长安之星2汽车制动系设计说明书

1、第 45 页 共 45 页汽车设计课程设计题 目： 汽车制动系设计 专 业： 班 级： 宿 舍： 学 生：组长: 组员： 指导老师： 简介制动系统是汽车上用以使外界（主要是路面）在汽车某些部分（主要是车轮）施加一定的力，从而对其进行一定程度的强制制动的一系列专门装置。制动系统作用是：使行驶中的汽车按照驾驶员的要求进行强制减速甚至停车；使已停驶的汽车在各种道路条件下（包括在坡道上）稳定驻车；使下坡行驶的汽车速度保持稳定。对汽车起制动作用的只能是作用在汽车上且方向与汽车行驶方向相反的外力，而这些外力的大小都是随机的、不可控制的，因此汽车上必须装设一系列专门装置以实现上述功能。目录绪论51 汽车制动

2、系统概述及设计要求61.1 概述61.1.1制动系统的组成61.1.2 制动系统的类型61.2 设计制动系统时应满足的要求72 整车性能参数73 制动器形式的选择83.1 鼓式制动器83.2 盘式制动器83.2.1 全盘式制动器83.2.2 钳盘式制动器93.3 选型104 鼓式与盘式制动器主要参数的确定114.制动鼓直径D114.2摩擦衬片宽度b和包角124.3摩擦衬片起始角0134.4制动器中心到张开力作用线的距离134.5制动蹄支撑点位置坐标a和c.134.6摩擦片摩擦系数.144.7制动盘直D.14.4.8制动盘的厚度h.144.9摩擦衬块内外半径的确定.144.10制动衬块工作面积A

3、.145 鼓式制动器主要零部件的设计145.1制动蹄145.2 制动鼓165.3 摩擦衬片175.4 摩擦材料185.5蹄与鼓之间的间隙自动调整装置195.6 制动支承装置205.7 制动轮缸20 5.8张开机构206 盘式制动器的设计计算206.1 同步附着系数的确定216.2 制动力分配系数的确定226.3 前、后轮制动器制动力矩的确定246.4应急制动和驻车制动所需的制动力矩276.4.1应急制动276.4.2驻车制动286.5陈片磨损特性的计算.297 制动驱动机构的设计与计算.317.1制动驱动机构的形式.317.2分路系统.327.3页压制动驱动机构的设计计算.337.3.1制动轮

4、缸直径的确定.337.3.2制动主缸直径的确定.347.3.3制动踏板力和制动踏板工作行程.367.3.4真空助力器的设计与计算.388 制动器零部件设计387.1 滑动钳体387.2 固定支架387.3 制动盘387.4 制动块39结束语40总成图.41参考文献42绪论一个国家汽车工业的发展水平反映出该国家的整体工业水平。要发展一个国家的汽车工业，就汽车行业来说，汽车设计应处于一个举足轻重的位置。制动器的设计作为汽车设计的一个重要环节也是非常重要的，尤其是随着现代汽车技术的发展，道路条件的日益改善，车速越来越高，安全问题也愈受重视，制动器恰是影响汽车安全性的一个重要部件。因此，能够设计，制造

5、出具有高制动性、可靠性的制动器是改善汽车设计的一个重要环节。早期的制动器结构简单，仅仅是为了达到使汽车减速的目的。随着汽车工业及道路条件的完善，致使车速逐步提高，安全问题也就理所当然的被人们所普遍关注。汽车的安全性与汽车的制动系关系密切，制动距离直接影响其安全性。汽车设计行业投入了大量的人力、物力以研制、开发制动器，制动器结构和种类都有了变化。其使用要求也不仅限于减速，在达到较高的安全要求的同时，对于乘车的舒适性也有了新的定义。特别是ABS的运用，使汽车在安全设计方面迈出了一大步。目前，制动器主要分为盘式与鼓式两种，且有前盘后鼓的发展趋势。在高档轿车中，更多的采用盘式制动器，盘式制动器又有固定

6、钳式和浮动钳式两种。近年来随着汽车性能的提高，固定钳结构上的缺点暴露较为明显，因而导致浮动钳的迅速发展。本设计是LG6360微型客车前制动器的设计，首先是分析选型。然后依据设计参数遵循制动器设计要求，进行制动器的一系列的设计计算。本制动系采用X型双回路系统以提高制动系的可靠性，在一个回路失效时，其制动效能仍可保持原制动效能的50%。采用真空助力器，使操纵更轻便，减少驾驶员的疲劳。在前、后轮的制动力分配计算中参考了汽车设计的设计方法，使制动力分配更合理，提高了汽车的制动稳定性。总之，通过本次设计，使制动器性能达到当今汽车发展的要求：经济性、可靠性、安全性，并符合环保要求。1 汽车制动系统概述及设

7、计要求1.1 概述使行驶中的汽车减速甚至停车，使下坡行驶的汽车的速度保持稳定，以及使已经停驶的汽车保持不动，这些作用统称为汽车制动。对汽车起到制动作用的是作用在汽车上，其方向与汽车行驶方向相反的外力。作用在行驶汽车上的滚动阻力，上坡阻力，空气阻力都能对汽车起制动作用，但这外力的大小是随机的，不可控制的。因此，汽车上必须设一系列专门装置，以便驾驶员能根据道路和交通等情况，借以使外界在汽车上某些部分施加一定的力，对汽车进行一定程度的强制制动。这种可控制的对汽车进行制动的外力，统称为制动力。这样的一系列专门装置即成为制动系统。制动系统的功用：使汽车以适当的减速度降速行驶直至停车；在下坡行驶时，使汽车

8、保持适当的稳定车速；使汽车可靠的停在原地或停驻在坡道上。1.1.1制动系统的组成制动系统一般都具有以下四个基本组成部分：1）供能装置包括供给、调节制动所需能量以及改善传能介质状态的各种部件。其中，产生制动能量的部位称为制动能源。2）控制装置包括产生制动动作和控制制动效果的各种部件。3）传动装置包括将制动能量传输到制动器的各个部件。4）制动器产生阻碍车辆的运动或运动趋势的力的部件，其中也包括辅助制动系中的缓速装置。较为完善的制动系还具有制动力调节装置以及报警装置、压力保护装置等附加装置。1.1.2 制动系统的类型按制动系统的功用分类：1）行车制动系使行使中的汽车减低速度甚至停车的一套专门装置。2

9、）驻车制动系是以停止的汽车驻留在原地不动的一套装置。3）第二制动系在行车制动系失效的情况下，保证汽车仍能实现减速或停车的一套装置。在许多国家的制动法规中规定，第二制动系是汽车必须具备的。辅助制动系在汽车长下坡时用以稳定车速的一套装置。按制动系统的制动能源分类：1）人力制动系以驾驶员的肢体作为唯一的制动能源的制动系。2）动力制动系完全靠由发动机的动力转化而成的气压或液压形式的势能进行制动的制动系。伺服制动系兼用人力和发动机动力进行制动的制动系。按照制动能量的传输方式，制动系统又可分为机械式、液压式、气压式和电磁等。同时采用两种以上传能方式的制动系统可称为组合式制动系统。1.2 设计制动系统时应满

10、足的要求设计制动系统时应满足如下主要要求：1) 具有足够的制动效能。行车制动能力是用一定制动初速度下的制动减速度和制动距离两项指标来评定的；驻坡能力是以汽车在良好路面上能可靠地停驻的最大坡度来评定的。2) 工作可靠。行车制动装置至少有两套独立的驱动制动器的管路，其中一套管路失效时，另一套的管路应保证汽车制动能力不低于没有失效时规定值的30%。行车和驻车制动装置可以有共同的制动器，而驱动机构应各自独立。行车制动装置都用脚操纵。3) 在任何速度下制动时，汽车都不应丧失操纵性和方向稳定性。4) 防止水和污泥进入制动器工作表面。5) 制动能力的热稳定性良好。6) 操纵轻便，并具有良好的随动性。7) 制

11、动时制动系统产生的噪音尽可能小，同时力求减少散发对人体有害的石棉纤维等物质，以减少公害。8) 作用滞后性应尽可能好。作用滞后性是指制动反应时间，以制动踏板开始动作至达到给定的制动效能所需的时间来评价。9) 摩擦片应有足够的使用寿命。10) 保证摩擦副磨损后，应有能消除因磨损而产生间隙的机构，且调整间隙工作容易，最好设置自动调整间隙机构。11) 当制动驱动装置的任何元件发生故障并使其基本功能遭到破坏时，汽车制动系统应有音响火光信号等报警提示。防止制动时车轮被抱死有利于提高汽车在制动过程中的转向操纵性和方向稳定性，缩短制动距离，所以近年来防抱死制动系统（ABS）在汽车上得到了很快的发展和应用。此外

12、，由于含有石棉的摩擦材料在石棉有致癌公害问题已被淘汰，取而代之的各种无石棉型材料相继研制成功。2 整车性能参数长/宽/高（mm） 3658×1547×1950轴距（mm） 2350前后轮距（mm） 1280/1290最高车速（km/h） 135发动机型号 1.3L 82马力L4变速器形式 5档手动排量（L） 1.3最大输出功率（kw/rpm） 60 /6000最大输出扭矩（Nm/rpm） 102/3000悬架系统 （前）麦弗逊式独立悬架、（后）螺旋弹簧非独立悬架轮胎型号 165/70R13整车质量 920kg驱动方式 中置后驱3 制动器形式的选择制动器主要有摩擦式、液力式和

13、电磁式等几种形式。电磁式制动器虽有作用滞后性好、易于连接而且接头可靠等优点，但因成本高，只在一部分总质量较大的商用车上用作车轮制动器或缓速器；液力式制动器一般只作缓速器。目前广泛使用的仍为摩擦式制动器。摩擦式制动器按摩擦副的结构形式不同，可分为鼓式，盘式和带式三种。带式制动器只用作中央制动器；鼓式和盘式制动器的结构形式有多种。3.1 鼓式制动器鼓式制动器主要包括领从蹄式、单向双领从蹄式、双向双领从蹄式，双从蹄式、单向增力式和双向增力式。蹄式制动器主要是蹄片固定支点的数量和位置不同；张开装置的形式与数量不同；制动时两块蹄片间有无相互作用。鼓式制动器通常装置在后轮。3.2 盘式制动器按摩擦副的固定

14、元件的结构不同，盘式制动器可分为钳盘式和全盘式两类。3.2.1 全盘式制动器全盘式制动器摩擦副的元件和固定元件旋转都是圆盘形的，制动时各盘摩擦表面全部接触，作用原理如同离合器，故又称离合器式制动器。全盘式中用的较多的是多片全盘式制动器。多片全盘式制动器即可用作车轮制动器，也可用作缓行器。3.2.2 钳盘式制动器钳盘式制动器的固定摩擦元件是制动块，装在与车轴连接且不能绕车轴线旋转的制动钳中。制动衬块与制动盘接触面积很小，在盘上所占的中心角一般仅，故盘式制动器又被称为点盘式制动器。钳盘式制动器按制动钳的结构不同，分为以下几种。（一）固定钳式如图1a所示，制动钳固定安装在车桥上，既不能旋转，也不能沿

15、制动盘轴线方向移动，因而其中必须在制动盘两侧装设制动块促动装置，以便分别将两侧的制动块压向制动盘。这种形式也成为对置活塞式或浮动活塞式。固定钳式制动器存在着以下缺点：1）液压缸较多，使制动钳结构复杂。2）液压缸分置于制动盘两侧，必须用跨越制动的钳内油道或外部油管来连通。这必然使得制动钳的尺寸过大，难以安装现代化轿车的轮毂内。3）热负荷大时，液压缸和跨越制动盘的油管或油道中的制动液容易受热汽化。4）若要兼用于驻车制动，则必须加装一个机械促动的驻车制动钳。这些缺点使得固定钳式制动器难以适应现代汽车的使用要求，故70年代以来，逐渐让位于浮钳盘式制动器。 图1 钳盘式制动器示意图（二）浮动钳式（1）滑

16、动钳式 如图1b所示，制动钳可以相对于制动盘作轴向滑动，其中只有在制动盘的内侧置有液压缸，外侧的制动块固定安装在钳体上。制动时活塞在液压作用下使活动制动压靠到制动盘上，而反作用力则推动制动钳体连同固定制动块压向制动盘的另一侧，直到两制动块受力均等为止。（2）摆动钳式 如图1c所示，它也是单侧液压缸结构，制动钳体与固定在车轴上的支座铰接。为实现制动，钳体不是滑动而是在与制动盘垂直的平面内摆动。显然，制动块不可能全面而均匀的磨损。为此，有必要经衬块预先作成楔形。在使用过程中，衬块逐渐磨损到各处残存厚度均匀后即应更换。浮钳盘式制动器的制动钳一般设计得可以相对制动盘转向滑动。其中，只在组、制动盘的内侧

17、设置液压缸，而外侧的制动块则附加装在钳体上。图2 制动时车轮、制动盘及轮毂轴承的受力示意图浮动钳式制动器的优点有：1）仅在盘的内侧有液压缸，故轴向尺寸小，制动器能进一步靠近轮毂；2）没有跨越制动噢案的油道或油管，加之液压缸冷却条件好，所以制动液汽化的可能性小；3）成本低；4）浮动钳的制动块可兼用于驻车制动。制动钳的安装位置可以在车轴之前或之后。由图2可见，制动钳位于轴后，能使制动时轮毂轴承的合成载荷减少；制动钳位于轴前，则可避免轮胎向钳内甩溅泥污。3.3 选型1、领从蹄式制动器的效能及稳定性均处于中等水平，但由于其在汽车前进与倒车时的制动性能不变，且结构简单，造价较低，也便于设置驻车制动机构，

18、故这种结构广泛用于中、重型载货汽车的前、后轮制动器及轿车的后轮制动器。所以后轮选用领从蹄式制动器。2、与鼓式制动器相比，盘式制动器有如下优点：1）热稳定性好。原因是一般无自行增力作用。衬片摩擦表面压力分布比鼓式更均匀。此外，制动鼓在受热膨胀后，工作半径增大，使其只能与制动蹄中部接触，从而降低了制动效能，这称为机械衰退。制动盘的轴向膨胀量极小，径向膨胀根本与性能无关，故无机械衰退问题。因此，前轮采用盘式制动器，汽车制动时不易跑偏。2）水稳定性好。制动块对盘的单位压力高，易将水挤出，因而浸水后效能降低不多；又由于离心力作用及衬片对盘的擦拭作用，出水后只需经一二次制动即能恢复正常。鼓式制动器则需经十

19、余次制动方能恢复。3）制动力矩与汽车运动方向无关。4）易于构成双回路制动系，使系统有较高的可靠性和安全性。5）尺寸小，质量小，散热良好。6）压力在制动衬块上分布比较均匀，故衬片上磨损也均匀。7）更换制动块简单容易。8）衬片与制动盘之间的间隙小（），从而缩短了制动协调时间。9）易实现间隙自动调整。盘式制动器的主要缺点是：1) 难以实现完全防尘和锈蚀（封闭的多片式全盘式制动器除外）。2) 兼作驻车制动器时，所需附加的手驱动机构比较复杂。3) 在制动驱动机构中必须装用助力器。4）因为衬片工作面积小，所以磨损快，寿命低，需用高材质的衬块。盘式制动器在乘用车前轮上得到广泛应用。因此，从结构，散热，技术，

20、成本等多方面考虑，本设计长安之星微型客车前轮制动器决定采用浮钳盘式制动器。4 鼓式与盘式制动器主要参数的确定4.1制动鼓内径D制动鼓与轮辋之间应保持足够间隙，通常要求该间隙不小于20mm，否则不仅制动鼓散热条件太差，而且轮辋受热后可能粘住内胎或烤坏气门嘴。制动鼓直径与轮辋直径之比D/Dr的范围如下：乘用车 0.640.74商用车 0.700.83轮辋直径13英寸，即：Dr=13×25.4=330.2mm故，D=211.33244.35查看专业标准QC/T3091999制动鼓工作直径及制动蹄片宽度尺寸系列取D=220mm4.2 摩擦衬片宽度b和包角摩擦衬片宽度尺寸的选取对摩擦衬片的使用

21、寿命有影响。衬片宽度尺寸过小，则磨损速度快，衬片寿命短；若衬片宽度尺寸过大 ，则质量大，不易加工，并且增加了成本。这两个参数加上已初定的制动鼓内径决定了每个制动器的摩擦面积,即 mm （5-1）式中：制动鼓内径（mm）制动蹄摩擦衬片宽度(mm)分别为两蹄的摩擦衬片包角，（°）摩擦衬片的包角通常在范围内选取，试验表明，摩擦衬片包角时磨损最小，制动鼓的温度也最低，而制动效能则最高。再减小虽有利于散热，但由于单位压力过高将加速磨损，包角不宜大于120°，因为过大不仅不利于散热，而且易使只动作用不平顺，甚至可能发生自锁。取=90°摩擦衬片宽度b较大可以降低单位压力，减小磨

22、损，但b的尺寸过大则不易保证与制动鼓全面接触，通常是根据在紧急制动时使其单位压力不超过2.5MP的条件来选择衬片宽度b的。设计时应尽量按擦擦片的产品规格选择b值。另外，根据国外统计资料可知，单个鼓式车轮制动器总的衬片摩擦面积随汽车总质量的增大而增大，（如表5-2所示）。而单个摩擦衬片的摩擦面积A又取决于制动鼓半径R，衬片宽度b及包角，即： （5-2）式中, 是以弧度为单位，当A，R，确定后，由上式也可初选衬片宽b的尺寸。表5-2 制动器衬片摩擦面积汽车类型汽车总质量m/t单个制动器总的衬片摩擦面积/mm轿车0.9-1.51.5-2.5100-200200-300客车与货车1.0-1.51.5-

23、2.52.5-3.53.5-7.07.0-12.012.0-17.0120-200150-250(多为150-200)250-400300-650550-1000600-1500(多600-1200)制动鼓各制动蹄摩擦衬片总摩擦面积越大，则制动时产生的单位面积正压力越小，从而磨损也越小。根据5-2初选A=250cm2制动蹄摩擦衬片宽度根据QC/T309-1999制动鼓工作直径及制动蹄片宽度尺寸系列可取75mm。校核A=Rb=220×1.57×75=259260cm24.3摩擦衬片起始角0摩擦衬片起始角如图5-1所示。通常是将摩擦衬片布置在制动蹄外缘得得中央。有时为了适应单位

24、压力的分布情况，将衬片相对于最大压力点对称布置，以改善制动效能和磨损的均匀性。0=90-/2=45°4.4制动器中心到张开力作用线的距离在满足制动轮缸或凸轮能够布置在制动鼓内的条件下，应使距离a尽可能地大，以提高起制动效能，初步设计时可暂取左右。e=0.8×110=8890mm4.5制动蹄支撑点位置坐标a和c应在保证两蹄支承端面不致相互干涉的条件下，使尽可能大而尽可能小（图5-1）。初步设计可取=0.8R左右。e=0.8×110=8890mm，取为40mm4.6摩擦片摩擦系数选择摩擦片时不仅希望其摩擦系数要高些，更要求其热稳定性要好，受温度和压力的影响要小。不能单

25、纯地追求摩擦材料的高摩擦系数，应提高对摩擦系数的稳定性和降低制动器对摩擦系数偏离正常值的敏感性的要求，后者对蹄式制动器非常重要。各种制动器用摩擦材料的摩擦系数的稳定值约为0.30.5，少数可达0.7。一般说来，摩擦系数愈高的材料，其耐磨性愈差。所以在设计制动器时，并非一定要追求高摩擦系数的材料。当前国产的制动摩擦片材料在温度低于250时，保持摩擦系数=0.350.40已不成问题。因此，在假设的理想条件下计算制动器的制动力矩，取=0.4可使计算结果接近实际值。另外，在选择摩擦材料时,应尽量采用减少污染和对人体无害的材料。在本设计中选取=0.35。4.7 制动盘直径D制动盘直径D应尽可能取大些。这

26、时制动盘的有效半径得到增加，可以见效制动钳的加紧力，降低衬块的单位压力和工作温度。受轮辋直径的限制，制动盘的直径通常选择为轮辋直径的。总质量大于2t的汽车取上限。轮辋半径为13英寸，轮辋半径为：则D的取值范围为。查得国内相关汽车前轮盘式制动器参数，参考捷达GL车型，可取D=248mm。4.8 制动盘的厚度h制动盘厚度h对制动盘质量和工作时的温升有影响。为使质量小些，制动盘厚度不宜取的很大；为减小温升，制动盘厚度又不宜取的过小。制动盘可以做成实心的，或者为了散热通风需要在制动盘中间铸出通风孔道。通常，实心制动盘厚度可取为；具有通风孔道的制动盘的两工作面之间的尺寸，即制动盘的厚度取为，但多采用。这

27、里选用通风式制动盘，取25mm。4.9 摩擦衬块内外半径的确定推荐摩擦衬块外半径与内半径的比值不大于1.5。若比值偏大，工作时衬块的外缘与内侧圆周速度相差较多，磨损不均匀，接触面积减少，最终将导致制动力矩变化大。取外半径=120mm，内半径=80mm。4.10 制动衬块工作面积A在确定盘式制动器衬块工作面积A时，根据制动衬块单位面积占有的汽车质量，推荐在范围内选用。汽车整车空载时质量为920kg，乘坐8人，则满载质量为920kg+8×65kg+×8=1520kg。对于发动机中置后驱的乘用车，前轴满载时的载荷约为汽车满载质量的，取920kg。 得。参考国内同类型车辆，可取A=

28、。5鼓式制动器主要零部件的设计5.1制动蹄乘用车和总质量较小商用车的制动蹄广泛采用T形型钢碾压或钢板冲压焊接制成；总质量较大商用车的制动蹄则多用铸铁，铸钢或铸铝合金制成。制动蹄的结构尺寸和断面形状应保证其刚度好，但小型车用钢板制的制动蹄腹板上有时开有一，两条径向槽，使蹄的弯曲刚度小些，以便使制动蹄摩擦衬片与制动鼓之间的解除压力均匀，因而使衬片的磨损较为均匀，并可减少制动时的尖叫声。重型汽车制动蹄的断面有工字形，山字形几种。本设计中制动蹄采用T形型钢钢板冲压焊接制成。为了提高效率，增加制动蹄的使用寿命和减小磨损，在总质量较大的商用车的铸造制动蹄靠近张开凸轮一端，设有滚轮或镶装有支持张开凸轮的垫片

29、（图5-2）。图5-2 铸铁制动蹄的结构形式制动蹄腹板和翼缘的厚度，乘用车的约为mm；商用车的约为 mm。摩擦衬片的厚度，乘用车的多为 mm；商用车的多为8 mm以上。衬片可铆接或粘贴在制动蹄上，粘贴的允许其磨损厚度较大，使用寿命增长，但不易更换衬片；铆接的噪声小。制动蹄腹板及翼缘厚度为4mm,摩擦衬片厚度为5mm衬片铆接在制动蹄上。5.2制动鼓制动鼓应具有非常好的刚性和大的热容量，制动时其温升不应超过极限值。制动鼓的材料与摩擦衬片的材料相匹配，以保证具有高的摩擦系数并使工作表面磨损均匀。制动鼓有铸造和组合式两种。铸造制动鼓多选用灰铸铁铸造，具有机械加工容易、耐磨、热容量大等优点。为防止制动鼓

30、工作时受载变形，常在制动鼓的外圆周部分铸有加强肋，用来加强刚度和散热效果（图5-3a）。制动鼓鼓壁厚的选取主要是从其刚度和强度方面考虑。壁厚取大些也有利于增大其热容量，但实验表明，壁厚由增至20 mm时，摩擦表面的平均最高温度变化并不大。一般铸造制动鼓的壁厚：乘用车为7-12 mm；中，商用车为13-18 mm。制动鼓在闭合一侧外缘可开小孔，用于检查制动器间隙。组合式制动鼓的圆柱部分可以用铸铁铸出，腹板部分用钢板冲压成形（图5-3b）；也可以在钢板冲压的制动鼓内侧，镶装用离心浇铸的合金铸铁组合构成制动鼓（图5-3c）；或主体用铝合金铸成，内镶一层珠光体组成的灰铸铁作为工作表面（图5-3d）。组

31、合式制动鼓的共同特点是质量小，工作面耐磨，并有较高的摩擦系数。本车采用铸造式制动鼓，壁厚为9mm图5-3 制动鼓的结构形式5.3摩擦衬片摩擦衬片的的材料应该满足如下要求：（1）具有一定的稳定的摩擦因数。在温度、压力升高和工作速度发生变化时，摩擦因数的变化应尽可能小。（2）具有良好的耐磨性。不仅摩擦衬片应有足够的使用寿命，而且对偶摩擦副的磨耗也要求尽可能小。通常要求制动盘的磨耗不大于衬块的1/10。（3）要有尽可能小的压缩率和膨胀率。压缩变形太大影响制动主缸的排量和踏板行程，降低制动灵敏度。膨胀率过大，摩擦衬块和制动盘要产生拖磨，尤其是对鼓式制动器衬片受热膨胀消除间隙后，可能产生咬死现象。（4）

32、制动时不应产生噪声，对环境无污染。（5）应采用对人体无害的摩擦材料。（6）有较高的耐挤压强度和冲击强度，以及足够的抗剪切能力。（7）应将摩擦衬块的导热率控制在一定得范围。要求摩擦衬块在300C加热板上作用30min后，背板的温度不超过190C，防止防尘罩、密封圈过早老化和制动液温度迅速升高。以前制动器摩擦衬片使用的是由增强材料（石棉及其他纤维），粘结剂，摩擦性能调节剂组成的石棉摩阻材料。它有制造容易，成本低，不易刮伤对偶等优点。但由于它又有耐热性能差，摩擦因数随温度升高而降低，磨耗增高和对环境有污染，特别是石棉能致癌，所以已逐渐被淘汰。由金属纤维、粘结剂和摩擦性能调节剂组成的半金属磨阻材料，具

33、有较高的耐热性和耐磨性，今年来得到广泛的应用，故采用此材料。5.4摩擦材料制动摩擦材料应具有高而稳定的摩擦系数，抗热衰退性能好，不能在温度升到某一数值后摩擦系数突然急剧下降；材料的耐磨性好，吸水率低，有较高的耐挤压和耐冲击性能；制动时不产生噪声和不良气味，应尽量采用少污染和对人体无害的摩擦材料。车轮制动器采用广泛应用的模压材料，它是以石棉纤维为主并与树脂粘结剂、调整摩擦性能的填充剂(由无机粉粒及橡胶、聚合树脂等配成)与噪声消除剂(主要成分为石墨)等混合后，在高温下模压成型的。模压材料的挠性较差，故应按衬片或衬块规格模压，其优点是可以选用各种不同的聚合树脂配料，使衬片或衬块具有不同的摩擦性能和其

34、他性能。带式中央制动器采用编织材料，它是先用长纤维石棉与铜丝或锌丝的合丝编织成布，再浸以树脂粘合剂经干燥后辊压制成。其挠性好，剪切后可以直接铆到任何半径的制动蹄或制动带上。在100C120C温度下，它具有较高的摩擦系数(=0.4以上)，冲击强度比模压材料高45倍。但耐热性差，在200C250C以上即不能承受较高的单位压力，磨损加快。各种摩擦材料摩擦系数的稳定值约为0.30.5。设计计算中制动器时摩擦系数一般选用=0.30.4。表5-3列出了各种摩擦材料主要性能指标的对比。表5-3 摩擦材料性能对比5.5蹄与鼓之间的间隙自动调整装置为了保证制动鼓在不制动时能自由转动，制动鼓与制动衬片之间，必须保

35、持一定间隙。此间隙量应尽可能小，因为制动系的许多工作性能受此间隙影响而变化。使用中因磨损会增大此间隙，过分大的间隙会带来许多不良的后果：制动器产生制动作用的时间增长；各制动器因磨损不同，间隙也不一样，结果导致各制动器产生制动作用的时间不同，即同步制动性能变坏；增加了压缩空气或制动液的消耗量，并使制动踏板行程增加。为保证制动鼓与制动衬片之间在使用期间始终有出设定的间隙量，要求采用间隙自动调整装置。现在鼓式制动器中采用间隙自动调整装置的也日益增多。一般来说，鼓式制动器的设定间隙为0.2mm-0.5mm；盘式制动器的为0.1mm-0.3mm(单侧为0.05mm-0.15mm)。此间隙的存在会导致踏板

36、或手柄的行程损失，因而间隙量应尽量小，考虑到制动过程中摩擦副可能产生热变形和机械变形，因此，制动器在冷却状态下应设的间隙要通过试验来确定。设计中，鼓式制动器的设定间隙为0.2mm-0.5mm，取间隙为0.4mm。鼓式制动器也有采用波尔舍乘用车的制动器间隙调整装置的，摩擦元件可以装在轮缸中，也可以装在制动蹄腹板上。采用这类间隙自调装置时，制动器安装在汽车上后不需要人工精细调整，只需要进行一次完全制动即可调整到设定间隙，并且在行车过程中随时补偿过量间隙。因此，可将这种自调装置称为一次调准式。鼓式制动器间隙自动调整的一般方法：（1）采用轮缸张开装置可采用不同的方法及其响应机构调节制动鼓与摩擦衬片间的

37、间隙。1.借助于装在制动地板上的调整凸轮和偏心支承销，用手调整制动蹄的原始安装位置以得到所要求的间隙。凸轮工作表面螺旋线的半径增量和支承销的偏心量应超过衬片的厚度。2.借助于自动调整装置使制动蹄位于间隙量所要求的原始位置。也可在制动轮刚上采取措施实现工作间隙的自动调整（2）采用凸轮张开装置采用凸轮张开装置时，制动器的工作间隙调整可通过转动凸轮相对于臂的位置来实现，而臂的位置则保持不变。凸轮位置的改变是靠装在臂上的涡轮蜗杆副来实现的，因此臂又称为调整臂（3）采用楔块张开装置该结构的制动器工作间隙是借助于调整套筒，棘爪和调整螺钉进行自动调整。在套筒的外表面上切有螺旋棘齿，而套筒的内孔则为螺孔。朝向

38、套筒一侧的棘爪端面则做成与套筒外表面的螺旋棘齿相配的齿槽。如果在制动时柱塞的行程超过棘齿的轴向螺距，则棘爪移动一个齿。当套筒和柱塞返回原始位置时，棘爪和套筒的相互作用便使套筒转动某一角落，从而使调整螺钉旋出相应的距离。现在的鼓式制动器多采用所谓阶跃式自调装置。5.6制动支承装置二自由度制动蹄的支承，结构简单，并能使制动蹄相对制动鼓自行定位（见图3-6）。为了使具有支承销的一个自由度的制动蹄的工作表面与制动鼓的工作表面同轴心，应使支承位置可调。例如采用偏心支承（见图3-8）。支承销由45号钢制造并高频淬火。其支座为可锻铸铁(KTH 37012)或球墨铸铁（QT400-18）。青铜偏心轮可保持制动

39、蹄腹板上的支承孔的完好性并防止这些零件的腐蚀磨损。具有长支承销的支承能可靠地保持制动蹄的正确安装位置，避免侧向偏摆。在制动底板上附加一压紧装置，使制动蹄中部靠向制动底板，而在轮缸活塞顶块上或在张开机构调整推杆端部开槽供制动蹄腹板张开端插入，以保持制动蹄的正确位置。5.7制动轮缸制动轮缸为液压制动系采用的活塞式制动蹄张开机构，其结构简单，在车轮制动器中布置方便。轮缸的缸体由灰铸铁HT250制成。其缸筒为通孔，需搪磨。活塞由铝合金制造。活塞外端压有钢制的开槽顶块，以支承插入槽中的制动蹄腹板端部或端部接头。轮缸的工作腔由装在活塞上的橡胶密封圈或靠在活塞内端面处的橡胶皮碗密封。多数制动轮缸有两个等直径

40、活塞；少数有四个等直径活塞；双领蹄式制动器的两蹄则各用一个单活塞制动轮缸推动。设计中前轮的单向双领蹄采用液压驱动并且制动轮缸采用两个等直径的活塞；后轮的领从蹄式鼓式制动器采用液压驱动，制动轮缸采用两个等直径活塞。5.8张开机构设计中采用平衡式的凸轮张开机构。凸轮式张开机构的凸轮及其轴是由45号钢模锻成一体的毛坯制造，在机加工后经高频淬火处理。凸轮及其轴由可锻铸铁或球墨铸铁的支架支承，而支架则用螺栓或铆钉固定在制动地板上，为了提高机构的传动效率，制动时凸轮是经过滚轮推动制动蹄张开。滚轮由45号刚制造并高频淬火。6 盘式制动器的设计计算假定衬块的摩擦表面全部与制动盘接触，且各处单位压力分布均匀，则

41、制动器的制动力矩为 （1）式中，为摩擦因数；为单侧制动块对制动盘的压紧力；为作用半径。对于常见的具有扇形摩擦表面的衬块，若其径向宽度不很大，取等于平均半径或有效半径，在实际中已经足够精确。 图3 盘式制动器 图4 钳盘式制动器的作 的计算用图 用半径计算参考图如图3，图4，平均半径为 （2）式中，和为摩擦衬块扇形表面的内半径和外半径。应当指出，若过小，即扇形的径向宽度过大，衬块摩擦面上各不同半径处的滑磨速度相差太远，磨损将不均匀，因而单位压力分布均匀这一假设条件不能成立，则上述计算方法也就不适用。m值一般不应小于065。R1/R2=80/120=0.667制动盘工作面的加工精度应达到下述要求：

42、平面度公差为，表面粗糙度为值为，两摩擦表面的平行度不应大于，制动盘的端面圆跳动不应大于。通常制动盘采用摩擦性能良好的珠光体灰铸铁制造。为保证有足够的强度和耐磨性能，其牌号不应低于。6.1 同步附着系数的确定(1)当时：制动时总是前轮先抱死，这是一种稳定工况，但丧失了转向能力；(2)当时：制动时总是后轮先抱死，这时容易发生后轴侧滑而使汽车失去方向稳定性；(3)当时：制动时汽车前、后轮将同时抱死，也是一种稳定工况，但也丧失了转向能力。分析表明，汽车在同步附着系数为的路面上制动(前、后车轮同时抱死)时，其制动减速度为，即，为制动强度。而在其他附着系数的路面上制动时，达到前轮或后轮即将抱死的制动强度,

43、这表明只有在的路面上，地面的附着条件才可以得到充分利用。随着道路条件的改善和汽车速度的提高，由于制动时后轮先抱死引起的汽车甩尾甚至掉头所造成的车祸日益增多。值宜取大些。根据设计经验应在0.65至0.80。根据联合国欧洲经济委员会的制动法规规定在各种负荷情况下，轿车：0.15<=z<=0.8，前轮均应能先抱死；在车轮未抱死情况下，在0.2<=<=0.8的范围内，必须满足z>=0.1-0.85*（-0.2）。此设计车型主要在城市道路上行驶，道路状况比较好。本设计选取。综上所得取0.72。6.2 制动力分配系数的确定轴距满载时质心高度质心到前轴的距离质心到后轴的距离不少

44、两轴汽车的前、后制动器制动力之比为一固定值。微型客车前后制动器制动力也为定比值。常用前制动器制动力与汽车总制动力之比来表明分配的比例，称为制动器制动力分配系数，用表示，即 （3）式中，为前制动器制动力；为汽车总制动器制动力，为后制动器制动力。已知确定同步附着系数，则分配系数查相关资料，可由以下公式获得：式中，b为质心到后轴的距离。根据汽车制动时的整个汽车受力的分析，并且考虑到制动时轴荷的转移，可以算出地面对前、后轴车轮的法向反力为： (1-1)式中：G汽车所受重力； L汽车轴距；汽车质心离前轴的距离；汽车质心离后轴的距离； 汽车质心的高度； g重力加速度 汽车制动时的减速度。则汽车制动时总的地

45、面制动力为： (1-2)式中：（）制动强度，前后轴车轮的地面制动力。由式（1-1）、式（1-2）求得前、后轴车轮附着力 （1-3）上式表明：汽车在附着系数为任意确定值的路面上制动时，各轴附着力即极限制动力并非为常数，而是制动强度或总制动力的函数。当汽车各车轮制动器的制动力足够时，根据汽车前、后轴的轴荷分配，前、后车轮制动器制动力的分配、道路附着系数和坡度情况等，制动过程可能出现的情况有三种，即(1)前轮先抱死拖滑，然后后轮再抱死拖滑； (2)后轮先抱死拖滑，然后前轮再抱死拖滑；(3)前、后轮同时抱死拖滑。第（3）种情况的附着条件利用得最好。由式(1-2)、式(1-3)得在任何附着系数的路面上，

46、前、后车轮同时抱死即前、后轴车轮附着力同时被充分利用的条件是： (1-4)式中：前轴车轮的制动器制动力，；后轴车轮的制动器制动力，；前轴车轮的地面制动力；后轴车轮的地面制动力；，地面对前、后轴车轮的法向反力；G汽车重力；，汽车质心离前、后轴距离；汽车质心高度。由式(1-4)知前、后车轮同时抱死时，前、后轮制动器的制动力，是的函数。式(1-4)中消去，得 (1-5)式中：L汽车的轴距。将上式绘成以，为坐标的曲线，即为理想的前、后轮制动器制动力分配曲线，简称I曲线，。如果汽车前、后制动器的制动力，能按I曲线的规律分配，则能保证汽车在任何附着系数的路面上制动时，都能使前、后车轮同时抱死。目前大多数两

47、轴汽车的前、后制动器制动力之比值为一定值，并以前制动与汽车总制动力之比表明分配的比例，称为汽车制动器制动力分配系数： （1-6）由于在附着条件所限定的范围内，地面制动力在数值上等于相应的制动周缘力，故通称为制动力分配系数。在本设计的自卸车中：汽车满载时L=2350mm；L1=2350*0.47=1104.5mm；L2=1245.5mm;G=1.52t×9.8=14896N；=0.8；=780mm；把数据代入（1-4）得：=12473.5N，=3206.5N则：由式（1-4）； ; 这样我们就可以算出的面总的制动力的大小为：由公式（1-2）可以求出汽车的制动强度q=0.8又因为 所以我

48、们可以求出汽车在地面附着系数为0.8的良好道路上的制动减速度为： 根据GB12676-1999：在这一次的设计当中，根据所选的自卸车参数可以知道：这一次设计的自卸车属于N3类车型。根据GB12676-1999可以知道N3类车型制动的最低性能的试验初速度为：80km/h ,最长制动距离为： ,其中v为制动初速度。则我们可以算出S=50.7m这样我们就可算出最小制动减速度为： 由此可以看出>所以算出的制动建设度大于最小制动减速度。满足标准。6.3 前、后轮制动器制动力矩的确定为了保证汽车有良好的制动效能和稳定性，要求合理地确定前、后轮制动器的制动力矩。最大制动力是在汽车附着质量完全被利用的条

49、件下获得的，这时制动力与地面作用于车轮的法向力、成正比，也与前后轮制动力矩的比值相同。得： （4）式中，为前、后轮制动器的制动力矩。然后，根据汽车满载在沥青、混泥土路面上紧急制动到前轮抱死脱滑，计算出前轮制动器的最大制动力矩；再根据前面已经确定的前、后轮制动力矩的比值，计算出后轮制动器的最大制动力矩。 （5）式中，为制动强度，为车轮有效半径。 （6）6.4 应急制动和驻车制动所需的制动力矩6.4.1 应急制动应急制动时，后轮一般将抱死滑移，故后桥制动力为： （7）此时所需的后桥制动力矩为：式中，为汽车满载总质量与重力加速度的乘积；为轴距；汽车质心到前铀的距离；汽车质心高度；路面对后桥的法向反力

50、；附着系数；车轮有效半径。如用后轮制动器作为应急制动器，则单个后轮制动器应急制动力矩为。6.4.2 驻车制动如图5表示汽车在上坡路上停驻的受力情况。由此不难得出停驻的后桥附着力为：图5 汽车在上坡路上停驻时的受力情况 （8）汽车在下坡停驻时，后桥附着力为： （9）汽车可能停驻的极限上坡路倾角，可根据后桥上的附着力与制动力矩相等的条件求得，由汽车可能停驻的极限上坡路倾角，可根据后桥上的附着力与制动力矩相等的条件求得，即由 （10）得到 （11）式中，是保证汽车上坡行驶的纵向稳定性的极限坡路倾角。本车代入数据得 同理可推出汽车可能停驻的极限下坡路倾角为 （12）得驻车制动器在安装制动器的空间，制动驱动力源等条件允许的范围内，应力求后桥上上驻车制动力矩接近由所确定的极限值（因），并保证下坡路上能停驻的坡度不小于法规的规定值。6.5 衬片磨损特性的计算摩擦衬片（衬块）的磨损受温度、摩擦力、滑磨速度、制动盘（制动鼓）的材质及加工情况，以及衬片（衬块）本身材质等许多因素的影响，因此在理论上计算磨损特性极为困难。但试验表明，影响磨损的最重要因素还是摩擦表面的温度和摩擦力。从能量的观点来说，汽车制动过程即是将汽车的机械能（动能和势能）的一部分转变为热量而耗散的过程。在制动强度很大的紧急制动过程中，制动器几乎承担了汽车全部动能耗散的任务。此时，由于制动时间很短，实际上热量还来不及逸散到大气中就被制