毕业设计盘式制动器设计说明书

汽车盘式制动器设计摘要：本文主要是介绍盘式制动器的分类以及各种盘式制动器的优缺点，对所选车型制动器的选用方案进行了选择，针对盘式制动器做了主要的设计计算，同时分析了汽车在各种附着系数道路上的制动过程，对前后制动力分配系数和同步附着系数、利用附着系数、制动效率等做了计算。在满足制动法规要求及设计原则要求的前提下，提高了汽车的制动性能。关键词：盘式制动器；制动力分配系数；同步附着系数；利用附着系数；制动效率AutomobilediscbrakedesignAbstract：Thispaperismainlythediscbrakeoftheclassificationandvariouskindsofdiscbrakeoftheadvantagesanddisadvantagesareintroduced,theselectionschemeofthechosenvehiclebrakewasselectedandfordiscbrakedothemaindesigncalculationandanalysisofthecarinavarietyofattachmentcoefficientroadonthebrakingprocessof,ofbrakingforcedistributioncoefficientandthesynchronousadhesioncoefficient,utilizationcoefficientofadhesion,brakingefficiencycalculated.Underthepremiseofmeetingtherequirementsofthebrakingregulationrequirementanddesignprincipleandimprovethebrakingperformanceofautomobile.Keywords:Discbrake,Brakingforcedistribution,coefficient,Synchronizationcoefficient,Synchronousadhesioncoefficient,Theuseofadhesioncoefficient,Brakingefficiency

目录TOC\o"1-3"\h\u31003第1章绪论 51614制动器的作用 58029制动器的种类 523533制动器的组成 629175制动器的新发展 725558对制动器的要求 727830工作任务及要求 91872制动器研究方案 1026050第2章制动器机构形式的选择 115598方案选择的依据 1124744制动器的种类 1130367盘式制动器的结构型式及选择 1231402盘式制动器与鼓式制动器优缺点比较 1525065雅阁六代车型制动器结构的最终方案 1617015第3章制动器主要参数及其选择 1719610雅阁六代基本参数确定 177868轮滚动半径 1715077空、满载时的轴荷分配 1716944空、满载时的质心高度 187854制动力与制动力分配系数 1824837同步附着系数计算 2217848制动器最大制动力矩 2515081利用附着系数和制动效率 2615909利用附着系数 2726103制动效率E、E 283101制动器制动性能核算 2927210第4章制动器主要零件的设计计算与校核 308603制动盘主要参数确定 3031503制动盘直径D 3020910制动盘厚度h 3016716摩擦衬块主要参数的确定 30689摩擦衬块内半径和外半径 303509摩擦衬块有效半径 3116193摩擦衬块的面积和磨损特性计算 3212865摩擦衬块参数设计校核 341029驻车制动计算与校核 352404液压制动驱动机构的设计计算 3722648制动轮缸直径d与工作容积V 378213制动主缸直径与工作容积 3829537制动踏板力 3924842踏板工作行程 3928564第5章制动器主要零件的结构设计 4021203制动盘 4031794制动盘材料及要求 4018354制动盘分类及比较 402954制动钳 415482制动块 4224124摩擦材料 4223648盘式制动器工作间隙的调整 4429785总结 4524754致谢 4631885参考文献 47第1章绪论制动器的作用汽车制动系是用于使行驶中的汽车减速或停车，使下坡行驶的汽车的车速保持稳定以及使已停驶的汽车在原地(包括在斜坡上)驻留不动的机构。汽车制动系直接影响着汽车行驶的安全性和停车的可靠性。随着高速公路的迅速发展和车速的提高以及车流密度的日益增大，为了保证行车安全、停车可靠，汽车制动系的工作可靠性显得日益重要。也只有制动性能良好、制动系工作可靠的汽车，才能充分发挥其动力性能。制动器的种类汽车制动系至少应有两套独立的制动装置，即行车制动装置和驻车制动装置；重型汽车或经常在山区行驶的汽车要增设应急制动装置及辅助制动装置，牵引汽车还应有自动制动装置。行车制动装置用于使行驶中的汽车强制减速或停车，并使汽车在下短坡时保持适当的稳定车速。其驱动机构常采用双回路或多回路结构，以保证其工作可靠。驻车制动装置用于使汽车可靠而无时间限制地停驻在一定位置甚至在斜坡上．它也有助于汽车在坡路上起步。驻车制动装置应采用机械式驱动机构而不用液压或气压驱动，以免其产生故障。应急制动装置用于当行车制动装置意外发生故障而失效时，则可利用其机械力源(如强力压缩弹簧)实现汽车制动。应急制动装置不必是独立的制动系统，它可利用行车制动装置或驻车制动装置的某些制动器件。应急制动装置也不是每车必备的。因为普通的手力驻车制动器也可以起到应急制动的作用。辅动装置用在山区行驶的汽车上，利用发动机排气制动或电涡流制动等的辅助制动装置，可使汽车下长坡时长时间而持续地减低或保持稳定车速，并减轻或解除行车制动器的负荷。通常，在总质量大于5t的客车上和总质量大于12t的载货汽车上装备这种辅助制动-减速装置。自动制动装置用于当挂车与牵引汽车连接的制动管路渗漏或断开时，能使挂车自动制动。制动器的组成制动器的组成任何一套制动装置均由制动器和制动驱动机构两部分组成(如图1-1所示)。制动器有鼓式与盘式之分。行车制动是用脚踩下制动踏板操纵车轮制动器来制动全部车轮；而驻车制动则多采用手制动杆操纵(但也有用脚踏板操纵的，见图1-1)，且利用专设的中央制动器或利用车轮制动器进行制动。利用车轮制动器时，绝大部分驻车制动器用来制动两个后轮，有些前轮驱动的车辆装有前轮驻车制动器。中央制动器位于变速器之后的传动系中，用于制动变速器的第二轴或传动轴。行车制动和驻车制动这两套制动装置，必须具有独立的制动驱动机构，而且每车必备。行车制动装置的驱动机构分液压和气压两种型式。用液压传递操纵力时还应有制动主缸、制动轮缸以及管路；用气压操纵时还应有空气压缩机、气路管道、储气罐、控制阀和制动器室。[1]（a）前后轮均安装盘式制动器；（b）前轮盘式制动器，后轮鼓式制动器1-前盘式制动器；2-防抱死系统导线；3-主缸和防抱死装置；4-液压制动助力器；5-后盘式制动器；6-防抱死电子控制器（ECU）；7-驻车制动操纵杆；8-制动踏板；9-驻车制动踏板；10-后鼓式制动器；11-组合阀；12-制动主缸；13-真空助力器图1-1汽车制动系统组成制动器的新发展随着电子技术的飞速发展，汽车防抱死制动系统(antilockbrakingsystem，ABS)在技术上已经成熟，开始在汽车上普及。它是基于汽车轮胎与路面间的附着特性而开发的高技术制动系统。它能有效地防止汽车在应急制动时由于车轮抱死使汽车失去方向稳定性而出现侧滑或失去转向能力的危险，并缩短制动距离，从而提高了汽车高速行驶的安全性。近年来还出现了集ABS功能和其他扩展功能于一体的电子控制制动系统(EBS)和电子制动助力系统(BAS)。前者适用于重型汽车和汽车列车，它是用电子控制方式代替气压控制方式，可根据制动踏板行程、车轮载荷以及制动摩擦片的磨损情况来调节各车轮的制动气室压力。它不但可以较大地减少制动反应时间，缩短制动距离，提高牵引车和挂车的制动协调性，还能使制动力分配更为合理；后者(即制动助力系统)适用于轿车，即当出现紧急状况而驾驶员又未能及时地对制动踏板施加足够大的力时，该系统能自动地加以识别并触发电磁阀。使真空助力器在极短时间内实现助力作用，从而实现显著地缩短制动距离的目的。为了防止汽车发生追尾碰撞事故，一些汽车生产大国都在致力于车距报警及防追尾碰撞系统的研究。这种系统是用激光雷达或用微波雷达对前方车辆等障碍物进行监测，若测出实际车距小于安全车距，则会发出警报；若驾驶员仍无反应，则会自动地对汽车施行制动。在部分轿车上已开始装用这种系统。为了节省燃油消耗，减少排放并减轻制动器的工作负荷，制动能回收系统早已成为一个研究课题，以便将制动能储存起来，在需要时再释放出来加以利用。以前这项研究主要针对城市公共汽车，多采用飞轮储能和液压储能方式，但由于种种原因未能推广应用。近年来，随着电动汽车及混合动力汽车的研制已取得突破性的进展，制动能回收系统又为一些电动汽车所采用，在减速或下坡时可将驱动电机转变为发电机，使之产生制动作用；同时可用发出的电流使蓄电池充电，以节省能源，增加电动汽车和混合动力汽车的行驶里程。[2]对制动器的要求汽车制动系应满足如下要求。1、应能适应有关标准和法规的规定。各项性能指标除应满足设计任务书的规定和国家标准、法规制定的有关要求外，也应考虑销售对象所在国家和地区的法规和用户要求。2、具有足够的制动效能，包括行车制动效能和驻车制动效能。行车制动效能是由在一定的制动初速度下及最大踏板力下的制动减速度和制动距离驻坡效能是以汽车在良好的路面上能可靠而无时间限制地停驻的最大坡度(％)来衡量的，一般应大于25％。3、工作可靠。为此，汽车至少应有行车制动和驻车制动两套制动装置，且它们的制动驱动机构应是各自独立的，而行车制动装置的制动驱动机构至少应有两套独立的管路，当其中一套失效时，另一套应保证汽车制动效能不低于正常值的30％；驻车制动装置应采用工作可靠的机械式制动驱动机构。4、制动效能的热稳定性好。汽车的高速制动、短时间的频繁重复制动，尤其是下长坡时的连续制动，均会引起制动器的温升过快，温度过高。特别是下长坡时的独立的管路可使制动器摩擦副的温度达到300℃～400℃．有时甚至高达700℃。此时，制动器的摩擦系数会急剧减小，使制动效能迅速下降而发生所谓的热衰退现象。制动器发热衰退，经过散热、降温和一定次数的缓和使用，使摩擦表面得到磨合，其制动效能重新恢复，这称为热恢复。提高摩擦材料的高温摩擦稳定性，增大制动鼓、盘的热容量，改善其散热性或采用强制冷却装置，都是提高抗热衰退的措施。5、制动效能的水稳定性好。制动器摩擦表面浸水后，会因水的润滑作用而使摩擦副的摩擦系数急剧减小而发生所谓的“水衰退”现象。一般规定在出水后反复制动5～15次，即应恢复其制动效能。良好的摩擦材料的吸水率低，其摩擦性能恢复迅速。另外也应防止泥沙、污物等进入制动器摩擦副工作表面，否则会使制动效能降低并加速磨损。某些越野汽车为了防止水和泥沙进入而采用封闭制动器的措施。6、制动时的汽车操纵稳定性好。即以任何速度制动，汽车均不应失去操纵性和方向稳定性。为此。汽车前、后轮制动器的制动力矩应有适当的比例，最好能随各轴间载荷转移情况而变化；同一车轴上的左、右车轮制动器的制动力矩应相同。否则当前轮抱死而侧滑时，将失去操纵性；当后轮抱死而侧滑甩尾时，会失去方向稳定性；当左、右轮的制动力矩差值超过15％时，会在制动时发生汽车跑偏。7、制动踏板和手柄的位置和行程符合人——机工程学要求，即操作方便性好，操纵轻便、舒适，能减少疲劳。踏板行程：对轿车应不大于150mm；对货车应不大于170mm，其中考虑了摩擦衬片或衬块的容许磨损量。制动手柄行程应不大于160mm～200mm。各国法规规定，制动的最大踏板力一般为500N(轿车)～700N(货车)。设计时，紧急制动(约占制动总次数的5％～10％)踏板力的选取范围：轿车为200N～300N货车为350N～550N．采用伺服制动或动力制动装置时取其小值。应急制动时的手柄拉力以不大于400N～500N为宜；驻车制动的手柄拉力应不大于500N(轿车)～700N(货车)。8、作用滞后的时间要尽可能短，包括从制动踏板开始动作至达到给定制动效能水平所需的时间(制动滞后时间)和从放开踏板至完全解除制动的时间(解除制动滞后时间)。9、制动时不应产生振动和噪声。10、与悬架、转向装置不产生运动干涉，在车轮跳动或汽车转向时不会引起自行制动。11、制动系中应有音响或光信号等警报装置，以便能及时发现制动驱动机件的故障和功能失效；制动系中也应有必要的安全装置，例如一旦主、挂车之间的连接制动管路损坏，应有防止压缩空气继续漏失的装置。12、能全天候使用。气温高时液压制动管路不应有气阻现象；气温低时，气制动管路不应出现结冰现象。13、制动系的机件应使用寿命长，制造成本低；对摩擦材料的选择也应考虑到环保要求，应力求减小制动时飞散到大气中的有害于人体的石棉纤维[3]工作任务及要求通过学习了解、查阅资料设计本田雅阁六代的前后制动器，本车型的基本参数见表1—1：表1—1本田雅阁六代(前置前驱）参数长宽高4795mm×1785mm×1455mm轴距2715mm整备质量1423kg最大功率110kw前轮距1555mm最大扭矩206n·m后轮距1535mm轮胎尺寸195/65R15质心高度（空载）640mm最高车速190km/h质心高度（满载）670mm满载总质量2505kg根据所给乘用车的技术参数及性能参数，并综合考虑制动器的设计要求，如下：1、具有足够的制动效能；2、工作可靠；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、制动时，制动系产生的噪声尽可能小，同时力求减少散发出对人体有还的石棉纤维等物质，以减少公害；8、作用滞后性应尽可能好；9、摩擦衬片应有足够的使用寿命；10、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是使基本功能遭到破坏时，汽车制动系应有音响或光信号等报警提示。结合以上参数及要求，适当考虑经济因素，设计一款合适的汽车制动器并通过绘图软件将该制动器进行建模。制动器研究方案1、制动器的结构方案分析及选择。分析该乘用车制动器的设计要求，通过比较、计算以及查阅相关资料，选出适合的结构方案；2、制动系的主要参数及其选择。选择制动力、制动力分配系数、制动强度、最大制动力矩等；3、制动器的设计和计算。根据所选方案与参数，分析计算制动器的制动因数、摩擦衬块的磨损特性，核算制动器热容量和温升等；4、制动器主要零部件的结构设计与计算；5、制动驱动机构的结构形式选择与设计计算；6、综合上述设计与计算，用绘图软件绘制该制动器的零部件图及总布置图。小结：本章简述了制动器的作用、组成以及发展，并对设计所用的车型进行选择，根据所选车型的各个参数提出了对制动器的设计提出了要求。最后，制定了设计制动器的大致方案。

第2章制动器机构形式的选择方案选择的依据制动系统方案的选定，依据所参考汽车的主要结构参数、制动系统结构和制动性能来初步的选定。还必须考虑本课题对制动器提出的要求，参考同类型车辆的制动系统机构，再满足制动系统性能要求的前提下，同时还应考虑社会及市场的需求、是否符合生产发展水平和成本的因素。制动器的种类汽车制动器按其在汽车上的位置分为车轮制动器和中央制动器。前者安装在车轮处，并用脚踩制动踏板进行操纵，故又称为脚制动；后者安装在传动系的某轴上，例如变速器或分动器第二轴的后端或传动轴的前端，并用手拉操纵杆进行操纵，故又称为手制动。摩擦式制动器按其旋转元件的形状分为鼓式和盘式两大类。鼓式制动器又分为内张型鼓式制动器和外束型鼓式制动器两种结构型式。内张型鼓式制动叠的摩擦元件是一对带有圆弧形摩擦蹄片的制动蹄，后者则安装在制动底板上，而制动底板则紧固在前桥的前梁或后桥桥壳半轴套管的凸缘上（对车轮制动器）或变速器、分动器壳或与其相固定的支架上（对中央制动器），其旋转的摩擦元件为制动鼓。车轮制动器的制动鼓均固定在轮毂上，而中央制动器的制动鼓则固定在变速器或分动器的第二轴后端。制动时，利用制动鼓的圆柱内表面与制动蹄摩擦蹄片的外表面作为一对摩擦表面在制动鼓上产生摩擦力矩，故又称为蹄式制动器。外束型鼓式制动器的固定摩擦元件是带有摩擦片且刚度较小的制动带，其旋转摩擦元件为制动鼓，并利用制动鼓的外圆柱表面与制动带摩擦片的内圆弧面作为一对摩擦表面，产生摩擦力矩作用于制动鼓，故又称为带式制动器。在汽车制动系中，带式制动器曾仅用作一些汽车的中央制动器，但现代汽车已很少采用。由于外束型鼓式制动器通常简称为带式制动器，而且在现代汽车上已很少采用，所以内张型鼓式制动器通常简称为鼓式制动器，通常所说的鼓式制动器就是指这种内张型鼓式结构。盘式制动器的旋转元件是一个垂向安放且以两侧表面为工作面的制动盘，其固定摩擦元件一般是位于制动盘两侧并带有摩擦片的制动块。制动时，当制动盘被两侧的制动块夹紧时，摩擦表面便产生作用于制动盘上的摩擦力矩。盘式制动器常用作轿车的车轮制动器，也可用作各种汽车的中央制动器。[3]车轮制动器主要用作行车制动装置，有的也兼作驻车制动之用。鼓式制动器和盘式制动器的结构型式有多种，其主要结构型式(如图2-1）所示。图2-1制动器的结构选型盘式制动器的结构型式及选择按摩擦副中固定元件的结构不同，盘式制动器分为钳盘式和全盘式制动器两大类。钳盘式制动器的固定摩擦元件是两块带有摩擦衬块的制动块，后者装在以螺栓固定于转向节或桥壳上的制动钳体中。两块制动块之间装有作为旋转元件的制动盘，制动盘用螺栓固定于轮毂上。制动块的摩擦衬块与制动盘的接触面积很小，在盘上所占的中心角一般仅约30°～50°，因此这种盘式制动器又称为点盘式制动器。其结构较简单，质量小，散热性较好，且借助于制动盘的离心力作用易于将泥水、污物等甩掉，维修也方便。但由于摩擦衬块的面积较小，制动时其单位压力很高，摩擦面的温度较高，故对摩擦材料的要求较高。1—转向节（或桥壳）2—调整垫片3—活塞4—制动块总成5-导向支承销6—制动钳体7—轮辋8—回位弹簧9—制动盘10—轮毂图2-2固定钳式盘式制动器全盘式制动器的固定摩擦元件和旋转元件均为圆盘形，制动时各盘摩擦表面全部接触。其工作原理如摩擦离合器，故又称为离合器式制动器。用得较多的是多片全盘式制动器，以便获得较大的制动力。但这种制动器的散热性能较差，故多为油冷式，结构较复杂[4]。钳盘式制动器按制动钳的结构型式又可分为以下几种：1、固定钳式盘式制动器如图2-2所示，在制动钳体上有两个液压油缸，其中各装有一个活塞。当压力油液进入两个油缸活塞外腔时，推动两个活塞向内将位于制动盘两侧的制动块总成压紧到制动盘上，从而将车轮制动。当放松制动踏板使油液压力减小时，回位弹簧又将两制动块总成及活塞推离制动盘。这种型式也称为对置活塞式或浮动活塞式固定钳式盘式制动器。2、浮动钳式盘式制动器浮动钳式盘式制动器的制动钳体是浮动的。其浮动方式有两种，一种是制动钳体可作平行滑动；另一种是制动钳体可绕一支承销摆动(见图2-3)。因而有滑动钳式盘式制动器和摆动钳式盘式制动器之分。但它们的制动油缸均为单侧的，且与油缸同侧的制动块总成是活动的，而另一侧的制动块总成则固定在钳体上。制动时在油液压力作用下，活塞推动该侧活动的制动块总成压靠到制动盘，而反作用力则推动制动钳体连同固定于其上的制动块总成压向制动盘的另一侧，直到两侧的制动块总成受力均等为止。对摆动钳式盘式制动器来说，钳体不是滑动而是在与制动盘垂直的平面内摆动。这样就要求制动摩擦衬块应预先做成楔形的(摩擦表面对背面的倾斜角为6°左右)。在使用过程中，摩擦衬块逐渐磨损到各处残存厚度均匀(一般约为lmm)后即应更换。(a)滑动钳式盘式制动器(b)摆动钳式盘式制动器1—制动盘;2—制动钳体;3—制动块总成;4—带磨损警报装置的制动块总成;5—活塞;6—制动钳支架;7—导向销图2-3浮动钳式盘式制动器工作原理图固定钳式盘式制动器在汽车上的应用是早于浮动钳式的，其制动钳的刚度好，除活塞和制动块外无其他滑动件，但由于需采用两个油缸分置于制动盘的两侧，使结构尺寸较大，布置较困难；需两组高精度的液压缸和活塞，成本较高；制动热经制动钳体上的油路传给制动油液，易使其由于温度过高而产生气泡影响制动效果。另外，由于两侧制动块均靠活塞推动，难于兼用于由机械操纵的驻车制动，必须另加装一套驻车制动用的辅助制动钳，或是采用盘鼓结合式后轮制动器，其中作为驻车用的鼓式制动器由于直径较小，只能是双向增力式的，这种“盘中鼓”的结构很紧凑，但双向增力式制动器的调整不方便[5]。浮动钳式盘式制动器只在制动盘的一侧装油缸，结构简单，造价低廉，易于布置，结构尺寸紧凑，可以将制动器进一步移近轮毂，同一组制动块可兼用于行车和驻车制动。浮动钳由于没有跨越制动盘的油道或油管，减少了油液的受热机会，单侧油缸又位于盘的内侧，受车轮遮蔽较少，使冷却条件较好。另外，单侧油缸的活塞比两侧油缸的活塞要长，也增大了油缸的散热面积，因此制动油液温度比固定钳式的低30℃～50℃，汽化的可能性较小。但由于制动钳体是浮动的，必须设法减少滑动处或摆动中心处的摩擦、磨损和噪声[6]。盘式制动器与鼓式制动器优缺点比较1、热稳定性较好。这是因为制动盘对摩擦衬块无摩擦增力作用，还因为制动摩擦衬块的尺寸不长，其工作表面的面积仅为制动盘面积的12％～6％，故散热性较好。2、水稳定性较好。因为制动衬块对盘的单位压力高，易将水挤出，同时在离心力的作用下沾水后也易于甩掉，再加上衬块对盘的擦拭作用，因而，出水后只需经一、二次制动即能恢复正常；而鼓式制动器则需经过十余次制动方能恢复正常制动效能。3、制动稳定性好。盘式制动器的制动力矩与制动油缸的活塞推力及摩擦系数成线性关系，再加上无自行增势作用，因此在制动过程中制动力矩增长较和缓，与鼓式制动器相比，能保证高的制动稳定性。4、制动力矩与汽车前进和后退行驶无关。5、在输出同样大小的制动力矩的条件下，盘式制动器的质量和尺寸比鼓式要小。6、盘式的摩擦衬块比鼓式的摩擦衬片在磨损后更易更换，结构也较简单，维修保养容易。7、制动盘与摩擦衬块间的间隙小～，这就缩短了油缸活塞的操作时间，并使制动驱动机构的力传动比有增大的可能。8、制动盘的热膨胀不会像制动鼓热膨胀那样引起制动踏板行程损失，这也使间隙自动调整装置的设计可以简化。9、易于构成多回路制动驱动系统，使系统有较好的可靠性和安全性，以保证汽车在任何车速下各车轮都能均匀一致地平稳制动。10、能方便地实现制动器磨损报警，以便及时更换摩擦衬块。盘式制动器的主要缺点是难以完全防止尘污和锈蚀(但封闭的多片全盘式制动器除外)；兼作驻车制动器时，所需附加的驻车制动驱动机构较复杂，因此有的汽车采用前轮为盘式后轮为鼓式的制动系统；另外，由于无自行增势作用，制动效能较低，中型轿车采用时需加力装置[7]。雅阁六代车型制动器结构的最终方案汽车制动简单来讲，就是利用摩擦将动能转换成热能，使汽车失去动能而停止下来。因此，散热对制动系统是十分重要的。如果制动系统经常处于高温状态，就会阻碍能量的转换过程，造成制动性能下降。越是跑得快的汽车，制动起来所产生的热量越大，对制动性能的影响也越大。解决好散热问题，对提高汽车的制动性能也就起了事倍功半的作用。所以，现代轿车的车轮除了使用铝合金车圈来降低运行温度外，还倾向于采用散热性能较好的盘式制动器。当然，盘式制动器也有自己的缺陷。例如对制动器和制动管路的制造要求较高，摩擦片的耗损量较大，成本贵，而且由于摩擦片的面积小，相对摩擦的工作面也较小，需要的制动液压高，必须要有助力装置的车辆才能使用。而鼓式制动器成本相对低廉，比较经济。四轮轿车在制动过程中，由于惯性的作用，前轮的负荷通常占汽车全部负荷的70%－80%，因此前轮制动力要比后轮大。轿车生产厂家为了节省成本，就采用前轮盘式制动，后轮鼓式制动的方式。但随着轿车车速的不断提高，近年来采用盘式制动器的轿车日益增多，一般都采用了盘式制动器。纵观现代汽车市场，随着人类对汽车安全性能重视的加剧，为了保持制动力系数的稳定性以及考虑到盘式制动器的优点，在乘用车车领域盘式制动器已基本取代鼓式制动器，特别是浮动钳盘式。根据制动盘的不同，盘式制动器还可分为普通盘式和通风盘式。普通盘式我们比较容易理解，就是实心的。通风盘式就是空心的，顾名思义具有通风功效，指的是汽车在行使当中产生的离心力能使空气对流，达到散热的目的，这是由盘式碟片的特殊构造决定的。从外表看，它在圆周上有许多通向圆心的洞空，这些洞空是经一种特殊工艺（slottededdrilled）制造而成，因此比普通盘式散热效果要好许多。由于制造工艺与成本的关系，一般中高级轿车中普遍采用前通风盘、后普通盘的制动片。如Passat,Vento,Corrado等车，部分高级轿车采用前后通风盘[8]。综合其制动性能与其成本，本次乘用车设计，前后轮均采用定钳式（水平对置）盘式制动器。其中前轮制动盘选择通风盘，后轮选择普通盘，并且在后轮上设置驻车制动传动装置。

第3章制动器主要参数及其选择盘式制动器设计的一般流程为：根据设计要求，所给数据，依据国家标准确定出整车总布置参数。在有关的整车总布置参数及制动器结构型式确定之后，根据已给参数并参考已有的同等级汽车的同类型制动器，初选制动器的主要参数，并据以进行制动器结构的初步设计；然后进行制动力矩和磨损性能的验算，并与所要求的数据比较，直到达到设计要求。之后再根据各项演算和比较的结果，对初选的参数进行必要的修改，直到基本性能参数能满足使用要求为止；最后进行详细的结构设计和分析。雅阁六代基本参数确定轮滚动半径由于雅阁六轿车采用轮胎规格为195/65R1591V其中名义断面宽度为195mm，扁平率为65%，轮毂名义直径为15英寸，换算过来为15×=381mm。故车轮滚动半径为 =（381+2×195×65%）÷2= 空、满载时质心距前轴距离，；空、满载时质心距后轴距离，空载时， =1080mm,=1635mm； 满载时， =1345mm，=1370mm 空、满载时的轴荷分配空载时，前轴负荷： (3—1)后轴负荷： (3—2)满载时，前轴负荷： (3—3)后轴负荷： (3—4)空、满载时的质心高度空载时， 满载时， 制动力与制动力分配系数汽车制动时，如果忽略路面对车轮的滚动阻力矩和汽车回转质量的惯性力矩，则任一角速度>0的车轮，其力矩平衡方程为: (3—5)式中为制动器对车轮作用的制动力矩，即制动器的摩擦力矩，其方向与车轮旋转方向相反，N·m；为地面作用于车轮上的制动力，即地面与轮胎之间的摩擦力，又称地面制动力，其方向与汽车行驶方向相反，N；为车轮有效半径，m。令 (3—6)并称之为制动器制动力，与地面制动力的方向相反，当车轮角速度>0时，大小亦相等，且仅由制动器结构参数所决定。即取决于制动器的结构型式、尺寸、摩擦副的摩擦系数及车轮有效半径等，并与制动踏板力即制动系的液压或气压成比例。当加大踏板力以加大，和均随之增大。但地面制动力受着附着条件的限制，其值不可能大于附着力，即 (3—7)或 (3—8)式中为轮胎与地面间的附着系数；Z为地面对车轮的法向反力，N。当制动器制动力和地面制动力达到附着力值时，车轮即被抱死并在地面上滑移。此后制动力矩即表现为静摩擦力矩，而即成为与相平衡以阻止车轮再旋转的周缘力的极限值。当制动到=0以后，地面制动力达到附着力值后就不再增大，而制动器制动力由于踏板力的增大使摩擦力矩增大而继续上升如图3—1。图3—1制动过程中地面制动力、制动器制动力及附着力的关系根据汽车制动时的整车受力分析如图3—2，考虑到制动时的轴荷转移，可求得地面对前、后轴车轮的法向反力，为： (3—9—1)(3—9—2)式中G为汽车所受重力，N；L为汽车轴距,mm；为汽车质心离前轴距离，mm；为汽车质心离后轴的距离，mm；汽车质心高度，mm；g为重力加速度，m/s。图3—2制动时的汽车受力图汽车总的地面制动力为： (3—10)式中q（）为制动强度，亦称比减速度或比制动力；，为前后轴车轮的地面制动力，N。由以上两式可求得前、后轴车轮附着力为： (3—11) (3—12)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q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。在以上三种情况中，显然是最后一种情况的附着条件利用得最好。由式(3—10)、式(3—11)和式(3—12)求得在任何附着系数的路面上，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： (3—13)式中为前轴车轮的制动器制动力，N，；为后轴车轮的制动器制动力，N，；为前轴车轮的地面制动力，N；为后轴车轮的地面制动力，N；，为地面对前、后轴车轮的法向反力，N；G为汽车重力，N；，为汽车质心离前、后轴距离,mm；为汽车质心高度，mm。由式(3—13)可知，前、后车轮同时抱死时，前、后轮制动器的制动力，是的函数。由式(3—13)中消去，得： (3—14)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，如图3—3所示。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。然而，目前大多数两轴汽车尤其是货车的前、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来表明分配的比例，称为汽车制动器制动力分配系数： (3—15)图3—3某汽车的I曲线和曲线又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，故又可通称为制动力分配系数。同步附着系数计算式(3—15)可表达为： (3—16)上式在图3—3中是一条通过坐标原点且斜率为(1-)/的直线，它是具有制动器制动力分配系数为的汽车的实际前、后制动器制动力分配线，简称线。图中线与I曲线交于B点，可求出B点处的附着系数=,则称线与I曲线交点处的附着系数为同步附着系数。它是汽车制动性能的一个重要参数，由汽车结构参数所决定。同步附着系数的计算公式是： (3—17)对于前、后制动器制动力为固定比值的汽车，只有在附着系数等于同步附着系数的路面上，前、后车轮制动器才会同时抱死。当汽车在不同值的路面上制动时，可能有以下情况：1、当<，线位于I曲线下方，制动时总是前轮先抱死。它虽是一种稳定工况，但丧失转向能力。2、当>，线位于I曲线上方，制动时总是后轮先抱死，这时容易发生后轴侧滑使汽车失去方向稳定性。3、当=，制动时汽车前、后轮同时抱死，是一种稳定工况，但也失去转向能力。为了防止汽车的前轮失去转向能力和后轮产生侧滑，希望在制动过程中，在即将出现车轮抱死但尚无任何车轮抱死时的制动减速度，为该车可能产生的最高减速度。分析表明，汽车在同步附着系数的路面上制动(前、后车轮同时抱死)时，其制动减速度为，即q=，q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时的制动强度q<，这表明只有在=的路面上，地面的附着条件才得到充分利用。附着条件的利用情况可用附着系数利用率(或附着力利用率)来表达，可定义为： (3—18)式中为汽车总的地面制动力，N；G为汽车所受重力，N；Q为制动强度。当=时，q=，=1，利用率最高。当今道路条件大为改善，汽车行驶速度也大为提高，因而汽车因制动时后轮先抱死引起的后果十分严重。由于车速高，它不仅会引起侧滑甩尾甚至会调头而丧失操纵稳定性。后轮先抱死的情况是最不希望发生的。因此各类轿车和一般载货汽车的值有增大的趋势。如何选择同步附着系数，是采用恒定前后制动力分配比的汽车制动系设计中的一个较重要的问题。在汽车总重和质心位置已定的条件下，的数值就决定了前后制动力的分配比。的选择与很多因数有关。首先，所选的应使得在常用路面上，附着系数利用率较高。具体而言，若主要是在较好的路面上行驶，则选的值可偏高些，反之可偏低些。从紧急制动的观点出发，值宜取高些。汽车若常带挂车行驶或常在山区行驶，值宜取低些。此外，的选择还与汽车的操纵性、稳定性的具体要求有关，与汽车的载荷情况也有关。总之，的选择是一个综合性的问题，上述各因数对的要求往往是相互矛盾的。因此，不可能选一尽善尽美的值，只有根据具体条件的不同，而有不同的侧重点。根据设计经验，空满载的同步附着系数和应在下列范围内：轿车：～；轻型客车、轻型货车：～；大型客车及中重型货车：～。如何选择同步附着系数，是采用恒定前后制动力分配比的汽车制动系设计中的一个较重要的问题。在汽车总重和质心位置已定的条件下，的数值就决定了前后制动力的分配比。理想情况下，前后车轮同时抱死，前后制动器的制动力计算根据所给定的技术参数、公式、、。取分别为、、、、、、、、、时计算空载和满载的制动器制动力，列表如表3-1：表3-1值不同时空载及满载制动力值空载满载.032满载时取则 ， 同步附着系数 (3—19)空载时满载时根据设计经验，满载的同步附着系数应在下列范围内：轿车：～；轻型客车、轻型货车：～；大型客车及中重型货车：～。制动器最大制动力矩最大制动力是在满载时汽车附着质量被完全利用的条件下获得的，这时制动力与地面作用于车轮的法向力,成正比。由式(3—16)可知，双轴汽车前、后车轮附着力同时被充分利用或前、后轮同时抱死时的制动力之比为： 式中，为汽车质心离前、后轴距离，mm;为同步附着系数；为汽车质心高度，mm。制动器所能产生的制动力矩，受车轮的计算力矩所制约，即：式中为前轴制动器的制动力，N;为后轴制动器的制动力，N;为作用于前轴车轮上的地面法向反力，N；为作用于后轴车轮上的地面法向反力，N；为车轮有效半径，mm。对于常遇到的道路条件较差、车速较低因而选取了较小的同步附着系数值的汽车，为了保证在的良好的路面上（例如=）能够制动到后轴和前轴先后抱死滑移（此时制动强度），前、后轴的车轮制动器所能产生的最大制动力力矩为： (3—20) (3—21)对于选取较大值的各类汽车，则应从保证汽车制动时的稳定性出发，来确定各轴的最大制动力矩。为了保证在的良好路面上能制动到后轴车轮和前、后车轮先后抱死滑移，相应的极限制动强度，故所需的后轴和前轴的最大制动力矩为： (3—22) (3—23)式中为该车所能遇到的最大附着系数；q为制动强度;因为所选取的车型为雅阁乘用轿车，所遇道路路面较好，同步附着系数也较高。所以采取公式（3—21）和（3—22）计算制动器在路面附着系数为时的后轴和前轴最大制动力矩：后轴： ==1185(Nm)前轴： 式中为该车所能遇到的最大附着系数，=；q为制动强度；为车轮有效半径，一个车轮制动器应有的最大制动力矩为按上公式计算所得结果的半值。利用附着系数和制动效率为了防止前轴失去转向能力和后轴侧滑，汽车在制动过程中最好不要出现前轮先抱死的危险情况，也不要出现后轮先抱死或前、后轮都抱死的情况，所以应当在即将出现车轮抱死但还没有任何车轮抱死时的制动减速度作为汽车能产生的最高制动减速度。若在同步制动附着系数的路面上制动，则汽车的前、后车轮同时达到抱死状态，此时的制动强度q=，为同步附着系数。而在其他附着系数的路面制动时到达前轮或后轮抱死的制动强度小于路面附着系数，表明只有在=的路面上，地面的附着力才能充分被利用。所谓利用附着系数是：在某一制动强度q下,不发生任何车轮抱死所需要的最小路面附着系数。显然，利用附着系数愈接近制动强度q，即值愈小，或q/(附着效率)愈大，则路面附着条件就发挥得愈充分，汽车制动力的分配的合理程度就愈高。利用附着系数前轴的利用附着系数设汽车的前轮刚要抱死或前后轮刚要同时抱死时产生的制动减速度为 ， 则： ； ； (3—24)后轴利用附着系数：根据前轴附着系数求法同理可得： ； (3—25)分别取q=、、、、、、、、、，把所给的技术参数代入，在时求、在不同路面附着系数下的值。如表3-2所示：表3-2空、满载时、的值空载满载制动效率E、E前轴制动效率 (3—26)后轴制动效率 (3—27)分别取＝、、、、、、、、、，把所给的技术参数代入公式3—25和公式3—26，在时求E、E在不同路面附着系数下的值。如表3-3所示表3-3E、E在不同路面附着系数下的值空载满载续表3-3E、E在不同路面附着系数下的值空载满载制动器制动性能核算根据GB7258轿车制动器制动性要求取制动初速度V=50Km/h,路面附着系数为=。满载：制动距离 S= (3—28)式中：—轿车制动系统协调时间—减速度增长时间—最大制动减速度=E×g×=将上述值代入公式（3—28）得：S=<[S]=19m所以满足要求。

第4章制动器主要零件的设计计算与校核制动盘主要参数确定制动盘直径D该车选用的轮胎规格为195/65R15.查标准T3487-2005得轮辋直径为381mm。制动盘直径D应尽可能取大些，这时制动盘的有效半径得到增加，可以降低制动钳的夹紧力，减少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70%—79%。选取制动盘直径：前制动盘D=78%=×381=297mm后制动盘D=74%=×380=281mm制动盘厚度h制动盘厚h对制动盘质量和工作时的温升有影响。为使质量小，制动盘的厚度不宜取得很打；为了降低温度，制动盘的厚度又不宜取得过小。制动盘可以做成实心的，或者为了散热通风的需要在制动盘中间铸出通风孔。一般实心制动盘厚度可取为10—20mm，通风制动盘厚度可取20—50mm，采用较多的是20mm—30mm.选取前实心制动盘厚度为h=25mm；后实心制动盘厚度为h=30mm。摩擦衬块主要参数的确定摩擦衬块内半径和外半径推荐摩擦衬块外半径与内半径的比值不大于。若比值偏大，工作时衬块的外圆与内侧圆周速度相差较多，磨损不均匀，接触面积减小，最终导致制动力矩变化较大。选=,由于摩擦衬块外半径略小于制动盘半径,取前制动器摩擦衬块外半径=148mm，内半径=106mm；后制动器摩擦衬块外半径=140mm，内半径=100mm。对于常见的扇形摩擦衬块，如果其径向尺寸不大，取R为平均半径或有效半径已足够精确。如图4—1所示：图4—1钳盘式制动器的作用半径计算用图前制动器摩擦衬块平均半径： =127mm； 后制动器摩擦衬块平均半径： =120mm摩擦衬块有效半径盘式制动器的计算用简图如图4—3所示，今假设衬块的摩擦表面与制动盘接触良好，且各处的单位压力分布均匀，则盘式制动器的制动力矩为： (4—1)式中为摩擦系数；N为单侧制动块对制动盘的压紧力(见图4—2)，N；R为作用半径，mm。图4—2盘式制动器的计算用图根据图4—2，在任一单元面积只RdR上的摩擦力对制动盘中心的力矩为，式中为衬块与制动盘之间的单位面积上的压力，则单侧制动块作用于制动盘上的制动力矩为： (4—2)单侧衬块给予制动盘的总摩擦力为： (4—3)为摩擦系数=为摩擦衬块扇行弧度角一半得有效半径为： (4—4)令 ， 则有，前制动器制动衬块有效半径：后制动器制动衬块有效半径：摩擦衬块的面积和磨损特性计算摩擦衬块的磨损，与摩擦副的材质、表面加工情况、温度、压力以及相对滑磨速度等多种因素有关，因此在理论上要精确计算磨损性能是困难的。但试验表明，摩擦表面的温度、压力、摩擦系数和表面状态等是影响磨损的重要因素。汽车的制动过程是将其机械能(动能、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，制动器几乎承担了耗散汽车全部动力的任务。此时由于在短时间内热量来不及逸散到大气中，致使制动器温度升高。此即所谓制动器的能量负荷。能量负荷愈大，则衬片衬块的磨损愈严重。表4—2制动器摩擦衬块摩擦面积汽车类别汽车总质量m/t单个制动器总的衬块摩擦面积轿车—100—200—200—300—120—200—150—250客车与货车—250—400—300—650—550—1000—600—1200制动器的能量负荷常以其比能量耗散率作为评价指标。比能量耗散率又称为单位功负荷或能量负荷，它表示单位摩擦面积在单位时间内耗散的能量，其单位为。双轴汽车的单个前轮制动器和单个后轮制动器的比能量耗散率分别为： (4—5) (4—6) (4—7)式中为汽车回转质量换算系数；为汽车总质量，=1505Kg；，为汽车紧急制动初速度与终速度，m／s；计算时轿车取km/hs)，=0；j为制动减速度，，计算时取j=；t为制动时间，s；为单个前、后制动器总的衬块摩擦面积，；为制动力分配系数，=。推荐根据制动摩擦衬块单位面积占有的汽车质量在—cm，则：单个前制动器总的衬块摩擦面积：单个后制动器总的衬块摩擦面积：得到：；；最后取；在紧急制动到时，并可近似地认为，将所有参数代入公式4—5和4—6得到：轿车盘式制动器的比能量耗散率应不大于。比能量耗散率过高，不仅会加速制动衬块的磨损，而且可能引起制动盘的龟裂。设计符合要求。摩擦衬块参数设计校核根据前面所求汽车最大制动器制动力矩所得，汽车所遇路面最大附着系数为，且此时所需后轴最大制动力矩： ；前轴最大制动力矩：；对以上参数的设计做核算。前轮实际制动力矩：后轮实际制动力矩：式中：f为摩擦系数，；为摩擦衬块扇行弧度角一半，=；为前制动器衬块与制动盘之间的单位面积压力，；为后制动器衬块与制动盘之间的单位面积压力，；前制动器摩擦衬块外半径，内半径；后制动器摩擦衬块外半径，内半径。求得：前轮实际制动力矩为后轮实际制动力矩为故设计符合要求。驻车制动计算与校核 汽车在上坡路上停驻时的受力简图如图根据《汽车底盘设计》图11—26如图4—3所示。由该图可得出汽车上坡停驻的后轴车轮的附着力为： (4—8)图4—3汽车在上坡路上停驻时的受力简图同样可求出汽车下坡停驻时的后轴车轮的附着力为： (4—9)根据后轴车轮附着力与制动力相等的条件可求得汽车在上坡路和下坡路上停驻时的坡度极限倾角，，即由求得汽车在上坡时可能停驻的极限上坡路倾角为： (4—10)在本设计中： 汽车在下坡时可能停驻的极限下坡路倾角为： (4—11)在本设计中：一般要求各类汽车的最大停驻坡度不小于（），所以满足要求。液压制动驱动机构的设计计算制动轮缸为液压制动系统采用的活塞式制动衬块张开机构，结构简单在车轮制动器中布置简单方便。轮缸的缸体由灰铸铁HT250制成。其缸筒为通孔，需镗磨。活塞由铝合金制造。轮缸的工作腔由装在活塞上的密封橡胶圈密封。滑动钳盘制动只有单侧有油缸。制动轮缸直径d与工作容积V制动轮缸对制动块的作用力P与轮缸直径及制动轮缸中的液压P有如下关系： (4—12)式中为考虑制动力调节装置作用下的轮缸或管路液压，=10MPa。制动管路液压在制动时一般不超过10～12MPa，对盘式制动器可再高些。压力愈高轮缸直径就愈小，但对管路特别是制动软管及管接头则提出了更高的要求，对软管的耐压性、强度及接头的密封性的要求就更加严格。对于P因为则，另外由公式（4—12）经受力分析可知单侧制动块对制动盘的压紧力N应等于制动轮缸对制动块的作用力P。所以，又因为制动器对前后轮的最大制动力矩为已知。求得后轴，前轴，带入公式（4-12），则：轮缸直径应在标准GB7524—84规定的尺寸系列中选取，轮缸直径的尺寸系列为：、16、、19，22，24，25,28，30，32，35，38，40，45，50，55mm。这里根据最大制动力矩取后制动器轮缸直径，前制动器轮缸直径。单个轮缸的工作容积： (4—13)式中为个轮缸活塞的直径，=；d=22mm；n为轮缸的活塞数目，n=1；为单个轮缸活塞在完全制动时的行程：。盘式制动器可取1mm；为消除制动块与制动盘间的间隙所需的轮缸活塞行程，mm；为因摩擦衬块变形而引起的轮缸活塞行程，mm。将上述值代入公式（4—13）得到：前制动器单个轮缸工作容积：=380mm后制动器单个轮缸工作容积：=165mm全部轮缸的总工作容积： (4—14)式中m为轮缸数目。制动主缸直径与工作容积 (4—15)式中为制动软管在液压下变形而引起的容积增量。在初步设计时，考虑到软管变形，轿车制动主缸的工作容积可取为式中V为全部轮缸的总工作容积。主缸活塞直径和活塞行程可由下式确定： (4—16)一般活塞行程=（～）取=根据上述公式和参数计算所得==.主缸的直径应符合系列尺寸，主缸直径的系列尺寸为：，16，，19，，，28，32，35，38，40，45mm。所以最后取主缸直径为=制动踏板力 (4—17)取踏板机构传动比=5；踏板机构及液压主缸的机械效率。求得。踏板工作行程为主缸中推杆与活塞间的间隙，一般取—2mm，取=2mm；为主缸活塞空行程，一般取。求得=90mm小于150mm，符合要求。制动器主要零件的结构设计制动盘制动盘材料及要求制动盘一般由珠光体灰铸铁制成，或用添加Cr，Ni等的合金铸铁制成。其结构形式有平板形（用于全盘制动器）和礼帽形（见图5-1，用于浮动钳盘式制动器）。后—种的圆柱部长度取决于布置尺寸。制动盘在工作时不仅承受着制动块的作用的法向力和切向力，而且承受着热负荷。制动盘的工作表面应光滑平整，制造时应严格控制端面的跳动量，两侧表面的平行度不应大于，盘的表面粗糙度不应大于，制动盘表面粗糙度不应大于。表5—1一些轿车制动盘技术要求车型表面跳动量/mm两侧表面的不平行度/mm静不平衡量/N奥迪云雀奥拓制动盘分类及比较制动盘在结构上分为实体盘、通风盘以及打孔通风盘，表5-2给出了各种结构的制动盘优缺点比较。表5—2各种制动盘结构的优缺点实体盘通风盘打孔通风盘热衰减相比鼓式制动器好比起普通的盘散热好最好制动性能一般在高速制动时有较好的表现当激烈驾驶时，相比于实体盘和通风盘制动效果明显成本成本相对低，市场最为广泛由于采取了通风的结构，成本相对较高由于成本较高目前用于家用车的较少盘式制动器按其结构形状有平板形（用于全盘式制动器）和礼帽形（用于钳盘式制动器）如图5-1所示。后一种的圆柱部分长度取决于布置尺寸。图5-1礼帽型制动盘综合制动性能、成本、以及其制造的水平，以及考虑到本次设计的车型。雅阁六代的消费人群，选择一体式通风盘。制动钳制动钳图5—2，由可锻铸铁KTH370—12或球墨铸铁QT400—18制造，也有用轻合金制造的，可做成整体的，也可做成两半并由螺栓连接。其外缘留有开口，以便不必拆下制动钳便可检查或更换制动块。制动钳体应有高的强度和刚度。一般多在钳体中加工出制动油缸，也有将单独制造的油缸装嵌入钳体中的。为了减少传给制动液的热量，多将杯形活塞的开口端顶靠制动块的背板有的活塞的开口端部切成阶梯状，形成两个相对在同一平面内的小半圆环形端面。活塞由铝合金制造。为了提高耐磨损性能，活塞的工作表面进行镀铬处理。当制动钳体用铝合金制造时，减少传给制动液的热量成为必须解决的问题。为此，应减小活塞与制动块背板的接触面积，有时也可采用非金属活塞。本次设计中制动钳体采用球墨铸铁，做成整体式，活塞做成圆桶式以减小接触面积。[13]图5-2制动钳制动块制动块由背板和摩擦衬块构成，两者直接牢固地压嵌或铆接或粘接在一起。衬块多为扇形，也有矩形，正方形或圆形的。活塞应能压住尽量多的制动块面积，以免衬块发生卷角而引起尖叫声。制动块背板由钢板制成。为了避免制动时产生的热量传给制动钳而引起制动液汽化和减小制动噪声，可在摩擦衬块与背板之间或在背板后粘（或喷涂）一层隔热减震垫（胶）。由于单位压力大和工作温度高等原因，摩擦衬块的磨损较快，因此其厚度较大。轿车和轻型汽车摩擦衬块的厚度一般在~16mm之间；中型车或重型汽车的摩擦衬块的厚度在14~22mm之间。许多盘式制动器装有衬块磨损达极限时的警报装置，以便及时更换摩擦衬片。本次设计取衬块厚度14mm，有隔热减震垫，有报警装置。如图5-3所示：图5—3制动块由于摩擦,摩擦衬块会产生磨损。摩擦材料使用完后,，底板和制动盘直接接触会丧失制动效果，损坏制动盘。制动盘损坏后,修理费用十分昂贵。为避免损坏制动盘，过去用户靠定期车检来确定摩擦衬块的剩余量，后来在底板上安装摩擦衬块磨损指示器，当摩擦衬块已磨损到剩余量很少时指示器与制动盘接触,，当司机踏制动踏板时，就发出异常的声响，现在有一种更加准确提醒摩擦衬块磨损的方法，即安装电子式磨损指示器，当摩擦衬块磨损后,，磨损指示器中的线路断掉警示灯亮。摩擦材料对制动摩擦材料的要求如下：具有高而稳定的摩擦系数，热衰退应该比较缓和，在温度升高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；热传导率低。摩擦衬块在300℃的加热板放置30min后，一般要求背板的温度不超过190℃。以往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他性能。如表5—3所示：表5—3摩擦材料性能对比材料性能有机类无机类制法编制物石棉模压半金属模压金属烧结金属陶瓷烧结硬度软硬硬极硬极硬密度小小中大大承受负荷轻中中-重中-重重摩擦系数中-高低-高低-高低-中低-高摩擦系数稳定性差良良良-优优常温下的耐磨性良良良中中高温下的耐磨性差良良良-优优机械强度中-高低