毕业设计 [奥迪A8]盘式制动器制动系设计

哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文）摘 要汽车制动系统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正大，为了保证行车安全、 停车可靠，汽车制动系的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。盘式制动器又称为碟式制动器，这种制动器散热快、重量轻、构造简单、 调整方便，特别是高负载时耐高温性能好，制动效果稳定，而且不怕泥水侵 袭，在冬季和恶劣路况下行车，盘式制动比鼓式制动更容易在较短的时间内 令车停下。有些盘式制动器的制动盘上还开了许多小孔，加速通风散热，提 高制动效率。由制动器设计的一般原则，综合考虑制动效能、制动效能稳定 性、制动间隙调整简便性、制动器的尺寸和质量及噪声等诸多因素设计本产 品。在设计中涉及到同步系数的选取、制动器效能因素的选取、制动力矩的 计算，以及制动器主要元件选取，最后对设计的制动器进行校核计算。关键字：盘式制动器；制动系统；同步系数-I-AbstractAutomotive vehicle brake system directly affects the safety of driving and parking of reliability. With the rapid development of highway and the speed increased, and the increasing traffic density, CP, in order to ensure traffic safety, parking and reliable, the reliability of automotive brake systems become increasingly important. Only brake good, reliable car brake system in order to give full play to its dynamic performance.Disc brake, also known as disc brakes, which brake cooling fast, light weight, simplestructure,easyadjustment,especiallywhenthehightemperature performance and high load, the braking effect of stability, but not afraid of mud invasion, and poor road conditions in winter Under the road, disc brake drum brake more easily than in a short period of time so that the car stopped. Some disc brake disk brake also opened a lot of holes to speed up ventilation, to improve braking efficiency. The general principles of the brake design, considering the braking performance, brake performance stability, ease of adjustment of brake clearance, the brake noise, the size and quality and design of this product and other factors. Synchronization involved in the design of the selection coefficient, selection of brake performance factors, the calculation of braking torque, and the main components of the brake selected for the final check on the calculation of brake design.Keywords: disc brake, brake system, synchronization coefficient-II-目 录摘要. I ABSTRACT.II 目 录.III 第 1 章 绪论. 11.1引言. 11.2设计任务. 31.3制动器的发展过程. 3第 2 章 制动器的结构形式及选择. 42.1盘式制动器的结构形式及选择.42.1.1 固定钳式盘式制动器.52.1.2 浮动钳式盘式制动器.52.2制动盘的分类及选择. 62.3奥迪 A8 型轿车盘式制动器的结构与工作原理. 7第 3 章 制动器的主要参数及其选择. 93.1制动力与制动力分配系数. 93.2同步附着系数. 153.3制动强度和附着系数利用率.163.4制动器最大制动力矩. 183.5利用附着系数与制动效率. 203.6制动器因数.223.7盘式制动器主要参数与摩擦系数的确定. 23第 4 章 制动器的设计计算. 254.1摩擦衬块的磨损特性计算. 254.2制动器热容量和温升的核算.274.3盘式制动器制动力矩计算. 28第 5 章 制动器主要部件的结构设计与计算.315.1制动盘. 315.2制动钳. 315.3制动块. 32-IV5.4衬块警报装置设计. 325.5摩擦材料.325.6制动器间隙.335.7紧固摩擦片铆钉的剪切应力验算. 33第 6 章 制动驱动机构的型式选择与设计计算. 356.1伺服制动器的结构形式选择.356.2制动管路的多回路系统. 36结论. 38 致谢. 39 参考文献.40 附录 1. 41 附录 2. 43第 1 章绪论1.1引言现在，盘式制动器在汽车上已经越来越多的被采用，特别是在轿车上被 广泛使用。由此引起盘式制动器市场的增加，鼓式制动器的被代替。鉴于此 本设计主要是通过研究来使自己增加知识，并尝试独立完成生产设计的过程。 由于本人能力有限，设计中错误与不妥之处在所难免，恳请各位导师批评指 正。制动系的功用是强制行驶中的汽车减速或停车、使下坡行驶的汽车车速 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。随 着高速公路的迅速发展和车速的提高以及车流密集度的日益增大，为了保证 行车安全，汽车制动系的工作可靠性显得日益重要。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。 任何一套制动装置都由制动器和制动驱动机构两部分组成。 目前广泛使用的是摩擦式制动器，摩擦式制动器就其摩擦副的结构形式可分为鼓式、盘式和带式三种。其中盘式应用较为广泛。盘式制动器的摩擦 力产生于同汽车固定部位相连的部件与一个或几个制动盘两端之间。其中摩 擦材料仅能覆盖制动盘工作表面的一小部分的盘式制动器称为钳盘式制动 器；摩擦材料覆盖制动盘全部工作表面的盘式制动称为全盘式制动器。与鼓式制动器相比，盘式制动器的优点如下：1 热稳定性好。2 水稳定性好。3 制动稳定性好4 制动力矩与汽车前进和后退等行驶状态无关。5 在输出同样大小的制动力矩条件下，盘式制动器的结构尺寸和质量比鼓 式的要小。6 盘式制动器的摩擦衬块比鼓式制动器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（0.05mm0.15mm），因此缩短可油缸活 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-19-使得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与安全性，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，以便能及时地更换摩擦衬块。 盘式制动器又分为通风盘式制动器与实心盘式制动器。通风盘式制动器由于为了通风散热，在制动盘的两个工作面之间铸造出通风孔道使散热能力 更强，不容易产生热衰退，多用于马力较大的汽车。而实心盘式制动器用于 马力相对较小的车型，散热能力相对较差。当长时间连续踩刹车，通风盘式 可以迅速把摩擦产生的热散掉，使刹车性能不至于因为温度升高而变差，从 而保证了行车安全。但是由于盘片重量增加，可能油耗、维修成本等也相应 增加，而实心盘则不能长时间踩刹车，但是使用成本、维修成本相对低些。 同时当汽车前后同时采用盘式制动器时汽车的稳定性更好，由于成本的原因现阶段仅在中高档汽车中应用，但其在汽车中的普及已经成为必然趋势。（一）生产现状1.鼓式制动器 据相关数据统计，目前我国乘用车中刹车制动器用鼓式制动器约占 20%左右，并且鼓式制动器目前已经退出前轮制动。目前鼓式制动器只有在商用 车上还占有绝大的比例，采用的是气压鼓式制动系统。2.盘式制动器2000 年以来，我国盘式制动器市场需求增长速度发展非常快。从中国汽 车工业协会统计的情况来看，2000 年我国盘式制动器的产量只有 57.58 万套， 到 2004 年迅速增长到 468.72 万套，增长 7 倍多，年平均增长率高达 68.9%，2007 年增长至 1000 万套左右。过去 5 年里，我国盘式制动器应用的增长非 常迅速。（二）进出口情况2000 年以来，我国汽车制动器产品进出口规模增长迅速。2005 年与 2000年相比，出口金额从 26700 万美元增长到 106544.35 万美元，增长了 3 倍。1.2设计任务设计内容包括汽车制动器的功能与设计要求，结构方案的分析，制动力 的分配，制动器主要零件的选择及主要参数的选取，制动器各种参数的计算， 主要零件的装配尺寸链的分析计算。1.3制动器的发展过程自 2009 年以来，国内乘用车制动器技术应用发生了较大变化。以往配装 在中高端车型上技术吧 制动安全技术上得到了全面升级。这充分体现了盘式 制动器相比鼓式制动器的有点还是很明显的。另外，盘式制动器可以方便地 与 ABS 系统配合，避免刹车暴死现象发生。所以前后盘式制动器轿车目前销 量前景呈直线上升趋势。本章小结盘式制动器相比较鼓式制动器有着明显的优点，但是由于成本的原因使 得盘式制动器只局限在高中档轿车中使用，所以盘式制动器的发展前景是非 常好的而且现在有着完善的制作工艺未来盘式制动器取代鼓式制动器成为必 然的趋势。第 2 章制动器的结构形式及选择2.1盘式制动器的结构形式及选择按摩擦副中的固定摩擦元件的结构来分，盘式制动器分为钳盘式和全盘 是制动器两大类。钳盘式制动器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内，如图 2-1 所示。两块制动块之间装有 作为旋转元件的制动盘，制动盘式以螺栓固定在轮毂上。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为 3050，故 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将泥水、污物等甩掉，维修方便。但因摩擦 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，因此，对摩 擦材料的要求也较高。图 2-1 固定钳盘式制动器1-轮毂凸缘;2-制动盘;3-复位弹簧;4-轮辐;5-钳体6-导向支承销;7-制动块;8-活塞;9-调整垫片;10-转向节全盘式制动器的固定摩擦元件和旋转元件居委圆盘形，制动时各盘摩擦表面全部接触。器工作原理犹如离合器，故亦称为离合器式制动器。用的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，为此，多采用油冷式，结构复杂。 按制动钳的结构形式，钳盘式制动器又分为固定钳式和浮动钳式两种。2.1.1 固定钳式盘式制动器固定钳式盘式制动器如图 2-1 所示，其制动钳体固定在转向节（或桥壳） 上，在制动前提上有两个液压油缸，其中各装有一个活塞。当压力有也进入 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 弹簧则将两制动块总成及活塞推离制动盘。这种结构型式又称为对置活塞式 或浮动活塞式固定钳式盘式制动器。2.1.2 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，如图 2-2（a）所示，一种是制动钳体可作平行滑动，另一种的制动钳体可绕一支承销 摆动。故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 油缸都是单侧的，且与油缸同侧的制动块总成为活动的，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 块总成压向制动盘的另一侧，直到两侧的制动块总成的受力均等为止。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。 这就要求制动摩擦衬块为楔形的，摩擦表面对其背面的倾斜角为 6左右， 如图 2-2（b）所示。在使用过程中，摩擦衬块最贱磨损到各处残存厚度均匀（一般约为 1mm）后即应更换。图 2-2 浮动钳式盘式制动器工作原理图（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-导向销综合以上各项，参照所选定的车型，确定本设计中采用滑动钳式盘式制动器的结构形式。2.2制动盘的分类及选择制动盘分为实心盘式和通风盘式。 实心盘式制动器的制动盘尺寸较小，而且盘上没有通风孔，长时间刹车容易产生热衰减，而且过水后容易产生短暂的刹车不灵现象。相对来说造价 更便宜，但刹车能力比鼓式刹车强很多。通风盘式制动器的制动盘尺寸较大，且盘上有规则布置的通风孔，长距 离刹车热衰减较少，刹车灵敏，但造价较贵，工艺较复杂本设计中采用的是前通风盘后实心盘式制动器的设计。2.3奥迪 A8 型轿车盘式制动器的结构与工作原理奥迪 A8 型轿车盘式制动器采用单杠浮动钳式结构，制动器由制动盘、 制动钳、导向销、制动块液压缸组成。图 2-3 某轿车钳式盘式制动器的结构图当汽车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，而反作用力则推动钳体连同固定在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的压力平均为止完成抱死。本章小结现阶段的盘式制动器中有钳盘式和全盘式。一般轿车普遍使用钳盘式制 动器，而全盘式制动器只有在货车或特种车中使用。钳盘式制动器分为固定式和浮动式，浮动式又包括滑动钳式和摆动钳式 两种。有的盘式制动器上有通风孔被称作通风盘式制动器，没有通风孔的成 为实心盘式制动器。根据本设计中所选定的车型，设计中采用前通风盘式后实心盘式制动器， 且均采用滑动钳式。第 3 章制动器的主要参数及其选择奥迪 A8 型轿车设计参数 空车质量：1740kg 满载质量：2265kg 轴距：3074mm 质心距前轴距离：1500mm 质心距后轴距离： 1574mm 质心高度：386mm 车轮有效半径：340mm3.1制动力与制动力分配系数汽车制动时，若忽略路面对车轮的滚动阻力距和汽车回转质量的惯性力矩，则对任一角速度w0的车轮，其力矩平衡方程为Tf - FB re = 0（3-1）式中：T f 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;FB 地面作用于车轮上的制动力，即地面与轮胎之间的摩擦力，其方 向与汽车行驶方向相反，N;re 车轮有效半径，m。T fF f =re（3-2）F f 与地面制动力 FB 的方向相反，当车轮角速度w0 时，大小亦相等，且 F f 仅由制动器参数所决定。即 F f 取决于制动器的结构形式、结构尺寸、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与气压成正比。当加大踏板力以加大T f 时，F f 和 FB 均随之增大。但地面制动力 FB 受附着条件的限制，其值不可能大于附着力 Fj ，即FB ? Ff = Zj（3-3）或FB max = Ff = Zj（3-4）式中：j车轮与地面间的附着系数；Z 地面与车轮的法向反力。图 3-1 制动力 F f 、地面制动力 FB 与图 3-2 制动时的汽车受力图 踏板力 FP 的关系图 3-2 所示为汽车在水平路面上制动时的受力情况。图中忽略了空气阻 力、旋转质量减速时汽车的惯性力偶矩以及汽车的滚动阻力偶距。另外，在 以下的分析中还忽略了制动时车轮边滚边滑动的情况，且附着系数只取一个定值j。 根据图给出的汽车制动时的整车受力情况，并对后轴车轮的接地点取力矩，的平衡式为2Z L = GL + m du h1dtg对前轴车轮的接地点取力矩，得平衡式为duZ 2L = GL1 - mhgdt式中： Z1 汽车制动时水平地面对前轴车轮的法向反力，N；Z 2 汽车制动时水平地面对后轴车轮的法向反力，N；L 汽车轴距，mm；L1 汽车质心离前轴距离，mm；L2 汽车质心离后轴距离，mm；hg 汽车质心高度，mm；G 汽车所受重力，N；m 汽车质量，kg；du 汽车制动减速度，m/s 2 。dt根据上述汽车制动时的整车受力分析，考虑到汽车制动时的轴荷转移及G = mg ，式中 g 为重力加速度（m/s 2 ），则可求得汽车制动时水平地面对前、后轴车轮的法向反力 Z1 ， Z 2 分别为Ghg du ?Z1 =(L2 +Lg)?dt ?Z = G (L- hg du )?（3-5）2L1g dt ?令 du = qg ，q 称为制动强度，则汽车制动时水平地面对汽车前、后轴车轮的dt法向反力 Z1 ， Z 2 又可表达为G?Z1 =(L2 + qhg )?L?（3-6）Z = G (L- qh )?2L1g ?若在附着系数为j的路面上制动，前、后轮均抱死（同时抱死或先后抱死均可），此时汽车总的地面制动力 FB (= FB1 + FB 2 ) 等于汽车前、后轴车轮的 总的附着力 F (= F+ F ) ,亦等于作用于质心的制动惯性力 m du （如图），即j j1f2dt有FB = Fj或= Gj= m du dtdu = gjdt代入式（3-5），则得水平地面作用域前、后轴车轮的法向反作用力的另一种 形式：G?Z1 =(L2 + jhg )L?（3-7）Z = G (L-jh )?汽车总的地面制动力为2L1g ?F = F+ F= G du = Gq（3-8）BB1B 2g dt式中： q 制动强度，亦称比减速度或比制动力：FB1 , FB 2 前后轴车轮的地面制动力。由式（3-4）式（3-6）及式（3-8）可求出前、后轴车轮的附着力为Fj1 =(G DL2L+ FBhg)j=LG (L +L2?qhg )j?（3-9）F= (G L1 - FhgG)j= (L- qh)j?j2LB LL2g?当汽车的制动力足够时，根据汽车前、后轴的轴荷分配，以及前、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 3 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。在上述 3 种情况中，显然是第（3）种情况的附着条件利用得最好。由式（3-8），式（3-9）求得在任何附着系数j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为F f 1 + F f 2 = FB1 + FB 2 = jG?（3-10）F f 1 / F f 2 = FB1 / FB 2 = (L2 + jhg ) /(L1 -jhg )?式中; F f 1 前轴车轮的制动器制动力， F f 1 = FB1 = jZ1 ；F f 2 后轴车轮的制动器制动力， F f 2 = FB 2 = jZ 2 ；FB1 前轴车轮的地面制动力；FB 2 后轴车轮的地面制动力；Z1 , Z 2 地面对前、后轴车轮的法向反力；G 汽车重力；L1 , L2 汽车质心离前、后轴的距离；hg 汽车质心高度。由式（3-10）中消去j得1 ? G4hg L? GL?1F f 2 =?L2 +F f - ? + 2F f 1 ?（3-11）222 ? hg? g?Gh?式中： L 汽车的轴距。将上式绘成以 F f 1 , F f 2 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、后轮制动力 F f 1 , F f 2 能 按 I 曲线的规律分配，则可保证汽车在任一附着系数j的路面上制动时，均 可使前、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，并以前制动器制动力制动力 F f 1 与汽车的制动器制动力 F f 之比来表明分配的比例，称为汽车制动器制动力分配系数 b，即F f 1b =F f= F f 1F f 1 + F f 2（3-12）图 3-3 某载货汽车的 I 曲线与 b曲线综上所述求得， 制动时地面对前、后轴车轮的法向反力：Z = 1740 ? 9.8 ? (1574 + 0.7 ? 6.86) = 8757.88 N13074Z = 1740 ? 9.8 ? (1500 - 0.7 ? 6.86) = 8294.12 N23074汽车总的地面制动力：FB = FB1 + FB 2 = 1740 ? 9.8 ? 0.7 = 11936.4 N前、后轴的附着力：F= (G L2 + FhgG)j= (l+ qh)j= 1740 ? 9.8 ? (1574 + 0.7 ? 386) ? 0.7 = 7161Nj1LB LL2g3074F= G (l- qh)j= 1740 ? 9.8 ? (1500 - 0.7 ? 386) ? 0.7 = 4775.3 Nf2L1g制动强度：3074du q = dtg= 6.86 = 0.79.8汽车重力：G = mg = 1740 ? 9.8 = 17052 N前、后轴车轮制动器制动力：F f 1 = 7161.84 NF f 2 = 4774.56 N前、后轴单侧制动块对制动盘的压紧力计算：F0 = 7161.84 ? 4 = 1790.46N F01 = 4774.56 ? 4 = 1193.64N制动力分配系数：3.2同步附着系数由式（3-12）可得F f 1b = = 0.6F fF f 2F f 1= 1 - bb（3-13）式（3-13）在图 3-3 中为一条通过坐标原点且斜率为 (1 - b) / b的直线，它是具有制动器制动力分配系数为 b的汽车的实际前、后制动器的制动力分 配线，简称 b线。图中 b线与 I 曲线交于 B 点,可求出 B 点处的附着系数j= j0 ，则称 b线与 I 线交点处的附着系数j0 为同步附着系数。轮胎与地面的附着系数取得：j0= 0.7附着系数利用率：e = FB = q（3-14）Gj f式中： FB 汽车总的地面制动力G 汽车所受重力q 制动强度 得出：e = q = 0.7 = 1j 0.7即当j= j0 时， q = j0 ，e = 1 ，利用率最高。3.3制动强度和附着系数利用率前面的式（3-8），（3-14）已分别给出了制动强度 q 和附着系数利用率e的 定义式，下面再讨论一下当j= j0 ，jj0 和jj0 时的 q 和e。根据所选定的同步附着系数j0 ，可由式（3-10）和式（3-13）求得L2 + j0 h gb =LL1 -j0 hg1 - b =L（3-15）（3-16）式中： L 汽车轴距， L = L1 + L 2进而求得F= F b = Gqb = G (L+ j h )q（3-17）B1BL20 gF= F(1 - b) = Gq(1 - b) = G (L-j h )q（3-18）B 2BL10 g当j= j0 时，可能得到的最大总之动力取决于前轮刚刚首选抱死的条件，即 FB1 = Fj1 。由式（3-8），式（3-9），式（3-14）和式（3-17）得FB =L2GL2j+ (j0 -j)hg（3-19）L jq = 2 L2 + (j0 - j)hg（3-20）e = L2L2 + (j0 -j)hg（3-21）当jj0 时，可能得到的最大总制动力取决于后轮刚刚首选抱死的条件，即 FB 2 = Fj2 。由式（3-8），式（3-9），式（3-14）和式（3-18）得FB =L1GL1j+ (j-j0 )hg（3-22）L jq = 1 L1 + (j- j0 )hg（3-23）e = L1L1 + (j-j0 )hg(3-24)对于 b值恒定的汽车，为使其在常遇附着系数范围内e不致过低，其j0 值总是选得小于可能遇到的最大附着系数。因此在jj0 的良好路面上紧急制 动时，总是后轮先抱死3.4制动器最大制动力矩为保证汽车有良好的制动效能和稳定性，应合理地确定前、后轮制动器 的制动力矩。最大制动力式在汽车附着质量被完全利用得条件下获得的，这是制动力 与地面作用于车轮的法向反力 Z1 , Z 2 成正比。由式（3-10）可知，双轴汽车前、后车轮附着力同时被充分利用或前、后轮同时抱死的制动力之比为F f 1F f 2= Z1Z 2L2 + j0 hg=L1 -j0 hg式中： L1 , L2 汽车质心离前、后轴的距离；j0 同步附着系数；hg 汽车质心高度。通常，上式的比值：轿车约为 1.31.6 本设计中制动力之比为 1.5。 制动器所能产生的制动力矩，受车轮的计算力矩所制约，即T f 1 = F f 1reT f 2 = F f 2 re式中： F f 1 前轴制动器的制动力， F f 1 = Z1j；F f 2 后轴制动器的制动力， F f 2 = Z 2jZ1 作用于前轴车轮上的地面法向反力；Z 2 作用于后轴车轮上的地面法向反力；re 车轮有效半径。对于常遇的道路条件较差、车速较低因而选取了较小的同步附着系数j0值的汽车，为了保证在jj0 的良好路面上（j= 0.7 ）能够制动到后轴车轮和前轴车轮先后抱死滑移（此时制动强度 q = j），前、后轴的车轮制动器所能产生的最大制动力矩为T f 1 max = Z1jre =G(L2 + jhg )jreL（3-25）= 1 - b（3-26）T f 2 maxb T f 1 max对于选取较大j0 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。当jj0 时，相应的极限制动强度 qj，故所需的后轴和前轴的最大制动力矩为T= Gf 2 maxL(L1 - qhg )jrebb（3-27）T f 1 max =1- T f 2 max（3-28）式中：j该车所能遇到的最大附着系数；q 制动强度，由式（3-230 确定；re 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列公式计算所得结果的半值。综上所述得：-29-T f 2 max= 17052 ? (1500 - 0.7 ? 386) ? 0.7 ? 340 ?307411000= 1623.6 N.mT f 1 max= 0.61 - 0.6?1623.6 = 2435.4 N.m3.5利用附着系数与制动效率制动力分配的合理性通常用利用附着系数与制动强度的关系曲线（见图3-4）予以评定。图 3-4 某货车的利用附着系数与制动强度的关系曲线利用附着系数就是在某一制动强度 q 下，不发生任何车轮抱死所要求的 最小路面附着系数j。图 3-4 是与图 3-3 的前、后制动力分配曲线相对应的同 一型号汽车的利用附着系数曲线。其最理想的情况是利用附着系数j等于制 动强度 q 这一关系，即图 3-4 中的 45线（j= q ）。汽车前轮刚要抱死或前、后轮刚要同时抱死时产生的减速度为 du = qg ，dt则F= F= bG du = bGqf 1B1g dt而由式（3-6），有Z1 =G(L2 + qhg )L可得前轴车轮的利用附着系数为1j = FB1 = bq（3-29）Z11 (L L2+ qhg )同样，如下可求出后轴车轮的利用附着系数j2 。F= (1 - b) G du = (1 - b)GqB 2g dt而由式（3-6），有Z 2 =G(L1 - qhg )L故后轴车轮的利用附着系数j2 为2j = FB 2 =(1 - b)q（3-30）Z 21 (L- qh )L1g得出：前、后轴车轮的利用附着系数为j1 =13074? (1574 + 0.7 ? 386) = 0.6j2 =13074(1 - 0.6) ? 0.7? (1500 - 0.7 ? 386)= 0.7制动效率为车轮不抱死的最大制动减速度与车轮和地面间摩擦因素之比值。亦即车轮将要抱死时的制动强度与被利用得附着系数之比，即制动效率 E可表示为E = qj由式（3-29）和式（3-30）即可求出汽车前轴车轮和后轴车轮的制动效率。汽车前轴车轮的制动效率为qjE1 =1= L2 / Lb-j1hg / L（3-31）汽车后轴车轮的制动效率为qjE2 =2= L1 / L(1 - b) + j2 hg / L（3-32）得出汽车前、后轴车轮的制动效率为(同步附着系数j0 = 0.7 时，制动强度q = 0.7 )E = 1574 / 3074=10.6 - 0.6 ? 386 / 30741500 / 30740.981E2 = =(1 - 0.6) + 0.7 ? 386 / 30743.6制动器因数制动器因数 BF 可以用下式表述：BF =fN1 + fN 2P（3-33）式中： fN1 , fN 2 制动器摩擦副工作表面间的摩擦力；N1 , N 2 制动器摩擦副工作表面间的法向力，对盘式制动器，N1 = N 2 ；f 制动器摩擦副工作表面间的摩擦系数；P 盘式制动器衬块上的作用力。 制动器因数在制动盘的作用半径上所产生的摩擦力与输入力之比，即T fBF =（3-34）PR式中：T f 制动器的摩擦力矩；R 制动盘的作用半径；P 输入力，一般取加于两制动块的压紧力的平均值为输入力。 对于钳盘式制动器，设两侧制动块对制动盘的压紧力均为 P ，则制动盘在其两侧工作面的作用半径上所受的摩擦力为 2 fP ，此处 f 为盘与制动块间的摩擦系数，于是钳盘式制动器的制动器因数为BF = 2 fP = 2 fP（3-35）式中： f 摩擦系数。（取 f= 0.3 ）得出制动器因数为： BF = 2 ? 0.3 = 0.63.7盘式制动器主要参数与摩擦系数的确定1.制动盘直径 D制动盘直径 D 希望尽量答谢，这时制动盘的有效半径得以增大，就可以 降低制动钳的压紧力，降低摩擦衬块的单位压力和工作温度。但制动盘直径 D 选择为轮辋直径的 7079，而总质量大于 2t 的汽车应取其上限。本设计中前通风盘直径 D = 323mm，后普通实心盘直径 D = 280mm。2.制动盘的厚度 h制动盘厚度 h 直接影响着制动盘质量金额工作室的温升。为使质量不致 太大，制动盘厚度应取得适当小些；为了降低制动工作时的温升，制动盘厚 度又不宜过小。制动盘可以制成实心的，而为了通风散热，又可在制动盘的 两工作表面之间住处通风孔道。通常，实心制动盘厚度可取为 1020mm； 具有通风孔道的制动盘的两工作面之间的尺寸，即制动盘的厚度可取为 2050mm，但多采用 2030mm。本设计中前通风盘厚度为 30mm，后实心盘厚度为 16mm。3.摩擦衬块内半径 R1 与外半径 R2摩擦衬块的外半径 R2 与内半径 R1 的比值不大于 1.5。若此比值偏大，工作室摩擦衬块外缘与内缘的圆周速度相差较大，则其磨损就会不均匀，接触 面积将减小，最终会导致制动力矩变化大。初选外径略小于制动盘直径（323mm,280mm）即初选摩擦衬块外径 R2 = 250 mm R4 = 210 mm，摩擦衬块内径初选 R1 = 170 mm R3 = 140 mm。R2 / R1 = 1.5 ? 1.5 合格， R4 / R3 = 1.4 ? 1.5 合格。4.摩擦衬块工作面积 A根据制动摩擦衬块单位面积占有的汽车质量在1.6 3.5 kg/cm 2 范围内选 取。（初选 A = 2 ）由 F0 f= A2.5kg/cm 2则： A1A2= (1790.46 ? 0.3) ?= (1193.64 ? 0.3) ?12 ? 9.812 ? 9.8= 27.4= 18.27cm 2cm 2计算出的面积为摩擦片最小面积，初选摩擦面积为A1 = 45cm 2A2 = 34cm 2本章小结本章主要是针对本设计中所需参