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Automobile disc brake desig nAbstract : This paper is mainly the disc brake of the classification and various kinds of disc brake of the adva ntages and disadva ntages are in troduced, the select ion scheme of the chose n vehicle brake was selected and for disc brake do the main desig n calculatio n and an alysis of the car in a variety of attachme nt coefficie nt road on the brak ing process of, of brak ing force distributi on coefficie nt and the synchronous adhesi on coefficie nt, utilizati on coefficie nt of adhesi on, brak ing efficie ncy calculated. Under the premise of meeting the requirements of the braking regulati on requireme nt and desig n prin ciple and improve the brak ing performa nee of automobile.Key words : Disc brake,Braking forcedistribution,coefficient,Synchronization coefficient,Synchronous adhesi on coefficie nt,The use of adhesi on coefficie nt,Brak ing efficie ncy目录第1章绪论 4制动器的作用 4制动器的种类 4制动器的组成 5制动器的新发展 5对制动器的要求 6工作任务及要求 8制动器研究方案 9第2章制动器机构形式的选择 10方案选择的依据 10制动器的种类 10盘式制动器的结构型式及选择 11盘式制动器与鼓式制动器优缺点比较 13雅阁六代车型制动器结构的最终方案 14第3章制动器主要参数及其选择 15雅阁六代基本参数确定 15轮滚动半径 re 15空、满载时的轴荷分配 15空、满载时的质心高度 16制动力与制动力分配系数 16同步附着系数计算 19制动器最大制动力矩 22利用附着系数和制动效率 24利用附着系数 24制动效率Ef、Er 25制动器制动性能核算 26第4章制动器主要零件的设计计算与校核 27制动盘主要参数确定 27制动盘直径D 27制动盘厚度h 27摩擦衬块主要参数的确定 27摩擦衬块内半径和外半径 27摩擦衬块有效半径 28摩擦衬块的面积和磨损特性计算 29摩擦衬块参数设计校核 31驻车制动计算与校核 32液压制动驱动机构的设计计算 33制动轮缸直径d与工作容积V 33制动主缸直径与工作容积 35制动踏板力 36踏板工作行程Sp 36第5章制动器主要零件的结构设计 37制动盘 37制动盘材料及要求 37制动盘分类及比较 37制动钳 38制动块 38摩擦材料 39盘式制动器工作间隙的调整 40总结 42致谢 43参考文献 44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1机、气路管道、储气罐、控制阀和制动器室。（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 （a ntilock braki ng system，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， 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 r400 r 有时甚至高达 700C。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515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一一机工程学要求，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200N300N货车为350N550N.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 400N500N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11：表11本田雅阁六代（前置前驱）参数长宽高4795mm 1785mm0的车轮，其力矩平衡方程为：(3 5)式中Tf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，nmFb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;re为车轮有效半径，m令FfTf(3 6)并称之为制动器制动力，Ff与地面制动力Fb的方向相反，当车轮角速度 0 时，大小亦相等，且Ff仅由制动器结构参数所决定。即Ff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Tf，Ff和Fb均随之增大。但地面制动力Fb 受着附着条件的限制，其值不可能大于附着力 F，即Fb F Z（3 7）或FBmax F Z（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Ff和地面制动力Fb达到附着力F值时，车轮即被抱死并在地 面上滑移。此后制动力矩Tf即表现为静摩擦力矩，而Ff Tf/re即成为与Fb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Fb达到附着力F值后就不再增大，而制动器制动力Ff由于踏板力Fp的增大使摩擦力矩Tf 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 32,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 乙，Z2为：乙 G（L2 hgdU）（3 9 1）Lg dtZ2 G（J hgdU）（3 92）Lg dt式中G为汽车所受重力，N; L为汽车轴距,mm J为汽车质心离前轴距离， mm L2为汽车质心离后轴的距离，mmhg汽车质心高度，mm g为重力加速度，m/s2。图32制动时的汽车受力图汽车总的地面制动力为:Fb Fb1 Fb2 G 史 Gq2 g dt(310)式中q（q说）为制动强度，亦称比减速度或比制动力;Fbi , Fb2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：L2hgGf i(g_lfb )l(l2qhg)(3ii)LihgGF 2(G fb )(Liqhg)(312)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Fb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：Ff1 Ff2 Fb1 Fb2GFf1/ Ff2 Fb1 / Fb2 (L2hg)/(L1 hg)(313)式中Ff为前轴车轮的制动器制动力，N, F Fb乙；Ff2为后轴车轮的制动器制动力，N, Ff2 Fb2乙；Fb1为前轴车轮的地面制动力，N;Fb2为后轴车轮的地面制动力，N;Z1，乙为地面对前、后轴车轮的法向反力，N;G为汽车重力，N;L1， L2为汽车质心离前、后轴距离，mmhg为汽车质心高度，mm由式(3 佝可知，前、后车轮同时抱死时，前、后轮制动器的制动力Ff1，Ff2 是的函数。由式(3 13)中消去，得：f2(GL2hg2FfJ(314)将上式绘成以Ffi , Ff2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33所示。如果汽车前、后制动器的制动力 FfFf2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Ffi与汽车总制动力Ff之比来表明分配的比例，称为 汽车制动器制动力分配系数：邑FfiFfFfiFf2(315)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Ff21Ffi式(3 15)可表达为:(316)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 =0,则称 线与I曲线 交点处的附着系数0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：L2hg(317)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 0, 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du/dt qg g ，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：-（318）G式中 Fb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，0的选择是一个综合性的问题，上述各因数对0的要求往往是相互矛盾的。因此，不可能选一尽善尽美的0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 0和0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 0，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，0的数值就决定2.23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、公式乙、Z2、Ff Z。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 :2.23，0.69值空载满载f10F KNf20F KNF f 10 / f f 20f 11F KNf 21F KNF f11 / f f 21.032表3-1值不同时空载及满载制动力满载时取F fii/Ff21同步附着系数LL20 L(319)hg空载时00.75满载时00.78根据设计经验，满载的同步附着系数 0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 乙，Z2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：Ffi Zi L2 ohg 2 2F f2 Z2 J 0hg式中 Li , L2为汽车质心离前、后轴距离，mm;0为同步附着系数；hg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:Tfi Ffi reTf2 Ff2e式中Ffi为前轴制动器的制动力，N ;Ff2为后轴制动器的制动力，N ;Zi为作用于前轴车轮上的地面法向反力，N;Z2为作用于后轴车轮上的地面法向反力，N;re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q ），前、后轴的车轮制动器所能产生的最大制动 力力矩为：f2 maxfi max(321)对于选取较大o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0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q，故所需的后轴和前轴的最大制动力矩为：GTf2 max 丄1 qhg) re(322)fimaxT f2 max(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(321)和(322)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：GGLTf2max g(L1 qhg) - L1hg reLL L10 hg150501.3452.7151.345 0.81.345 0.02 0.640.640.8 0.32=1185(Nm)前轴:0.69Tf1max 1 Tf2max 面 1185 2638(Nm)式中 为该车所能遇到的最大附着系数, q为制动强度；re为车轮有效半径，re 0.2715m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= 0，0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=0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:Ffl F B1Z1dudtqg，G du g dtGq ；L2Zhg ；F biqLF ziL2 qhg(324)后轴利用附着系数r :根据前轴附着系数求法同理可得：FB2 1Gq ；Z2G馆 hgq)Fb2(1 )qLFZ2(L1 qhg)(325)分别取q=、，把所给的技术参数代入，在0.69时求f、r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 f、 r的值空载满载f0r0flr1制动效率Ef、Er前轴制动效率qL2/L(326)iffhg/L后轴制动效率厂qLi/LEr(327)r1rhg / L分别取二，把所给的技术参数代入公式325和公式326,在 0.69时求Ef、Er在不同路面附着系数下的值。如表3-3所示表3-3 E f、Er在不同路面附着系数下的值空载满载ErEfEr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(3 28)_Vts V2S=ta3.6225.92amax式中：ta 轿车制动系统协调时间ta 0.04sts 减速度增长时间ts 0.2sa max 最大制动减速度amax= Er 0.8 gX =%将上述值代入公式（3 28）得：S=vS=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195/65 R15.查标准T3487-2005得轮辋直径Dr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D1=78%Dr = X 38仁297mm后制动盘D2=74%Dr=X 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1020mm通风制动盘厚度可取 2050mm采用较多的是20m30mm.选取前实心制动盘厚度为 m=25mm后实心制动盘厚度为h 2 =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R2与内半径R1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R2 / R=,由于摩擦衬块外半径R2略小于制动盘半径Dr/2,取前制动器摩擦衬块外半径R2f=148mm内半径Rf=106mm后制动器摩擦衬块外半径 R2r=140mm内半径Rr=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Rm或有效半径Re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:R1fR2f2=127mm后制动器摩擦衬块平均半径:RrR2r=120mm摩擦衬块有效半径盘式制动器的计算用简图如图43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：Tf 2fNR(4 1)式中 f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42,在任一单元面积只RdFd上的摩擦力对制动盘中心的力矩为 fpR2dRd ，式中p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：Tf2f fpR2dRd-fp(R；3R13)(42)单侧衬块给予制动盘的总摩擦力为：fNR2 fpRdRdR1fp(R；R2)(43)f为摩擦系数f =为摩擦衬块扇行弧度角-一半/6得有效半径为：Re丄2 R；戌 41RR2护R2)(44)2fN3 R23(R1 R2)2 2令R2则有，前制动器制动衬块有效半径：4mRef -12Rmf 96.1mm3(1 m)后制动器制动衬块有效半径：4mRer12 Rmr 90.84mm3(1 m)2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