-
摘
要
目前，
汽
车的制动系统种类有很多，
本设计主要从节约成本，
并保证制动
效能和
制动稳定性的前提下，采用技术较为成熟的液压制动技术。
根据盘式和鼓式各自的性能特点，选用了前盘后鼓的设计方案。制动驱动形
式为液压驱动形式，前后式（Ⅱ式）双回路制动控制系统。再根据制动系统的
原始参数，分别对鼓式和盘式中的结构参数进行了求解设计，包括制动系统中
的摩擦
衬片，制动轮缸的结构参数等。然后计算了制动器受到的最大制动力，
让最大制动力与确
定出的同步附着系数比较是否满足条件，还有制动效能和制
动距离的检验。其后用最大制
动力进行液压制动驱动机构的结构参数确定，包
括制动主缸等，并通过踏板行程和踏板力
进行检验。最后是制动器主要结构元
件的要求和补充以及对自动间隙调整机构的设计。本
次毕业设计题目为汽车制动
系统总体设计，以保证其制动性能的可靠性。
关键词：行车制动；驻
车制动；鼓式制动器；盘式制动器；液压驱动
i
Abstract
Now,
there
are
many
kinds
of
automobile
brake
design’s
technology
is
relatively
mature hydraulic
brake technology from cost savings,and ensure the
braking efficiency and stability of
the
premise.
According to the
performance characteristics about the brake disc
and the brake drum, this design
scheme
choose that the brake disc in the front
and the brake drum in the
rear
. The drive form of
brake system
is
hydraulic drive,the double line
(
Ⅱ
type) braking control
system in the front and rear.
According
to the original parameters of braking system
,structure parameters of the drum and structure
parameters of the disc , separately to
solve the design , including friction lining, the
structure parameters
of
wheel
cylinder.
Then
I
calculate
the
brake’s
maximum
braking
force
by
it,
and
verify
the
braking performance and braking
distance. Followed,I determine the structure
parameters of hydraulic
brake drive
mechanism with the maximum braking force,
including brake master cylinder, and so on.
And the structure parameters of
hydraulic brake drive
mechanism is
verified by the pedal stroke and
pedal y, I introduce the requirement of
the brake’s main structural components as well as
to
design brake clearance of automatic
adjusting
mechanism,this graduation
design topic for automobile
brake
system overall design,to ensure its reliable
braking performance.
Key wo
rds
：
Brake
；
Parking brake
；
Drum
brake
；
Disc
brakes
；
Hydraulic drive
ii
目
录
摘
要
.
..................................................
..................................................
............................... i
Abstract
.
.......
..................................................
..................................................
...................... ii
目
录
..........................
..................................................
..................................................
iii
第
1
章
绪
论
..............
..................................................
.................................................
1
1.1
课题背景及意义
...
..................................................
................................................ 1
1.2
国内外研究现状
.....
..................................................
.............................................. 2
1.3
选定方案前应解决的问题：
.
..................................................
............................... 3
1.4
课题研究方法
.......
..................................................
.................................................
3
1.5
本设计应解决的难点
.
..................................................
.......................................... 4
第
2
章
总体设计方案
.....................
..................................................
.................................. 4
2.1
制动能源的比较分析
...
..................................................
........................................ 5
2.2
驻车制动系
.......
..................................................
..................................................
.. 6
2.3
行车制动系
..
..................................................
..................................................
....... 6
2.4
制动管路的布置及原理
.................
..................................................
...................... 7
2.4.1
< br>制动管路的布置示意图（
II
型）
................................................
............... 7
2.4.2
制动原理和工作过程
..................
..................................................
............... 8
2.5
制动器的结构方案分析
.................
..................................................
...................... 9
本章小结
.......................
..................................................
..............................................11
第
3
章
制动系主要参数确定
.......
..................................................
...................................11
3.1
基本参数
........
..................................................
..................................................
....11
3.2
鼓式制动器的主要参数选择
.
..................................................
............................. 12
3.2.1
制动鼓内径
D .....................
..................................................
...................... 12
3.2.2
摩擦衬片宽度
b
和包角
β
........................................
................................. 12
3.2.3
制动器中心到张开力
P<
/p>
作用线和距离
a
..................................................
13
3.2.4
制动蹄支撑点的位置坐标
k
与
c .............
............................................... 14
3.2.5
摩擦片摩擦系数
....
..................................................
.................................... 14
3.3
盘式制动器的主要参数选择
.
..................................................
............................. 14
3.3.1
制动盘直径
D .....
..................................................
....................................... 14
3.3.2
制动盘厚度
h ....
..................................................
........................................ 15
3.3.3
摩擦衬块外半径
R
1
和内半径
R
2
................................................ ................. 15
3.3.4
摩擦衬块工作面积
A ..
..................................................
.............................. 16
本章小结
.......................
..................................................
............................................. 16
第四章
制动器的设计与计算
..................
..................................................
....................... 16
4.1
制动器摩擦面的压力分布规律
..............
..................................................
........... 16
4.2
制动器制动效能计算
....
..................................................
...................................... 17
4.3
同步附着系数的确定
...
..................................................
...................................... 18
4.4
制动器最大制动力矩确定
.
..................................................
................................ 20
4.5
单个制动器制动力矩的计算
.
..................................................
............................. 20
4.5.1
同一制动器各蹄产生的制动力矩
.............
................................................
20
4.5.2
盘式制动器制动力矩计算
................
..................................................
....... 24
4.6
驻车制动的制动力矩计算
..
..................................................
................................ 25
4.7
制动衬片的耐磨性计算
.................
..................................................
.................... 26
4.8
制动距离的计算
......
..................................................
............................................ 28
i
ii
本章小结
..................................................
..................................................
.................. 30
第
5
章
液压制动驱动机构的设计计算
..............
..................................................
........... 30
5.1
制动驱动机构的形式
..................
..................................................
....................... 30
5.2
分路系统
.......................
..................................................
...................................... 31
5.3
液压制动驱动机构的设计计算
..................................................
......................... 31
5.3.1
制动轮缸直径
d
的确定
..................................................
........................... 32
5.3.2
制动主缸直径
d
0
的确定
.
............
..................................................
.............. 33
5.3.3
制动踏板力
FP
.
< br>............................................... ............................................ 34
5.3.4
制动踏板工作行程
SP
.
...........................
..................................................
.. 35
5.3.5
制动主缸
..................................................
..................................................
. 35
5.3.6
制动力分配调节装置的选取
..................................................
.................... 36
5.4
制动器的主要结构元件
.................
..................................................
.................... 36
5.4.1
制动鼓
........................
..................................................
............................... 36
5.4.2
制动蹄
.......
..................................................
................................................
37
5.4.3
摩擦衬（片）块
..................................................
.............................................. 37
5.4.4
制动底板
......
..................................................
............................................. 37
5.4.5
支承
........
..................................................
..................................................
. 38
5.4.6
制动轮缸
.
..................................................
..................................................
38
5.4.7
制动盘
....
..................................................
..................................................
. 38
5.4.8
制动钳
..
..................................................
..................................................
... 38
5.4.9
制动块
..................................................
..................................................
..... 39
5.5
自动间隙调整机构
...................
..................................................
.......................... 39
5.6
鼓式制动器工作过程
..................
..................................................
....................... 42
5.7
盘式制动器工作过程
..................
..................................................
....................... 44
本章小结
.......................
..................................................
...................................... 45
结
论
..
..................................................
..................................................
............................. 45
参考文献
.......................
..................................................
..................................................
.. 46
外文资料
.................
..................................................
..................................................
........ 48
中文译文
...........
..................................................
..................................................
.............. 67
致
谢
..........................
..................................................
.................................................
75
iv
第
1
章
绪
论
1.1
课题背景及意义
从
< br>2000
年开始，中国汽车市场进入到黄金
10
年。汽车保有量从
1600
万辆攀升到
1
亿多辆。汽车市场由小变大，
2010
年成为全球第一大汽车市场，比原先普遍预
测的
2015
年提早了
5
年。
2013
年，
美国的底特律汽车城宣布破产了，<
/p>
这不仅不代
表汽车行业的衰落，反而更加展露出汽车的迅速发展，
不仅仅是战略还有技术。
随着人民生活水平提高和人们对物质的急剧需求，汽车保有量的
也在猛速增加。
由于交通事故的频发，也为我们带来梦靥，所以安全是汽车首要问题。众
所周知，
汽车制动系的功用是使汽车以适当的减速度降速行驶直至停车；在下坡行驶时，
使汽车保持适当的稳定车速；使汽车可靠地停在原地或坡道上。因此，必须充分
考虑制动系统的控制机构和制动执行机构的各种性能，然后进行汽车的制动系统
< br>的设计以满足汽车安全行驶的要求。由有关部门调查，在汽车事故中由制动系统
故
障引起的事故约为总数的
45%
。可见，制动系统在保证行车安
全中的重要性。
此外，制动系统的好坏直接影响车辆的平均车速和车辆的运输效率，也就
是保证
运输经济效益的重要因素。因此制动系统设计是汽车设计中重要的环节之一。在<
/p>
这个拥挤的交通和激烈市场的背景下，生产能保证良好的制动性能和较低的成本
的制动系统至关重要。本次设计就是通过资料的查阅，以及对知识的梳理总结，
1
在赵老师的帮助下达到设计目标。
我
的设计目标：
1.
具有良好的制动性能及其稳定
性；
2.
制动时汽车操纵稳定性好；
< br>3.
制动效能的热稳定性好。
1.2
国内外研究现状
汽车的制动系统是车辆的主动安全之一。自汽车诞生时起，其就起着决定性作用。
< br>汽车的制动系统有很多种类，传统的制动系统主要结构型式有机械式、气动式、
液
压式、气液混合式。液压制动技术是如今最成熟、最经济的制动技术，并应用
在当前绝大
多数汽车上
[1]
。汽车液压制动系统可以分为行车制动、辅助
制动、伺
服制动等，主要制动部件包括制动踏板机构、真空助力器、制动主缸、制动软管
、
比例阀、制动器和制动警示灯等。在制动系统，真空助力器、制动主缸和刹车制
动器是最为重要的部分。目前，汽车所用都制动器几乎都是摩擦式的，可分为鼓
式和盘式两大类。盘式制动器的主要优点是在高速刹车时能迅速制动，散热效果
好于鼓式刹车
,
制动效能的恒定性好
,
便于安装像
ABS
那样的高级电子设备
。鼓式
制动器的主要优点是刹车蹄片磨损较少
,
成本较低
,
方便维修、
由于鼓
式制动器的绝
对制动力远远高于盘式制动器
,
< br>所以普遍用于后轮驱动的卡车上。鼓式制动器根据
其结构都不同，又分为：双向自
增力蹄式制动器、双领蹄式制动器、领从蹄式制
动器、双从蹄式制动器。其制动效能依次
降低，最低是盘式制动器；但制动效能
稳定性却是依次增高，盘式制动器最高。也正是因
为这个原因，盘式制动器被普
遍使用。但由于为了提高其制动效能而必须加制动增力系统
，使其造价较高，故
轻型车一般还是使用前盘后鼓式
[2]
。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。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。
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。行车制动
是用脚踩下
制动踏板来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
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俩
个后轮，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为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、
2
气路管道、储气筒、控制阀和制动气室等。
< br>现代汽车由于车速的提高，对于应急制动时的可靠性要求更严格，因此在中、高
级
轿车和部分轻型商用车上，多在后轮制动器上附加手操纵的机械式驱动机构，
使之兼起驻
车制动和应急制动的作用，从而取消了中央制动器。
随着电子
技术的飞速发展，汽车防抱死制动系统在技术上已经成熟，开始在汽车
上普及。它是基于
汽车轮胎与路面兼得附着特性而开发的高技术制动系统。它能
有效的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。
1.3
选定方案前应解决的问题：
<
/p>
1,
由于专业基础知识不够扎实，设计经验欠缺，参考资料收集不
够全面，设计主
题思路还不是很清晰，对于有些简单的问题解决的不够精准，同时欠缺仿
真软件
的支持，无法确定其设计效果。并且有较多的相关知识综合运用，在设计计算过<
/p>
程中，运用不是很熟练，计算过程不是很顺利，需要对欠缺的知识补习，弥补不
足。
2,
由于涉及汽车
专业知识，在设计过程中，需要补充对汽车基础理论知识的学习。
3,
用
CAD
进行绘图时，
软件操作不是很熟练，画图速度缓慢，需要在平时多加练
习。
1.4
课题研究方法
首先对选题的目的和意义进行了阐述与分析，让我明确了自己设计的机构是作什
么用的，其在车辆安全方面的重要性。其次是对其在国内外的发展状况做了分析，
了解了
当今汽车制动器的现状和发展趋势。这对于本次设计的不足，需要改进的
地方，使我受到
了启发。在指导老师的辅导下，收集并整理了大量的相关信息，
又通过互联网查阅到了比
较多的相关资料，初步对汽车制动器的结构形式、管路
布置、制动驱动机构的结构形式及
各个部件型式做出了选择，并收集相关紧凑型
轿车制动系统设计资料；参考现有研究成果
，并进行深入的学习和分析，借鉴经
验；同时学习有关汽车零部件设计准则；充分学习和
利用画图软件，并再次学习
机械制图，画出符合标准的设计图纸，通过自己的研究分析；
发挥自己的设计能
力并通过试验最终确定制动系统设计方案。
3
1.5
本设计应解决的难点
（
1
）确定制动系各参数，分析其制动性能<
/p>
;
（
2
）制动
器的设计计算；
（
3
）液压制动驱动机构的设计计算；
（
4
）制动系统图纸设计。
第
2
章
总体设计方案
汽车的制动性直接关系
到行使安全性，是汽车行使的重要保障。制动性是汽车的
主动安全主要性能之一，随着高
速公路迅速的发展和车流密度的日益增大，出现
了频繁的交通事故。因此，改善汽车的制
动性始终是汽车设计制造和使用部门的
主要任务。
汽车制动系的功用是使汽车以适当的减速度降速行使直至停车；在下坡行使时，
使汽车保持适当的稳定车速；使汽车可靠地停在原地或坡道上。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。前者用来保证前两项功
能，后者用来
保证第三项功能。
设计汽车制动系应满足如下主要要求
[3]
：
（
1
）应能适应有关标准和法规的规定；
（
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。
详见
QC/T239-1997
《货车、<
/p>
客车制动器性能要求国家标准》
。
（
3
）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，当其中一套
管路失效时，另一套完好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，其他制动装置多为手操纵；
<
/p>
（
4
）
制动效能
的热稳定性好。
具体要求详见
QC/T582-1999
《轿车制动器性能要求
国家标准》
；
（
5
）制动效能的水
稳定性好；
（
6
）在任何速度下制动时，汽车都不应丧失操纵稳定性和方向稳定性。有关方向
4
稳定性的评价标准，详见
QC/T239-1997
《货车、客车制动器性能要求国家标准》<
/p>
；
（
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；
（
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
水平所需的时间和从放开踏板至完全解除制动的时间；
<
/p>
（
9
）制动时不产生振动和噪声；
（
10
）转向装置
不产生运动干涉，在车轮跳动或转向时不会引起自行制动；
（
11
）应有音响或光信号等警报装置，以便及时发现制动驱动机
件的故障和功能
失效；
（
12
）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
减少制动时飞散到大气中的有害人体的石棉纤维
[4]
；
（
13
）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。
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，由于含有石棉的摩擦材料存在石棉有公害问题，已被逐渐淘
汰，取
而代之的各种无石棉材料相继研制成功。
本次设计采用前盘后
鼓式制动器
,
液压制动
, II
式
(
前后式
)
双回路制动控制系统。采
用真空助力器
.
其中鼓式制动器采用一般常用的领从蹄式
,
为一个自由度
.
灰铸铁制
动鼓
[5]
。制动鼓内径尺寸、摩擦衬片宽度尺寸参照专业标准
QC/T309-1999
《制动
鼓工作直径及制动
蹄片宽度尺寸系列》选取。盘式制动器采用浮动钳盘式
.
制动盘
直径取轮辋直径的
70%
。通风式制动
盘厚度取
20mm
。具体的制动系统设计计算
< br>过程依据汽车设计教材进行。
2.1
制动能源的比较分析
经过同多种类型的车辆制动能源比较，如表
2.1
所
示：
表
2.1
制动能源比较
供能装置
传能装置
型式
制动能源
工作介质
型式
工作介质
5
气压伺服制动系
驾驶员体力与发动机动力
空气
液压制动系
制动液
真空伺服制动系是由发动机驱
动的空气压缩机提供压缩空气作为动力源，伺服气
压一般可达
0
.05
～
0.07MPa
。
真空伺服制动系多用于总质量在
1.1
～
1.35t
以上
的
轿车及装载质量在
6t
以下的轻、中型载货汽车上；气压伺服制
动系则广泛用于
装载质量为
6
～
12t
的中、重型货车以及极少数高级轿车上。
液压制动用于行车制动装置。
液压制动的优点是：
作用滞后时间短，
（
0.1
～
0.3s
）
;
< br>工作压力高（可达
10
～
20M
P
a
）
，因而
轮缸尺寸小，可以安装在制动器内部，直接
作为制动蹄的张开机构（或制动块的压紧机构
）
，而不需要制动臂等传动件，使之
结构简单，质量小；机械效
率较高（液压系统有自润滑作用）
。液压制动的主要缺
点是：过
度受热后，部分制动液汽化，在管路中形成气泡，严重影响液压传输，
使制动系统的效能
降低，甚至完全失效。液压制动广泛应用在乘用车和总质量不
大的商用车上。
2.2
驻车制动系
驻车制动系统用于使汽车可靠而无时间限制地停驻在一定位置甚至斜坡上，同时
也有助于汽车在斜坡上起步的一套专门装置。驻车制动系统应采用机械式驱动机
< br>构而不用液压或气压式，以免其产生故障。
通过类比采
用手动驻车制动操纵杆、驻车制动杠杆作用于后轮，作为后轮驻车制
动器。
后轮驻车制动：轮缸或轮制动器，
（对领丛蹄制动
器，只需附加一个驻车制动推杆
和一个驻车杠杆即可）使用驻车制动时，由人搬动驻车制
动操纵杆，通过操纵缆
绳。平衡臂和拉杆（拉绳）拉动驻车制动杠杆使两蹄张开。
2.3
行车制动系
行车制动系统用作强制行
使中的汽车减速或停车，并使汽车在下短坡时保持适当
的稳定车速。其驱动机构多采用双
回路或多回路结构，以保证其工作可靠。
目前，盘式制动器已
广泛应用于轿车，但除了在一些高性能轿车上用于全部车轮
以外，大都只用作前轮制动器
，而与后轮的鼓式制动器配合，以期汽车有较高的
6
制动时的方向稳定性。在货车上，盘式制动器也有采用。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%
，前轮制动力要比
后轮大，后轮起辅助
制动作用，因此为了节省成本，就采用前盘后鼓的制动方式。
2.4
制动管路的布置及原理
II
式
(
前后式<
/p>
):
前、
后轮制动管路各成独立的回路
系统，
即一轴对一轴的分路型式，
一条回路连接前桥
(
轴
)
车轮制动器
,
另一条回路连接后桥
(
轴
)
车轮制动器
,
如图
（
2.1
）
所示。前桥车轮制动器与后桥车轮制动器各用一个回路。其特点是管路布置最为
简单，可与传统的单轮缸
(
或单制动气室
)
鼓式制动器相配合，成本较低。在各类汽
车上都有采用。
通过分析，
II
式
(
< br>前后式
)
制动器结构简单，成本较低，因此采用的
就是
II
式
(
前后式
)
双回路制动系。
2.4.1
制动管路的布置示意图（
< br>II
型）
如图
2.1
所示
7
2.4.2
制动原理和工作过程
8
?
以鼓式制动器为例，其结构
示意图如图（
2.2
）所示，工作原理如下：要使行
使中的汽车减速，驾驶员应踩下制动踏板，通过推杆和主缸活塞，使主缸内的油
液在一定压力下流入轮缸，并通过两个轮缸活塞推动两制动蹄绕支撑销转动，上
端向
两边分开而其摩擦片压紧在制动鼓的内圆面上。这样，不旋转的制动蹄就对
旋转的制动鼓
作用一个摩擦力矩，其方向与车轮旋转方向相反。制动鼓将该力矩
传到车轮后，由于车轮
与路面间有附着作用，车轮对路面作用一个向前的周缘力，
同时路面也对车轮作用一个向
后的反作用力，即制动力。制动力由车轮经车桥和
悬架传给车架和车身，迫使整个汽车产
生一定的减速度。制动力越大，制动减速
度越大。当放开制动踏板时，复位弹簧即将制动
蹄拉回复位，摩擦力和制动力消
失，制动作用即行终止。
2.5
制动器的结构方案分析
通常，汽车所用制动器一般都采用摩擦式的，也就是阻止汽车运动的制动力矩来
9
源于固定元件和旋
转工作表面之间的摩擦。主要是盘式制动器和鼓式制动器两种
形式。
鼓式制动器的选用：
鼓式制动
器是靠制动块在制动轮上压紧产生摩擦来实现刹车的。鼓式制动器的形
式有很多种，如领
从蹄式制动器、单向双领蹄式制动器、双向双领蹄式制动器、
单向自增力式制动器、双向
自增力式制动器、凸轮式制动器、楔式制动器。它们
都各有利弊，其中领从蹄式制动器发
展较早，且其效能和效能稳定性在各式制动
器中均居于中游；前进、倒退行驶的制动效果
不变；便于附装驻车制动驱动机构；
易于调整蹄片与制动鼓之间的间隙；且有结构简单，
成本低等优点。但领从蹄式
制动器也有两蹄片的压力不等（在两制动蹄上的摩擦衬片面积
相等的条件下）
，因
而两蹄片磨损不均匀、寿命不同的缺点。此
外，因只有一个轮缸，两制动蹄必须
在同一驱动回路下工作。因此，本设计采用由定位销
定位的一个自由度的非平衡
式的领从蹄式制动器。
盘式制动器的选用：
盘式制动器又叫
做碟式制动器，一般是由液压控制，主要的部件有制动盘、制动
钳、固定器，制动轮缸等
组成。按摩擦副中固定元件的结构不同，盘式制动器分
为钳盘式和全盘式两类。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。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。
钳盘式制动器按制动钳的结构型式又可分
为固定钳盘式制动器和浮钳盘式制动
器。定钳盘式制动器的制动钳固定安装在车桥上，既
不能旋转，也不能沿着制动
盘轴线方向移动，因此必须在制动盘的两侧都
安装制动块的促动装置，以便于将
两侧的制动块分别
压向制动盘。定钳盘式制动器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。
< br>
定钳盘式制动器的缺点就是：
（
1
）制动盘的两侧各有液压缸，使制动钳的结构复杂。
（
2
）液压缸分
装于制动盘的两侧，制动液必须跨越制动盘的钳内油道或者外部的
油管。
（
3
）热负荷较大，液压缸
和跨越制动盘的钳内制动管路或者是外部油管内的制动
液容易气化。
10
（
4
）若想兼用于驻车制动装置，则必须添加一个机械促动
的驻车制动钳。
由于上述的种种原因，定钳盘式制动装置已经
很难适应现代轿车的发展趋势，也
逐渐的在
70
年代以后让位于浮钳盘式制动器。
浮钳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，在
兼行车和驻车制动的情况下不需要加设驻车制动钳，只需要在行车制动
钳液压缸的附近加
装一些用于推动液压缸活塞的驻车制动机械传动零件即可。浮
动钳由于没有跨越制动盘的
油道或油管，减少了受热机会，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，
因此制动液温度比用固定钳时低
30
℃～
50
℃，
气化的可能
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。
经过对不同制动器优、缺点的比较，参考同类型车，本设
计采用前盘（浮动钳式）
后鼓（支承销领丛蹄式）的制动系统。
本章小结
本章确定了制动系统方案为
行车制动系统采用液压制动控制机构，前轴制动器为
浮动钳盘式制动器，后轴采用领从蹄
式鼓式制动器。回路系统采用一轴对一轴式
双回路控制系统。驻车制动系统控制机构为机
械式，由鼓式制动器兼做驻车制动
器。
第
3
章
制动系主要参数确定
3.1
基本参数
表
3.1
制动系主要参数
汽车质量
轴荷分配
前轴
空载
2230kg
1070.4kg
满载
4110kg
1233kg
11
后轴
质心高度
轴距
前制动器
后制动器
1159.6kg
h
g0
=850mm
3100 mm
2877kg
H
g1
=750mm
浮动钳盘式
鼓式领丛蹄式
3.2
鼓式制动器的主要参数选择
<
/p>
在有关的整车总布置参数和制动器的结构形式确定以后，就可以参考已有的同类
型、同等级汽车的同类制动器，对制动器的结构参数进行初选。
3.2.1
制动鼓内径
D
当输出力
F
0
一定时，
制动鼓的内径越大，制动力矩也越大，散热性能也越好。
但制动鼓的内径
D
尺寸受到轮辋内径的限制，而且直径的增大也使制动鼓的质量
增大，使汽车的非悬挂质量增大，而不利于汽车的行驶平顺性。制动鼓与轮辋之
间应有相当的间隙，此间隙一般不小于
20
～
< br>30mm,
以利于散热通风，也可避免由
于轮辋过热而损
坏轮胎。
由此间隙要求及轮辋的尺寸及渴求得制动鼓直径的尺寸。
另外，制动鼓直径与轮辋直径之比为
D
/
D
r
?
0
.
64
~
0
.
83
，汽车考虑其用途及行
驶的平稳性
和爬坡能力，初选
17inch
的轮胎（例如轮胎型号
205/55R17
）
，由
根据
QC/T309-1999
《制
Ｄ
r
?
17
inch
?
17
?
25
.
4
mm
?
406
.
5
mm
则
D=321.5mm
，
动鼓工作及制动蹄片宽度尺寸系列》取
D=320mm
R=160mm
。
3.2.2
摩擦衬片宽度
b
和包角β
摩擦衬片的包角可在
900
～
1200
范围内选取
，试验表明，摩擦衬片包角在
900
～
1200
时，磨损最小，制动鼓温度也最低，且制动效能最高。再减小包角虽有利于
12
散热，
但由于单位压力过高将加速磨损。包角一般不宜大于
1200
，
因过大不仅不
利于散热，而且易使制动作永不平顺，甚至可能发生自锁。
摩擦衬片宽度较大可以降低单位压力、减小磨损，但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单位压力不超过
2.5
M
P
a
的条件
来选择衬片
宽度的。设计时应尽量按摩擦片的产品规格选择宽度值。另外，根据国外统计
资
料可知，单个鼓式制动器总的摩擦衬片面积随汽车总质量的增大而增大。而单个
摩擦衬片的面积又决定与制动鼓的半径，衬片宽度及包角。即
:
A
p
?
Rb
?
（
3.7
）
式中，包角以弧度为单位，当面积、包角、半径确定后，由上式可以初选衬片宽
度的尺寸。
制动器各蹄摩擦衬片总面积越大，
制动时产生的单位面积正压力越小，从而磨损
也越小。
a
、参考同类汽车选取，一般
b/D=0.16
～
0.26,
取
0.25
，由
QC/T3
09-1999
则选的
b=65mm
b
、取领蹄包角
?
1
< br>?
110
?
从蹄包角
?
2
?
100
?
A
p
?<
/p>
b
?
D
(
?
1
?
?
2
)
/
360
=320
×
3.14
×
65
（
100+110
）
/360
= 36302mm
2
c
、摩擦衬片起始角
?
0
，
一般将衬片布置在制动蹄的中央，即
0
令：
?
0
?
90
?
?
< br>2
?
40
?
有时为了适应单位压力的分布情况，将衬片相对于最大压力点对称布置，以改善<
/p>
制动效能和磨损的均匀性。
3.2.3
制动器中心到张开力
P
作用线和距离<
/p>
a
在保证轮缸能够布置于制动鼓内的条件，应使距离
a
尽可能大，以提高制动效能。
13
初步设计可取
a=0.8R
故
a=128mm
。
3.2.4
制动蹄支撑点的位置坐标
k
与
c
应在
保证两蹄支撑端毛面不致互相干涉的条件下，应使
k
尽可能小而
c
尽可能大，
设计可定
c=0.8R =128 mm,
并也应在保证制动效能的条件下
k
尽可能大而
c
尽可能大小
,
参考
同类车型，初步
设计时可定
:
k=22mm
。
3.2.5
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
< br>力的影响要小。不能单独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要求，后者对蹄式制动器是非
常重要的。
各种制动器用摩擦材料的摩擦系数的稳定值约为
0.3
～
0.5
之间，少数
可达
0.7
。一般说来，摩擦系数越高的材料，其耐磨性越差。所以在制动器设计时
并非一定要追求高摩擦系数的材料。当前国产的摩擦片材料温度低于
2
50
度时，
保持摩擦系数在
0 .3<
/p>
～
0.4
已无大问题。因此，在假设的理
想条件下计算制动器的
制动力矩，
取
0
.3
可使计算结果接近实际。
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。
3.3
盘式制动器的主要参数选择
3.3.1
制动盘直径
D
制动盘直径
D
应尽量取大些，这样，制动盘的有效
半径增大，可以减小制动钳的
夹紧力，降低衬块的单位压力和工作温度。通常
D=0.70
～
0.79Dr
，本车总质量大
于
2t
，故取上限
，即
14
D
?
D
r
?
0
.
79
?
320
.
74
因此，
D =320mm
。
3.3.2
制动盘厚度
h
制动盘厚度对制动盘的质量和温升有影响。为使质量小些，制动盘厚度不宜太大，
为了减少温升，厚度又不宜过小。制动盘可以做成实心的，也可以通风式的，本
车从增大散热通风的角度在制动盘中间铸出通风孔道。一般通风式制动盘厚度可
取为
20~50mm
，采用较多的是
20~30
mm
，这里选取为
20mm,
通风式。
3.3.3
摩擦衬块外半径
R
1
和内半径
R
2
推荐摩擦衬块外半径
R
1
和内半径
R
< br>2
的比值不大于
1.5.
若此值
偏大，
工作时衬块外
缘与内侧圆周的速度相差较多，磨损不均匀
，接触面积减少，最终导致制动力矩
变化大。所以参考同类车型，选取摩擦衬块的内外半
径分别为：
R
1
?
100
mm
，
< br>R
2
?
150
< br>mm
平均半径为
R
m
?
R
1
?
R
2
=125
mm
2
有效半径为
R
e
?
T
f
2
fN
?
2<
/p>
?
(
R
2
?
R
1
)
3
?
(
R
2
?
R
1
)
2
2
3
3
R
1
R<
/p>
2
R
1
?
R
2
4
?
[
1
?
](
)
2
3
2
(
R
1
?
R
2
)
4
150
?
100
150
?
100
?
[
< br>1
?
](
)
3
2
(
150
?
100
)
2
=126.66
令
15
R
2
?
m
R
1
则有
<
/p>
4
1
?
m
?
m
2
R
e
?
R
m
2
3
(
1
?
m
)
选取半径满足式
R
e
＞
R
m
m
?
假设成立，满足要求。
R
2
150
?
?
1
.
5
?
1
.
5
R
1
100
3.3.4
摩擦衬块工作面积
A
在确定盘式制动器制动衬块的工作面积时，根据制动衬快单位面积占有的汽车质
量，推荐在
1.6
～
3
.5kg/
cm
, A
=120cm2
。
2
本章小结
本章确定了制动器的基本参数，首先计算出制动力分配系数及同步附着系数，然
后进一步
确定制动器的最大制动力矩，确定了鼓式制动器的主要参数，包括制动
鼓直径、摩擦衬片
宽度及包角、制动器中心到张开力作用线的距离、制动蹄支撑
销中心的位置、摩擦片的摩
擦系数，盘式制动器主要参数包括制动盘直径、制动
盘厚度、摩擦衬块内外半径、
摩擦块工作面积。
第四章
制动器的设计与计算
4.1
制动器摩擦面的压力分布规律
从前面
的分析可知，制动器摩擦材料的摩擦系数及所产生的摩擦力对制动器因数
有很大的影响。
掌握制动蹄表面的压力分布规律，有助于正确分析制动器因数。
16
在理论上对制动蹄摩擦面的压
力分布规律作研究时，通常作如下一些假定：
（
1
）制动蹄、鼓为绝对刚性；
（
2
）在外力作用下，使力仅发生在摩擦衬片上；
（
3
）压力与变形符合胡克定律。
对于绕支承销转动的制动蹄，制动蹄片上的压力符合正弦分布。
4.2
制动器制动效能计算
制动器效能因数，表示制动器的效能，其实质是制动器在单位输入压力或力的作
< br>用下所能输出的力或力矩，用于评比不同结构形式的制动器的效能
P
a
2
R<
/p>
D
=
o
c
h
k
制动鼓制动器尺寸示意图
领蹄：
h
BF
T
1
=
< br>(
a
f
)
=
0.6486
R
?
c
1
?
f
< br>a
从蹄：
17
h
BF
T
2
=<
/p>
(
a
f
)
=
0.5581
R
?
c
1
?
f<
/p>
a
则
BF=
BF
T
1<
/p>
+
BF
T
2
=1.2067
4.3
同步附着系数的确定
汽车制动时，若忽略路面对
车轮的滚
动阻力矩和汽车回转质量的惯性力矩，则对
任意角速度
?
＞
0
的车轮，其力矩平衡方程为
T
f
?
F
b
r
e
?
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
；
F
b
―地面作用于车
轮上的制动力，即地面与轮胎之间的摩擦力，又称为地面制动
力，其方向与汽车行驶方向
相反，
N
；
r
e
―车轮
有效半径，
m
。
令
F
?
T
f
r
e
（
3.2
）
称之为制动器制动力，它是在轮胎周缘克服制动器摩擦力矩所需的力。
< br>
一般汽车根据前、后轮制动力的分配、载荷情况及道路附着系数和坡度等因素，
当制动力足够时，制动过程出现前后轮同时抱死拖滑时附着条件利用最好
[6]
。
任何附着系数
?
路面上前后同时抱死的条件为（
?
=0.85
）
：
F
f
1
?
F
f
2
?
?
G
(3.3)
F
f
1
F
f
2
?
L
2
?
?
h
g
L
1
?
?
h
g
（
3.4
）
18
式
中：
G-
汽车重力；
F
f
1
—前制动器制动力，<
/p>
N
；
F
f
2
—后制动器制动力，
N
；
L
1
—质心
到前轴的距离，
mm
；
L
2
—质心
到后轴的距离，
mm
。
得：
<
/p>
F
f
1
=127
5N
F
f
2
=1825
N
一般常用制动器制动力分配系数
?
来表示分配比例
?
?
F
f
1
?
0
.
4112
F<
/p>
f
2
前、后制动器制动力分配的比例影响
到汽车制动时方向稳定性和附着条件利用程
度。要确定
?
值首先就要选取同步附着系数
抱死
（
?
0
。一般来说，我们总是希望前轮先
0
?
?
?
0
）
。
根据有关文献推荐以
及我国道路条件，
车速不高，
所以本车型
?
取
0.5
左右为宜。
由
?
?
得
L
2
?
?
0
h
g
L
?
0
?
< br>3100
?
0
.
4112
?
930
?
0
.
46
750
为保证汽车制动时的方向稳定性和有足够的附着系数利用率，
ECE
的制动法规规定，在各种载荷条件下，轿车在
< br>0.15
?
q
?
0.8
，其他汽车
在
0.15
?
q
?
0.3
的范围内，前轮应先抱死；在车轮尚未抱死的情况下，
在
0.15
?
?
?
0.8
的范围内，必须满足
q
?
0
.
1
< br>?
0
.
85
(
?
?
0
.
2
)
[7]
。
19
4.4
制动器最大制动力矩确定
<
/p>
应合理地确定前、后轮制动器的制动力矩，以保证汽车有良好的制动效能和稳定
性。
双轴汽车前后车轮附着力同时被充分利用或
前后车轮同时抱死的制动力之比为
F
1
L
2
?
?<
/p>
0
h
g
930<
/p>
?
0
.
46
?
750
?
?
?
0
.
69
F
2
L
1
?
?
0
h
g
2170
?
0
.
46
?
750
通常上式的比值为轿车
1.3
到
1.6
，
货车为
0.5
到
0.7
。
因此可知前后制动器比值符
合要求<
/p>
最大制动力矩是在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。计算公式如下
< br>M
?
2
?
< br>M
?
1
?
G
(
L
2
?
?
h
g
)
?
r
e
L
（
3.5
）
M
?
1
（
3.6
）
式中：
?
—
?
1
?
?
该车所能遇到的最大附着系数
0.85
；<
/p>
r
e
—车轮
有效半径为
360mm
；
G
4110
(
L
2
?
?
h
g
)
?
< br>r
e
?
(
930
?
0
.
85
?
750
)
?
0
.
85
?
360
L
3100
?
635929
.
693
5
M
?
1
?<
/p>
1
?
0
.
4112
?
635929
.
6935
?
< br>0
.
4112
<
/p>
?
910591
.
9347
M
?
2
?
M
t
1
?
1
?
?
4.5
单个制动器制动力矩的计算
4.5.1
同一制动器各蹄产生的制动力矩
在计
算鼓式制动器时，必须建立制动蹄对制动鼓的压紧力与所产生的制动力矩之
20
间的关系，具体符号如图所示：
y<
/p>
x
1
1
dF
1
fdF
1
d
β
其计算公式如下
对于增势蹄：
其中：
?
?
110
?
”
o
制
动
力
矩
计
算
简<
/p>
图
''
'
F
x
?
P
max
bR
(2
?
?
sin
2
?
?
sin
2
?
)/
4
（
4.1
）
'
''
F
y<
/p>
?
P
max
bR
(cos2
?
?
cos2
?
)/
4
< br>
（
4.2
）
?
?
'
?
20
?
P
m
a
x
为压力分布不均匀
时蹄片上的
?
'
'
?
1
3
0
，
R
最大压力（其中
?
?
?
-
?
）
。
?
?
F
x
F
y<
/p>
?
arctan[(co
s
2
?
'
?
< br>cos
2
?
'
< br>'
)
2
/
(
2
?
?
s
in
2
?
'
'
?
sin
2
?
'
)
2
]
?
arct
an[(co
s
2
?
< br>20
?
cos
2
?
130
)
2
?
(
2
?
1
.
91
?
sin
2
?
130
< br>?
sin
2
?
< br>20
)
2
?
arctan
0
.
1719
21
?
9
.
75
0
?
1
?
[
4
R
(cos
?
'
?
cos
?
'
'
)]
(cos
2
?
?
cos
2
?
)
?
(
2
?
?
sin
2
?
?
sin
2
?
)
'
'
'
2
'
< br>'
'
2
?
[
4
?
1
60
(cos
20
?
< br>cos
130
)]
(cos
2
?
20
?
cos
2
?
130<
/p>
)
?
(
2
?
1
.
9
?
sin
2
?
130
?
sin
2
?
20
)
2
2
=182.63
< br>''
'
对于减势蹄：
F
x
?
P
bR
(2
?
?
sin
2
?
?
sin
2
?
)/
4
max
< br>F
y
?
P
max
bR
(cos2
?
?
cos2
?
)/
4
'
''
式中：
?
?
100
?
'<
/p>
'
?
130
?<
/p>
?
'
?<
/p>
30
?
，
P
max
为压力分布不均匀时蹄
片上的最大压力。同理：
?
?
arctan[(co
s
2
?
'
?
cos
2
?
'
'
)
2
?
(
2
?
?
sin
2
?
'
'
?
sin
2
?
'
)
2<
/p>
]
?
arct
an[(co
s
2
?
< br>30
?
cos
2
?
130
)
2
?
(
2
?
1
.
9
?
sin
2
?
130
?
sin
2
?
30
)
2
]
?
7
.
1
8
0
?
2<
/p>
?
[
4
R
(cos
?
'
?
cos
?
'
'
)]
(cos
2
?
?
cos
2
?
)
?
(
2
?
?
sin
2
?
?
sin
2
?
)
'
'
'
2
'
'
'
2
?
< br>[
4
?
160
< br>(cos
30
?
cos
130
)]
(cos
2
?
30
?
co
s
2
?
130
)
?
(
2
?<
/p>
1
.
9
?
sin
2
?
130<
/p>
?
sin
2
?<
/p>
30
)
2
2
=179.35
增势蹄的制动力矩
'
M
?
1
?
P
fh
?
/[
c
(cos
?
1
< br>?
f
sin
?
< br>1
)
?
f
?
1
]
?
P
1
1
1
B
1
22
?
P
.
35
/[
1
28<
/p>
?
(cos
7
.
18
?
0
.<
/p>
3
?
sin
7<
/p>
.
18
)
?
0
.
3
?
179
.
35
1
?
0
.
3
?
256
?
179
=
79
.<
/p>
57
P
1
减势蹄的制动力矩
M
?
2
?
P
2
fh
?
2
/[
c
'
(cos
< br>?
2
?
f
sin
?
2
)
?
f
?
2
]
?
P
2
B
2
?
P
2
?
0
.
3
?
256
?
182
.
63
/[
12
8
?
(cos
9
.
75
?
0
.
3
?
sin
9
.
75
)
?
0
.
3
?
182
.
63
?
< br>162
.
24
P
2
制动鼓上的制动力矩等于两蹄摩擦力矩之和，即
M
?
?
M
< br>?
1
?
M
?
2
?
P
1
B
1
?
P
2
B
2
液压驱
动的制动器由于
P
1
?
P
2
，故所需的张开力为
<
/p>
P=
M
?
/(<
/p>
B
1
?
B
2
)
=
M
?
2
/
2
(
B
1
?
B
2
)
?
0
.
5
?<
/p>
910591
.
93
162
.
24
< br>?
79
.
57
< br>=1882.83
计算蹄式制动器必须检查蹄有无自锁的可能。蹄式制动器的自
锁条件为
c
'
(cos
?
1
?
f
sin
?
1
)
?
f
?
1
?
0
c<
/p>
'
cos
?
1<
/p>
即式
f
?
'
?
1
?
c
sin
?
1
成立，则不
会自锁
。
c
'
cos
?
1
12
8
?
cos
9
.
75
f
?
?
?
0<
/p>
.
7
?
0
.
3
?
1
?
c
'
sin
?
1
182
.
63
?
128
?
sin
9
.
75
c
'
cos
?
2
128
?
cos
7
.
18
f
?
?
?
0
.
74
?
0
.
3
'
?
2
?
c
sin
?
2
179
.
35
< br>?
128
sin
7
.
18
故此蹄式制动器不会自锁。
< br>
23
4.5.2
盘式制动器制动力矩计算
现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
制动器的制动力矩计算公式为
M
?
?
2
fF
0
R
（
4.3
）
式中：单个制动器的制动力矩
M
?
?
M
?
1
/
2
=317964.84
f
—摩擦系数
F
0
—单侧制动块对制动盘的压紧力
R
—作用半径
（摩擦衬块的作用半
径
R=
盘式制动器单侧制动块对制动盘的压紧力为
R
1
?
< br>R
2
=125mm
）
2
F
0
?
M
?
317964
.
84
?
?
4239
.
53
N
2
fR
2
?
0
.
3
?
125
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
R
等于平均半径
R
m
或有效半径
R
e
，在实际中已经足够精确。有效半径
R
e
是扇形表面的面积中心
至制动盘中心的距离，如下式所示
3
2
R
2
?
R
1
3
4
m
=
[1-
]
R
m
式中，
m=
R
1
/
R
2
R
e
=
2
2
2
3
< br>R
2
?
R
1
3
(
1
?
m
)
因为
m<
1,
1
m
<
,
故
R
e
>
R
m
,
且
m
越小，则两者差值越大。
< br>(
1
?
m
)
2
4
应当指出，若
m
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
摩速度相差太远，磨损将不均匀，因而单位压力分布这一假设条件不能成立，则
上述计算方法也就不使用，
m
值一般不应小于
0.65
。
制动盘工作面的
加工精度应达到下述要求：
平面度公差为
0.012mm
，
表面粗糙度
R
a<
/p>
值为
0.7~1.3
?
< br>m
，
两摩擦表面的平行度公差不应大于
< br>0.05mm
，
制动盘的端面圆跳
动公差不应大于
0,03mm
。通常制动盘采用摩擦性能良好
的珠光体灰铸铁制造。为
24
<
/p>
保证足够的强度和耐磨性能，其牌号不应低于
HT250
。
4.6
驻车制动的制动力矩计算
通过受力分析，可以得出汽车在上、下坡停驻时的后桥附着力分别为：
上坡
F
2
?
?
m
a
g
?
< br>(
下坡
h
g
L
1
cos
?
?
sin
?
)
（
4.4
）
L
L
h
g
L
1
F
2
?
?
m
a
g
?
(
cos
?
?
sin
?
)
（
4.5
）
L
L
汽车停驻的最大坡度
?
可根据后轴上的附着力与制动力相等求得：
满载：上坡
?
1
?
arctan
下坡
?
L
1
?
36
.
8
?
L
?
?
h
g
?
2
?
arctan
空载：上坡
?
L
1
?
26
.
2
?
L
?
?
h
g
?
1
?
arctan
下坡
?
L
1
?
29
.
9
?
L
?
?
h
g
?
2
?
arctan<
/p>
满载时，上下坡后桥附着力为：
上坡
?
L
1
?
19
.
7
?
L
?
?
h
g
F
2
?
?
m
a
g
?
(
h
g
L<
/p>
1
cos
?
?<
/p>
sin
?
)
?<
/p>
4878
.
1
N
L
L
下坡
25
F
2
?
?
m
a
g
?
(
h
g
L
1
cos
?
?
sin
?
)
?
4812
.
9
N
L
L
空载时，上下坡后桥附着力分别为：
上坡
F
2
?
?
m
a
g
?
(
h
g
L
< br>1
cos
?
?
< br>sin
?
)
?
< br>3970
.
6
N
L
L
下坡
h
g
L
1
F
2
?
?
m
a<
/p>
g
?
(
cos<
/p>
?
?
sin
?<
/p>
)
?
3630
.
8
N
L
L
4.7
制动衬片的耐磨性计算
摩擦衬片（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
过程是将其机械能的一部分转变为热能耗散的过程。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能的任务。此时由于在短
时间内热量来不及逸散到大气
中，致使制动器的温度升高，此即所谓的制动器的
能量负荷。能量负荷越大，摩擦衬片（
块）的磨损越严重。
制动器的能量负荷以其比能量耗散率作为
评价指标。它表示单位摩擦面积在单位
时间内耗散的能量。单位为
W
mm
2
。
双轴汽车的制动器的比能量耗散率分别为
前轮
e
1
?
?
m
a
(
?
1
2
?
?
2<
/p>
2
)
?
4
tA
1
（
4.6
）
后轮
26
e
2
?
式中：
m
a
—汽车总质量，
kg
；
?
m
a
(
?
1
2
?
?
2
2
)(
1
?
?
)
4
tA
2
（
4.7
）
?
—汽车回转质量转换系数；
?
1
、
?
2
—制动初速度和减速度，
m/s
；
J
—制动减速度
m/s2
；
t
—制动时间，
s
；
A
1
、
A
2
—前后制动衬片（块）的摩擦面积
,mm
2
；
?
—制动力分配系数
双轴汽车的制动器的比能量耗散率分别为：
前轮
e<
/p>
1
?
?
m
a
(
?
1
2
?
?
2
2
)
?
4
tA
1
（
4.8
）
后轮
（
4.9
）
4
tA
2
在紧
急制动到停车的情况下，
?
2
=0
，并可认为
?
=1
，对于乘用车，
制动速
e
2
?
?
m
a
(
?
1
2
?
?
2
2
)(1
?
?
)
度
v
< br>1
?
65
km
< br>(
18
m
)
，
h
s
故
m
a
v
1
2
?
4110
?
18
2
?
0
.
4112
e
1
?
?
?
3
.
8
?
6
.
0
w
2
mm
4
tA
1
4
?
3
?
12000
m
a
v
1
2
(
1
?
?
)
41
10
?
18
2
?
0
.
5888
e
2
?
?
?
1
.
79
?<
/p>
1
.
8
w
mm
2
4
tA
1
3
?
4
?
72604
2
据有关文献推荐，鼓式制动器的比能量耗散率以不大于
1.8w/
mm
为宜，盘式制
动器的比能量耗散率应不
大于
6.0
w
/
mm
2
,
计算时取减速度
j=0.6g
。
磨损
特性指标也可用衬片
（块）
的比摩擦力即单位摩擦面积的摩擦力
来衡量。
f
0
越
大，则磨损越严重。
前轮
27
f
01
?
M
?<
/p>
1
R
1
A
1
（
4.10
）
后轮
f<
/p>
02
?
M
?
2
R
2
A
2
（
4.11
）
式中：
M
?
—
单个制动器的制动力矩，
N
?
m
；
R
—制动鼓半径（或衬块平均半径<
/p>
R
）
，
mm
；
A
—单个制动器的衬片（块）摩擦面
积
mm2
注：在
j=0.6g
时，鼓式制动器的许可比摩擦力应该不大于
0.48
N/
mm
2
。
前轮
f
01
?
后轮
f
02
?
满足
题意。
M
?
1
R
1
A
1<
/p>
M
?
2
R
2
A
2
?
311605
.
54
<
/p>
?
0
.
026<
/p>
N
mm
2
160
?
72604
?
455295
.
96
N
?
0
.
237
N
2
?
0
< br>.
48
2
mm
mm
160
?
12000
4.8
制动距离的计算
分析制动距离是，
需要对制动距离过程有一个全面的了解
。
图
4.1
是驾驶员在接受
紧急制动信号后，制动踏板力、汽车制动减速度与
制动时间的关系曲线
[8]
。
28
图
4.1
汽车制动过程
驾驶员接到紧急停车信号时，并没有立即行动
,
而要经过
τ
`1
后
才意识到应进行紧
急制动，并移动右脚，
再经过
τ
〞
1
后才踩着制动踏板。<
/p>
从
a
点到
b
点所经过的时
间
?
1
?
?
1
?<
/p>
?
1
称为驾驶员反映时间。这段时间一般
为
0.3
～
1.0s
< br>。在
b
点以后，
随着驾驶员踩踏
板的动作，踏板力迅速增大，至
d
点到达最大值。不过由于制动
蹄是由回位弹簧拉着，蹄片与制动鼓间存在间隙，所以要经过
τ
〞
2
，即至
c
点，
地面制动力才起作用，
使汽车开始产生减速度。由
c
点到
e
点是制动器制动力增长过程所需的时间
?
2
。
'
'
'
'
'
?
< br>2
?
?
2
'
?
?
2
'
'
总称为制动器的作用时间。制动器作用时间一方面取决于驾驶
员踩
踏板的速度，
另外更重要的是受制动系统结构形式的影响。
?
2
一般在
0
.2
～
0.9s
之
间。由
e
到
f
为持续制动时间
?
3
，其减速度基
本不变。到
f
点式驾驶员松开踏板，
但
制动力的消除还需要一段时间，
从制动的全过程来看，
?
4
一般在
0.2
～<
/p>
1.0s
之间。
总共包括驾驶员见到信号
后作出行动反映、制动器起作用、持续制动和放松制动
器四个阶段。一般所指制动距离是
开始踩着制动踏板到完全停车的距离。故总的
制动距离为
'
'
?
2
1
s
?
(
?
2
'
?
)
u
0<
/p>
?
u
0
3
.
6
2
25
.
92
a
b
max
2
（
4.12
）
式中：
?
2
?
0
.
2
<
/p>
?
2
?
0
.
6
u
0
?
50
m
/
s
?
取
0.85
29
'
'
'
a
b
m
ac
?
0
.
85
?
9
.
8
?
8
.
33
故总的制动距离为
s
?
1
0
.
6
50
?
50
（
0
.
2
?
）
?
50
?
=18.5m
＜
19m <
/p>
3
.
6
2
25
.
92
?
8
.
33
因此本设计
满足
GB7258-2004?
机动车运行安全技术条件
?
关于制动距离的规定
[9]
。
从式中可以看出，决定汽车制动距离的主要因素是
：制动器起作用的时间、最大
制动减速度即附着力以及起始制动车速。附着力越大、起始
制动车速越低，制动
距离越短。
本章小结
本章对制动器的设计进行了
计算，首先分析了制动器摩擦面的压力分布规律，并
分别计算了鼓式制动器和盘式制动器
的制动力矩，同时计
算了驻车制动时所需的制动力矩，然后对
摩擦衬片的耐磨性进行了计算，最后计
算了制动距离，以确保其符合相关法规的要求。<
/p>
第
5
章
液压制动驱动机构的设计计算
制动驱
动机构用于将驾驶员或其他动力源的制动作用力传给制动器，使之产生制
动力矩。
5.1
制动驱动机构的形式
制动驱动驱动机
构将来自驾驶员或其他力源的力传给制动器，
使之产生制动力矩。
根据制动力源的不同，制动驱动机构一般可分为简单制动、动力制动和伺服制动
三大类
。通过对各种驱动机构不同形式优缺点的比较，本设计采用真空助力的伺
服驱动机构。<
/p>
伺服制动系是在人力液压制动系中增加由其他能源提供的助力装
置，使人力与动
力并用。在正常情况下，其输出工作压力主要由动力伺服系统产生，而在
伺服系
统失效时，仍可由人力驱动液压系统产生一定的制动力。因此，在
1.6L
以上的乘
30
用车到各种商用车。都广泛采用伺服制动。
< br>真空伺服制动系是利用发动机进气管中节气门后的真空度
（负压，
一般可达
0.05
～
0.07
M
P
a
）作动力源。
< br>
按照助力特点，伺服制动系又可分为助力式和增压式两种。助力式伺服制动系如
图
2.1
所示，
伺服气室位于制动踏板与制动主缸之间，
其控制阀直接由踏板通过推
< br>杆操纵，因此又称为直动式伺服制动系。司机通过踏板直接控制伺服动力的大小，
并与之共同推动主缸活塞，使主缸产生更高的液压通向盘式制动器的油缸和鼓式
制动器的
轮缸。由真空伺服气室、制动主缸和控制阀组成的总成称为真空助力器。
5.2
分路系统
< br>为了提高制动工作的可靠性，应采用分路系统，即全车的所有行车制动器的液压
或
气压管路分为两个或多个互相独立的回路，其中一个回路失效后，仍可利用其
他完好的回
路进行制动。
双轴汽车的双回路制动系统有
< br>II
型、
X
型、
HI
型、
LL
型和
HH
型。其中，
II
型回
路的布置较为简单，可与传统的单轮缸（或单制动气室）鼓式制动器配合使用，
成本较低。目前在各类汽车上应用广泛。
X<
/p>
型的结构也很简单。直行制动时任一回路失效，剩余的总制动力都能保持正常
值的
50%
。并且制动力的分配系数和同步附着系数
没有变化，保证了制动时与整
车负荷的适应性。但是，一旦某一管路损坏造成制动力不对
称，此时车轮将朝制
动力大的一边绕主销转动，使汽车丧失稳定性。所以，具有这种分路
方案的汽车，
其主销偏移距应取负值，这样，不平衡的制动力使车轮反向转动，改善了汽
车的
方向稳定性。
HI
、
HH
、
LL
型结构都比较复杂。所以本设计经过对比，采用
II
型回路。
5.3
液压制动驱动机构的设计计算
为了确定制动主缸和轮缸直径、制动踏板上的力、踏板行程、踏板机构传动比以
及采用增压助力装置的必要性，必须进行如下设计计算。
31
5.3.1
制动轮缸直径
d
的确定
制动轮缸对制动蹄块施加的张开力与轮缸直径和制动管路关系为
d=<
/p>
2
F
0
/
?
P
（
5.1
）
）施加的张开力
，
N
< br>；
其中：
F
< br>0
—
制动轮缸对制动蹄（块
p
—制动
管路压力，
M
P
a
。
制动管路液压在制动时一般不超过
10
～
12 M
P
a
，
对盘式制动器可再取高些。
压力
越高，轮缸直径就越小，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。
<
/p>
轮缸直径应在标准规定的尺寸系列中选取，轮缸直径的尺寸系列为：
19
，
22
，
24
，
25
，
28
，
30
，
32
，
35
，
38
，
40
，
45
，
50
，
55mm
。
由于制动管路液压的限
制，初选
p
1
=15
M
P
a
,
p
2
=12
M
< br>P
a
，则根据制动轮缸对制
动蹄
块施加的张开力与轮缸直径和制动管路关系：
d=
2
F
0
/
?
P
得：
前轮缸直
径
d
1
?
18
.9mm
，
根据
HG2865-199
7
标准规定尺寸系列取，
取直径为
19
mm;
将半径带入式（
5.1
）中计算
得管路压力为
p
1
?
F
< br>0
=14.9
M
P
a
(<
/p>
d
w
/
2
)
2
?
同理得后轮缸
直径
d2=21.2mm
，由国标
QC
/T311-1999
取为
22mm,
将半径带入式
（
5.1
）计算的管路压
力为
p
2
=11.15
M
P
a
。
压力比为：
<
/p>
P
2
P
11
.
5
?
出
?
?
0
.
75
?
0
.
02
P
P
< br>114
.
9
1
< br>入
P
出
?
0
.
75
?
0
.
02
。
P
入
制动力分配调节装置选用惯性比例
阀
GPF-1
，其要求压力比为
32
5.3.2
制动主缸直径
d
0
的确定
第
i
个轮缸的工
作容积为
V
i
?
?
4
?
d
1
?
i
（
5.2
）
2
1
n
其中：
d
i
—第
i<
/p>
个轮缸活塞的直径，
mm
；
n
—轮缸中的活塞数目，
mm
；
?
i
—第
i
个轮缸活塞在完全制动时的行程，初步设计时，对鼓式制动
器可取
2.0
～
2.5mm
。
盘式：
d = 19mm
，
n=1
，得
V
1
?
?
4
?
d
1
?
i
2
1
n
=
π
×
2.5
×
19
2
=1
192.825 mm
3
4
鼓式：
d = 22mm
,n=1,
得
V
< br>2
?
?
?
d
4
1
n
2
2
?
i
=
全部轮缸的总工作容积
:
π
×
22<
/p>
2
×
2.5=1592.83
mm
3
4
V =
2
（
V
1
+
V
2
）
= 2x(1192.825 + 1592.83)
=5571.35mm
3
所有轮缸的
工作容积为
V
?
?
V
，
式中
m
为轮缸数目
[10]
。
对于乘用车，
v0=1.1v
i
1
< br>m
在初步设计时，制动主缸的工作容积可取为
V
0
=1.1V
=1.3
?
5571.35
33
=5447.42
主缸活塞行程
s<
/p>
0
和活塞直径
d
0
为
V
0<
/p>
?
?
4
d
0
S
0
（
5.3
）
2
一般
S
0<
/p>
=0.8
～
1.2
d
0
，本设计取
S
< br>0
?
d
0
得：
d
0
?
19
.
53
mm
，主缸的直径应符合系列尺寸，主缸直径的系列尺寸为：
1
9
，
22
，
2
6
，
28
，
3
2
，
35
，
3
8, 40, 45
。
根据
QC/T311-1999
中规定的尺寸系列根据
QC/T311-1999
中规定的尺寸系列，取
为
19mm
。通常，汽车液压驱动机构的制动轮缸直径与制动主缸的直径之
比
d
w
d
2<
/p>
d
m
d
0
=0.9~1.2
。
d
m
较小时，其活塞直径
s
w
及相应的踏板行程
?
p
便要加大。
=22/
22=1
，满足题意。
5.3.3
制动踏板力
FP
制动踏板力
F
p
为
F
p
?
?
< br>4
d
0
p
2
1
1
(
)
（
5.4
）
i
p
?
式中：
d
0
—
—制动主缸活塞直径；
P
——制动管路的液压；
i
p
——制
动踏板机构传动比；取
i
p
=4
?
——制动踏板机构及制动主缸的机
械效率，可取
?
=0.85
～
0.86
。
取
?
=0.86
，则由
5.3
式得：
F
p
?
?
1
1
?
19
2
?
10
?
10
6
?
?
?
10
?
6
=843.40
N
?
500 N.
4
4
0
.
84
< br>34
所以需要加装真空助力器。制动踏板力应满足以
下要求：最大踏板力一般为
500N(
乘用车
< br>)
或
700N
（商用车）
。设计时，制动踏板力可在
200N-350N
的范围内
选取。则
F
p
'
?
F
< br>P
/
I
式中：
I
：真空助力比，取
4
。
F
P
/
=843.40/4=210.85N<500N
，所以符合要求。
5.3.4
制动踏板工作行程
SP
S
p
=
i
p
（
S
0
?
?
01
?
?
02
）
（
5.5
）
式中：
?
01
—主
缸中活塞与推杆的间隙一般取
?
01
=
1.5
～
2.0mm
；
?
02
—主缸活塞的空行程（
mm
）
。
S
p
=
i
p
（
S
0
?
?
01
?
?
0
2
）
=4
?
（
19+2+3
）
=96mm
在确定主缸容积时应考虑到制动器零件的弹性变形和热变形以及用于制动驱动系
< br>统信号指示的制动液体积，因此，制动踏板的全行程（至于地面相碰的行程）应
大
于正常工作行程，制动器调整正常时的踏板工作行程
X
p
约为踏板全行程的
40%
～
< br>60%
，以便保证在制动管路中获得给定的压力。
X
p
=
96
?
160
0
.
6
货车的踏板全行程不应超过
170mm
～
180mm
。
为了避免空气进入制动管路，在主缸活塞回位弹簧的计算中，
应保证在踏板放开
后，制动管路中仍能保持
0.05
～
0.14 M
P
a
的残余液压。
5.3.5
制动主缸
在设计制动主缸时应该考虑
要否补偿孔和在放开制动踏板时主缸活塞原始位置的
35
定位以及在制动管路中是否必须有或不准有残余压力
[11]
。
在前盘式
后鼓式的双回路制动系统中，由于盘式制动器制动块与制动盘之间的间
隙较小且其油缸活
塞的回位仅靠橡胶密封圈的弹力而无强力的回位弹簧，所以盘
式制动器开始起制动作用与
制动回路中压力开始升高几乎是同时发生的，因此，
通往盘式制动器的管路应与双腔制动
主缸装有较弱回位弹簧的那一工作腔相接。
由于同样原因，在解除制动时，在通往盘式制
动器的管路中不允许有残余液压，
而通往鼓式制动器的管路在放开制动踏板时必须保有残
余压力，为此在与其相通
的制动主缸工作腔的出口应装上止回阀。
制动主缸由灰铸铁制造，也可采用低碳钢冷挤成形；活塞可由灰铸
< br>铁、铝合金或中碳钢制造。
5.3.6
制动力分配调节装置的选取
由于惯性比例阀能使车辆获得较佳的制动压力比特性，并能在多种负载工况下均
可
获得较为理想的制动平衡曲线
。此阀
结构简单，在车上的安装位置和拆卸维
修也很灵活方便，还具备与各种制动系统都能配套
的优点，因此本设计选用惯性
比例阀
[12]
< br>。
惯性比例阀
（
GPF-1
）
的制动液压进出压力比为
P
。
出
/
< br>P
入
?
0
.
4
?
0
.
02
5.4
制动器的主要结构元件
5.4.1
制动鼓
制动鼓应有足够的强度，刚度
和热容量，与摩擦衬片的材料相配合，又应当有较
高的摩擦因数。
制动鼓有铸造和组合式两种。铸造制动鼓多选用灰铸铁制造，具有机械加工容易、<
/p>
耐磨、热容量大等优点。为防止制动鼓工作时受载变形，常在制动鼓的外圆周部
分铸有加强肋，用来加强刚度和增加散热效果。精确计算制动鼓的壁厚既复杂又
困难，所以常根据经验选取，设计中为
11mm
。
36
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