盘式制动器原理及其设计(课程设计必备)

盘式制动器设计

目 录

摘要................................................. 错误！未定义书签。 1 绪论.............................................. 错误！未定义书签。

1.1研究意义...................................... 错误！未定义书签。

1.2国内外发展现状................................ 错误！未定义书签。

1.3制动系统应具有的功能和应满足的要求............................. 3

1.4课题任务....................................................... 3 2 制动器方案的选择.................................. 错误！未定义书签。

2.1方案选择的依据................................ 错误！未定义书签。

2.2方案的选定.................................... 错误！未定义书签。

2.2.1制动器选择 .............................. 错误！未定义书签。

2.2.2前、后制动器的选择 ....................................... 4

2.3行车制动器的标准和法规......................................... 6

3 制动器的主要参数及其选择........................................... 7

3.1 制动力与制动力分配系数 ........................................ 7

3.2 同步附着系数计算 ............................................. 11

3.3 制动器最大制动力矩 ........................................... 14

3.4 利用附着系数和制动效率 ....................................... 15

3.4.1利用附着系数 ............................................ 16

3.4.2制动效率Ef、Er ......................................... 17

3.5制动器制动性能核算............................................ 18

4 制动器主要零件的设计计算.......................................... 18

4.1制动盘主要参数的确定.......................................... 18

4.1.1制动盘 .................................................. 18

4.1.2制动盘直径D............................................. 19

4.1.3制动盘厚度h............................................. 19

4.2摩擦衬块主要参数的确定........................................ 20

4.2.1 摩擦衬块内半径R1和外半径R2 ............................ 20

4.2.2 摩擦衬块有效半径........................................ 20

4.2.3 摩擦衬块的面积和磨损特性计算............................ 21

4.2.4 摩擦衬块参数设计核算.................................... 23

4.3液压制动驱动机构的设计计算.................................... 24

4.3.1制动轮缸直径d与工作容积V............................... 24

4.3.2制动主缸直径与工作容积 .................................. 25

4.3.3制动踏板力 .............................................. 26

4.3.4踏板工作行程SP ......................................... 26

5 制动器主要零件的结构设计.......................................... 26

5.1制动钳........................................................ 26

5.2制动块........................................................ 27

5.3摩擦材料...................................................... 27

5.4盘式制动器工作间隙的调整...................................... 28 致谢................................................. 错误！未定义书签。

参考文献............................................................. 28

汽车盘式制动器发展浅析............................................... 30

1.3制动系统应具有的功能和应满足的要求

汽车制动系统必须具备如下功能：

1）在汽车行驶过程中能以适当的减速度使车降速到所需值，甚至停车；

2）使汽车在下坡行驶时保持稳定的速度;

3）使汽车可靠在原地（包括斜坡）停驻;

制动系应满足的要求:

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;

3）工作可靠;

4）制动效能的热稳定性好;

5）制动效能的水稳定性好;

6）制动时汽车操纵稳定性好;

7）制动踏板和手柄的位置和行程应符合人—机工程学要求;

8）作用滞后的时间要尽可能短;

9）制动时不能产生噪声和振动;

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）能全天侯使用;

12）制动系机件的使用寿命长，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人体的石棉纤维。

1.4课题任务

调研现在制动器理论、设计、制造发展的趋势，以及现代优化技术发展的状况，通过模仿其它车型的制动器和参数来确定制动器的结构和组成形式。主要包括：前后制动器形式，前后制动器制动力分配，、同步附着系数、利用附着系数、制动效率

得计算以及驱动机构的设计和计算。最后根据

设计的结果完成盘式制动器的设计

盘式制动器也开始用于某些不同等级的客

车和载货汽车上。有些重型载货汽车采用多片

全盘式制动器以获得大的制动力矩，但制动盘

的冷却条件差，温升较大。

盘式制动器有固定钳式，浮动钳式，浮动

钳式包括滑动钳式和摆动钳盘式两种型式。滑动钳式是目前使用广泛的一种盘式制动器。由于盘式制动器热和水稳定性以及抗衰减性能较鼓式制动器好，可靠性和安全性也好，而得到广泛应用。目前越来越多的乘用车采用“前盘后盘”式的制动器配置方案。

2.2.2前、后制动器的选择

由于是轻型乘用车，考虑结构上的原

因、所要满足的对象为乘用车和现代汽车

制动器应用的发展趋势，前、后制动器均

采用盘式制动器。按固定元件的结构可分

为钳盘式和全盘式两类。

（1） 钳盘式制动器

此种制动器的固定元件为制动块，装

在与车轴相连接且不能绕车轴旋转的制

动钳中。制动衬块与制动盘接触面积小，

在盘上所占的中心角一般仅为30—50

度，故这种盘式制动器又叫做点盘式制动

器。按制动钳的结构不同，有以下几种。

（2） 固定钳式

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。

优点：除活塞和制

动钳以为无其他滑动

件，易保证制动钳的刚

度、结构和制造工艺易

于实现鼓式到盘式的改

进、适应于分路系统要

求。

缺点：制动器径向

和轴向尺寸受油道布置

的影响而较大，增加了

汽车布置难度，不适应现代轿车、固定钳易使制动液温度过高而汽化

（3）浮动钳式

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，活塞推动活动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制动块总成压向制动盘的另一侧，直到两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l mm)后即应更换。

（4）全盘式制动器（如图2—4）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。

图2—4 多片全盘式制动器

1-旋转花键鼓，2-固定制动盘，3-外盖，4-带键螺栓，5-旋转制动盘，6-内盖， 7-调整螺纹挡圈，8-活塞回位弹簧，9-活塞套筒，10-活塞，11-活塞密封圈，12-放气螺钉，13-套筒密封圈，14-轮缸缸体，15-弹簧座盘，16-垫块，17-摩擦衬片

最后，根据各种制动器的优缺点，考虑到所适应的车型、现代乘用车制动器应用发展趋势以及经济成本，满足本课题任务要求，该车前、后制动器均采用滑动钳盘式制动器。

2.3行车制动器的标准和法规

行车制动效能是用在一定的制动初速度下或最大踏板力下的制动减速度和制动距离两项指标来评定，它是制动性能最基本的评价指标。下表给出了中、欧、美等国的有关标准或法规对这两项指标的规定。

表2—1制动距离和制动稳定性要求

综合国外有关标准和法规，可以认为：进行制动效能试验时的制动减速度j，轿车应为5.8～7m/s2（制动初速度v=80km／h）；载货汽车应为4.4～5.5m／s2 (制动初速度见表1)。相应的最大制动距离ST：轿车为ST=0.1v+v2/150；货车为ST=0.15v+ v2/115，式中第一项为反应距离；第二项为制动距离，ST单位为m；v单位为km／h。

我国一般要求制动减速度j不小于0.6g(5.88 m／s2)，其条件如下：轿车制动初速度50～80km/h、踏板力不大于400N；小型客车（9座以下）和轻型货车（总重

3.5t以下）制动初速度50～80km/h、踏板力不大于500N;其它汽车制动初速度30～60km/h、踏板力不大于700N。但实际上踏板力值比法规规定小，要考虑操纵轻便性与同类车比较来确定。3制动器的主要参数及其选择

制动器设计中需要预先给定的长安羚羊轿车整车参数有：汽车轴距

'L=2365mm；车轮有效re=280mm；汽车空、满载时的总质量ma=865Kg，ma=1190Kg；

'空、满载时的轴荷分配：前轴负荷G1'=519Kg，G1=642.5Kg；后轴负荷G2=346Kg，

G2=574.5Kg；空、满载时的质心位置：质心高度h''g=660mm，hg=530mm；空、

'满载质心距前轴距离L1=946mm，L1=1088mm；质心距后轴距离L'

2=1419mm，

L2=1227mm等。

3.1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ω>0的车轮，其力矩平衡方程为:

Tf-FBre=0 (3—1)

式中 Tf——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，又称地面制动力，其方向与汽车行驶方向相反，N；

re——车轮有效半径，m。

令 Ff=Tf

re (3—2)

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ω>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Fϕ，即

FB≤Fϕ=Zϕ （3—3） 或 FBmax=Fϕ=Zϕ （3—4）

式中 ϕ——轮胎与地面间的附着系数；

Z——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Fϕ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ω=0以后，地面制动力FB达到附着力Fϕ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)。

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Z1，Z2为：

hgduGZ1=

(L2+) Lgdt

Z2=hduG(3—5) (L1-g)Lgdt

式中 G——汽车所受重

力，N；

L——汽车轴

距,mm；

L1——汽车质心离前轴距离，

mm；L2——汽车质心离后轴的

距离，mm；

hg——汽车质心高度，mm；

g——重力加速度，m/s2；

du-——汽车制动减速度, m/s2。 dt

汽车总的地面制动力为:

FB=FB1+FB2=Gdu=Gq (3—6) gdt

式中 q（q=du）——制动强度，亦称比减速度或比制动力； gdt

FB1，FB2——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:

Fϕ1=(G

Fϕ2=(GhL2G+FBg)ϕ=(L2+qhg)ϕ （3—7） LLLhL1G-FBg)ϕ=(L1-qhg)ϕ （3—8） LLL

上式表明：汽车在附着系数ϕ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—6)、式(3—7)和式(3—8)求得在任何附着系数ϕ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+FB2=ϕG

Ff1/Ff2=FB1/FB2=(L2+ϕhg)/(L1-ϕhg) (3—9)

式中 Ff1——前轴车轮的制动器制动力，N，Ff1=FB1=ϕZ1；

Ff2——后轴车轮的制动器制动力，N，Ff2=FB2=ϕZ2；

FB1——前轴车轮的地面制动力，N；

FB2——后轴车轮的地面制动力，N；

Z1，Z2——地面对前、后轴车轮的法向反力，N；

G——汽车重力，N；

L1，L2——汽车质心离前、后轴距离,mm；

hg——汽车质心高度，mm。

由式(3—9)可知，前、后车轮同时抱死时，前、后轮制动器的制动力Ff1，Ff2是ϕ的函数。由式(3—9)中消去ϕ，得：

1⎡GFf2=⎢2⎣⎢hg⎤GLL+Ff1-(+2Ff1)⎥Ghg⎥⎦224hgL

(3—10)

将上式绘成以Ff1，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3—3所示。如果汽车前、后制动器的制动力

Ff1，Ff2能按I曲线的规律分配，则能保证汽车

在任何附着系数ϕ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Ff1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β：

β=

Ff1Ff

=

Ff1Ff1+Ff2

（3—11）

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β又可通称为制动力分配系数。 3.2 同步附着系数计算 式 (3—11) 可表达为：

Ff2Ff1

=

1-β

β

(3—12)

上式在图3—3中是一条通过坐标原点且斜率为(1-β)/β的直线，它是具有制动器制动力分配系数为β的汽车的实际前、后制动器制动力分配线，简称β线。图中β线与I曲线交于B点，可求出B点处的附着系数ϕ=ϕ0,则称β线与I曲线交点处的附着系数ϕ0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：ϕ0=

Lβ-L2

hg

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ϕ等于同步附着系数ϕ0的路面上，前、后车轮制动器才会同时抱死。当汽车在不同ϕ值的路面上制动时，可能有以下情况：

(1)当ϕ

(2)当ϕ>ϕ0，β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ϕ=ϕ0，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ϕ0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=ϕ0g，即q=ϕ0，q为制动强度。而在其他附着系数ϕ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

ε=

FBq

= (3—13) Gϕϕ

式中 FB——汽车总的地面制动力，N；

G——汽车所受重力，N； q——制动强度。

当ϕ=ϕ0时， q=ϕ0，ε=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ϕ0值有增大的趋势。

如何选择同步附着系数ϕ0，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，ϕ0的数值就决定了前后制动力的分配比。

ϕ0的选择与很多因数有关。首先，所选的ϕ0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ϕ0值可偏高些，反之可偏低些。从紧急制动的观点出发，ϕ0值宜取高些。汽车若常带挂车行驶或常在山区行驶，ϕ0值宜取低些。此外，ϕ0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，ϕ0的选择是一个综合性的问题，上述各因数对ϕ0的要求往往是相互矛盾的。因此，不可能选一尽善尽美的ϕ0值，只有根据具体条件的不同，而有不同的侧重点。

'和ϕ0应在下列范围内：轿车：0.65～根据设计经验，空满载的同步附着系数ϕ0

0.80；轻型客车、轻型货车：0.55～0.70；大型客车及中重型货车：0.45～0.65。

如何选择同步附着系数ϕ0，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，ϕ0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Z1=

G

(b+ϕhg)、Z2=G(a-ϕhg)、Ff=Zϕ.取ϕ分别为0.1、0.2、0.3、LL

0.4、0.5、0.6、0.7、0.8、0.9、1.0时计算空载和满载的制动器制动力，列表如下：

f11f21则

β

1-β

=2.23 β=0.69

Lβ-L2

（3—14） Hg

同步附着系数ϕ0＝

空载时ϕ'0＝０.32 满载时ϕ0＝０.76

根据设计经验，满载的同步附着系数ϕ0应在下列范围内：轿车：0.65～0.80；轻型客车、轻型货车：0.55～0.70；大型客车及中重型货车：0.45～0.65。 3.3 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Z1,Z2成正比。由式(3—8)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：

Z1L2+ϕ0hg

=2.7 ==

Ff2Z2L1-ϕ0hgFf1

式中 L1,L2——汽车质心离前、后轴距离，mm;

ϕ0——同步附着系数；

hg——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：

Tf1=Ff1re

Tf2=Ff2re

式中 Ff1——前轴制动器的制动力，N ;

Ff2——后轴制动器的制动力，N ;

Z1——作用于前轴车轮上的地面法向反力，N； Z2——作用于后轴车轮上的地面法向反力，N； re——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ϕ0值的汽车，为了保证在ϕ>ϕ0的良好的路面上（例如ϕ=0.7）能够制动到后轴和前轴先后抱死滑移（此时制动强度q=ϕ），前、后轴的车轮制动器所能产生的最大制动力力矩为：

Tf1max=Z1ϕre=

G

(L2+ϕhg)ϕre （3—15） L

Tf2max=

1-β

β

Tf1max （3—16）

对于选取较大ϕ0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ϕ>ϕ0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

Tf2max=

G

(L1-qhg)ϕre (3—17) L

Tf1max=

β

1-β

Tf2max (3—18)

式中 ϕ——该车所能遇到的最大附着系数；

q——制动强度;

re——车轮有效半径，m。

因为所选取的车型为羚羊乘用轿车，所遇道路路面较好，同步附着系数也较高。所以采取公式（3—17）和（3—18）计算制动器在路面附着系数为0.8时的后轴和前轴最大制动力矩： 后轴：Tf2max =

⎛L1ϕGG⎡

=(L1-qhg)ϕre =⎢L1-

L+ϕ-ϕhLL⎢0g⎝1⎣

⎫⎤

⎪hg⎥ϕre ⎪⎥⎭⎦

11900⎡1.088*0.8⎤

1.088-*0.53*0.8*0.28 ⎢⎥2.365⎣1.088+0.04*0.53⎦

=753(Nm) 前轴：Tf1max=

β

1-β

Tf2max=

0.69

*753=1676(Nm) 0.31

式中 ϕ——该车所能遇到的最大附着系数，ϕ=0.8；

q——制动强度；

re——车轮有效半径，re=0.28m。

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。 3.4 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=ϕ0，ϕ0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ϕ=ϕ0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ϕ。显然，利用附着系数ϕ愈接近制动强度q，即ϕ值愈小，或q/ϕ(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。 3.4.1利用附着系数 前轴的利用附着系数ϕf

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

du

=qg，则： dt

Ff1=FB1=β

GGdu

=βGq ； FZ1=(L2+Zhg);

Lgdt

ϕf=

FB1βqL

= (3—19) FZ1L2+qhg

后轴利用附着系数ϕr：

根据前轴附着系数求法同理可得：

FB2=(1-β)Gq ； FZ2=

G

(L1-hgq) L

ϕr=

FB2(1-β)qL

= (3—20) FZ2(L1-qhg)

分别取ｑ＝０.１、0.2、0.3、0.1、0.5、0.6、0.7、0.8、0.9、1.0，把所给的技术参数代入，在β=0.69时求ϕf、ϕr在不同路面附着系数下的值。

3.4.2制动效率Ef、Er

前轴制动效率Ef=后轴制动效率Er=

分别取ϕ＝０.１、0.2、0.3、0.1、0.5、0.6、0.7、0.8、0.9、1.0，把所给的技术参数代入公式3—21和公式3—22，在β=0.69时求Ef、Er在不同路面附着系数下的值。

q

ϕf

q

==

L2/L

（3—21）

β-ϕfhg/L

ϕr

L1/L

（3—22）

1-β+ϕrhg/L

3.5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

ts⎫V⎛V2

ϕ=0.8。满载：制动距离S= （3—23） ta+⎪+

3.6⎝2⎭25.92amax式中：ta—轿车制动系统协调时间ta≈0.04s ts—减速度增长时间ts≈0.2s

amax—最大制动减速度amax= Er=0.8*g*0.8=7.73m2/s 将上述值代入公式（3—23）得：

S=14.42m

4 制动器主要零件的设计计算

4.1制动盘主要参数的确定 4.1.1制动盘

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（见右图，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0.008mm，盘的表面粗糙度不应大于0.1mm，制动盘表面粗糙度不应大于0.06mm。

表4—1 一些轿车制动盘技术要求

4.1.2制动盘直径D

该车选用的轮胎规格为165/70 R13.查标准得轮辋直径Dr为330mm。 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=75%Dr=0.75*330=248mm

后制动盘D2=70%Dr=0.7*330=231mm

4.1.3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h1=16mm：后实心制动盘厚度为h2=12mm。

4.2摩擦衬块主要参数的确定 4.2.1摩擦衬块内半径R1和外半径R2

推荐摩擦衬块外半径R2与内半径R1的比值不大于1.5.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。

取前制动器摩擦衬块外半径R2f=120mm，内半径R1f=80m； 后制动器摩擦衬块外半径R2r=114mm，内半径R1r=76mm。 对于常见的扇形摩擦衬块，如果其径尺寸不大，取R为平均半径Rm或有效半径已足够精确。如图4—2所示：

前制动器摩擦衬块平均半径：

Rmf=

R1f+R2f

2

向

Re

=100mm；

后制动器摩擦衬块平均半径：

Rmr=

R1r+R2r

=95mm 2

4.2.2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：

Tf=2fNR （4—1） 式中 f——摩擦系数；

N——单侧制动块对制动盘的压紧力(见图4—3)，N；

R——作用半径，mm。

根据图4—2，在任一单元面积只RdRdϕ上的摩擦力对制动盘中心的力矩为

fpR2dRdϕ，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：

Tf

2=⎰θ

-θR1⎰R22fpRdRϕd=23fp(R2-R13)θ （4—2） 3

单侧衬块给予制动盘的总摩擦力为：

fN=⎰θ

-θR1⎰R22fpRdRdϕ=fp(R2-R12)θ （4—3）

f—摩擦系数 f=0.36

θ—摩擦衬块扇行弧度角一半 θ=π/6

得有效半径为：

32R2-R134R1R2R1+R2 （4—4） Re==⋅2=[1-)2fN3R2-R123(R1+R2)22Tf

令R1=m，则有： R2

4m前制动器制动衬块有效半径：Ref=[1-]Rmf=101.3mm 3(1+m)2

4m后制动器制动衬块有效半径：Rer=[1-]Rmr=96mm 3(1+m)2

4.2.3 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

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W

／mm2。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：

2)1δma(v12-v2e1=β （4—5） 22tA1

2)1δma(v12-v2e2=(1-β) （4—6） 22tA2

t=27.8v1-v2==4.73（s） （4—7） 0.6*9.8j

式中 δ——汽车回转质量换算系数；

ma——汽车总质量，ma=1190Kg；

v1，v2——汽车紧急制动初速度与终速度，m／s；计算时轿车取

v1=100km/h(27.8m/s)，v2=0；

j——制动减速度，m／s2，计算时取j=0.6g；

t——制动时间，s；

∑A1,∑A2——单个前、后制动器总的衬块摩擦面积，cm2；

β——制动力分配系数，β=0.69。

推荐根据制动摩擦衬块单位面积占有的汽车质量在1.6Kg/cm2—3.5Kg/cm2，则：

单个前制动器总的衬块摩擦面积:

L1ma

单个后制动器总的衬块摩擦面积：

L2maL2ma

得到：44 cm2

40cm2

最后取∑A1=130( cm2)；∑A2=110( cm2) 。

在紧急制动到v2=0时，并可近似地认为δ=1， 将所有参数代入公式4—5和4—6

得到：

1190*27.8*27.8*0.691mav12=2.6(w/mm2) e1=β=2*2*4.73*130*10022tA1

1190*27.8*27.8*0.311mav12=1.4(w/mm2) e2=(1-β)=2*2*4.73*110*10022tA2

轿车盘式制动器的比能量耗散率应不大于6.0W／mm2。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。

4.2.4摩擦衬块参数设计核算

根据前面3.3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ϕ=0.8, 且此时所需后轴最大制动力矩Tf2max=

Tf1max=G(L1-qhg)ϕre=753Nm；前轴Lβ

1-βTf2max=1676Nm ；对以上参数的设计做核算。

Tf1

2

2=⎰θθϕ=0.8,前轮实际制动力矩=4* 后轮实际制动力矩=4*-θR1R2⎰R2fpR2dRdϕ=2fp(R23f-R13f)θ 3Tf2=⎰-θR1⎰fpR2dRdϕ=23fp(R23r-R1r)θ 3

式中：f—摩擦系数 ， f=0.36；

θ—摩擦衬块扇行弧度角一半， θ=π/6；

P1—前制动器衬块与制动盘之间的单位面积压力，P1=3N/mm2；

P2—后制动器衬块与制动盘之间的单位面积压力，P2= 2N/mm2；

前制动器摩擦衬块外半径R2f=120mm，内半径R1f=80mm；

后制动器摩擦衬块外半径R2r=114mm，内半径R1r=76mm。

求得：

前轮实际制动力矩=4* Tf1

2=4⎰θ

-θR1⎰R2fp1R2dRdϕ=4*2fp1(R23f-R13f)θ 3

=1823Nm >Tf1max=1676Nm

后轮实际制动力矩=4*Tf2

2=4⎰θ

-θR1⎰R2fp2R2dRdϕ=4*23fp2(R23r-R1r)θ 3

=1004Nm>Tf2max=753Nm

故设计符合要求。

4.3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。

4.3.1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dw及制动轮缸中的液压P有如下关系：

dw=2P (4—8) πp

式中 p——考虑制动力调节装置作用下的轮缸或管路液压，p= 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。

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：14.5、16、17.5、19，22，24，25,28，30，32，35，38，40，45，50，55mm。 这里根据最大制动力矩取前制动器轮缸直径dw1=24mm，后制动器轮缸直径

dw2=16mm。单个轮缸的工作容积：

Vw=πdδ （mm∑42

w

1n3） （4—9）

式中 dw——一个轮缸活塞的直径，dw1=24mm ；dw2=16mm；

n——轮缸的活塞数目，n=1；

δ——一个轮缸活塞在完全制动时的行程：δ=δ1+δ2 。盘式制动器δ可取

1mm；

δ1——消除制动块与制动盘间的间隙所需的轮缸活塞行程，mm；

δ2——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—9）得到：

前制动器单个轮缸工作容积Vw1=452 mm3；

后制动器单个轮缸工作容积Vw2=200 mm3

全部轮缸的总工作容积：

V=∑Vw=2*（452+200）=1304mm3 （4—10）

1m

式中 m——轮缸数目。

4.3.2制动主缸直径与工作容积

Vm=V+V' （4—11）

式中 V' ——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Vm=1.1V，式中

V为全部轮缸的总工作容积。

主缸活塞直径dm和活塞行程sm可由下式确定：

Vm=π

42dmsm =1.1*1304=1435 mm3 (4—12)

一般活塞行程 sm=（0.8～1.2）dm ；取sm=dm

根据上述公式和参数计算所得dm=sm=12.2mm.

主缸的直径应符合系列尺寸，主缸直径的系列尺寸为：14.5，16，17.5，19，20.5，22.22，28，32，35，38，40，45mm。所以最后取主缸直径为dm=14.5mm

4.3.3制动踏板力 FP=π

4d0p11 （4—13） ipη

取踏板机构传动比ip=5；踏板机构及液压主缸的机械效率η=0.9.

求得FP=555.2N,在500—700N之间，所以符合要求。

4.3.4踏板工作行程SP

SP=ip(sm+δm1+δm2)=5*（14.5+2+1.5）

=90mm （4—14）

δm1—主缸中推杆与活塞间的间隙，一般取1.5mm—2mm，取δm1=2mm；

δm2—主缸活塞空行程，一般取1.5mm。

求得SP=90mm，小于150mm，符合要求。

5 制动器主要零件的结构设计

5.1制动钳

制动钳图5—1，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。

5.2制动块

制动块由背板和摩擦衬块构成，两者直接压嵌在一起。衬块多为扇形，也有矩形、正方形或长圆形的。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。为了避免只动时产生的热量传给制动钳体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背板后贴一层隔热减振垫。由于单位压力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。剧统计，日本轿车和轻型汽车摩擦块的厚度在7.5mm—16mm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块，我们可以选取厚度为16mm的扇形摩擦衬块。

5.3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，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；制动时不应产生噪声和不良气味，应尽量采用少污染相对人体无害的摩擦材料。

当前在制动器中广泛采用着模压材料．它是以石棉纤维为主并与树脂粘结剂、调整磨擦性能的填充剂(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，使衬块具有不同的摩擦性能和其他性能。

另一种是编织材料，它是先用长纤维石棉与铜丝或锌丝的合丝编织的布，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100℃～120℃温度下，它具有较高的摩擦系数(f≥0.4)，冲击强度比模压材料高4～5倍。但耐热性差，在200℃～250℃以上即不能承受较高的单

位压力，磨损加快。因此这种材料仅适用于中型以下汽车的鼓式制动器．尤其是带式中央制动器。

粉末冶金摩擦材料是以铜粉或铁粉为主要成分(占质量的60％～80％)，掺上石棉粉，陶瓷粉等非金属粉末作为摩擦系数调整剂，用粉末冶金方法制成。其抗热衰退和抗水衰退性能好，但造价高。适用于高性能轿车和行驶条件恶劣的货车等制动器负荷毒的汽车。

各种摩擦材料摩擦系数的稳定值约为0.3～0.5，少数可达0.7。设计计算制动器时一般取0.3～0.5。选用摩擦材料时应注意， 一般说来，摩擦系数越高的材料其耐磨性越差。

综合分析各种材料的优劣取模压材料作为摩擦块的摩擦材料。

5.4盘式制动器工作间隙的调整

钳盘式制动器不仅制动间隙小(单侧0.05～0.15mm),在此设计间隙为0.15mm,而且制动盘受热膨胀后对轴向间隙几乎没有影响，所以一般都采用一次调准式间隙自调装置,最简单且最常用的结构是在缸体和活塞之间装一个兼起复位和间隙调节作用的带有斜角的橡胶密封圈,制动时密封圈的刃边是在活塞给予的摩擦力的作用下产生弹性变形,与极限摩擦力对应的密封圈变形量几等于设定的制动间隙.当衬块磨损而导致所需要的活塞行程增大时,在密封圈达到极限变形之后，活塞可在液压作用下克服密封圈的摩擦力密继续前移到实现完全只动为止,活塞与密封圈之间这一不可恢复的相对位移边补偿了这一过量间隙.接触制动后活塞在弹力作用下退回，直到密封圈的变形完全消失为止,这时摩擦块与制动盘之间重新恢复到设定间隙。 参考文献

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文献综述

汽车盘式制动器发展浅析

Xx

摘要：本文介绍了盘式制动器的分类和各自的特点以及国内外的发展情况和应用

关键词：盘式制动器 工作原理 特点 发展状况

Abstract：This article introduced the disc brake classification and respective characteristic as well as the domestic and foreign development situation and the application。

Keyword：Disc Brake Drum Brake Principle Features Development Of

前言

近年来，随着车辆技术的进步和汽车行驶速度的提高，车辆制动器在车辆的安全方面表现得越来越明显。目前汽车制动器主要分为鼓式和盘式两种，按照制动系统结构型式主要有机械式、气动式、液压式、气—液混合式。它们的工作原理基本都一样，都是利用制动装置，用工作时产生的摩擦热来逐渐消耗车辆所具有的动能，以达到车辆制动减速，或直至停车的目的。 鼓式制动器是最早形式的汽车制动器，当盘式制动器还没有出现前，它已经广泛用于各类汽车上。其刹车鼓的设计1902年就已经使用在马车上了，直到1920年左右才开始在汽车工业广泛应用。然而随着汽车速度的提高和对制动性能的要求越来越高，现代乘用车的车轮除了使用铝合金车圈来降低运行温度外，还倾向于采用综合性能较好的盘式制动器。盘式制动器逐渐开始取代了鼓式制动器在汽车上应用。接下来本文将大体的介绍各种盘式制动器以及它们的特点

1 盘式制动器的分类

按摩擦副中的固定摩擦元件的结来分，盘式制动器分为钳盘式和全盘式两大类。

1.1钳盘式制动器结构比较简单，质量小，散热性好，且借助于制动盘的离心力作用易将水泥、

污物等甩掉，维修也比较方便。但因为摩擦块的面积较小，制动时单位受力很高，摩擦面的温度

较高，因此，对摩擦材料的要求也很高，钳盘式制动器主要可分为浮动钳盘式（图1）和固定钳

盘式制动器（图2）。与固定钳盘式制动器相比，浮动钳盘式制动器的单侧油缸结构简单，使制动

器的轴向与径向尺寸较小，有可能布置得更接近车轮轮毂。浮动钳盘式制动器在兼充 行车和驻

车制动器时，不用加设驻车制动的机械传动零件，用一推动轮缸活塞，由于浮动钳盘式制动器的

优点较多，近年来在轿车及轻型货车上得到广泛的应用。如图1是一个浮动钳盘式制动器制动钳

体2通过导向销6与车桥7相连，可以相对于制动盘1轴向移动。制动钳体只在制动盘的内侧设

置油缸，而外侧的制动块则附装在钳体上。图2是一个定钳盘式制动器，跨置在制动盘1上的制

动钳体5固定安装在车桥6上，它不能旋转也不能沿制动盘轴线方向移动，其内的两个活塞2分

别位于制动盘1的两侧。

1.2全盘式制动器的固定摩擦元件和旋转元件均为圆盘形，制动时个盘摩擦表面全部接触。其工

作原理有如摩擦离合器，鼓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不好，为此，多采用油冷的方式，结构比较复杂。

2盘式制动器的工作原理

盘式制动器主要由制动盘、油缸（气室）、制动钳、油（气）管等部件，和液（气）作动

力源组成。盘式制动器是由旋转工作的制动盘的端面作摩擦副的，在其固定的支架上安装有由摩

擦材料与其金属底板组成的制动块，这些制动块及其张紧装置都装在横跨在制动盘两侧的夹紧钳

形支架中，称为制动钳。制动盘用合金刚制造并固定在车轮上，随车轮转动。油缸（气室）固定

在制动器的底版上固定不动。制动钳上的两个摩擦片分别装在制动盘的两侧。油缸（气室）的活

塞受油（气）管输来的液（气）压作用，推动摩擦片压向制动盘发生摩擦制动，就好像用钳子夹住旋转中的盘子一样，迫使运动的机构停止运动。

3 盘式制动器的特点

盘式制动器与鼓式制动器相比，有以下优点：，效能较稳定；浸水后效能降低较少，而且只须经一两次制动即可恢复正常；在输出制动力矩相同的情况下，尺寸和质量一般较小；制动盘沿厚度方向的热膨胀量极小，不会象制动鼓的热膨胀那样使制动器间隙明显增加而导致制动踏板行程过大；较容易实现间隙自动调整，其他保养修理作业也较简便。对于钳盘式制动器而言，因为制动盘外露，还有散热良好的优点，而且不怕泥水侵袭。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。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（气）压高。盘式制动器在汽车的应用上：一般是由于受车轮轮毂的外形尺寸限制,在小型车上大量使用的是液压盘式制动器,以配合整车的液压制动回路的匹配；随着汽车工业技术的发展,特别是重型汽车轿车化的配置要求，重型车使用气压盘式制动器已经十分普遍， 欧洲汽车公司制造的汽车上，均已开始大量使用气压盘式制动器总成。

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