长安福特福克斯2.0前轮盘式制动器设计

目 录

1 绪论 „„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„1

1.1

1.2

1.3

1.4

2 制动器的作用 „„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„1 制动器的种类 „„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„1 制动器的组成 „„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„1 车型数据参数 „„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„2 制动方案选择 „„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„3

2.1 盘式制动器种类 „„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„3

2.2 制动器的选择 „„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„4

3 制动系统的主要参数的选择及计算 „„„„„„„„„„„„„„„„5

3.1 制动盘主要参数的确定 „„„„„„„„„„„„„„„„„„„5

3.1.1制动盘直径D „„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„5

3.1.2制动盘厚度h „„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„5

3.2 摩擦衬块主要参数确 „„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„5

3.2.1摩擦衬块内半径R1和外半径R2 „„„„„„„„„„„„„„„5

3.2.2摩擦衬块有效半径 „„„„„„„„„„„„„„„„„„„„5

3.2.3摩擦衬块的面积 „„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„6

3.2.4摩擦衬块摩擦系数f „„„„„„„„„„„„„„„„„„„„6

3.3 制动器的相关参数计算 „„„„„„„„„„„„„„„„„„„„6

3.3.1同步附着系数分析 „„„„„„„„„„„„„„„„„„„„6

3.3.2确定前后制动力矩分配系数β „„„„„„„„„„„„„„„7

3.3.3盘式制动器最大制动力矩 „„„„„„„„„„„„„„„„„7

3.3.4盘式制动器的制动力计算 „„„„„„„„„„„„„„„„„7

3.4 摩擦衬块的磨损特性计算 „„„„„„„„„„„„„„„„„„„8

3.5 制动器的热容量和温升的核算 „„„„„„„„„„„„„„„„„9

3.6 制动器主要零部件的结构设计 „„„„„„„„„„„„„„„„„11

4 液压制动驱动机构的设计计算 „„„„„„„„„„„„„„„„„„12

4.1制动轮缸直径d „„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„12

4.2前轮制动轮缸工作容积的设计计算 „„„„„„„„„„„„„„„12

4.3驻车制动计算 „„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„13

结论 „„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„15 参考文献 „„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„16

1. 绪论

1.1制动器的作用

汽车的制动系是使行驶中的汽车减速甚至停车，使下坡行驶的汽车的速度保持稳定，以及使已停驶的汽车保持不动的一系列机构。对汽车起到制动作用的是作用在汽车上，其方向与汽车行驶方向相反的外力。作用在行驶汽车上的滚动阻力，上坡阻力，空气阻力都能对汽车起到制动作用，但这些外力的大小都是随机的，不可控制的。故汽车上必须装设一系列专门的装置，以便驾驶员能根据道路和交通等情况，借以使外界在汽车某些部分施加一定的力，对汽车进行一定程度的强制制动。这一系列专门装置即为汽车制动系统。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。

1.2制动器种类

制动系统由供能装置，控制装置，传动装置，制动器组成。按制动系统的功用分为行车制动系统，驻车制动系统，第二制动系统，辅助制动系统。凡利用固定元件与旋转元件工作表面的摩擦而产生制动力矩的制动器称为摩擦制动器。目前各类汽车所用的摩擦制动器可分为鼓式和盘式两大类。前者的摩擦副中的旋转原件为制动鼓，其工作表面为圆柱面；后者的旋转原件则为圆盘状的制动盘，以端面为工作表面。因为所设计的是前轮的盘式制动器，按摩擦副中固定原件的结构，盘式制动器可分为钳盘式和全盘式。

1.3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。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) ，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。

1.4车型数据参数

根据老师所给的课题任务书可知，所设计的车型为“长安福特福克斯2.0”，查阅相关车型的参数作出车型参数表如下图。

表2-1 主要性能参数

参数名称 数值 单位

汽车布置方式 前置前驱

总长 4480 mm

总宽 1840 mm

轴距 2640 mm

前轮距 1536 mm

后轮距 1531 mm

整备质量 1355 kg

总质量 1730 kg

发动机型式 汽油 直列 4缸

排量 1.999 L

最大功率 104.0/6000 Kw

最大转矩 180/4000 Nm

压缩比 10.8

变速器档数 5档

轮胎类型与规格 205/55 R16 Km/h

根据相关数据和查询资料可得：质心高度：h g =0.6m；

前轴负荷率：55%；即质心到前后轴距离分别为a=L*（1-0.55）=1188mm；

b=L*0.55=1452mm；轮胎有效半径r e =406/2+205*55%=315.75mm

2. 制动器方案的选择

2.1盘式制动器种类

按摩擦副中固定原件的结构，盘式制动器可分为钳盘式和全盘式两大类。

钳盘式制动器是由旋转原件（制动器）和固定元件（制动钳）组成。制动盘盘式摩擦副中的旋转件，它是以端面工作的金属圆盘。制动钳是由装在横跨制动盘两侧的夹钳形支架中的制动块和促动装置组成。制动块是由工作面积不大的摩擦块和金属背块组成。

全盘式制动器的旋转件也是以端面工作的金属圆盘（制动盘），其固定元件是呈圆盘形的金属背板和摩擦片。工作时制动盘和摩擦片间的摩擦面全部接触。全盘式制动器只有少数汽车（主要是重型汽车）采用为车轮制动器，个别情况下还可以作为缓速器。

钳盘式制动器按制动钳的结构型式又可分为：

定钳盘式制动器：定钳盘式制动器的制动钳固定安装在车桥上，既不能旋转，也不能沿制动器盘轴线方向移动，因而其中必须在制动盘两侧都装设制动块促动装置（例如相当于制动轮缸的油缸），以便将两侧的制动块压向制动盘。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。

浮钳盘式制动器：按制动钳运动方式，浮钳式制动器又可以分为滑动钳盘式制动器和摆动钳盘式制动器。如图2-3，滑动钳盘式制动器的制动钳可以相对制动盘作轴向滑动。其中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。摆动钳盘式制动器也是单侧设置油缸，其制动钳体与固定在车轴上的支座铰接，故不能滑动，而是在与制动盘垂直的平面内摆动以实现制动。

2.2制动器的选择

全盘式制动器只有少数汽车（主要是重型汽车）采用为车轮制动器，而定钳盘式制动器存在以下缺点：油缸较多，使制动钳结构复杂; 油缸分置于制动盘两侧，必须用跨越制动盘的钳内油道或外部油管来连通。这必然使得制动钳的尺寸过大，难以安装在现代化轿车的轮辋内；热负荷大时，油缸（特别是外侧油缸）的跨越制动盘的油管或油道中的制动液容易受热汽化；若要兼用于驻车制动，则必须加装一个机械促动的驻车制动钳。

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，该车前轮制动器采用滑动钳盘式制动器。

3. 制动系统的主要参数的选择及计算

3.1制动盘主要参数的确定

3.1.1制动盘直径D

该车选用的轮胎规格为205/55 R16.查标准得轮辋直径Dr 为406mm 。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：D=73%Dr=296mm。

3.1.2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大；为了减少温升，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 。

选取实心制动盘厚度为h=18mm。

3.2摩擦衬块主要参数的确定

3.2.1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，工作时衬块的外缘与内

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/R1=1.5，由于摩擦衬块外半径R2略小于制动

盘半径D/2=148mm,取145mm 。 所以

R1=140/1.5=95mm。

最终得R1=95mm，R2=145mm。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。如图所示： 图3-1

制动器摩擦衬块平均半径：Rm=(R1+R2)/2 =120mm

3.2.2摩擦衬块有效半径

有效半径Re 是扇形表面的面积中心至制动盘中心的距离，如下式所示：

32R 2-R 134R 1R 2R +R 2 （3-1） R e ==⋅2=[1-](1) 222fN 3R 2-R 13(R 1+R 2) 2T f

4m 其中，令m=R1/R2。则前制动器制动衬块有效半径：R ef =[1-]R mf =121.6mm 3(1+m ) 2

3.2.3摩擦衬块的面积

在确定盘式制动器摩擦衬块工作面积A 时，根据摩擦衬块单位面积占有的汽车质量，推荐在1.6-3.5kg/cm2 。长安福特福克斯总质量M=1730kg，前轴负荷率55%，则（1730×0.55）/（3.5×4）

74.14cm 2

3.2.4摩擦衬块摩擦系数f

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，受温度和压力的影响要小。不能单纯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的要求，后者对蹄式制动器是非常重要的。各种制动器用擦材料的摩擦系数的稳定值约为 0.3～0.5，少数可达0.7。一般说来，摩擦系数愈高的材料，其耐磨性差。所以在制动器设计时并非一定要追求高摩擦系数的材料。当前国产的制动摩擦片材料在温度低于 250℃时，保持摩擦系数

f=0.35～0.40 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。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。所选择摩擦系数f=0.35。

3.3制动器的相关参数计算

3.3.1同步附着系数分析

（1）当ϕ

（2）当ϕ>ϕ0时：制动时总是后轮先抱死，这是容易发生后轴策划而使汽车丧失方向稳定性；

（3）当ϕ=ϕ0时：制动时汽车前后轮同时抱死，是一种稳定工况，但也丧失了转向能力。

分析表明，汽车在同步系数为ϕ的路面上制动（前后轮同时抱死）时，其制动减速度du =qg =ϕ0g dt 为，即q=ϕ0,q 为制动强度。而在其他附着系数的路面上制动时，达到前轮或者后轮即将抱死的制动强度q

3.3.2确定前后制动力矩分配系数β

L β-b （3-2） h g 根据公式: ϕ0=

β=ϕ0h g +b

L =（0.7×0.6+1.452）/2.64=0.70

3.3.3盘式制动器最大制动力矩

应急制动时，假定前后轮同时抱死拖滑，此时所需的前桥制动力矩为

G M μ1=(b +ϕh g ) ϕr e L （3-3）

式中，G 为汽车重力；L 为轴距；h g 为汽车质心的高度；ϕ为附着系数；r e 为轮胎有效半径。

当ϕ=ϕ0=0.7时，

G M μ1=b+ϕh g ）ϕr e =(17300/2.64)×（1.584+0.7×0.6）×0.7×0.31575=2953.25N/m L

即M μ1max =2953.25N /m

3.3.4盘式制动器的制动力计算

假定衬块的摩擦表面全部与制动盘接触，且各处单位压力分布均匀，则制动器的制动力矩为：

M μ=2fF 0R （3-4）

其中f 是摩擦系数，f=0.35；F 0 是单侧制动块对制动盘的压紧力；R 是作用半

径。对于常见的具有扇形摩擦表面的衬块，若其径向宽度不是很大，取R 等于平均半

径R m 进行估算或有效半径R e 进行精确计算。根据前面计算的结果可知Rm

=120mm;Re=121.6mm

对于前制动器M μ =1476.625N/m； 所以F 0=M μ =1476.625/(2×0.35×0.121)=16841.78N 2f R

3.4摩擦衬块的磨损特性计算

摩擦衬块的磨损受温度、摩擦力、滑磨速度、制动鼓（制动盘）的材质及加工情况，以及衬片本身材质等许多因素的影响，因此在理论上计算磨损性能极为困难。但试验表明，影响磨损的最重要的因素还是摩擦表面的温度和摩擦力。

从能量的观点来说，汽车制动过程即是将汽车的机械能（动能和势能）的一部分转变为热能而耗散的过程。在制动强度很大的紧急制动过程中，制动器几乎承担了汽车全部动能耗散的任务。此时，由于制动时间很短，实际上热能还来不及逸散到大气中就被制动器所吸收，致使制动器温度升高。这就是所谓制动器的能量负荷。能量负荷越大，则衬片（衬块）的磨损越严重。对于盘式制动器的衬块，其单位面积上的能量负荷比鼓式制动器衬片大许多倍，所以制动盘的表面温度比制动鼓的高。

各种汽车的总质量及其制动衬块的摩擦面积各不相同，因而有必要用一种相对的量作为评价能量负荷的指标。目前，各国常用的指标是比能量消散率，即单位时间内衬块单位摩擦面积耗散的能量，通常所用的计量单位为W/mm。比能量耗散率有时也称为单位功负荷，或简称能量负荷。

双轴汽车的单个前轮制动器比能量耗散率分别为：

2) 1δm a (v 12-v 2e 1=β （3-5）； 22t A 12

v 1-v 2 t = （3-6） j

式中，m a 为汽车总质量；δ为汽车回转质量换算系数；v 1、v 2为制动初速度和终速度

2m /s m /s （）；为制动减速度（）；t 为制动时间；A 1前制动衬片（衬块）的摩擦面

积；β为制动力分配系数。

2m a v 1β 在紧急制动到停车的情况下，v 2=0，并可认为δ=1，故e 1=4tA 1

据有关文献推荐，鼓式制动器的比能量耗散率比不大于1.8W/mm2为宜，计算时取减速度j=0.6g。制动初速度v 1：乘用车用100km/h(27.8m/s)；总质量3.5t 以下的商用车用；总质量3.5t 以上的商用车用65km/h(18m/s)。乘用车的盘式制动器在同上的v 1和j 的条件下，比能量耗散率应不大于6.0W/mm2。对于最高车速低于以上规定的制动初速度的汽车，按上述条件算出的e 值允许略大于1.8W/mm2。比能量耗散率过高不仅引起衬片（衬块）的加速磨损，且又可能使制动鼓或制动盘更早发生龟裂。

t=ν1-ν2

j =27.8/(0.6×9.8)=4.73s

m a ν12

e 1=β =（(1730×27.82)/（4×4.73×10000））×0.70=4.95 W/mm2

4tA 1

盘式制动器的比能量耗散率应不大于6.0W/mm2，故符合要求。

另一个磨损特性指标是衬片（衬块）单位摩擦面积的制动力摩擦力，称为比摩擦力f 0。比摩擦力越大，则磨损越严重。单个车轮制动器的比摩擦力为 f 0=M μ （3-7） RA

式中，M μ为单个制动器的制动力矩；R 为制动鼓半径（衬块平均半径R m 或有效半径R e ）；A 为单个制动器衬片（衬块）摩擦面积。在j=0.6g时，鼓式制动器的比摩擦

2f 00. 48N /mm 力以不大于为宜。与之相应的衬片与制动鼓之间的平均单位压力

p m =f o /f =1.37～1.60N /mm 2（设摩擦因素f =0.3～0.35）。这比过去一些文献中推荐的p m 要小，因为磨损问题现在已较过去受到更大程度的重视。

f 0=

P m =M μ=1476.625/(121.6×100)=0.21N/mm2 RA f 0=0.21/0.35=0.6N/mm2 f

符合要求。

3.5 制动器的热容量和温升的核算

应核算制动器的热容量和温升是否满足如下条件：

式中： m d (m d c d +m h c h ) ∆t ≥L （3-8） ——各制动鼓(盘) 的总质量；

m h ——与各制动鼓(盘) 相连的受热金属件(如轮毂、轮辐、轮辋、制动钳

体等) 的总质量；

c d ——制动鼓(盘) 材料的比热容，对铸铁c=482J／(kg·K) ，对铝合金

c=880J／(kg·K) ；

c h ——与制动鼓(盘) 相连的受热金属件的比热容；

——制动鼓(盘) 的温升(一次由v a ∆t =30km／h 到完全停车的强烈制

动，温升不应超过15℃) ；

L1——满载汽车制动时由动能转变的热能，因制动过程迅速，可以认为制

后制动器，即

2v a L 1=m a β2 （3-9）;

2v a L 2=m a (1-β) 2 （3-10）

式中：m a

v a ——满载汽车总质量； ——汽车制动时的初速度，可取v a =v a max ；

β——汽车制动器制动力分配系数。

以v a =30km/h（8.33m/s），β取满载时的值β=0.7来计算，∆t =15℃，则

2v L 1=m a a β2=1730×8.33×8.33×0.7/2=42014.14J

m d =2πρ{[(D 1/2) 2-(D 2/2) 2]⨯H 1+[(D 2/2) 2-(d 2/2) 2]⨯(l 2+4) +[(D 2/2) 2-(O 2/2) 2]⨯H 2} =2×3.14×7.8×{[（296/2）2-（136/2）2]×15+[（136/2）2-（120 /2）2 ]×（36+4）+[（136/2）2-（60/2）2]×6}

=15.53kg

（ρ——铸铁、钢的密度，7.8g/mm）

式中D1 ——制动盘直径，取D1=296mm； D2——制动盘圆柱外径，取D2=145mm；

d2——制动盘圆柱外径，取d2=120mm；H1——制动盘厚度，取H1=15mm；

H2——制动盘制动毂厚度，取H2=6mm； O2——制动毂中心孔直径，取O2=60mm；l2——制动盘制动毂厚度，取l2=36mm。

由m d c d t =15.53×482×15=112281.9J﹥L 1

可知，制动器的热容量符合温升核算的要求。

3.6 制动器主要零部件的结构设计

（1）制动盘

制动盘的材料一般宜采用摩擦性能良好的珠光体灰铸铁，或用添加Cr 或Ni 等合金铸铁制成。制动盘在工作时不仅承受着制动块作用的法向力和切向力，而且承受着热负荷。为了保证制动盘有足够的强度和耐磨损性能，其牌号不应低于HT250。本次设计采用的材料为HT250。

（2）制动钳

制动钳由可锻铸铁KTH370-12或球墨铸铁QT400-18制造，也有用轻合金制造的，例如用铝合金压铸。

（3）制动块

制动块由背板和摩擦衬快组成，两者直接牢固地压嵌或铆接或粘结在一起。

（4）摩擦材料

制动摩擦材料应具有稳定的摩擦系数，抗热衰退性要好，不应在温升到某一数值以后摩擦系数突然急剧下降，材料应有好的耐磨性，低的吸水（油、制动液）率，低的压缩率、低的热传导率和低的热膨胀率，高的抗压、抗剪切、抗弯曲性能和耐冲击性能，制动时应不产生噪声、不产生不良气味、应尽量采用污染小对人体无害的摩擦材料。当前，制动器广泛采用模压材料。

（5）制动轮缸

制动轮缸采用单活塞式制动轮缸，其在制动器中布置方便。轮缸的缸体由灰铸铁HT250制成。其缸简为通孔，需镗磨。活塞由铝合金制造。活塞外端压有钢制的开槽顶快，以支承插槽中的制动蹄，极端部或端部接头。轮缸的工作腔由装在活塞上的橡胶密封圈或靠在活塞内端面处得橡胶皮碗密封。本次设计采用的是HT250.

4. 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。

4.1制动轮缸直径d

制动轮缸对制动块的作用力F 0与轮缸直径d 及制动轮缸中的液压p 有如下关系：

d =4F 0/(πp ) （4-1）

其中， p是制动液的压力; 动管路压力一般不超过10～12Mpa ，取p=10MPa。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。这里根据最大制动力矩算：

d=(（4×16841.78）/(π×10^7))^(1/2)=0.0446m=44mm

轮缸直径d 应在标准规定的尺寸系列中选取（HG2865-1997), 具体为19mm 、22mm 、24mm 、25mm 、28mm 、30mm 、32mm 、35mm 、38mm 、40mm 、45mm 、50mm 、55mm 。因此取前轮制动轮缸d=45mm。

4.2前轮制动轮缸工作容积的设计计算

第i 个轮缸的工作容积为： Vi =π

∑d 41n i 2δi （4-2）

式中，d i 为第i 个轮缸活塞的直径；n 为轮缸中活塞的数目；δi 为第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. 此处取δ=2mm. 所以一V 前=π

个前轮轮缸的工作容积为∑454112×2=3189mm2

取ρ=10Mpa来计算制动轮缸工作面积：

2S=πdw /4=(3.14×0.0452)/4=0.0016m2

单侧制动块对制动盘的压紧力：N=ρ S=10000000×0.0016=16000N

单个制动器制动力矩Tf =2fNRm =2×0.35×16000×0.120=1562 N.m

符合制动力矩要求。

4.3驻车制动计算

汽车驻车制动是保证汽车能够稳定的停在倾斜路面，确保汽车的安全，其受力如

图4-2所示。

1) 汽车可能停驻的极限上坡路倾斜角α α=arctg

ϕL 1L -ϕhg （4-3）

=arctg（0.6×1.188）/(2.640-0.6×0.55)

=18

式中：ϕ——车轮与轮面摩擦系数，取0.6；

L 1——汽车质心至前轴间距离；

L ——轴距；

hg ——汽车质心高度。

最大停驻坡高度应不小于16%～20%，故符合要求。

2）汽车可能停驻的极限下坡路倾斜角α '

α' =arctg

ϕL 1L +ϕhg

= arctg（0.6×1.188）/(2.640+0.6×0.55)

=16

最大停驻坡高度应不小于16%～20%，故符合要求。

结论

本次对福特福克斯2.0轿车前轮盘式制动器的课程设计，是我对所学理论知识的系统应用。通过对轿车盘式制动器的结构和形式进行分析后，福克斯制动系统的设计，首先对整个制动系统性能参数的计算，确定制动力及力矩，进而对盘式制动器尺寸参数的设计计算并验证制动器是否满足整车的制动性能。

通过大量的努力，从制动器的结构设计，以及制动器摩擦材料等方面加以研究，在本次设计中借鉴参考了一些国内外的盘式制动器的设计理念。由于能力有限和时间的仓促，设计中存在一些不足和需要改进的地方。

此次设计的盘式制动器还有存在许多的问题：机械机构设计的不够紧凑，制动器稳定性稍差；由于条件有限设计时对福克斯盘制动器没有进行更为细致的了解；盘式制动器成本问题，所以在实际应用中有待发展。

此次设计的福克斯前轮盘式制动器可以更好的提高驾驶者的安全性。减少由于制动器失效车轮抱死拖滑所带来的不稳定因素，更好地满足安全驾驶的需要。随着制动器设计的完善和研究成本的降低，盘式制动器在不久的将来必将应用到每一个车辆上。该制动器在汽车领域的应用与其所能带来的经济效益和社会效益将会是相当可观的。

参考文献

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