第1章绪论1.1制动系统设计的意义汽车是现代交通工具中用得最多，最普遍，也是最方便的交通运输工具。

汽车制动系是汽车底盘上的一个重要系统，它是制约汽车运动的装置。

而制动器又是制动系中直接作用制约汽车运动的一个关键装置，是汽车上最重要的安全件。

汽车的制动性能直接影响汽车的行驶安全性。

随着公路业的迅速发展和车流密度的日益增大，人们对安全性、可靠性要求越来越高，为保证人身和车辆的安全，必须为汽车配备十分可靠的制动系统。

通过查阅相关的资料，运用专业基础理论和专业知识，确定汽车制动器的设计方案，进行部件的设计计算和结构设计。

使其达到以下要求：具有足够的制动效能以保证汽车的安全性；同时在材料的选择上尽量采用对人体无害的材料。

1.2制动系统研究现状车辆在行驶过程中要频繁进行制动操作，由于制动性能的好坏直接关系到交通和人身安全，因此制动性能是车辆非常重要的性能之一，改善汽车的制动性能始终是汽车设计制造和使用部门的重要任务。

当车辆制动时，由于车辆受到与行驶方向相反的外力，所以才导致汽车的速度逐渐减小至零，对这一过程中车辆受力情况的分析有助于制动系统的分析和设计，因此制动过程受力情况分析是车辆试验和设计的基础，由于这一过程较为复杂，因此一般在实际中只能建立简化模型分析，通常人们主要从三个方面来对制动过程进行分析和评价：（1）制动效能:即制动距离与制动减速度；1（2）制动效能的恒定性：即抗热衰退性；（3）制动时汽车的方向稳定性；目前，对于整车制动系统的研究主要通过路试或台架进行，由于在汽车道路试验中车轮扭矩不易测量，因此，多数有关传动系!制动系的试验均通过间接测量来进行汽车在道路上行驶，其车轮与地面的作用力是汽车运动变化的根据，在汽车道路试验中，如果能够方便地测量出车轮上扭矩的变化，则可为汽车整车制动系统性能研究提供更全面的试验数据和性能评价。

1.3制动系统设计内容（1）研究、确定制动系统的构成（2）汽车必需制动力及其前后分配的确定前提条件一经确定，与前项的系统的研究、确定的同时，研究汽车必需的制动力并把它们适当地分配到前后轴上，确定每个车轮制动器必需的制动力。

（3）确定制动器制动力、摩擦片寿命及构造、参数制动器必需制动力求出后，考虑摩擦片寿命和由轮胎尺寸等所限制的空间，选定制动器的型式、构造和参数，绘制布置图，进行制动力制动力矩计算、摩擦磨损计算。

（4）制动器零件设计零件设计、材料、强度、耐久性及装配性等的研究确定，进行工作图设计。

1.4制动系统设计要求制定出制动系统的结构方案，确定计算制动系统的主要设计参数制动器主要参数设计和液压驱动系统的参数计算。

利用计算机辅助设计绘制装配图2和零件图。

第2章制动器设计计算34车轮制动器是行车制动系的重要部件。

按GB7258-2004的规定，行车制动必须作用在车辆的所有的车轮上。

2.1 捷达轿车的主要技术参数在制动器设计中需预先给定的整车参数如表2.1所示表2.1 捷达轿车整车参数2.2制动系统的主要参数及其选择2.2.1 同步附着系数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0ϕ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，可能有以下三种情况[4]。

1、当0ϕϕ<时β线在I 曲线下方，制动时总是前轮先抱死，这是一种稳定工况，但丧失了转向能力；2、当0ϕϕ>时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而使汽车失去方向稳定性；53、当0ϕϕ=时制动时汽车前、后轮同时抱死，这时也是一种稳定工况，但也丧失了转向能力。

为了防止汽车制动时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0ϕ的路面上制动（前、后车轮同时抱死）时，其制动减速度为g qg d d tu0ϕ==，即0ϕ=q ，q 为制动强度。

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的制动强度ϕ<q 。

这表明只有在0ϕϕ=的路面上，地面的附着条件才可以得到充分利用。

附着条件的利用情况可以用附着系数利用率ε（或称附着力利用率）来表示，ε可定义为ϕϕεqG F B == （2.1） 式中：B F ——汽车总的地面制动力； G ——汽车所受重力； q ——汽车制动强度。

当0ϕϕ=时，0ϕ=q ，1=ε，利用率最高。

现代的道路条件大为改善，汽车行驶速度也大为提高，因而汽车因制动时后轮先抱死的后果十分严重。

由于车速高，它不仅会引起侧滑甚至甩尾会发生掉头而丧失操纵稳定性，因此后轮先抱死的情况是最不希望发生的，所以各类轿车和一般载货汽车的0ϕ值均有增大趋势。

国外有关文献推荐满载时6的同步附着系数：轿车取6.00≥ϕ；货车取5.00≥ϕ为宜。

我国GB12676—1999附录A 《制动力在车轴（桥）之间的分配及挂车之间制动协调性要求》中3.2.13A 规定了除1M 、1N 外其他类型汽车制动强度的要求。

对于制动强度在0.15~0.3之间，若各轴的附着利用曲线位于公式08.0±=q ϕ确定的与理想附着系数利用直线平行的两条直线（如图 2.1）之间，则认为满足2.13A 条件要求；对于制动强度3.0≥q ，若后轴附着利用曲线能满足公式)38.0(74.03.0-+≥ϕq ，则认为满足2.13A 的要求[4]。

参考与同类车型的0ϕ值，取78.00=ϕ。

图2.1除1M 、1N 外的其他类别车辆的制动强度与附着系数要求2.2.2 制动强度和附着系数利用率根据选定的同步附着系数0ϕ，已知：7Lh L g02ϕβ+=（2.2）式中：L ——汽车轴距，2471=L mm ； β——制动力分配系数；1L ——满载时汽车质心距前轴中心的距离11371=L ；1L ——满载时汽车质心距后轴中心的距离13342=L ；g h ——满载时汽车质心高度553=g h 。

求得： 714.0=β进而求得q h L LGGq F F g B B )(021ϕββ+=== （2.3）q h L LGGq F F g B B )()1()1(012ϕββ-=-=-= （2.4）式中：q ——制动强度；B F ——汽车总的地面制动力；1B F ——前轴车轮的地面制动力； 2B F ——后轴车轮的地面制动力。

当0ϕϕ=时，21ϕF F B =，故ϕG F B =，ϕ=q ；1=ε。

此时78.0=q ，596.0)38.0(74.03.00=-+>ϕq 符合GB12676—1999的要求。

当0ϕϕ<时，可能得到的最大总制动力取决于前轮刚刚首先抱死的条件，8即11ϕF F B =。

此时求得：ϕϕϕϕϕϕϕ553.076534.18.19609553.0)786.0(334.1334.18.91500)(022-=⨯-+⨯⨯⨯=-+=g B h L GL F ϕϕϕϕϕϕϕ553.076534.1334.1553.0)786.0(334.1334.1)(022-=⨯-+=-+=g h L L q ϕϕϕϕε553.076534.1334.1553.0)786.0(334.1334.1)(022-=⨯-+=-+=gh L L表2.2 ϕ取不同值时对比GB 12676-1999的结果当0ϕϕ>时，可能得到的最大的制动力取决于后轮刚刚首先抱死的条件，即22ϕF F B =。

此时求得：ϕϕϕϕϕϕϕ553.0572.19.16713553.0)786.0(137.1137.18.91500)(011-=⨯-+⨯⨯⨯=-+=g B h L GL F9ϕϕϕϕϕϕϕ553.0572.1137.1553.0)786.0(137.1137.1)(011-=⨯-+=-+=g h L L q ϕϕϕϕε553.0572.1137.1553.0)786.0(137.1137.1)(011-=⨯-+=-+=g h L L表2.3ϕ取不同值时对比GB 12676-1999的结果2.2.3 制动器最大的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21Z Z 、 成正比。

所以，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：ggf f h L h L Z Z F F 01022121ϕϕ-+== （2.5） 式中：21L L ，——汽车质心离前、后轴的距离； 0ϕ——同步附着系数； g h ——汽车质心高度。

10制动器所能产生的制动力矩，受车轮的计算力矩所制约，即e f f r F T 11=e f f r F T 22= （2.6） 式中：1f F ——前轴制动器的制动力，ϕ11Z F f =； 2f F ——后轴制动器的制动力，ϕ22Z F f =； 1Z ——作用于前轴车轮上的地面法向反力；2Z ——作用于后轴车轮上的地面法向反力；e r ——车轮的有效半径。

对于选取较大0ϕ值的各类汽车，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0ϕϕ>时，相应的极限制动强度ϕ<q ，故所需的后轴和前轴制动力矩为e gf r qh L LGT ϕ)(1max 2-=（2.7） max 2max 11f f T T ββ-=（2.8）式中：ϕ——该车所能遇到的最大附着系数； q ——制动强度； e r ——车轮有效半径。

106537.07.0)553.08060.0137.1(471.28.91500)(1max 2=⨯⨯⨯-⨯=-=e gf r qh L L G T ϕN •m11 28.584025.3274635.01635.01max 2max 1=⨯-=-=f f T T ββN •m 单个车轮制动器应有的最大制动力矩为m ax 1f T 、m ax 2f T 的一半，为2920.14N •m 和532.5N •m 。

2.3 制动器因数和制动蹄因数制动器因数又称为制动器效能因数。

其实质是制动器在单位输入压力或力的作用下所能输出的力或力矩，用于评比不同结构型式的制动器的效能。

制动器因数可定义为在制动鼓或制动盘的作用半径上所产生的摩擦力与输入力之比，即PR T BF f =（2.9）式中：BF ——制动器效能因数f T ——制动器的摩擦力矩； R ——制动鼓或制动盘的作用半径；P ——输入力，一般取加于两制动蹄的张开力(或加于两制动块的压紧力)的平均值为输入力。

对于鼓式制动器，设作用于两蹄的张开力分别为1P 、2P ，制动鼓内圆柱面半径即制动鼓工作半径为R ，两蹄给予制动鼓的摩擦力矩分别为1Tf T 和2Tf T ，则两蹄的效能因数即制动蹄因数分别为：R P T BF Tf T 111=（2.10）12R P T BF Tf T 222=（2.11）整个鼓式制动器的制动因数则为 R P P T T R P P T T PR T BF Tf Tf Tf Tf f )()(2)(5.021212121++=++==（2.12）当P P P ==21时，则 2121T T Tf Tf BF BF PR T T BF +=+= （2.13）蹄与鼓间作用力的分布，其合力的大小、方向及作用点，需要较精确地分析、计算才能确定。