制动器设计

设计参数

整车质量： 整车整备质量：1500kg 汽车的总质量：1925kg 质心位置： L1=1400mm L2=1403mm 质心高度： hg=520mm

轴 距： L=2803mm

轮 距: L0= 1515/1515 mm 最高车速： 200km/h 车轮工作半径： 406.4mm

轮 胎： 215/60 R16 215：轮胎名义直径 60 ：轮胎名义高宽比

16 ：子母线结构代号

盘式制动器主要元件

制动盘

1) 制动盘直径D

制动盘直径D希望尽量大些，这时制动盘的有效半径得以增大，就可以减少制动钳的夹紧力，降低摩擦衬块的单位压力和工作温度。制动盘直径D受轮毅直径的限制通常，再设计计算时通常选择为轮毅直径的70%~79%，总质量大于

2t的车辆应取其上限。通常，制造商在保持有效的制动性能的情况下，尽可能将零件做的小些，轻些。轮辋直径为16英寸，又因为M=1925kg。 在本设计中： D=70%Dr=0.7*16*25.4=284.48mm取D=285mm。

制动盘的结构示意图

1.轮毂 2.制动盘 3.制动盘毂法兰 4.制动表面 5.冷却片 6.轮胎螺栓 2) 制动盘厚度h

制动盘厚度h直接影响着制动盘质量和工作时的温升。为使质量不致太大，制动盘厚度应取得适当小些;为了降低制动工作时的温升，制动盘厚度又不宜过小。制动盘可以制成实心的，而为了通风散热，可以在制动盘的两工作面之间铸出通风孔道。通风的制动盘在两个制动表面之间铸有冷却叶片。这种结构使制动盘铸件显著的增加了冷却面积。车轮转动时，盘内扇形叶片的选择了空气循环，有效的冷却制动。通常，实心制动盘厚度为l0mm~ 20mm，具有通风孔道的制动盘厚度取为20mm~ 50mm，但多采用20mm~30mm。

设计选用通风式制动盘，h取24mm。

图4-1制动盘的三维图 Fig.4-1 brake disc's graphic model

3）摩擦衬块外半径R2与内半径R1

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，接触面积减少，最终将导致制动力矩变化大。

取外半径R2=117 mm，

R2R11.3,则内半径R1=90mm。

图4.2摩擦衬块的三维图

Fig.4.2 friction filler block graphic model

4）摩擦衬块工作面积A

摩擦衬块单位面积占有的车辆质量在1.6kg/cm2～3.5kg/cm2范围内选取。乘用车发动机前置前轮驱动轴荷分配：

（1）、满载时：前轴47%~60%，后轴40%~53%。 （2）、空载时：前轴56%~66%，后轴34%~44%。

所以本设计取前轴58%后轴42%，汽车空载质量为1550kg。

前轮空载时地载荷为899kg，899/(3.5*4)cm2后轴空载时地载荷为651kg，651/(3.5*4)cm2在本设计中取衬块的夹角为50°、摩擦衬块的工作面积A：

A(R2R1)2225036029749.7mm2,A取98㎝²。

制动器设计计算

动力矩M计算：

假设衬块的摩擦表面与制动盘接触，切各处的单位压力分布均匀，则制动器的制动力矩为：M2fF0R

制动器因数定义为在制动盘上的作用半径上所产生的摩擦力与输入力之比，即

BF2fPP2f

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0.3～0.35。选用摩擦材料时应注意，一般说来，摩擦系数愈高的材料其耐磨性愈差。由汽车设计手册得

f0.3。

轮缸直径d及制动管路的压力设计由设计手册得： 轮缸直径d由标准尺寸系列中选取d=25mm

压力管的压力一般不超过10~12MPa，盘式可更高，取p=12MPa。 摩擦衬块及其径向宽度不太大，取R等于平均半径Rm。 平均半径RmR1R22117902103mm.

式中，R1和R2为摩擦衬块扇形表面的内半径和外半径。

有效半径Re是扇形表面的面积中心至制动盘中心的距离：

Re2(R2R1)3(R2R1)223343[1m(1m)m2]Rm104.1mm

式中mR1R2，因为m<1,

(1m)214,故ReRm，且m越小，则两者差值越

大。若m过小，即扇形的景象宽度过大，衬块的摩擦面上个不同半径处的滑磨速度相差太远，磨损将不均匀，因而单位压力分布均匀这一假设条件不能成立，这上述计算方式方法也就不适用。M值一般不应小于0.65。

制动盘单侧压紧力的确定，即制动轮缸对制动衬块的压紧力。 则单侧的压紧力为F0dp425887.5N

（当f=0.3时）

制动器制动力矩为M2fF0R3249.9NM同步附着系数的分析如下： (1) 当向能力；

(2) 当0时：制动时总是后轮先抱死，这时容易发生后轴侧滑而使汽车

0时：制动时总是前轮先抱死，这是一种稳定工况，但丧失了转

失去方向稳定性；

(3) 当0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，汽车在同步附着系数为0的路面上制动(前、后车轮同时抱死)时，其制动减速度为dudtqg0g，即q0，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的制动强度q在0的路面上，地面的附着条件才可以得到充分利用。

,这表明只有

根据相关资料查出轿车00.6，故取0此时，前后轮都抱死，

dudtg0.6。

。

当前、后轮制动器制动力之和等于附着力，并且前、后制动器制动力分别等

于各自的附着力，也是前、后同时抱死的条件。

目前，大多数两轴汽车的前、后制动力之比值为一定值，并以前制动器制动力F与汽车总制动器F之比来表明分配的比例，称为汽车制动器制动力分配系数

：

F1FF1F1F2L20hgL0.61

计算时取G为满载时的总质量。 前轴车轮的法向作用力是Z1GLGL(L2duhgdtg)11522.3N

后轴车轮的法向作用力是Z2汽车地面的总制动力是FB前轴车轮的制动力F1后轴车轮的制动力F2GLGL(L1duhgdtg)7322.6N

F1F2G11319N

(L2hg)(L1hg)6913.4N 4405.6N

前后轮制动器制动力矩的确定

为保证汽车有良好的制动效能，要求合理的确定前、后轮制动器的制动力矩。为此，首先选定同步附着系数0，并计算出前、后轮制动力矩的比值，即：

MM12Z1Z2F1F2L2hgL1hg1.58

式中：M1、M2为前、后轮制动器的制动力矩；a、b为汽车质心至前轴和

后桥的距离；hg为汽车质心高度；通常轿车上的比值是1.3~1.6。

再根据汽车满载在柏油、混凝土路面上紧急制动到前轮抱死拖滑，计算出前轮制动器的最大制动力矩M

应急制动和驻车制动的计算

应急制动和驻车制动一般是靠手操纵的驱动机构，使后桥制动器或中央制动器产生制动力矩并传到后轮，引起路面对后轮作用的制动力，以实现整车制动。

1max，由上式可求出后轮制动器的最大制动力矩。

(一)应急制动

应急制动时，后轮一般都将抱死滑移，后桥制动力为：

FB2F2magL1Lhg6630.7N

此时的后桥制动力矩为：

FB2remagL1Lhgre6518.0NM

式中 ma——汽车总质量

gL——重力加速度； ——轴距；

L1——汽车质心到前铀的距离；

hg——汽车质心高度；

F2——路面对后桥的法向反力；

re——附着系数； ——车轮有效半径。

如有后轮制动器作为应急制动器，则单个后轮制动器应急制动力矩为

FB2re2。如用中央制动器进行应急制动，则其应有的制动力矩为FB2rei0，i0为

主传动比。

(二)驻车制动

汽车在上坡路上停驻时的受力情况。停驻时的后桥附着力为

F2mag(L1LcoshgLsin)

汽车在下坡时停驻时的后桥附着力为

F2mag('L1LcoshgLsin)

汽车可能停驻的极限上坡倾角1，根据后轴上的附着力与制动力相等的条

件即由：

mag(L1LcoshgLsin)magsin1

可得：

1tg1L1Lhg

22式中：1是保证汽车上坡行驶时的纵向稳定性的极限坡路倾角。1（0.7时）

同时，汽车可能停驻的极限下坡倾角为：

1tg1L1Lhg1724'

在驻车制动器的设计中，在安装制动器的空间、制动驱动力源等条件允许的范围内，应力求后桥上的驻车制动力矩接近1所确定的极限值magresin1（因

11'），并保证下坡能停驻的坡度不小于法规值。单个后轮驻车制动器的制动

12magresin13473.4NM力矩上限为；中央驻车制动器的制动力矩上限为

magresin1i01766.7NM。

摩擦衬片的磨损特性计算

摩擦衬片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制动摩擦产生的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，则摩擦衬片（衬块）的磨损亦愈严重。

各种汽车的总质量及其制动衬片（衬块）的摩擦面积各不相同，因而必要用

一种相对的量作为评价汽能量负荷的指标。目前，各国常用的指标是比能量耗散率，即单位时间内衬片单位摩擦面积耗散的能量，通常所用计量单位为W比能量耗散率有时也称为单位功负荷，或简称能量负荷。

1）比能量耗散率

双轴汽车的单个前轮制动器的比能量耗散率为：

e1/mm2。

ma(v1v2)4tA122

e2ma(v1v2)4tA222(1)

tv1v2j

式中：ma——汽车总质量(t)；  ——汽车回转质量转换系数；

v1 ——制动初速度(m/s)、v2—制动终速度(m/s)； j ——制动减速度； T ——制动时间,(s)；

A1、A2——前、后制动器衬片（衬块）的摩擦面积(mm2)；  —制动力分配系数。 紧急制动至停车时，20，并取e11。则有

2mav14tA1

e2mav14tA22(1)

比能量耗散率过高会引起衬片(衬块)的急剧磨损，还可能引起制动鼓或制动盘产生龟裂。推荐：鼓式制动器的比能量耗散率以不大于1.8W时减速度j＝0.6g，制动初速度1：轿车用100kmhmm2为宜,计算

（27.8m/s）、总质量小于

3.5t的货车为80kmh(22.2m/s)、总质量在3.5t以上的货车用65kmh(18m/s)。

乘用车盘式制动器在取同样的1和j时，轿车的盘式制动器的比能量耗散率以不大于6.0Wmm2为宜。对于最高车速低于以上规定的制动初速度的汽车，按上

/mm2述条件计算出的e值允许略大于1.8W。比能量消耗率过高不仅引起衬片的

加速磨损，且有可能使制动鼓或制动盘更早的发生龟裂。

式中t为100Km/h时的制动时间为：tA1为9800mm2，的值为0.61。取 即：

e1mav14tA122v1v2j27.864.73s

j0.6g0.6106m/s2的减速器。

4.89W/mm

e2(二)比摩擦力

mav14tA2(1)3.13W/mm

衬片(衬块)单位摩擦面积的制动摩擦力为比摩擦力比摩擦力为：

f0Mf0．单个车轮制动器的

RA34724010398000.344

式中：M—单个制动器的制动力矩；

R—制动盘的平均半径,R(R1R2)2；

A—单个制动器的衬片(衬块)摩擦面积。

比摩擦力愈大，磨损愈严重。

制动减速度为0.6g时，鼓式制动器的比摩擦力宜。

制动器的热容量和温升的核算

f0以不大于0.48Nmm2为

应核算制动器的热容量和温升是否满足如下条件：

(mdcdmhch)tL

式中：md——各制动鼓(盘)的总质量；

mh——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)总质量；

ch——制动鼓(盘)材料的比热容，对铸铁C＝482 J／(kg·K)；对于铝合金 C＝880J／(kg·K)；

cd——与制动鼓(盘)相连的受热金属件的比热容； t——制动鼓(盘)的温升(—次由vd动，温升不应超过15℃)；

L——满载汽车制动时由动能转变的热能，因制动过程迅速，可以认为制动产生的热能全部为前、后制动器所吸收，并按前、后轴制动力的分配比率分配给前、后制动器。即

L1mava2va22230km/h到完全停车的强烈制



L2ma(1)

0.6140740(J)即：

L119258.338.3322

L2所以： L19258.338.33(10.61)26046.9(J)

L1L266786.9(J)

式中 ma——满载汽车总质量,为1925Kg；

va——汽车制动时的韧速度，可取vavamax，为30Km/h；

—— 汽车制动器制动力分配系数，为0.61。