武汉理工大学毕业论文（设计）
R2147??105mm， 1.41.4参考其他类似车型，选定厚度b=14mm。
所以R1?5.1.4 制动衬块工作面积A
由于制动衬块为扇形，选定其到圆心的夹角为600，故工作面积
60060222cm （5-1） A???R?R????14.7?10.5??55.4??036036022215.1.5 摩擦衬块摩擦系数f
选择摩擦衬块时,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，各种制动器用摩擦材料的摩擦系数的稳定值约为 0.3～0.5，一般来说，摩擦系数愈高的材料，其耐磨性愈差，所以在制动器设计时并非一定要追求高摩擦系数的材料。在假设的理想条件下计算制动器的制动力矩，为使计算结果接近实际，取f =0.3。
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，故选用粉末冶金材料。
5.2 制动衬块的设计计算
假定衬块的摩擦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Mu?2fF0R，式中f 为摩擦系数；R 为作用半径。 F0为单侧制动块对制动盘的压紧力；
由于所设计的轩逸2.0自动豪华版轿车前盘式制动器的制动衬块采用扇形摩擦表面，其径向宽度不是很大，取R 等于平均半径Rm或有效半径Re，在实际中已经足够精确。
平均半径Rm为 Rm?R1?R2105?147??126mm （5-2） 22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，
3?R134?2R2m?4?0.71?Re??2??1?R???1??126?127mm （5-3） 2?m2?23R2?R13?3???1?m?????1?0.71???式中，m?R1105??0.71。 R214713
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5.3 摩擦衬块磨损特性的计算
摩擦衬块的磨损受温度、摩擦力、滑磨速度。制动盘的材质及加工情况，以及衬块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，但实验表明，影响磨损的最重要的因素还是摩擦表面的温度和摩擦力。
目前，各国常采用的作为评价能量符合的指标是比能量耗散率，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/mm2。
轩逸2.0自动豪华版轿车的前轮制动器的比能量耗散率为：
e1??ma?V12?V22?4tA1? （5-4）
dw?2F （5-5） ?p式中,ma为汽车总质量（kg）；δ为汽车回转质量换算系数；V1 、V2为制动初速度和终速度（m/ s）； j为制动减速度（m/s2）；t为制动时间（s）；A1 为前制动器衬块的摩擦面积（mm2）；β 为制动力分配系数。
在紧急制动到停车的情况下，V2=0，并可以认为δ =1，故
maV12e1?? （5-6）
4tA1据有关文献推荐，计算时取减速度j =0.6g，制动初速度V1 ，乘用车用100km（27.8m/s）。而A1 =57.9cm2=5790mm2，代入得：
t?V1?V227.8??4.73s j0.6?9.8maV121655?27.82e1????0.68?7.9W/mm2
4tA14?4.73?5790另外，用衬块单位摩擦面积的制动器摩擦力即比摩擦力f0计算衬块磨损特性。单个前轮制动器的比摩擦力为f0?Mu。 RA式中，Mu 为单个制动器的制动力矩；R 为制动衬块平均半径Rm ；A 为单个前轮制动器的衬块摩擦面积。
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当前轮处于最大制动力矩时，代入数值得：单个前轮制动器的比摩擦力为
Mu1369.75?103f0??N/mm2?1.84N/mm2 （5-7）
RA128.5?57905.4 制动器主要零件的结构设计
5.4.1 制动盘
制动盘结构形状有平板形和礼帽形，由于所设计的是钳盘式制动器，故采用后者即礼帽形制动盘，其圆柱部分长度取决于布置尺寸。为了改善冷却，所设计的钳盘式制动器的制动盘铸成中间有径向通风槽的双层盘，可大大增加散热面积，但盘的整体厚度较大。
制动盘工作面的加工精度应达到下述要求：平面度小于等于0.01mm，表面粗糙度值小于等于0.06mm，两摩擦表面的不平行度小于等于0.01mm，制动盘的端面圆跳动小于等于0.03mm。
5.4.2 制动钳
制动钳由球墨铸铁QT400-18制造，做成整体的，其外缘留有开口，以便不必拆下制动器便可检查或更换制动块。制动钳体应有高的强度和刚度。在钳体中加工出制动油缸。为了减少传给制动液的热量，将杯形活塞的开口端顶靠制动块的背板。活塞由钢制造，为了提高耐磨损性能，活塞的工作表面要进行镀铬处理。
5.4.3 制动块
制动块由背板和摩擦衬块构成，两者直接牢固地压嵌在一起。衬块为扇形。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。设计的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。
5.4.4 摩擦材料
制动摩擦材料应具有高而稳定的摩擦系数，抗热衰退性能好，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；制动时不产生噪声和不良气味，应尽量采用少污染和对人体无害的摩擦材料。
经过综合考虑，制动盘采用摩擦性能良好的珠光体灰铸铁铸造，为保证足够的强度和耐磨性能，其牌号为HT250。
摩擦衬块选用减少污染和对人体无害的粉末冶金材料。
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5.4.5 盘式制动器间隙的调整方法及相应机构
制动盘与摩擦衬块之间在未制动的状态下应有工作间隙，以保证制动盘能自由转动。一般，盘式制动器的设定间隙为0.1～0.3mm.此间隙的存在会导致踏板或手柄的行程损失，因而间隙量应尽可能小。考虑到在制动过程中摩擦副可能产生机械变形和热变形，因此制动器在冷却状态下应有的间隙应通过试验来确定。另外，制动器在工作过程中会因为摩擦衬块的磨损而加大，因此制动器必须设有间隙调整机构。
所设计的轩逸2.0自动豪华版轿车前盘式制动器的间隙自调方式是利用制动钳中的橡胶密封圈的极限弹性变形量，来保持制动时为消除设定间隙所需的活塞设定行程Δ。当衬块磨损而导致所需的活塞形成大于Δ时，活塞可在液压作用下克服密封圈的摩擦力，继续前移到实现完全制动为止。活塞与密封圈之间，这一不可恢复的相对位移便补偿了过量间隙。
6 制动驱动机构的结构型式选择与设计计算
6.1 制动驱动机构的结构型式选择
液压式驱动机构：
优点：
a.制动时可以得到必要安全性，因为液压系统内系统内压力相等，左右轮制动同时进行；
b.易保证制动力正确分配到前、后轮，因为前、后轮分泵可以做出不同直径； c.车振或悬架变形不发生自行制动； d.不须润滑和时常调整； 缺点：
a当管路一处泄漏，则系统失效； b低温油液变浓，高温则汽化； c不可长时间制动。
但综合来看，油压制动还是可取的，且得到了广泛的应用。
6.2制动管路的选择
出于取安全上的考虑，汽车制动应至少有两套独立的驱动制动器的管路。汽车的双回路制动系统有以下常见的五种分路型式：
1 一轴对一轴（Ⅱ）型(图a），前轴制动器与后桥制动器各用一个回路； 2 交叉（X）型（图b），前轴的一侧车轮制动器与后桥的对侧车轮制动器同属一个回路；
3 一轴半对半轴（HI）型（图c），每侧前制动器的半数轮缸和全部后制动器轮缸属于一个回路，其余的前轮缸则属于另一个回路；
4 .半轴一轮对半轴一轮（LL）型（图d），两个回路分别对两侧前轮制动器的半数轮缸和一个后轮制动器作用；
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5 双半轴对双半轴（HH）型（图e），每个回路均只对每个前后制动器的半数轮缸起作用。
图5-1 a) 一轴对一轴（Ⅱ）型;b) 交叉（X）型;c) 一轴半对半轴（HI）型
d) 半轴一轮对半轴一轮（LL）型;e) 双半轴对双半轴（HH）型
其中Ⅱ型的管路布置最为简单，成本较低，目前在各种汽车特别是在货车上用的最广泛。但这种型式后制动回路失效，则一旦前轮抱死即极易丧失转弯能力。
X型的结构也很简单。直行制动时任何一回路失效，剩余总制动力都能保持正常值的50％。但一旦某一管路损坏则造成制动力不对称，使汽车丧生稳定性。因此该方案适用于主销偏移距为负值的汽车上，以改善汽车稳定性。
HI、HH、LL型的结构都较为复杂，本次设计不予考虑。X型的布置方案可适于本次设计。
6.3 液压制动驱动机构的设计计算
为了确定制动主缸及制动轮缸的直径、制动踏板力与踏板行程、踏板机构传动比，以及说明采用增压或助理装置的必要性，必须进行如下的设计计算。
6.3.1 制动轮缸直径
制动轮缸对制动蹄(块)施加的作用力F与轮缸直径dw和制动轮缸中的液压p的关系为：
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