中国农业大学学士论文 第5章 制动性能分析 得到：44 cm2
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??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??=
2*2*4.73*130*10022t?A11mav12e2?(1??)22t?A2
=
1190*27.8*27.8*0.312*2*4.73*110*100=1.4(w/mm
2)
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
??0.8, 且此时所需后轴最大制动力矩TfTf1max?2max?G(L1?qhg)?re=753Nm；前轴L?1??Tf2max=1676Nm ；对以上参数的设计做核算。
Tf12?R2??0.8,前轮实际制动力矩=4*
?????R1?fpR2dRd??2fp(R23f?R13f)? 3 后轮实际制动力矩=4*求得：
前轮实际制动力矩=4*
Tf12?4??Tf22????R1?R2fpR2dRd??23fp(R23r?R1r)? 3??R1?R2fp1R2dRd??4*2fp1(R23f?R13f)? 3=1823Nm >Tf1max?1676Nm
后轮实际制动力矩=4*
Tf22?4????R1?R2fp2R2dRd??4*22
23fp2(R23r?R1r)? 3 目录
=1004Nm>Tf2max?753Nm
故设计符合要求。
5 制动器主要零件的结构设计
5.1制动钳
制动钳，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。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。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。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。
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
中国农业大学学士论文 第5章 制动性能分析 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。
6.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。
6.1液压分路系统的形式的选择
为了提高制动工作的可靠性，应采用分路系统，即全车的所有行车制动器的液压或气压管路分为两个或更多的相互独立的回路，其中一个回路失效后，仍可利用其他完好的回路起制动作用。
双轴汽车的双回路制动系统有以下常见的物种分路形式(如图所示)：
1）一轴对一轴（II）型，前轴制动器与后桥制动器各用一个回路。 2）交叉型（X），前轴的一侧车轮制动器与后桥的对策车轮制动器同属一个回路。
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目录
3）一周半对半轴（HI）型，两侧前制动器的板书轮缸和全部后制动器轮缸属于一个回路，其余的前轮缸则属另一回路。
4）半轴一轮对半轴一轮（LL)型，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起作用。
5）双半轴对双半轴（HH）型，每个回路均只对每个前、后制动器的半数轮缸起作用。
II型管路布置较为简单，可与传统的但轮岗鼓式制动器配合使用，成本较低，目前在各类汽车特别是商用车商用得最广泛。对于这种形式，若后制动回路失效，则一旦前轮抱死即极易丧失转弯制动能力。对于采用前轮驱动因而前制动器强于后制动器的乘用车，当前制动回路失效而单用后桥制动时，制动力将严重不足（小于正常情况下的一半），并且，若后桥负荷小于前轴负荷，则踏板力过大时易使后桥车轮抱死而汽车侧滑。
X型的结构也很简单。直行制动时任一回路失效，剩余的总制动力都能保持正常值的50%。但是，一旦某一管路损坏造成制动力不对称，此时前轮将朝制动力大的一边绕主销转动，使汽车丧失稳定性。因此，这种方案适用于主销偏移距为负值（达20mm)的汽车上。这时，不平衡的制动力使车轮反向转动，改善了汽车的稳定性。
HI、HH、LL型结构都比较复杂。LL型和HH型在任一回路失效时，前后制动力比值均与 正常情况下相同，剩余总制动力可达正常值的50%左右。HI型单用一轴半回路时剩余制动力较大，但此时与LL型一样，紧急制动情况下后轮很容易先抱死。
综合以上各个管路的优缺点，最终选择X型管路。 6.2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 (6—1) ?p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
中国农业大学学士论文 第5章 制动性能分析 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???d? （mm
42w1n3） （6—2）
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 （6—3）
1m6.3制动主缸直径与工作容积
Vm?V?V? （6—4）
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??42dmsm =1.1*1304=1435 mm3 (6—5)
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 6.4制动踏板力
FP??4d0p11 （6—6） ip?取踏板机构传动比ip=5；踏板机构及液压主缸的机械效率??0.9. 求得FP?555.2N,在500—700N之间，所以符合要求。 6.5踏板工作行程SP
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