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盤式制動器設計
摘 要
汽車制動系統是汽車各個系統中最為重要的。如果制動系統失靈，那么結果將會是毀滅性的。制動器實際上是一個能量轉化裝置，這種轉化實際上是把汽車的動能轉換為汽車的熱能揮發(fā)出去，當制動器制動時，驅動程序來命令十倍于以往的力來使汽車停止下來。制動系統可以發(fā)揮上千磅的壓力來分配給四個制動器。
本次設計的盤式制動器參考別克君威GS2.0T前輪盤式制動器結構。
盤式制動器又稱為碟式制動器，這種制動器散熱快、重量輕、構造簡單、調整方便，特別是高負載時耐高溫性能好，制動效果穩(wěn)定，而且不怕泥水侵襲，在冬季和惡劣路況下行車，盤式制動比鼓式制動更容易在較短的時間內令車停下。有些盤式制動器的制動盤上還開了許多小孔，加速通風散熱，提高制動效率。由制動器設計的一般原則，綜合考慮制動效能、制動效能穩(wěn)定性、制動間隙調整簡便性、制動器的尺寸和質量及噪聲等諸多因素設計本產品。在設計中涉及到同步系數的選取、制動器效能因素的選取、制動力矩的計算，以及制動器主要元件選取，最后對設計的制動器進行校核計算。
關鍵詞：制動系統，盤式制動器，同步系數
Abstract
The braking system is the most important system in car. If the brakes fail, the result can be disastrous. brakes are actually energy conversion devices, which convert the kinetic energy of the vehicle into thermal energy .when stepping on the brakes, the drivers commands a stopping force ten times as powerful as the force that puts the car in motion. the braking system can exert thousands of pounds of pressure on each of the four brakes.
The disc brake is called the small dish type brake, this kind of brake radiates quickly, the weight light, the structure simple, the adjustment is convenient, specially when high load the performance is good, applies the brake the effect to be stable, moreover did not fear the spate attack, under the winter and the bad state of roads the driving, the disc type applies the brake compared to the drum type to apply the brake to stop easily in the short time the vehicle. On some disc brake disc has also opened many eyelets, accelerates to ventilate the radiation, enhances the brake efficiency. The principle of the design to the brake system. Synthesize the consideration of the effect to the brake system, the stability of the effect to the brake system, the simple and convenient of the brake cleft adjusting, the size and quantity of the brake system, the same of the brake system and so on to design the product. In this design, adhere to synchronously the coefficient selects by examinations, affect factor selects of the brake system. The calculation of the brake moment, and the selects of the important parts of the brake system , check the whole design at last.
Keywords：Brake system , Disc brake , Synchronous coefficient
目 錄
摘 要 I
Abstract II
第一章 緒論 1
1.1研究意義 1
1.2盤式制動器的介紹與特點 1
1.3國內外汽車盤式制動器應用情況 2
1.3.1國內應用情況 2
1.3.2國外應用情況 3
第二章 制動器的結構原理及設計原則 4
2.1 盤式制動器的分類 4
2.2 盤式制動器的結構及工作原理 5
2.3 制動器設計的一般原則 6
2.3.1 制動效能 7
2.3.2 制動效能穩(wěn)定性 7
2.3.3 制動間隙調整簡便性 7
2.3.4 制動器的尺寸及質量 7
2.3.5 噪音的減輕 8
2.4行車制動器的標準和法規(guī) 8
第三章 盤式制動器設計 9
3.1設計參數選定 9
3.2主要元件尺寸及結構設計 9
3.2.1 制動盤 9
3.2.2 制動塊 11
3.2.3 制動鉗 11
3.2.4 襯塊報警裝置設計 11
3.2.5 摩擦材料 11
3.2.6 制動器間隙及調整 12
3.3液壓制動驅動機構的設計 12
3.3.1制動輪缸直徑d與工作容積V 12
3.3.2制動主缸直徑與工作容積 13
3.3.3制動踏板力 14
3.3.4踏板工作行程 14
3.4 制動力分配分析 14
3.5 同步附著系數的選取 17
3.6 制動器制動力矩的計算 19
3.7 制動系統性能要求 20
3.7.1 制動時汽車的方向穩(wěn)定性 20
3.7.2 制動減速度j 20
3.7.3 制動距離S 21
3.7.4 制動力矩 21
3.7.6 對比摩擦力 21
3.7.7 對熱流密度 21
3.7.8 對襯塊吸收功率 21
3.7. 9 對平均摩擦力 21
3.7.10 緊急制動時踏板力的計算 21
3.7.11 制動踏板行程的計算 22
3.8 摩擦襯片的磨損特性 22
3.8.1比能量耗散率 22
3.8.2比滑磨功Lf 23
第四章 盤式制動器設計校核 24
4.1制動器的熱容量和溫升的核算 24
4.2制動器制動性能核算 25
結 論 26
參考文獻 27
致 謝 28
IV
第一章 緒論
1.1研究意義
隨著社會的不斷向前發(fā)展，汽車在人們的生活中的作用也日趨明顯，人們從事生產活動離不開汽車，日常生活中，汽車尤其是乘用車成為經常使用的交通工具。擁有一輛轎車是人們生活質量水平提高的標志。而制動系統是汽車安全系統當中最重要的一項，其結構和性能的優(yōu)劣直接影響車輛和人身安全。因此人們對其提出了更嚴格的要求，現代社會，對制動系統的研究設計以提高其工作性能是十分重要的。
1.2盤式制動器的介紹與特點
現在，盤式制動器在汽車上已經越來越多地被采用，特別是在轎車上已被廣泛采用。盤式制動器在液力助力下制動力大且穩(wěn)定，在各種路面都有良好的制動表現，其制動效能遠高于鼓式制動器，而且空氣直接通過盤式制動盤，故盤式制動器的散熱性很好。但是盤式制動器結構相對于鼓式制動器來說比較復雜，對制動鉗、管路系統要求也較高，而且造價高于鼓式制動器。
汽車制動系可分為行車、駐車、應急、輔助內部分裝置。任何制動裝置都具有供能裝置、控制裝置、傳動裝置和制動器四個部分組成。較為完善的制動系還具有制動力調節(jié)裝置，以及報警裝置、壓力保持裝置。
盤式制動器多用于汽車的前輪，有不少車輛四個車輪都用盤式制動器。制動盤裝在輪級上、與車輪及輪胎一起轉動。當駕駛員進行制動時，主缸的液體壓力傳遞到盤式制動器。該壓力推動摩擦襯片靠到制動盤上，阻止制動盤轉動。
現在，盤式制動器在汽車上已經越來越多地被采用，特別是在轎車上已被廣泛采用，在很多中高級轎車上，前后輪都已經采用盤式制動器。盤式制動器在液力助力下制動力大且穩(wěn)定，在各種路面都有良好的制動表現，其制動效能遠高于鼓式制動器，而且空氣直接通過盤式制動盤，故盤式制動器的散熱性很好。但是盤式制動器結構相對于鼓式制動器來說比較復雜，對制動鉗、管路系統要求也較高，而且造價高于鼓式制動器。
按摩擦副中固定元件結構，盤式制動器可分為鉗盤式和全盤式。
固定鉗盤式在汽車上用的最早（50年代就開始使用），優(yōu)點是：除活塞和制動塊外無滑動件，這易保證鉗的剛度，易實現從鼓式到盤式的改進，也能適用分路系統的要求。
近年來，由于汽車性能要求的提高，固定鉗盤式的缺點，暴露較明顯，因而導致浮動鉗（特別是滑動鉗）的迅速發(fā)展。首先，固定鉗至少要有兩個油缸分置于制動盤兩側，所以須有橫跨的內部油道或外部油道來連通，這就使制動器的徑向和軸向尺寸加大，布置也較難；而浮動鉗的外側無油缸，可將制動器進一步移進輪轂；其次，在嚴酷的使用條件下，固定鉗容易使制動液溫度過高而汽化，浮動鉗由于沒有跨越制動盤的油道或油管，減少了受熱機會。所以制動溫度可以比固定鉗低30-50℃，又采用浮動鉗可將活塞和油缸等精密件減去一半，造價大為降低。
1.3國內外汽車盤式制動器應用情況
1.3.1國內應用情況
隨著我國汽車工業(yè)技術的發(fā)展,特別是轎車工業(yè)的發(fā)展,合資企業(yè)的引進，國外先進技術的進入，汽車上采應用盤式制動器配置才逐步在我國形成規(guī)模。特別是在提高整車性能、保障安全、提高乘車者的舒適性，滿足人們不斷提高的生活物質需求、改善生活環(huán)境等方面都發(fā)揮了很大的作用。
1）在轎車、微型車、輕卡、SUV及皮卡方面：在從經濟與實用的角度出發(fā)，一般采用了混合的制動形式，即前車輪盤式制動，后車輪鼓式制動。因轎車在制動過程中，由于慣性的作用，前輪的負荷通常占汽車全部負荷的70%－80%，所以前輪制動力要比后輪大。生產廠家為了節(jié)省成本，就采用了前輪盤式制動，后輪鼓式制動的混合匹配方式。采用前盤后鼓式混合制動器，這主要是出于成本上的考慮，同時也是因為汽車在緊急制動時，軸荷前移，對前輪制動性能的要求比較高，這類前制動器主要以液壓盤式制動器為主流，采用液壓油作傳輸介質，以液壓總泵為動力源，后制動器以液壓式雙泵雙作用缸制動蹄匹配。目前大部分轎車等采用前盤后鼓式混合制動器。2004年我國共產此類車計110萬輛以上。但隨著高速公路等級的提高，乘車檔次的上升，特別上國家安全法規(guī)的強制實施，前后輪都用盤式制動器是趨勢。
2）在大型客車方面：氣壓盤式制動器產品技術先進性明顯，可靠性總體良好，具有創(chuàng)新性和技術標準的集成性。歐美國家自上世紀90年代初開始將盤式制動器用于大型公交車。至2000年，盤式制動器（前后制動均為盤式）已經成為歐美國家城市公交車的標準配置。我國從1997年開始在大客車和載重車上推廣盤式制動器及 ABS防抱死系統，因進口產品價格太高，主要用于高端產品。2004年7月1日交通部強制在7---12米高Ⅱ型客車上 “必須”配備后，國產盤式制動器得以大行其道。
3）重型汽車方面：作為重型汽車行業(yè)應用型新技術，氣壓盤式制動器的已經屬成熟產品，目前具有廣泛應用的前景。2004年3月紅巖公司率先在國內重卡行業(yè)中完成了對氣壓盤式制動器總成的開發(fā)。2005年元月份中國重汽卡車事業(yè)部在提升和改進卡車底盤的過程中，在橋箱事業(yè)部配合下，將22.5英寸氣壓盤式制動器成功“嫁接”到了重汽斯太爾重卡車前橋 上。
綜合以上各項，參照所給參數以現代汽車上實際采用的型式，確定設計的浮動鉗盤式制動器在市場是有很大的開發(fā)前景的。
1.3.2國外應用情況
國外汽車研發(fā)機構經過多年的研究和試驗氣壓盤式制動器在所有的主要性能方面都優(yōu)于傳統的鼓式制動器并將其廣泛使用在新型的載重汽車上?，F在一些歐洲汽車公司制造的汽車上均已開始大量使用氣壓盤式制動器總成（這種氣壓盤式車輪制動器裝配組裝在汽車的前后車橋總成上）。
經過幾十年來的發(fā)展生產氣（液）壓盤式制動器的技術目前已經比較成熟形成了系列產品。例如：博世(Bosch)公司、Wabco制動器制造公司、阿文美馳公司等每年的產量都在20—50萬臺以上；在歐、美、日等發(fā)達國家已把盤式制動器作為標準件裝備在多級別的轎車、客車、中型、重型汽車上。我國在此項目上起步較晚大部分是隨著歐系、日系轎車的引進而上馬的轎車、微型車用液壓盤式制動器各廠家產品單一配套市場狹窄。氣壓盤式制動器則大部分是在1999—2002年間汽車熱中上馬的生產廠家國內目前真正形成規(guī)?；a企業(yè)寥寥無幾如武漢元豐、淅江萬向、一汽四環(huán)等。但開發(fā)氣壓盤式制動器的熱火朝天的局面大有愈演愈烈的趨勢。
第二章 制動器的結構原理及設計原則
2.1 盤式制動器的分類
按摩擦副中固定元件結構盤式制動器可分為鉗盤式和全盤式。按制動鉗結構形式分鉗盤式制動器可分為固定鉗盤式和浮鉗盤式。固定鉗盤式制動器結構如圖2.1所示，浮鉗盤式制動器結構如圖2.2所示。
圖2.1 固定鉗盤式制動器
圖2.2 浮鉗盤式制動器
固定鉗盤式在汽車上用的最早（50年代就開始使用）優(yōu)點是：除活塞和制動塊外無滑動件這易保證鉗的剛度易實現從鼓式到盤式的改進也能適用分路系統的要求。
近年來由于汽車性能要求的提高固定鉗盤式的缺點暴露較明顯因而導致浮動鉗（特別是滑動鉗）的迅速發(fā)展。首先固定鉗至少要有兩個油缸分置于制動盤兩側所以須有橫跨的內部油道或外部油道來連通這就使制動器的徑向和軸向尺寸加大布置也較難；而浮動鉗的外側無油缸可將制動器進一步移進輪轂；其次在嚴酷的使用條件下固定鉗容易使制動液溫度過高而汽化浮動鉗由于沒有跨越制動盤的油道或油管減少了受熱機會。所以制動溫度可以比固定鉗低30～50度又采用浮動鉗可將活塞和油缸等精密件減去一半造價大為降低[21]。
全盤式制動器的固定摩擦元件和旋轉元件均為圓盤形制動時各盤摩擦表面全部接觸。其工作原理如摩擦離合器故又稱為離合器式制動器。用得較多的是多片全盤式制動器以便獲得較大的制動力。但這種制動器的散熱性能較差故多為油冷式結構較復雜。
浮鉗盤式制動器只在制動盤的一側裝油缸，結構簡單造價低廉，易于布置結構尺寸緊湊，可以將制動器進一步移近輪轂，同一組制動塊可兼用于行車和駐車制動，在兼用于行車和駐車制動的情況下不需要加設駐車制動鉗，只需要在行車制動鉗液壓缸的附近加裝一些用于推動液壓缸活塞的駐車制動機械傳動零件即可。浮動鉗由于沒有跨越制動盤的油道或油管減少了受熱機會單側油缸又位于盤的內側受車輪遮蔽較少使冷卻條件較好另外單側油缸的活塞比兩側油缸的活塞要長也增大了油缸的散熱面積因此制動液溫度比用固定鉗時低30℃～50℃氣化的可能性較小。但由于制動鉗體是浮動的必須設法減少滑動處或擺動中心處的摩擦、磨損和噪聲[22]。
2.2 盤式制動器的結構及工作原理
本次設計的轎車參考別克君威GS2.0T前輪盤式制動器它采用單缸浮動鉗式結構(圖2.4)制動器由制動盤、制動鉗、車輪軸承及制動摩擦罩盤組成。浮鉗盤式制動鉗的工作原理：如圖2.4和2.5所示：制動鉗殼體2用螺栓5與支架1相連接,螺栓5兼作導向銷。支架1固定在前懸架焊接總成(亦稱車輪軸承殼體)，法蘭板上殼體2可沿導向銷與支架作軸向相對移動。支架固定在車軸上，摩擦塊11和12布置在制動盤13的兩側。制動分泵設在制動鉗內。制動時，制動鉗內油缸活塞8在液壓力作用下推動內摩擦塊12壓靠到制動盤內側表面作用于分泵底部的液壓力使制動鉗殼體在導向銷上移動推動外摩擦塊11壓向制動盤的外側表面。內、外摩擦塊在液壓作用下將制動盤的兩側面緊緊夾住。由于制動盤是緊固在前輪轂上的因此實現了前輪的制動。
前制動器的制動間隙是自動調節(jié)的。它是利用分泵活塞密封圈4的彈性變形來實現的。制動時橡膠密封圈變形制動一結束，密封圈恢復原狀，活塞在彈性作用下回到原位。在制動盤和內、外摩擦塊磨損后引起制動間隙變大超過活塞8的設定行程時，活塞在制動液壓力作用下，克服密封圈的摩擦阻力繼續(xù)向前移，直到完全制動為止。活塞和密封圈之間的相對位移補償了過量的間隙制動間隙，一般單邊為0.05-0.15 mm。內、外摩擦塊的材料采用非石棉半金屬材料與鋼板牢牢粘在一起制成的[23]。
圖2.4 別克君威GS2.0T型轎車浮鉗盤式制動器
1-支架 2-制動鉗殼體 3-活塞防塵罩 4-活塞密封圈 5-螺栓
6-導套 7-導向防塵罩 8-活塞 9-止動彈簧 10-放氣螺栓
11-外摩擦塊 12-內摩擦塊 13-制動盤
圖2.5 浮鉗盤式制動器的作用原理
2.3 制動器設計的一般原則
汽車的制動性是指汽車在行駛中能利用外力強制地降低車速至停車或下長坡時能維持一定車速的能力。任何一套制動裝置都是由制動器和制動驅動機構兩部分組成[24]。
為了使汽車制動性能更好的符合使用要求設計制動器時應全面考慮以下問題。
2.3.1 制動效能
制動器在單位輸入壓力或力作用下所輸出的力或力矩稱為制動器效能。常用一種稱為制動器效能因素的無因次指標進行評價。制動器效能因素定義為在制動鼓或盤的作用半徑上所得到的摩擦力與輸入力之比。
就鉗盤式制動器而言如圖2.6所示兩側制動塊尺寸對制動盤壓緊力F0制動盤之間兩個作用半徑上所受摩擦力為此外f為制動襯塊與制動盤之間的摩擦系數。所以鉗盤式制動器效能因素為：
(2.1)
式中k----制動器效能因素
Mu---制動力矩，F0----輸入力
顯然有n個旋轉制動盤的多片全盤效能因數為
2.3.2 制動效能穩(wěn)定性
制動效能穩(wěn)定性取決于其效能因數k對摩擦系數f的敏感性（dk/df）。而f是一個不穩(wěn)定因數。影響摩擦系數的因數除摩擦副材料外主要是摩擦副表面溫度和水濕程度其中經常起作用的是溫度因而制動器熱穩(wěn)定性尤為重要。從上面分析可知盤式制動器效能穩(wěn)定。
所以應效能因數k對f敏感性低的制動型式還要摩擦材料有好的抗衰退性和恢復性還應使制動盤（鼓）有足夠的熱容量及散熱能力。
2.3.3 制動間隙調整簡便性
制動間隙調整是汽車保養(yǎng)中較頻繁的作業(yè)之一所以選擇調整裝置的結構形式和安裝位置須簡便所以最好用自動調整裝置。
2.3.4 制動器的尺寸及質量
隨著車速的提高行車穩(wěn)定性就很重要這就導致了輪胎尺寸要小為保證足夠制動力矩往往制動器難以以在輪轂內安裝這就要求設計若在小型化輕量化的前提下通過精心設計達到所需制動力矩。
F0
F0
Ff
圖2.6制動塊受力分析
2.3.5 噪音的減輕
制動噪聲大致分為兩種低頻（1 Hz以下）和高頻（1-11 kHz）。低頻主要是制動盤或鼓共振所導致[25]。
摩擦材料的摩擦特征性是主要影響因素輸入壓力溫度也有影響。在制動器設計中可用某些結構消除特別是低頻噪聲不過應注意到這些措施有可能導致制動力矩下降和踏板行程損失加大等副作用[26]。
2.4行車制動器的標準和法規(guī)
行車制動效能是用在一定的制動初速度下或最大踏板力下的制動減速度和制動距離兩項指標來評定，它是制動性能最基本的評價指標。下表給出了中、歐、美等國的有關標準或法規(guī)對這兩項指標的規(guī)定。
表2—1制動距離和制動穩(wěn)定性要求
綜合國外有關標準和法規(guī)，可以認為：進行制動效能試驗時的制動減速度j，轎車應為5.8～7m/s2（制動初速度v=80km／h）；載貨汽車應為4.4～5.5m／s2 (制動初速度見表1)。相應的最大制動距離ST：轎車為ST=0.1v+v2/150；貨車為ST=0.15v+ v2/115，式中第一項為反應距離；第二項為制動距離，ST單位為m；v單位為km／h。
我國一般要求制動減速度j不小于0.6g(5.88 m／s2)，其條件如下：轎車制動初速度50～80km/h、踏板力不大于400N；小型客車（9座以下）和輕型貨車（總重3.5t以下）制動初速度50～80km/h、踏板力不大于500N;其它汽車制動初速度30～60km/h、踏板力不大于700N。但實際上踏板力值比法規(guī)規(guī)定小，要考慮操縱輕便性與同類車比較來確定。
第三章 盤式制動器設計
3.1設計參數選定
本次設計的原始參數參考于別克君威GS2.0T型轎車，參數如下：
整車質量： 空載：1650 kg
滿載：2025 kg
質心位置： 空載：a=L1=1094.8 mm b=L2=1642.2 mm
滿載：a=L1=1231.65 mm b=L2=1505.35 mm
質心高度： 空載：hg=600 mm
滿載：hg=550 mm
軸 距： L=2737 mm
輪 距： 輪 距 1585/1587 mm（前/后）
最高車速： 180 km/h
車輪工作半徑：390 mm
輪轂尺寸： R17 97V
輪轂直徑： 431.8 mm
輪缸直徑： 54 mm
輪 胎： 225/55
3.2主要元件尺寸及結構設計
3.2.1 制動盤
盤式制動器的制動盤有兩個主要部分：輪轂和制動表面。輪轂是安裝車輪的部位內裝有軸承。制動表面是制動盤兩側的加工表面。它被加工得很仔細為制動摩擦塊提供摩擦接觸面。整個制動盤一般由鑄鐵鑄成。鑄鐵能提供優(yōu)良的摩擦面。制動盤裝車輪的一側稱為外側另一側朝向車輪中心稱為內側。
按輪轂結構分類制動盤有兩種常用型式。帶轂的制動盤有個整體式轂。在這種結構中輪轂與制動盤的其余部分鑄成單體件。
另一種型式輪轂與盤側制成兩個獨立件。輪轂用軸承裝到車軸上。車輪凸耳螺栓通過輪轂再通過制動盤轂法蘭配裝。這種型式制動盤稱為無轂制動盤。這種型式的優(yōu)點是制動盤便宜些。制動面磨損超過加工極限時能很容易更換。本設計采用的是第二種型式。
制動盤一般用珠光體灰鑄鐵制成，鉗盤式制動器用禮帽形結構其圓柱部分長度取決與布置尺寸為了改善冷卻有的鉗盤式制動器的制動盤鑄成中間有徑向通風槽的雙層盤可大大增加散熱面積但盤的整體厚度較大由于此次設計的車型屬于中級轎車所以設計時選擇帶有通風口制動盤式設計方案。
制動盤用添加CrNi等的合金鑄鐵制成。制動盤在工作時不僅承受著制動塊作用的法向力和切向力而且承受著熱負荷[27]。為了改善冷卻效果鉗盤式制動器的制動盤有的鑄成中間有徑向通風槽的雙層盤這樣可大大地增加散熱面積降低溫升約20％～30％但盤的整體厚度較厚。而一般不帶通風槽的轎車制動盤其厚度約在l0 mm～13 mm之間。本次設計采用的材料為HT250。
制動盤的工作表面應光潔平整制造時應嚴格控制表面的跳動量兩側表面的平行度（厚度差）及制動盤的不平衡量。根據有關文獻規(guī)定：制動盤兩側表面不平行度不應大于0.08 mm，盤的表面擺差不應大于0.1 mm；制動盤表面粗糙度不應大于0.06 mm。
(1) 制動盤直徑D
制動盤直徑D希望盡量大些這時制動盤的有效半徑得以增大就可以降低制動鉗的夾緊力降低摩擦襯塊的單位壓力和工作溫度。但制動盤直徑D受輪毅直徑的限制通常制動盤的直徑D選擇為輪毅直徑的70%～79%，總質量大于2 t的車輛應取其上限。通常制造商在保持有效的制動性能的情況下盡可能將零件做的小些輕些。輪輞直徑為17英寸又因為M=2025 kg。
在本設計中，制動盤直徑為：
D =70%～79%Dr=0.791725.4=301～341.122 mm，取D=340 mm
(2) 制動盤厚度h
制動盤厚度h直接影響著制動盤質量和工作時的溫升。為使質量不致太大制動盤厚度應取得適當小些;為了降低制動工作時的溫升制動盤厚度又不宜過小。制動盤可以制成實心的而為了通風散熱可以在制動盤的兩工作面之間鑄出通風孔道。通風的制動盤在兩個制動表面之間鑄有冷卻葉片[28]。這種結構使制動盤鑄件顯著的增加了冷卻面積。車輪轉動時盤內扇形葉片的選擇了空氣循環(huán)有效的冷卻制動。通常實心制動盤厚度為l0 mm～ 20 mm具有通風孔道的制動盤厚度取為20 mm～50 mm但多采用20mm～30mm。
在本設計中選用通風制動盤式制動盤h取22 mm。
(3) 摩擦襯塊外半徑R2與內半徑R1
推薦摩擦襯塊外半徑R2與內半徑R1的比值不大于1.5。若比值偏大工作時襯塊的外緣與內側圓周速度相差較多磨損不均勻接觸面積減少最終將導致制動力矩變化大。
在本設計中取外半徑為R2=165 mm ，則內半徑R1=110 mm。
(4) 內通軸直徑
初選為65 mm
(5) 摩擦襯塊工作面積A
摩擦襯塊單位面積占有的車輛質量在1.6 kg/～3.5 kg/范圍內選取故摩擦襯塊的工作面積為72.32
0的車輪，其力矩平衡方程為:
(3—1)
式中 ——制動器對車輪作用的制動力矩，即制動器的摩擦力矩，其方向與車輪旋轉方向相反，N·m；
——地面作用于車輪上的制動力，即地面與輪胎之間的摩擦力，又稱地面制動力，其方向與汽車行駛方向相反，N；
——車輪有效半徑，m。
令 (3—2)
并稱之為制動器制動力，與地面制動力的方向相反，當車輪角速度>0時，大小亦相等，且僅由制動器結構參數所決定。即取決于制動器的結構型式、尺寸、摩擦副的摩擦系數及車輪有效半徑等，并與制動踏板力即制動系的液壓或氣壓成比例。當加大踏板力以加大，和均隨之增大。但地面制動力受著附著條件的限制，其值不可能大于附著力，即
≤ （3—3）
或 （3—4）
式中 ——輪胎與地面間的附著系數；
Z——地面對車輪的法向反力，N。
當制動器制動力和地面制動力達到附著力值時，車輪即被抱死并在地面上滑移。此后制動力矩即表現為靜摩擦力矩，而即成為與相平衡以阻止車輪再旋轉的周緣力的極限值。當制動到=0以后，地面制動力達到附著力值后就不再增大，而制動器制動力由于踏板力的增大使摩擦力矩增大而繼續(xù)上升如圖(3—1)。
根據汽車制動時的整車受力分析如圖3—2，考慮到制動時的軸荷轉移，可求得地面對前、后軸車輪的法向反力Z1，Z2為：
(3—5)
式中 G——汽車所受重力，N；
L——汽車軸距,mm；
——汽車質心離前軸距離，mm；——汽車質心離后軸的距離，mm；
——汽車質心高度，mm；
g——重力加速度，m/s；
-——汽車制動減速度, m/s。
汽車總的地面制動力為:
(3—6)
式中 q（）——制動強度，亦稱比減速度或比制動力；
，——前后軸車輪的地面制動力，N。
由以上兩式可求得前、后軸車輪附著力為:
（3—7）
（3—8）
上式表明：汽車在附著系數為任意確定值的路面上制動時，各軸附著力即極限制動力并非為常數，而是制動強度q或總制動力的函數。當汽車各車輪制動器的制動力足夠時，根據汽車前、后軸的軸荷分配，前、后車輪制動器制動力的分配、道路附著系數和坡度情況等，制動過程可能出現的情況有三種，即
(1)前輪先抱死拖滑，然后后輪再抱死拖滑；
(2)后輪先抱死拖滑，然后前輪再抱死拖滑；
(3)前、后輪同時抱死拖滑。
在以上三種情況中，顯然是最后一種情況的附著條件利用得最好。
由式(3—6)、式(3—7)和式(3—8)求得在任何附著系數的路面上，前、后車輪同時抱死即前、后軸車輪附著力同時被充分利用的條件是：
(3—9)
式中 ——前軸車輪的制動器制動力，N，；
——后軸車輪的制動器制動力，N，；
——前軸車輪的地面制動力，N；
——后軸車輪的地面制動力，N；
，——地面對前、后軸車輪的法向反力，N；
G——汽車重力，N；
，——汽車質心離前、后軸距離,mm；
——汽車質心高度，mm。
由式(3—9)可知，前、后車輪同時抱死時，前、后輪制動器的制動力，是的函數。由式(3—9)中消去，得：
(3—10)
將上式繪成以，為坐標的曲線，即為理想的前、后輪制動器制動力分配曲線，簡稱I曲線，如圖3—3所示。如果汽車前、后制動器的制動力，能按I曲線的規(guī)律分配，則能保證汽車在任何附著系數的路面上制動時，都能使前、后車輪同時抱死。然而，目前大多數兩軸汽車尤其是貨車的前、后制動器制動力之比值為一定值，并以前制動與汽車總制動力之比來表明分配的比例，稱為汽車制動器制動力分配系數：
（3—11）
又由于在附著條件所限定的范圍內，地面制動力在數值上等于相應的制動周緣力，故又可通稱為制動力分配系數。
3.5 同步附著系數的選取
通過對汽車的受力分析可知制動時前后輪同時抱死對附著條件的利用制動時汽車的方向穩(wěn)定性等均有利此時的前后輪制動器制動力Fu1和Fu2的關系曲線稱為理想的前后輪制動器制動力分配曲線。
在任何附著系數的路面上前后輪同時抱死的條件是：前后輪制動器制動力之和等于附著力；并且前后輪制動器制動力分別等于各自的附著力即：
Fu1+Fu2= (3.1)
Fu1=＃Fz1 (3.2)
Fu2= Fz2 (3.3)
圖3.6 受力分析圖
查表得空載時前軸載荷占車重的60%后軸占40%滿載時前軸載荷占車重的55%后軸占45%
由力矩平衡知 (3.4)
其中：——重力
Fu1，Fu2——前后制動力
Fz1，Fz2——地面對前后輪法向反作用力
前后制動器的理想制動力的分配關系式為
(3.5)
其中L——軸距；
a——汽車質心距前軸距離；
b——汽車質心距后軸距離
——附著系數
現在不少汽車的前后制動器制動力之比為一固定值常用前制動力與總制動力之比來表明分配比例稱為制動器動力分配系數用β表示即：
(3.6)
式中Fu——汽車制動器總制動力所以
Fu1/Fu2=（1-β）/β (3.7)
若用Fu2=β（Fu1）為一直線通過坐標原點且其斜率為：
(3.8)
將(3-4)代入(3-6得)
因為所設計的轎車制動器為輕型轎車的盤式制動器而現代轎車的行使狀況較好特別是高級公路的高速要求同步附著系數可選大些在此選取=0.7由于已經確定同步附著系數
代入數據得分配系數 β=0.691所以：
β=Fu1/Fu=0.691 (3.9)
Fu=Fu1+Fu2 (3.10)
Fu1+Fu2= G Fu1+Fu2=0.7 2025 9.8=13891.5 N (3.11)
由(3.7、9、10、11)得：Fu1=4486.3 N Fu2=9405.2 N
3.6 制動器制動力矩的計算
由輪胎與路面附著系數所決定的前后軸最大附著力矩：
(3.12)
式中：：該車所能遇到的最大附著系數；
q：制動強度；
：車輪有效半徑；
：后軸最大制動力矩；
G：汽車滿載質量；
L：汽車軸距；
其中q===0.73 (3.13)
故后軸==994.5 N·m
后輪的制動力矩為994.5/2=497.2 N·m
前軸= T==0.732/(1-0.732)994.5=2716.3 N·m (3.14)
前輪的制動力矩為2716.3/2=1358.15 N·m
3.7 制動系統性能要求
對制動系統的要求有：足夠的制動能力包括行車制動和駐車制動；行車制動至少有兩套獨立的驅動器的管路；用任意制動速度制動汽車都不應喪失操縱穩(wěn)定性和方向穩(wěn)定性；防止水和污泥進入制動器工作表面；要求制動能力的熱穩(wěn)定性好；操縱輕便。
3.7.1 制動時汽車的方向穩(wěn)定性
制動時汽車的方向穩(wěn)定性常用制動時汽車給定路徑行駛的能力來評價。若制動時發(fā)生跑偏、側滑或失去轉向能力。則汽車將偏離原來的路徑。
制動過程中汽車維持直線行駛或按預定彎道行駛的能力稱為方向穩(wěn)定性。影響方向穩(wěn)定性的包括制動跑偏、后軸側滑或前輪失去轉向能力三種情況[32]。制動時發(fā)生跑偏、側滑或失去轉向能力時汽車將偏離給定的行駛路徑。因此常用制動時汽車按給定路徑行駛的能力來評價汽車制動時的方向穩(wěn)定性對制動距離和制動減速度兩指標測試時都要求了其試驗通道的寬度。方向穩(wěn)定性是從制動跑偏、側滑以及失去轉向能力等方面考驗。
制動跑偏的原因有兩個：
(1) 汽車左右車輪特別是轉向軸左右車輪制動器制動力不相等。
(2) 制動時懸架導向桿系與轉向系拉桿在運動學上的不協調（互相干涉）
前者是由于制動調整誤差造成的是非系統的。而后者是屬于系統性誤差。
側滑是指汽車制動時某一軸的車輪或兩軸的車輪發(fā)生橫向滑動的現象[33]。最危險的情況是在高速制動時后軸發(fā)生側滑。防止后軸發(fā)生側滑應使前后軸同時抱死或前軸先抱死后軸始終不抱死[34]。
3.7.2 制動減速度j
制動系的作用效果可以用最大制動減速度及最小制動距離來評價。
假設汽車是在水平的堅硬的道路上行駛并且不考慮路面附著條件因此制動力是由制動器產生。此時 (3.15)
式中 ——汽車前、后輪制動力矩的總合。
==2716.3+994.5=3710.8 N·m
=431.8 mm=0.432 m
m——汽車總重 m=2025 kg
代入數據得j=7.6 m/s
轎車制動減速度應在大于5 m/s，所以符合要求。
3.7.3 制動距離S
在勻減速度制動時制動距離S為
S=1/3.6（t1+ t2/2）V+ V2/(25.92j) (3.16)
式中t1——消除制動盤與襯塊間隙時間，取0.1 s
t2——制動力增長過程所需時間，取0.2 s
V=30 km/h
故S=1/3.6（0.1+ 0.2/2）30+ 30/(25.92×7.6)=5.82 m
轎車的最大制動距離為：ST=0.1V+V/150
ST=0.130+30/150=9m S
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