盘式制动器设计说明书

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一汽车制动系概述

使行驶中的汽车减速甚至停车，使下坡行驶的汽车的速度保持稳定，以及使已经停驶的汽车保持不动，这些作用统称为汽车制动。

对汽车起到制动作用的是作用在汽车上，其方向与汽车行驶方向相反的外力。作用在行驶汽车上的滚动阻力，上坡阻力，空气阻力都能对汽车起制动作用，但这外力的大小是随机的，不可控制的。因此，汽车上必须设一系列专门装置，以便驾驶员能根据道路和交通等情况，借以使外界在汽车上某些部分施加一定的力，对汽车进行一定程度的强制制动。这种可控制的对汽车进行制动的外力，统称为制动力。这样的一系列专门装置即成为制动系。

1 制动系的功用：使汽车以适当的减速度降速行驶直至停车；在下坡行驶时，使汽车保持适当的稳定车速；使汽车可靠的停在原地或--=-坡道上。

2 制动系的组成

任何制动系都具有以下四个基本组成部分：

（1）供能装置——包括供给、调节制动所需能量以及改善传能介质状态的各种部件。其中，产生制动能量的部位称为制动能源。

（2）控制装置——包括产生制动动作和控制制动效果的各种部件。

（3）传动装置——包括将制动能量传输到制动器的各个部件。

（4）制动器——产生阻碍车辆的运动或运动趋势的力的部件，其中也包括辅助制动系中的缓速装置。

较为完善的制动系还具有制动力调节装置以及报警装置、压力保护装置等附加装置。

3 制动系的类型

（1）按制动系的功用分类

1）行车制动系——使行使中的汽车减低速度甚至停车的一套专门装置。

2）驻车制动系——是以停止的汽车驻留在原地不动的一套装置。

3）第二制动系——在行车制动系失效的情况下，保证汽车仍能实现减速或停车的一套装置。在许多国家的制动法规中规定，第二制动系是汽车必须具备的。

4）辅助制动系——在汽车长下坡时用以稳定车速的一套装置。

（2）按制动系的制动能源分类

1）人力制动系——以驾驶员的肢体作为唯一的制动能源的制动系。

2）动力制动系——完全靠由发动机的动力转化而成的气压或液压形式的势能进行制动的制动系。

3）伺服制动系——兼用人力和发动机动力进行制动的制动系。

按照制动能量的传输方式，制动系又可分为机械式、液压式、气压式和电磁等。同时采用两种以上传能方式的制动系，可称为组合式制动系。

4 设计制动系时应满足如下主要要求：

1）具有足够的制动效能。行车制动能力是用一定制动初速度下的制动减速度和制动距离两相指标来评定的；驻坡能力是以汽车在良好路面上能可靠的停驻

的最大坡度来评定的。详见GB/T7258-2004

制动距离：是指机动车在规定的初速度下急踩制动时，从脚接触制动踏板（或手触动制动手柄）时起至机动车停住时止机动车驶过的距离。

制动减速度：是指机动车制动时车速对时间的导数。

制动稳定性要求：是指制动过程中机动车的任何部位（不计入车宽的部位除外）不允许超出规定宽度的试验通道的边缘线。

制动距离和制动稳定性要求

机动车类型制动初速

度

km/h

满载检验制

动距离要求

m

空载检验制动

距离要求m

试验通道

宽度m

三轮汽车20≤5.0 2.5乘用车50≤20.0≤19.0 2.5总质量不大于3500kg 的低速货

车

30≤9.0≤8.0 2.5其它总质量不大于3500kg 的汽

车

50≤22.0≤21.0 2.5其它汽车、汽车列车30≤10.0≤9.0 3.0两轮摩托车30≤7.0——边三轮摩托车30≤8.0 2.5正三轮摩托车30≤7.5 2.3轻便摩托车20≤4.0——轮式拖拉机运输机组20≤6.5≤6.0 3.0手扶变型运输机20≤6.5 2.3

制动减速度和制动稳定性要求

机动车类型制动初速

度km/h

满载检验充分

发出的平均减

速度m/s2

空载检验充分发

出的平均减速度

m/s2

试验通道宽度

m

三轮汽车

20≥3.8 2.5

乘用车

50≥5.9≥6.2 2.5

总质量不大于3500kg 的低速货车

30≥5.2≥5.6 2.5

其它总质量不大于3500kg 的汽车

50≥5.4≥5.8 2.5其它汽车、汽车列车30≥5.0≥5.4 3.0

2）工作可靠。行车制动装置至少有两套独立的驱动制动器的管路，当其中一套管路失效时，另一套完好的管路应保证汽车制动能力不低于没有失效时规定值的30%。行车和驻车制动装置可以有共同的制动器，而驱动机构则各自独立。

3）在任何速度下制动时，汽车都不应丧失操纵性和方向稳定性。

4）防止水和泥进入制动器工作表面。

5）制动能力的热稳定性良好。

6）操作轻便，并具有良好的随动性。

7）制动时，制动系产生的噪声应尽可能小，同时力求减少散发出对人体有害的石棉纤维等物质，以减少公害。

8）作用滞后性应尽可能好。作用滞后性是指制动反应时间，以制动踏板开始动作至达到给定的制动效能所需的时间来评价。

9）摩擦片应有足够的使用寿命。

10）摩擦副磨损后，应有能消除因磨损而产生间隙的机构，且调整间隙工作容易，最好设置自动调整间隙机构。

11）当制动驱动装置的任何元件发生故障并使其基本供能遭到破坏时，汽车制动系应有音响或光信号等报警装置。

防止制动时车轮被抱死有利于提高汽车在制动过程中的转向操纵性和方向稳定性，缩短制动距离，所以近年来防抱死制动系统（ABS）在汽车上得到了很快的发展和应用。此外，由于含有石棉的摩擦材料在石棉有致癌公害问题已被淘汰，取而代之的各种无石棉型材料相继研制成功。

二汽车主要参数

名称单位数值

轴距Mm 2947

空载质量Kg 2050

空载质心高度Mm 1000

空载前轴载荷Kg 1025

满载质量Kg 2800

满载质心高度Mm 1050

满载前轴载荷Kg 1400

三制动器形式的选择

制动器主要有摩擦式、液力式和电磁式等几种形式。电磁式制动器虽有作用滞后性好、易于连接而且接头可靠等优点，但因成本高，只在一部分总质量较大的商用车上用作车轮制动器或缓速器；液力式制动器一般只作缓速器。目前广泛使用的仍为摩擦式制动器。

摩擦式制动器按摩擦副结构形式不同，可分为鼓式，盘式和带式三种。带

式制动器只用作中央制动器；鼓式和盘式制动器的结构形式有多种，如下所示：

盘式制动器的制动盘有两个主要部分：轮毂和制动表面。轮毂是安装车轮的部位，内装有轴承。制动表面是制动盘两侧的加工表面。它被加工得很仔细，为制动摩擦块提供摩擦接触面。整个制动盘一般由铸铁铸成。铸铁能提供优良的摩擦面。制动盘装车轮的一侧称为外侧，另一侧朝向车轮中心，称为内侧。

制动盘制动表面的大小由盘的直径决定。大型车需要较多制动功能，它的制动直径达12in或者更大些。较小较轻的车车用较小的制动盘。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。

按轮毂结构分类，制动盘有两种常用型式。带毂的制动盘有个整体式毂。在这种结构中，轮毂与制动盘的其余部分铸成单体件。

另一种型式轮毂与盘侧制成两个独立件。轮毂用轴承装到车轴上。车论凸耳螺栓通过轮毂，再通过制动盘毂法兰配装。这种型式制动盘称为无毂制动盘。这种型式的优点是制动盘便宜些。制动面磨损超过加工极限时能很容易更换。

制动盘可能是整体式的或者通风的。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，盘内扇形叶片的旋转增加了空气循环，有效的冷却制动。

盘式制动器具有散热快，重量轻，构造简单，调整方便等优点。特别是高负载时耐高温性能好，制动效果稳定，而且不怕泥水侵袭，在冬季和恶劣路况下行车，盘式制动比鼓式制动更容易在较短的时间内令车停下。虽然盘式制动器的制动盘与空气接触的面积很大，但很多时候其散热效果还是不能让人满意，于是有的制动盘上又被开了许多小孔，加速通风散热以提高制动效率，这就是通风盘式制动器。一般来说，尺寸大的制动盘要比尺寸小的制动盘散热效率高，而通风盘则要比实体盘的散热效率高。四轮轿车在制动过程中，一般前轮的制动力要比后轮大，后轮起辅助制动作用。因此，一般情况下，汽车前轮制动盘的尺寸要比后轮大，且前轮多采用通风盘，后轮多采用实体盘或通风盘。

根据制动盘固定元件的结构形式，盘式制动器可分为钳盘式制动器和全盘式制动器两类。

钳盘式制动器

钳盘式制动器的固定摩擦元件是制动块，装在与车轴连接且不能绕车轴线旋转的制动钳中。制动衬块与制动盘接触面积很小，在盘上所占的中心角一般仅30o~50o,故盘式制动器又被称为点盘式制动器。

全盘式制动器

全盘式制动器摩擦副的固定元件和旋转都是圆盘形的，分别称为固定盘和旋转盘。其结构原理和摩擦离合器相似。

多片全盘式制动器的各盘都封闭在壳体中，散热条件较差。因此，有些国家正在研制一种强制液冷多片全盘式制动器。这种制动器完全封闭，内腔充满冷却油液。冷却在制动器内受热升温后，被液压泵吸出，而后被压送入发动机水冷系中的热交换器，在此受发动机冷却水的冷却后再流回制动器。

钳盘式制动器按制动钳的结构不同，分为以下几种。

1.固定钳式

制动钳固定安装在车桥上，既不能旋转，也不能沿制动盘轴线方向移动，因而其中必须在制动盘两侧装设制动块促动装置，以便分别将两侧的制动块压向制动盘。这种形式也成为对置活塞式或浮动活塞式。

固定钳式制动器存在着以下缺点：

1）液压缸较多，使制动钳结构复杂。

2）液压缸分置于制动盘两侧，必须用跨越制动的钳内油道或外部油管来连通。这必然使得制动钳的尺寸过大，难以安装现代化轿车的轮毂内。

3）热负荷大时，液压缸和跨越制动盘的油管或油道中的制动液容易受热汽化。4）若要兼用于驻车制动，则必须加装一个机械促动的驻车制动钳。

这些缺点使得固定钳式制动器难以适应现代汽车的使用要求，故70年代以来，逐渐让位于浮钳盘式制动器。

a)固定钳式b)滑动钳式c)摆动钳式

2.浮动钳式

（1）滑动钳式制动钳可以相对于制动盘作轴向滑动，其中只有在制动盘的内

侧置有液压缸，外侧的制动块固定安装在钳体上。制动时活塞在液压作用下使活动制动压靠到制动盘上，而反作用力则推动制动钳体连同固定制动块压向制动盘的另一侧，直到两制动块受力均等为止。

（2）摆动钳式它也是单侧液压缸结构，制动钳体与固定在车轴上的支座铰接。

为实现制动，钳体不是滑动而是在与制动盘垂直的平面内摆动。显然，制动块不可能全面而均匀的磨损。为此，有必要经衬块预先作成楔形。在使用过程中，衬块逐渐磨损到各处残存厚度均匀后即应更换。

2.浮钳盘式制动器的制动钳一般设计得可以相对制动盘转向滑动。其中，只在组、制动盘的内侧设置液压缸，而外侧的制动块则附加装在钳体上。

浮动钳式制动器的优点有：

1）仅在盘的内侧有液压缸，故轴向尺寸小，制动器能进一步靠近轮毂；

2）没有跨越制动噢案的油道或油管，加之液压缸冷却条件好，所以制动液汽化的可能性小；

3）成本低

4）浮动钳的制动块可兼用于驻车制动。

与鼓式制动器相比，盘式制动器有如下优点：

1）热稳定性好。原因是一般无自行增力作用。衬块摩擦表面压力分布较鼓式中的衬片更为均匀。此外，制动鼓在受热膨胀后，工作半径增大，使

其只能与蹄中部接触，从而降低了制动效能，这称为机械衰退。制动盘

的轴向膨胀极小，径向膨胀根本与性能无关，故无机械衰退问题。因此，

前轮采用盘式制动器，汽车制动时不易跑偏。

2）水稳定性好。制动块对盘的单位压力高，易将水挤出，因而浸水后效能降低不多；又由于离心力作用及衬块对盘的擦拭作用，出水后只需经一，

二次制动即能恢复正常。鼓式制动器则需经十余次制动方能恢复。

3）制动力矩与汽车运动方向无关。

4）易于构成双回路制动系，使系统有较高的可靠性和安全性。

5）尺寸小，质量小，散热良好。

6）压力在制动衬块上分布比较均匀，故衬块上磨损也均匀。

7）更换制动块简单容易。

8）衬块与制动盘之间的间隙小（0.05~0.15mm），从而缩短了制动协调时间。

9）易实现间隙自动调整。

盘式制动器的主要缺点是：

1）难以实现完全防尘和锈蚀（封闭的多片式全盘式制动器除外）。

2）兼作驻车制动器时，所需附加的手驱动机构比较复杂。

3）在制动驱动机构中必须装用助力器。

4）因为衬块工作面积小，所以磨损快，寿命低，需用高材质的衬块。

因此，从结构，散热，技术，成本等多方面考虑，决定采用浮钳盘式制动器（前轮）。

四浮钳盘式制动器主要参数的确定

1．制动盘直径D

制动盘直径D 应尽可能取大些。这时制动盘的有效半径得到增加，可以见效制动钳的加紧力，降低衬块单位压力和工作温度。受轮辋直径的限制，制动盘的直径通常选择为轮辋直径的70%-79%。总质量大于2t 的汽车取上限。 轮辋直径为17英寸，又因为M=2050kg ，所以D 取330mm. 2 制动盘的厚度h

制动盘厚度h 对制动盘质量和工作时的温升有影响。为使质量小些，制动盘厚度不宜取的很大；为减小温升，制动盘厚度又不宜取的过小。制动盘可以做成实心的，或者为了散热通风需要在制动盘中间铸出通风孔道。 这里选用通风式制动盘，h 取20mm 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=135mm ，内半径R1=95mm 4 制动衬块工作面积A

在确定盘式制动器衬块工作面积A 时，根据制动衬块单位面积占有的汽车质量，推荐在1.6-3.5kg /c ㎡范围内选用。

汽车满载质量为2800kg ，前轮满载时地载荷为1400kg ， 45.31400? c ㎡

? c ㎡ 所以A 取120c ㎡

五 浮钳盘式制动器的设计计算

1.运用MATLAB 的制动系的匹配设计。

2.确定设计目标

2.1车辆类型和整车质量参数

首先要明确设计车辆的类型和相关的整车质量参数，这些内容由总布置给出。 整车的质量参数如下： 名称 单位 数值

轴距

Mm 2947 空载质量

Kg 2050 空载质心高度

Mm 1000 空载前轴载荷

Kg 1025 满载质量

Kg 2800 满载质心高度

Mm 1050 满载前轴载荷

Kg 1400

明确以上参数之后，计算制动系所用到的质心到前后轴的距离等参数均可推算出来。输入语句如下：

clc

clear

M1=1; % 属于 M 1 类车辆填 1，否则填 0 N1=0; % 属于 N 1 类车辆填 1，否则填 0 OTHER =0; % 属于其它类车辆填 1，否则填 0 ma_k=2050; % 空载质量（kg）

ma_m =2800; % 满载质量（kg）

g=9.80665; % 重力加速度（m /s2）

hg_k=1000; % 空载质心高（m m）

hg_m=1050; % 满载质心高（m m）

L=2947; % 轴距（m m）

load_f_k=1025; % 空载前轴负荷

load_f_m =1400; % 满载前轴负荷

b_k=load_f_k*L/m a_k; % 空载质心到后轴的距离（m m）

b_m =load_f_m *L/m a_m ; % 满载质心到后轴的距离（m m）

a_k=L-b_k; % 空载质心到前轴的距离（m m）

a_m =L-b_m; % 满载质心到前轴的距离（m m）

G_k=m a_k*g; % 空载重力（N）

G_m=m a_m *g; % 满载重力（N）

2.1.2 满足国家法规要求

目前国内关于制动系统方面有两个强制性标准，一个是

G B/T12676-1999《汽车制动系统结构、性能和试验方法》，在汽

车制动系统结构、性能方面的内容在技术上是等效采用 ECE

第 13 号法规。另一个是 G B7258-2004《机动车安全技术条件》

中关于制动系统的部分。

2.1.3 制动系统的结构配置

根据整车的市场定位、目标价格及供应商配套资源的情

况，再加上以往开发经验，选定制动系的配置结构和主要参数。

例如：该车型初选制动系的结构为前盘后鼓、真空助力制动形

式，管路布置为Ⅱ型，制动力调节装置采用感载比例阀。

制动系相关参数输入如下：

f=0.7； % 路面附着系数

D =20.64； % 主缸直径（m m）

D 1=50.8； % 前轮缸径（m m）

D 2=20.64； % 后轮缸径（m m）

C1=0.7； % 前轮制动器因数

C2=2.398； % 后轮制动器因数

R 1=98.5； % 前轮制动器作用半径（m m）

R 2=110； % 后轮制动器作用半径（m m）

rd=281； % 车轮有效半径（m m）

p_k=3； % 感载比例阀空载拐点液压（M Pa）p_m =7.2； % 感载比例阀满载拐点液压（M Pa）u=0.25； % 感载比例阀分配比

ip=4.2； % 制动踏板杠杆比

is=3.5； % 助力器助力比

np=0.85； % 制动踏板和主缸之间的传动效率Po1=810； % 最大助力点输入力（N）

Pw=9.31； % 真空助力器拐点压力（M Pa）

2.2 制动理论相关函数曲线的绘制

2.2.1 前后轴制动力分配曲线

前、后制动器制动力分配的比例将影响到汽车制动时的方

向稳定性和附着条件利用程度，是设计汽车制动系必须妥善处

理的问题。为了保证制动时的方向稳定性，防止后轮抱死，实际

的制动力分配曲线（β线）应位于理想制动力分配曲线（I 线）

的下方，而为了提高制动效率，β线应尽可能靠近 I线。

根据汽车理论，理想制动器制动力分配曲线方程为：

F!1—前制动器制动力；

F!2—后制动器制动力；

G—汽车重力；

b—汽车质心至后轴中心线距离；

hg—汽车质心高度。输入如下语句即可得到空、满载理想制动力分配曲线（I

线）数组：

Fu1=[0:G _m ]； % 前制动器制动力

Fu2_k=0.5*(G_k/hg_k*(b_k^2+4*hg_k*L*Fu1/G_k).^0.5-(G_k*b_k/hg_k+2* Fu1))； % 空载 I线

Fu2_m =0.5*(G_m /hg_m *(b_m^2+4*hg_m *L*Fu1/G_m ).^0.5-(G_m *b_m /hg_m +2*Fu1))； % 满载 I线、

plot(Fu1,Fu2_k); %输出空载I曲线hold on

plot(Fu1,Fu2_m); %输出满载I曲线

根据制动器因数的定义：

BF=Tf/PR

BF—制动器因数；

Tf —制动器摩擦力矩；

R—制动器作用半径；

P —输入力。

由制动器制动力 Tf/rd，输入力与液压的关系 P=p*πd 2

/4 （rd 为车轮有

效半径，p 为管路液压，d 为轮缸直径）可得到：

F = 2×T 2×BF×P×R

=

2×BF×P×!×d

2

×R

（3）

f =

!(1/2) rd rd 4×rd

则比例阀拐点前的前、后制动器制动力比值（此时管路液压相等）用语句输入为：

k1=D 2^2*C2*R 2/(D 1^2*C1*R 1)；

比例阀拐点后的前、后制动器制动力比值（此时管路液压分配比为 u）用语句输入为：

k2=k1*u;

求空、满载实际的制动力分配曲线（β线）数组，语句输入

为：

Fwf_k=pi*D 1^2/4*p_k*2*C1*(R 1/rd); % 空载拐点前轮制动力

Fwr_k=k1*Fwf_k; % 空载拐点后轮制动力

F1_k_1=[0:Fwf_k]; % 空载拐点前的前轮制动力

F2_k_1=k1*F1_k_1; % 空载拐点前的β线

F1_k_2=[Fwf_k:G _m ]; % 空载拐点后的前轮制动力

F2_k_2=k2*F1_k_2+(Fwr_k-k2*Fwf_k); % 空载拐点后的β线

Fwf_m =pi*D 1^2/4*p_m *2*C1*(R 1/rd); % 满载拐点前轮制动力

Fwr_m =k1*Fwf_m ; % 满载拐点后轮制动力

F1_m _1=[0:Fwf_m ]; % 满载拐点前的前轮制动力

F2_m _1=k1*F1_m _1; % 满载拐点前β线

F1_m _2=[Fwf_m :G _m ]; % 满载拐点后的前轮制动力

F2_m _2=k2*F1_m _2+(Fwr_m -k2*Fwf_m ); % 满载拐点后的β线空、满载拐点后的β线方程可由线性方程求解得出

plot(F1k1,F2k1); %输出空载β线

hold on

plot(Fwf_k,Fwr_k);

hold on

plot(F1k2,F2k2);

hold on

plot(F1m1,F2m1); %输出满载β线

hold on

plot(Fwf_m,Fwr_m);

hold on

plot(F1m2,F2m2);

1 同步附着系数的确定

随着道路条件的改善和汽车速度的提高，由于制动时后轮先抱死引起的汽车甩尾甚至掉头所造成的车祸日益增多。错误！未找到引用源。值宜取大些。根据设计经验,

取错误！未找到引用源。=0.60 2 制动力分配系数的确定

此客车前后制动器制动力为定比值。常用前制动器制动力与汽车总制动力之比来表明分配的比例，称为制动器制动力分配系数，用β表示，即：

μ

μβF F 1=

21μμμF F F +=

式中，错误！未找到引用源。为前制动器制动力；错误！未找到引用源。为后制动器制动力，错误！未找到引用源。为后制动器总制动力。 由于已经确定同步附着系数，则分配系数可由下式得到：

93.02947

00

96.06120=?+=

+=

L

b

h g ?β

3 前，后轮制动器制动力矩的确定

为了保证汽车有良好的制动效能，要求合理地确定前，后轮制动器的制动力矩。 先计算出前，后制动力矩的比值：

455.1700

6.01620700

6.0132601022

1=?-?+=

-+=

g

g h L h L M M ??μμ

根据汽车满载在沥青，混凝土路面上紧急制动到前轮抱死拖滑，计算出后轮制动器的最大制动力矩2M μ：

e g r qh L L

G

M ?μ)(12-=

其中q 为制动强度，r e 为车轮有效半径。 在这里，741.0900

)6.07.0(16207

.01620)(011=-+?=-+=g h L L q ???，r e =281mm

所以91781232.962817.0)900741.01620(2947

10

28002=??-?=

μM N.mm

91138821.0791781232.9639

.0139

.0121=?-=

-=

μμβ

β

M M N.mm

六 制动器主要零部件的结构设计

1 制动盘

制动盘一般用珠光体灰铸铁制成，其结构形式有平板形（用于全盘式制动器）和礼帽形（用于钳盘式制动器）两种。后一种的圆柱部分长度取决于布置尺寸。为了改善冷却条件，有的盘式制动器的制动盘铸成中间有径向通风槽的双层盘，可以大大增加散热面积，但盘的整体厚度加大。

制动盘的表面应光滑平整。两侧表面不平行度不应大于0.008mm，盘面摆差不应大于0.1mm，制动盘表面粗糙度不应大于0.06mm。

2 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，例如用铝合金压铸。可做成整体的，也可做成两半并由螺栓连接的。其外缘留有开口，以便不必拆下制动钳便可检查或更换制动块。制动钳体应有高的强度和刚度。一般多在钳体中加工出制动油缸，也有将单独制造的油缸装嵌入钳体中的。为了减少传给制动液的热量，多将杯形活塞的开口端顶靠制动块的背板。有的将活塞开口端部切成阶梯状。形成两个相对且在同一平面内的小半圆环形端面。活塞由铸铝合金制成或由钢制成。为了提高其耐磨损性能，活塞的工作表面进行镀铬处理。当制动钳体由铝合金制成时，减少传给制动液的热量则成为必须解决的问题。为此，应减少活塞与制动块背板的接触面积，有时也可采用非金属活塞。

3 制动块

制动块由背板和摩擦衬块构成，两者可以直接牢固地压嵌或铆接或粘接在一起。衬块多为扇形，也有矩形、正方形或长圆形的。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。为了避免制动时产生的热量传给制动钳而引起制动液气化和减小制动噪声，可在摩擦衬块与背板之间或在背板后粘（或喷涂）一层隔热减振垫（胶）。由于单位压力大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摩擦衬块磨损达到极限时的报警装置，以便能及时更换摩擦衬块。

4 摩擦材料

制动摩擦材料应具有高而稳定的摩擦系数，抗热衰退性能要好，不应在温升到某一数值后摩擦系数突然急剧下降，材料应有好的耐磨性，低的吸水（油、制动液）率，低的压缩率、低的热传导率和低的热膨胀率，高的抗压、抗拉、抗剪切、抗弯曲性能和耐冲击性能；制动时应不产生噪声、不产生不良气味，应尽量采用污染小和对人体无害的摩擦材料。

当前，在制动器中广泛采用着模压材料，它是以石棉纤维为主并与树脂粘结剂、调整摩擦性能的填充剂与噪声消除剂等混合后，在高温下模压成型的。模压材料的挠性较差，故应按衬片衬块规格模压，其优点是可以选用各种不同的聚合树脂配料，使衬片衬块具有不同的摩擦性能及其他性能。

无石棉摩擦材料是以多种金属、有机、无机材料的纤维或粉末代替石棉作为增强材料，其他成分和制造方法与石棉模压摩擦材料大致相同。若金属纤维（多为钢纤维）和粉末的含量在40%以上，则称为半金属摩擦材料，这种材料在美、

欧各国广泛用于轿车的盘式制动器上，已成为制动摩擦材料的主流。

各种摩擦材料摩擦系数的稳定值约为5.0

3.0，少数可达0.7。设计计算制

~

动器时一般取35

f。就可使计算结果接近实际。

.0

3.0

~

5 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。一般说来，盘式制动器的设定间隙为mm

1.0（单侧15

~

mm3.0

.0）。

05

~

.0

此间隙的存在会导致踏板或手柄的行程损失，因而间隙量应尽量小。考虑到在制动过程中摩擦副可能产生热变形和机械变形，因此，制动器在冷却状态下应设的间隙要通过试验来确定。

另外，制动器在工作过程中会由于摩擦衬块的磨损而使间隙加大，因此制动器必须设有间隙调整机构。当前，盘式制动器的间隙调整均已自动化。

钳盘式制动器不仅制动间隙小，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。最简单且常用的结构是在缸体和活塞之间装一个兼起复位和间隙自调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形变，与极限摩擦力对应的密封圈变形量即等于设定的制动间隙。当衬块磨损而导致所需的活塞行程增大时，在密封圈达到极限变形之后，活塞可在液压力的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这一过量间隙。解除制动后活塞在弹力的作用下退回，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。

七制动驱动机构的设计与计算

1 制动驱动机构的形式

制动驱动机构将来自驾驶员或其他方面的力传给制动器，使之产生制动力矩。根据制动力源的不同，制动驱动机构一般可分为简单制动，动力制动和伺服制动三大类。

简单制动但靠驾驶员施加的踏板力或手柄力作为制动力源，亦称人力制动。其中，又有机械式和液压式两种。机械式完全靠杆系传力，由于其机械效率低，传动比小，润滑点多，且难以保证前，后制动力的正确比例和左，右轮制动力的平衡，所以在汽车的行车制动装置中已被淘汰。但因其结构简单，成本低，工作可靠，还广泛应用于中，小型汽车的驻车制动装置中。

液压式简单制动用于行车制动装置。液压制动的优点是：作用滞后时间较短（0.1-0.3s）；工作压力高（可达10-20MPa），因而轮缸尺寸小，可以安装在制动器内部，直接作为制动蹄的张开机构（或制动块的压紧机构），而不需要制动臂等传动件，使之结构简单，质量小；机械效率高（液压系统有自润滑作用）。液压制动的主要缺点是：受热过度后，部分制动液汽化，在管路中形成气泡，严重影响液压传输，使制动系统的效能降低，甚至完全失效。液压制动广泛应用在乘用车和总质量不大的尚用车上。

动力制动即利用由发动机的动力转化而成，并表现为气压或液压形式的势能作为汽车制动的全部力量。驾驶员施加于踏板或手柄上的力，仅用于回路中控制元件的操纵。因此，简单制动中的踏板力和踏板行程之间的反比例关系，在动力制动中便不复存在，从而使踏板力较小，同时又有适当的踏板行程。

2 液压制动驱动机构的设计计算 1）制动轮缸直径d 的确定

制动轮缸对制动块施加的张力F o 与轮缸直径d 和制动管路压力P 的关系为

)/(40p F d π=

制动管路压力一般不超过10-12MPa ，对盘式制动器可更高。压力越高，对管路的密封性要求越严格，但驱动机构越紧凑。轮缸直径d 应在标准规定的尺寸系列中选取，在这里，轮缸直径取40mm 。 2）制动主缸直径d o 的确定 第i 个轮缸的工作容积为

i i n

i d V δπ

21

4

∑=

式中，d i 为第i 个轮缸活塞的直径；n 为轮缸中活塞的数目；i δ为第i 个轮缸活塞在完全制动时的行程。

所有轮缸的总工作容积为i m

V V ∑=1，式中，m 为轮缸数目。制动主缸应有的

工作容积为V V V '+=0，式中，'V 为制动软管的变形容积。在初步设计时，制动主缸的工作溶剂可取为：对于乘用车0 1.1V V =;对于商用车0 1.3V V =。 主缸活塞行程S 0=（08~1.2）d 0。

主缸直径d 0应符合QC/T311-1999中规定的尺寸系列，取35mm 。 3）制动踏板力F P 制动踏板力F P 为)1(14

20η

π

p p i p

d F =

式中，P i 为踏板机构的传动比；η为踏板机构及液压主缸的机械效率，可取

η=0.82~0.86。

制动踏板力应满足以下要求：最大踏板力一般为500N （乘用车）或700N （商用车）。设计时，制动踏板力可在200~350N 的范围内选取。 4）制动踏板工作行程S P

)(02010δδ++=S i S p p

式中，01δ为主缸中推杆与活塞间的间隙，一般取01δ=1.5~2.0mm ；02δ为主缸活

塞的空行程，即主缸活塞从不工作的极限位置到使其皮碗完全封堵主缸上的旁通孔所经过的行程。

制动器调整正常时的踏板工作行程S P，只应占计及制动衬块的容许磨损量在内的踏板行程的40%~60%。

为了避免空气侵入制动管路，在计算制动主缸活塞回位弹簧时应保证制动踏板松开后，制动管路中仍保持0.05~0.14MPa的残余压力。

最大踏板行程，对乘用车应不大于100~150mm，对商用车不大于180mm。此外，作用在制动手柄上最大的力，对于乘用车应不大于400N，对商用车不大于600N。制动手柄最大行程，对乘用车不大于160mm，对商用车不大于220mm。在这里，因为是乘用车，所以最大踏板形成取为120mm，作用在制动手柄上最大的力取300N，制动手柄岁大行程取150mm。