汽车盘式制动器设计

机械工程学院毕业设计
题目：汽车盘式制动器设计
专业：车辆工程
班级：
：
学号：
指导教师：
日期： 2016.5.26
目录
摘要 (3)
前言 (3)
1绪论 (4)
1.1 制动系统设计的意义 (4)
1.2 本次制动系统应达到的目标 (4)
2制动系统方案论证分析与选择 (4)
2.1 盘式制动器 (5)
2.2 简单制动系 (5)
2.3 动力制动系 (5)
2.4 伺服制动系 (6)
2.5 液压分路系统的形式的选择 (6)
2.6 液压制动主缸的设计方案 (6)
3盘式制动器概述 (8)
3.1制动盘 (8)
3.2制动摩擦衬块 (9)
3.3 盘式制动器操纵机构 (9)
4制动系统设计计算 (10)
4.1 相关主要参数 (10)
4.2 同步附着系数的分析 (11)
4.3 分析计算法向作用力 (11)
4.4 制动力矩分配系数的选取和计算 (12)
4.5 制动器制动力矩的确定 (12)
4.6 盘式制动器主要参数确定 (13)
4.7 盘式制动器的制动力计算 (15)
4.8 制动器主要零部件的结构设计 (16)
5液压制动驱动机构的设计计算 (17)
5.1 前轮制动轮缸直径d的确定 (17)
5.2 制动主缸直径0d的确定 (17)
5.3 制动踏板力p F和制动踏板工作行程p S (18)
第6章制动性能分析 (19)
6.1 制动性能评价指标 (20)
6.2 制动效能 (20)
6.3 制动效能的恒定性 (20)
6.4 制动时汽车方向的稳定性 (20)
6.5 制动器制动力分配曲线分析 (21)
6 .6制动减速度j和制动距离。

(22)
6.7 摩擦衬块的磨损特性计算 (22)
7总结 (24)
参考文献 (25)
致 (25)
Abstract.................................................................. (26)
附
录 (26)
汽车盘式制动器设计
摘要
此片设计主要讲述了盘式制动器的整体设计，有对于整体机构的设计分析，还有数据的比对和选取。

盘式制动器主要的工作原理和结构原理等等，这样我自己会更好的更熟练的掌握设计这一方面，除此外本文还讲述了盘式制动器中的摩擦衬块特性。

关键词：盘式；设计；分析。

前言
汽车设计中我们都知道应该注意安全可靠，并且车辆在适应路面道路时候，车辆本身不会出问题。

并且自身可以有很强的能力应付不同的道路状况。

这就要提及汽车的制动系统，一个汽车的制动系统比较优秀，他会给驾驶员一个很舒适的操作感觉，而且完全会提高汽车整体的安全性，保证车人员的安全。

本文讲述的盘式制动器是近代发展比较迅速的制动器形式，相较于鼓式制动器有着不错的性能。

盘式制动器主要依靠制动盘制动钳还有摩擦衬块，在驾驶员施加力的作用下相互产生摩擦，以此来产生制动力阻止汽车高速运动。

在盘式制动器的选则中，也会有全盘式和钳盘式这两类。

本次设计共七章容，在进导师的指导下，结合有关的书籍和手册而完成；老师在我的设计中做了全程辅导，严谨细致的审阅了此次设计，提供了诸多珍贵的建议，对敬爱老师表示真挚的意。

1绪论
1.1 制动系统设计的意义
交通工具中汽车是大家普遍使用的。

汽车制动系统是汽车整体结构中比较重要的一部分，同时也是保证安全性系统里最重要的一个部位。

它有着限制车辆高速行驶得能力，并且在驻车制动中也经常使用。

制动性的好坏与安全性的联系是非常明显的。

由此在汽车产业飞速的发展中，我们需要对于安全可靠这类要求更加严格。

制动系统的可靠，车人的安全性也自然提高了。

1.2 本次制动系统应达到的目标
1）具有良好的制动效能；
2）制动效能稳定性好
3）制动过程中具有良好的操作稳定性；
4）制动效能的热稳定性好；
2制动系统方案论证分析与选择
机械摩擦式的原理就是固定原件和旋转原件摩擦产生制动力。

鼓式和盘式是依靠在轮毂上安装的旋转元件的不同来进行区分。

2.1 盘式制动器
盘式制动器在现在的实际应用规划中主要有带有单独制动钳的钳盘式和全盘式两种。

1）钳盘式
钳盘式制动器有定钳盘式制动器、浮钳盘式制动器等。

a定钳盘式制动器：整体部件都是在制动钳体开槽口中同步运动，除了钳体处于静止。

优点：移动的活塞和制动块保证了钳体的刚度，具有多回路制动系的特点。

b浮钳盘式制动器：这种制动器具有以下优点：管路不易受到高温，汽化现象不产生。

由于轴向尺寸小，制动器与轮毂距离小；成本低；制动块可以用于驻车制动。

2）全盘式
全盘式与离合器的原理相差无几。

主要是工作环境不好导致散热较差。

盘式制动器优于鼓式制动器的优点如下：
1）制动效能稳定性好；
2）制动力矩不会随运动方向的改变而改变；
3具有双回路，安全性和可靠性高；
4）尺寸小、质量小、散热好；
5）制动衬块所作用在制动盘上的压力合理分布，在摩擦面上都会是光滑的磨损；
6）更换衬块工作简单容易。

7）衬块和制动盘的距离不会有太大的间隙，缩短协调过程。

8）整体间隙可以实现轻便的自动调整。

因此我们选择浮钳盘式制动器。

2.2简单制动系
人力制动就是人为的施加力产生制动。

这里有机械式和液压式两类。

液压式是现代设计的代表。

主要的优点是：短时间的滞后作用（0.1-0.3s),工作压力高（可达10MPa-12MPa),不需要较大的轮缸尺寸，一般都是安装在制动器部，在实际应用中可以直接作用为制动蹄开机构。

设计简单价格低机械效率高。

自身的力传动比限制了适用围。

另外，液压制动主要缺点是在整个管路受热的时候，会出现运输不畅通，整体的效率降低，操作不灵巧，不能满足现代汽车操作轻盈的条件，目前只使用在微型汽车上。

2.3动力制动系
动力制动系是主要由汽车本身动力发动装置提供统，人为地进行控制。

此处介绍主要三类。

1)气压制动系
气压制动产生较高制动驱动力，他们之间制动驱动系统的整体连接构成简单，黏合和分开都很容易，大多数用在货车总质量为8t以上甚至更高、特殊车型也有使用。

但气压制动系必须采用那些比较笨重复杂的原件；管路中压力产生和消散的过程都比较长，提高了滞后时间（0.3s-0.9s),因此增加了驻车距离。

为了弥补气压不足的情况必须加有一个加速阀和快放阀。

因为整个管路工作压力低（一般为0.5-0.7MPa)。

制动器室的直径都应该大些，并且设计在制动器的外部，再通过其他部件驱动制动蹄，减震簧下的质量就会增加，整个装置的噪声很大。

2)气顶液式制动系
气顶液制动是一种气压制动和液压制动的结合体。

主要是设计的气压管路比较短，较短的滞后时间。

显然，其结构不够简单、质量重、成本高，所以主要用于重型汽车上，中型货车一般采用。

3)全液压动力制动系
全液压动力制动不受气化现象影响，并且提供较高制动力，具有普通制动的优点。

结构不够简单，复杂的精密件，严格的密封性，目前应用并不广泛。

2.4 伺服制动系
动力失效的时候伺服制动辅助人力提供制动力。

主要有真空；气压；液压三种。

2.5 液压分路系统的形式的选择
具有多回路是为了拥有较高的可靠性，即使有管路失效，也会有其他管路替代，不会干扰汽车整体运行的顺畅。

有如下五种分路(如图2-6所示)：
1）II型，前轴制动器与后桥制动器使用不同回路。

2）交叉型（X），两轴不同侧的制动器是属一个回路。

3）一周半对半轴（HI）型，有一侧前轮缸与所有后轮缸同一回路，其他则是一个回路。

4）LL型，两个回路对前轮制动器和后轮制动器起作用。

5）HH型，每一条回路都不会对所有轮缸起作用，只会对其中一半的有作用。

图2-6 液压分路系统形式
II型管路易于布置，使用广泛，但容易使车丧失转向能力，并且还有制动力不足的可能，如果出现载重失衡的状况还会发生侧滑。

X型的结构也很简单。

可以很好地改善汽车的稳定性保持制动力的充足，不会低于正常值的一半。

比较适合注销偏移距是负值的汽车。

HI、HH、LL型设计都比较复杂。

LL型和HH型有较强的能力维持汽车正常运行。

LL 型和HH型只能存于一半的制动力。

HI和LL出现后轮抱死剩余制动力也可以提供制动力。

综合以上各个管路的优缺点，最终选择X型管路。

2.6液压制动主缸的设计方案
选用双回路制动系统，这样提高行驶安全性。

并且制动主缸的形式是串联双缸。

储存罐中的油会进入主缸中，然后缸腔中的油压输入轮缸。

主缸停止时，前后腔的活塞头部位于各自的旁通孔和补偿孔出。

制动踏板下压时，整体机构产生运动，液压升高。

活塞会被后腔中的液压和弹簧力向前推进，前腔压力自然就会上升。

当持续给踏板压力时，所有腔中的液压压力都会继续攀升，这样制动就会产生。

不填加踏板力的时候所有机构都会回归原位。

当踏板回归原位的过程时，由于油液迟滞，导致液压差油液会流回原来的腔中。

储液室中的油液流回进油腔。

活塞回归原位，此时旁通孔已开放，会由制动管路流回主缸如果油液过多会通过前后缸流回储液室。

，出现泄露和制动液膨胀或收缩这种现象都
会得到补偿。

在与前腔连接的制动管路失效时，在制动踏板给与压力，只会造成液压存在于后腔，而前腔将不会有任何压力输出。

由于有液压差的存在，活塞会立刻顶到主缸体。

这样后腔的工作压就能满足要求所需的值。

如果后缸不能够输出足够的液压压力，即使踏下制动踏板，只能够驱使后缸活塞而不能够驱动前缸活塞，这是在后腔连接的制动管路无法工作的条件下。

后缸活塞顶触前缸活塞，制动力由前缸的液压产生。

由此可见，双回路液压制动系可以补救失效回路。

必须延长踏板行程，会导致汽车需要的制动距离增长，不能够有足够的制动力，高层次的提高可靠性和安全性。

3盘式制动器概述
3.1制动盘
a.制动盘直径D
制动盘直径取大些对于其他部件的设计都会有好处但只能是轮辋直径的70%-79%.
b.制动盘厚度h
在高速情况下制动的制动盘受到温度和自身质量的影响，因此选择具有通风性。

为了保持安全性和实用性，采用通风式可以降低制动盘温度。

所选制动盘也应有一定厚度这是不可少的在保证刚性和韧性条件下
c.制动盘的安装
制动盘是为了和车轮在运动过程中一起旋转才安装在轮毂上的。

并且需要维持有效半径的的长度，有效半径是制动盘中心和摩擦衬块中心的直线距离。

这样其他条件都相同的状况下随着半径的长度增加制动力才会越来越大。

3.2制动摩擦衬块
摩擦衬块包括摩擦材料和底板。

设计值半径与外半径和推荐值比值小于1.5。

如果偏大会导致制动力矩变化大。

衬块工作面积为汽车质量1.6-3.5kg/cm2之间。

为了避免摩擦衬块的损坏，在使用过程不知道，而造成汽车出现安全问题。

在后来
的设计中使用了电子式磨损指示器。

3.3 盘式制动器操纵机构
制动踏板通过一些杆件与制动元件相连。

松开制动，回位弹簧使踏板自动回位，左右制动器的踏板可用连接板连接，以便同时制动两驱动轮。

当不处在制动状况下，在回位弹簧作用下制动踏板都应该灵敏的回到初始位置。

还必须有停车锁定装置。

直线行驶注意先分离制动器再经行制动。

4制动系统设计计算
4.1 制动系统主要参数数值
a.汽车参数如表4.1所示。

表4.1 汽车参数
编号名称符号数值单位备注
1 质量M0320.000 kg
3136.00
2 重力G
N
3 质心高度h g300.000 mm 11.82 inch
1600.00
mm 63.04 inch
4 轴距L
质心到前轴的长
a 848.000 mm 33.41 inch
5
度
质心到后轴的长
b 752.000 mm 29.63 inch
6
度
1473.92
7 前轴负荷W f
N 47.00 %
1662.08
N 53.00 %
8 后轴负荷W r
b.轮胎相关参数如表4.2所示。

表4.2轮胎相关参数
规格180/530R13
标准轮辋距8
轮胎胎面宽(mm inch) 223 8.8
轮胎外径(mm inch) 533 21.0
轮胎接地面宽(mm inch) 185 7.3
4.2同步附着系数的分析
（1）当0ϕϕ<时：制动时前轮首先抱死，是安全稳定的制动工况，但无法转向； （2）当0ϕϕ>时：制动时后轮率先抱死，汽车直线行驶失衡后轴产生侧向力会使汽车侧滑失去方向稳定性；
（3）当0ϕϕ=时：制动时汽车前后轮一起抱死，处于稳定工况，没有转向能力。

可知，前后轮同时抱死时的汽车制动工况下所能达到的并利用的同步系数ϕ，其制动减速度为
g qg dt
du
0==ϕ，即q =0ϕ,制动强度q 。

不同附着系数的路面制动，车轮即将抱死的制动强度q <0ϕ所以可知在0ϕϕ=的路面上，附着条件可以完全发挥作用。

据查0ϕ=0.7，故取0ϕ=0.7。

4.3 地面作用于前、后轮的法向反作用力
前后车轮同时抱死的条件下，规定在不同附着系数的道路状况下，则
ϕϕG F F b ==X 或g dt du ϕ=/。

地面反作用于前、后轮的法向作用力为
）g Z1(h b L
G
F ϕ+=
（4-1） )(g Z2h a L
G
F ϕ-=
（4-2） 前后轮同时抱死制动时地面对前、后轮法向反作用力的变化如表3.3所示
表3.3 前后轮同时抱死地面对前、后轮法向反作用力的变化
φ /N Z1F /N Z2F /G Z1F /G Z2F
0 1474 1662 47% 53% 0.1
1533
1603
49%
51%
轮胎半径(mm) 244 轮胎周长 1626 轮辋距
7.5-8.5
0.2 1592 1544 51% 49% 0.3 1650 1486 53% 47% 0.4 1709 1427 55% 46% 0.5 1768 1368 56% 44% 0.6 1827 1309 58% 42% 0.7 1886 1250 60% 40% 0.8 1944 1192 62% 38% 0.9 2003 1133 64% 36% 1.0
2062
1074
66%
34%
4.4 确定前后制动力矩分配系数β 根据公式：
g
0h b
L -=βϕ（4-3） 得到：
0.601.6
0.752
0.30.7g 0=+⨯=+=
L b
h ϕβ（4-4）
4.5制动器制动力矩的确定
紧急情况制动时，车轮同时抱死拖滑，前桥制动力矩是
e g μ1)(r h b L G
M ϕϕ+=
（4-5）
式中 G 为汽车重力； L 为轴距；
a 为汽车质心到前轴的距离；
g h 为汽车质心的高度；
ϕ为附着系数；
e r 为轮胎有效半径。

当ϕ=0ϕ=0.7时，
N/m 313237.07.0)3.07.0752.0(6
.13136)(e g μ1=⨯⨯⨯+=+=
r h b L G M ϕϕ 即
313N/m max 1=μM
因为
ββ
-1=21μμM M =2
3 (4-6) 所以
209N/m max 2=μM
4.6盘式制动器主要参数确定
1）制动盘直径D
直径尽可能地取大些。

在设计中的的轮辋直径会被本身结构限制，所设计的制动盘直径只会占有轮辋直径的70％一79％。

此处所选数据为70%，即
mm 231%7034.2513D =⨯⨯=
2）制动盘厚度的选择
在高速情况下制动的制动盘受到温度和自身质量的影响，因此选择具有通风性。

为了保持安全性和实用性，采用通风式可以降低制动盘温度，厚度在20-30mm 。

所选制动盘也应有一定厚度这是不可少的在保证刚性和韧性条件下。

14h =mm 为实心制动盘的厚度。

3）摩擦衬块半径R 1和外半径R 2 摩擦衬块包括摩擦材料和底板。

设计值半径与外半径和推荐值比值小于1.5。

如果偏大会导致制动力矩变化大。

衬块工作面积为汽车质量1.6-3.5kg/cm2之间。

因为制动器直径D 等于231mm,则摩擦块
1152=R mm 取5.1/12=R R ，所以771=R mm 。

图4-1 摩擦衬块
4）摩擦衬块工作面积
盘式制动器所选用的衬块与摩擦盘接触的工作面积A ，依数据知制动衬块所能利用中的单位面积占有的汽车整备质量在2kg/cm 5.36.1-围选取。

单个前轮摩擦块 2cm 240
.25
.05.0%60320=⨯⨯⨯=
A
单个后轮摩擦块
2cm 160.25.05.0%40320=⨯⨯⨯=A
单个前轮制动器 A=482cm 单个后轮制动器
A=322cm
.能够满足β的要求。

5）摩擦衬块摩擦系数f
摩擦片摩擦系数高，在受热条件下有很好的稳定性，在较高压力下不会出现巨变。

制动器摩擦系数所能取的稳定值围一般为0.3～0.5，也有特殊情况取到0.7。

选择绿色和环保的材料。

所选择摩擦系数f =0.35。

总结得到参数如表4.4所示
表4.4 制动器基本参数
制动盘外径
（mm ）
工作半径（mm ） 制动盘厚度（mm ） 摩擦衬块厚度（mm ） 摩擦面积 （cm ²） 前轮 231 96 10 9 48 后轮
231
96
10
9
32
4.7 盘式制动器的制动力计算
如果衬块与制动盘全接触，单位压力分布均匀，制动力矩为
R fF M 02=μ（4-7）
式中f 为摩擦因数；
R 为作用半径。

衬块径向宽度并不大，则R 等于平均半径m R 或有效半径e R ，符合要求。

平均半径m R
962
77
115221=+=+=
R R R m mm 式中，扇形表面的受到摩擦力的摩擦衬块，外半径1R 和2R 单侧制动块对制动盘的压紧力0F ；
有效半径e R 是扇形表面的面积中心到制动盘中心的长度，如下式所示（推导见离合器设计）
97mm ])
1(1[34)()(32m 2
2122132e 3=+-=--=R m m R R R R R （4-8） 式中21/R R m =.
因为1<m ,
4
1
)1(2<
+m m ,可算的m R >e R ，m 越变小，则两者之间的差距就越大。

需表明，一旦m 过小，即扇形的径向宽度太大，衬块摩擦面上由于压力作用的不规律导致磨损出现严重无法平衡的现象，因此不能采纳。

m 值一般大于0.65. 对于前制动器
156.5N/m μ=M (4-9)
所以
2329N 0.096
0.352156.5
2μ=⨯⨯==
fR M F O 对于后制动器
104.5N/m μ=M (4-10)
所以
1555N 0.096
0.352104.5
2=⨯⨯==
fR M F O μ 4.8 制动器主要零部件的结构设计 1）制动盘
制动盘选用HT250。

并且是双盘式并且带有通风槽的。

2）制动钳
制动钳用铝合金压铸。

3）制动块
制动块由背板和摩擦衬快组成，两者直接牢固地压嵌或铆接或粘结在一起。

4）摩擦材料
制动摩擦材料应具有稳定的摩擦系数，抗热衰退性要好，不应在温升到某一数值以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、应尽量采用污染小对人体无害的摩擦材料。

当前，制动器广泛采用模压材料。

5）制动轮缸
制动轮缸采用结构简便的单活塞式制动轮缸，轮缸的缸体由灰铸铁HT250制成。

其缸筒为通孔，需搪磨。

铝合金制造的活塞，活塞头部外端压有钢制的开槽顶快，以支承插槽中的制动蹄，极端部或端部接头。

轮缸的工作腔由装在活塞上的橡胶密封圈或靠在活塞端面处得橡胶皮碗密封。

本次设计采用的是HT250.
5液压制动驱动机构的设计计算
5.1 前轮制动轮缸直径d 的确定
制动轮缸在制动过程对其中的制动块所有作用的开力0F 与液压轮缸直径d
和液压运行系统中的制动管路压力p 的关系为
)/(40p F d π=(5-1)
并且可知制动管路压力围是10～12a MP 。

则a MP 10=p 。

31mm 0.031m 10
102329
46
==⨯⨯=
d (5-2)
则知，后轮制动轮缸直径25mm 0.025m 10
101555
46
==⨯⨯=
d 。

则取直径为25mm. 5.2 制动主缸直径0d 的确定 第i 个轮缸的工作容积为：
∑=
n
d Vi 1
i i
2
4
δπ
(5-3)
式中i d 为第i 个轮缸活塞的直径；
n 为轮缸中活塞的数目；
第i 个轮缸活塞在行进过程中处于完全制动时的最大行程i δ，这里2=δmm.
所以单个前轮轮缸的工作体积为31
1
2
321608mm 4
2
==
∑
⨯π
前V
一个后轮轮缸的工作体积为311
2
25
981m m 4
2
==
∑⨯π
后V
全部轮缸的总工作体积为∑=
m V V 1
i
,式中，m 为轮缸数量。

制动主缸的工作
体积为V V V '+=0,V '为制动软管的变形体积。

初始设计，制动主缸的工作体积可为：乘用车V V 1.10=;商用车V V 3.10=。

则为V V 1.10=。

因此3后前5178m m )9811608(22=+=+=）（
V V V 305696mm 1.1=='+=V V V V (5-4)
主缸活塞行程0S 和活塞直径0d 为
00O 24
S d V π
=
(5-5)
一般0S =0.8～1.2o d 。

此处0S =o d 。

所以30O 4
d V π
=
19.35m m 43
0==π
V d (5-6)
05.3 制动踏板力p F 和制动踏板工作行程p S 制动踏板力p F 为：
)1
(14
p 0p 2η
π
i p
d F =
(5-7) 式中0d 为制动主缸活塞直径； p 为制动管路的液压；
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，可为η=0.82～0.86.此为p i =4，η=0.85.
制动踏板力应满足以下要求；最大踏板力更具所选用的文献车型不同一般
选在500N-700N 之间。

制作时，所选踏板力都应可在200N ～350N 。

则
500N 112N 0.85
14110(0.022)4π)1(1462p 0p 2<=⨯⨯⨯==
ηπ
i p d F 符合设计要求。

制动踏板工作行程p S 为
p p 0m1m2()S i S δδ=++(5-8)
上式中的字母符号，1m δ为主缸中运动的推杆与主缸活塞间的间隙，一般取1.5mm ～2mm;2m δ为主缸活塞空行程，主缸活塞无工作状态时的极限位置到全方位堵塞完全主缸上方旁通孔的行径。

制动器踏板工作行程p S ,只能占制动衬块的容许磨损量的踏板行程的40%～60%。

必须禁止空气进入制动管路，计算制动主缸活塞回位弹簧时，踏板必须完全开放，管路中仍会保持0.05～0.14MPa 的残余压力。

最大踏板行程，乘用车应小于100～150mm,商用车小于180mm 。

同时，制动过程中会作用在制动手柄上的最大力，乘用车低于400N ，商用车小于600N 。

制动手柄最大行程对乘用车小于160mm,商用车小于220mm.
p 0m1m2()4(2222)104mm 150mm S i S δδ=++=++=<
故满足要求
6制动性能分析
制动器和制动驱动机构构成制动装置。

汽车的制动性的含义是汽车在整个行驶过程中停车或在下长坡时汽车不会停止并且还会有一定车速的运动能力。

6.1 制动性能评价指标
汽车的制动性有三方面来评价：
1）制动效能即是汽车行车的制动距离和在整个运行过程中的制动减速度。

2）制动效能的恒定性就是汽车制动器在整个制动过程中所表现的抗热衰退性能。

3）制动时汽车的方向稳定性，制动的过程中汽车的后轴不发生跑偏侧滑和并且能够维持汽车的转向能力。

6.2 制动效能
制动效能是在整个汽车拥有初速度时并在路况良好条件下，汽车停车时的位置到初始位置的距离之间的路程几制动距离或在整个运行过程中的减速度。

制动效能是汽车良好制动性能中最普遍的性能标准。

越短的制动距离，制动减速度越大，汽车的制动效能就越好。

6.3 制动效能的恒定性
在短时间连续制动后，制动器温度升高导致制动效能下降，称之为制动器的热衰退，连续制动后制动效能的稳定程度为制动效能的恒定性。

制动时产生的热能会使制动器温度升高，出现不稳定的现象，在设计中需要注意。

6.4 制动时汽车方向的稳定性
车制动时。

制动力过大。

前轮或后轮抱死就会出现侧滑和跑偏。

然后方向就会变掉。

这样方向就不稳定了。

前轮在后轮之前抱死是比较安全的，这样汽车整体状态不会改变。

改变的这个困难就是装ABS防抱死系统。

合理的分配前后轮制动力分配。

方向稳定性即制动过程中汽车维持直线行驶，或按预定弯道行驶的能力。

跑偏和侧滑是非常危险的状态，还有前轮失去转向能力也会是汽车陷入高危状态。

这三项是重要指标来评价汽车。

方向稳定性是从制动跑偏、侧滑以及失去转向能力方面来考验。

制动跑偏的原因有两个：
1）汽车左右车轮，特别是转向轴左右车轮制动器制动力不相等。

2）制动时悬架导向杆系与转向系拉杆在运动学上不协调（相互干涉）。

前者是制造的误差，后者是设计本身的问题。

侧滑是汽车行驶过程中后轴会有侧向力使汽车偏离直线行驶。

在汽车速度过快时候汽车发生侧滑是相当不安全。

防止后轴发生侧滑发生的最佳状态应使前后轴必须同时抱死或前轴先抱死后轴始终不会出现抱死。

6.5 制动器制动力分配曲线分析
一般的车辆制动过程应该会有如下三种情况：
1）前轮先抱死拖滑，之后后轮抱死拖滑。

2）后轮先抱死拖滑，之后前轮抱死拖滑。

3）前后轮一起抱死拖滑。

所以，前后轮制动力分配对于处理方向稳定性和附着条件的设计有很大作用。

依据参数及制动力分配系数，应用EXCEL 编制出制动力分配曲线如下：
1）当I 线与β线相交时，即0ϕϕ==0.7时，即前后轮同时抱死。

2）当I 线在β线下方时，前轮比后轮先抱死。

3）当I 线在β线上方时，后轮比前轮先抱死。

图6-1相关参数和制动力分配系数。

图 6-1制动力分配曲线
6.6 制动减速度j 和制动距离
制动效果的评价是依靠汽车制动时汽车的制动距离还有其过程中产生的制动减速度；
假如汽车的制动力全由制动器产生。

此时g g j 7.00==φ
bmax
292.25)2'''(6.31ao a022a u u S ++=ττ
m 80m 678
.97.092.25100100)2.02.0(6.312
<=⨯⨯++=S
所以符合要求。

6.7 摩擦衬块的磨损特性计算
能量负荷的指标是比能量消散率，通常所用的计量单位为2W/mm 。

比能量耗散率即衬块摩擦面耗散的能量。

汽车的前后制动器比能量耗散率分别为
βδ1
4)(22211tA v v m e a -= (6-1)
)1(4)(221222βδ--=tA v v m e a (6-2)
j
v v t 21-= (6-3) 式中，汽车总质量a m ；汽车回转质量换算系数δ；制动初速度和终速度（s m /）1v 、2v ；制动减速度a （2/s m ）；制动时间t ；前、后制动衬片（衬块）的摩擦面积1A 、2A ；制动力分配系数β。

在紧急制动情况下并且逐渐减速到停车的情况下，2v 取1=δ，则
β1
1142
tA v m e a = (6-4) )1(42
2
1a 2β-=tA v m e （6-5） 据有关调查知，小于21.8W/mm 盘式制动器的比能量耗散率都会是比较优越的，减速度可取0.6g =j 。

制动初速度1v ：乘用车一般取用100km/h(27.8m/s)；；大于3.5t 的乘用车选取65km/h(18m/s)。

乘用车的盘式制动器在上述的1v 和j 的条件下，比能量耗散率需小于26.0W/mm 。

对于最高车速低于以上规定的制动初速度的汽车，可知e 值能略大于21.8W/mm 。

由于比能量耗散率过高这样会导致起衬片（衬块）的快速摩擦以至于损坏，并且会引发制动盘龟裂。

4.73s 9.8
0.627.821=⨯=-=j v v t （6-6）。