题目：
课程设计（论文）
轿车盘式制动器设计
学 院： 专业班级： 学 号： 姓 名： 指导教师： 教师职称
起止时间：
学院：机械学院 教研室（系别）：
目 录
1汽车制动系 ...................................................... - 1 -
1.1 制动系的功用 .............................................. - 1 - 1.2 制动系的组成 .............................................. - 1 - 1.3 制动系的类型 .............................................. - 1 -
1.3.1按制动系的功用分类 .................................. - 1 - 1.3.2按制动系的制动能源分类 .............................. - 2 - 1.4 设计制动系时应满足如下主要要求： .......................... - 2 - 2汽车主要参数 .................................................... - 4 - 3制动器形式的选择 ................................................ - 5 -
3.1钳盘式制动器 .............................................. - 6 - 3.2全盘式制动器 .............................................. - 6 -
3.1.1固定钳式 ............................................ - 6 - 3.1.2浮动钳式 ............................................ - 7 -
4盘式制动器主要参数的确定 ........................................ - 9 -
4.1制动盘直径 ................................................ - 9 - 4.2制动盘的厚度 .............................................. - 9 - 4.3摩擦衬块外半径与内半径 .................................... - 9 - 4.4 制动衬块工作面积 ......................................... - 10 - 5盘式制动器的设计计算 ........................................... - 11 -
5.1 同步附着系数的确定 ....................................... - 11 - 5.2 制动力分配系数的确定 ..................................... - 11 - 5.3 前，后轮制动器制动力矩的确定 ............................. - 11 - 5.4利用附着系数和制动效率 ................................... - 13 - 5.5制动器制动性能核算 ....................................... - 14 - 5.6 衬块磨损特性的计算 ....................................... - 14 - 5.7 制动器的热容量和温升的核算 ............................... - 16 - 6.1 制动盘 ................................................... - 18 - 6.2 制动钳 ................................................... - 18 - 6.3 制动块 ................................................... - 18 - 6.4 摩擦材料 ................................................. - 19 -
6.5 制动器间隙的调整方法及相应机构 ........................... - 19 - 7制动驱动机构的设计与计算 ....................................... - 21 -
7.1 制动驱动机构的形式 ....................................... - 21 - 7.2 液压制动驱动机构的设计计算 ............................... - 21 -
7.2.1制动轮缸直径与工作容积 ............................. - 21 - 7.2.2制动主缸直径与工作容积 ............................. - 22 - 7.2.3制动踏板力 ......................................... - 23 - 7.2.4踏板工作行程 ....................................... - 23 -
结 论 .......................................................... - 24 - 参考文献 ......................................................... - 25 -
1汽车制动系
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。
1.1 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。
1.2 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。
1.3 制动系的类型
1.3.1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。 1.3.2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。
1.4 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。
表1.1 制动距离和制动稳定性要求
表1.2 制动减速度和制动稳定性要求
(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。
2汽车主要参数
表2.1 汽车主要参数
制动器设计中需要预先给定的轿车整车参数有：
汽车轴距L=2500mm；车轮滚动半径re=318mm；汽车空、满载时的总质量
'ma=1160Kg，ma=1540Kg；空、满载时的轴荷分配：前轴负荷G1'=660Kg，G1=806Kg；
'后轴负荷G2=500Kg，G2=733Kg；空、满载时的质心位置：质心高度h''g=460mm，'hg=480mm；空、满载质心距前轴距离L1=1077mm，L1=1191mm；质心距后轴距离
L'2=1423mm，L2=1309mm等。
轮胎：前／后：195/65R15 88V 附着系数：ϕ=0.7
3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：
表3.1 制动器的各种结构形式
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。
3.1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。
3.2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。 3.1.1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
3.1.2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。
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。
4盘式制动器主要参数的确定
4.1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15英寸，又因为M=1540kg，
前制动盘D1=75%Dr=0.75*15*25.4=285.75mm.取286mm.
后制动盘D2=70%Dr=0.7*15*25.4=266.7mm.取267mm.
4.2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。
一般实心制动盘厚度可取为10—20mm，通风制动盘厚度可取20—50mm，采用较多的是20mm—30mm。
选取前实心制动盘厚度为h1=16mm；后实心制动盘厚度为h2=12mm。
4.3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。
取前制动器摩擦衬块外半径R2f=142mm，内半径R1f=96m；
后制动器摩擦衬块外半径R2fr=128mm，内半径R1r=90mm。
对于常见的扇形摩擦衬块，如果其径向尺寸不大，取R为平均半径Rm或有效半径Re已足够精确。
前制动器摩擦衬块平均半径：
Rmf=R1f+R2f
2=119mm；
后制动器摩擦衬块平均半径：
Rmr=R1r+R2r
2=109mm.
4.4 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/cm^2范围内选用。
汽车满载质量为1540kg，满载时前轴载荷为G1=806kg,后轴载荷为G2=733kg. 单个前制动器总的衬块摩擦面积:
G1 (4.1) 4*1.6
单个后制动器总的衬块摩擦面积： G1
G2
得到：57.57 cm2
52.36cm2
最后取∑A1=100cm2；∑A2=90cm2.
5盘式制动器的设计计算
5.1 同步附着系数的确定错误！未找到引用源。
'和ϕ0应在下列范围内：轿车：0.65～0.80； 根据设计经验，空满载的同步附着系数ϕ0
轻型客车、轻型货车：0.55～0.70；大型客车及中重型货车：0.45～0.65。
取同步附着系数ϕ0=0.68.
5.2 制动力分配系数的确定
此轿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：
β=Fμ1
Fμ (5.1)
Fμ=Fμ1+Fμ2 (5.2) 式中，Fu1为前制动器制动力；Fu2错误！未找到引用源。为后制动器制动力，Fu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：
β=ϕ0hg+b
L=0.68⨯480+1309=0.654 2500
5.3 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：
Fμ1
Fμ2=FZ1L2+ϕ0hg1309+0.68⨯480===1.89 (5.3) FZ2L1-ϕ0hg1191-0.68⨯480
式中 :L1,L2——汽车质心离前、后轴距离，mm;
ϕ0——同步附着系数；
hg——汽车质心高度，mm。
制动器所能产生的制动力矩，受车轮的计算力矩所制约，即：
Tf1=Ff1re
Tf2=Ff2re
式中Ff1——前轴制动器的制动力，N ;
Ff2——后轴制动器的制动力，N ;
FZ1——作用于前轴车轮上的地面法向反力，N；
FZ2——作用于后轴车轮上的地面法向反力，N；
re——车轮有效半径，mm。
对于常遇到的道路条件较差、车速较低因而选取了较小的同步附着系数ϕ0值的汽车，为了保证在ϕ>ϕ0的良好的路面上（例如ϕ=0.7）能够制动到后轴和前轴先后抱死滑移（此时制动强度q=ϕ），前、后轴的车轮制动器所能产生的最大制动力力矩为：
Tf1max=FZ1ϕre=
Tf2max=1-βG(L2+ϕhg)ϕre （5.4） L
βTf1max （5.5）
对于选取较大ϕ0值的各类汽车，则应从保证汽车制动时的稳定性出发，来确定各轴的最大制动力矩。为了保证在ϕ>ϕ0的良好路面上能制动到后轴车轮和前、后车轮先后抱死滑移，相应的极限制动强度q
Tf2max=
Tf1max=G(L1-qhg)ϕre (5.6) Lβ
1-βTf2max (5.7)
式中 ϕ——该车所能遇到的最大附着系数；
q——制动强度；
re——车轮有效半径，m。
因为所选取的车型为乘用轿车，所遇道路路面较好，同步附着系数也较高。所以采取公式（3—17）和（3—18）计算制动器在路面附着系数为0.7时的后轴和前轴最大制动力矩： 后轴：Tf2max⎛L1ϕGG⎡=(L1-qhg)ϕre=⎢L1- L+ϕ-ϕhLL⎢0g⎝1⎣⎫⎤⎪hg⎥ϕre (5.8) ⎪⎥⎭⎦
=⎤15400⎡1.191*0.71.191-*0.48*0.7*0.318 ⎢⎥2.500⎣1.191+(0.7-0.68)*0.48⎦
=1176.09（N.m).
前轴：Tf1max=β
1-βTf2max=0.654*1176.09=2223.01(N.m). (5.9) 1-0.654
式中: ϕ——该车所能遇到的最大附着系数，ϕ=0.7；
q——制动强度；
re——车轮有效半径，re=0.318m。
一个车轮制动器应有的最大制动力矩为按上公式计算所得结果的半值。
5.4利用附着系数和制动效率
路面附着系数ϕ=0.7，制动器制动力分配系数β=0.654，同步附着系数ϕ0=0.68。
因为ϕ=0.7>ϕ0=0.68,故后轴先抱死拖滑。则后轴的利用附着系数ϕr：
FB2=(1-β)Gq
FZ2=G(L1-hgq) L
FB2(1-β)qL= (5.10) FZ2(L1-qhg)
q故 ϕr=LL后轴抱死的制动效率：Er==ϕr r
由ϕ r可得车轮不抱死条件下能达到的最大制动减速度：
qmax=L1ϕ1.19*10.7==0.694 L(1-β)+ϕhg2.5*(1-0.65)4+0.7*0.480
s2 abmax=qmaxg=0.649*10=6.49
5.5制动器制动性能核算
根据GB7258轿车制动器制动性要求取制动初速度V=50Km/h,路面附着系数为
ts⎫V⎛V2
ϕ=0.7。满载：制动距离S= （5.11） ta+⎪+3.6⎝2⎭25.92abmax
式中：ta—轿车制动系统协调时间ta≈0.04s
ts—减速度增长时间ts≈0.2s
amax—最大制动减速度
将上述值代入公式（3—23）得：
S=16.8m
所以满足要求。
5.6 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景况，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特性极为困难。但试验表明，影响磨损的最重要因素还是摩擦表面的温度和摩擦力。
从能量的观点来说，汽车制动过程即是将汽车的机械能的一部分转变为热量而耗散的过程。在制动强度很大的紧急制动过程中，制动器几乎承担了汽车全部动能耗散的任务。此时，由于制动时间很短，实际上热量还来不及逸散到大气中就被制动器所吸收，致使制动器温度升高。这就是所谓制动器的能量负荷。能量负荷越大，则衬片（衬块）的磨损越严重。对于盘式制动器的衬块，其单位面积上的能量负荷比鼓式制动器衬片大许多，所以制动盘表面温度比制动鼓的高。
各种汽车的总质量及其制动衬片（衬块）的摩擦面积各不相同，因而有必要用一种相对的量作为评价能量负荷的指标。目前，各国常用的指标是比能量耗散率，即单位时
间内衬片（衬块）单位面积耗散的能量，通常所用的计算单位为W/mm2。比能量耗散率有时也称为单位功负荷，或简称能量负荷。
双轴汽车的单个前轮及后轮制动器的比能量耗散率分别为
2)1δma(v12-v2e1=∙β (5.12) 22tA1
2)1δma(v12-v2e2=∙(1-β) (5.13) 22tA2
t=v1-v2 (5.14) j
v1,v2为制动初速度和终速度δ为汽车回转质量系数；式中，（m/s）；ma为汽车总质量；
j为制动减速度(m/s2);t为制动时间（s）；A1,A2为前，后制动器衬片（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,并可认为δ=1，故
1mav12β （5.15） e1=∙ 22tA1
1mav12(1-β) e2=∙22tA2
乘用车的盘式制动器在v1=100km/h(27.8m/s)和j=0.6g的条件下，比能量耗散率应不大于6.0W/mm2。·
计算前轮衬块的摩擦特性：
t=27.8/6=4.63(s)
11540⨯27.8⨯27.8⨯0.654=4.20(W/mm2)
计算后轮衬块的摩擦特性：
11540⨯27.8⨯27.8⨯（1-0.654）=2.47(W/mm2)
另一个磨损特性指标是 衬片（衬块）单位摩擦面积的制动器摩擦力，称为比摩擦力f0。比摩擦力越大，则磨损越严重。单个车轮制动器的比摩擦力为
f0=Mμ
RA （5.18）
式中，（衬块平均半径Rm或有效半径Re）；Mμ为单个制动器的制动力矩；R为制动鼓半径
A为单个制动器的衬片（衬块）摩擦面积。
带入参数计算的：f1=0.334N/mm2
f2=0.299N/mm2
5.7 制动器的热容量和温升的核算
应核算制动器的热容量和温升是否满足如下条件：
(mdcd+mhch)∆t≥L （5.19）
式中, md——制动盘的总质量；
mh——与制动盘相连的受热金属件(如轮毂、轮辐、轮辋、制动钳
体等)的总质量；
K)，对铝合金 cd——制动盘材料的比热容，对铸铁c=482J／(kg·
c=880J／(kg·K)；
ch——与制动盘相连的受热金属件的比热容；
∆t ——制动盘的温升(一次由va=30km／h到完全停车的强烈制动，
温升不应超过15℃)；
L1——满载汽车制动时由动能转变的热能，因制动过程迅速，可以认为制
动产生的热能全部为前后制动器所吸收，并按前后轴的制动力的分配比率分配给前后制动器，即
2vaL1=maβ2 （5.20）
2vaL2=ma(1-β) （5.21） 2
式中：ma——满载汽车总质量；
va——汽车制动时的初速度，可取va=vamax；
β——汽车制动器制动力分配系数。
以va=30km/h（8.33m/s），β取满载时的值β=0.68来计算，∆t=15℃，则
v2
L1=ma
a2β=1540×8.33×8.33×0.68/2=36332J
md=2PV =2×3.14×7.8×22.8=11232g
（ρ——铸铁、钢的密度，7.8g/mm）
由mdcd∆t=11.232×482×15=81211J>L1
可知，制动器的热容量符合温升核算的要求。
（5.22） （5.23）
6制动器主要零部件的结构设计
6.1 制动盘
制动盘一般用珠光体灰铸铁HT250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0.05mm，盘面摆差不应大于0.1mm，制动盘表面粗糙度不应大于0.7-1.3 m。
6.2 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。
6.3 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。
6.4 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0.3~0.5，少数可达0.7。设计计算制动器时一般取f 0.3~0.35。就可使计算结果接近实际。
6.5 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0.1mm~0.3mm（单侧0.05~0.15）。
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。
7制动驱动机构的设计与计算
7.1 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。
7.2 液压制动驱动机构的设计计算
7.2.1制动轮缸直径d与工作容积V
制动轮缸对制动块施加的张力F0与轮缸直径d和制动管路压力p的关系为
d=4F0/(πp) (7.1)
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。轮缸直径应在标准GB7524—84规定的尺寸系列中选取，这里根据最大制动力矩取前制动器轮缸直径d=34mm，后制动器轮缸直径1
d2=28mm。
单个轮缸的工作容积：
V=
π∑dδ （mm421n3） (7.2)
式中, d——一个轮缸活塞的直径，d1=34mm ；d2=28mm；
n——轮缸的活塞数目，n=1；
δ——一个轮缸活塞在完全制动时的行程：δ=δ1+δ2 。δ可取1mm； δ1——消除制动块与制动盘间的间隙所需的轮缸活塞行程，mm；
δ2——因摩擦衬块变形而引起的轮缸活塞行程，mm。
将上述值代入公式（4—9）得到：
前制动器单个轮缸工作容积V1=907.92 mm3；
后制动器单个轮缸工作容积V2=615.75 mm3
全部轮缸的总工作容积：
V=∑Vw=2*（907.92+615.75 ）=3047.34mm3 （7.3）
1m
式中 m——轮缸数目。
7.2.2制动主缸直径dm与工作容积Vm
Vm=V+V' （7.4）
式中, V' ——制动软管在液压下变形而引起的容积增量。
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=π
42dmsm=1.1*3047.34=3352.07 mm3 (7.5)
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=16.22mm.
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=17.5mm
7.2.3制动踏板力Fp
Fp=π
4d02p11() （7.6） ipη
取踏板机构传动比ip=5；踏板机构及液压主缸的机械效率η=0.9.
求得FP=305.43. 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.故满足要求。
7.2.4踏板工作行程SP
SP=ip(sm+δm1+δm2)=5*（17.5+2+1.5）=90mm （7.7） 式中： δm1—主缸中推杆与活塞间的间隙，一般取1.5mm—2mm，取δm1=2mm；
δm2—主缸活塞空行程，一般取1.5mm。
求得SP=105mm，小于150mm，符合要求。
结 论
本设计主要思考了关于制动器结构形式选择、主要参数选择、相关参数计算，其中以参数设计计算过程和零件设计为重点。
在设计前期,我就合理安排自己的时间,搜集大量与制动器设计相关的资料,了解了制动器的发展状况,不断与同学,老师沟通交流遇到的种种问题。
以下是设计过程中所获得的结论和感悟：
（1）对于盘式制动器设计而言，制动力分配系数和同步附着系数是最重要的参数之一，牵扯到许多其他参数。
（2）一个月的设计使我的学习能力，搜索能力，绘图能力得到很好的锻炼，从零碎的知识结构走向系统化，三维绘图的要求，让我加深了对catia的学习和掌握。
（3）因为能力有限，在设计过程当中，我也发现了自己存在的不足。比如：对I曲线和β曲线掌握不够透彻，在三维绘图过程中，由于对catia不熟悉，遇到许多问题。以后我会花更多时间去学习这些知识，去掌握catia的运用。
制动器是伴随着汽车的产生所必不可少的一个系统，而且制动器经过从鼓式到盘式，随着电动汽车的产生又衍生出更多的制动形式，而且新兴的湿式全盘制动器也开始出现在我们的生活中，但是因为产品还处在研发阶段。总之，一系列的科技进步推动了社会的发展。
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题目：
课程设计（论文）
轿车盘式制动器设计
学 院： 专业班级： 学 号： 姓 名： 指导教师： 教师职称
起止时间：
学院：机械学院 教研室（系别）：
目 录
1汽车制动系 ...................................................... - 1 -
1.1 制动系的功用 .............................................. - 1 - 1.2 制动系的组成 .............................................. - 1 - 1.3 制动系的类型 .............................................. - 1 -
1.3.1按制动系的功用分类 .................................. - 1 - 1.3.2按制动系的制动能源分类 .............................. - 2 - 1.4 设计制动系时应满足如下主要要求： .......................... - 2 - 2汽车主要参数 .................................................... - 4 - 3制动器形式的选择 ................................................ - 5 -
3.1钳盘式制动器 .............................................. - 6 - 3.2全盘式制动器 .............................................. - 6 -
3.1.1固定钳式 ............................................ - 6 - 3.1.2浮动钳式 ............................................ - 7 -
4盘式制动器主要参数的确定 ........................................ - 9 -
4.1制动盘直径 ................................................ - 9 - 4.2制动盘的厚度 .............................................. - 9 - 4.3摩擦衬块外半径与内半径 .................................... - 9 - 4.4 制动衬块工作面积 ......................................... - 10 - 5盘式制动器的设计计算 ........................................... - 11 -
5.1 同步附着系数的确定 ....................................... - 11 - 5.2 制动力分配系数的确定 ..................................... - 11 - 5.3 前，后轮制动器制动力矩的确定 ............................. - 11 - 5.4利用附着系数和制动效率 ................................... - 13 - 5.5制动器制动性能核算 ....................................... - 14 - 5.6 衬块磨损特性的计算 ....................................... - 14 - 5.7 制动器的热容量和温升的核算 ............................... - 16 - 6.1 制动盘 ................................................... - 18 - 6.2 制动钳 ................................................... - 18 - 6.3 制动块 ................................................... - 18 - 6.4 摩擦材料 ................................................. - 19 -
6.5 制动器间隙的调整方法及相应机构 ........................... - 19 - 7制动驱动机构的设计与计算 ....................................... - 21 -
7.1 制动驱动机构的形式 ....................................... - 21 - 7.2 液压制动驱动机构的设计计算 ............................... - 21 -
7.2.1制动轮缸直径与工作容积 ............................. - 21 - 7.2.2制动主缸直径与工作容积 ............................. - 22 - 7.2.3制动踏板力 ......................................... - 23 - 7.2.4踏板工作行程 ....................................... - 23 -
结 论 .......................................................... - 24 - 参考文献 ......................................................... - 25 -
1汽车制动系
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。
1.1 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。
1.2 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。
1.3 制动系的类型
1.3.1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。 1.3.2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。
1.4 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。
表1.1 制动距离和制动稳定性要求
表1.2 制动减速度和制动稳定性要求
(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。
2汽车主要参数
表2.1 汽车主要参数
制动器设计中需要预先给定的轿车整车参数有：
汽车轴距L=2500mm；车轮滚动半径re=318mm；汽车空、满载时的总质量
'ma=1160Kg，ma=1540Kg；空、满载时的轴荷分配：前轴负荷G1'=660Kg，G1=806Kg；
'后轴负荷G2=500Kg，G2=733Kg；空、满载时的质心位置：质心高度h''g=460mm，'hg=480mm；空、满载质心距前轴距离L1=1077mm，L1=1191mm；质心距后轴距离
L'2=1423mm，L2=1309mm等。
轮胎：前／后：195/65R15 88V 附着系数：ϕ=0.7
3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：
表3.1 制动器的各种结构形式
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。
3.1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。
3.2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。 3.1.1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
3.1.2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。
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。
4盘式制动器主要参数的确定
4.1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15英寸，又因为M=1540kg，
前制动盘D1=75%Dr=0.75*15*25.4=285.75mm.取286mm.
后制动盘D2=70%Dr=0.7*15*25.4=266.7mm.取267mm.
4.2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。
一般实心制动盘厚度可取为10—20mm，通风制动盘厚度可取20—50mm，采用较多的是20mm—30mm。
选取前实心制动盘厚度为h1=16mm；后实心制动盘厚度为h2=12mm。
4.3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。
取前制动器摩擦衬块外半径R2f=142mm，内半径R1f=96m；
后制动器摩擦衬块外半径R2fr=128mm，内半径R1r=90mm。
对于常见的扇形摩擦衬块，如果其径向尺寸不大，取R为平均半径Rm或有效半径Re已足够精确。
前制动器摩擦衬块平均半径：
Rmf=R1f+R2f
2=119mm；
后制动器摩擦衬块平均半径：
Rmr=R1r+R2r
2=109mm.
4.4 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/cm^2范围内选用。
汽车满载质量为1540kg，满载时前轴载荷为G1=806kg,后轴载荷为G2=733kg. 单个前制动器总的衬块摩擦面积:
G1 (4.1) 4*1.6
单个后制动器总的衬块摩擦面积： G1
G2
得到：57.57 cm2
52.36cm2
最后取∑A1=100cm2；∑A2=90cm2.
5盘式制动器的设计计算
5.1 同步附着系数的确定错误！未找到引用源。
'和ϕ0应在下列范围内：轿车：0.65～0.80； 根据设计经验，空满载的同步附着系数ϕ0
轻型客车、轻型货车：0.55～0.70；大型客车及中重型货车：0.45～0.65。
取同步附着系数ϕ0=0.68.
5.2 制动力分配系数的确定
此轿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：
β=Fμ1
Fμ (5.1)
Fμ=Fμ1+Fμ2 (5.2) 式中，Fu1为前制动器制动力；Fu2错误！未找到引用源。为后制动器制动力，Fu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：
β=ϕ0hg+b
L=0.68⨯480+1309=0.654 2500
5.3 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：
Fμ1
Fμ2=FZ1L2+ϕ0hg1309+0.68⨯480===1.89 (5.3) FZ2L1-ϕ0hg1191-0.68⨯480
式中 :L1,L2——汽车质心离前、后轴距离，mm;
ϕ0——同步附着系数；
hg——汽车质心高度，mm。
制动器所能产生的制动力矩，受车轮的计算力矩所制约，即：
Tf1=Ff1re
Tf2=Ff2re
式中Ff1——前轴制动器的制动力，N ;
Ff2——后轴制动器的制动力，N ;
FZ1——作用于前轴车轮上的地面法向反力，N；
FZ2——作用于后轴车轮上的地面法向反力，N；
re——车轮有效半径，mm。
对于常遇到的道路条件较差、车速较低因而选取了较小的同步附着系数ϕ0值的汽车，为了保证在ϕ>ϕ0的良好的路面上（例如ϕ=0.7）能够制动到后轴和前轴先后抱死滑移（此时制动强度q=ϕ），前、后轴的车轮制动器所能产生的最大制动力力矩为：
Tf1max=FZ1ϕre=
Tf2max=1-βG(L2+ϕhg)ϕre （5.4） L
βTf1max （5.5）
对于选取较大ϕ0值的各类汽车，则应从保证汽车制动时的稳定性出发，来确定各轴的最大制动力矩。为了保证在ϕ>ϕ0的良好路面上能制动到后轴车轮和前、后车轮先后抱死滑移，相应的极限制动强度q
Tf2max=
Tf1max=G(L1-qhg)ϕre (5.6) Lβ
1-βTf2max (5.7)
式中 ϕ——该车所能遇到的最大附着系数；
q——制动强度；
re——车轮有效半径，m。
因为所选取的车型为乘用轿车，所遇道路路面较好，同步附着系数也较高。所以采取公式（3—17）和（3—18）计算制动器在路面附着系数为0.7时的后轴和前轴最大制动力矩： 后轴：Tf2max⎛L1ϕGG⎡=(L1-qhg)ϕre=⎢L1- L+ϕ-ϕhLL⎢0g⎝1⎣⎫⎤⎪hg⎥ϕre (5.8) ⎪⎥⎭⎦
=⎤15400⎡1.191*0.71.191-*0.48*0.7*0.318 ⎢⎥2.500⎣1.191+(0.7-0.68)*0.48⎦
=1176.09（N.m).
前轴：Tf1max=β
1-βTf2max=0.654*1176.09=2223.01(N.m). (5.9) 1-0.654
式中: ϕ——该车所能遇到的最大附着系数，ϕ=0.7；
q——制动强度；
re——车轮有效半径，re=0.318m。
一个车轮制动器应有的最大制动力矩为按上公式计算所得结果的半值。
5.4利用附着系数和制动效率
路面附着系数ϕ=0.7，制动器制动力分配系数β=0.654，同步附着系数ϕ0=0.68。
因为ϕ=0.7>ϕ0=0.68,故后轴先抱死拖滑。则后轴的利用附着系数ϕr：
FB2=(1-β)Gq
FZ2=G(L1-hgq) L
FB2(1-β)qL= (5.10) FZ2(L1-qhg)
q故 ϕr=LL后轴抱死的制动效率：Er==ϕr r
由ϕ r可得车轮不抱死条件下能达到的最大制动减速度：
qmax=L1ϕ1.19*10.7==0.694 L(1-β)+ϕhg2.5*(1-0.65)4+0.7*0.480
s2 abmax=qmaxg=0.649*10=6.49
5.5制动器制动性能核算
根据GB7258轿车制动器制动性要求取制动初速度V=50Km/h,路面附着系数为
ts⎫V⎛V2
ϕ=0.7。满载：制动距离S= （5.11） ta+⎪+3.6⎝2⎭25.92abmax
式中：ta—轿车制动系统协调时间ta≈0.04s
ts—减速度增长时间ts≈0.2s
amax—最大制动减速度
将上述值代入公式（3—23）得：
S=16.8m
所以满足要求。
5.6 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景况，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特性极为困难。但试验表明，影响磨损的最重要因素还是摩擦表面的温度和摩擦力。
从能量的观点来说，汽车制动过程即是将汽车的机械能的一部分转变为热量而耗散的过程。在制动强度很大的紧急制动过程中，制动器几乎承担了汽车全部动能耗散的任务。此时，由于制动时间很短，实际上热量还来不及逸散到大气中就被制动器所吸收，致使制动器温度升高。这就是所谓制动器的能量负荷。能量负荷越大，则衬片（衬块）的磨损越严重。对于盘式制动器的衬块，其单位面积上的能量负荷比鼓式制动器衬片大许多，所以制动盘表面温度比制动鼓的高。
各种汽车的总质量及其制动衬片（衬块）的摩擦面积各不相同，因而有必要用一种相对的量作为评价能量负荷的指标。目前，各国常用的指标是比能量耗散率，即单位时
间内衬片（衬块）单位面积耗散的能量，通常所用的计算单位为W/mm2。比能量耗散率有时也称为单位功负荷，或简称能量负荷。
双轴汽车的单个前轮及后轮制动器的比能量耗散率分别为
2)1δma(v12-v2e1=∙β (5.12) 22tA1
2)1δma(v12-v2e2=∙(1-β) (5.13) 22tA2
t=v1-v2 (5.14) j
v1,v2为制动初速度和终速度δ为汽车回转质量系数；式中，（m/s）；ma为汽车总质量；
j为制动减速度(m/s2);t为制动时间（s）；A1,A2为前，后制动器衬片（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,并可认为δ=1，故
1mav12β （5.15） e1=∙ 22tA1
1mav12(1-β) e2=∙22tA2
乘用车的盘式制动器在v1=100km/h(27.8m/s)和j=0.6g的条件下，比能量耗散率应不大于6.0W/mm2。·
计算前轮衬块的摩擦特性：
t=27.8/6=4.63(s)
11540⨯27.8⨯27.8⨯0.654=4.20(W/mm2)
计算后轮衬块的摩擦特性：
11540⨯27.8⨯27.8⨯（1-0.654）=2.47(W/mm2)
另一个磨损特性指标是 衬片（衬块）单位摩擦面积的制动器摩擦力，称为比摩擦力f0。比摩擦力越大，则磨损越严重。单个车轮制动器的比摩擦力为
f0=Mμ
RA （5.18）
式中，（衬块平均半径Rm或有效半径Re）；Mμ为单个制动器的制动力矩；R为制动鼓半径
A为单个制动器的衬片（衬块）摩擦面积。
带入参数计算的：f1=0.334N/mm2
f2=0.299N/mm2
5.7 制动器的热容量和温升的核算
应核算制动器的热容量和温升是否满足如下条件：
(mdcd+mhch)∆t≥L （5.19）
式中, md——制动盘的总质量；
mh——与制动盘相连的受热金属件(如轮毂、轮辐、轮辋、制动钳
体等)的总质量；
K)，对铝合金 cd——制动盘材料的比热容，对铸铁c=482J／(kg·
c=880J／(kg·K)；
ch——与制动盘相连的受热金属件的比热容；
∆t ——制动盘的温升(一次由va=30km／h到完全停车的强烈制动，
温升不应超过15℃)；
L1——满载汽车制动时由动能转变的热能，因制动过程迅速，可以认为制
动产生的热能全部为前后制动器所吸收，并按前后轴的制动力的分配比率分配给前后制动器，即
2vaL1=maβ2 （5.20）
2vaL2=ma(1-β) （5.21） 2
式中：ma——满载汽车总质量；
va——汽车制动时的初速度，可取va=vamax；
β——汽车制动器制动力分配系数。
以va=30km/h（8.33m/s），β取满载时的值β=0.68来计算，∆t=15℃，则
v2
L1=ma
a2β=1540×8.33×8.33×0.68/2=36332J
md=2PV =2×3.14×7.8×22.8=11232g
（ρ——铸铁、钢的密度，7.8g/mm）
由mdcd∆t=11.232×482×15=81211J>L1
可知，制动器的热容量符合温升核算的要求。
（5.22） （5.23）
6制动器主要零部件的结构设计
6.1 制动盘
制动盘一般用珠光体灰铸铁HT250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0.05mm，盘面摆差不应大于0.1mm，制动盘表面粗糙度不应大于0.7-1.3 m。
6.2 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。
6.3 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。
6.4 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0.3~0.5，少数可达0.7。设计计算制动器时一般取f 0.3~0.35。就可使计算结果接近实际。
6.5 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0.1mm~0.3mm（单侧0.05~0.15）。
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。
7制动驱动机构的设计与计算
7.1 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。
7.2 液压制动驱动机构的设计计算
7.2.1制动轮缸直径d与工作容积V
制动轮缸对制动块施加的张力F0与轮缸直径d和制动管路压力p的关系为
d=4F0/(πp) (7.1)
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。轮缸直径应在标准GB7524—84规定的尺寸系列中选取，这里根据最大制动力矩取前制动器轮缸直径d=34mm，后制动器轮缸直径1
d2=28mm。
单个轮缸的工作容积：
V=
π∑dδ （mm421n3） (7.2)
式中, d——一个轮缸活塞的直径，d1=34mm ；d2=28mm；
n——轮缸的活塞数目，n=1；
δ——一个轮缸活塞在完全制动时的行程：δ=δ1+δ2 。δ可取1mm； δ1——消除制动块与制动盘间的间隙所需的轮缸活塞行程，mm；
δ2——因摩擦衬块变形而引起的轮缸活塞行程，mm。
将上述值代入公式（4—9）得到：
前制动器单个轮缸工作容积V1=907.92 mm3；
后制动器单个轮缸工作容积V2=615.75 mm3
全部轮缸的总工作容积：
V=∑Vw=2*（907.92+615.75 ）=3047.34mm3 （7.3）
1m
式中 m——轮缸数目。
7.2.2制动主缸直径dm与工作容积Vm
Vm=V+V' （7.4）
式中, V' ——制动软管在液压下变形而引起的容积增量。
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=π
42dmsm=1.1*3047.34=3352.07 mm3 (7.5)
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=16.22mm.
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=17.5mm
7.2.3制动踏板力Fp
Fp=π
4d02p11() （7.6） ipη
取踏板机构传动比ip=5；踏板机构及液压主缸的机械效率η=0.9.
求得FP=305.43. 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.故满足要求。
7.2.4踏板工作行程SP
SP=ip(sm+δm1+δm2)=5*（17.5+2+1.5）=90mm （7.7） 式中： δm1—主缸中推杆与活塞间的间隙，一般取1.5mm—2mm，取δm1=2mm；
δm2—主缸活塞空行程，一般取1.5mm。
求得SP=105mm，小于150mm，符合要求。
结 论
本设计主要思考了关于制动器结构形式选择、主要参数选择、相关参数计算，其中以参数设计计算过程和零件设计为重点。
在设计前期,我就合理安排自己的时间,搜集大量与制动器设计相关的资料,了解了制动器的发展状况,不断与同学,老师沟通交流遇到的种种问题。
以下是设计过程中所获得的结论和感悟：
（1）对于盘式制动器设计而言，制动力分配系数和同步附着系数是最重要的参数之一，牵扯到许多其他参数。
（2）一个月的设计使我的学习能力，搜索能力，绘图能力得到很好的锻炼，从零碎的知识结构走向系统化，三维绘图的要求，让我加深了对catia的学习和掌握。
（3）因为能力有限，在设计过程当中，我也发现了自己存在的不足。比如：对I曲线和β曲线掌握不够透彻，在三维绘图过程中，由于对catia不熟悉，遇到许多问题。以后我会花更多时间去学习这些知识，去掌握catia的运用。
制动器是伴随着汽车的产生所必不可少的一个系统，而且制动器经过从鼓式到盘式，随着电动汽车的产生又衍生出更多的制动形式，而且新兴的湿式全盘制动器也开始出现在我们的生活中，但是因为产品还处在研发阶段。总之，一系列的科技进步推动了社会的发展。
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