车辆工程课程设计说明书

加强了我们动手、思考和解决问题的能力同时也是对课本知识的巩固和加强，由于课本上的知识太多，平时课间的学习并不能很好的理解和运用各个零件的功能，而且考试内容有限，通过本次课程设计加深对汽车制动系统的了解并能熟练运用构造课的理论知识解决实际问题，增强运用CAD制图能力，规范工程制图。

二、车型的选择与主要的参数

1、车型： 奔驰E 280 2.8AT 2006款 2、主要参数：

驱动形式： 4X2前轮 轴 距： 2854 mm 轮距前/后： 1570/1284 mm 整备质量：1650 kg 最高车速：250.0 km/h 汽车高度：1452mm 前轮制动方式：实心盘式 加速时间：7.3s

最大功率: 170/6000kw/rpm 最大扭矩: 300/5000N·m/rpm 前轮胎: 225/55 R16 后轮胎: 225/55 R16

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三、制动器的概述

1、鼓式制动器

鼓式制动器又叫块式制动器是靠制动块在制动轮上压紧来实现刹车的。分为内张型鼓式制动器和外束型鼓式制动器。内张型鼓式制动器的固定摩擦元件是一对带有摩擦蹄片的制动蹄，后者又安装在制动底板上，而制动底板则又固定于前梁或后桥壳的突缘上（对车轮制动器）或变速器壳或其固定的支架上（对中央制动器）；其旋转摩擦元件为固定在轮毂上的变速器第二轴后端的制动鼓，并利用制动鼓的援助内表面与制动蹄摩擦片的外表面作为一对摩擦表面在制动鼓上产生摩擦力矩，故又称为蹄式制动器。外束型鼓式制动器的固定摩擦元件是带有摩擦片且刚度较小的制动带；其旋转摩擦元件为制动鼓，并利用制动鼓外圆柱表面和制动带摩擦片的内圆弧面作为一对摩擦表面，产生摩擦力矩作用于制动鼓，故又称为带式制动器。在汽车制动系中，带式制动器曾仅用作某些汽车的中央制动器，现在汽车已很少采用。由于外束型鼓式制动器通常简称为带式制动器，而且在汽车上已经很少采用，所以内张型鼓式制动器通常简称为鼓式制动器，且通常所说的鼓式制动器即是指这种内张型鼓式制动式结构。鼓式制动器按蹄的属性分为：(1)领从蹄式制动器，(2)双领蹄式制动器，(3)双向双领蹄式制动器，(4)双从蹄式制动器，(5)单向增力式制动器，(7)双向增力式制动器。 2、盘式制动器

盘式制动器又称为碟式制动器，顾名思义是取其形状而得名。它由液压控制，主要零部件有制动盘、分泵、制动钳、油管等。制动盘用合金钢制造并固定在车轮上，随车轮转动。分泵固定在制动器的底板上固定不动，制‘动钳上的两个摩擦片分别装在制动盘的两侧，分泵的活塞受油管输送来的液压作用，推动摩擦片压向制动盘发生摩擦制动，动作起来就好像用钳子钳住旋转中的盘子，迫使它停下来一样。 盘式制动器散热快、重量轻、构造简单、调整方便。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。有些盘式制动器的制动盘上还开了许多小孔，以加速通风散热和提高制动效率。

盘式制动器与鼓式制动器相比，有以下优点：

1）一般无摩擦助势作用，因而制动器效能受摩擦系数的影响较小，即效能较稳定；

2）浸水后效能降低较少，而且只须经一两次制动即可恢复正常； 3）在输出制动力矩相同的情况下，尺寸和质量一般较小；

4）制动盘沿厚度方向的热膨胀量极小，不会象制动鼓的热膨胀那样使制动器间隙明显增加而导致制动踏板行程过大；

5）较容易实现间隙自动调整，其他保养修理作业也较简便。

6）对于钳盘式制动器而言，因为制动盘外露，还有散热良好的优点。

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盘式制动器不足之处是效能较低，故用于液压制动系统时所需制动促动管路压力较高，一般要用伺服装置。

四、滑盘式制动器的设计

4.1滑动钳式制动器参数确定

1、制动盘直径D

选择中级轿车为设计对象，有汽车设计教材得到制动盘直径D通常选为轮辋直径的70%~79%，本设计选75%，制动盘直径D为16英寸时，制动盘的直径D=306mm。

2、制动盘厚度h

制动盘厚度h直接影响着制动盘质量和工作时的温升。为使质量不致太大，制动盘厚度应取得适当小些；为了降低制动工作时的温升，制动盘厚度又不宜过小。制动盘可以制成实心的，而为了通风散热，又可在制动盘的两工作面之间铸出通风孔道。通常，实心制动盘厚度可取为10mm～20mm；具有通风孔道的制动盘的两工作面之间的尺寸，即制动盘的厚度取为20mm～50mm，但多采用20mm～30mm。制动器的实心制动盘设计，厚度h选为15mm。 3、摩擦衬块内半径

R1与外半径R2

推荐摩擦衬块的外半径R2与内半径R1的比值不大于1.5.若此比值偏大，工作时摩擦衬块外缘与内缘的圆周速度相差较大，则其磨损就会不均匀，接触面积将减小，最终会导致制动力矩变大。因为制动盘直径D=306mm,则摩擦块R1=85mm、R2=110mm。

4、制动块工作面积A

为确定盘式制动器制动衬块工作面积A时，根据之衬块单位面积占有的汽车质量，推荐在1.6~3.5kg/cm2，所以去A=70cm2。

汽车车身尺寸的确定与重量的选择：

L=2854mm, a=1570mm, b=1284mm, hg=650mm

L——汽车轴距 a——满载时质心距前轴距离 b——满载时质心距前轴距离

Hg——质心高度

由于车内设为5个座位，按每人65kg计算，于是又公式ma(m065nn

5)，因此得出ma2000kg，G=mg=19600N.

根据公式：AR外R内5、摩擦衬块圆心角θ的计算

222

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其中θ为摩擦片相对轮辋中心包角代入数据解得θ=0.713rad=41。 6、轮胎与轮辋尺寸确定

轮辋尺寸为16英寸，则轮辋名义直径为407mm。 轮胎型号：225/55R16 轮胎宽度*扁平率=胎壁高度 然后（胎壁高度*2+轮辋名义直径）/2=车轮有效半径Re，得出Re=328mm。 4、2制动器数据的计算

假设衬块的摩擦表面与制动盘接触良好，各处的单位压力分布均匀，则制动器动力矩为 M02fF0R。制动器因素定义为在制动盘上的作用半径上所

2fP=2f

P产生的摩擦力与输入力之比，即 BF=

有汽车设计手册取f=0.5

轮缸直径d及制动管路的压力设计手册得： 轮缸直径有标准尺寸系列中选取d=25mm

压力管的压力一般不超过10~12Mpa，盘式可更高，取p-12Mpa。 摩擦衬块径向宽度不太大，取R等于平均半径Rm

平均半径

RmR1R2

95mm2制动盘单侧压紧力的确定，即制动轮缸对制动衬块的压紧力。 则单侧压紧力为

F0d2p45890.4N

制动器的制动力矩为M2fF0R542NM

0.7

选轮胎与地面间的附着系数此时为前后轮都抱死，此时du

gdt前轴车轮的法向作用力：

GduhgZ1(b)11943NLdtg后轮车轮的法向作用力：

Z2 Gduhg(a)7658NLdtg汽车总的地面制动力为：FB

F1F2G13720N

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前轴车轮制动力：F1G(bhg)8360N L G(a-hg)5361NL后轴车轮的制动力：

F2当前、后轮制动器制动力之和等于附着力，并且前后制动器制动力分别等于各自的附着力，也是前、后同时抱死的条件。

汽车制动器制动力分配系数：

F1FF1F1F20.6093

同步附着系数是由汽车结构参数决定的、反映汽车制动性能的一个参数。 由 1整理得到

b0hg a0hglb 0hg代入数据后得到00.7

同步系数说明，前、后制动器制动力为固定比值的汽车，只有在同步系数路面上制动是才可以使前、后车轮同时抱死。

合理确定前后轮制动器的制动力矩，能保证汽车良好的制动效能和稳定性。最大制动力是在汽车附着质量完全被利用的条件下获得，这时制动力与地面作用于车轮的法向力Z1、Z2成正比，与前后制动力矩的比值相同。

得：M1M2Z1F1b0hg

1.5594Z2F2a0hg通常轿车上式的比值约为1.3~1.6之间。

制动器所能产生的制动力矩，受车轮的计算力矩所制约，前后轮的制动力矩为 前轮 Tf1Ff1re2742N•M

后轮 TFr1759N•M

f2f2e对于常遇道路条件差、车速较低因而选取了较小的同步系数

值的汽车，

为了保证在0的良好路面上能共制动到后轴和前轴先抱死滑移，前后轮制动器所产生的最大制动力矩为：

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前轮 后轮

Tf1maxTf1Tf2max1G(bhg)re L

Tf1max对于选择较大值的汽车，则应从保证起草制定时的稳定性出发，来确定

，相应的极限制动强度q各轴的最大制动力。当前轴的最大制动力矩为

后轮 前轮

，故需要的后轴和

Tf2maxG (aqhg)reLTf1max1Tf2max

应急制动时，后轮一般都将抱死滑移

FB2F2maga6510N

Lhg故后桥制动力为

此时所需的后桥制动力矩为

FB2re magare2136N•MLhgF2为路面对后桥的法向反力。

后轮制动器为应急制动器，则单个车轮制动器的应急制动力矩为FB2re汽车可能停驻的极限上坡路倾角

/2。

1，可根据后桥上的附着力与制动力相等

的条件求得，即

得到

L122.70Lhg1arctan 是保证汽车上坡行驶时的纵向稳定性的极限坡路倾角。

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同理，可推导出汽车可能停驻的极限下坡路倾角为

a0 arctan18.37Lhg,1 轿车制动器的设计中，在安装制动器额空间、制动驱动力源等条件允许范围内，应力求后桥上驻车制动力矩接近于由

所确定的极限值

magresin12482N，并保证下坡路上能停驻的坡度不小于法规的规定

值。

4、3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情况，

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性能极为困难。试验表明，影响磨损的最重要的因素还是摩擦表面的温度和摩擦力。

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的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散到空气中被制动器吸收，致使制动器温度升高。这就是所谓的制动器的能量负荷。能量负荷越大，则衬块磨损越严重。盘式制动器的衬块，其单位面积能量负荷比鼓式制动器衬片大许多倍，所以制动盘表面温度比例制动鼓高。

各种汽车总质量及其制动衬块的摩擦表面各不相同，因此有必要用一种相对的量作为评价能量负荷指标。目前，各国常用计量单位W/mm2。称为单位功负荷。

双轴汽车的单个前轮及后来制动器的比能量耗散率为

e12ma(v12v2)4tA1

e22ma(v12v2)4tA2(1)

v1v2

tj；j为制为汽车回转质量换算系数；v1、v2为制动初速度和最终速度（m/s）动减速度（m/s2）；t为制动时间（s）；（mm） A1、A2为前后制动衬块的摩擦面积紧急制动到停车情况下，v2=0，并可认为=1，乘用车v=100k/m（27.8m/s），

12取j=0.6g的减速器。 则：

e12ma(v12v2)4tA1=5.96W/mm2

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e22ma(v12v2)4tA2(1)=4.56 W/mm2

tv1v2 =4.73s j。比能量耗散功率过高不仅会引

乘用车的比能耗散功率不应大于

起摩擦衬块的加速磨损，且有可能使制动盘更早发生龟裂。另一个磨损特性指标是衬块单位摩擦面积的制动器摩擦力，称为比摩擦力。

f0MRA0.8N/mm

五、本次课程设计总结

通过这次课程设计，我对制动系有了更深的了解，尤其是对盘式制动器的结构和工作原理的认识更深了。设计过程结合了汽车底盘的理论知识和其它机械理论知识，做到了实践与理论结合。在整个过程中我遇到各种各样的难题，但在良师的指导下和益友的帮助下我解决了一个又一个问题，同时提高了自身的能力。这次课程设计不仅丰富了我的理论知识和提高我的实践能力，宜且我从我的指导老师身上学到更多课本上没有的东西。陈老师的高度认真负责的态度和高尚的职业道德是我最敬佩的，也是最值得我学习的。从课程设计开始，陈老师经常会来办公室指导我们，帮助我们解决课程设计中碰到的问题。在课程设计前我们先进行了汽车拆装实习，帮组我们对实物的理解，这对我们课程设计非常有帮助的。当然在这次课程设计我收获很多，在此，我多谢帮助过我的同学和对我细心指导的陈老师。

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六、参考文献

[1] 王望予.汽车设计.第四版.北京：机械工业出版社，2010.

[2] 王国权,龚国庆.汽车设计课程设计指导书 .北京：机械工业出版社. [3] 余志生.汽车理论.第五版.北京：机械工业出版社，2010. [4] 濮良贵，纪名刚.机械设计.北京：高等教育出版社.

[5] 吴宗泽,罗圣国.机械设计课程设计手册.第三版.北京：高等教育出版社，

2009.

[6] 大连理工大学工程图学教研室.机械制图.北京： 高等教育出版社,2007 [7] 陈家瑞.汽车构造(下).第五版.人民交通出版社,2008.

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