盘式制动器毕业设计

国内汽车市场迅速发展,然而随着汽车保有量的增加，带来的安全问题也越来越引起人们的注意，而制动系统则是汽车主动安全的重要系统之一。汽车制动系使行驶中的汽车减速或停车、使下坡行驶的汽车车速保持稳定以及使已停驶的汽车在原地(包括在斜坡上)驻留不动的机构。随着高速公路的迅速发展和车速的提高以及车流密度的日益增大，为了保证行车安全，汽车制动系的工作可靠性显得日益重要。也只有制动性能良好、制动系工作可靠的汽车，才能充分发挥其动力性能。

本说明书主要介绍了雅力士轿车前制动器的设计。首先介绍了汽车制动系统的结构、分类，并通过对鼓式制动器和盘式制动器的结构及优缺点进行分析。最终确定方案采用液压双回路前盘后鼓式制动器。

关键词：制动、盘式制动器、设计参数、制动性能。

ABSTRACT

Domestic automobile market developing quickly, however, with the increase of the auto possession, bring security is more and more attention, and brake system is the important car active safety system one. The brake is a moving car slow down or stop, make the downhill cars speed stability and make already in place of the car they offend (including in slope) stay fixed institution. With the rapid development of the highway speed and the improvement of traffic density and increases day by day, in order to guarantee safety, car brake system reliability of work appear increasingly important. Also only brake performance is good, brake system reliable car and fully play its dynamic performance this manual mainly introduces the design of the car brake system yaris.

First this paper reviewed the automobile braking system structure, classification, and through to the drum brake disc brake and the structure and the advantages and disadvantages are analyzed. Ultimately determine the scheme adopts hydraulic double circuit with disk and drum brake system.

Key words: brake、disk brake 、 design parameters、 braking performance

目录

摘 要 ...................................................................................................................................................... 1 ABSTRACT ................................................................................................................................................. 2 第一章 绪 论 ........................................................................................................................................ 5 1.1制动系统概述 .................................................................................................................................... 5

1.1.1 汽车制动系统的功用及其组成： .............................................................................................. 5 1.1.2 制动系的一般工作原理 .............................................................................................................. 5 1.1.3 制动系的类型 .............................................................................................................................. 7 1.1.4 汽车制动器设计要求 .................................................................................................................. 8 1.2 汽车制动系统的研究现状及发展趋势 ....................................................................................... 11 第二章 制动器的结构型式方案分析与选择 ...................................................................................... 13 2.1 汽车制动器形式方案分析 ........................................................................................................... 13 2.1.1 盘式制动器 ................................................................................................................................ 13 2.1.2 鼓式制动器 ................................................................................................................................ 17 2.2 制动驱动机构的结构型式选择 ................................................................................................... 18 2.2.1 简单制动系 ................................................................................................................................ 18 2.2.2 动力制动系 ................................................................................................................................ 18 2.2.3 伺服制动系 ................................................................................................................................ 19 2.3 制动主缸型式 ............................................................................................................................... 20 2.4 制动管路型式选择 ....................................................................................................................... 21 2.4 .1 II型回路 .................................................................................................................................... 22 2.4 .2 X型回路 .................................................................................................................................. 22 2.4 .3其他类型回路 .............................................................................................................................. 23 2.5 制动系统布置型式 ......................................................................................................................... 23 第三章 制动系统主要参数及其设计计算 .......................................................................................... 24 3.1 参考车型制动系相关主要参数数值 ........................................................................................... 24 3.2 同步附着系数分析 ....................................................................................................................... 24 3.3 法向力及制动力矩分配系数 ....................................................................................................... 25 3.4 制动强度和附着系数利用率 ....................................................................................................... 28 3.5附着力的计算 .................................................................................................................................. 29 3.6 制动器制动力及制动力矩的计算 ................................................................................................. 30 3.7 前轮盘式制动器制动因数 ........................................................................................................... 30 3.8 前轮盘式制动器参数设计计算 ................................................................................................... 31 3.9 制动器磨损特性热容量及温升计算 ............................................................................................. 32 3.9.1盘式制动器磨损特性计算 ........................................................................................................... 32 3.9.2 制动器的热容量和温升的核算 .................................................................................................. 33 3.9.3 盘式制动器制动力矩的校 .......................................................................................................... 34 第四章 制动器主要零部件的结构设计 .............................................................................................. 37 4.1 制动盘 ........................................................................................................................................... 37 4.2 制动钳 ........................................................................................................................................... 37 4.3 制动块 ........................................................................................................................................... 38 4.4 摩擦材料 ....................................................................................................................................... 38 第五章 液压制动驱动机构的设计计算 .............................................................................................. 40 5.1前轮制动轮缸直径与工作容积的设计计算 .................................................................................. 40 5.2制动主缸与工作容积设计计算： .................................................................................................. 41 5.3制动踏板力与踏板行程 .................................................................................................................. 42 5.3.1制动踏板力

Fp ............................................................................................................................. 42

5.3.2制动踏板工作行程xp ................................................................................................................... 42 第六章 制动性能分析计算 .................................................................................................................. 44

6.1 制动性能评价指标 ......................................................................................................................... 44 6.2制动器制动力分配曲线分析 .......................................................................................................... 45 6.3制动减速度的计算 .......................................................................................................................... 47 6.4驻车制动计算 .................................................................................................................................. 47 结 论 .................................................................................................................................................... 49 致 谢 .................................................................................................................................................... 50 参考文献 ................................................................................................................................................ 51 附录 ........................................................................................................................................................ 52 第一章 绪 论 1.1制动系统概述

汽车制动器是用以强制行驶中的汽车减速或停车、使下坡行驶的汽车的车速保持稳定以及使已停止的汽车在原地（包括在斜坡上）驻留不动的机构。随着高速公路的迅速发展和车速的提高以及车流密度的日益增大，为了保证行车安全，汽车制动系的工作可靠性显得日益重要。也只有制动器性能良好、制动系工作可靠的汽车，才能充分发挥其动力性能。

1.1.1 汽车制动系统的功用及其组成：

1) 制动系的功用：

（1）使行驶中的汽车按照驾驶员的要求进行强制减速甚至停车. （2）使已停驶的汽车在各种道路条件下(包括在坡道上)稳定驻车. （3）使下坡行驶的汽车速度保持稳定。 2） 制动系的组成：

（1）供能装置：也就是制动能源，包括供给、调节制动所需能量以及各个部件，产生制动能量的部分称为制动能源。

（2）控制装置：包括产生制动动作和控制制动效果的部件。 （3）传动装置：包括把制动能量传递到制动器的各个部件。

（4）制动装置：产生阻碍车辆运动或者运动趋势的力的部件。汽车的制动装置又可分为行车、驻车、应急和辅助制动四种装置。

1.1.2 制动系的一般工作原理

行驶中的汽车具有一定的动能。根据物理学知识，汽车的动能

Ek=1/2(1+δ)mv2 (1-1)

式中:m为汽车的重质量；v为汽车的行驶速度；δ为考虑汽车回转部件动能的系数。

图 1.1

汽车行车制动减速度实质上就是要耗散汽车的动能Ek耗散动能最简便的方法就是通过摩擦将动能变成热能扩散到大气中去。一个简单的制动系统如图1.1所示，用以说明系统的工作原理。他由制动器和液压传动机构组成。车轮制动器主要由旋转部分、固定部分和张开机构组成。旋转部分是制动鼓，他固定在车轮轮毂上，随车轮一起旋转，它的 工作面是内圆柱面。固定部分包括制动蹄和制动底板等，制动底板用螺栓与转向节凸缘（前轮）或桥壳凸缘（后轮）固定在一起。在固定不动的制动底板上，有两个支撑销，支承着两个弧形制动蹄的下端。制动蹄的外圆面上装有摩擦片，上端用制动蹄回位弹簧拉紧压靠在轮缸活塞上。制动蹄可用凸轮或液压轮缸等张开机构使其张开。液压轮缸也安装在制动底板上。

传动机构主要由制动踏板、推杆、制动主缸、制动轮缸和油管等组成。装在车架上的制动主缸用油管与制动轮缸相连通。制动主缸活塞由驾驶员通过制动踏板来操纵。

(1)制动系不工作时，制动鼓的内圆面与制动蹄上摩擦片的外圆面之间有一定的间隙，车轮和制动鼓可以自由旋转。

(2)制动时，驾驶员需踩下制动踏板，迫使制动主缸内的油液流入制动轮缸，推动两制动蹄绕支承销转动，使制动蹄摩擦片紧贴到制动鼓内圆面上。这样，制动鼓上便产生摩擦力矩Mu阻止车轮转动。其方向与车轮旋转方向相反。制动鼓将该力矩传到车轮后，由于车轮与路面间的附着作用，车轮即对路面作用一个向前的周缘力Fμ。同时，路面也会给车轮一个反作用力FB，方向与汽车行驶方向相反。这个力就是车轮受到的制动力。各车轮上制动力的和就是汽车受到的总制动力。制动力由车轮经车桥和悬架传给车架及车身，迫使整个汽车产生一定的减速度，甚至停车。由于车轮与地面间的附着左右，路面上产生了切向反作用力FB 。FB 一方面要迫使车轮继续滚动，造成制动蹄与制动鼓间相对运动而产生摩擦，消耗汽车的动能；另一方面它又作为制动力促使整个汽车减速行驶。 (3)解除制动时，放松制动踏板，在回位弹簧的作用下，制动蹄回到原位。同时蹄鼓间隙得到恢复，因而制动作用被解除。

1.1.3 制动系的类型

制动系根据功用、能源等不同可分为以下几类： (1) 按制动系统的作用

制动系统可分为行车制动系统、驻车制动系统、应急制动系统及辅助制动系统等。用以使行驶中的汽车降低速度甚至停车的制动系统称为行车制动系统；用以使已停驶的汽车驻留原地不动的制动系统则称为驻车制动系统；在行车制动系统失效的情况下，保

证汽车仍能实现减速或停车的制动系统称为应急制动系统；在行车过程中，辅助行车制动系统降低车速或保持车速稳定，但不能将车辆紧急制停的制动系统称为辅助制动系统。上述各制动系统中，行车制动系统和驻车制动系统是每一辆汽车都必须具备的。

(2)按制动操纵能源

制动系统可分为人力制动系统、动力制动系统和伺服制动系统等。以驾驶员的肌体作为唯一制动能源的制动系统称为人力制动系统；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系统称为动力制动系统；兼用人力和发动机动力进行制动的制动系统称为伺服制动系统或助力制动系统。

(3)按制动能量的传输方式

制动系统可分为机械式、液压式、气压式、电磁式等。同时采用两种以上传能方式的制动系称为组合式制动系统。

(4)按传能介质的传输回路方式

制动系统可分为单回路制动系和双回路制动系。

1.1.4 汽车制动器设计要求

（1）能适应有关标准和法规的规定。各项性能指标除应满足设计任务书的规定和国家标准、法规制定的有关要求外，也应考虑销售对象国家和地区的法规和用户要求。我国的强制性标准是GB12676-1999《汽车制动系结构、性能和试验方法》、GB7258《机动车运行安全技术条件》。

（2）具有足够的制动效能，包括行车制动效能和驻坡制动效能。行车制动效能是用在一定的制动初速度下或最大踏板力下的制动减速度和制动距离两项指标来评定，它是制动性能最基本的评价指标。表1-1给出了欧、美、日等国的有关标准或法规对这两项指标的规定。

表1-1 欧、美、日等国的制动效能标准

标准名称 适用车型 制动初速度 最大踏制动距板力 离 ST/m 9.8 73 制动减速度 j/m/s2 v/km/h /N 美联邦汽车安全标准气压制动汽车 FMVSS 121 32 96 美联邦汽车安全标准液压制动汽车 FMVSS 105－75 欧洲经济委员会和欧洲货车： 经济共同体法规 总质量3.5t 总质量3.5t～12t 总质量>12t 轿车与客车： 48 96 70 50 40 16.46 62.18 700 700 700 0.15v+v2 1154.4 4.4 4.4 80 500 500 0.1v+v2 150 座位数（包括司80 机）8 0.15v+座位数>8和总质量>5t 续表1-1

v2 130瑞典制动法规 总质量3.5t 总质量>3.5t 80 60 500 700 700 800 900 900 日本制动标准JASO 货车和客车： 6913－73 TA级 TB级 TC级 TD级 减速度 0.5g 0.5g 0.5g 0.4g （3）工作可靠。汽车至少应有行车制动和驻车制动两套制动装置，且它们的制动驱动机构应是各自独立的。行车制动装置的制动驱动机构至少应有两套独立的管路，当其中

一套失效时，另一套应保证汽车制动效能不低于正常值的30%；驻车制动装置应采用工作可靠的机械式制动驱动机构。

（4）制动效能的热稳定性好。汽车的高速制动、短时间内的频繁重复制动，尤其是下长坡时的连续制动，都会引起制动器的温升过快，温度过高。特别是下长坡时的频繁制动，可使制动器摩擦副的温度达300℃～400℃，有时甚至高达700℃。此时，制动摩擦副的摩擦系数会急剧减小，使制动效能迅速下降而发生热衰退现象。制动器发生热衰退后，经过散热、降温和一定次数的和缓使用使摩擦表面得到磨合，其制动效能可重新恢复，这称为热恢复。提高摩擦材料的高温摩擦稳定性，增大制动鼓、盘的热容量，改善其散热性或采用强制冷却装置，都是提高抗热衰退的措施。一般要求在初速为最高车速的80%时，以约0.3g的减速度重复进行15～20次制动到初速度的1/2的衰退试验后，其热态制动效能应达到冷态制动效能的80%以上。

（5）制动效能的水稳定性好。制动器摩擦表面浸水后，会因水的润滑作用使摩擦系数急剧减小而发生所谓的“水衰退”现象。一般规定在出水后反复制动5～15次，即应恢复其制动效能。良好的摩擦材料吸水率低，其摩擦性能恢复迅速。也应防止泥沙、污物等进入制动器工作表面，否则会使制动效能降低并加速磨损。某些越野汽车为了防止水和泥沙侵入而采用封闭的制动器。

（6）制动时的操纵稳定性好。即以任何速度制动，汽车都不应当失去操纵性和方向稳定性。一般要求在进行制动效能试验时，车辆的任何部位不得偏出3.7m的试验道。为此，汽车前、后轮制动器的制动力矩应有适当的比例，最好能随各轴间载荷转移情况而变化；同一轴上左、右车轮制动器的制动力矩应相同。否则当前轮抱死而侧滑时，将失去操纵性；后轮抱死而侧滑甩尾，会失去方向稳定性；当左、右轮的制动力矩差值超过15%时，会发生制动时汽车跑偏。

（7）制动踏板和手柄的位置和行程符合人机工程学要求，即操作方便性好，操纵轻便，舒适，能减少疲劳。踏板行程：对轿车应不大于150mm；对货车应不大于170mm，其中考虑了摩擦衬片或衬块的容许磨损量。制动手柄行程应不大于160～200mm。各国法规规定，制动的最大踏板力一般为500N(轿车) ～700N(货车)。设计时，紧急制动(约占制动总次数的5%～10%)踏板力的选取范围：轿车为200～300N；货车为350～550N，采用伺服制动或动力制动装置时取其小值。应急制动时的手柄拉力以不大于400～500N为宜；驻车制动的手柄拉力应不大于500N(轿车) ～700N(货车)。

（8）作用滞后的时间要尽可能地短，包括从制动踏板开始动作至达到给定制动效能水平所需的时间(制动滞后时间)和从放开踏板至完全解除制动的时间(解除制动滞后时间)。一般要求这个时间尽可能短，对于气制动车辆不得超过0.6s，对于汽车列车不得超过0.8s。 （9）制动时不应产生较大的振动和噪声，制动时不应有异响。

（10）与悬架、转向装置不产生运动干涉，在车轮跳动或汽车转向时不会引起自行制动。

（11）制动系中应有音响或光信号等警报装置以便能及时发现制动驱动机件的故障和功能失效；制动系中也应有必要的安全装置，例如一旦主、挂车之间的连接制动管路损坏，应有防止压缩空气继续漏失的装置；在行驶过程中挂车一旦脱挂，亦应有安全装置驱使驻车制动将其停驻。

（12）能全天候使用，气温高时液压制动管路不应有气阻现象；气温低时气制动管路不应出现结冰

（13）制动系的机件应使用寿命长、制造成本低；对摩擦材料的选择也应考虑到环保要求。

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）和电子制动力分配（EBD）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存在石棉有公害问题，已被淘汰，取而代之的无石棉材料。

1.2 汽车制动系统的研究现状及发展趋势

1）制动控制系统的现状

当考虑基本的制动功能量，液压操纵仍然是最可靠、最经济的方法。即使增加了防抱制动(ABS)功能后，传统的“油液制动系统”仍然占有优势地位。但是就复杂性和经济性而言，增加的牵引力控制、车辆稳定性控制和一些正在考虑用于“智能汽车”的新技术使基本的制动器显得微不足道。

传统的制动控制系统只做一样事情，即均匀分配油液压力。当制动踏板踏下时，主缸就将等量的油液送到通往每个制动器的管路，并通过一个比例阀使前后平衡。而ABS或其他一种制动干预系统则按照每个制动器的需要时对油液压力进行调节。

目前，车辆防抱制动控制系统(ABS)已发展成为成熟的产品，并在各种车辆上得到了广泛的应用，但是这些产品基本都是基于车轮加、减速门限及参考滑移率方法设计的。方法虽然简单实用，但是其调试比较困难，不同的车辆需要不同的匹配技术，在许多不

同的道路上加以验证；从理论上来说，整个控制过程车轮滑移率不是保持在最佳滑移率上，并未达到最佳的制动效果。

滑移率控制的难点在于确定各种路况下的最佳滑移率，另一个难点是车辆速度的测量问题，它应是低成本可靠的技术，并最终能发展成为使用的产品。对以滑移率为目标的ABS而言，控制精度并不是十分突出的问题，并且达到高精度的控制也比较困难；因为路面及车辆运动状态的变化很大，多种干扰影响较大，所以重要的问题在于控制的稳定性，即系统鲁棒性，应保持在各种条件下不失控。防抱系统要求高可靠性，否则会导致人身伤亡及车辆损坏。

因此，发展鲁棒性的ABS控制系统成为关键。现在，多种鲁棒控制系统应用到ABS的控制逻辑中来。除传统的逻辑门限方法是以比较为目的外，增益调度PID控制、变结构控制和模糊控制是常用的鲁棒控制系统，是目前所采用的以滑移率为目标的连续控制系统。模糊控制法是基于经验规则的控制，与系统的模型无关，具有很好的鲁棒性和控制规则的灵活性，但调整控制参数比较困难，无理论而言，基本上是靠试凑的方法。然而对大多数基于目标值的控制而言，控制规律有一定的规律。

车轮的驱动打滑与制动抱死是很类似的问题。在汽车起动或加速时，因驱动力过大而使驱动轮高速旋转、超过摩擦极限而引起打滑。此时，车轮同样不具有足够的侧向力来保持车辆的稳定，车轮切向力也减少，影响加速性能。由此看出，防止车轮打滑与抱死都是要控制汽车的滑移率，所以在ABS的基础上发展了驱动防滑系统(ASR)。

ABS只有在极端情况下(车轮完全抱死)才会控制制动，在部分制动时，电子制动使可控制单个制动缸压力，因此反应时间缩短，确保在任一瞬间得到正确的制动压力。近几年电子技术及计算机控制技术的飞速发展为EBS的发展带来了机遇。德国自20世纪80年代以来率先发展了ABS/ASR系统并投入市场，在EBS的研究与发展过程中走到了世界的前列。

2）制动控制系统的发展

今天，ABS/ASR已经成为欧美和日本等发达国家汽车的标准设备。

车辆制动控制系统的发展主要是控制技术的发展。一方面是扩大控制范围、增加控制功能；另一方面是采用优化控制理论，实施伺服控制和高精度控制。

经过了一百多年的发展，汽车制动系统的形式已经基本固定下来。随着电子，特别是大规模、超大规模集成电路的发展，汽车制动系统的形式也将发生变化。如凯西-海斯(K-H)公司在一辆实验车上安装了一种电-液(EH)制动系统，该系统彻底改变了制动器的操

作机理。通过采用4个比例阀和电力电子控制装置，K-H公司的EBM就能考虑到基本制动、ABS、牵引力控制、巡航控制制动干预等情况，而不需另外增加任何一种附加装置。EBM系统潜在的优点是比标准制动器能更加有效地分配基本制动力，从而使制动距离缩短5%。一种完全无油液、完全的电路制动BBW(Brake-By-Wire)的开发使传统的液压制动装置成为历史。

第二章 制动器的结构型式方案分析与选择 2.1 汽车制动器形式方案分析

除了辅助制动装置时利用发动机排气或其他缓速措施对长下坡的汽车进行减缓或稳定车速外，汽车制动器几乎都是机械摩擦式的，即是利用固定元件与旋转元件工作表面间的摩擦而产生制动力矩使汽车减速或停车的。按照摩擦副中旋转件的不同，可分为盘式和鼓式制动器两大类。

盘式摩擦副的旋转元件是制动盘，其工作表面是圆盘的端面。鼓式摩擦副的旋转元件为制动鼓，其工作表面是圆柱面；旋转元件固装在车轮或半轴上，即制动力矩直接分别作用于两侧车轮上的制动器称为车轮制动器，一般用于行车制动器。旋转元件固装在传动系的传动轴上，其制动力矩经过驱动桥再分配到两侧车轮上的制动器称为中央制动器，一般用于驻车制动器。

2.1.1 盘式制动器

按摩擦副中的固定摩擦元件的结构，盘式制动器分为钳盘式和全盘式制动器两大类。 钳盘式制动器的固定摩擦元件是两块带有摩擦衬块的制动块，后者装在以螺栓固定于转向节或桥壳上的制动钳体中。两块制动块之间有作为旋转元件的制动盘，制动盘是用螺栓固定于轮毂上。制动块的摩擦衬块与制动盘的接触面积很小，在盘上所占的中心角一般仅约30°～50°，因此这种盘式制动器又称为点盘式制动器。其结构较简单，质量小，散热性较好，借助于制动盘的离心力作用易于将泥水、污物等甩掉，维修也方便。但由于摩擦衬块的面积较小，单位压力很高，摩擦材料面的温度较高，故对摩擦材料的要求较高。

全盘式制动器的固定摩擦元件和旋转元件均为圆盘形，制动时各盘摩擦表面全部接触。其工作原理如摩擦离合器，故又称为离合式制动器。用得较多的是多片全盘式制动器，以便获得较大的制动力。但这种制动器的散热性能较差，故多为油冷式，结构较为复杂。

钳盘式制动器按制动钳的结构型式又可分为固定钳式盘式制动器和浮动钳式盘式制动器。

1）固定钳式盘式制动器

固定钳盘式制动器结构如下图2.1所示，其制动钳体固定在转向节（或桥壳）上，在制动钳体上有两个液压油缸，其中各装一个活塞。跨置在制动盘上的制动钳体固定安装在车桥上，它不能旋转也不能沿制动盘轴线方向移动，其内的两个活塞分别位于制动盘的两侧。其结构如下图所示；

制动时，制动油液由制动总泵(制动主缸)经进油口进入钳体中两个相通的液压腔中，将两侧的制动块压向与车轮固定连接的制动盘从而产生制动。

当放松制动踏板使油液压力减少时，回位弹簧则将两制动块总成及活塞推离制动盘。

油路中的制动液受制动盘加热易汽化 制动钳体 进油口 活塞 制动块 缺点：油缸多、结构复杂、制动钳尺寸大。 车桥 制动盘 图2.1固定钳盘式制动器

固定钳盘式制动器的制动钳刚度好，除活塞和制动块外无其他滑动件。但由于需采用两个油缸并分置制动盘的两侧，因而必须用跨越制动盘的内部油道或外部油管来连通。这就使得制动器的径向和轴向尺寸都较大，因而在车轮中，特别是车轮轮距小的微型车的前轮中的布置比较困难；需两组高精度的液压缸和活塞，成本较高；制动产生的热经制动钳体上的油路传给制动油液，易使其由于温度过高而产生气泡，影响制动效果。紧凑型中低端轿车从结构和经济性上考虑都不适用固定钳式盘式制动器，故前轮不采纳固定钳式盘式制动器。

2）浮动钳式盘式制动器

浮动钳盘式制动器的制动钳体是浮动的。其浮动方式有两种，一种是制动钳体可作平行滑动，另一种的制动钳体可绕一支撑销摆动。但它们的制动油缸都是单侧的，且与油缸同侧的制动块总成为活动的，而另一侧的制动总成则固定在钳体上。

浮动钳盘式制动器结构如下图2.2所示，制动钳体通过导向销与车桥相连，可以相对于制动盘轴向移动。制动钳体只在制动盘的内侧设置油缸，而外侧的制动块则附装在钳体上。

制动时，液压油通过进油口进入制动油缸，推动活塞及其上的摩擦块向右移动，并压到制动盘上，并使得油缸连同制动钳体整体沿销钉向左移动，制动盘右侧的摩擦块也压到制动盘上夹住制动盘并使其制动，直到两侧的制动块总成的受力均等为止。

活塞 制动钳 进油口 导向销 制动块 车桥 制动盘 图2.2浮动钳盘式制动器

浮动钳盘式制动器只在制动盘的一侧装油缸，其结构简单，造价低廉，易于布置，结构尺寸紧凑，可将制动器近一步移近轮毂，同一组制动块可兼用于行车制动和驻车制动。由于浮动钳没有跨越制动盘的油道或油管，减少了油液受热机会，单侧油缸又位于盘的内侧，受车轮遮蔽较小，使冷却条件较好。另外单侧油缸的活塞比两侧油缸的活塞要长，也增大了油缸的散热面积，因此制动油液温度比固定钳式的低30°～50°，汽化的可能性较小。相比于固定钳式浮动钳式可将油缸和活塞等精密件减去一半，造价大为降低。

浮钳盘式制动器除了上述特点外，与鼓式制动器相比，还具有盘式制动器共同的优缺点。

1)热稳定性好，由于制动盘暴露在外，散热快，所以基本无热衰退现象，连续多次使用制动力矩变化小;一般无自行増力作用，衬块摩擦表现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，使其只能与蹄的中部接触，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，制动盘对盘的单位压力高，易将水挤出，并且由于衬块对盘的擦拭作用和旋转离心甩水作用，使得比蹄式制动器排水容易得多，浸水后制动效率降低不多;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)制动力矩比较平稳，与车辆运动方向无关，而且由于没有如蹄式制动器的增力作用，因此摩擦系数变化对制动效率没有多大影响。

4)制动衬块上压力分布均匀，磨损均匀，比蹄式制动器使用寿命长，维修方便。 5)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。 此外由于钳盘式制动器在轮毅外，所以更换衬块比较方便，本身结构上具有自动调整衬块和盘之间间隙的功能，不需要经常调整间隙。

当然，钳盘式制动器也有以下缺点：

1)摩擦面积小，单位压力高，造成工作温度高，因此要求摩擦材料能耐高压和高温。 2)暴露在外难以防止尘土、沙粒，易磨损和锈蚀。 3)没有增力作用.制动效率系数低。

结合车型及其盘式结构尺寸、造价成本、及其实用性，制动器设计前轮采用浮动钳盘式制动器。

2.1.2 鼓式制动器

鼓式制动器可按其制动蹄张开时的转动方向与制动鼓的旋转方向是否一致，有领蹄和从蹄之分。制动蹄张开的转动方向与制动鼓的旋转方向一致的制动蹄，称为领蹄；反之，则称为从蹄。鼓式制动器按蹄的属性分为：领从蹄式制动器、双领蹄式制动器、双向双领蹄式制动器、单向增力式制动器、双向增力式制动器。由于本设计主要是设计前轮盘式制动器，而后轮采用的是领从蹄式制动器，所以在此主要介绍领从蹄式制动器。 如图2.3所示，若图上方的旋转方向箭头代表汽车前进是制动鼓的旋转方向（制动鼓正向旋转）。汽车倒车时制动鼓的旋转方向改变，变为反向旋转，随之领蹄与从蹄也就相互对调了。这种制动鼓正、反向旋转时总有一个领蹄和一个从蹄的内张型鼓式制动器，称为领从蹄制动器。

图2.3领从蹄式制动器

领蹄所受的摩擦力使蹄压得更紧，即摩擦力矩具有“增势”作用，故又称为增势蹄；而从蹄所受的摩擦力使蹄有离开制动鼓的趋势，即摩擦力矩具有“减势”作用，故又称为减势蹄。“增势”作用使领蹄所受的法向反力增大，而“减势”作用使从蹄所受的法向反力减小。

领从蹄式制动器的效能及稳定性均处于中等水平，但由于其在汽车前进与倒车时的制动性能不变，且结构简单，造价较低，也便于附装驻车制动机构，故这种结构仍广泛用于中、重型载货汽车的前、后轮制动器及轿车的后轮制动器。

2.2 制动驱动机构的结构型式选择

根据制动力源的不同，制动驱动机构可分为简单制动、动力制动以及伺服制动三大类型。而力的传递方式又有机械式、液压式、气压式和气压-液压式的区别。

2.2.1 简单制动系

简单制动系即人力制动系，是靠司机作用于制动塌板上或手柄上的力作为制动力源。而传力方式有、又有机械式和液压式两种。

机械式的靠杆系或钢丝绳传力，其结构简单，造价低廉，工作可靠，但机械效率低，因此仅用于中、小型汽车的驻车制动装置中。

液压式的简单制动系通常简称为液压制动系，用于行车制动装置。其优点是作用滞后时间短(0.1s—0.3s)，工作压力大(可达10 MPa—12MPa)，缸径尺寸小，可布置在制动器内部作为制动蹄的张开机构或制动块的压紧机构，使之结构简单、紧凑，质量小、造价低。但其有限的力传动比限制了它在汽车上的使用范围。另外，液压管路在过度受热时会形成气泡而影响传输，即产生所谓“汽阻”，使制动效能降低甚至失效；而当气温过低时(-25℃和更低时)，由于制动液的粘度增大，使工作的可靠性降低，以及当有局部损坏时，使整个系统都不能继续工作。液压式简单制动系曾广泛用于轿车、轻型及以下的货车和部分中型货车上。但由于其操纵较沉重，不能适应现代汽车提高操纵轻便性的要求，故当前仅多用于微型汽车上，在轿车和轻型汽车上已极少采用。

2.2.2 动力制动系

动力制动系是以发动机动力形成的气压或液压势能作为汽车制动的全部力源进行制动，而司机作用于制动踏板或手柄上的力仅用于对制动回路中控制元件的操纵。在简单制动系中的踏板力与其行程间的反比例关系在动力制动系中便不复存在，因此，此处的踏板力较小且可有适当的踏板行程。

动力制动系有气压制动系、气顶液式制动系和全液压动力制动系3种。 1） 气压制动系

气压制动系是动力制动系最常见的型式，由于可获得较大的制动驱动力，且主车与被拖的挂车以及汽车列车之间制动驱动系统的连接装置结构简单、连接和断开均很方便，因此被广泛用于总质量为8t以上尤其是15t以上的载货汽车、越野汽车和客车上。但气压制动系必须采用空气压缩机、储气筒、制动阀等装置，使其结构复杂、笨重、轮廓尺寸大、造价高；管路中气压的产生和撤除均较慢，作用滞后时间较长(0.3s—0.9s)，因此，当制动阀到制动气室和储气筒的距离较远时，有必要加设气动的第二级控制元件——继动阀(即加速阀)以及快放阀；管路工作压力较低(一般为0.5MPa—0.7MPa)，因而制动气室的直径大，只能置于制动器之外，再通过杆件及凸轮或楔块驱动制动蹄，使非簧载质量增大；另外，制动气室排气时也有较大噪声。

2） 气顶液式制动系

气顶液式制动系是动力制动系的另一种型式，即利用气压系统作为普通的液压制动系统主缸的驱动力源的一种制动驱动机构。它兼有液压制动和气压制动的主要优点。由于其气压系统的管路短，故作用滞后时间也较短。显然，其结构复杂、质量大、造价高，故主要用于重型汽车上，一部分总质量为9t—11t的中型汽车上也有所采用。

3） 全液压动力制动系

全液压动力制动系除具有一般液压制动系统的优点外，还具有操纵轻便、制动反应快、制动能力强、受气阻影响较小、易于采用制动力调节装置和防滑移装置，及可与动力转向、液压悬架、举升机构及其他辅助设备共用液压泵和储油罐等优点。但其结构复杂、精密件多，对系统的密封性要求也较高，故并未得到广泛应用，目前仅用于某些高级轿车、大型客车以及极少数的重型矿用自卸汽车上。

2.2.3 伺服制动系

伺服制动系是在人力液压制动系的基础上加设一套出其他能源提供的助力装置．使人力与动力可兼用，即兼用人力和发动机动力作为制功能源的制动系。在正常情况下，其输出工作压力主要由动力伺服系统产生，而在动力伺服系统失效时，仍可全由人力驱动液压系统产生一定程度的制动力。因此，在中级以上的轿车及轻、中型客、货汽车上得到了广泛的应用。

按伺服系统能源的不同，又有真空伺服制动系、气压伺服制动系和液压伺服制动系之分。其伺服能源分别为真空能(负气压能)、气压能和液压能。

2.3 制动主缸型式

为了提高汽车的行驶安全性，根据交通法规的要求，一些轿车的行车制动装置均采用了双回路制动系统。双回路制动系统的制动主缸为串列双腔制动主缸，单腔制动主缸已被淘汰。如图2.8所示，该主缸相当于两个单腔制动主缸串联在一起而构成。储蓄罐中的油经每一腔的进油螺栓和各自旁通孔、补偿孔流入主缸的前、后腔。在主缸前、后工作腔内产生的油压，分别经各自得出油阀和各自的管路传到前、后制动器的轮缸。 1)主缸不制动时，前、后两工作腔内的活塞头部与皮碗正好位于前、后腔内各自得旁通孔和补偿孔之间。

2)当踩下制动踏板时，踏板传动机构通过制动推杆推动后腔活塞前移，到皮碗掩盖住旁通孔后，此腔油压升高。在液压和后腔弹簧力的作用下，推动前腔活塞前移，前腔压力也随之升高。当继续踩下制动踏板时，前后腔的液压继续提高，使前后制动器制动。

图 2.4

3)撤出踏板力后，制动踏板机构、主缸前、后腔活塞和轮缸活塞在各自的回位弹簧作用下回位，管路中的制动液在压力作用下推开回油阀流回主缸，于是解除制动。

若与前腔连接的制动管路损坏漏油时，则踩下制动踏板时，只有后腔中能建立液压，前腔中无压力。此时在液压差作用下，前腔活塞迅速前移到活塞前端顶到主缸缸体上。此后，后缸工作腔中的液压方能升高到制动所需的值。若与后腔连接的制动管路损坏漏油时，则踩下制动踏板时，起先只有后缸活塞前移，而不能推动前缸活塞，因后缸工作腔中不能建立液压。但在后腔活塞直接顶触前缸活塞时，前缸活塞前移，使前缸工作腔建立必要的液压而制动。

由此可见，采用这种主缸的双回路液压制动系，当制动系统中任一回路失效时，串联双腔制动主缸的另一腔仍能工作，只是所需踏板行程加大，导致汽车制动距离增长，制动力减小。大大提高了工作的可靠性。

其对制动液要求如下：

(1) 高温下不易汽化,否则将在管路中产生气阻现象,使制动系统失效 (2) 低温下有良好的流动性

(3) 不会使与之经常接触的金属件腐蚀,橡胶件发生膨胀、变硬和损坏 (4) 能对液压系统的运动件起良好的润滑作用

(5) 吸水性差而溶水性良好,即能使渗入其中的水汽化形成微粒而与之均匀混合,否则将在制动液中形成水泡而大大降低汽化温度

目前使用的制动液大部分是植物制动液,用50%左右的蓖麻油和50%左右的溶剂(酒精或甘油等)配成。 由于植物制动液的汽化温度不够高，（且在70℃的低温下易凝结），蓖麻油又是贵重的化工原料，植物制动液逐渐被合成制动液和矿物制动液所取代。合成制动液，汽化温度>190℃，-35℃的低温流动性好，对金属无腐蚀，对橡胶无伤害，溶水性好，但成本高；矿物制动液，溶水性差，使普通橡胶膨胀。

2.4 制动管路型式选择

为了提高制动驱动机构的工作可靠性，保证行车安全，制动驱动机构至少应有两套独立的系统，即应是双回路系统，也就是说应将汽车的全部行车制动器的液压或气压管路分成两个或更多个相互独立的回路，以便当一个回路发生故障失效时，其他完好的回路仍能可靠地工作。如下图2.9不同型式的制动管路。

图2.5不同形式制动管路

2.4 .1 II型回路

前、后轮制动管路各成独立的回路系统，即一轴对一轴的分路型式，简称II型。其特点是管路布置最为简单，可与传统的单轮缸(或单制动气室)鼓式制动器相配合，成本较低。这种分路布置方案在各类汽车上均有采用，但在货车上用得最广泛。这一分路方案总后轮制动管路失效，则一旦前轮制动抱死就会失去转弯制动能力。对于前轮驱动的轿车，当前轮管路失效而仅由后轮制动时，制动效能将明显降低并小于正常情况下的一半，另外，由于后桥负荷小于前轴，则过大的踏板力会使后轮抱死而导致汽车甩尾。

2.4 .2 X型回路

后轮制功管路呈对角连接的两个独立的回路系统，即前轴的一侧车轮制动器与后桥的对侧车轮制动器同属于一个回路，称交叉型，简称X型。其特点是结构也很简单，一回路失效时仍能保持50％的制动效能，并且制动力的分配系数和同步附着系数没有变化，保证了制动时与整车负荷的适应性。此时前、后各有一侧车轮有制动作用，使制动力不对称，导致前轮将朝制动起作用车轮的一侧绕主销转动，使汽车失去方向稳定性。因此，采用这种分路力案的汽车，其主销偏移距应取负值(至20 mm)，这样，不平衡的制动力使车轮反向转动，改善了汽车的方向稳定性。

2.4 .3其他类型回路

左、右前轮制动器的半数轮缸与全部后轮制动器轮缸构成一个独立的回路，而两前轮制动器的另半数轮缸构成另一回路，可看成是一轴半对半个轴的分路型式，简称KI型。

两个独立的问路分别为两侧前轮制动器的半数轮缸和一个后轮制动器所组成，即半个轴与一轮对另半个轴与另一轮的瑚式，简称LL型。

两个独立的回路均由每个前、后制动器的半数缸所组成，即前、后半个轴对前、后半个轴的分路型式，简称HH型。这种型式的双回路系统的制功效能最好。HI、LL、HH型的织构均较复杂。LL型与HH型在任一回路失效时，前、后制动力的比值均与正常情况下相同，且剩余的总制动力可达到正常值的50％左占。HL型单用回路，即一轴半时剩余制动力较大，但此时与LL型一样，在紧急制动时后轮极易先抱死。

综合以上各个管路的优缺点本次设计最终选择X型管路。

2.5 制动系统布置型式

丰田雅力士轿车制动系统采用的是液压制动系统。汽车制动时制动踏板施加的动力是通过制动液传递。根据交通法规和制动系设计标准的要求，轿车的行车制动装置均采用双回路制动系统。雅力士轿车X型双回路制动系统的制动主缸为串列双腔制动主缸， 加装有真空助力装置，制动器型式采用前盘后鼓。其布置形式如下图所示：

图2.6丰田雅力士轿车制动系统布置型式示意图

第三章 制动系统主要参数及其设计计算 3.1 参考车型制动系相关主要参数数值

参考车型：雅力士轿车 实际参数：

（1） 长×宽×高\\3915×1695×1545(mm) （2） 轴距\\2460mm （3） 最小离地间隙\\150mm （4） 前轮胎规格\\185/60 R15 （5） 后轮胎规格\\185/60 R15

（6） 整备质量：1105kg \\满载：1510kg

（7） 汽车空载时质心离前轴的距离L'1=1080mm 汽车质心离后轴的距离L'2=1380mm

（8） 汽车满载时质心离前轴的距离L1=1180mm 汽车质心离后轴的距离 （9） L2=1280mm

（10）汽车质心高度：空载hg=95cm \\满载hg=85cm

'（11）汽车所受重力G=mg=1105 kg

3.2 同步附着系数分析

(1)当＜(2)当＞稳定性；

(3)当＝能力。

0时：制动时总是前轮先抱死，这是一种稳定工况，但丧失了转向能力； 0时：制动时总是后轮先抱死，这时容易发生后轴侧滑而使汽车失去方向

0时：制动时汽车前、后轮同时抱死，是一种稳定工况，但也丧失了转向

分析表明，汽车在同步附着系数为动减速度为

dudtqg0g0的路面上制动(前、后车轮同时抱死)时，其制

，即q=0，q为制动强度。而在其他附着系数的路面上制

0的路面上，地面

动时，达到前轮或后轮即将抱死的制动强度q＜这表明只有在＝的附着条件才可以得到充分利用。

取一附着系数值=0.6

3.3 法向力及制动力矩分配系数

（1）法向力的计算 由汽车理论可知

汽车制动时，若忽略路面对车轮滚动阻力矩和汽车回转质量的惯性力矩，则对任一角度ω>0的车轮，其力矩平衡方程为

Tf-FBre=0 （3-1）

式中：Tf— 制动器对车轮作用的制动力矩，即制动器的摩擦力矩，其方向与车轮旋转方

向相反，Nm

FB— 地面作用于车轮上的制动力，即地面与轮胎之间的摩擦力，又称地面制动

力，其方向与汽车行驶方向相反，N；

re—车轮有效半径，m。

Ff =Tf/re （3-2）

称之为制动器制动力，它是在轮胎周缘克服制动器摩擦力矩所需的力，因此又称为制动周缘力。Ff与地面制动力FB的方向相反，当车轮角速度>0时，大小亦相等，且Ff仅由制动器结构参数所决定。即Ff取决于制动器结构形式，尺寸，摩擦副的摩擦系数及车轮半径等，并与制动踏板力即制动系的液压或气压成正比。当加大踏板力以加大Tf，Ff和FB均随之增大。但地面制动力FB受附着条件的限制，其值不可能大于附着力F，即 FB≤Fψ=Zψ （3-4） 或 FBmax=Fψ= Zψ （3-5） 式中 — 轮胎与地面间的附着系数； Z— 地面对车轮的法向反力。 当制动器制动力Ff和地面制动力FB达到附着力F值时，车轮即被抱死并在地面上滑移。此后制动力矩Tf即表现为静摩擦力矩，而Ff=Tf/re即成为与FB相平衡以阻止车轮再旋转的周缘力的极限值。当制动到=0以后，地面制动力FB达到附着力F值后就不再增大，而制动器制动力Ff由于踏板力FP增大使摩擦力矩Tf增大而继续上升（见图3.1） 图 3.1 制动器制动力Ff，地面制动力FB与踏板力FP的关系 根据汽车制动时的整车受力分析，考虑到制动时的轴荷转移，可求得地面对前，后轴车轮的法向反力Z1,Z2为： G （3-5） (L2Hg)L G Z2=(L1Hg) (3-6 ) L Z1=式中：G — 汽车所受重力，N； L — 汽车轴距，mm； L1 — 汽车质心离前轴距离，mm； L2 — 汽车质心离后轴距离，mm； hg — 汽车质心高度，mm；  — 附着系数。 取一定值附着系数=0.6；所以在空，满载时可得前后制动反力Z为以下数值 满载时：前轮Z115109.8(1.2800.850.6)

2.46015109.8(1.1800.850.6)

2.46011059.8(1.3800.950.6)

2.46011059.8(1.0800.950.6)

2.460 =10767.7N

后轮Z2 =4030.4N

空载时：前轮Z1' =8584.0N

' 后轮Z2 =2245.0N

由以上两式可求得前、后轴车轮法向反力力即为

车辆工况 汽车空载 汽车满载 前轴法向反力Z1，N 8584.6 10767.7 后轴法向反力Z2,N 2245.0 4030.4 表3.1

（2）分配系数的计算

β=(L2+ hg)/L (3-7)

满载时： =L2hgL=1.2800.60.852.460=0.73 空载时： '=L'2h'g1.3800.60.95==0.79 L2.460由于在附着条件限定的范围内，地面制动力在数值上等于相应的制动周缘力，故又可通称为制动力分配系数。又由于满载和空载时的理想分配曲线非常接近，故应采用结构简单的非感载式比例阀，同时整个制动系应加装ABS防抱死制动系统。

为了使汽车在不同载荷条件下，其前后车轮制动力的分配总能符合或接近理想要求，即前后轴附着力同时被充分利用，以获得尽可能好的制动性能，特别是防止后轮抱死侧滑，在一些汽车的制动系中采用了各种各样的压力阀，如限压阀、比例阀、惯性阀等。

3.4 制动强度和附着系数利用率

一条通过坐标原点斜率为1/的直线，它是具有制动器制动力分配系数的汽车的实际前，后制动器制动力分配线，简称线。图中线与I曲线交于B点，可求出B点处的附着系数0=，则称线与I线交线处的附着系数0为同步附着系数。它是汽车制动性能的一个重要参数，由汽车结构参数所决定。同步附着系数的计算公式是： 0=（Lβ-L2）/ hg (3-8) 满载时： 0=（Lβ-L2）/ hg=(2.460× 0.73-1.280)/0.85=0.61 空载时： '0=（L'-L'2）/hg'=(2.460×0.79-1.380)/0.95=0.59 则制动强度 满载时： qL21.2800.60.60

L2(0)hg1.280(0.60.61)0.85L11.0800.60.59

L1(0)h'g1.080(0.60.59)0.95 空载时： q'附着系数利用率

 满载时 空载时L21.2800.99

L2( 0-)Hg1.280(0.610.60)0.85L'11..0800.99L'1( -'0)H'g1.080(0.60.59)0.95

3.5附着力的计算 汽车总的地面制动力为 FB=FB1+FB2=GduGq (3-9) gdt FB1FB2 — 前后轴车轮的地面制动力。 由以上两式可求得前后车轮附着力为 hgGLL2qhg (3-10)  F1G2FBLLL F2hgGL1L1qhg (3-11) GFBLLL由已知条件可得得前、后轴车轮附着力即地面最大制动力为 故 满载时：前轮F115109.8(1.2800.850.6)0.6

2.46015109.8(1.1800.850.6)0.6

2.460 =6460N

后轮F2 =2418.0N

空载时：前轮F'111059.8(1.3800.950.59)0.6

2.46011059.8(1.0800.950.59)0.6

2.460 =5125.3N

后轮F'2 =1372.0N

故满载时前、后轴车轮附着力即地面最大制动力为：

表 3.6 器制及制矩的计算

车辆工况 汽车空载 汽车满载 前轴车轮附着力F1，N 4899.5 6460 后轴车轮附着力F2,N 1598.0 2418 3.2 制动动力动力

在忽略路面对车轮的滚动阻力矩和汽车回转质量的惯性力矩的条件下雅力士轿车达到最佳制动效果是所需的后轴和前轴的最大制动力矩为： 前轴最大制动力矩：

Tf1maxZ1re10767.70.60.31938.2N.m (3-12) 子午线轮胎有效滚动半径：

re=185×60%+(15×25.4)/2=0.3m (3-13) 后轴最大制动力矩： Tf2max1Tf1max10.731938.2716.9N.m (3-14) 0.73即： 前轮双轮制动力Ff1Tf1maxreTf1maxre6460.7 (3-15) 716.9N.m2389.7N (3-16)

0.3m后轮双轮制动力Ff23.7 前轮盘式制动器制动因数

 根据公式BF=2f f——取0.5 前轮盘式制动器 BF=2×0.5=1.0

各种制动器用摩擦材料的摩擦系数的稳定值约为0.3~0.5，少数可达0.7。一般说来摩擦系数越高的的材料，其耐磨性越差。当前国产的制动摩擦片材料在温度低于250℃时，保持摩擦系数f=0.35~0.40已不成问题。此处的盘式制动器摩擦材料摩擦系数选0.5。

3.8 前轮盘式制动器参数设计计算

1）制动盘直径D

制动盘的直径D希望尽量大些，这时制动盘的有效半径得以增大，但制动盘受轮辋直径的限制。通常为轮辋直径的70%～79%。

某轿车的前轮制动盘直径D为280mm 轮辋直径D0为15x25.4=381mm D/D0 =280/381=73.5% 73.5%在70%~79%之间 符合设计要求。 2）制动盘厚度选择

制动盘厚度直接影响制动盘质量和工作时的温升。为使质量不致太大，制动盘厚度应取小些；为了降低制动时的温升，制动盘厚度不宜过小。通常，一般不带通风槽的轿车制动盘，其厚度约在l0mm—13mm之间。

只有通风孔道的制动盘的两丁作面之间的尺寸，即制动盘的厚度取为20 mm～50 mm，但多采用20 mm～30 mm。

某轿车制动盘厚度12mm在10mm~13mm之间 符合设计要求

3）摩擦衬块内半径R1与外半径R2

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化大。前盘摩擦衬块的内半径R1和外半径R2的尺寸分别为130mm和100mm

R2/R1=130/100=1.3<1.5

符合设计要求。 4）摩擦衬块工作面积A

推荐根据制动摩擦衬块单位面积占有的汽车质量在1.6kg/cm～3.5 kg/cm内选取。 取2.5kg/cm

3.9 制动器磨损特性热容量及温升计算

222摩擦衬块（衬片）的磨损与摩擦副的材质、表面加工情况、温度、压力以及相对滑膜速度等多种因素有关。因此在理论上要精确计算磨损性能是困难的。

汽车的制动过程，是将机械能转变成热量而耗散的过程。在制动强度很大的紧急制动过程中，制动器几乎承担了耗散汽车全部动能的任务。此时，由于在短时间内制动摩擦产生的热量来不及逸散到大气中，致使制动器温度升高。此即所谓的制动器的能量负荷。能量负荷越大，则摩擦衬块（衬片）的磨损越严重。

制动器的能量负荷常以其能量耗散作为评价指标。比能量耗散率又称为单位功负荷或能量负荷，它表示单位摩擦面积在单位时间内耗散的能量，其单位为W/mm2 。

3.9.1盘式制动器磨损特性计算

双轴汽车的单个前轮及后轮制动器的比能量耗散率分为

e12ma(v12v2)4tA12ma(v12v2) (3-17)

e24tA1(1) (3-18)

tv1v2 (3-19) jv1,v2ma为汽车总质量；为汽车回转质量系数；式中，为制动初速度和终速度（m/s）；

2j为制动减速度(m/s2)；t为制动时间（s）；A为前、后制动器衬片（衬块）的摩擦面积（mm）；

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1。

据有关文献推荐，乘用车的盘式制动器在v1=100km/h(27.8m/s)，j=0.6g的条件下，比能量耗散率应不大于6.0W/mm2。比能量过高不仅引起衬片（衬块）的加速磨损，且有可能使制动盘更早发生龟裂。

本次设计的是前盘式制动器，所以仅计算前轮衬块的摩擦特性。 t=(v1-v2)/j= (27.8-0)/6=4.63s e1= v1β/4tA1

=（1510×27.82×0.73）/（4×4.63×110×100） =4.18＜6.0W/mm2

另一个磨损特性指标是衬片在制动过程中由最高制动初速度至停车所完成的单位衬块面积的滑磨功即比滑磨功Lf来衡量:

2mavamaxLfLf （3-20） 2A

ma为汽车的总质量；va为汽车最高车速，式中，由易车网上可知va=180km/h=50m/s，

m/s，A为车轮制动器各制动衬块的总摩擦面积，cm2;Lf为许用滑磨功，对轿车取

2。 L1000~1500J/cmf3.9.2 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 （3-21） 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；

cd——制动盘材料的比热容，对铸铁c=482J／(kg·K)，对铝合金

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

2va L1ma2 （3-22）

2vaL2ma(1) （3-23）

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； ——汽车制动器制动力分配系数。

以va=30km/h（8.33m/s），取满载时的值=0.69来计算，t=15℃，则

vL1maa=1550×8.33×8.33×0.69/2=41030J

2md2V2 =2×3.14×7.8×22.8=11232g

（——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。

3.9.3 盘式制动器制动力矩的校核

盘式制动器的计算用简图如图所示，今假设衬块的摩擦表面与制动盘接触良好，且各处的单位压力分布均匀，则盘式制动器的制动力矩为

Tf =2fNR （3-24） 式中 f——摩擦系数；

R——作用半径；

N——单侧制动块对制动盘的压力；

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。

3-2钳盘式制动器计算用图 3-3 钳盘式制动器的作用半径计

算参考图

如图3-3所示，平均半径为RmR1R2110mm (3-25)在任一2单元面积只RdRd上的摩擦力对制动盘中心的力矩为fqR2dRd

式中q为衬块与制动盘之间的单位面积上的压力，则单侧制动块作用于制动盘上的制动力

R2T1223fqRdRdfq(R2R13)R13 2 (3-26)

单侧衬块给予制动盘的总摩擦力为

fNR1R22fqRdRdfq(R2R12) (3-27)

R令1m， R2

4m]Rm=108.8mm 则有：Re[13(1m)2 因mm1R1，故ReRm。 1，2R2(1m)4 当R1R2，m1，ReRm。

但当m小，即扇形的径向宽度过大，衬块摩擦表面在不同半径处的滑磨速度相差太大，磨损将不均匀，因而单位压力分布将不均匀，则上述计算方法失效。

制动轮缸中的液压，在考虑制动力调节装置作用的情况下，其值一般为=8～12Mpa，制动管路液压在制动时一般不超过10～12Mpa，对盘式制动器可再高些，因此这里取=10Mpa来计算制动轮缸工作面积：

S=πdw2/4=3.14×0.05×0.05/4=0.0019625m2

式中dw为活塞的直径，取dw=50mm

单侧制动块对制动盘的压紧力：N=×0.0019625=19625N

单个制动器制动力矩Tf=2fNRm=2×0.35×19625×0.085=1167.7N.m

1Tf>Tf1max，符合制动力矩要求。

2第四章 制动器主要零部件的结构设计 4.1 制动盘

制动盘一般用珠光体灰铸铁制成，或用添加

cr，Ni等的合金铸铁制成。其结构形

状有平板形（用于全盘式制动器）和礼帽形（用于钳盘式制动器）。

制动盘在工作时不仅承受着制动块作用的法向力和切向力，而且承受着热负荷。为了改善冷却效果，钳盘式制动器的制动 盘有的铸成中间有径向通风槽的双层盘这样可大大地增加散热面积，降低温升约20％一30％，但盘的整体厚度较厚。而一般不带通风槽的轿车制动盘，其厚度约在l0mm—13mm之间。

雅力士的前轮制动盘为实心盘，直径D为280mm,厚度为12mm，轮辋直径D0为381mm。

本次设计采用的材料为HT250。

制动盘的工作表面应光洁平整，制造时应严格控制表面的跳动量、两侧表面的平行度及制动盘的不平衡量。有的文献认为：制动盘的工作表面不平行度不应大0.008mm；盘的表面摆差不应大于0.1mm；制动盘表面粗糙度不应大于0.06。

4.2 制动钳

制动钳由可锻铸铁KTH370一12或球墨铸铁QT400一18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。其外缘留有开口，一边不必拆下制动钳便可检查或更换制动块。制动钳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嵌入钳体中的。钳盘式制动器油缸直径比鼓式制动器中的轮缸大得多，日本轿车钳盘式制动器油缸的直径最大可68.1mm（单缸）或45.4mm（双缸），客车和货车可达82.5mm（单缸）或79.4mm（双缸）。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。活塞由铸铝合金制造或由钢制造。为了提高其耐磨性，活塞的工作表面进行镀铬处理。当制动钳体由铝合金制造时，减少传给制动液的热量则 成为必须解决的问题。为此，应减小活塞与制动背板的接触面积，有时也可采用非金属活塞。

制动钳在汽车上的安装位置可在车轴的前方或后方。制动钳位于车轴前可避免轮胎甩出来的泥、水进入制动钳，位于车轴后则可减少制动时轮毂轴承的合成载荷。

4.3 制动块

制动块由背板和摩擦衬块构成，两者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话和减小制动噪声，可在摩擦衬块与背板之间或在背板后粘（喷涂）一层隔热减震垫（胶）。由于单位压力大和工作温度高 和工作温度高的原因摩擦衬块的磨损较快，因此其厚度较大。据统计，日本轿车和轻型汽车摩擦衬块的厚度在

7.5mm~16mm 之间，中、重型汽车的摩擦衬块在14mm~22mm之间。许多盘式制动器

装有摩擦衬块磨损达到极限时的警报装置，以便能及时更换摩擦衬块。

4.4 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（要求摩擦衬块在300℃的加热板上作用30min后，背板的温度不超过190℃）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材料。根据设计标准和国家法规，制动器摩擦材料不应含有石棉材料。

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磨擦材料大致相同。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，这种材料在欧美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。

粉末冶金摩擦材料是以铜粉或铁粉为主要成分（占总质量的60%~80%），掺上石墨粉、陶瓷粉等非金属粉末作为摩擦系数调整剂，用粉末冶金方法制成。其抗热衰退和抗水衰退性能好，但造价高，适用于高性能轿车和行驶条件恶劣的货车等制动器负荷重的汽车。

第五章 液压制动驱动机构的设计计算 5.1前轮制动轮缸直径与工作容积的设计计算

1)前轮制动轮缸直径

根据公式 dw2P (5-1) p式中：p——考虑到制动力调节装置作用下的轮缸或管路液压，p=8Mp～12Mp.取p=10Mp P=N=19625N

得dw219625=50mm 63.141010根据GB7524-87标准规定的尺寸中选取,因此轮缸直径为50mm。 2)前轮制动轮缸工作容积的设计计算 一个轮缸的工作容积Vw 根据公式 Vwd41n2w (5-2)

式中：dw——一个轮缸活塞的直径； n ——轮缸活塞的数目；

δ——一个轮缸完全制动时的行程： 取δ=2mm

1——消除制动块与制动盘间的间隙所需的轮缸活塞行程。 2——由于摩擦衬块变形而引起的轮缸活塞。

3，4——分别为盘式制动器的变形与制动盘的变形而引起的轮缸 活塞行程。

3.1413

得一个轮缸的工作容积Vw5022=3925mm 415.2制动主缸与工作容积设计计算：

1)制动主缸应有的工作容积

 VmVV (5-3) 式中：V——全部轮缸的总的工作容积；

V——制动软管在掖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；货车取Vm=1.3V，式中V为全部轮缸的总工作容积。

由上面计算得出 V=4Vw=15700mm3

轿车的制动主缸的工作容积可取为Vm=1.1V=1.1×15100=17270mm3

2)主缸直径dm和活塞行程Sm

根据公式：Vm42dmsm (5-4)

一般Sm=(0.8-1.2)dm 取Sm=0.9 dm 得dm=3Vm0.94=

317270=29.022mm

3.140.94根据GB7524-87标准规定的尺寸中选取,因此主缸直径为30mm。 活塞行程计算公式 sm=0.9×dm=27mm

5.3制动踏板力与踏板行程

5.3.1制动踏板力

Fp

根据公式： Fp42dmp11 (5-5) ip式中：dm——制动主缸活塞直径；

P——液压制动管路液压，制动时一般不超过10～12Mpa，取10Mpa ip——制动踏板机构传动比；取ip=

r24 r1 ——制动踏板机构及制动主缸的机械效率，可取=0.85～0.95。 取=0.9 根据上式得：Fp加装真空助力器。

3.141130210106106=2746N >500～700N。所以需要440.9Fp'FP/I (5-5)

式中： I：真空助力比，取12。

FP/=2746/12=228.8N

轿车制动踏板力Fp一般不应超过500N~700N。液压制动踏板机构的设计受驾驶员能发挥的踏板力影响，这取决于人体的因素。

轿车制动踏板力Fp一般不应超过500N~700N（小值用于轿车）。 经验证设计符合要求。

5.3.2制动踏板工作行程xp

xpip(smm1m2) (5-6)

式中：m1——主缸推杆与活塞的间隙，一般取1.5～2mm；取m1=2mm

m2——主缸活塞空行程，即主缸活塞由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；

在确定主缸容积式，应考虑到制动器零件的弹性变形、热变形以及制动衬块的正常磨损量等，还应考虑到用于制动驱动系统信号指示的制动液体积。因此，制动踏板的全行程（至与地板相碰的行程）应大于正常工作行程。制动器调整正常时的踏板工作行程xp约为踏板行程全行程的40%~60%，以便保证在制动管路中获得给定的压力。

踏板全行程对轿车不超过150mm~170mm（小值用于轿车）。

根据上式得：xp4(2722)=124mm＜150mm故所得结果,符合设计要求。

第六章 制动性能分析计算

汽车的制动性是指汽车在行驶中能利用外力强制地降低车速至停车或下长坡时能维持一定车速的能力。

6.1 制动性能评价指标

汽车制动性能主要由以下三个方面来评价： 1）制动效能，即制动距离和制动减速度； 2）制动效能的稳定性，即抗衰退性能；

3）制动时汽车的方向稳定性，即制动时汽车不发生跑偏、侧滑、以及失去转向能力的性能。

制动效能是指在良好路面上，汽车以一定初速度制动到停车的制动距离或制动时汽车的减速度。制动效能是制动性能中最基本的评价指标。制动距离越小，制动减速度越大，汽车制动效能就越好。

制动效能的恒定性主要指的是抗热衰性能。汽车在高速行驶或下长坡连续制动时制动效能保持的程度。因为制动过程实际上是把汽车行驶的动能通过制动器吸收转换为热

能，所以制动器温度升高后能否保持在冷态时的制动效能，已成为设计制动器时要考虑的一个重要问题。

制动时汽车的方向稳定性，常用制动时汽车给定路径行驶的能力来评价。若制动时发生跑偏、侧滑或失去转向能力。则汽车将偏离原来的路径。

制动过程中汽车维持直线行驶，或按预定弯道行驶的能力称为方向稳定性。影响方向稳定性的包括制动跑偏、后轴侧滑或前轮失去转向能力三种情况。制动时发生跑偏、侧滑或失去转向能力时，汽车将偏离给定的行驶路径。因此，常用制动时汽车按给定路径行驶的能力来评价汽车制动时的方向稳定性，对制动距离和制动减速度两指标测试时都要求了其试验通道的宽度。

方向稳定性是从制动跑偏、侧滑以及失去转向能力等方面考验。 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的不协调（互相干涉） 前者是由于制动调整误差造成的，是非系统的。而后者是属于系统性误差。 侧滑是指汽车制动时某一轴的车轮或两轴的车轮发生横向滑动的现象。最危险的情况是在高速制动时后轴发生侧滑。防止后轴发生侧滑应使前后轴同时抱死或前轴先抱死后轴始终不抱死。

理论上分析如下，真正的评价是靠实验的。

6.2制动器制动力分配曲线分析

根据所给参数及制动力分配系数，应用MATLAB编制出制动力分配曲线程序如下： 脚本文件编程为

F=0:0.1:1; hg=input('hg:'); hg1=input('hg1:'); G=input('G:'); G1=input('G1:'); L2=input('L2:'); L1=input('L1:'); L=input('L:');

gg =(1/2)*(((G/hg)*sqrt (L2^2+4*hg*L*F/G))-(G*L2/hg+2*F)); gg1=(1/2)*(((G1/hg1)*sqrt (L1^2+4*hg1*L*F/G1))-(G1*L1/hg1+2*F)); c=input('c:'); y=((1-c)/c)*F; plot(F,gg,F,gg1,F,y);

xlabel ('Fu1/KN '); ylabel ('Fuì2/KN '); title('某轿车制动力分配曲线');

完成上述程序后在命令窗口输入数据 >> fpqx hg:0.85 hg1:0.95 G:1.510 G1:1.105 L2:1.280 L1:1.380 L:2.460 c:0.73

再按回车即可得到图6.1的制动力分配曲线： 图 6.1 制动力分配曲线

当I线与β线相交时，前、后轮同时抱死。 当I线在β线下方时，前轮先抱死。 当I线在β线上方时，后轮先抱死。

通过该图可以看出相关参数和制动力分配系数的合理性。

6.3制动减速度的计算

制动系的作用效果，可以用最大制动减速度来评价。

假设汽车是在水平的，坚硬的道路上行驶，并且不考虑路面附着条件，因此制动力是由制动器产生。

此时j= M总/rrm (6-1) 式中 M总：汽车前、后轮制动力矩的总合 M总= M1+ M2=1938.2+716.9=2655.1Nm

rr--滚动半径 rr=300mm Ga—汽车总重 Ga=1510kg

2代入数据得j=2655.1/（0.3×1510）=5.9m/s

轿车制动减速度应在5.8—7m/s,所以符合要求。

6.4驻车制动计算

21)汽车可能停驻的极限上坡路倾斜角 =arctg0.61.180

2.460.60.85 =19 (6-2) 式中：：车轮与轮面摩擦系数，取0.6； L1：汽车质心至前轴间距离； L：轴距;

hg：汽车质心高度。

最大停驻坡高度应不小于16%～20%，故符合要求。 2）汽车可能停驻的极限下坡路倾斜角 =arctg'0.61.18

2.460.60.85 =18 (6-3) 最大停驻坡高度应不小于16%～20%，故符合要求。

图6.2

结 论

设计过程中参考了大量国内、外相关的书籍和文献资料。运用经验法选取雅力士轿车制动系统相关数据并一一代入公式验证，最后经过大量验证计算后选取最合适数据。通过对轿车制动系统的结构和形式进行分析后，对制动系统的前、后制动器，制动管路布置，制动主缸进行了设计及计算，并绘制出了前、后制动器装配图、制动主缸装配图、制动管路布置图、零件图。

理论上，本设计首先根据给定的整车参数和技术、使用要求，并比较不同类型制动器的优缺点，确定制动器的结构形式；然后通过对制动力矩、制动效能因数、制动距离、制动温升、制动磨损等的计算、校核以及在此基础上进行的零部件结构设计，使设计达到了预期的效果；在现代汽车中，盘式制动器的使用越来越广泛，因为其具有制动效能及热稳定性好，对摩擦材料的热衰退较不敏感，摩擦副的压力分布较均匀等一系列有点。但是对于传统的蹄－鼓式制动器，可利用制动蹄的增势效应而达到很高的制动效能因数。

并具有多种不同性能的可选结构型式，对各种汽车的制动性能要求的适应面广。并且有着极为丰富的理论研究资料和实际使用经验，在以后的设计和应用中，通过大量的努力，从制动器的结构设计，以及制动器摩擦材料等方面加以研究，一定可以设计出既可充分发挥蹄－鼓式制动器制动效能因数高的优点，同时又具有摩擦副压力分布均匀、制动效能稳定以及制动器间隙自动调节机构较理想等优点的新型制动器。

致 谢

通过这次设计，使我对大学四年来所学习的知识有了一个总结性的检阅和考核。使自己初步掌握了汽车制动器的设计方法，以及有关的理论知识和专业知识，且较能熟练地掌握有关手册和技术资料的运用方法，是我们是否能够合格毕业，是否有能力走向社会，面对自己的工作岗位的一向必不可少的基本能力的训练。毕业设计期间，向老师请教过许多问题，有时老师还在百忙中主动帮助我。在老师的帮助过程中，师生之间有了更多接触的时间和机会，加强了师生间的沟通和了解，进一步增进了师生之情。作为一个本科生的毕业设计，由于经验的匮乏，难免有许多考虑不周全的地方，如果没有导师的督促指导，以及一起工作的同学们的支持，想要完成这个设计是难以想象的。这次毕业设计让我各方面的能力都得到了很大的提高，同时也发现和认识到自己还存在的许多的不足，为日后的工作和学习奠定了坚实的基础。

在这里首先要感谢我的导师赵凯辉老师，在我做毕业设计的阶段，从外出实习到查阅资料，设计草案的确定和修改，中期检查，后期详细设计，装配草图等整个过程中都给予了我悉心的指导。我的设计较为复杂烦琐，但是赵老师仍然细心地纠正设计中的不足和瑕疵。赵老师的治学严谨和科学研究的精神也是我学习的榜样，并将积极影响我今后的学习和工作。

其次要感谢和我一起做毕业设计的同学，和我一样他们在毕业设计中遇到了许多困难，但通过我们之间的相互学习和相互帮助最终克服了许多困难，顺利的完成此次毕业设计。如果没有他们的帮助，此次设计的完成将变得非常困难。然后还要感谢大学四年来所有教过和关心过我的老师，正因为他们的无私奉献和热诚帮助，我不仅获得了宝贵的知识而且学到了作为一个基本社会公民应具备的基本素质。

最后感谢母校四年来对我的大力栽培！

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附录

空载时的法向反力 G=input('请输入质量G:'); L=input('请输入轴距L:');

L1=input('请输入质心离前轴的距离L1:'); L2=input('请输入质心离后轴的距离L2:'); k=input('请输入附着系数k:'); h=input('请输入质心高度h:'); Z1=G*9.8/L*(L2+k*h); Z2=G*9.8/L*(L1-k*h); fprintf('Z1%8.5f￡o\\n', Z1) fprintf('Z2%8.5f￡o\\n', Z2) 附着力的计算

G=input('请输入质量G:'); L=input('请输入轴距L:');

L1=input('请输入质心离前轴的距离L1:'); L2=input('请输入质心离后轴的距离L2:'); k=input('请输入附着系数k:'); q=input('请输入制动强度q:'); h=input('请输入质心高度h:'); F1=G*9.8/L*(L2+q*h)*k; F2=G*9.8/L*(L1-q*h)*k; fprintf('F1%8.5f￡o\\n', F1:) fprintf('F2%8.5f￡o\\n', F2:) 分配系数的计算 L=input('请输入轴距L:');

L2=input('请输入质心离后轴的距离L2:'); k=input('请输入附着系数k:'); h=input('请输入质心高度h:'); b=(L2+k*h)/L;

fprintf('b:%8.5f￡o\\n', b) 分配曲线的绘图 F=0:0.1:1;

hg=input('请输入汽车满载时的质心高度hg:'); hg1=input('请输入汽车空载时的质心高度hg1:'); G=input('请输入汽车的满载质量G:'); G1=input('请输入汽车的空载质量G1:');

L2=input('请输入汽车满载时质心离后轴的距离L2:'); L1=input('请输入汽车空载时质心离后轴的距离L1:'); L=input('请输入轴距L:');

gg =(1/2)*(((G/hg)*sqrt (L2^2+4*hg*L*F/G))-(G*L2/hg+2*F)); gg1=(1/2)*(((G1/hg1)*sqrt (L1^2+4*hg1*L*F/G1))-(G1*L1/hg1+2*F)); c=input('请输入制动分配系数c:');

y=((1-c)/c)*F; plot(F,gg,F,gg1,F,y); xlabel ('Fu1/KN '); ylabel ('Fuì2/KN ');

title('某轿车制动力分配曲线');