纸赛车

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安徽工业大学

毕业设计任务书

课题名称FSAE赛车设计

专题：制动系设计与计算

学院机械工程学院

专业班级车辆工程

姓名

学号

毕业设计的主要内容及要求：

一、说明书

总论部分：

本课题的应用领域，产品设计、研究和使用状况（文献综述），分析薄弱

环节和存在问题，提出改进措施。

制动系总体方案设计与分析

制动系和驱动机构的结构型式及选择

制动系的主要参数及其选择

专题部分：

制动器和驱动机构的设计计算

主要零件的强度、刚度分析

主要零、部件的CAD图设计

赛车三围造型和实物模拟

二、图纸内容

总装配图1张

部件装配图1张

主要零件图若干张

指导教师签字：

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毕业论文（设计）原创性声明

本人所呈交的毕业论文（设计）是我在导师的指导下进行的研究工作及取得的研究

成果。据我所知，除文中已经注明引用的内容外，本论文（设计）不包含其他个人已经发表

或撰写过的研究成果。对本论文（设计）的研究做出重要贡献的个人和集体，均已在文中作

了明确说明并表示谢意。

作者签名：日期：

毕业论文（设计）授权使用说明

本论文（设计）作者完全了解**学院有关保留、使用毕业论文（设计）

的规定，学校有权保留论文（设计）并向相关部门送交论文（设计）的

电子版和纸质版。有权将论文（设计）用于非赢利目的的少量复制并允

许论文（设计）进入学校图书馆被查阅。学校可以公布论文（设计）的

全部或部分内容。保密的论文（设计）在解密后适用本规定。

作者签名：指导教师签名：

日期：日期：

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注意事项

1.设计（论文）的内容包括：

1）封面（按教务处制定的标准封面格式制作）

2）原创性声明

3）中文摘要（300字左右）、关键词

4）外文摘要、关键词

5）目次页（附件不统一编入）

6）论文主体部分：引言（或绪论）、正文、结论

7）参考文献

8）致谢

9）附录（对论文支持必要时）

2.论文字数要求：理工类设计（论文）正文字数不少于1万字（不包括图纸、程序清单等），文科

类论文正文字数不少于1.2万字。

3.附件包括：任务书、开题报告、外文译文、译文原文（复印件）。

4.文字、图表要求：

1）文字通顺，语言流畅，书写字迹工整，打印字体及大小符合要求，无错别字，不准请他

人代写

2）工程设计类题目的图纸，要求部分用尺规绘制，部分用计算机绘制，所有图纸应符合国

家技术标准规范。图表整洁，布局合理，文字注释必须使用工程字书写，不准用徒手画

3）毕业论文须用A4单面打印，论文50页以上的双面打印

4）图表应绘制于无格子的页面上

5）软件工程类课题应有程序清单，并提供电子文档

5.装订顺序

1）设计（论文）

2）附件：按照任务书、开题报告、外文译文、译文原文（复印件）次序装订

3）其它

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摘要

FSAE（FormulaSAE）国际学生方程式赛车由美国车辆工程师学会于1979年开办，

在国际上被视为是“学界的F1方程式赛车”。每年在世界各地有600余支大学车队参加

各个分站赛，2011年在中国举办了第一届中国大学生方程式赛车，本设计将针对中国

赛程规定进行设计。

本说明书主要介绍了大学生方程式赛车制动系的设计，首先介绍了汽车制动系统

的设计意义、研究现状以及设计目标。在选定了基本结构后本论文对制动器展开了以

下设计。第一，制动系的参数：包括制动力分配系数、同步附着系数、制动强度、附

着系数利用率以及最大制动力矩等参数的选择计算；第二，制动器及其零部件：制动

盘、制动钳体、摩擦衬块等制动器零部件的尺寸计算与材料选择；第三，制动驱动机

构：制动轮缸、制动主缸、以及踏板行程的设计计算。除此之外，本论文还介绍了制

动驱动机构的结构型式选择，制动主缸，制动管路的多回路系统的选择以及制动器的

研究现状及发展前景。

最后，根据设计与计算用AUTOCAD绘制出了该赛车制动器的装配图和制动钳体、

制动盘等零件图，并用UG对其进行了三维建模。

关键词：盘式制动器,赛车,设计,建模

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Abstract

Form

wasregardedasthe“academicFormula1racing”.ChinahasholdthefirstFormulaonefor

Chinecollegestudentsin2011,thedesignwillbefordesignoftheprovisionsofthe

Chinecalendar.

InThispaper,wemainlyintroducesthedesignofbreakingsystemoftheFormula

fall,breakingsystem'sdesignmeaning,rearchstatus,angoalsarebeen

,

theparametersofbrakingpowerdistributioncoefficientinclude:adhesioncoefficient,

synchronousadhesioncoefficient,strength,andbrake,andmaximumbrakingtorque

parameterscalculation,ondbrakeanditscomponents:thebrakediscand

calliper,frictionliningblocksizeofcomponenttcbrakecalculationandmaterial

lection,Third:brakewheeldrivemechanismbrakecylinder,thebrakepedalstrokethe

cylinder,tion,thispaperintroducesthedrive

mechanismbraketypelection,brakemaincylinderpipe,brakingsystem,thelection

ofmulti-looprearchstatusofbrakeanddevelopmentprospects.

Finally,accordingtothedesignandcalculationusingAUTOCADdrawingbrake

asmblyandbrakecaliperdiscbrake,atthesametime,thepaperalsocarrieda

three-dimensionalmodelingbyUG.

Keywords:discbrake,racingcars,design,modeling

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中文摘要

英文摘要

第一章绪论..................................................................................................................................1

1.1前言.................................................................................................................................1

1.2制动系统的基本概念.....................................................................................................1

1.3制动系统研究现状.........................................................................................................2

1.4FSAE赛车对制动系统的基本要求................................................................................2

1.5课题研究方案.................................................................................................................3

第二章制动器的结构形式选择..................................................................................................4

2.1鼓式制动器结构形式简介.............................................................................................4

2.2盘式制动器结构形式简介.............................................................................................4

2.3盘式制动器的优缺点.....................................................................................................6

2.3.1盘式制动器的优点..............................................................................................6

2.3.2盘式制动器的缺点..............................................................................................7

2.4FSAE方程式赛车制动器结构的最终选择....................................................................7

第三章制动器主要参数及其选择..............................................................................................9

3.1制动力与制动力分配系数.............................................................................................9

3.3制动强度、地面制动力和附着系数利用率...............................................................14

3.4制动器最大制动力矩...................................................................................................16

3.5制动器因数...................................................................................................................17

3.6盘式制动器主要参数的确定.......................................................................................17

3.6.1制动盘直径D....................................................................................................17

3.6.2制动盘厚度h.....................................................................................................18

3.6.3摩擦衬块内径与外径与厚度b.........................................................................18

3.6.4摩擦衬块工作面积A.........................................................................................18

3.6.5摩擦衬块摩擦系数f..........................................................................................18

第四章制动器的设计计算........................................................................................................19

4.1摩擦衬块的磨损特性计算..............................................................................................19

4.1.1比能量耗散率....................................................................................................19

4.1.2比滑磨功............................................................................................................20

4.2制动器的热容量和温升核算.......................................................................................20

4.3盘式制动器有效半径的计算.......................................................................................21

第五章制动器主要零部件的结构设计....................................................................................24

5.1制动盘...........................................................................................................................24

5.2制动钳...........................................................................................................................24

5.3制动块...........................................................................................................................24

5.4摩擦材料.......................................................................................................................25

5.5制动器间隙的调整方法及相应机构...........................................................................26

第六章制动驱动机构的结构形式选择与设计计算................................................................27

6.1制动驱动机构的结构型式选择...................................................................................27

6.1.1简单制动系........................................................................................................27

6.1.2动力制动系........................................................................................................28

6.1.3伺服制动系........................................................................................................28

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6.2制动管路的多回路系统...............................................................................................30

6.3液压制动驱动机构的设计计算...................................................................................31

6.3.1制动轮缸直径与工作容积................................................................................31

6.3.2制动主缸直径与工作容积................................................................................32

6.3.3制动踏板力与踏板行程....................................................................................33

6.3.4制动主缸............................................................................................................34

第七章制动性能分析................................................................................................................35

7.1制动性能评价指标.......................................................................................................35

7.1.1制动效能............................................................................................................35

该结果符合有关标准。................................................................................................36

7.1.2制动效能的恒定性............................................................................................36

结论..............................................................................................................................................37

参考文献...........................................................................................................错误!未定义书签。

致谢...................................................................................................................错误!未定义书签。

附录三维模型............................................................................................................................41

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第一章绪论

1.1前言

由美国车辆工程师学会于1979年开办的FSAE（FormulaSAE）国际学生方程式赛

车，在国际上被视为是“学界的F1方程式赛车”。比赛过程要求各参赛队伍按照赛事

规则和赛车制造标准，在1年的时间内自行设计和制造出1辆在加速、制动、操控性

等方面具有优异表现的小型单人座休闲赛车，能够成功完成全部或部分赛事环节的比

赛。比赛分为静态赛和动态赛两项。静态项目包括制造成本报告、营销报告和技术设

计报告；动态项目包括直线加速、8字环绕、高速避障、耐久赛和燃油经济性测试。

FSAE在2010年才正式进入中国，但短短两年已得到众多高校的关注。目前，很多文

献都是研究乘用车和商用车的制动系统的设计，前后制动力的匹配等，都是以ECE

制动法规和GB12676—1999给出的制动要求为前提。然而FSAE方程式赛车是一种比

较特殊的车型，因为车的设计目的是参赛，以及涉及到轮胎等与传统车辆的不同因素，

所以不能一味地以乘用车的标准去设计。因此本文提出了一套适用于FSAE方程式赛

车制动系统设计的方法。

1.2制动系统的基本概念

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，以及使已停

驶的汽车保持不动，这些作用统称为制动；汽车上装设的一系列专门装置，以便驾驶

员能根据道路和交通等情况，借以使外界（主要是路面）在汽车某些部分（主要是车

轮）施加一定的力，对汽车进行一定程度的制动，这种可控制的对汽车进行制动的外

力称为制动力；这样的一系列专门装置即称为制动系。

这种用以使行驶中的汽车减速甚至停车的制动系称为行车制动系；用以使已停驶

的汽车驻留原地不动的装置，称为驻车制动系。这两个制动系是每辆汽车必须具备的。

由于本次设计FSAE赛车主要是针对竞赛，所以仅进行行车制动系统的设计。

任何制动系都具有以下四个基本组成部分：

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。

控制装置：包括产生制动动作和控制制动效果的各种部件。

传动装置：包括将制动能量传输到制动器的各个部件

制动器：产生阻碍车辆的运动或运动趋势的力（制动力）的部件，其中包括辅助

制动系中的缓速装置。

按制动能源来分类，行车制动系可分为，以驾驶员的肌体作为唯一制动能源的制

动系称为人力制动系；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

制动的则是动力制动系，其制动源可以是发动机驱动的空气压缩机或油泵；兼用人力

和发动机动力进行制动的制动系称为伺服制动系。

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1.3制动系统研究现状

目前，在一般车辆上主要还是采用盘式和鼓式制动器的组合形式。虽然盘式制动

器的使用经济性现在有所提高，但是与鼓式制动器比起来还是贵得多。当然，气压盘

式制动器的性能更优越，内衬的使用寿命更长，维修间隔和保养技术也进一步提升。

摩擦材料现在更大程度的向有机材料类型转变，这对盘式制动器的发展来说是一

个契机，可以使得气压盘式制动器在更高的温度下运行，而鼓式制动器材料是不能承

受这样的温度的。鼓式制动器的发展已经达到了最高限度。

在材料选择方面：80年代之前，国内外都主要采用有石棉树脂型摩擦材料用于汽

车制动，但因石棉摩擦产生有毒粉尘吸入人体后对肺产生影响，以及产生环境污染，

同时在高速、高温下，石棉材料的强度、摩擦系数、耐磨性能等均下降，因此，汽车

制动系无石棉化已是一种必然的发展趋势。国外从70年代就开始禁止采用石棉用做

制动材料，我国在1999年修改的GB12676-1999法规也明确规定“2003年10月1日

之后，制动衬片应不含石棉”。目前国际上第三代摩擦材料诞生——无石棉有机物NAO

片。主要使用玻璃纤维、芳香族聚酰纤维或其它纤维（碳、陶瓷等）作为加固材料。

其主要优点是：无论在低温或高温都保持良好的制动效果，减少磨损，降低噪音，延

长刹车盘的使用寿命，代表目前摩擦材料的发展方向。

目前国内多以半金属纤维增强复合摩擦材料应用最为普遍。但一些企业和地方根

据本身的特点，也在研究新型摩擦材料，比如由河北工业大学所承担的科研项目“替

代石棉制品汽车制动摩擦片的研制”中，采用当地的海泡石纤维来研制摩擦材料取得

初步成功；西安交大与广东省东方剑麻集团有限公司联合研制采用剑麻作为增强纤维

也初步取得成功，据报道该制动器的摩擦系数、磨损率、硬度、冲击韧性等各项性能

均达到国家标准、具有摩擦系数平稳、热恢复性能好、刹车噪音小、使用寿命长、低

成本等优点。另外，国内还有人研究采用水镁石做摩擦材料。不同的纤维有不同的优

缺点，因此研制一种比较符合各种要求的摩擦材料也就成为人们的追求。但不管如何，

未来汽车制动摩擦材料必须是环保化、安全化、轻量化以及低成本的原则。

1.4FSAE赛车对制动系统的基本要求

对于FSAE方程式赛车，根据中国FSC大赛规定对赛车制动系统的要求，FSAE赛

车的制动系统必须符合以下基本要求：

1.赛车必须安装有制动系统。制动系统必须作用于所有四个车轮上，并且通过单

一的控制机构控制。

2.制动系统必须有两套独立的液压制动回路，当某一条回路系统泄漏或失效时，

另一条回路还可以至少保证有两个车轮可以维持有效的制动力。每个液压制动回路必

须有其专用的储液罐（可以使用独立的储液罐，也可以使用厂家生产的内部被分隔开

的储液罐）。

3.安装有限滑式差速器的车桥，其两个车轮可以使用单个制动器制动。

4.制动系统必须在后述的测试中，能够抱死所有四个车轮。

5.禁止使用线控制动。

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6.禁止使用没有保护的塑料制动管路。

7.制动系统必须被碎片护罩保护，以防传动系失效或小碰撞引起的碎片破坏制动

系统。

8.从侧面看，安装在赛车簧上部分上的制动系统的任何部分都不可以低于车架或

者单体壳的下表面。

1.5课题研究方案

1.制动系统的结构方案分析及选择。分析FSAE方程式赛车制动系统的设计要求，

通过比较、计算以及查阅相关资料，选出适合的结构方案。

2.制动系统的主要参数及其选择。选择制动力、制动力分配系数、制动强度、最

大制动力矩等。

3.制动器的设计和计算。根据所选方案与参数，分析计算制动器的制动因数、摩

擦衬块的磨损特性，核算制动器热容量和温升等。

4.制动器主要零部件的结构设计与计算。

5.制动驱动机构的结构形式选择与设计计算。

6.综合上述设计与计算，用绘图软件绘制该制动器的零部件图及总布置图。

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第二章制动器的结构形式选择

汽车制动器几乎均为机械摩擦式，即利用旋转元件和固定元件两工作表面间的摩

擦产生的制动力矩使汽车减速或停车。一般摩擦式制动器按旋转元件的形状分为鼓式

和盘式两大类。

2.1鼓式制动器结构形式简介

鼓式制动器是最早形式的汽车制动器，当盘式制动器还没有出现前，它已经广泛

用干各类汽车上。鼓式制动器又分为内张型鼓式制动器（又称蹄式制动器）和外束型

鼓式制动器（又称带式制动器）两种结构型式。在汽车制动系中，带式制动器曾仅用

作一些汽车的中央制动器，但现代汽车已很少采用。所以，内张型鼓式制动器通常简

称为鼓式制动器，通常所说的鼓式制动器就是指这种内张型鼓式结构。鼓式制动器按

蹄的类型分为：

图2.1鼓式制动器简图

（a）领从蹄式（用凸轮张开）；（b）领从蹄式（用制动轮缸张开）；（c）双领蹄式（非双向，

平衡式）；（d）双向双领蹄式；（e）单向增力式；（f）双向增力式

2.2盘式制动器结构形式简介

按摩擦副中的固定摩擦元件的结构来分，盘式制动器可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内。两块制动块之间装有作为旋转元件的制动盘，制

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动盘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°，所以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，且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，制动时其单位压力很高，摩擦面的温度较

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，故又称为离合器式制动器。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，

结构较复杂。

按制动钳的结构型式来划分，钳盘式制动器又可分为固定钳式和浮动钳式两种。

1)固定钳式盘式制动器

如图2.2.1所示，在制动钳体上有两个液压油缸，其中各装有一个活塞。当压力

油液进入两个油缸活塞外腔时，推动两个活塞向内将位于制动盘两侧的制动块总成压

紧到制动盘上，从而将车轮制动。当放松制动踏板使油液压力减小时，回位弹簧又将

两制动块总成及活塞推离制动盘。这种型式也称为对置活塞式或浮动活塞式固定钳式

盘式制动器。

图2.2.1固定钳式盘式制动器

1—转向节（或桥壳）；2—调整垫片；3—活塞；4—制动块总成；5-导向支承销；

6—制动钳体；7—轮辋；8—回位弹簧；9—制动盘；10—轮毂

固定钳式盘式制动器的应用是早于浮动钳式的，其制动钳的刚度好，除活塞和制

动块外无其他滑动件，但由于需采用两个油缸分置于制动盘的两侧，使结构尺寸较大，

布置较困难；需两组高精度的液压缸和活塞，成本较高；制动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。

2)浮动钳式盘式制动器

浮动钳式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；另一种是制动钳体可绕一支承销摆动(见图2.2.2)。因而有滑动钳式盘

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式制动器和摆动钳式盘式制动器之分。但它们的制动油缸均为单侧的，且与油缸同侧

的制动块总成是活动的，而另一侧的制动块总成则固定在钳体上。制动时在油液压力

作用下，活塞推动该侧活动的制动块总成压靠到制动盘，而反作用力则推动制动钳体

连同固定于其上的制动块总成压向制动盘的另一侧，直到两侧的制动块总成受力均等

为止。对摆动钳式盘式制动器来说，钳体不是滑动而是在与制动盘垂直的平面内摆

动。这样就要求制动摩擦衬块应预先做成楔形的(摩擦表面对背面的倾斜角为6°左

右)。在使用过程中，摩擦衬块逐渐磨损到各处残存厚度均匀(一般约为lmm)后即应更

换。

图2.2.2浮动钳式盘式制动器工作原理图

(a)滑动钳式盘式制动器(b)摆动钳式盘式制动器

1—制动盘；2—制动钳体；3—制动块总成；4—带磨损警报装置的制动块总成；

5—活塞；6—制动钳支架；7—导向销

浮动钳式盘式制动器只在制动盘的一侧装油缸，结构简单，造价低廉，易于布置，

结构尺寸紧凑，可以将制动器进一步移近轮毂，同一组制动块可兼用于行车和驻车制

动。浮动钳由于没有跨越制动盘的油道或油管，减少了油液的受热机会，单侧油缸又

位于盘的内侧，受车轮遮蔽较少，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。但由于制动钳体是浮动的，必须设法减少滑动处或摆动中

心处的摩擦、磨损和噪声。

2.3盘式制动器的优缺点

2.3.1盘式制动器的优点

与鼓式制动器相比，盘式制动器具有如下优点：

1.热稳定性较好，因为制动盘对摩擦衬块无摩擦増力作用；另外，制动摩擦衬块

的尺寸不大，其工作表面的面积仅为制动盘面积的12%～16%，鼓散热性较好。

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2.水稳定性较好，因为制动块对制动盘的单位压力高，易于将附着的水挤出，加

上离心力作用及衬块对盘的擦拭作用，出水后只需经一到二次制动，制动器即能恢复

正常。而鼓式制动器则需经十余次制动方能恢复正常。

3.制动力矩与车辆运动方向（前进或后退）无关。

4.制动稳定性好。

5.易于构成双回路制动系，使系统有较高的可靠性和安全性。

6.尺寸小，质量小，散热良好。

7.压力在制动衬块上的分布比较均匀，故衬块磨损也均匀。

8.摩擦衬块在磨损后比鼓式制动器更换简单容易。

9.摩擦衬块与制动盘之间的间隙小（0.05～0.15mm），缩短了油缸活塞的操作时

间，并使制动驱动机构的力传动比有增大的可能。

10.易于实现间隙自动调整。

11.能方便地实现制动器磨损报警，以便及时更换摩擦衬块。

2.3.2盘式制动器的缺点

1.难以完全防止尘污和锈蚀（封闭的多片全盘式制动器除外）。

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有助力器。

4.因为衬块工作表面小，所以磨损快，使用寿命低，需用高材质的衬块。

2.4FSAE方程式赛车制动器结构的最终选择

简单来讲，制动就是利用摩擦将动能转换成热能，使车辆失去动能而停止下来。

因此，散热对制动系统是十分重要的。如果制动系统经常处于高温状态，就会阻碍能

量的转换过程，造成制动性能下降。越是跑得快的汽车，制动起来所产生的热量越大，

对制动性能的影响也越大。解决好散热问题，对提高汽车的制动性能也就起了事倍功

半的作用。由于FSAE赛车在比赛过程中要达到一定的车速，且应具有良好的散热性

能，故倾向于采用散热性能较好的盘式制动器。

当然，盘式制动器也有自己的缺陷。例如对制动器和制动管路的制造要求较高，

摩擦片的耗损量较大，成本贵，而且由于摩擦片的面积小，相对摩擦的工作面也较小，

需要的制动液压高，必须要有助力装置的车辆才能使用。而鼓式制动器成本相对低廉，

比较经济。四轮轿车在制动过程中，由于惯性的作用，前轮的负荷通常占汽车全部负

荷的70%～80%，因此前轮制动力要比后轮大。轿车生产厂家为了节省成本，就采用

前轮盘式制动，后轮鼓式制动的方式。在FSAE赛车在比赛过程中为了保证赛车在制

动过程中具有稳定的制动性能，根据上述叙述，前后轮均采用浮钳盘式制动器。

根据制动盘的不同，盘式制动器还可分为普通盘式和通风盘式。普通盘式我们比

较容易理解，就是实心的。通风盘式就是空心的，顾名思义具有通风功效，指的是汽

车在行使当中产生的离心力能使空气对流，达到散热的目的，这是由盘式碟片的特殊

构造决定的。从外表看，它在圆周上有许多通向圆心的洞孔，这些洞孔是经一种特殊

工艺（slottededdrilled）制造而成，因此比普通盘式散热效果要好许多，但是由于FSAE

赛车车轮尺寸对制动盘尺寸的限制，所以前后制动器的制动盘均采用实心式制动盘。

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综上所述，本次赛车制动系统的设计，前后轮均采用浮动钳盘式制动器，前后轮

制动盘均选择普通盘。

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第三章制动器主要参数及其选择

盘式制动器设计的一般流程为：根据所给数据，设计要求，依据大赛要求确定出

的整车总布置参数。在有关的整车总布置参数及制动器结构型式确定之后，根据已给

参数并参考已有的同等级汽车的同类型制动器，初选制动器的主要参数，并据以进行

制动器结构的初步设计；然后进行制动力矩和磨损性能的验算，并与所要求的数据比

较，直到达到设计要求。

之后再根据各项演算和比较的结果，对初选的参数进行必要的修改，直到基本性

能参数能满足使用要求为止；最后进行详细的结构设计和分析。

在这里先给出该FSAE赛车的整车参数：

赛车轴距：1650mm

质心高度：310mm

赛车高度：1170mm

赛车长度：2136mm

质心到前轴的距离：907.5mm

质心到后轴的距离：742.5mm

轮胎半径：244mm

轮胎型号:180/530R13

总质量(含人)：345kg

赛车前轴载荷：155.3kg

赛车后轴载荷：189.7kg

3.1制动力与制动力分配系数

赛车制动时，如果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，则

任一角速度0＞的车轮，其力矩平衡方程为

0

eBf

rFT

(3-1)

式中：

f

T—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；

B

F—地面作用于车轮上的制动力，即地面与轮胎之间的摩擦力，又称为地面

制动力，其方向与汽车行驶方向相反，N；

e

r—车轮有效半径，m。

令

e

f

fr

T

F(3-2)

并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，又称为

a

a

制动周缘力。

f

F与地面制动力

b

F的方向相反，当车轮角速度

0＞时，大小也相等。

f

F取决于制动器的结构型式、尺寸、摩擦副的摩擦系数及车轮有效半径等，并与制

动踏板力即制动系的液压成正比。当加大踏板力以加大

f

T

，

f

F和

B

F均随之增大。但

地面制动力

B

F受着附着条件的限制，其值不可能大于附着力



F

，即

B

F

≤



ZF(3-3)





ZFF

B



max

(3-4)

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

f

F

和地面制动力

B

F

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

f

T

即表现为静摩擦力矩，而

eff

rTF/即成为与

B

F

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

b

F

达到附着力



F

值后就不再增大，而制动器制动力

f

F

由于踏板力

P

F的增大使摩擦力矩

f

T

增大而

继续上升（图3.1.1）。

图3.1.1制动器制动力

f

F、涤棉制动力

B

F与踏板力

P

F的关系

图3.1.2所示为赛车在水平路面上制动时的受力情况。其中忽略了空气阻力、旋

转质量减速度时产生的惯性力矩以及汽车的滚到阻力偶矩。另外，在以下的分析中还

忽略制动时车轮边滚动边滑动的情况，且附着系数只取一个数值



。

图3.1.2制动时的汽车受力图

根据图3.1.2中给出的赛车制动时的整车受力情况，并对后轴车轮的接地点取力

a

a

矩，得平衡式为

gdt

du

GLLZhm

21



对前轴车轮的接地点取力矩，得平衡式为

g

h

dt

du

GLLZm

12



式中：

1

Z——汽车制动时水平地面对前轴车轮的法向反力，N；

2

Z——汽车制动时水平地面对后轴车轮的法向反力，N；

L——汽车轴距，mm；

1

L——汽车质心离前轴距离，mm；

2

L——汽车质心离后轴距离，mm；

g

h——汽车质心高度，mm；

G——汽车所受重力，N；

m

——汽车质量kg；

dt

du

——汽车制动减速度，2/ms。

根据上述汽车制动时的整车受力分析，考虑到汽车制动时的轴荷转移以及G=mg，

式中g为重力加速度(2/ms)，则可求得汽车制动时水平地面对前、后轴车轮的法向反

力

1

Z，

2

Z分别为



















dt

du

g

L

L

G

Zg

h

21



















dt

du

g

L

L

G

Zg

h

12

（3-5）

令

dt

du

=qg，q称为制动强度，则汽车制动时水平地面对汽车前、后轴车轮的法向

反力

1

Z，

2

Z又可表达为

g

L

L

G

Zqh

21



g12

qhL

L

G

Z（3-6）

若在附着系数为



的路面上制动，前、后轮均抱死（同时抱死或先后抱死均可），

此时汽车总的地面制动力

B

F（

21BB

FF）等于汽车前、后轴车轮的总附着力

a

a



F

21

FF

，亦等于作用于质心的制动惯性力m

dt

du

（见图3.1.2），即有

dt

du

mφ

φ

GFF

B

或

gφ

dt

du



代入式（3-5），则得水平地面作用于前、后轴车轮的法向反作用力的另一表达式：



g21

φhL

L

G

Z

g12

φhL

L

G

Z（3-7）

式（3-5），（3-6），（3-7）均为直线方程，由上式可见，当制动强度或者同步附着

系数改变时，前后轴车轮的地面法向反作用力的变化是很大的，前轮增大，后轮减小。

汽车的地面走马那个制动力为

Gq

dt

duG

FFF

BBB



g21

（3-8）

式中：q——制动强度，亦称比减速度或比制动力；

21

,

BB

FF——前后轴车轮的地面制动力。

由式（3-4）～式（3-6）及式（3-8）可求出前、后轴车轮的附着力为

φ

L

G

φ

2

2

φ1g

g

B

qhL

L

h

F

L

L

GF



















φqL

L

G

φ

h

φ1

1

φ2

h

L

F

L

L

GFg

B



















（3-9）

上式表明：赛车在附着系数为任一确定的路面上制动



时，各轴车轮附着力即极

限制动力并非常数而是制动强度q或总制动力

B

F的函数。当汽车各车轮制动器的制

动力足够时，根据前、后轴的轴荷分配，以及前、后轮制动器制动力的分配、道路附

着系数和坡度的情况等，制动过程可能出现的情况有3种，即

（1）前轮先抱死拖滑，然后后轮再抱死拖滑；

（2）后轮先抱死拖滑，然后前轮再抱死拖滑；

（3）前、后轮同时抱死拖滑。

在上述3种情况中，显然是第3种情况的附着条件利用的最好。

由式（3-8），式（3-9）不难求得在任何附着系数



的路面上，前、后轮同时抱死

即前、后轴车轮附着力同时被充分利用的条件为

φG

212f1f



BB

FFFF



g1g22121

φh/φh//LLFFFF

BBff

（3-10）

a

a

式中：

1f

F——前轴车轮的制动器制动力，

111f

φZ

B

FF

；

2f

F——后轴车轮的制动器制动力，

222f

φZ

B

FF

；

1B

F——前轴车轮的地面制动力；

2B

F——后轴车轮的地面制动力；

21

ZZ，——地面对前、后轴车轮的法向反力；

G——汽车重力；

21

LL，——汽车质心离前、后轴的距离；

g

h——汽车质心高度。

由式（3-10）可知，前、后车轮同时抱死时，前、后车轮制动器的制动力

1f

F，

2f

F

是φ的函数。

由式（3-10）中消去φ可得



































1

2

1

2

22f

2

h

4

2

1

f

g

f

g

g

F

GL

F

G

Lh

L

h

G

F（3-11）

目前大多数两轴汽车前后制动器制动力的比值为一定值，并已前端制动器制动力

1f

F与汽车总的制动器制动力

f

F之比来表明分配的比例，称为汽车制动器制动力分配

系数β，即

21

1f1f

fff

FF

F

F

F



（3-12）

又由于在附着条件所限定的范围内，地面制动力在数值上等于相应的制动周缘

力，因此β又可通称为制动力分配系

3.2同步附着系数

由式（3-12）可得







1

1

2f

f

F

F

（3-13）

上式是一条通过坐标原点且斜率为(1-)/的直线，是汽车实际前、后制动器制

动力分配线，简称线。线与I曲线交于B点，B点处的附着系数=

0

，则称

0



为同步附着系数。它汽车制动性能的一个重要参数，由汽车结构参数所决定。本设计

选取赛车前、后制动器制动力为固定比值，因此只有在附着系数



等于同步附着系数

a

a

0



的路面上，前、后车轮制动器才会同时抱死，当赛车在不同值的路面上制动时，

可能有以下3种情况。

1.当



<

0

，线位于I曲线下方，制动时总是前轮先抱死。它虽是一种稳定工

况，但丧失转向能力。

2.当



>

0



，线位于I曲线上方，制动时总是后轮先抱死，这时容易发生后轴

侧滑使汽车失去方向稳定性。

3.当

0



，制动时前、后轮同时抱死，是一种稳定工况，但也失去转向能力。

为了防止赛车的前轮失去转向能力和后轮产生侧滑，希望在制动过程中，在即将

出现车轮抱死但尚无任何车轮抱死时的制动减速度，为该车可能产生的最高减速度。

分析表明，赛车在同步附着系数

0



的路面上制动(前、后车轮同时抱死)时，其制动减

速度为du/dt



qg



0



g，即

q

0



，q为制动强度。而在其他附着系数



的路面上制

动时，达到前轮或后轮即将抱死时的制动强度q<



，这表明只有在=

0



的路面上，

地面的附着条件才能得到充分利用。附着条件的利用情况可用附着系数利用率(或称

为附着力利用率)



表示：





q

G

F

b（3-14）

式中：

B

F——赛车总的地面制动力；

G——所受重力；

q

——制动强度。

当



=

0

时，

q

=

0

，=1时利用率最高。

根据有关资料

1推荐，取赛车

0

=0.7，则

L

hL

g02









=0.582

3.3制动强度、地面制动力和附着系数利用率

前面的式子（3-8）和（3-14）已给出了制动强度q和附着系数利用率的定义式，

下面再讨论一下当



=

0

、



<

0

和



>

0

时的q和

。

根据所定的同步附着系数

0

=0.7，和求得的



=0.582

进而求得

qhL

L

G

GqFF

gBB021

（3-15）

qhL

L

G

GqFF

gBB012

--1-1（3-16）

当



=

0

时：

1

1

FF

B

，

22



FF

B

，故GF

B

，q=



；=1。

故NGFF

Bf

7.196718.9345582.0

1

1



a

a

NGFF

Bf

3.141318.9345582.0-1-1

2

2

）（）（

当



<

0

时：可能得到的地面制动力取决于前轮刚刚首先抱死的条件，即

1

1

FF

B



。可求得：

g02

2

)(hL

GL

F

B







（3-17）

g02

2

)(

q

hL

L









（3-18）

g2

2

)(hL

L

o









（3-19）

令6.0，求得



NF

B

8.1944

32.06.07.07425.0

6.07425.08.9345









NFF

BB

9.11318.1944582.0

1



NFF

BB

9.8128.1944582.011

2





58.0

31.06.0-7.07425.0

6.07425.0

)(

02

2











g

hL

L

q







96.0

31.06.07.07425.0

7425.0

)(

2

2









g

hL

L

o





当



>

0

时：可能得到的最大总制动力取决于后轮刚刚首先抱死的条件，即

22

FF

B



。可求得：

g01

1

)(hL

GL

F

B







（3-20）

g

hL

L

q

)(

01

1









（3-21）

g01

1

)(hL

L









（3-22）

令0.1

则：



NF

B

7.3066

31.07.019075.0

19075.08.9345









NFF

BB

8.17847.3066582.0

1



a

a

NFF

BB

9.12817.3066582.011

2





91.0

31.07.019075.0

19075.0

)(

g01

1











hL

L

q







91.0

31.07.019075.0

9075.0

)(

g01

1









hL

L





本设计中赛车的值恒定，其

0

值小于可能遇到的最大附着系数，使其在常遇

附着系数范围内不致过低。在



>

0

的良好路面上紧急制动时，总是后轮先抱死。

3.4制动器最大制动力矩

为保证赛车具有良好的制动效能和稳定性，应合理地确定前，后轮制动器的制动

力矩。

最大制动力是在附着系数被完全利用的条件下获得的，这时制动力与地面作用于

车轮的法向力

1

Z,

2

Z

成正比。由式（3.10）可知，双轴汽车前、后车轮附着力同时被

充分利用或前、后轮同时抱死时的制动力之比为

gf

f

hL

hL

Z

Z

F

F

01

g02

2

1

2

1









=1.3896

式中：

1

L

，

2

L——质心离前、后轴距离;

0

——同步附着系数；

g

h

——汽车质心高度。

按有关资料，上式的比值在1.3—1.6较为合适。

制动器所能产生的制动力矩，受车轮的计算力矩所制约，即

eff

rFT

11



；

eff

rFT

22



式中：

1

f

F

——前轴制动器的制动力，

11

Nf

FF；

2

f

F——后轴制动器的制动力，

22

Nf

FF；

1

N

F——作用于前轴车轮上的地面法向反力；

2

N

F——作用于后轴车轮上的地面法向反力；

e

r

——车轮有效半径。

由于选取了较大的

0



值0.7，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。当

0

时,（设所遇到最大的值为1）相应的极限制动强度q，

可求得其最大总制动力



NF

B

7.3066

31.07.019075.0

19075.08.9345









而车轮半径

mmr244



，最大制动力矩为：

mNrFT

Bf

•3.748244.07.3066

max

a

a

故前轴最大制动力矩为：

mNrFT

Bf

5.435244.07.3066582.0

max

1





一个前轮制动器应有的最大制动力矩：

mNmNTT

f

7.2175.435

2

1

2

1

max1

1

后轮最大制动力矩为：

mNrFT

Bf

7.312244.07.3066582.011

max

2





一个后轮制动器应有的最大制动力矩为：

mNTT

f

•4.1567.312

2

1

2

1

max2

2

3.5制动器因数

制动器因数BF，它表示制动器的效能，因而又称为制动器效能因数。其实质是制

动器在单位输入压力或力的作用下所能输出的力或力矩，用于评价不同结构型式的制

动器的效能。制动器因数可定义为在制动盘的作用半径上所产生的摩擦力与输入力之

比，即

PR

T

BFf

(3-23)

式中：

f

T——制动器的摩擦力矩；

R——制动盘的作用半径；

P——输入力，一般取加于两制动块的压紧力的平均值为输入力。

对于钳盘式制动器，两侧制动块对制动盘的压紧力均为P，则制动盘在其两侧工

作面的作用半径上所受的摩擦力为2fP（f为盘与制动衬块间的摩擦系数），于是钳

盘式制动器的制动器因数为

f

P

fP

BF2

2

(3-24)

式中：f为摩擦系数.

在本次赛车设计中取f=0.4；则BF=0.8

3.6盘式制动器主要参数的确定

3.6.1制动盘直径D

制动盘直径D应尽可能取大些，这是制动盘的有效半径得到增大，可以减小制动

钳的夹紧力，降低衬块的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70％～79％。

在本次设计中：

mmD1.231%704.2513

1



a

a

mmD9.260%794.2513

2



制动盘直径的选择范围为：mmmmD9.2601.231，由制动盘尺寸选择标准选

取制动盘直径mmD240。

3.6.2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；为了降低制动盘工作时的温升，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。

在本次设计中，前后制动器均选取实心式制动盘，取厚度h=10mm.

3.6.3摩擦衬块内径与外径与厚度b

推荐摩擦衬块外半径

2

R与内半径

1

R的比值不大于1.5.若此比值偏大，工作时衬块

的外缘与内侧圆周速度相差较大，使得磨损不均匀，接触面积减小，最终将导致制

动力矩变化大。

在本次设计中，选取

2

R

/

1

R

=1.35，由于摩擦衬块外半径

2

R

略小于制动盘半径

mm

D

120

2

240

2

，取mmR120

2

。

所以mm

R

R2.85

35.1

2

1

，取

mm86

1

R

。参考相关资料，选定摩擦衬块厚度

b=14mm。

3.6.4摩擦衬块工作面积A

一般摩擦衬快单位面积占有汽车质量在1.62/cmkg-3.52/cmkg范围内选取，考虑

到现今摩擦材料的不断升级，此范围可适当扩大些。本次设计使用半金属摩擦材料，

其摩擦系数优于石棉材料。

由于制动衬块为扇形，选定其到圆心的夹角为60，故工作面积为：

222

2

1

2

2

7.36

360

60

6.8-12

360

60

cmRRA

本次设计取A=236cm

3.6.5摩擦衬块摩擦系数f

选择摩擦衬块时,不仅希望其摩擦系数要高些，更要求其热稳定性要好，受温度

和压力的影响要小。不可单纯地追求摩擦材料的高摩擦系数。各种制动器用摩擦材料

的摩擦系数的稳定值约为0.3～0.5，一般来说，摩擦系数愈高的材料，其耐磨性愈差，

所以在制动器设计时并非一定要追求高摩擦系数的材料。在假设的理想条件下计算制

动器的制动力矩，为使计算结果接近实际，在本次设计中，取f=0.4。另外，在选择

摩擦材料时，应尽量采用减少污染和对人体无害的材料，故选用粉末冶金材料。

a

a

第四章制动器的设计计算

4.1摩擦衬块的磨损特性计算

摩擦衬片(衬块)的磨损，与摩擦副的材质、表面加工情况、温度、压力以及相对

滑磨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。但试验表明，

摩擦表面的温度、压力、摩擦系数和表面状态等是影响磨损的重要因素。

汽车的制动过程是将其机械能(动能、势能)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，制动器几乎承担了耗散汽车全部动力的任务。此

时由于在短时间内热量来不及逸散到大气中，致使制动器温度升高。此即所谓制动器

的能量负荷。能量负荷愈大，则衬片(衬块)的磨损愈严重

4.1.1比能量耗散率

制动器的能量负荷常以其比能量耗散率作为评价指标。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

2/mmW

。

单个前轮制动器和单个后轮制动器的比能量耗散率分别为

22

12

1

1

22

12

2

2

()

1

22

()

1

(1)

22

a

a

mvv

e

tA

mvv

e

tA































（4-1）

j

vv

t21





式中：



——回转质量换算系数；

a

m——赛车总质量；

1

v，

2

v——制动初速度与终速度，sm/；计算时取smhkmv/8.27/100

1



j——制动减速度,2/sm,设赛车在附着系数1的赛道上以sm/8.27的初速

度制动，由于赛车同步附着系数为7.0

，故后轮先抱死取2/10smj

。

t

——制动时间，

s

；

21

,AA——前、后制动器衬片(衬块)的摩擦面积；（2

21

36cmAA

）

——制动力分配系数。

在紧急制动到0

2

v时，并可近似地认为1，则有



1

2

1

122

1

tA

vm

ea

a

a

)1(

22

1

2

2

1

2



tA

vm

ea（4-2）

把各参数值代入上式得

s

j

vv

t78.2

10

8.27

21





2

2

1

2

1

1

/88.3582.0

1003678.22

8.27345

2

1

22

1

mmW

tA

vm

ea







2

2

2

2

1

2

/78.2)58.01(

1003678.22

8.27345

2

1

)1(

22

1

mmW

tA

vm

ea







盘式制动器的比能量耗散率以不大于6.02/Wmm为宜，比能量耗散率过高会引

起衬片（衬块）的急剧磨损，而且还可能引起制动盘产生龟裂。式中t为100Km/h

时的制动时间，其值为2.78s。

12

,AA为前后制动器摩擦衬片面积。58.0

2，求得

2

2

2

1

/78.2,/88.3mmWemmWe

，符合要求。

4.1.2比滑磨功

磨损和热的性能指标也可用衬块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

f

L来衡量：

2

max

2

aa

ff

mv

LL

A









（4-3）

式中：

a

m——汽车总质量，kg；

maxa

v——汽车最高制动车速，m/s

A



——车轮制动器各衬块的总摩擦面积，2cm

f

L





——许用比滑磨功，取221000/1500/

f

LJcmJcm







可求得：2

2

max

2

/4.1328

4362

3.33345

2

cmJA

A

vm

La

a

f











，满足要求。其中，最高车

速取33.3m/s即120km/h

4.2制动器的热容量和温升核算

应核算制动器的热容量和温升是否满足如下条件：

ddhh

mcmctL

（4-4）

式中：

d

m——各制动盘的总质量，为已知2Kg

h

m——与各制动盘相连的金属（如轮毂、轮辐、制动钳体等）总质量，为4kg

d

c——制动盘材料的比容热，对铸铁C=482J/(kgK)；对于铝合金C=880

J/(kgK)

h

c——与制动盘相连的受热金属件的比容热；

a

a

t——制动盘的温升（一次由30/

a

vkmh到完全停车的强烈制动，温升不应

超过15

C

）；

L——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、后制动力的分配比率分配给前后、

制动器，即

2

12

a

a

v

Lm

2

2

(1)

2

a

a

v

Lm（4-6）

求得：

JL30.6666582.0

2

33.8

345

2

1



JL29.5003418.0

2

33.8

320

2

2



所以：

JLLL59.1166929.50033.6666

21



式中

a

m——赛车满载总质量，为345Kg

a

v——赛车制动时的初速度

——赛车制动器制动力分配系数，为0.582

核算：Jtcmcm

hhdd

5532

JL3.11102

故，满足以下条件：

ddhh

mcmctL

4.3盘式制动器有效半径的计算

盘式制动器的计算用简图如图4.3.1所示，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

fNRT

f

2（4-6）

a

a

式中：f——摩擦系数，取值0.4；

N——单侧制动块对制动盘的压紧力，见图4.3.1

R——作用半径。

对于常见的扇形摩擦衬块，如果其径向尺寸不大则取R为平均半径

m

R或有效半

径

e

R已足够精确。如图图4.3.2所示，平均半径为

mm

RR

R

m

100

2

12080

2

21









式中：

1

R，

2

R——扇形摩擦衬块的内半径和外半径。（

mmRmmR12080

21

；

）

图4.3.1盘式制动器的计算用图

图4.3.2钳盘式制动器的作用半径计算用图

根据图4.3.2，在任一单元面积RdRd上的摩擦力对制动盘中心的力矩为

dRdfqR2，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

制动盘上的制动力矩为：





)(

3

2

2

3

1

3

2

2

12

1

RRfqdRdfqR

TR

R



a

a

单侧衬块给予制动盘的总摩擦力为：





)(2

1

2

2

2

1

RRfqdRdfqRfNR

R



得有效半径为：

)

2

](

)(

1[

3

4

3

2

2

21

2

21

21

2

1

2

2

3

1

3

2

RR

RR

RR

RR

RR

fN

T

Rf

e













令m

R

R



2

1，则有：

me

R

m

m

R]

)1(

1[

3

4

2

=100.7mm

因1

2

1

R

R

m，

4

1

)1(2



m

m

，故

me

RR。当

21

RR，1m，

me

RR。但当

m过小，即扇形的径向宽度过大时，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。本次设计取有效

半径为100mm。

a

a

第五章制动器主要零部件的结构设计

5.1制动盘

制动盘一般用珠光体灰铸铁制成，或用添加NiCr，等的合金铸铁制成。用于钳

盘式制动器的制动盘结构形状一般为礼貌形（见图5.1）。

有的文献认为：制动盘两侧表面不平行度不应大于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0.06mm，本设计在此采用。

本次设计采用的材料为合金铸铁，结构形状为礼帽形，前后均为实心盘。

图5.1礼帽形制动盘

5.2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。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。在钳体

中加工出制动油缸。为了减少传给制动液的热量，将活塞的开口端顶靠制动块的背板。

活塞由铸铝合金制造，为了提高耐磨损性能，活塞的工作表面进行镀铬处理。为了解

决因制动钳体由铝合金制造而减少传给制动液的热量的问题，减小了活塞与制动块背

板的接触面积。

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，位于车轴后则可减小制动时轮毂轴承的合成载荷。

因此本次设计采用可锻铸铁，整体式、镀铬处理，前后制动钳位于车轴后。

5.3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汽化和减小制动噪声，可在摩擦衬块与背板之间或在背板后粘

a

a

（或喷涂）一层隔热减震垫（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衬块磨损达极限时的警报装置，

以便及时更换摩擦衬片。

本次设计取衬块厚度14mm，有隔热减震垫。

5.4摩擦材料

表5.1摩擦材料性能对比

材料

性能

有机类无机类

制法编制物石棉模压半金属模压金属烧结金属陶瓷烧结

硬度软硬硬极硬极硬

密度小小中大大

承受负荷轻中中-重中-重重

摩擦系数中-高低-高低-高低-中低-高

摩擦系数稳定性差良良良-优优

常温下的耐磨性良良良中中

高温下的耐磨性差良良良-优优

机械强度中-高低-中低-中高高

热传导率低-中低中高高

抗振鸣优良中-良差差

抗颤振

-

中-良中

--

对偶性优良中-良差差

价格中-高低-中中-良高高

制动摩擦材料应具有高而稳定的摩擦系数，抗热衰退性能好，不能在温度升到某

一数值后摩擦系数突然急剧下降，材料应有较好的耐磨性，较低吸水率、压缩率、热

传导率和热膨胀率以及高的抗压、抗拉、抗剪切、抗弯曲性能和耐冲击性能；制动时

应不产生噪声和不良气味，应尽量采用低污染和对人体无害的摩擦材料。

以往车轮制动器采用广泛应用的模压材料，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(由无机粉粒及橡胶、聚合树脂等配成)与噪声消除剂(主要

成分为石墨)等混合后，在高温下模压成型的。模压材料的挠性较差，故应按衬片或

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，使衬片或衬块具有不同

a

a

的摩擦性能和其他性能。

本次设计综合考虑各种材料，参考了表5.1，采用性能更好、环保效果更好的半

金属材料。摩擦系数为f=0.4。

5.5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。一般来说盘式制动器的制动间隙为0.1-0.3mm（单侧为0.05-0.15mm）。此间隙的

存在会导致踏板或手柄的行程损失，因而间隙应尽量的小。考虑到制动过程中摩擦副

可能产生热变形和机械变形，因此制动器在冷态下的间隙应有试验确定。本设计制动

间隙取为0.2mm。

图5.2制动间隙的自调装置

1-制动钳体；2-活塞；3-活塞密封圈

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，盘式制动器的调整机构已自动化。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

下产生弹性变形，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作用下退回，直到密

封圈的变形完全消失为止，这时摩擦快与制动盘之间重新回复到设定间隙。详见图

5.2

a

a

第六章制动驱动机构的结构形式选择与设计计算

制动驱动机构用于将司机或其他动力源的制动作用力传给制动器，使之产生制动

力矩。

6.1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，如表

6.1所示。

表6.1制动驱动机构的结构形式

制动力源力的传递方式

用途

型式制动力源

工作

介质

型式工作介质

简单制动系（人

力制动系）

司机体力

机械式

杆系或钢

丝绳

仅用于驻车制

动

液压式制动液

部分微型汽车

的行车制动

动

力

制

动

系

气压动力

制动系

发动机动

力

空气

气压式空气

中，重型汽车的

行车制动

气压-液压式

空气，制

动液

液压动力

制动系

制动

液

液压式制动液

伺

服

制

动

系

真空伺服

制动系

司机体力

与发动机

动力

空气

液压式制动液

轿车，微，轻，

中型汽车的行

车制动

气压伺服

制动系

空气

液压伺服

制动系

制动

液

6.1.1简单制动系

简单制动系即人力制动系，是靠驾驶员作用于制动踏板上或手柄上的力作为制动

力源，且力的传递方式又有机械式和液压式两种。机械式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，故仅用在中、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，可用于行车制动装置。其优点是作

a

a

用滞后时间短(0.1～0.3s)，工作压力高(可达10～12MPa)，轮缸尺寸小，可布置在制

动器内部作为制动蹄张开机构或制动块压紧机构，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，使制动效能降低甚至失效，且气温过低时，可能整个系

统都不能正常工作

6.1.2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，而驾驶员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。

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联接装置结构简单、联接和断开都很方

便。但气压制动系必须采用空气压缩机、贮气罐、制动阀等装置，使结构复杂、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(0.3～0.9s)，

因此在制动阀到制动气室和贮气罐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0.5～0.7MPa)，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。

气顶液式制动系是动力制动系的另一种型式，、其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。由于气压系统的管路短，作用滞后时间也较短。显然，其结构复杂、质量大、造

价高，故主要用于重型和部分中型汽车。

全液压动力制动系是用发动机驱动油泵产生的液压作为制动力源。有开式(常流

式)和闭式(常压式)两种。开式(常流式)系统在不制动时，制动液在无负荷状况下由油

泵经制动阀到贮液罐不断地循环流动，制动时则借助于阀的节流而产生所需的液压进

入轮缸。闭式回路因平时保持着高液压，故又称常压式。它对制动操纵的反应比开式

的快，但对回路的密封要求较高。在油泵出故障时，开式的将立即不起制动作用，而

闭式的还有可能利用回路中的蓄能器的液压继续进行若干次制动。

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、制动能

力强、易于采用制动力调节装置和防滑移装置等优点。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，目前仅用于一些高级汽车和大型客

车及少数重型矿用自卸车上。

此外。各种型式的动力制动系在其动力系统失效使回路中的气压或液压达不到正

常压力时，制动作用即会全部丧失。

6.1.3伺服制动系

伺服制动系是在人力液压制动系中增加由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动能源的制动系。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

a

a

压系统产生一定程度的制动力（即由伺服制动转变为人力制动）。

按伺服系统能源的不同，可分为真空伺服制动系、气压伺服制动系和液压伺服制

动系。其伺服能源分别为真空能（负气压能），气压能和液压能。

真空伺服制动系是利用发动机进气管中节气门后的真空度(负压，一般可达

0.05～0.07MPa)作动力源，一般的柴油车若采用真空伺服制动系时，则需有专门的

真空源——由发动机驱动的真空泵或喷吸器构成。

气压伺服制动系是由发动机驱动的空气压缩机提供压缩空气作为动力源，伺服气

压一般可达0.6～0.7MPa。故在输出力相等时，气压伺服气室直径比真空伺服气室直

径小得多。且在双回路制动系中，如果伺服系统也是分立式的，则气压伺服比真空伺

服更适宜，因此后者难于使各回路真空度均衡。但气压伺服系统的其他组成部分却较

真空伺服系统复杂得多。

液压伺服制动系一般是由发动机驱动高压油泵产生高压油液，供伺服制动系和动

力转向系共同使用。

按照助力特点，伺服制动系又可分为助力式和增压式两种。

真空助力式（直动式）伺服制动系（如图6.1.1所示），伺服气室位于制动踏板

与制动主缸之间，其控制阀直接由踏板通过推杆操纵。驾驶员通过制动踏板直接控制

伺服动力的助力大小，并与之共同推动主缸活塞，使主缸产生更高的液压通向盘式制

动器的油缸和鼓式制动器的轮缸。由真空伺服气室、制动主缸和控制阀组成的总成称

为真空助力器。

图6.1.1真空助力式（直动式）伺服制动系回路图

1-制动踏板；2-控制阀；3-真空伺服气室；4-制动主缸5-贮液罐6-制动信号号灯液压开关；7—

真空管路；8—真空单向阀；9—前盘式制动油缸；10—后鼓式制动轮缸

增压式伺服制动系，由真空伺服气室、辅助缸和控制阀组成的真空伺服装置位于

制动主缸与制动轮缸之间，驾驶员通过制动踏板推动主缸活塞所产生的液压作用于辅

助缸活塞上，同时也驱动控制阀使伺服气室工作。伺服气室的推动力也作用于辅助缸

活塞，使后者产生高于主缸压力的工作油液并输往制动轮缸。由真空伺服气室、辅助

a

a

缸和控制阀等组成的伺服装置称为真空增压器。回路中当通向前轮(或后轮)制动轮缸

的管路发生泄漏故障时，则安全缸内的活塞将移位并堵死通往漏油管路的通道。当主

缸输出油管发生泄漏故障时，增压式回路中的增压器便无法控制，而助力式的则较为

简单可靠。在采用双回路系统时，助力式的一般只需采用一个带双腔主缸的助力器；

而增压式的则必须有两个增压器使回路更加复杂，或者仍采用一个增压器，但在通往

前、后轮缸的支管路中各装一个安全缸，使回路局部地前、后分路。

伺服制动系统中的管路液压与踏板力之间并不存在固有的比例关系，为了使驾驶

员在制动时能直接感受到踏板力与制动强度间的比例关系，在系统中装一个控制阀予

以保证。

本设计中采用简单双回路液压制动系统。

6.2制动管路的多回路系统

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，即应是双管路的，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

的回路扔能可靠地工作。

图6.2.1液压双回路系统的五种分路方案

1—双腔制动主缸；2—双回路系统的一个分路；3—双回路系统的另一个分路

图6.2.1所示为双轴汽车的液压式制动驱动机构的双回路系统的五种分路方案

图。选择分路方案时，主要是考虑其制动效能的损失程度，制动力的不对称情况和回

路系统的复杂程度等。

图6.2.1（a）为前，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，这一分路方案若后轮制动管路失效，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。

图6.2.1(b)为前、后轮制动管路呈对角连接的两个独立的回路系统，即前轴的一

a

a

侧车轮制动器与后桥的对侧车轮制动器同属一个回路，称交叉型，简称X型。其结构

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，采用这种分路方案的汽车，其主销偏移距应取负值（至

20mm），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。多用于

中、小型轿车。

图6.2.1(c)的左右前轮制动器的半数轮缸与全部后制动器轮缸构成一个独立的回

路；而两前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HI型。

图6.2.1(d)的两个独立的回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型式LL型。

图6.2.1(e)的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动效能

最好。

各种结构中，HI、LL、HH型的结构均较复杂，综合以上各个管路的优缺点，本

设计最终选用X型回路系统。

6.3液压制动驱动机构的设计计算

6.3.1制动轮缸直径与工作容积

制动轮缸对制动块的作用力P与轮缸直径

w

d及制动轮缸中的液压P有如下关系：

p

P

d

w

2（6-1）

式中：p——考虑制动力调节装置作用下的轮缸或管路液压，p=8~12MPa。本

设计制动轮缸液压取MPap8。

对于P因为

PR

T

BFf

=2f则T2

f

fPR，另外由公式（4.6）fNRT

f

2。经受

力分析可知单侧制动块对制动盘的压紧力N应等于制动轮缸对制动块的作用力P。所

以

2

f

T

P

fR



，又因为制动器对前后轮的最大制动力矩为已知。

求得前轴

N

fR

T

P3.2721

1.04.02

7.217

2

1

1







，后轴NP1955

2

，带入公式（6.1）

则mmd

w

2.22

1

,mmd

w

6.19

2

。

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。压力愈

高轮缸直径就愈小，但对管路特别是制动软管及管接头则提出了更高的要求，对软管

的耐压性、强度及接头的密封性的要求就更加严格。

a

a

根据GB7524-87轮缸直径应在标准规定的尺寸系列中选取，轮缸直径的尺寸系列

为：14.5，16，17.5，19，22，（22.22），（23.81），24，（25.40）26，28，（28.58），

30，32，35，38，42，46，50，56mm。

故在本设计中前轴轮缸直径选为24mm，后轴轮缸直径选为22mm

一个轮缸的工作容积：



n

ww

dV

1

2

4





（6-2）

式中：

w

d——一个轮缸活塞的直径；

n

——轮缸的活塞数目；



——一个轮缸活塞在完全制动时的行程：

4321



在初步设计时，可取



=2～2.5mm。（本设计取



=2.5mm）

1

——消除制动块与制动盘间的间隙所需的轮缸活塞行程；

2



——因摩擦衬块变形而引起的轮缸活塞行程，可根据衬块的厚度、

材料弹性模量及单位压力计算；

3



，

4



——变形而引起的轮缸活塞行程，试验确定。

全部轮缸的总工作容积



m

w

VV

1

（6-3）

式中：m——轮缸数目。在本设计中取m=4；

求：113.15.224

4

14.3

1

2

1

nmlV

n

w

，195.05.222

4

14.3

1

2

2

nmlV

n

w

全部轮缸的工作容积416.4295.0213.1

1

mVV

m

W

6.3.2制动主缸直径与工作容积

主缸的直径应符合系列尺寸，主缸直径的系列尺寸为

14.5，16，17.5，19，22，（22.22），（23.81），24，（25.40）26，28，（28.58），

30，32，35，38，42，46mm

制动主缸应有的工作容积

VVV

m





（6-4）

式中：

V

——全部轮缸的总工作容积。

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，制动主缸的工作容积可取为1.1

m

VV；

将V=4.16ml代入（6.4）得：

mlV

m

58.4

主缸活塞直径

m

d和活塞行程

m

s可由下式确定：

a

a

mmm

sdV2

4





（6-5）

一般

m

s=（0.8～1.2）

m

d，取

m

s=0.8

m

d，代入（6.5）得：

mmd

m

4.19

，查制

动主缸直径标准，在本设计中取

m

d=22mm，

m

s=17.6mm

6.3.3制动踏板力与踏板行程

制动踏板力

P

F的验算公式：



11

4

2

P

mPi

pdF

（6-6）

式中：

m

d——主缸活塞直径；

p——制动管路的液压；

P

i——踏板机构传动比，

1

2

r

r

i

P



，一般为2～5；（在本设计中取4）



——制动踏板机构及制动主缸的机械效率，可取0.85～0.95。

本次设计取0.95

根据上式得：NNNF

P

7005009.799

4

1

95.0

1

1081022

4

66-2



所以需要加装助力器

/

pp

FFI





式中：I——真空助力比，取2。

/

pp

FFI



=799.9/2=400N

据文献，

p

F一般不应超过500～700N，所以本次设计踏板力符合要求。

制动踏板的工作行程

p

x为：

)(

21mmmpp

six（6-7）

式中：

1m

——主缸中推杆与活塞间的间隙，一般取1.5～2mm（本次设计取

1m

=2mm）

2m

——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。（本次设计取、

2m

=1.5mm）

将2,5.1,2,6.17

21



pmmm

immmmmms代入（6.7）中得：

mmx

p

2.425.126.172

据文献，踏板全行程不应超过100～150mm,所以本次设计符合设计要求。

a

a

6.3.4制动主缸

为了提高汽车的行驶安全性，根据交通法规的要求，现代汽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，因此用于

单贿赂制动系的单腔制动主缸已被淘汰。

如图6.3.1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。

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。

图6.3.1制动主缸工作原理图

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。

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。

根据大赛要求，制动主缸选取串列双腔制动主缸。

a

a

第七章制动性能分析

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。

7.1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。

7.1.1制动效能

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，汽车的制动效能就越好。

1.制动减速度

a

制动系的作用效果，可以用最大制动减速度及最小制动距离来评价。

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

2/9.8

345244.0

3.748

sm

mr

T

af







（7-1）

其中：

f

T——最大制动力矩



r——车轮有效半径

m

——汽车满载质量

求得2/9.8sma

2.制动距离S

制动距离直接影响着汽车的行驶安全，由下式决定：

2

2

1

1

3.6225.92

t

v

Stvm

a









（7-2）

式中：

1

t——制动机构滞后时间，即踩下制动踏板克服回位弹簧力并消除制动蹄片制

动鼓间的间隙所需时间，s；

2

t——制动器制动力增长过程所需时间，s；

a

a

12

tt——制动器的作用时间，一般在2.0～s9.0之间；

v——制动初速度，/kmh。

设赛车在附着系数7.0的赛道上以hkm/72的初速度制动，由于赛车同步附

着系数为

7.0

0

，故前后轮同时抱死。可得制动最大减速度和制动距离为:

2/8.9

345

3381

sm

mr

rF

mr

T

ab

f







,

41.28

8.992.25

72

72

2

4.0

2.0

6.3

1

92.2526.3

122

2

1



































a

v

v

t

tS

m

该结果符合有关标准。

7.1.2制动效能的恒定性

制动效能的恒定性主要指的是抗热衰性能。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。本设计均采用了浮动钳盘式制动器，正是考虑到了其制动效能的

恒定因素。

a

a

结论

本次毕业设计是以FSAE方程式的制动系统为研究对象，通过对制动系统的结构

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、三维图、及一些零件图。

为了提高赛车的安全性、稳定性，本次制动系统的设计经过理论和实际分析，前

后车轮均采用了浮动钳盘式制动器；主缸选用了串联双腔的液压主缸；制动管路采用

X型双管路制动系统。由计算可知人力无法满足制动力的要求，所以加装了助力器。

相关评价指标也完全符合。总体来看，该FSAE方程式赛车制动系统经理论验证基本

达到了设计的预期目标。

此次毕业设计可以说在某种程度上是一种尝试，通过查阅大量的有关汽车制动系

统资料以及查找相关方程式赛车资料，使我学到了很多有关制动系统的相关知识，也

了解到方程式赛车这种主要用于竞赛车辆的制动系统与轿车制动系统的不同与共同

之处，通过对比更有利掌握关于制动系统的理论知识，了解了时下一些汽车的制动器

类型及原理。

总的来说，此次设计对我四年的学习进行了一次复习与检验，也为我以后的学习

和工作起到了一定的铺垫作用。

a

a

参考文献

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[2].陈家瑞．《汽车构造》．[M].北京.机械工业出版社,2009.2

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[10].齐志鹏主编．汽车制动系统的结构原理与检修．北京：人民邮电出版社，2002

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[16].张炳力．《汽车设计》．合肥工业大学出版社，2011.3

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[18].MILLIKENWF，CarVehicleDynamics[M].Social

ofAutomotiveEngineer，Inc，1995

[19].Win[M].AEROPublishers，Inc，1978

a

a

致谢

很快的，近一学期的毕业设计就要结束了，毕业设计是专业教学计划中的最后一

个同时也是最重要的教学环节，也是理论联系实际，实践性很强的一个教学环节。通

过这样的一个教学环节，一方面培养学生能够独立运用所学的知识与技能解决本专业

范围内一项有实际意义的设计制造、科研实验、生产管理等课题；另一方面也是培养

学生综合分析问题的能力，独立解决问题的能力，为毕业后参加工作打下良好的基础。

在设计期间遇到了很多具体问题，通过老师和同学们的帮助，这些问题得以即时

的解决。特别要感谢张玉华老师对我的指导，让我学到了知识，掌握了设计的方法，

也获得了实践锻炼的机会。在我遇到困难的时候张玉华老师总是能耐心的帮我解答，

为我能顺利完成毕业设计提供了非常必要的帮助。在此对张老师的帮助表示最诚挚的

谢意。另外感谢在这四年中我的其他任课老师，是你们让我在四年的时间里上升了一

个层次。最后感谢我的学校安徽工业大学，是安徽工业大学给了我这个优越的学习环

境。

进行了毕业设计后，离毕业的日子也就不远了，能够圆满完成毕业设计是我们所

有毕业生的心愿，这必将成为大学时代美好的回忆，同时更能带给我们成就感，使自

己面对今后的工作时更加有信心。离开校园之际，希望在大学期间帮助过我的每位老

师、同学、朋友都能有个美好的明天。

a

a

a

a

附录三维模型

1零件建模

前轮制动钳制动

立柱轮辋

a

a

衬块

支架

a

a

2装配模型

前轮装配模型

后轮装配模型

a

a

整车装配模型