日产轩逸轿车盘式制动系统设计.doc

1 绪论 2
1.1 制动系统设计的意义 2
1.2 制动系统的研究现状 2
1.3 本次制动系统应达到的目标 2
2 制动系统方案论证分析与选择 3
2.1 制动器形式方案分析与选择 3
2.1.1 鼓式制动器 3
2.1.2 盘式制动器 4
2.2 制动驱动机构的型式选择 6
2.2.1 简单制动 6
2.2.2 动力制动 7
2.2.3 伺服制动 7
2.3分路系统 7
3 制动系统设计计算 9
3.1 所选汽车的相关参数 9
3.2 制动系主要参数及其选择 10
3.2.1 制动力与制动力分配系数 10
3.2.2 同步附着系数 10
3.2.3 制动强度和附着系数利用率 10
3.2.4 制动器最大制动力矩 11
3.2.5 制动因数 11
3.3 盘式制动器结构参数与摩擦系数的确定 12
3.3.1 制动盘直径D 12
3.3.2 制动盘厚度H 12
3.3.3 摩擦衬块外半径R2、内半径R1与厚度b 12
3.3.4 制动衬快工作面积A 12
3.3.5 摩擦衬块摩擦系数f 12
3.3.6 制动衬快设计计算. 12
3.3.7 摩擦衬块磨损特性计算 13
4 液压制动驱动机构的设计计算 14
4.1 制动轮缸直径 14
4.2 制动主缸直径与工作容积 15
4.3制动踏板力与踏板行程 15
5 盘式制动器的效能分析及优化 16
5.1 制动系统评价指标 16
5.1.1 制动效能 16
5.1.2 制动效能的稳定性 17
5.1.3制动时汽车的方向稳定性 17
5.2制动器制动力分配曲线分析 17
5.3 制动系参数的优化 18
6 结论 21
参考文献 22

24

德州学院 汽车工程学院 2014届 交通运输专业 毕业设计
日产轩逸轿车盘式制动系统设计
李良
（德州学院汽车工程学院，山东德州，253023）

摘 要: 本设计从制动器的功用及设计的要求出发，依据给定的设计参数，进行了方案论证，选择了盘式制动器，制动系有较高的制动效能和较高的效能因素稳定性。对盘式制动器的具体结构的设计过程进行了详尽的阐述。在设计计算部分，选择了几个结构参数，计算了制动系的主要参数，盘式制动器相关零件以及驱动机构的设计计算。
关键词： 制动系统 ； 安全性； 制动系统设计
1 绪论
1.1 制动系统设计的意义。
汽车是现代交通工具中用得最多、最普遍、也是运用得最方便的交通工具。制动系统被设计在车辆底盘上，用来制约车辆行驶，而制动器对于限制车辆行驶起着至关重要的作用。保障其结构和性能的优越性成为保障车辆和人身安全的重要前提。现代社会随着交通的越来越拥挤，人们对汽车安全性的要求越来越高，配备安全可靠地制动系统已成为人们对汽车的基本要求。因此，人们对制动系统的研发设计寄予了更高的期望。
1.2 制动系统的研究现状。
目前，汽车所用的制动器几乎都是摩擦式的，可分为鼓式和盘式两大类。盘式制动器使用最为普遍。不过，时下还有不少经济型轿车采用的还不完全是盘式制动器，而是前盘后鼓式混合制动器，这主要是出于成本上的考虑，同时也是因为轿车在紧急制动时，负荷前移，对前轮制动的要求比较高，一般来说前轮用盘式制动器就够了。当然，前后轮都使用盘式制动器是一种趋势。
1.3 本次制动系统应达到的目标
1） 具有足够的制动效能；
2） 制动稳定性好；
3） 工作可靠性高；
4） 操纵稳定好；
5） 制动热稳定性好；
6） 作用滞后性好；
7） 制动公害小；
8） 摩擦衬片应有足够的使用寿命；
9） 摩擦副磨损后，最好设置自动调整间隙机构。
2 制动系统方案论证分析与选择
2.1 制动器形式方案分析
我们日常所见的汽车制动器绝大多数为机械摩擦式，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，根据其摩擦副结构形式的不同，制动器可分为鼓式和盘式两大类。
2.1.1 鼓式制动器
根据结构型式的不同，制动器分为内张型和外束型两大类。在过去，曾经有些汽车的中央制动器使用过外束型鼓式制动器，现在的汽车上已经很少见到这种装置了。因此，现在汽车上通常使用的是内张型鼓式制动器。按蹄的类型它又分为：

图 2-1 鼓式制动器简图
1） 领从蹄式 如图2.1（a）所示，领从蹄式制动器的每块蹄片都有自己的固定支点，并且两固定支点处于两蹄的同一端，可采用凸轮、楔块或液压轮缸作张开装置。领从蹄式制动器的优点：具有良好的效能和效能稳定性；前进、倒退行驶的制动效果不变；结构简单，成本低廉；便于附装驻车制动驱动机构；易于调整蹄片与制动鼓之间的间隙。领从蹄式制动器的缺点：由于两蹄片上的单位压力不等，领从蹄式制动器存在着两蹄衬片磨损不均匀、寿命不同的缺点。
2） 单向双领蹄式 如图2.1（b）所示，单向双领蹄式制动器的两块蹄片各有自己的固定支点，而且两固定支点位于两蹄的不同端，汽车前进制动时，这种制动器的制动效能相当高。当倒车制动时，由于两蹄片都为从蹄，制动效能明显下降。由于多了一个轮缸，与领从蹄式制动器相比结构略微复杂。
3） 双向领从蹄式 如图2.1（c）所示，双向领从蹄式制动器的两蹄片浮动， 因此无论是前进制动还是倒车制动，都可以有效地保证这种制动器非常高的制动效能，而且不变。这种制动器被广泛运用在了轻中型载货汽车的前后车轮上，不过，当这种制动器用作后轮制动器时，还需要额外设置中央驻车制动器。
4）双领蹄式制动器 如图2.1（d）所示，双领蹄式制动器的两个蹄片各有一个固定支点，而且两固定支点位于两蹄片的不同端，并用各有一个活塞的两轮缸张开蹄片，双领蹄式制动器的制动效能稳定性最好，但由于制动器效能最低的缘故，很少应用。
5） 单向增力式 如图2.1（e）所示，单向增力式制动器优点很多：当汽车前进制动时，它的的制动效能是非常高的，并且高于前面讲述的各种制动器；缺点是在倒车制动时，制动效能最低。由于存在明显的缺陷，使得单向增力式制动器应用并不广泛。
6） 双向增力式 如图2.1（f）。这一种制动器的制动效能非常好，而且无论车辆是向前行驶时制动还是倒车时制动，它的制动效果一样优秀。如果车辆不进行紧急制动，这种制动器就不会因为摩擦产生的高温而影响它的制动效果。由于优点明显，驻车时正反效能都很高，导致目前很多汽车中央制动器普遍采用这种双向增力式的。
2.1.2 盘式制动器
根据摩擦副中固定元件的结构不同，盘式制动器可分为钳盘式和全盘式两大类。
1） 钳盘式
钳盘式制动器按照制动钳的结构形式不同可分为定钳盘式制动器和浮钳盘式制动器。
定钳盘式制动器：如图2-2所示，这种制动器中的制动钳固定不动，制动盘与车轮相连并在制动钳体开口槽中旋转。这种制动器的优点是：第一，在固定钳盘式制动器，除了活塞和制动块，其他部分都是不能动的，从而很容易的确保了制动钳的工作稳定性。第二，这种制动盘的结构简单，制造成本也比较低，并且由于结构简单的缘故，很容易配合多种制动回路应用。
‚浮动钳盘式制动器：
浮动钳盘式制动器的制动钳体是浮动的。浮动钳盘式制动器的制动油缸是单侧的，和制动油缸同侧的制动块总成是可以灵活转动的，和制动油缸异侧的制动块总成则是固定不动的。汽车制动时汽车制动器由于受到油液压力的作用，为了达到使制动盘两侧的制动块总成受力均等的效果，我们利用油液压力迫使活塞推动活动的制动块总成挤压到制动盘，反作用力推动异侧的制动块总成压向制动盘的另一侧。

定钳盘式制动器存在着以下缺点：（1）油缸较多，使制动钳结构复杂；（2）油缸分
置于制动盘两侧，必须用跨越制动盘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，难以安装在现代化轿车的轮辋内；（3）热负荷大时，油缸（特别是外侧油缸）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。这些缺点使得定钳盘式制动器难以适应现代汽车使用要求，故自70 年代以来，逐渐让位于浮钳盘式制动器，因为定钳以上的这些不可避免的缺点浮钳一个都没有，另外浮钳还有体积更小重量更轻容易实现电子化等等优点。
2） 全盘式
在全盘式制动器中，摩擦副的旋转元件及固定元件均为圆盘形，制动时各盘摩擦表面全部接触，其作用原理与摩擦式离合器相同。由于这种制动器散热条件较差，其应用远远没有钳盘式制动器广泛。
盘式制动器与鼓式制动器相比，有以下优点：
1)热稳定性较好。
2)水稳定性较好。
3)制动稳定性好。
4)制动力矩与汽车前进和后退行驶无关。
5)制动盘的热膨胀不会造成制动踏板的行程损失。
6)易于实现间隙自动调整。
综上所述，由于固定钳盘式制动器缺点较多，已逐渐被淘汰，所以我选择性能更好的浮动钳盘式制动器。
2.2 制动驱动机构的形式选择
制动驱动机构将来自驾驶员或其他力源的力传给制动器，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。
2.2.1 简单制动
简单制动是指依靠驾驶员的踏板力和手柄力作为制动力源，分为机械式和液压式两种。
机械式简单制动的优点是：结构简单，成本低，工作可靠性高；缺点是：机械效率低，传动比较小，润滑多，而且机械式简单制动的制动效能由于受到多种因素的影响而导致工作稳定性较差。所以，机械式简单制动仅用于简单的停车制动，在行车制动中已被淘汰。
与机械式相比，液压式的工作稳定性则优秀的多。液压式简单制动存在以下优点：当其进入工作状态时，作用滞后时间相对较短；结构简单，质量小；机械效率较高。与此同时，液压式简单制动也存在一些缺点，例如：受到剧烈高温后，部分制动液化，在管路中会产生气泡，对液压传输造成严重影响。
2.2.2 动力制动
动力制动，就是利用发动机的动力转化成汽车的制动力。动力制动系可分为如下三种：
1) 气压制动系 气压制动系主要存在如下优点：可以得到相对较大的驱动力，结构较
简单，另外，它的连接和断开也很方便。但是由于其尺寸较大，成本较高等缺点也限制了气压制动系的进一步推广应用。
2) 气顶液式制动系 气顶液式制动系，作用滞后时间相对较短，可将液压制动和气压制动的优点汇聚在一起。
3) 全液压动力制动系 全液压动力制动系在目前的应用中受到一定限制，仅仅在大型客车、高级轿车有所应用。它虽然拥有较易操作、制动能力强且制动的反应快等优点，但是，它的缺点更为明显，例如：精密件太多，导致了整个系统结构变的复杂，其产生的后果就是对整个系统的密封性要求变得越来越高。如果我们采用这种系统，将会大大增加了车辆的制造成本。
2.2.3 伺服制动
伺服制动将人力和发动机力有效地结合在一起。正常工作时，动力伺服系统产生工作压力；当伺服系统瘫痪的时候，制动器还可以依靠人的力量来驱动液压系统产生制动力。表面上看这种系统更有保障一些，不过与发动机力相比，人的力量毕竟有限，我们的研究还是以如何更有保障的利用机械的力量。不过，现在很多的轿车上依然还存在着这种系统。
综合以上各种制动驱动机构的优缺点，根据我们参照的车型，我们选择液压驱动机构。2.3分路系统

图2-4 液压分路系统形式
我们通常所说的分路系统，指的是将所有的车辆制动器的气压管路或液压管路中一条独立的回路替换为两个或多个，这样就可以有力的保证制动系统正常工作了，即使其中的某个回路无效后，其它的回路也可以替代这条无效的回路而继续高效工作。
II型管路布置是最简单的，并且成本较低，在各种汽车中广泛应用。但是，这种形式的制动回路存在很大的缺陷：第一，如果后制动回路出现瘫痪，前轮一旦抱死，汽车就很容易丧失转弯制动能力；第二，现在大多数的家用轿车采用的都是发动机前置前驱的方式，前轮所承受的制动力要大于后轮所承受的制动力，假如前轮的制动回路瘫痪后，仅凭后轮制动回路的作用，会出现严重的制动力缺乏；第三，假如行驶中，汽车前后轮所承受的制动力不一致，还可能会导致汽车发生侧滑。
X型的结构也很简单，当汽车直线行驶时，无论哪一个制动回路发生瘫痪，另外一个制动回路都能够产生一半的制动力。然而，一旦有一个损坏的管路系统引起了制动系统制动力不对称，前轮将向制动力大的制动轮一方偏转，导致汽车丧失稳定性。不过，对于这种问题，我们已经找到了行之有效的解决办法，我们将汽车的主销偏移距设计为负值，就可以使不平衡的制动力轮向相反的方向偏转，从而大大提高车辆的行驶稳定性。
另外的三种回路结构都比较复杂，且存在着明显的弊端，因此我们最终选择了X型管路。
综上所述，我们设计的汽车制动系统，制动器选用浮动钳盘式制动系统，制动驱动机构选用液压驱动机构，分路系统选用X型管路。
3 制动系统设计计算
3.1 所选汽车的相关参数
我们以日产轩逸为例，在此先给出轩逸的整车参数：
1）外形尺寸：长x宽x高＝4665mm×1700mm×1510mm；
2）轴距：2700mm；
3）最高车速：190Km/h；
4）额定载客（包括驾驶员）：4 人；
5）汽车整车整备质量1280 kg；汽车满载质量:1655kg。
6）其它参数参考轩逸2.0自动豪华版。
其它参数的确定：
① 轮滚动半径
轩逸轿车轮胎规格为195/60 R16，由此可得轩逸轿车轮胎的断面宽度为195mm，扁平率为60%，轮毂为直径为16英寸的轮合金轮毂，经计算得轮毂为1625.4=406.4mm。因此轩逸车轮滚动半径为 =（406.4+2×195×60%）/2=320.2mm。
②空载时质心距前轴距离, =1080mm ；满载时质心距前轴距离, =1345mm；
空载时质心距后轴距离,=1620mm；满载时质心距后轴距离，=1355mm。
③空满载时的轴荷分配
空载时，后轴负荷 （3—1）
前轴负荷 （3—2）
满载时，后轴负荷 （3—3）
前轴负荷 （3—4）
④空满载时的质心高度,
空载时，=684mm；
满载时， =664mm。
3.2 制动系主要参数及其选择
3.2.1 制动力与制动力分配系数
我们将前轮制动器制动力定义为，将后轮制动器的制动力定义为，根据前、后轮理想的制动器制动力分配公式：
满载时， （3—5）
式中， — 前轴车轮的制动器制动力； — 后轴车轮的制动器制动力；
— 汽车重力；— 汽车质心离后轴距离；— 汽车质心高度；L — 汽车轴距。
代入得：
（3—6）

空载时，同样由 （3—7）
得：

选定制动力分配系数β =0.68。
3.2.2 同步附着系数
满载时 （3—8）
空载时 （3—9）
对于轿车，只要满足满载时，同步附着系数0.6，即可满足要求。
3.2.3 制动强度和附着系数利用率
当=时，最大总制动力
制动强度q=
附着系数利用率
当<时,前轮刚刚抱死的条件决定了汽车能得到的最大总制动力，即。
而最大总制动力
（3—10）
制动强度
（3—11）
附着系数利用率
（3—12）
当 >时,后轮刚刚抱死的条件决定了汽车能得到的最大总制动力，即。
而最大总制动力
（3—13）
制动强度
（3—14）
附着系数利用率
（3—15）
不同的路面附着系数不同，制动强度和附着系数利用率也不同，我们按常见的行驶路面如沥青、混凝土等这些附着系数大于0.796的路面计算制动强度和附着系数利用率。
3.2.4 制动器最大制动力矩
选取值为0.796，为了保证汽车制动时汽车具有良好的稳定性，从而确定出各轴的最大制动力矩。当 >时,极限制动强度q <，取=0.8计算。
可求得其最大总制动力
（3—16）
而车轮有效半径=311mm，故前轴最大制动力矩
（3—17）

一个前轮制动器应有的最大制动力矩：
（3—18）
3.2.5 制动器因数
钳盘式制动器，制动盘两侧所受到的制动块的压力均为P，则制动盘的两工作表面上所受到的摩擦力就为2 fp，这里的f 指的是制动盘与制动衬块之间的摩擦系数，因此，该制动器的制动因数为BF=2f =2×0.3=0.6。
3.3 盘式制动器结构参数与摩擦系数的确定
3.3.1 制动盘直径D
我们在设计制动盘时，制动盘的直径D在允许的范围内应尽量取大些，这样可以增加制动盘的有效半径，减小了制动钳的压紧力，从而降低了制动衬块的单位压力和工作温度，提高了制动效能的稳定性。只不过由于受到了轮辋直径的限制，我们最终设计的制动盘直径确定为轮辋直径的75%，即：制动盘直径D=406.4×75%mm=304.8mm，取304mm。
3.3.2 制动盘厚度H
制动盘的厚度影响了制动盘的散热情况和汽车行驶时制动盘的惯性大小，一方面要保证制动盘良好的散热，另一方面又要尽可能减小汽车运动时制动盘的惯性，我们选择将制动盘设计成中高档汽车上才会出现的通风盘。一般而言，通风盘的厚度为20～50mm，我们这里选取通风盘的厚度为30mm。
3.3.3 摩擦衬块外半径R2、内半径R1与厚度b
根据设计要求，选取摩擦衬块外半径与内半径 之比不超过1.5。选 /=1.4，由于摩擦衬块外半径略小于制动盘半径mm，取147mm。
mm，选定厚度b=14mm。
3.3.4 制动衬快工作面积A
由于制动衬块为扇形，而且我们选定的制动衬块的圆心的夹角为，因此制动衬块的工作面积
。 （3—19）
3.3.5摩擦衬块摩擦系数f
选择摩擦衬块时,首先要求摩擦系数要高些，更要求其热稳定性要好，受温度和压力的影响要小。假设在理想条件下，计算制动器的制动力矩，为使计算结果接近实际，取f =0.3。
3.3.6 制动衬块的设计计算。
我们可以设定衬块的摩擦面均与制动盘产生接触，其接触产生的压力分布是均匀的，因此制动器的制动力矩可表示为，式中：
（1） f 为摩擦系数；
（2） 为单侧制动块对制动盘的压紧力；
（3） R 为作用半径。
由于所设计的轩逸轿车盘式制动器的制动衬块采用扇形摩擦表面，它的径向宽度相对较小，R 可以用或进行替代，可以进行精确计算。
平均半径为 mm
是扇形表面的面积中心到制动盘中心的长度，如下式所示，
（3—20）
式中，。 （3—21）
3.3.7 摩擦衬块磨损特性计算
在理论上，由于影响摩擦衬块的磨损的因素相对较多，计算起来非常困难，但是，通过实验我们很容易得出只有摩擦表面的温度和摩擦力是最主要的影响因素。
现在，评价能量符合的指标，世界通用的是比能量耗散率。
轩逸轿车的前轮制动器的比能量耗散率为：
（3—22）
式中： （3—23）
（1） 为汽车总质量（kg）；δ为汽车回转质量换算系数；
（2） 、为制动初速度和终速度（m/ s）；
（3） j为制动减速度（）；t为制动时间（s）；
（4） 为前制动器衬块的摩擦面积（）；
（5） β 为制动力分配系数。
在紧急制动到停车的情况下，=0，并可以认为δ =1，故
（3—24）
据有关文献推荐，计算时我们选择减速度j =0.6g，制动初速度 ，乘用车用100km（27.8m/s）。而 =57.9=5790，代入得：
（3—25）
（3—26）
另外，计算衬块磨损特性时，可以用比摩擦力。单个前轮的制动器的比摩擦力可表示为式中：
（1） 为单个制动器的制动力矩；
（2） R 为制动衬块平均半径 ；
（3） A 为单个前轮制动器的衬块摩擦面积。
当前轮处于最大制动力矩时，代入数值得：单个前轮制动器的比摩擦力为
（3—27）
4 液压制动驱动机构的设计计算
本章我们通过计算确定制动轮缸直径与工作容积、制动踏板力与踏板行程。
4.1 制动轮缸直径
制动块受到制动轮缸的作用力F与轮缸直径和制动轮缸中的液压p的关系为：
制动管路压力在制动时大都小于1012MPa，但就盘式制动器来说，压力可能要高些。随着压力升高，轮缸直径逐渐变小，所以必须做到管路的耐压性好、强度要高甚至接头的密封性也要更高。轮缸直径应尽可能地在标准规定的尺寸系列内进行选取，查阅文献，油压选取：10MPa 所以=30mm。
4.2 制动主缸直径与工作容积
制动主缸直径在必须在标准规定的尺寸系列内进行选取，查阅文献，我们选取制动主缸直径应为30mm，主缸活塞直径应为30mm。
制动主缸工作容积 （4—1）
一般 , （4—2）
取 则
4.3制动踏板力与踏板行程
制动踏板力可用下式验算： （4—3）
式中：制动主缸活塞直径, ；
制动管路的液压, ；
制动踏板机构传动比,，取；
真空助力器的增力倍数, 取;
制动踏板机构及制动主缸的机械效率，可取,取
则
踏板力一般不超过，可见符合要求，而且操作轻便。
一般情况下，汽车液压驱动机构制动轮缸缸径与制动主缸缸径之比，当较小时，其活塞行程及相应的踏板行程会变大。
制动踏板工作行程为： （4—4）

式中： 30mm
制动踏板机构传动比,，取；
主缸中推杆与活塞间的间隙，一般取1.8mm;
主缸活塞空行程， 取2mm。
则
查阅文献，该值应在150~200mm范围内，故符合法规。
5 盘式制动器的效能分析及优化
5.1 制动系统评价指标
汽车在行驶过程中借助外力迫使汽车减速至停车或迫使下坡中的汽车匀速行驶的能力被称为汽车的制动性，人们经常通过以下三个方面对其进行分析和评价。
5.1.1 制动效能
在路况良好的道路上，当汽车以某一确定的初速度进行制动至停车时所行驶的制动距离或汽车制动时的减速度，称之为汽车的制动效能。制动效能作为汽车制动性能中最基本的评价指标，制动减速度越大，制动距离越小，制动效果越好。
1）制动减速度
计算时，我们将其假设为理想化的模型，即制动力仅由制动器产生，不考虑地面附着系数。此时
其中——汽车最大制动力矩
——车轮有效半径
m——汽车满载质量
计算得出 查阅文献，汽车制动减速度控制在5.8—7m/s，这样的设计满足要求。
若考虑，该设计以设计。故时，
时，
2） 制动距离S
制动距离由下式决定：
（5—1）
式中：——制动滞后时间，s；
——制动力增长过程的时间，s；
——制动器的作用时间，一般在之间；
——制动初速度，。
取30km/小时。求得
设计理论上符合要求，还需实践检验。
5.1.2 制动效能的稳定性
制动效能的稳定性主要是指抗热衰减特性。汽车在高速行驶的状态下，或下坡时持续制动状态下，用制动效能稳定性来表示制动效果保持的能力。我们可以把汽车制动的过程看做是一个能量转换的过程，也就是说汽车行驶时产生的动能，通过制动器转换为了热能，从而迫使汽车减速甚至停车。考量汽车制动效能的关键问题是，随着汽车制动器温度逐渐升高还是否可以和制动器在冷态时保持相同的制动效能。
5.1.3制动时汽车的方向稳定性
汽车在制动过程当中，能够保持直线行驶或者按照预先设定的弯道进行行驶的能力，称之为汽车的方向稳定性。影响汽车方向稳定性的因素有很多，人们在评价汽车制动时的方向稳定性时，多采用制动时汽车按预先设定的路径行驶的能力进行判断，导致制动跑偏的因素有以下两个：
1）汽车的左右车轮，尤其是转向轴的左右车轮制动器制动力不相等时，由制动调节误差造成，现象此属于非系统误差。
2）当汽车制动时，转向系拉杆和悬架导向杆系受力不平衡，此现象属于系统误差。
5.2制动器制动力分配曲线分析
考虑到汽车的前、后轮制动力的分配情况，路面的坡度等相关因素，当制动力相对充足时，制动过程可能会出现以下三种情况：
1）前轮先抱死拖滑，然后后轮抱死拖滑。
2）后轮先抱死拖滑，然后前轮抱死拖滑。
3）前、后轮同时抱死拖滑。
依据所给参数和制动力分配系数，绘出制动力分配曲线：
（1）当I线与β线相交时，在同一时间内，前后轮一块儿抱死。
（2）当I线在β线下方时，前轮先抱死。
（3）当I线在β线上方时，后轮先抱死。

图5.1 该款商务车制动力分配曲线
前文已经求得；，从图中我们可以看出，在线与I线（满载）相交处，和的值符合理论要求。由此图可以直观反映出相关的数据与制动力分配系数的合理性。
5.3 制动系参数的优化
我们首先确定了制动系的基本参数，然后我们再选取同步附着系数和制动力分配系数β，选取时使得同步附着系数和制动力分配系数β尽可能的满足其他参数的选取要求。由于空、满载两种状态下，制动力分配系数β和同步附着系数的优化在原理上是相同的，所以以下仅优化满载状态下的β、值。
确定约束条件：
①由于制动力分配系数β和同步附着系数存在以下关系：
, 故0 <β<1，>0。 （5—2）
②根据文献推荐，汽车在满载时同步附着系数≥0.6。
③因为制动力分配系数β值恒定，为了使同步附着系数在实际存在范围内并且附着系数利用率ε不致于过低，同步附着系数的取值总是低于可能遇到的最大附着系数。假定可能遇到的最大附着系数=0.8，故<0.8。
④为确保汽车良好的稳定性和制动性能，汽车的前轮和后轮同时抱死时的制动力之比用表达式表示为：,该比值在1.3～1.6范围中较适宜。
⑤在满足上述四个约束条件下的值，还必须使不同的路面（值不同）上，制动强度满足0.15 ≤ q ≤ 0.8条件，但对于不同的值，制动强度q的计算方法是不同的。
当 <时,; （5—3）
当 >时, 。 （5—4）
按照上述约束条件，作了一个优化表：

6 结论
经过计算最终确定制动器的参数如下：
(1) 制动器选用浮动钳盘式制动器，制动驱动机构选用简单液压式驱动机构，分路系统选用X型管路。
(2) 制动盘直径D=320mm
(3) 制动盘厚度取h=25mm。
(4) 摩擦衬片外半径：R2=147mm；内半径：R1=105mm；
(5) 制动衬块工作面积A=100

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Design of Nissan Sylphy Cars Disc Brake System
Li liang
(College of Automotive Engineering, Dezhou University, Dezhou Shandong , 253023)
Abstract：Firstly, I demonstrate the project on the base of the function of the brake, And analysis their strong point and shortcomings .I choose the form of front-disked. In this way, the braking system have higher braking efficiency and high stability of the performance factors. Subsequently, the specific structure of the disc brake design was elaborated in detail.In the calculate part .I chosen several structural parameters, calculated the main parameters of the braking system and the disc brake parts and drive mechanism.
Key words ：Braking Systems； Security； Design of Braking Systems

谢 辞
本设计在王卫东老师的悉心指导和严格要求下完成，从课题选择到具体的写作过程，无不凝聚着王老师的心血和汗水，在我的毕业论文写作期间，王老师为我提供了种种专业知识上的指导和一些富于创造性的建议，没有这样的帮助和关怀，我不会这么顺利的完成毕业论文。在此向王老师表示深深的感谢和崇高的敬意。
在临近毕业之际，我还要借此机会向在这四年中给予了我帮助和指导的所有老师表示由衷的谢意，感谢他们四年来的辛勤栽培。不积跬步何以至千里，各位任课老师认真负责，在他们的悉心帮助和支持下，我能够很好的掌握和运用专业知识，并在设计中得以体现，顺利完成毕业论文。
同时，在论文写作过程中，我还参考了有关的书籍和论文，在这里一并向有关的作者表示谢意。我还要感谢同组的各位同学，在毕业设计的这段时间里，你们给了我很多的启发，提出了很多宝贵的意见，对于你们帮助和支持，在此我表示深深地感谢。