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摘 要
隨著社會的飛速發(fā)展，科技越來越發(fā)達，世界也變得越來越小了，造成這個現(xiàn)象的基本原因就是交通工具的發(fā)展和普及，尤其是汽車的應用，靈活高速的汽車給我們的生活帶來了極大便利。一方面，轎車變的越來越重、動力越來越大；另一方面，人們越來越強調(diào)汽車駕乘的舒適性和安全性。因而，作為能保證汽車安全行駛的組成部分之一—制動系，有必要對它的組成構件進行設計計算。
本文系統(tǒng)詳細的介紹了汽車制動系的結構型式及其主要構件的設計計算，闡述了制動器的兩種結構型式的選擇和各自的工作原理、制動系的主要參數(shù)及其選擇、制動器主要零部件的結構設計和分析計算、制動驅動結構的結構型式選擇與設計計算。并且通過以上的比較分析，在經(jīng)濟可靠的基礎上選擇歸納了伊蘭特轎車制動系主要構件的結構與參數(shù)，予以最為合理的配置。其中重點介紹了汽車車制動系的主要構件——浮鉗盤式制動器、液壓雙回路制動主缸的分析計算。
關鍵詞：汽車；制動系統(tǒng)；盤式制動器；液壓驅動；駐車制動
I
ABSTRACT
As the society is making great progress, scientific technology becomes more and more developed, and the world becomes smaller and smaller. The basic cause of this is the development and popularization of transportations, especially the application of automobiles, which bring great convenience to our lives. On one hand, what the car changes is heavier and heavier, motive force is greater and greater; On the other hand, people emphasize comfortableness and security that the automobile drives more and more. Therefore, as guaranteeing one of the components that the automobile goes safely--the brake system, it is necessary to carry on exhaustive designing calculation .
This text mainly introduces the structure pattern of the brake system and its designing calculation of main departments, and explains two kinds of structure patterns and choosing and one's own operation principle of the brake , main parameter of the brake system in the department and choosing, structural design and calculation of the main spare part of the brake , applying the brake urges the structure pattern of the structure to choose and design and calculate , makes the regulation device that power distributes. Through comparative analysis of the above , is it sum up Elantra apply the brake structure and parameter , department of main member to choose on the basis of the thing that economy is reliable , in order to reach and dispose best. Especially, it introduces the main member of the department of the brake system among them --Float pincers records of type brake , hydraulic pressure pairs of meeting way apply the brake analysis of master cylinder calculate with anti-lock braking system , urge slip resistance systematic theory analyse. And have checked to rubing the friction characteristic lined with slice at the end of the thesis.
Keyword: Automobile； The brake system； Disk brake；Hydraulic drive；Parking brake
II
目 錄
摘要 I
Abstract II
第1章 緒論 3
1.1 課題背景及目的 3
1.2 國內(nèi)外研究現(xiàn)狀 3
1.3 課題研究方法 5
1.4 本設計的主要內(nèi)容 5
第2章 總體設計方案 6
2.1 制動能源的選擇 7
2.2 行車制動系 8
2.3 制動管路的布置及原理 8
2.3.1 制動原理和工作過程 8
2.4 制動器的結構方案分析 8
2.5 本章小結 9
第3章 制動系主要參數(shù)確定 10
3.1基本參數(shù) 10
3.2同步附著系數(shù)的確定 10
3.3 制動器最大制動力矩確定 12
3.4盤式制動器的主要參數(shù)選擇 12
3.5.1制動盤直徑D 13
3.5.2制動盤厚度h 14
3.5.3摩擦襯塊外半徑R2和內(nèi)半徑R1 14
3.5.4摩擦塊工作面積A 15
3.6本章小結 16
第4章 制動器的設計與計算 17
4.1 盤式制動器制動力矩計算 17
4.2駐車制動的制動力矩計算 17
4.3 制動襯片的耐磨性計算 18
4.4 本章小結 20
第5章 液壓制動驅動機構的設計計算 21
5.1 制動驅動機構的形式 21
5.2 分路系統(tǒng) 21
5.3 液壓制動驅動機構的設計計算 22
5.3.1 制動輪缸直徑d的確定 22
5.3.2 制動主缸直徑d0的確定 22
5.4 制動主缸設計 25
5.4．1主缸活塞的確定 25
5.4．2主缸殘余壓力P0 25
5.4．3主缸結構設計 26
5.4．4制動力分配調(diào)節(jié)裝置的選取 27
5.5真空助力器的設計計算 27
5.6制動踏板力 29
5.6．1制動踏板工作行程Sp 29
5.7制動器的主要結構元件 30
5.7.1 摩擦襯塊 30
5.7.2 支承 30
5.7.3 制動輪缸 30
5.7.4 制動盤 31
5.7.5 制動鉗 31
5.7.6 制動塊 31
5.8 本章小結 31
結論 32
參考文獻 33
致謝 34
附錄A 35
附錄B 38
第1章 緒 論
1.1 課題背景及目的
汽車制動系的功用是使汽車以適當?shù)臏p速度降速行駛直至停車；在下坡行駛時，使汽車保持適當?shù)姆€(wěn)定車速；使汽車可靠地停在原地或坡道上。因此，必須充分考慮制動系統(tǒng)的控制機構和制動執(zhí)行機構的各種性能，然后進行汽車的制動系統(tǒng)的設計以滿足汽車安全行駛的要求。據(jù)有關資料的介紹，在由于車輛本身的問題而造成的交通事故中，制動系統(tǒng)故障引起的事故為總數(shù)的45%。可見，制動系統(tǒng)是保證行車安全的極為重要的一個系統(tǒng)。此外，制動系統(tǒng)的好壞直接影響車輛的平均車速和車輛的運輸效率，也就是保證運輸經(jīng)濟效益的重要因素。因此制動系統(tǒng)設計是汽車設計中重要的環(huán)節(jié)之一。
1.2 國內(nèi)外研究現(xiàn)狀
從汽車誕生時起，車輛制動系統(tǒng)在車輛的安全方面就起著決定性作用。汽車的制動系統(tǒng)種類很多，傳統(tǒng)的制動系統(tǒng)結構型式主要有機械式、氣動式、液壓式、氣液混合式。液壓制動技術是如今最成熟、最經(jīng)濟的制動技術，并應用在當前絕大多數(shù)乘用車上。汽車液壓制動系統(tǒng)可以分為行車制動、輔助制動、伺服制動等，主要制動部件包括制動踏板機構、真空助力器、制動主缸、制動軟管、比例閥、制動器和制動警示燈等。在制動系統(tǒng)，真空助力器、制動主缸和剎車制動器是最為重要的部分。目前，汽車所用都制動器幾乎都是摩擦式的，可分為鼓式和盤式兩大類。鼓式制動器的主要優(yōu)點是剎車蹄片磨損較少,成本較低,便于維修、由于鼓式制動器的絕對制動力遠遠高于盤式制動器,所以普遍用于后輪驅動的卡車上. 鼓式制動器根據(jù)其結構都不同，又分為：雙向自增力蹄式制動器、雙領蹄式制動器、領從蹄式制動器、雙從蹄式制動器。其制動效能依次降低，最低是盤式制動器；但制動效能穩(wěn)定性卻是依次增高，盤式制動器最高。
與鼓式制動器相比，盤式制動器具有以下突出優(yōu)點:(l)熱穩(wěn)定性好,盤式制動器無自增力作用，因而與有自增力的鼓式制動器相比(尤其是領從蹄式)，制動器效能受摩擦系數(shù)的影響較小，即制動效能穩(wěn)定。鼓式制動器受熱膨脹后，工作半徑增大，使其只能與制動蹄中部接觸，從而降低了制動效能。而盤式制動器中制動盤的軸向熱膨脹極小，徑向熱膨脹根本與性能無關，故不會因此而降低制動效能。(2)水穩(wěn)定性好，盤式制動器中摩擦塊對制動盤的單位壓力較高，易于將水擠出。在車輪涉水后，制動效能變化較小，且由于離心力的作用及襯塊對制動盤的摩擦作用，出水后只需一二次制動，性能即可恢復。而鼓式制動器則需多次甚至10余次制動，性能方能恢復。(3)反應靈敏盤式制動器剎車片與制動盤之間的間隙相對與鼓式制動器來說要小;此外，鼓式制動器制動行程要比盤式制動器的長，制動鼓熱膨脹也會引起制動踏板行程損失，使得制動反應時間變長，而制動盤不存在此現(xiàn)象，故反應較之鼓式制動器更加靈敏。(4)散熱性好盤式制動器的制動盤采用的是通風盤結構，再加上盤式制動器相對開放的結構，散熱性能良好。(5)在輸出制動力矩相同的情況下，尺寸和質(zhì)量較小。(6)制動盤沿厚度方向的熱膨脹量極小，不會象制動鼓的熱膨脹那樣使制動器間隙明顯增加而導致制動踏板行程過大。(7)容易實現(xiàn)間隙自動調(diào)整，其他保養(yǎng)修理作業(yè)也較簡便。除了以上制動性能的優(yōu)勢外，盤式制動器在使用中還有噪音低，符合環(huán)保要求;振動小，改善了乘坐舒適性等優(yōu)點。由于具備穩(wěn)定可靠的制動性能，盤式制動器大大改善了汽車高速制動時的方向穩(wěn)定性，因此取代傳統(tǒng)的鼓式制動器已成為現(xiàn)代制動器發(fā)展的必然趨勢。其中盤式制動器體積較小，提供的制動力矩也相對較小，一般用于轎車等輕型車輛上，尤其是轎車，盤式制動器幾乎已經(jīng)成為現(xiàn)代轎車的標準配置之一。而氣壓盤式制動器體積相對較大，提供的制動力矩也較大，故大量應用于客車等中重型車輛上，發(fā)展前景非常廣闊。
前輪上，一些高級轎車前后輪均采用了盤式制動器。在一些大客車和重型汽車上也得到了廣泛應用。目前，西方發(fā)達國家轎車配置盤式制動器的比例幾乎達到100%。在一些中重型車輛上面，2000年左右，氣壓盤式制動器就已經(jīng)成為歐美國家城市公交車輛的標配，載重車輛的后橋安裝率也超過了50%。目前歐美國家生產(chǎn)盤式制動器比較著名的有Boseh，TRW，叭厄bco，Bendix和眾orr等。我國汽車工業(yè)起步較晚，故應用盤式制動器的時間較晚，上世紀80年代雖在一些轎車上開始應用，但大多數(shù)是引進國外成品或散件。近些年來，由于我國汽車行業(yè)發(fā)展迅猛，尤其是轎車等乘用車輛通過與外國公司的合作發(fā)展非常之快，也帶動了液壓盤式制動器的發(fā)展，目前國內(nèi)生產(chǎn)液壓盤式制動器的技術及工藝相對較為成熟，也具備了自主研發(fā)能力，規(guī)模相對較大的一些公司有武漢元豐，浙江亞太，浙江萬安等。ADB在我國應用則更晚，國內(nèi)最大的ADB供應商武漢元豐刁‘成立于1998年。目前ADB形成量產(chǎn)規(guī)模的也只有武漢元豐和浙江萬安兩家。上述幾家，公司雖然都有一定規(guī)模，但是與歐美發(fā)達國家公司相比，差距仍然較大。發(fā)達國家盤式制動器的發(fā)展目前己進入雙盤式制動器和機電一體化的階
汽車制動系至少應有兩套獨立的制動裝置，即行車制動裝置和駐車制動裝置。行車制動裝置用于使行駛中的汽車強制減速或停車，并使汽車在下短坡時保持適當?shù)姆€(wěn)定車速。其驅動機構常采用雙回路結構，以保證其工作可靠。駐車制動裝置用于使汽車可靠而無時間限制地停駐在一定位置甚至在斜坡上，它也有助于汽車在坡路上起步。駐車制動裝置應采用機械式驅動機構而不用液壓或氣壓驅動，以免其產(chǎn)生故障。
任何一套制動裝置均由制動器和制動驅動機構兩部分組成。行車制動是用腳踩下制動踏板操縱車輪制動器來制動全部車輪；而駐車制動則多采用手制動桿操縱利用車輪制動器進行制動。利用車輪制動器時，絕大部分駐車制動器用來制動倆個后輪，行車制動和駐車制動這兩套制動裝置，必須具有獨立的制動驅動機構，而且每車必備。行車制動裝置的驅動機構分液壓和氣壓兩種型式。用液壓傳遞操縱力時還應有制動主缸、制動輪缸以及管路；用氣壓操縱時還應有空氣壓縮機、氣路管道、儲氣筒、控制閥和制動氣室等。
現(xiàn)代汽車由于車速的提高，對應急制動的可靠性要求更嚴格，因此在中、高級轎車和部分輕型商用車上，多在后輪制動器上附加手操縱的機械式驅動機構，使之兼起駐車制動和應急制動的作用，從而取消了中央制動器。
隨著電子技術的飛速發(fā)展，汽車防抱死制動系統(tǒng)在技術上已經(jīng)成熟，開始在汽車上普及。它是基于汽車輪胎與路面兼得附著特性而開發(fā)的高技術制動系統(tǒng)。它能有效的防止汽車在應急制動時由于車輪抱死使汽車失去方向穩(wěn)定性而出現(xiàn)側滑或失去轉向能力的危險，并縮短制動距離，從而提高了汽車高速行駛的安全性。
1.3 課題研究方法
根據(jù)課題內(nèi)容，任務要求深入了解汽車制動系統(tǒng)的構造及工作原理；并收集相關緊湊型轎車制動系統(tǒng)設計資料；參考現(xiàn)有研究成果，并進行深入的學習和分析，借鑒經(jīng)驗；同時學習有關汽車零部件設計準則；充分學習和利用畫圖軟件，并再次學習機械制圖，畫出符合標準的設計圖紙，通過自己的研究分析；發(fā)揮自己的設計能力并通過試驗最終確定制動系統(tǒng)設計方案。
1.4 本設計主要內(nèi)容
（1）確定制動系各參數(shù)，分析其制動性能;
（2）制動器的設計計算；
（3）液壓制動驅動機構的設計計算；
（4）制動系統(tǒng)圖紙設計。
第2章 總體設計方案
汽車的制動性是汽車的主要性能之一。制動性直接關系到行使安全性，是汽車行使的重要保障。隨著高速公路迅速的發(fā)展和車流密度的日益增大，出現(xiàn)了頻繁的交通事故。因此，改善汽車的制動性始終是汽車設計制造和使用部門的主要任務。
制動系的功用是使汽車以適當?shù)臏p速度降速行使直至停車；在下坡行使時，使汽車保持適當?shù)姆€(wěn)定車速；使汽車可靠地停在原地或坡道上。
制動系至少應有兩套獨立的制動裝置，即行車制動裝置和駐車制動裝置。前者用來保證前兩項功能，后者用來保證第三項功能。
設計汽車制動系應滿足如下主要要求[2]：
（1）應能適應有關標準和法規(guī)的規(guī)定；
（2）具有足夠的制動效能，包括行車制動效能和駐車制動效能。行車制動能力是用一定制動初速度下的制動減速度和制動距離兩項指標來評定的；駐坡能力是以汽車在良好路面上能可靠地停駐的最大坡度來評定的。詳見QC/T239-1997；
（3）工作可靠。行車制動裝置至少有兩套獨立的驅動制動器的管路，當其中一套管路失效時，另一套完好的管路應保證汽車制動能力不低于沒有失效時規(guī)定值的30%。行車和駐車制動裝置可以有共同的制動器，而驅動機構應各自獨立。行車制動裝置都用腳操縱，其他制動裝置多為手操縱；
（4）制動效能的熱穩(wěn)定性好。具體要求詳見QC/T582-1999；
（5）制動效能的水穩(wěn)定性好；
（6）在任何速度下制動時，汽車都不應喪失操縱穩(wěn)定性和方向穩(wěn)定性。有關方向穩(wěn)定性的評價標準，詳見QC/T239-1997；
（7）制動踏板和手柄的位置和行程符合人-機工程學要求，即操作方便性好，操縱輕便、舒適、能減少疲勞；
（8）作用滯后的時間要盡可能短，包括從制動踏板開始動作至達到給定制動效能水平所需的時間和從放開踏板至完全解除制動的時間；
（9）制動時不產(chǎn)生振動和噪聲；
（10）轉向裝置不產(chǎn)生運動干涉，在車輪跳動或轉向時不會引起自行制動；
（11）應有音響或光信號等警報裝置，以便及時發(fā)現(xiàn)制動驅動機件的故障和功能失效；
（12）用壽命長，制造成本低；對摩擦材料的選擇也應考慮到環(huán)保要求，應力求減少制動時飛散到大氣中的有害人體的石棉纖維；
（13）磨損后，應有能消除因磨損而產(chǎn)生間隙的機構，且調(diào)整間隙工作容易，最好設置自動調(diào)整間隙機構。
防止制動時車輪被抱死有利于提高汽車在制動過程中的轉向操縱性和方向穩(wěn)定性，縮短制動距離，所以近年來防抱死制動系統(tǒng)（ABS）在汽車上得到了很快的發(fā)展和應用。此外，由于含有石棉的摩擦材料存在石棉有公害問題，已被逐漸淘汰，取而代之的各種無石棉材料相繼研制成功。
本次設計前后輪均采用盤式制動器,液壓制動, 對角交叉式雙管路液壓制動系統(tǒng)。盤式制動器采用浮動鉗盤式。
2.1 制動能源的選擇
經(jīng)過同多種類型的車輛比較，如下制動能源：
表2.1 制動能源比較
供能裝置
傳能裝置
型式
制動能源
工作介質(zhì)
型式
工作介質(zhì)
氣壓伺服制動系
駕駛員體力與發(fā)動機動力
空氣
液壓制動系
制動液
真空伺服制動系是由發(fā)動機驅動的空氣壓縮機提供壓縮空氣作為動力源，伺服氣壓一般可達0.05～0.07MPa。 真空伺服制動系多用于總質(zhì)量在1.1～1.35t以上的轎車及裝載質(zhì)量在6t以下的輕、中型載貨汽車上；氣壓伺服制動系則廣泛用于裝載質(zhì)量為6～12t的中、重型貨車以及極少數(shù)高級轎車上。
液壓制動用于行車制動裝置。液壓制動的優(yōu)點是：作用滯后時間短，（0.1～0.3s）;工作壓力高（可達10～20M），因而輪缸尺寸小，可以安裝在制動器內(nèi)部，直接作為制動蹄的張開機構（或制動塊的壓緊機構），而不需要制動臂等傳動件，使之結構簡單，質(zhì)量??；機械效率較高（液壓系統(tǒng)有自潤滑作用）。液壓制動的主要缺點是：過度受熱后，部分制動液汽化，在管路中形成氣泡，嚴重影響液壓傳輸，使制動系統(tǒng)的效能降低，甚至完全失效。液壓制動廣泛應用在乘用車和總質(zhì)量不大的商用車上。
2.2 行車制動系
制動系統(tǒng)用作強制行使中的汽車減速或停車，并使汽車在下短坡時保持適當?shù)姆€(wěn)定車速。其驅動機構多采用雙回路或多回路結構，以保證其工作可靠。
目前，盤式制動器已廣泛應用于轎車，一些高性能轎車上用于全部車輪。四輪盤式制動的中高級轎車，采用前輪通風盤式制動是為了更好地散熱，至于后輪采用非通風盤式同樣也是成本的原因。畢竟通風盤式的制造工藝要復雜得多，價格也就相對貴了。隨著材料科學的發(fā)展及成本的降低，在轎車領域中，盤式制動有逐漸取代鼓式制動的趨向。
2.3 制動管路的布置及原理
交叉式(X型): 前、后輪制動管路各成獨立的回路系統(tǒng)，前軸的一側車輪制動器與后橋的對側車輪制動器同屬一個回路。其特點是管路布置較為簡單，直行制動時任一回路失效，剩余的總制動力都能總制動力都能保持正常值的50%。這種法案適用于主銷偏移距為負值（達20mm）的汽車上。這時，不平衡的制動力使車輪反向轉動，改善汽車穩(wěn)定性。
2.3.1制動原理
要使行使中的汽車減速，駕駛員應踩下制動踏板，通過推桿和主缸活塞，使主缸內(nèi)的油液在一定壓力下流入輪缸，并通過兩個輪缸活塞推動兩制動蹄繞支撐銷轉動，上端向兩邊分開而其摩擦片壓緊在制動鼓的內(nèi)圓面上。這樣，不旋轉的制動蹄就對旋轉的制動鼓作用一個摩擦力矩，其方向與車輪旋轉方向相反。制動鼓將該力矩傳到車輪后，由于車輪與路面間有附著作用，車輪對路面作用一個向前的周緣力，同時路面也對車輪作用一個向后的反作用力，即制動力。制動力由車輪經(jīng)車橋和懸架傳給車架和車身，迫使整個汽車產(chǎn)生一定的減速度。制動力越大，制動減速度越大。當放開制動踏板時，復位彈簧即將制動蹄拉回復位，摩擦力矩和制動力消失，制動作用即行終止。
2.4制動器的結構方案分析
制動器主要有摩擦式、液力式和電磁式等幾種形式。目前廣泛使用的是摩擦式制動器。
摩擦式制動器按摩擦副結構形式不同，可分為鼓式，盤式和帶式三種。帶式制動器只用作中央制動器，本文不做介紹。
按摩擦副中固定元件的結構不同，盤式制動器可分為鉗盤式和全盤式兩類。鉗盤式根據(jù)制動鉗結構的不同，分固定鉗式和浮動鉗式。對兩中類型進行比較，浮動鉗盤式具有如下優(yōu)點：
在盤的內(nèi)側有液壓缸，故軸向尺寸小，制動器能進一步靠近輪轂；沒有跨越制動盤的油道或油管，家之液壓缸；冷卻條件好，所以制動液汽化的可能性小；成本低。所以，本設計采用浮動鉗式盤式制動器。
經(jīng)過對不同制動器優(yōu)、缺點的比較，參考同類車型，本設計前后輪均采用鉗盤式制動器。
2.5 本章小結
本章確定了制動系統(tǒng)方案為行車制動系統(tǒng)采用液壓制動控制機構，前后輪制動器均為鉗盤式制動器?；芈废到y(tǒng)采用對角交叉式雙管路液壓制動系統(tǒng)。
第3章 制動系主要參數(shù)確定
3.1基本參數(shù)
表3.1 制動系主要參數(shù)
空載
滿載
汽車質(zhì)量
1250kg
1750kg
軸荷分配
前軸
685kg
904kg
后軸
565kg
846kg
質(zhì)心高度
hg0=570mm
hg1=530mm
軸距
2610ｍm
前制動器
通風盤式
后制動器
盤式
前輪胎規(guī)格
185/65R15
后輪胎規(guī)格
185/65R15
3.2同步附著系數(shù)的確定
汽車制動時，若忽略路面對車輪的滾動阻力矩和汽車回轉質(zhì)量的慣性力矩，則對任意角速度＞0的車輪，其力矩平衡方程為[2]
（3.1）
式中：—制動器對車輪作用的制動力矩，即制動器的摩擦力矩，其方向與車輪旋轉方向相反，N?m；
―地面作用于車輪上的制動力，即地面與輪胎之間的摩擦力，又稱為地面制動力，其方向與汽車行駛方向相反，N；
―車輪有效半徑，m。
（3.2）
稱之為制動器制動力，它是在輪胎周緣克服制動器摩擦力矩所需的力。
一般汽車根據(jù)前、后輪制動力的分配、載荷情況及道路附著系數(shù)和坡度等因素，當制動力足夠時，制動過程出現(xiàn)前后輪同時抱死拖滑時附著條件利用最好[2]。
任何附著系數(shù)路面上前后同時抱死的條件為（=0.85）：
（3.3） （3.4）
式中：G-汽車重力；
—前制動器制動力，N；
—后制動器制動力，N；
—質(zhì)心到前軸的距離，1580mm；
—質(zhì)心到后軸的距離，1030mm。
得： =6282N =4546N
一般常用制動器制動力分配系數(shù)來表示分配比例
前、后制動器制動力分配的比例影響到汽車制動時方向穩(wěn)定性和附著條件利用程度。要確定值首先就要選取同步附著系數(shù)。一般來說，我們總是希望前輪先抱死（）。根據(jù)有關文獻推薦以及我國道路條件，車速不高，所以本車型取0.75左右為宜。
由
得
為保證汽車制動時的方向穩(wěn)定性和有足夠的附著系數(shù)利用率，ECE的制動法規(guī)規(guī)定，在各種載荷條件下，轎車在0.15q0.8，其他汽車在0.15q0.3的范圍內(nèi)，前輪應先抱死；在車輪尚未抱死的情況下，在0.150.8的范圍內(nèi)，必須滿足q。
3.3 制動器最大制動力矩確定
應合理地確定前、后輪制動器的制動力矩，以保證汽車有良好的制動效能和穩(wěn)定性。
雙軸汽車前后車輪附著力同時被充分利用或前后車輪同時抱死的制動力之比為
通常上式的比值為轎車1.3 到1.6，貨車為0.5到0.7。因此可知前后制動器比值符合要求
最大制動力矩是在汽車附著質(zhì)量被完全利用的條件下獲得的，這時制動力與地面作用于車輪的法向力成正比。計算公式如下
（3.5）
（3.6）
式中： —該車所能遇到的最大附著系數(shù)0.9；
—車輪有效半徑為311mm；
3.4盤式制動器的主要參數(shù)選擇
盤式制動器工作原理
圖3-1 浮鉗盤式制動器
浮前鉗盤式制動器的制動鉗可以相對制動盤軸向滑動。制動鉗支架12固定在轉向節(jié)上，制動鉗體6與支架12可沿導向銷13軸向滑動。制動時，駕駛員應踩下制動踏板1，通過推桿2和主缸活塞3，使主缸內(nèi)的油液在一定壓力下流入輪缸，活塞8在液壓力P1的作用下，將制動塊9推向制動盤11。與此同時，作用在制動鉗體6上的反作用力P2推動制動鉗體6沿導向銷向13左移動，使固定在制動鉗體上的固定制動塊壓10靠到制動盤11上。于是，制動盤兩側的摩擦塊9、10在P1和P2的作用下夾緊制動盤11
3.5.1制動盤直徑D
制動盤直徑D應盡量取大些，這樣，制動盤的有效半徑增大，可以減小制動鉗的夾緊力，降低襯塊的單位壓力和工作溫度。綜合考慮盤式制動器定、浮鉗盤式制動器的優(yōu)劣。前輪盤式制動器的制動盤我們設計成浮鉗盤式制動器。制動盤在工作時不僅受到制動塊作用的很大的法向力和切向力，而且還承受比制動鼓大的過的熱負荷，其表面最高溫度可達800℃，在高溫作用下可能翹曲，從而導致產(chǎn)生摩擦噪聲和刮傷。
為了使制動盤有適當?shù)臒崛萘亢土己玫纳嵝阅埽仨殞ζ浣Y構和厚度給予充分的考慮。制動盤的結構分為實心型和通風型兩種，通風型可以降低溫升20%～30%。奧迪、切諾基、桑塔納200、富康（AL、AG）轎車均通風型制動盤，其厚度在20～25mm之間；其他引進轎車采用厚度為10~13的實心型制動盤。
考慮到制動過程中前輪制動器產(chǎn)生的制動力約占總制動力的70%以上，結合溫升對制動穩(wěn)定性能的影響，前輪盤式制動器我們設計成通風盤。通常D=0.70～0.79Dr，本車總質(zhì)量不大于2噸，即
為輪轂直徑 本設計前后輪輪轂相同為381
因此
mm。參考初選后輪盤式制動器
圖3-2 浮鉗盤式制動器通風盤簡圖
3.5.2制動盤厚度h
制動盤厚度對制動盤的質(zhì)量和溫升有影響。為使質(zhì)量小些，厚度不宜太大，為了減少溫升，厚度又不宜過小。因此，參考同類型車，前制動盤厚度取為24mm,通風盤式，增大散熱。
后輪為實心盤式制動器取半徑為10mm。
3.5.3摩擦襯塊外半徑R2和內(nèi)半徑R1
參考同類車型，選取摩擦襯塊的內(nèi)外半徑分別為：，
平均半徑為
=120
有效半徑為
=121.1
滿足要求即比值不大于1.5。
后輪制動器摩擦襯塊初選為，
符合要求
3.5.4摩擦襯塊工作面積A
在確定盤式制動器制動襯塊的工作面積時，根據(jù)制動襯快單位面積占有的汽車質(zhì)量，推薦在1.6～3.5kg/, A =45cm2。
所以摩擦塊尺寸參數(shù)為:
參考同類車型和相關標準摩擦襯塊的厚度我們?nèi)?0mm，其結構如圖4-6所示：
圖3-3摩擦襯塊結構簡圖
后輪盤式制動器摩擦襯塊尺寸參數(shù)為：
A =32cm2
3.6本章小結
本章確定了制動器的基本參數(shù)，首先計算出制動力分配系數(shù)及同步附著系數(shù)，然后進一步確定制動器的最大制動力矩、摩擦片的摩擦系數(shù)，盤式制動器主要參數(shù)包括
制動盤直徑、制動盤厚度、摩擦襯塊內(nèi)外半徑、摩擦塊工作面積。
第4章 制動器的設計與計算
4.1 盤式制動器制動力矩計算
現(xiàn)假設襯塊的摩擦表面與制動盤接觸良好，且各處的單位壓力分布均勻，則盤式制動器的制動力矩計算公式為
（4.3）
式中：單個制動器的制動力矩=1385.5
—摩擦系數(shù)
—單側制動塊對制動盤的壓緊力
R—作用半徑 （摩擦襯塊的作用半徑R==120mm）
盤式制動器單側制動塊對制動盤的壓緊力為
4.2駐車制動的制動力矩計算
通過受力分析，可以得出汽車在上、下坡停駐時的后橋附著力分別為：
上坡
（4.4）
下坡
（4.5）
汽車停駐的最大坡度可根據(jù)后軸上的附著力與制動力相等求得：
上坡
下坡
4.3 制動襯片的耐磨性計算
摩擦襯片（塊）的磨損，與摩擦副的材質(zhì)、表面加工情況、溫度、壓力以及相對滑磨速度等多種因素有關，因此，在理論上要精確計算磨損性能是困難的。但試驗表明，摩擦表面的溫度、壓力、摩擦系數(shù)和表面狀態(tài)等是影響磨損的重要因素。
汽車的制動過程是將其機械能的一部分轉變?yōu)闊崮芎纳⒌倪^程。在制動強度很大的緊急制動過程中，制動器幾乎承擔了耗散汽車全部動能的任務。此時由于在短時間內(nèi)熱量來不及逸散到大氣中，致使制動器的溫度升高，此即所謂的制動器的能量負荷。能量負荷越大，摩擦襯片（塊）的磨損越嚴重。
制動器的能量負荷以其比能量耗散率作為評價指標。它表示單位摩擦面積在單位時間內(nèi)耗散的能連。單位為。
雙軸汽車的制動器的比能量耗散率分別為
前輪
（4.6）
后輪
（4.7）
式中：—汽車總質(zhì)量，kg；
—汽車回轉質(zhì)量轉換系數(shù)；
、—制動初速度和減速度，m/s；
t—制動時間，s；
、—前后制動襯片（塊）的摩擦面積,mm2；
—制動力分配系數(shù)
雙軸汽車的制動器的比能量耗散率分別為：
前輪
（4.8）后輪
（4.9）
在緊急制動到停車的情況下，=0，并可認為=1，對于乘用車，制動速度，
故
據(jù)有關文獻推薦，鼓式制動器的比能量耗散率以不大于1.8w/為宜，盤式制動器的比能量耗散率應不大于6.0, 計算時取減速度j=0.6g。
磨損特性指標也可用襯片（塊）的比摩擦力即單位摩擦面積的摩擦力來衡量。越大，則磨損越嚴重。
前輪
（4.10）
后輪
（4.11）
式中：—單個制動器的制動力矩，N?m；
R—制動鼓半徑（或襯塊平均半徑），mm；
A—單個制動器的襯片（塊）摩擦面積mm2
前輪
后輪
4.4本章小結
本章對制動器的設計進行了計算，計算了盤式制動器的制動力矩，同時計算了駐車制動時所需的制動力矩，然后對摩擦襯片的耐磨性進行了計算，以確保其符合相關法規(guī)的要求。
第5章 液壓制動驅動機構的設計計算
制動驅動機構用于將駕駛員或其他動力源的制動作用力傳給制動器，使之產(chǎn)生制動力矩。
5.1 制動驅動機構的形式
制動驅動驅動機構將來自駕駛員或其他力源的力傳給制動器，使之產(chǎn)生制動力矩。根據(jù)制動力源的不同，制動驅動機構一般可分為簡單制動、動力制動和伺服制動三大類[1]。通過對各種驅動機構不同形式優(yōu)缺點的比較，本設計采用真空助力的伺服驅動機構。
伺服制動系是在人力液壓制動系中增加由其他能源提供的助力裝置，使人力與動力并用。在正常情況下，其輸出工作壓力主要由動力伺服系統(tǒng)產(chǎn)生，而在伺服系統(tǒng)失效時，仍可由人力驅動液壓系統(tǒng)產(chǎn)生一定的制動力。因此，在1.6L以上的乘用車到各種商用車。都廣泛采用伺服制動。
真空伺服制動系是利用發(fā)動機進氣管中節(jié)氣門后的真空度（負壓，一般可達0.05～0.07M）作動力源。
按照助力特點，伺服制動系又可分為助力式和增壓式兩種。
助力式伺服制動系伺服氣室位于制動踏板與制動主缸之間，其控制閥直接由踏板通過推桿操縱，因此又稱為直動式伺服制動系。司機通過踏板直接控制伺服動力的大小，并與之共同推動主缸活塞，使主缸產(chǎn)生更高的液壓通向盤式制動器的油缸和鼓式制動器的輪缸。由真空伺服氣室、制動主缸和控制閥組成的總成稱為真空助力器。
5.2 分路系統(tǒng)
為了提高制動工作的可靠性，應采用分路系統(tǒng)，即全車的所有行車制動器的液壓或氣壓管路分為兩個或多個互相獨立的回路，其中一個回路失效后，仍可利用其他完好的回路進行制動。
雙軸汽車的雙回路制動系統(tǒng)有II型、X型、HI型、LL型和HH型。其中，II型回路的布置較為簡單，可與傳統(tǒng)的單輪缸（或單制動氣室）鼓式制動器配合使用，成本較低。目前在各類汽車上應用廣泛。
X型的結構也很簡單。直行制動時任一回路失效，剩余的總制動力都能保持正常值的50%。并且制動力的分配系數(shù)和同步附著系數(shù)沒有變化，保證了制動時與整車負荷的適應性。但是，一旦某一管路損壞造成制動力不對稱，此時車輪將朝制動力大的一邊繞主銷轉動，使汽車喪失穩(wěn)定性。所以，具有這種分路方案的汽車，其主銷偏移距應取負值，這樣，不平衡的制動力使車輪反向轉動，改善了汽車的方向穩(wěn)定性。
HI、HH、LL型結構都比較復雜。所以本設計經(jīng)過對比，采用X型回路。
5.3 液壓制動驅動機構的設計計算
為了確定制動主缸和輪缸直徑、制動踏板上的力、踏板行程、踏板機構傳動比以及采用增壓或助力裝置的必要性，必須進行如下的設計計算。
5.3.1 制動輪缸直徑d的確定
制動輪缸對制動蹄塊施加的張開力與輪缸直徑和制動管路的關系為
d= （5.1）
其中：—，N；
P—制動管路壓力，Mpa。
制動管路液壓在制動時一般不超過10～12 M，對盤式制動器可再取高些。壓力越高，輪缸直徑就越小，但對管路特別是制動軟管及管接頭則提出了更高的要求，對軟管的耐壓性、強度及接頭的密封性的要求就更加嚴格。
輪缸直徑應在標準規(guī)定的尺寸系列中選取，輪缸直徑的尺寸系列為：17.5,19，22，24，25，28，30，32，35，38，40，45，50，55mm。
其中：—14432.29N；
P—制動管路壓力取12Mpa。
得：前輪缸直徑39.14，根據(jù)HG2865-1997標準規(guī)定尺寸系列取，取直徑為38mm;
所以取直徑為32mm
5.3.2 制動主缸直徑d的確定
第i個輪缸的工作容積為
（5.2）
其中： —第i個輪缸活塞的直徑，mm；
n—輪缸中的活塞數(shù)目，mm；
—第i個輪缸活塞在完全制動時的行程，
前輪盤式：d = 38mm ，n=1，得
= ×1 ×382=1133.54mm3
后輪盤式：d = 25mm ,n=1, 得
= ×322×1=803.62mm3
全部輪缸的總工作容積:
V = 2（V1 + V2 ）
=3874.76mm3
所有輪缸的工作容積為，式中m為輪缸數(shù)目[2]。對于乘用車，v0=1.1v在初步設計時，制動主缸的工作容積可取為
V0=1.1V
=4246.23 mm3
考慮汽車制動時，制動軟管受管路中壓力的影響而產(chǎn)生容積增量等因素，則取主缸的工作容積為制動輪缸工作容積的1.1倍。雙回路制動主缸第一制動腔的工作容積和第二制動腔的工作容積的計算公式分別為：
（5.4）
（5.5）
式中——分別為主缸第一活塞、第二活塞的有效形行程，
由公式5.4和5.5得：
（5.6）
制動踏板的工作行程計算公式為；
（5.7）
式中 ——制動踏板機構的傳動比參考同類車型及相關標準我們?nèi) ?
——主缸活塞推桿頂端與第一活塞的軸向間隙，一般取。
、——主缸第一活塞與第二活塞的空行程，一般。
根據(jù)有關規(guī)定，制動踏板行程為：
轎車： 應不大于100——150 ；
貨車：應不大于50——200 。
這里我們?nèi)?120。
由公式（5.7）得：
由公式（5——3）得：
把代入公式5.4得：
參照相關標準我們?nèi)。?
由我們?nèi)。?
5.4 制動主缸設計要求
在設計制動主缸時應該考慮要否補償孔和在放開制動踏板時主缸活塞原始位置的定位以及在制動管路中是否必須有或不準有殘余壓力[9]。
在前盤式后鼓式的雙回路制動系統(tǒng)中，由于盤式制動器制動塊與制動盤之間的間隙較小且其油缸活塞的回位僅靠橡膠密封圈的彈力而無強力的回位彈簧，所以盤式制動器開始起制動作用與制動回路中壓力開始升高幾乎是同時發(fā)生的，因此，通往盤式制動器的管路應與雙腔制動主缸裝有較弱回位彈簧的那一工作腔相接。由于同樣原因，在解除制動時，在通往盤式制動器的管路中不允許有殘余液壓，而通往鼓式制動器的管路在放開制動踏板時必須保有殘余壓力，為此在與其相通的制動主缸工作腔的出口應裝上止回閥。
制動主缸由灰鑄鐵制造，也可采用低碳鋼冷擠成形；活塞可由灰鑄鐵、鋁合金或中碳鋼制造。
5.4.1 主缸活塞回位彈簧力的確定
為保證主缸能夠連續(xù)有效的工作，主缸活塞的回位彈簧應能保證主缸活塞及時返回工作初始位置，這就要求確定適當?shù)幕钊匚粡椈闪?，否則，若回位彈簧力較大時，活塞回位過快，制動液易汽化，產(chǎn)生氣穴現(xiàn)象；若回位彈簧力較小時，活塞回位慢，汽車制動解除遲緩。當?shù)谝换钊幱诔跏脊ぷ鳡顟B(tài)時，其回位彈簧力一般取；當?shù)谝换钊_到最大有效工作行程時，要求其回位彈簧的作用力。同理，第二活塞回位彈簧的作用力，一般要求；，但兩個活塞回位彈簧的作用力都不得超過222N。同時還應該做到使第一活塞的回位時間在0.3～0.5s的最佳范圍內(nèi)?？墒?主缸的第一活塞在有效行程內(nèi)完全返回到初始工作位置所需要的時間是在1.5s內(nèi)。
5.4.2 主缸的殘余壓力
為防止汽車在非制動狀態(tài)下空氣侵入制動管路,而要求管路中保持足夠的高于外部大氣壓的殘余壓力.
對于盤式制動器,由于其輪缸活塞是依靠輪缸中密封圈的較小變形力回位,所以在輪缸中不宜有殘余壓力存在,即。
5.4.3 主缸的結構設計
當制動主缸直徑和主缸第一活塞的有效行程、第二活塞的有效行程確定之后，可按下列順序對各部件進行設計。
選定橡膠制動主皮碗、皮圈（副皮碗）→第一活塞、第二活塞→活塞回位彈簧→殘留閥總成→主缸缸體→主缸活塞推桿、油管接頭、密封墊圈、彈性擋圈、護罩、貯油罐等。各部件的設計要點是：
1.橡膠制動主皮碗、皮圈（副皮碗），應優(yōu)先選用標準橡膠件。皮碗、皮圈的唇口直徑一般比主缸直徑大1.5mm左右。
2.主缸活塞的材料為硬鋁棒或鑄鋁?；钊幕瑒油鈭A柱面直徑公稱尺寸與相應的主缸直徑的公稱尺寸相同，其精度為eT，表面粗糙度不得高于0.8μm.
3.主缸缸體通常采用灰鑄鐵HT20——40或鑄造鋁合金件缸孔尺寸精度為H9，其表面粗糙度不得高于m，剛體上排液孔的羅紋精度為6H，供液孔的螺紋精度為7H。
制動主缸通過缸體上供液孔、溢流孔和活塞上6個Φ1.7mm過油孔的有機配合，構成主缸的自動調(diào)節(jié)制動液供給系統(tǒng)，以保障制動系統(tǒng)始終充滿制動液。對于鼓式制動器，通過裝配在缸體排液孔部位的殘留閥總成能使制動管路和制動輪缸中保持一定的殘余壓力。這可使制動踏板自由行程最小，使制動輪缸中皮碗密封唇始終壓在輪缸孔壁上，以免空氣侵入。
對于盤式制動器，輪缸內(nèi)不得有殘余壓力，否則制動盤和制動鉗的摩擦襯塊將經(jīng)常處于摩擦狀態(tài)，使解除制動的汽車還處于輕微制動狀態(tài)。因此，與盤式制動器配合使用的雙回路制動主缸在缸體的排液孔部位不得裝配殘留閥。
對于串聯(lián)式雙回路制動主缸來說，由于主缸的第二活塞是浮動的，為保證主缸制動性能準確可靠，需要在缸體的適當位置裝置限位螺釘，對第二活塞的工作初始位置進行限位。
在進行主缸缸體內(nèi)腔空深度尺寸設計時，應保證第一活塞、第二活塞在主缸腔內(nèi)通過最大有效行程使汽車達到完全制動，為此，除了能對制動輪缸和管路系統(tǒng)供給充足的制動液外，還應保證兩個活塞的回位彈簧均不得被壓死。
4.在主缸活塞上裝配厚度為0.2mm的薄彈簧缸片制的制動主皮碗墊圈，可防止活塞返回時從Φ1.7mm的6個孔通過的制動液將橡膠皮碗沖擊壞，大大提高橡膠主皮碗的使用壽命。
1—空心螺栓；2—進油管接頭；3—主缸缸體；4—后缸密封圈； 5—擋圈；6—后缸活塞；7—后活塞皮碗；8—后缸彈簧； 9—出油閥；10—回油閥； 11—限位螺釘； 12—前活塞皮碗； 13—前缸彈簧
圖5-1串聯(lián)雙腔制動主缸
5.4.4制動力分配調(diào)節(jié)裝置的選取
由于慣性比例閥能使車輛獲得較佳的制動壓力比特性，并能在多種負載工況下均可獲得較為理想的制動平衡曲線 。
5.5 真空助力器的設計計算
如圖5-2所示：
1-推桿；2-回位彈簧；3-單向閥；4-活塞；5-膜片；6-空氣過濾器；
7-通大氣孔；8-操縱桿；9-柱塞；10-推盤；11-放氣孔；A，B-氣室
圖5-2 真空助力器結構圖
在發(fā)動機工作時，真空單向閥（3）被吸開后，加力器室左、右兩腔產(chǎn)生相等的真空度。剛踩下制動踏板時，膜片座尚未運動，踏板力經(jīng)踏板本身的杠桿作用放大后，傳到操縱桿（8），使壓縮空氣閥座彈簧連同空氣閥座一起左移，推動制動主缸推桿（1），使制動主缸內(nèi)的制動液具有一定壓力流入制動輪缸。在此過程中，閥門在彈簧的作用下隨同空氣閥座也左移，待與膜片座上的真空閥座接觸時，真空閥即關閉。這時加力氣室左、右腔隔絕。推桿（8）繼續(xù)前移，使空氣閥座離開閥門，即空氣閥開啟。于是，外界空氣即經(jīng)濾芯、控制閥和通道B充入加力氣室右腔。加力氣室左、右兩腔形成壓力差，該壓力差的作用力除小部分用以克服回位彈簧（2）的張力外，大部分經(jīng)膜片座傳到制動主缸推桿（1）上。
在踩制動踏板的過程中，空氣經(jīng)開啟的空氣閥不斷進入加力氣室的右腔，膜片座不斷左移。當制動踏板停留在某一位置時，膜片座左移到使空氣閥關閉時為止就不再移動。這時真空閥和空氣閥都關閉，膜片左、右氣壓處于平衡狀態(tài)。
放開制動踏板，彈簧立即將操縱桿（8）和空氣閥座拉向右邊，使閥門離開真空閥座，于是又回到不工作時的狀態(tài)。由下列公式：
式中： ―輸入力，N；
―輸出力，N；
―助力比；
p ―真空度為66.7±1.3kPa。
參考同類型車，選取參數(shù)，計算得真空助力器的有效直徑為116mm,助力比為4，為10mm，為6.75mm。
5.6 制動踏板力的計算
制動踏板力為
（5.8）
式中，—踏板機構的傳動比；
—踏板機構的機械效率，可取=0.85～0.95，設計中取為0.95；
制動踏板力應滿足以下要求：踏板力一般不應超過500N～700N。設計時制動踏板力可在500～700N的范圍內(nèi)選取[2]。
在設計中，取=3，=0.95，p=12M;
所以：=694.3N
5.6.1制動踏板工作行程
=（） （5.9）
式中：—主缸中活塞與推桿的間隙一般取=1.5～2.0mm；
—主缸活塞的空行程，mm。
=（）=3（20+2+3）=75
在確定主缸容積時應考慮到制動器零件的彈性變形和熱變形以及用于制動驅動系統(tǒng)信號指示的制動液體積，因此，制動踏板的全行程（至于地面相碰的行程）應大于正常工作行程，制動器調(diào)整正常時的踏板工作行程約為踏板全行程的40%～60%，以便保證在制動管路中獲得給定的壓力。
=
轎車的踏板全行程不應超過100mm～150mm。
5.7制動器的主要結構元件
5.7.1 摩擦襯塊
摩擦襯塊的材料應滿足如下要求[14]：
（1）具有一定的穩(wěn)定的摩擦因數(shù)；
（2）具有良好的耐磨性；
（3）要用盡可能小的壓縮率和膨脹率；
（4）制動時不易產(chǎn)生噪聲，對環(huán)境無污染；
（5）應采用對人體無害的摩擦材料；
（6）有較高的耐擠壓強度和沖擊強度，以及足夠的抗剪切能力；
（7）應將摩擦襯塊的導熱率控制在一定范圍。
由金屬纖維、粘結劑和摩擦性能調(diào)節(jié)劑組成的半金屬摩阻材料，具有較高的耐熱性和耐磨性，特別是因為沒有石棉粉塵公害，近年來得到廣泛應用[15]。
5.7.2 支承
二自由度制動蹄的支承，結構簡單，并能使制動蹄相對制動鼓自行定位。為了使具有支承銷的一個自由度的制動蹄的工作表面與制動鼓的工作表面同軸心，應使支承位置可調(diào)。如采用偏心支承銷或偏心輪。支承銷由45號鋼制造并高頻淬火。其支座為可鍛鑄鐵（KTH370-12）或球墨鑄鐵（QT400-18）件。青銅偏心輪可保持制動蹄腹板上的支承孔的完好性并防止這些零件的腐蝕磨損。
具有長支承銷的支承能可靠地保持制動蹄的正確安裝位置，避免側向偏擺。有時制動底板上附加一壓緊裝置，使制動蹄中部靠向制動底板，而在輪缸活塞頂塊上或在張開機構調(diào)整推桿端部開槽供制動蹄腹板張開端插入，以保持制動蹄的正確位置。
5.7.3 制動輪缸
是液壓制動系統(tǒng)采用的活塞式制動蹄張開機構，其結構簡單，在車輪制動器中布置方便。輪缸的缸體有灰鑄鐵HT250制成。其缸筒為通孔，需搪磨?；钊射X合金制造?；钊舛螇河袖撝频拈_槽頂塊，以支承插入槽中的制動蹄腹板端部或端部接頭。輪缸的工作腔由裝在活塞上的橡膠密封圈或靠在活塞內(nèi)端面的橡膠皮碗密封。多數(shù)制動輪缸有兩個等直徑活塞，少數(shù)有四個等直徑活塞。
5.7.4 制動盤
制動盤一般由珠光體灰鑄鐵制成，其結構有平板形和禮帽形兩種。后一種的圓柱部分長度取決于布置尺寸。為了改善冷卻條件，有的鉗盤式制動器的制動盤鑄成中間有徑向通風槽的雙層盤，可大大增加散熱面積，但盤的整體厚度加大。
制動盤的工作表面應光滑平整。兩側表面不平行度不應大于0.008mm，盤面擺差不應大于0.1mm。
5.7.5制動鉗
制動鉗由可鍛鑄鐵KTH370-12或球墨鑄鐵QT400-18制造，也有用合金制造的，可作成整體的，也可作成兩辦并由螺栓連接。其外緣留有開口，以便不必拆下制動鉗便可檢查或更換制動塊。制動鉗體應有高的剛度和強度。一般多在鉗體中加工出制