汽车制动系统设计说明书

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1、第一章 绪论 11.1 本次制动系统设计的意义 21.2 本次制动系统应达到的目标 21.3 本次制动系统设计内容 31.4 汽车制动系统的组成 31.5 制动系统类型 31.6 制动系工作原理 3第二章汽车制动系统方案确定 42.1 汽车制动器形式的选择 52.2 鼓式制动器的优点及其分类 62.3 盘式制动器的缺点 82.4 制动驱动机构的结构形式 82.4.1简单制动系 92.4.2动力制动系 92.4.3伺服制动系 102.5 制动管路的形式选择 102.6 液压制动主缸方案的设计 12第三章制动系统主要参数的确定 143.1 轻型货车主要技术参数 143.2 同步附着系数的;：0的确

2、定 143.3 前、后轮制动力分配系数1的确定 153.4 鼓式制动器主要参数的确定 163.5 制动器制动力矩的确定 183.6 制动器制动因数计算 193.6.1制动器制动因数计算 193.6.1制动器制动因数计算 203.7 鼓式制动器零部件的结构设计 21第四章液压制动驱动机构的设计计算 244.1 制动轮缸直径d的确定 244.2 制动主缸直径d0的计算 254.3 制动踏板力FP 264.4 制动踏板工作行程Sp 26第五章制动性能分析 275.1 制动性能评价指标 275.2 制动效能 275.3 制动效能的恒定性 275.4 制动时汽车的方向稳定性 285.5 前、后制动器制动

3、力分配 285.5.1地面对前、后车轮的法向反作用力 295.6 制动减速度j 295.7 制动距离S 295.8 摩擦衬片（衬块）的磨损特性计算 305.9 汽车能够停留在极限上下坡角度计算 32第六章 总结 33参考文献 34汽车工业是一个综合性产业，汽车工业的生产水平，能够代表一个国家的整 个工业水平，汽车工业的发展，能够带动各行各业的发展，进而促进我国工业生 产的总体水品。所以重视发展汽车工业 ，有着深远的现实意义。随着我国经济的发展，尤其我国对外贸易的不断扩大，汽车工业受到国外同 行业的强烈竞争，而我国汽车工业起步比较晚，生成技术水平较低，因而改进和 提高我国的汽车性能及其机构是一个

4、迫在眉睫的问题，这关系到我国汽车工业的 生存与发展的大事。汽车的行驶速度是汽车的一个重要性能参数。尽可能提高汽车的行驶速度， 是提高运输生产率的主要技术措施之一 ，但必须保证行驶的安全性为前提。 因此 在道路宽阔平坦，人流和车流又较小的情况下，汽车可以用高速度行驶，而在转 向或者行驶在不平路面或两车交会时，都必须降低车速，特别是在遇到障碍物， 或者碰撞行人或其他车辆危险时， 更需要在尽可能短的距离内将车速降低到最低， 甚至为零。如果汽车不具备这一性能，高速行驶就不可能实现。汽车在下长坡时，在重力作用下，有不断加速到危险程度的倾向，此时应当 将车速限制在一定的安全性以内 ，并保持稳定。此外对已停

5、驶的汽车，应使其可靠的驻留在原地不动。 上述使行驶中的汽车减速甚至行车，使下坡行驶的汽车速度保持稳定，以及 使已静止的汽车保持不动，这些作用叫做制动。保证这些性能的系统叫制动系统因此对汽车制动系统的研究，开发是汽车工业的一个非常重要的课题，如何 改善汽车的制动效能，改善制动器的结构使一个重要环节。本人所设计的车型为五十铃轻型货车制动系统，在结构上做了一些改进，采 用了自动调节间隙结构， 即自动调节制动器摩擦片与 制动鼓的间隙， 来保证在摩 擦片磨损的情况下，汽车的制动效果仍然符合设计要求。由于本人缺乏设计经验，及实践经验不足，在设计过程中会出现不少错误，希望各位老师给予指教1.1 本次制动系统

6、设计的意义在交通运输中，公路运输日益成为主要的交通运输形式。高速公路的快速发 展使汽车运输速度加快。但是，在提高车速的同时，汽车应能够及时地制动，减 速，停车。特别是在人流、车流比较大的道路上行车，安全行驶是最重要的前提 条件。对汽车起制动作用的只能是作用在汽车上且方向与汽车行驶方向相反的外 力，作用在行驶汽车上的滚动阻力， 上坡阻力， 空气阻力都能对汽车起制动作用， 但这些外力的大小都是随机的、不可控制的，因此汽车上必须装设一系列专门装 置以便驾驶员能根据道路和交通情况，利用装在汽车上的一系列专门装置，迫使 路面在汽车车轮上施加一定的与汽车行驶方向相反的外力，对汽车进行一定程度 的强制制动。

7、这种可控制的对汽车进行制动的外力称为制动力，用于产生制动力 的一系列专门装置称为制动系统。制动系统的作用：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； 使已停驶的汽车在各种道路条件下稳定驻车；使下坡行驶的汽车速度保持稳定。 制动系直接影响着汽车行驶的安全性和停车的可靠性。本设计通过合理的结构分析，制动器形式的确定，并进行了科学合理的计算 及结构设计，缩短了制动距离、保证制动系统具有良好的制动效能的热稳定性与 水稳定性以及良好的操纵稳定性， 对保证制动系统工作可靠具有理论与实际意义。1.2 本次制动系统应达到的目标1. 具有良好的制动效能2. 具有良好的制动效能的水稳定性3. 制动时汽车

8、操纵稳定性好4. 制动效能的热稳定性好5. 摩擦副磨损后，应有能消除因磨损而产生间隙的机构，且调整间隙工作容易，设置自动调整间隙机构1.3 本次制动系统设计内容1. 前后制动器设计参数计算、结构设计2. 制动主缸设计 主缸参数计算、结构设计3. 制动管路布置设计，实现双管路布置1.4 汽车制动系统的组成1. 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。2. 控制装置包括产生制动动作和控制制动效果的各种部件， 如制动踏板、 制动阀等。3. 传动装置包括将制动能量传输到制动器的各个部件。4. 制动器产生阻碍车辆的运动或运动趋势的力的部件。1.5 制动系统类型1. 按制动系统

9、的功用分类 行车制动系统、驻车制动系统、第二制动系统、辅助制动系统2按制动系统的制动能源分类 人力制动系统、动力制动系统、伺服制动系统。1.6 制动系工作原理一个以内圆面为工作表面的金属制动鼓固定在车轮轮毂上， 随车轮一同旋转。在固定不动的制动底板上，有两个支承销，支承着两个弧形制动蹄的下端。制动蹄的外圆面上又装有一般是非金属的摩擦片。制动底板上还装有液压制动轮缸， 用油管与装在车架上的液压制动主缸相连通。主缸中的活塞可由驾驶员通过制动 踏板来操纵。制动系统不工作时，制动鼓的内圆面与制动蹄摩擦片的外圆面之间保持由一定的间隙，使车轮和制动鼓可以自由转动。要使行驶中的汽车减速，驾驶员应踩下制动踏板

10、，通过推杆和主缸活塞，使主缸内的油液在一定压力下流入轮缸，并通过两个轮缸活塞推动两制动蹄绕支撑 销转动，上端向两边分开而以其摩擦片压紧在制动鼓的内圆面上。这样，不旋转 的制动蹄就对旋转的制动鼓作用一个摩擦力矩，其方向与车轮行驶方向相反。制 动鼓将该力矩传到车轮后，由于车轮与路面间有附着作用，车轮对路面作用一个 向前的圆周力，同时路面也对车轮作用着一个向后的反作用力，即制动力。制动 力由车轮经过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，制 动力越大，则汽车减速度越大。当放开制动踏板时，复位弹簧将制动蹄拉回复位, 摩擦力矩和制动力消失，制动作用即行终止。图1-1.汽车制动系统方案确定

11、汽车制动系统的设计是一项综合性、系统性的设计，它涉及到制动系统的整体设计和零件设计，设计要求中既体现了对整体的要求，又有对各零件各自性能 的要求。对制动系整体性能，除了上面所说的以外，还有使用性能良好，故障少等要 求。对零部件除了能实现各自功能外，还要求它与其他组装起来的配合能力，协 作能力良好，因此，在制动系统设计前，应先提出制动系统综合设计方案。2.1 汽车制动器形式的选择1. 制动器按其直接作用对象的不同可分为车轮制动器和中央制动器。前者的 旋转元件固定装在车轮或半轴上，即制动力矩直接作用在两侧车轮上。后者的制 动力矩必须经过驱动桥在分配到两侧车轮上。车轮制动器一般用于行车制动，也 有兼

12、用第二制动和驻车制动的。中央制动器用于驻车制动，其优点式制动力矩须 经过驱动轴放大后传到车轮。因而容易满足操纵手力小的要求，但在应急制动时 往往造成传动轴超载。现在，由于车速高，对应急制动的可靠性要求更严格。在 中、高级轿车及总重在 15T 以下的货车上，多在后轮制动器上附加手动机械驱动 机构，也不再设置中央制动器。2. 制动器所用张开式装置的型式可分为液压轮缸、非平衡式凸轮式、平衡凸 轮式、楔块式机械张开机构3. 制动系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。 本次设计 的轻型货车采用的是液压式制动系统。4

13、. 一般制动器都是通过其中的固定元件对旋转元件施加制动力矩，使后者的 旋转角速度降低，同时依靠车轮与地面的附着作用，产生路面对车轮的制动力以 使汽车减速。凡利用固定元件与旋转元件工作表面的摩擦而产生制动力矩的制动 器都成为摩擦制动器。目前汽车所用的摩擦制动器就其摩擦副的结构型式可分为 鼓式和盘式带式三大类。他们的区别在于前者的摩擦副中的旋转元件为制动鼓， 其圆柱面为工作表面；后者的摩擦副中的旋转元件为圆盘壮制动盘，其端面为工 作表面。带式之用做中央制动器。本次设计轻型货车制动器为双鼓式液压轮缸式制动器2.2 鼓式制动器的优点及其分类鼓式制动器具有自刹作用：由于刹车时令蹄片外张，车轮旋转连带着外

14、张的 刹车鼓扭曲一个角度，刹车时蹄片外张力 （刹车制动力 ）越大，则情形就越明显， 因此，一般大型车辆还是使用鼓式刹车，除了成本较低外，大型车与小型车的鼓 刹，差别只有大型车采用气动辅助， 而小型车采用真空辅助来帮助刹车。 鼓式制 动器制造技术要求比较低，因此制造成本要比碟式刹车低。所以本次设计所采用 的制动器为鼓式制动器。鼓式制动器有内张型和外束型两种。前者的制动鼓以内圆为工作表面，应用 广泛。后者制动鼓的工作表面则是外圆柱面，应用较少。鼓式制动器按蹄的类型还分为领从蹄式制动器如图a,双领蹄式如图b,双向双领蹄式如图c,双从蹄式如图d,单向自增力式如图e,双向自增力式制动器如 图 f 。比较

15、各种制动器的效能因数于摩擦系数可知：增力式制动器效能最高、双 领蹄次之、领从蹄又次之、而双从蹄效能最低。但若就效能因数稳定性而言,名 词排列正好相反,双从蹄最好,增力式最差。双领蹄式制动器正向效能相当高,但倒车时则变成双从蹄式,效能大降。很 多中级轿车的前轮制动器采用双领蹄式,这是由于这类汽车前进制动时前轴的动 轴荷及附着力大于后轴,倒车制动时则相反,正与这种制动器的特点相适应。双向双领蹄式制动器在 前进和倒退制动时效能不变, 故广泛应用于中, 轻型 货车及部分轿车的前后轮。但用作后轮制动器时需另设中央制动器。双领蹄式制动器荷双向双领蹄式制动器中有两个轮缸。双领蹄式制动器两蹄 片各有其固定支点

16、,并用各具有一个活塞的两个轮缸张开蹄片。双向双领蹄式制 动器,两蹄片浮动。 用各有两个活塞的轮缸张开双蹄片。 与双领蹄式制动器比较, 双向双领蹄式制动器的特点式制动鼓无论朝哪个方向转动,制动效能都不变。增力式制动器的两蹄片之间相互连接,两蹄都式领蹄,次领蹄的轮缸张开后的作用效果很西欧啊或次领蹄的轮缸不存在张开。然而由主领蹄的自行增势作用所造成且比主领蹄张开力后大得多的支点反力 F传到次领蹄的下端，成为次领蹄 的张开力，采用增力式制动器后，及时制动驱动机构中不用伺服装置，也可以借 很西欧啊的踏板力得到很大的制动力矩。但因其效能大不稳定且效能因数太高容 易发生制动自馈，故设计时应妥善选择几何参数，

17、吧效能因数限制在一定程度， 且需选用摩擦性能稳定的摩擦片。单向增力时制动器在倒车制动时效能大为降低，之有少数轻，中型货车和轿 车用作前轮制动器。0此外，双领蹄式制动器，由于其结构呈中心对称，因而领蹄对鼓作用的合力 恰好相互平行，属于平衡式制动器。领从蹄与其他型式制动器均不能保证这种平 衡，是非平衡式制动器。非平衡式制动器将对轮毂轴成造成附加径向载荷而且领 蹄或次领蹄摩擦片表面单位压力大于从蹄磨损较严重，为使衬片寿命均衡可将从 蹄式的衬片包角适当减小。由于本次设计的是轻型货车制动器，汽车在制动时轴荷要前移原理前轮的制 动力应大于后轮，如果后轮制动力大于前轮且先制动于后轮即后轮先抱死时汽车 将出现

18、制动跑偏或侧滑现象，这将极易造成严重的交通事故！所以本次设计前轮 选用双领蹄增力式制动器，后轮选用领从蹄式鼓式制动器。2.3 盘式制动器的缺点盘式制动器的缺点： 效能较低、难以完全防止尘污和锈蚀、兼用于驻车制动时，需要加装的驻车 制动传动装置较鼓式制动器复杂。盘式制动器又称为碟式制动器，这种制动器兼作驻车制动器时，所需附加的 手驱动机构比较复杂 , 摩擦片的耗损量较大，成本贵，衬块工作面小， 磨损快，使 用寿命短，需要用高材质的衬块，需要的制动液压高，必须要有助力装置的车辆 才能使用，所以只能适用于轿车和一些微型车上，不适合用于货车上，因此我们 选用鼓式制动器。2.4 制动驱动机构的结构形式制

19、动驱动机构用于将驾驶员或其它力源的力传给制动器，使之产生需要的制 动转矩。制动系统工作的可靠性在很大程度上取决于制动驱动机构的结构和性能。所 以首先保证制动驱动机构工作可靠性； 其次是制动力的产生和撤除都应尽可能快， 充分发挥汽车的制动性能；再次是制动驱动机构操纵轻便省力；最后是加在踏板 上的力和踩下踏板的距离应该与制动器中产生的制动力矩有一定的比例关系。保 证汽车在最理想的情况下产生制动力矩。根据制动力源的不同，制动驱动机构一般可以分为简单制动、动力制动和伺 服制动三大类2.4.1 简单制动系简单制动系即人力制动系，是单靠驾驶员作用于制动踏板上或手柄上的力作 为制动力源，而力的传递方式又有机

20、械式和液压式两种。机械式的靠杆系或钢丝绳传力，结构简单，造价低廉，工作可靠，但机械效 率低，传动比小，润滑点多，且难以保证前后轴制动力的正确比例和左右轮制动 力的均衡所以在汽车的行车制动装置中已被淘汰。因为这种方式结构简单、经济 性好，工作可靠等优点广泛地应用于中，小型汽车的驻车制动器中。液压制动用于行车制动装置。制动的优点是作用滞后时间短 （0.1s0.3s）, 工作压力大（可达10MP12MPa，缸径尺寸小，可以安装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，而不需要制动臂等传动件。这样就减少了非 黄载质量。液压制动也有器缺点。主要是过度受热后会有一部分制动液液化，在 管路中形成

21、气泡，严重影响液压传输，使制动系效能降低，甚至完全失效，液压 制动广泛应用在轿车，轻型货车及一部分中型货车上。2.4.2 动力制动系 动力制动即利用发动机的动力转化而成，并表现为气压或液压形式的势能作 为汽车制动的全部力源，驾驶员施加于踏板或手柄上的力仅用于回路中的控制元 件的操纵。从而可式踏板力较小，同时又又适当的踏板行程。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

22、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

23、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了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，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。2.4.3 伺服制动系 伺服制动

24、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 与动力并用。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。综上所述，经过比较与分析，本次设计轻型货车采用液压传动。2.5 制动管路的形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，制动管路一般都采用分立系统，即全车的所有行车制动器的液压或气压管路分属于两个

25、或更多的相互 隔绝的回路。这样，即使其中一个回路失效后，另一个回路仍然可以起作用。一 般多设计成双回路。下图为双轴汽车的液压式制动驱动机构的双回路系统的5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。(a)(b)(c)( d)( e)图22双轴汽车液压双回路系统的5种分路方案图1双腔制动主缸2双回路系统的一个回路3双回路系统的另一分路图2 2（a）为一轴对一轴II型，前轴制动器与后桥制动器各用一各回路。 其特点是管路布置最为简单，可与传统的单轮缸鼓式制动器相配合使用，成本较 低，目前在各类汽车特别使商用车上用的最广泛。对于这种形式，若

26、后轮制动回 路失效，则一旦前轮抱死即极易丧失转弯制动能力。对于采用前轮驱动因而前轮 制动强于后轮的乘用车，当前制动回路失效而单用后桥制动时，制动力将严重不 足，并且，若后桥负荷小于前轴负荷，则踏板力过大时易使后桥车轮抱死而汽车 侧滑。图2 2（b） X型的结构也很简单，直行制动时任一回路失效，剩余的总制动 力都能保持正常值的50%但是，一旦某一管路破损造成制动力不对称，此时前 轮超制动力大的一边绕主销转动，使汽车丧失稳定性。因此这种方案适用于主销偏移距为（达20mrh的汽车上，这时，不平衡的制动力使车轮反向转动，改善了 汽车稳定性。图 2 3 （ c ）一轴版对半轴 HI 型。两侧前制动器的半

27、数轮缸和全部后轮制动 器轮缸属一个回路，其余的前轮缸属另一回路。图2 4（d）半轴一轮对半轴一轮LL型。两个回路分别对两侧前轮制动器的 半数轮缸和一个后轮制动器器作用。图2 5（e）双半轴对双半轴HH型。每个回路均只对每个前、后制动器的半 数轮缸器作用。这种形式的双回路制动效能最好。HI，LL, HH型的结构均比较复杂。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，剩余的总制动力可达到正常值的 50%左右 HI型单用一轴半回路时剩余制动力较大，但此时与 LL型一样，紧急制动情况下 后轮极易先抱死。综合各个方面的因素和比较各回路形式的优缺点。本次设计选择了半轴一轮 对半

28、轴一轮（LL）型回路。2.6 液压制动主缸方案的设计为了提高汽车的行驶安全性，现代汽车的行车制动装置均采用双回路制动系 统。双回路制动系统的制动主缸为串列双腔制动主缸，因此用与单回路制动系的 单腔制动主缸已被淘汰。制动主缸由灰铸铁制造，也可以采用低碳钢冷挤成形； 活塞可用灰铸铁，铝合金或中碳钢制造。主缸的作用是将驾驶员踩到制动踏板上的压力传递到四个车轮的制动器以使 汽车停车。主缸将驾驶员在踏板上的机械压力转变为液压力，在车轮制动器处液 压力转（变为机械力。主缸利用液体不可压缩原理，将驾驶员的踏板运动传送到 车轮制动器。主缸由储液罐和主缸体构成。储液罐提供主缸工作的制动液。现在 的所有储液罐都是

29、分体设计，即两个独立的活塞有两个独立的储液区域。分体设 计分别为前轮和后轮，或一个前轮一个后轮的液压系统供液，以防一个液压系统 失效影响另一个液压系统。本次设计采用的制动主缸为串列双腔制动主缸。如图所示，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。当踩下制动踏板时，踏板传动机构通过制动推杆 15推动后腔活塞 12 前移， 到皮碗掩盖住旁通孔后

30、，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 7 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 7 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 12 前移， 而

31、不能推动前缸活塞 7，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。制动系统主要参数的确定3.1轻型货车主要技术参数表3-1设计参数名称参数整车质量满载：8930kg，空载：3735kg质心位置a=2.016m b=2.184m hg=1.14m（空载）a=2.94 b=1.26 hg=1.42m （满载）轴距L=4.20m轮距前轮 B=1.81

32、m 后轮 B=1.60m轮胎规格7.50R16 r e =20X 25.4+232 X 0.75 X 2=872mm车轮滚动半径r=436mm轮辋直径20 X 25.4=508mm汽车最高行驶速度V=90km/h3.2同步附着系数的%的确定轿车制动制动力分配系数采用恒定值得设计方法。欲使汽车制动时的总制动力和减速度达到最大值，应使前、后轮有可能被制 动同步抱死滑移，这时各轴理想制动力关系为F.i+F.2=G(3-1)J/ F 上=(L2- G)/(L i- ：hg)(3-2)式中：F：前轴车轮的制动器制动力:后轴车轮的制动器制动力G:汽车重力L仁汽车质心至前轴中心线的距离L2：汽车质心至后轴中

33、心线的距离hg:汽车质心高度由上式可知，前后轮同时抱死时前、后轮制动器制动力是的函数，如果汽车前后轮制动器制动力能按I曲线的要求匹配，则能保证汽车在不同的附着系 数的路面制动时，前后轮同时抱死。然而，目前大多数汽车的前后制动器制动力之比为定值。常用前制动器制 动力与汽车总制动力之比来表明分配的比例，称为制动器制动力分配系数，并以 符号来表示，即1 = F 4/ F .2（ 3-3）当汽车在不同值的路面上制动时，可能有以下 3种情况。1. 当 %时，一：线在I线上方，制动时总是后轮先抱死，因而容易发生后 轴侧滑使汽车失去方向稳定性。3. 当=。时，前、后轮同时抱死，是一种稳定的工况，但也失去转向

34、能力。综上所述，如果要确定1值首先要选取同步附着系数 %。由于我国道路条件 还较差，车速也不可能设计太高，推荐同步系数的选择轿车 。=0.550.8 般货 车取0=0.45-0.7 本次轻型货车设计取取0=0.7 取：=0.6。3.3前、后轮制动力分配系数1的确定制动力分配系数1=(b+ 0 hg) /L(3-4)得:- = (1260+0.7 1420) /4200=0.54式中 % :同步附着系数0=0.7b:汽车重心至后轴中心线的距离L:轴距hg:汽车质心高3.4鼓式制动器主要参数的确定1. 制动鼓直径D货车 D/Dr=0.700.83这里选 D/Dr=400/20 x 25.4=0.7

35、8mm R=200mm由于轻型货车的轮胎规格为7.50R20前后轮制动鼓直径D=400mm2. 摩擦衬片宽度b和包角Bb/D=0.16-0.26 取 0.25，故 b=100mm制动鼓半径R确定后，摩擦衬片的宽度b和包角B便决定了衬片的摩擦面积 Ap, Ap越大则制动时所受单位面积的正压力和能量负荷越小，从而磨损特性越好Ap随汽车总重而增加，给定的轻型总重量Ga=893(X 9.8/1000=87.51KN查汽车设计书得 Ap=250400 (cm2)Ap=Rb3(3-5)Ap=Rb3 =200x 100X 100X n /180=349.06 cm 2选取前轮摩擦衬片包角0 1 = 0 2

36、=100摩擦衬片起始角0 01= 0 02 =40后轮摩擦衬片包角0 =90摩擦衬片起始角 0 0=90 0 /2=90 90 /2=453.制动器中心到张开力P作用线的距离e在保证轮缸或制动凸轮能够布置于制动鼓内的条件下，应使距离e尽可能大，以提高制动效能。e=0.4Dmm=160mm4. 制动蹄支承点位置坐标a和ca 取 0.8R=160mmc 取 0.8R=160mm5. 整车制动性能同步附着系数-0按公式计算;：0 =(L 1-b)/hg(3-6)式中：L- 轴距Hg-重心高一：-制动分配系数变换公式得：1 = (b+ 0 hg) /L(3-7) = (1260+0.71420) /4

37、200=0.540 =(4200 0.54-1260)/1420=0.7096. 适应性系数:适应性系数；也称附着系数利用率，它表示整车最大可能利用的制动力矩与附着力之比，既表征在各种道路上附着重量利用的程度。当前轮首先抱死时；=L2/L 2+(厂：)hg(3-8)：;：0时，当后轮首先抱死时：；=L/L 广(-o)hg:0 时，取=0.7，二L/L 1+( - 0)hg=1260/1260+0.03830=0.99:0 时，取=0.6，；=L2/L 2+( 0- : )hg=2700/2700+0.07830=0.97可见当，；：0时；更大一些。7. 制动器的温升计算制动时，由于制动鼓和摩擦

38、片之间作用，产生了大量的热。在紧急制动时, 因时间短，热量来不及散到大气中去，几乎全被制动鼓所吸收使之温度升高。实践表明，从速度Va=30km/h紧急制动到完全停车制动鼓的温升不应超 15 温升公式：t=1/1084584.19 (Ga Va2/ncg)( 3-9)=1/108458 4.19 (8930 9.8 30 /0.482 4 6)=11.5 由于11.5。小于15合格。3.5制动器制动力矩的确定为保证汽车有良好的制动效能和稳定性，应合理的确定前、后轮制动器制动力矩。对于选取较大 %的各类汽车，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，相应的极限制动强

39、度 qv，故所需的后 轴和前轴的最大制动力矩为Tf2max=Z1 Te = GL (a-qhg)(3-10)f1 maxpT f 2 max1 -(3-11)(3-12)X 1420=0.63其中 q=a :/a+(- 0)hg=2940X 0.6/2940+(0.6-0.7)轮胎规格：7.50R202r e=20X 25.4+232 X 0.75 X 2=872mmr e=436mm后轴制动力矩：Tf2max = G L (a-qhg ) re=8930X 9.8/4200 (2940-0.63 X 1420) X 0.6X 375=11149.2Nm一个后轮的制动力矩Tf2max/2=54

40、72.32Nm前轴制动力矩：PTf1max = Tf2max =0.54/0.46 X 11149.2=13088.2 Nm1 - P一个前轮的制动力矩：Tf1max/2=6424.03Nm3.6制动器制动因数计算在评价不同结构型式的制动器效能时，常用一种无因数指标，称为制动器 效能因数。也就是在制动鼓或制动盘的作用半径上所得到的摩擦力与输入力之比3.6.1.后轮领从蹄效能因数：1.领蹄的效能因数：Kt 1=/(；/cos：si n，)1(3-13)=1.6/(0.8/0.78cos16.7 sin16.7 )-1)=1.0式中：制动蹄支承点位置坐标a=160mm=h/R=(a+e)/R=(1

41、60+160)/200=1.6制动器中心到张开力P作用线的距离e=160mm 制动鼓半径R=200mm摩擦衬片包角二=90二(4si n (二 12 ) )/ ( j+si nr) =1.1摩擦片摩擦系数=0.30.5取0.3=arctan，arctan0.3=16.7 9 0=90 90 /2=90 90 /2=45 ，二/2+ - 9 0- 9 /2=16.7 2. 从蹄的效能因数Kt 2= /( ；/cos - sin ) 1(3-14)=1.6/2.51+1=0.44后轮总的效能因数：Kt= Kt 1 +Kt 2=1.0+0.44=1.443.6.2.前轮双向自增力效能因数：领蹄制动效

42、能因数：Kt1=/(；/Tcos Vin，)-1(3-15)=1.60/(0.8/cos21.8 sin21.8 )-1)=1.45式中： 摩擦衬片包角9 1 = 9 2=100摩擦衬片起始角9 01= 9 02 =40制动蹄支承点位置坐标a=160mm制动蹄支承点位置坐标c=25mm制动器中心到张开力P作用线的距离e=160mm制动鼓半径R=200mm摩擦衬片包角=90h2p轮缸张开力P作用线到支承销的距离=42mm摩擦片摩擦系数J =0.30.5取0.4=arctan =arctan0.3=21.89 0=9O 9 /2=90。一 100 /2=40 1 = -.12+ - 9 0- 9

43、/2=21.8 双增力总的效能因数：Kt=2 Kt ,=2.93.7鼓式制动器零部件的结构设计1. 摩擦衬片摩擦衬片选择应满足以下条件：具有稳定的摩擦因数，有良好的耐磨性。要 尽可能小的压缩率和膨胀率。制动时不易产生噪音，对环境无污染。应采用对人 体无害的摩擦材料。有较高的耐挤压强度和冲击强度，和抗剪切能力。摩擦衬块 的热导率应控制在一定范围内。2. 制动底板制动底板是除制动鼓外制动器各零件的安装基体，应保证各安装零件相互间 的正确位置，制动底版承受着制动器工作时的制动反力矩，故应有足够的刚度， 为此本次设计选用具有凹凸起伏形状的钢板冲压成型的制动底板。3. 摩擦材料对汽车的摩擦材料有如下要求

44、：（1）具有高而稳定的摩擦系数，热衰退应该较为缓和，不能在温升到某一值后， 摩擦系数骤然下降。（2）耐磨性好（3）吸水性和吸油率低（4）有较高的耐挤压强度和冲压强度（5）制动时不发生噪声和臭气（6）尽量采用减少污染和对人体无害的摩擦材料摩擦材料目前广泛采用的是模压材料，模压材料是将石棉纤维与树胶粘结剂, 由无机粉粒及橡胶聚合树脂等配成的用以调态摩擦性能的填充剂，以及主要成分 为石墨的噪声消除剂等混合后，在高温下保持较高的机械强度。本次设计摩擦材料选用无石棉材料。4. 制动蹄轿车和微型车，轻型载货汽车的制动蹄广泛采用 T 形钢辗压或钢板冲压焊接 制成。制动蹄腹板和翼缘的厚度分别选用了6mm衬片的

45、厚度选用了 6mm制动蹄和摩擦片可以铆接，也可以粘接。粘接的优点在于衬片更换前允许磨 损的厚度较大，其缺点在于工艺较复杂，且不易更换衬片。铆接的噪声较小。本 次设计采用铆接的。2.制动鼓制动鼓在工作载荷下将变形，使蹄鼓间单位压力不均匀，且带来了少许踏板 行程损失，鼓变形后的不圆柱度过大容易引起制动时的自锁或引起踏板振动。为 提高制动鼓的刚度，沿鼓口外圆边铸有周向肋条，也有铸成若干轴向肋条的。加 肋条还可以提高散热性能。 制动鼓的内工作面应在制动鼓与轮辋装配后进行加工， 可以保证两轴线重合。并应在两者装配条件下进行动平衡。需用不平衡度为 0.300.40N.m制动鼓壁厚，轿车为72mm中型以上货

46、车为1318mm壁厚取大 些有利于增加热容量。故本次设计选用由钢板冲压成型的辐板与铸铁鼓筒部分铸 成一体的组合式制动鼓。6. 制动器间隙调节装置 为了保证制动鼓在不转动时能自由转动，制动鼓与制动蹄衬片必须保留一定 的间隙，但是又不能过大。因为这样将使制动踏板行程过大，以致驾驶员操纵不 便，同时也会推迟制动器起作用的时刻。一般合适的间隙范围在0.250.5mm之间；采用间隙自动调节装置时，制动器安装到车上以后，不需要人工精细调整， 只需进行一次完全制动即自动调准到合适范围，并在行车过程中能随时补偿过量 间隙。（ 1 ）手动调整装置 转动调整凸轮和带偏心轴颈的支承销 凸轮固定在制动底板上，支承销固

47、定在制动蹄上，沿某一方向转动调整凸轮 时，通过支承销将制动蹄向外顶，制动器间隙将减小。 转动调整螺母 有些制动器轮缸两端的端盖制成调整螺母，用一字螺丝刀拨动调整螺母的齿 槽，使螺母转动，带螺杆的可调支座便向内或向外作轴向移动，使制动蹄上端靠 近或远离制动鼓，制动间隙减小或增大。间隙调整好以后，用锁片插入调整螺母 的齿槽中，固定螺母位置。 调整可调顶杆长度 可调顶杆由顶杆体、调整螺钉和顶杆套组成。顶杆套一端具有带齿的凸缘， 套内制有螺纹，调整螺钉借螺纹旋入顶杆套内。拨动顶杆套带齿的凸缘，可使调 整螺钉沿轴向移动，从而改变了可调顶杆的总长度，调整了制动器间隙。此调整 方式仅适用于自增力式制动器。（

48、2）自动调整装置 现在很多汽车的制动器都装有制动器间隙自动调整装置，它可以保证制动器 间隙始终处于最佳状态，不必经常人工检查和调整。 摩擦限位式间隙自调装置 用以限定不制动时制动蹄内极限位置的限位摩擦环装在轮缸活塞内，限位摩擦环是一个有切口的弹性金属环，压装入轮缸后与缸壁之间的摩擦力可达4005502如果制动器间隙过大，活塞向外移动靠在限位环上仍不能正常制动，活塞 将在油压作用下克服制动环与缸壁间的摩擦力继续向外移动，摩擦环也被带动外 移，解除制动时，制动器复位弹簧不可能带动摩擦环回位，也即活塞的回位受到 限制，制动器间隙减小。制动器的过量间隙一部分由于衬片或衬块磨损所致，另一部分是由于制动器

49、 元件变形所致。本次设计过程中，对后制动器采取了自动调节装置。主要是对主 领蹄，而次领蹄仍然采用人工调整装置。这样装置从结构上分析较简单，并且加 工工艺简单，而且由于后蹄片为从蹄，其间隙的调整期限可以相对加长，并且对 于制动力矩和制动效能因数的影响较小。根据HG2865-1997标准规定尺寸系列取，取直径为 45mm;7.制动液制动液应能保证液压系统工作的可靠性。对于它有以下几点要求：咼温下不易汽化，否则将在管路中产生汽阻现象，使制动系失效。低温下有良好的流动性。对液压系统起良好的润滑作用。不会使之与经常接触的金属件腐蚀，橡胶发生膨胀，变硬或损坏。吸水性差而溶水性良好，因而选用了国内常用的50

50、% 作用的溶剂（丁醇，酒精和甘油等）配成。8. 制动主缸制动主缸有的与贮液室铸成一体，也有二者分制而装合在一起或用油管连接的。我所设计的轻型货车采用了后者。由于制动管路的布置采用了双回路液压制 动管路，因而制动主缸采用了串联双腔式制动主缸9. 制动轮缸制动轮缸有双活塞式和单活塞式两种。由于前轮制动器采用了双向自增力式， 因此轮缸采用双活塞式，后轮为领从蹄式所以也采用单活塞式制动轮缸。四.液压制动驱动机构的设计计算4.1制动轮缸直径d的确定制动轮缸对制动蹄块施加的张开力与轮缸直径和制动管路的关系为d=.4F0/二 P（4-1）式中：Fo 制动轮缸对制动蹄（块 ）施加的张开力P制动管路压力；对盘式

51、制动器取 15M Pa，鼓式取10M Pa 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：19, 22, 24, 25, 28，30, 32, 35, 38, 40, 45, 50, 55.mm.最终求得：前轮缸直径，d仁48mm后轮缸直径d2=29mm,取为30mm4.2制动主缸直径d0的计算第i个轮缸的工作容积为：(4-2)兀n 2Vid!、.i4 i式中：di 第1个轮缸活塞的直径n轮缸中的活塞数目一第i个轮缸活塞在完全制动时的行程，初步设计时，对鼓式制动器可取2.02.5mm.鼓式：d = 45mm , n=1，得V =n x 2 X 452=318.86mm鼓式：d =

52、 30mm ,n=1,得 V2= n X 302 X 4=1809.55 mni4全部轮缸的总工作容积:V = V 1 + V 2 = 1808.64 + 3179.25 =4990.41mm 3所有轮缸的工作容积为mV = 7 Vi，式中m为轮缸数目。在初步设计时，制动1主缸的工作容积可取为 Vo=1.3V =1.3 4987.89 =6484.26；主缸活塞行程so和活塞直径do为兀 2V0d0 S0(4-3)4一般S=0.81.2d。，本设计取S。得：d。= 20.2mm，主缸的直径应符合系列尺寸，主缸直径的系列尺寸为：19,22，26，28，32，35，38, 40, 45根据QC/T

53、311-1999中规定的尺寸系列根据 QC/T311-1999中规定的尺寸系列，取为22mm.考虑到制动软管容积变形，则制动主缸应有的工作容积为V。=1.3 V式中：V0=1.3 7296.3=9485.2mnfV0 =： /4d2S。二/4d3 0 =9485.2d0=22.9mmS0=(0.81.2) d 0取 S0= 0.8d 04.3制动踏板力Fp根据公式：兀211Fp 蔦dop(4-4)式中：d 0制动主缸活塞直径;P 制动管路的液压，p=8MPa- 12MPa取p=12MPaip制动踏板机构传动比；取ip=8;制动踏板机构及制动主缸的机械效率，可取=0.850.95。根据上式得：F

54、pd；p丄丄二Fp22.9 2 12 1/0.90 1/8=686N (500-700)N4 ip4所以该车的踏板力满足要求4.4制动踏板工作行程SpSp 二 ip(s0 、02)(4-5)式中：鮎主缸推杆与活塞的间隙，一般取 1.52mm取2mm；-02 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圭寸堵主缸上的旁通孔所经过的行程；取 1.5mm根据上式得：Sp =8(22.9 0.8+2+1.5)=174.56mm v (150-200) mm符合设计要求。表4-1计算结果制动轮缸直径d=45mm制动主缸直径d0=22.9mm制动踏板力Fp=686N踏板工作行程Sp=17.4

55、56mm五.制动性能分析任何一套制动装置都是由制动器和制动驱动机构两部分组成。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。5.1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：制动效能，制动效能的稳定性， 制动时汽车的方向稳定性5.2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。本次所设计的轻型货车制动系统设 计在经过前述的参数选择和设计计算后，经过汽车标准手册的验证，保证了轻 型货车所能达到的性能，计

56、算结果符合要求。5.3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。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。本次设计的制动器是用珠光体灰铸铁制成制动盘，无石棉作为摩擦材料，正常制动时，摩擦副的温度在 200C左右。5.4 制动时汽车的方向稳定性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

57、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。表征制动效能恒定性的制动器抗热衰退性，分析表明，制动器温度上升后， 制动器，摩擦力矩显著下降，对温升有要求。 规定，以速度30Km/h的紧急制动到 完全停车的制动鼓温升不超过 15，该车满足要求。5.5 前、后制动器制动力分配对于一般汽车而言，根据其前、后轴制动器制动力的分配、载荷情况及路面 附着系数和坡度等因素，当制动

58、器制动力足够时，制动过程可能出现如下三种情 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。所以，前、后制动器制动力分配将影响汽车制动时的方向稳定性和附着条件 利用程度，是设计汽车制动系必须妥善处理的问题5.5.1地面对前、后车轮的法向反作用力在分析前、后制动器制动力分配比例以前，必须先了解在制动时地面作用于前、后车轮的法向反作用力。地面对前轮法向反作用力为：Fzi =G(b hg)/L(5-1)地面对后轮的法向反作用力:Fz2 二 G(a - hg)/L( 5-2)5.6制动减速度j制动系的作用效果，可以用最大制动减速度及最小制

59、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。j =M总 / rr / m( 5-3)式中： M总：汽车前、后轮制动力矩的总合。M总=M)1 + M2=11149.2+13088.2=24237.4Nmr r -滚动半径r r=436mm Ga汽车总重Ga=8930kg代入数据得 j =(11149.2+13088.2)/0.436 X 8930=6.2 m/s5.7制动距离S在匀减速度制动时，制动距离S:我国交通法规定，Va=30Km/h轻型货车制动距离在7m以下，中型货车不得大 于8mS=1/3.6 (t 1 2+ t 11 2/2

60、 ) Va+ Va2/254-(5-4)式中，t1?：消除蹄与制动鼓间隙时间，取0.1st1 12 :制动坡长减速度上升所需时间取 0.2s故 S=1/3.6 (0.1+ 0.2/2 ) 30+ 302/254 X 0.8=6.1m 满足要求5.8摩擦衬片（衬块）的磨损特性计算摩擦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

61、担了耗散汽车全部动 力的任务。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。此即所谓制动器的能量负荷。能量负荷愈大，贝孵擦衬片（衬 块）的磨损亦愈严重。单个制动器的衬片面积前轮制动器：Ap=2X 2Rb=2X 200X 100X 100X 二 /180=1396.26cm2 后轮制动器：Ap=2X 2Rb，=2X 200X 100X 90X 二 /180=628.32cm21. 制动器单位摩擦面积负担的力矩gT=Ga广 A=6750/2743+2720.4=1.2Kgf/cm 2由经验数据：轻型货车 gT=0.52 Kgf/cm 2中型货车 gT=22.9 Kgf/cm 2重型货车 gT=2.94.2Kgf/cm 2可知本次设计轻型货车单位摩擦面积所担负的车重适中2. 比摩擦力 f 前=M/RA=11149.06/16 X 2743=4.38 Kgf/cm f 后=M/RA=13088.40/16 X 2720.4=1.9 Kgf/cm查阅有关资料知，在j=0.69时，鼓式制动器的比摩擦力小于 4.8 Kgf/cm2，因此 该车制动器磨损不会很严重。3. 比能量耗散率(5-5)2 2e 前=1/2 x :Ga(Vi -V2 )/2gtiA x -e 后=1/2 x ：Ga(V1 -V2 )/2gt1A2