喜歡就充值下載吧。。。資源目錄里展示的全都有，，下載后全都有請放心下載，原稿可自行編輯修改=【QQ：1304139763可咨詢交流】====================喜歡就充值下載吧。。
CS緊湊型轎車的設計--制動系設計
1 緒 論
1.1 課題背景及目的
汽車的普及伴隨著能源消耗的增多，而如今的生活，汽車已經(jīng)是人們?nèi)粘Ｉ铍x不開的必要工具。在大力節(jié)約能源的背景下，對汽車的節(jié)能要求隨之增高。緊湊型轎車的出現(xiàn)正好適應時代的發(fā)展，排量最多只有2.0緊湊型轎車相比其他類型的家用轎車無論從節(jié)能還是其他費用上都表現(xiàn)處明顯的經(jīng)濟型，為了適應時代的要求，特此提出了緊湊型轎車的設計說明的畢業(yè)設計題目。要求在同組人員互相協(xié)作的基礎上，完成制動系統(tǒng)的開發(fā)設計。旨在培養(yǎng)綜合運用所學專業(yè)及專業(yè)基礎理論知識進行產(chǎn)品系統(tǒng)開發(fā)設計的實踐工作能力。要求在收集和分析有關(guān)數(shù)據(jù)的基礎上，合理確定緊湊型轎車的制動方式及系統(tǒng)布置方案，進行主要零部件的強度和疲勞壽命設計計算，繪制系統(tǒng)裝配圖及零部件圖紙，編寫設計計算說明書。
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扮演著至關(guān)重要的角色。近年來，隨著車輛技術(shù)的進步和汽車行駛速度的提高，這種重要性表現(xiàn)得越來越明顯。眾多的汽車工程師在改進汽車制動性能的研究中傾注了大量的心血。制動裝置需要轉(zhuǎn)換和吸收的動能，與汽車制動初速度的平方和總質(zhì)量成正比；其需要產(chǎn)生的制動力則與汽車總質(zhì)量成正比，與制動初速度相對來說關(guān)系不大。在汽車的發(fā)展過程中，速度和總質(zhì)量兩 個參數(shù)始終處于不斷攀高的狀態(tài)，這就要求制動裝置在更短的時間內(nèi)吸收越來越大的能量，并產(chǎn)生接近車輪滑移界限的制動力。
第二次世界大戰(zhàn)后由于汽車技術(shù)的迅速發(fā)展和道路條件的不斷改善，汽車速度普遍提高得很快。另一方面由于道路行車密度日益增大，交通事故頻繁發(fā)生，引起了公眾對道路交通安全的密切關(guān)注。這些因素對制動裝置提出了更加苛刻的要求，促使它作出相應的改進。例如，為了吸收高速制動時的汽車動能，出現(xiàn)了以熱效能較穩(wěn)定的鉗盤式制動器取代傳統(tǒng)的鼓式制動器的趨勢；為了產(chǎn)生足夠的地面制動力并減輕操作強度，逐進淘汰了人力制動，代之以伺服制動和動力制動；為了進一步提高制動裝置的可靠性，在行車和駐車制動系之外增設了應急制動系。
隨著電子技術(shù)的飛躍發(fā)展，防抱死制動系統(tǒng)（ABS）在技術(shù)上已經(jīng)成熟，正在汽車上普及。它能有效地防止制動時由于車輪抱死而使汽車失去方向穩(wěn)定性或轉(zhuǎn)向能力的危險，并縮短制動距離，從而提高了高速行駛的安全性。
近年來出現(xiàn)了集ABS功能和其他擴展功能于一體的電子控制制動系統(tǒng)（EBS）和電子制動助力系統(tǒng)（BAS）。前一種系統(tǒng)適用于重型汽車和汽車列車，它以電子控制方式代替氣壓控制方式，可根據(jù)制動踏板行程及車輪載荷和制動摩擦片磨損情況調(diào)節(jié)各車輪制動氣室壓力。這樣不但可以大大減少制動反應時間、縮短制動距離，還可以使制動力分配更加合理。后一種系統(tǒng)適用于轎車，在出現(xiàn)緊急狀況而駕駛員未能及時對制動踏板施加足夠大的力時，能自動加以識別并觸發(fā)電磁閥，使真空助力器在極短時間內(nèi)實現(xiàn)增強作用，從而可顯著縮短制動距離。
為了防止汽車發(fā)生追尾碰撞事故，美、日、歐各國都在致力于車距報警和防追尾碰撞系統(tǒng)的研究。該系統(tǒng)用激光雷達或微波雷達對前方車輛和障礙物進行監(jiān)測，若檢測出實際車距小于安全車距，就會向駕駛員發(fā)出報警，若駕駛員仍未作出反應，就會自動對汽車施行制動。
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(gòu)造及工作原理；并收集相關(guān)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(guān)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緊湊型轎車制動系統(tǒng)設計方案。
1.4 本設計應解決的難點
（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(qū)動機構(gòu)的設計計算；
（4）制動系統(tǒng)圖紙設計。
2 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(guān)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。除此之外，有些汽車還設有應急制動、輔助制動和自動制動裝置。
設計汽車制動系應滿足如下主要要求：
（1）應能適應有關(guān)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(qū)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(qū)動機構(gòu)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(guān)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(zhuǎn)向裝置不產(chǎn)生運動干涉，在車輪跳動或轉(zhuǎn)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(qū)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）損后，應有能消除因磨損而產(chǎn)生間隙的機構(gòu)，且調(diào)整間隙工作容易，最好設置自動調(diào)整間隙機構(gòu)。
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(zhuǎn)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
本次設計的緊湊型轎車采用前盤后鼓,液壓制動, II式(前后式)雙回路制動控制系統(tǒng).采用真空助力器和ABS系統(tǒng).其中鼓式制動器采用一般常用的領從蹄式,為一個自由度.且?guī)в谢诣T鐵內(nèi)鼓筒的鑄鋁合金制動鼓。制動鼓內(nèi)徑尺寸參照專業(yè)標準QC/T309-1999《制動鼓工作直徑及制動蹄片寬度尺寸系列》選取。摩擦襯片寬度尺寸系列參照QC/T309-1999。盤式制動器采用浮動鉗盤式.制動盤直徑取輪輞直徑的70%。通風式制動盤厚度取25mm。具體的制動系統(tǒng)設計計算過程依據(jù)汽車設計教材進行。
2.1 制動能源的選擇
經(jīng)過同多種類型的車輛比較，參考《汽車工程手冊》，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(qū)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(gòu)（或制動塊的壓緊機構(gòu)），而不需要制動臂等傳動件，使之結(jié)構(gòu)簡單，質(zhì)量?。粰C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 駐車制動系
制動系統(tǒng)用于使汽車可靠而無時間限制地停駐在一定位置甚至斜坡上，也有助于汽車在斜坡上起步。駐車制動系統(tǒng)應采用機械式驅(qū)動機構(gòu)而不用液壓或氣壓式，以免其產(chǎn)生故障。
通過類比采用：手動駐車制動操縱桿、駐車制動杠桿作用于后輪。用后輪制動兼用駐車制動器。
后輪駐車制動：輪缸或輪制動器，（對領叢蹄制動器，只需附加一個駐車制動推桿和一個駐車杠桿即可）使用駐車制動時，由人搬動駐車制動操縱桿，通過操縱纜繩。平衡臂和拉桿（拉繩）拉動駐車制動杠桿使兩蹄張開。
2.3 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(qū)動機構(gòu)多采用雙回路或多回路結(jié)構(gòu)，以保證其工作可靠。
目前，盤式制動器已廣泛應用于轎車，但除了在一些高性能轎車上用于全部車輪以外，大都只用作前輪制動器，而與后輪的鼓式制動器配合，以期汽車有較高的制動時的方向穩(wěn)定性。在貨車上，盤式制動器也有采用，但離普及還有相當距離。 四輪轎車在制動過程中，由于慣性的作用，前輪的負荷通常占汽車全部負荷的70%-80%，前輪制動力要比后輪大，后輪起輔助制動作用，因此轎車生產(chǎn)廠家為了節(jié)省成本，就采用前盤后鼓的制動方式。
2.4 制動管路的布置及原理
II式(前后式): 前、后輪制動管路各成獨立的回路系統(tǒng)，即一軸對一軸的分路型式，一條回路連接前橋(軸)車輪制動器,另一條回路連接后橋(軸)車輪制動器,如圖1a)所示。前橋車輪制動器與后橋車輪制動器各用一個回路。其特點是管路布置最為簡單，可與傳統(tǒng)的單輪缸(或單制動氣室)鼓式制動器相配合，成本較低。在各類汽車上都有采用。通過分析，II式(前后式)制動器結(jié)構(gòu)簡單，成本較低，因此CS緊湊型轎車采用的就是II式(前后式)雙回路制動系。
2.4.1 制動管路的布置示意圖（II型）
1.前輪制動器 2.制動鉗 3.制動管路 4.制動踏板機構(gòu)
5.制動主缸 6.制動輪缸 7.后輪制動器
圖2-1液壓制動裝置示意圖
2.4.2 制動原理和工作過程
圖2-2 制動系統(tǒng)工作原理
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(zhuǎn)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(zhuǎn)的制動蹄就對旋轉(zhuǎn)的制動鼓作用一個摩擦力矩，其方向與車輪旋轉(zhuǎn)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。
2.5 制動器的結(jié)構(gòu)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(jié)構(gòu)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。
鼓式制動器形式的選用：
領叢蹄式制動器的效能和效能穩(wěn)定性，在各式制動器中居中游；前進、倒退行使的制動效果不變；結(jié)構(gòu)簡單，成本低；便于附裝駐車制動驅(qū)動機構(gòu)；易于調(diào)整蹄片與制動鼓之間的間隙。但領叢制動器也有兩蹄片的壓力不等（在兩蹄上的摩擦襯片面積相等的條件下），因而兩蹄片磨損不均勻、壽命不同的缺點。此外，因只有一個輪缸，兩蹄必須在同一驅(qū)動回路下工作。
鑒于以上的優(yōu)點，本設計采用液壓驅(qū)動的，由定位銷定位的一個自由度的非平衡式的領叢蹄式制動器。
盤式制動器的選用：
按摩擦副中固定元件的結(jié)構(gòu)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(jié)構(gòu)的不同，分篤式和浮動鉗式。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(cè)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?。怀杀镜?。所以，本設計采用浮動鉗式盤式制動器。
與鼓式制動器比較，盤式制動器有如下優(yōu)點：
（1）熱穩(wěn)定性好，因無自行增力作用，襯塊摩擦表面壓力分布較鼓式制動器更為均勻。此外，制動鼓在受熱膨脹后，工作半徑增大，使其只能與蹄的中部接觸，從而降低了制動效能。因此，前輪采用盤式制動器，汽車制動時不易跑偏。
（2）水穩(wěn)定性好。制動襯塊對盤的單位壓力高，易于將水擠出，因而進水后效能降低不多；又由于離心力及襯塊對盤的擦拭作用，出水后只需經(jīng)一、二次制動即能恢復正常。鼓式制動器則需經(jīng)十余次制動方能恢復。
（3）制動力矩與汽車運動方向無關(guān)。
（4）易于構(gòu)成雙回路制動系，使系統(tǒng)具有較高的可靠性和安全性。
（5）尺寸小、質(zhì)量小、散熱良好。
（6）壓力在制動襯塊的分布比較均勻，故襯塊磨損也均勻。
（7）更換襯塊簡單容易。
（8）襯塊與制動盤之間的間隙?。?.05～0.15mm），從而縮短了制動協(xié)調(diào)時間。
（9）易于實現(xiàn)間隙自動調(diào)整。
盤式制動器的主要缺點：
（1）難以完全防止污塵和銹蝕。
（2）兼作駐車制動器時，所需附加的手驅(qū)動機構(gòu)比較復雜。
（3）在制動驅(qū)動機構(gòu)中必須裝用助力器。
（4）因為襯塊工作面積小，所以磨損快，使用壽命低，敘需用高材質(zhì)的襯塊。
經(jīng)過對不同制動器優(yōu)、缺點的比較，參考同類型車，本設計采用前盤（浮動鉗式）后鼓（支承銷領叢蹄式）的制動系統(tǒng)。
3 制動系主要參數(shù)確定
3.1 CS緊湊型轎車的基本參數(shù)
表3-1 制動系主要參數(shù)
空載
滿載
汽車質(zhì)量
1077kg
1447kg
軸荷分配
前軸
570kg
720kg
后軸
507kg
727kg
質(zhì)心高度
hg0=0.52m
Hg1=0.57m
軸距
2450 m
前制動器
盤式
后制動器
鼓式
3.2 同步附著系數(shù)的確定
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。
任何附著系數(shù)路面上前后同時抱死的條件為[1]（=0.8）：
（3-1） （3-2）
式中：G-汽車重力；
-前制動器制動力；
-后制動器制動力；
-質(zhì)心到前軸的距離；
-質(zhì)心到后軸的距離；
得： =7788.2N =3556.3N
一般常用制動器制動力分配系數(shù)來表示分配比例
空載條件：
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(guān)文獻推薦以及我國道路條件，車速不高，所以本車型選取。
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。
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
（3-3）
（3-4）
式中 ——該車所能遇到的最大附著系數(shù)0.8；
q——制動強度 （）
——車輪有效半徑。
3.4 制動器的主要參數(shù)選擇
在有關(guān)的整車總布置參數(shù)和制動器的結(jié)構(gòu)形式確定以后，就可以參考已有的同類型、同等級汽車的同類制動器，對制動器的結(jié)構(gòu)參數(shù)進行初選。
3.4.1 鼓式制動器的主要參數(shù)選擇
3.4.1.1 制動鼓直徑D
當輸出力一定時，制動鼓的直徑越大，制動力矩也越大，散熱性能也越好。但止境的尺寸受到輪輞內(nèi)徑的限制，而且直徑的增大也使制動鼓的質(zhì)量增大，使汽車的非懸掛質(zhì)量增大，而不利于汽車的行駛平順性。制動鼓與輪輞之間應有相當?shù)拈g隙，此間隙一般不小于20～30mm,以利于散熱通風，也可避免由于輪輞過熱而損壞輪胎。由此間隙要求及輪輞的尺寸及渴求得制動鼓直徑的尺寸。另外，制動鼓直徑與輪輞直徑之比為根據(jù)QC/T309-1999《制動鼓工作及制動蹄片寬度尺寸系列》取D=300mm R=150mm
3.4.1.2 摩擦襯片寬度b和包角
摩擦襯片的包角可在900～1200范圍內(nèi)選取，試驗表明，摩擦襯片包角在900～1200時，磨損最小，制動鼓溫度也最低，且制動效能最高。再減小包角雖有利于散熱，但由于單位壓力過高將加速磨損。包角一般不宜大于1200，因過大不僅不利于散熱，而且易使制動作永不平順，甚至可能發(fā)生自鎖。
摩擦襯片寬度較大可以降低單位壓力、減小磨損，但過大則不易保證與制動鼓全面接觸。通常是根據(jù)在緊急制動時使單位壓力不超過2.5 M的條件來選擇襯片寬度的。設計時應盡量按摩擦片的產(chǎn)品規(guī)格選擇寬度值。另外，根據(jù)國外統(tǒng)計資料可知，單個鼓式制動器總的摩擦襯片面積隨汽車總質(zhì)量的增大而增大。而單個摩擦襯片的面積又決定與制動鼓的半徑，襯片寬度及包角。即[1]
（3-5）
式中，包角以弧度為單位，當面積、包角、半徑確定后，由上式可以初選襯片寬度的尺寸。
制動器各蹄摩擦襯片總面積越大，制動時產(chǎn)生的單位面積正壓力越小，從而磨損也越小。
a、參考同類汽車選取，一般b/D=0.16～0.26,取0.25，故b=75mm
b、取包角
=150×π×75 = 19625mm2
c、摩擦襯片起始角，一般將襯片布置在制動蹄的中央，即令：
有時為了適應單位壓力的分布情況，將襯片相對于最大壓力點對稱布置，以改善制動效能和磨損的均勻性。
3.4.1.3 制動器中心到張開力P作用線和距離e
在保證輪缸能夠布置于制動鼓內(nèi)的條件，應使距離e盡可能大，以提高制動效能。初步設計可取e=0.8R ，故e=120mm。
3.4.1.4 制動蹄支承銷連線到制動器中心值a
a值越大則制動效果越好，初步設計取a=0.8R ， a和e相同
3.4.1.5 制動蹄支銷中心的坐標位置是k 與 c
制動蹄支銷中心的坐標尺寸 k 是應盡可能地小,以不使兩制動蹄端毛面相碰擦為準，使尺寸 c 盡可能地大，設計可定c=0.8R =120 mm, k=25mm。
3.4.1.6 摩擦片摩擦系數(shù)
選擇摩擦片時不僅希望其摩擦系數(shù)要高些，更要求其熱穩(wěn)定性要好，受溫度和壓力的影響要小。不能單獨地追求摩擦材料的高摩擦系數(shù)，應提高對摩擦系數(shù)的穩(wěn)定性和降低制動器對摩擦系數(shù)偏離正常值的敏感性要求，后者對蹄式制動器是非常重要的。各種制動器用摩擦材料的摩擦系數(shù)的穩(wěn)定值約為0.3～0.5之間，少數(shù)可達0.7。一般說來，摩擦系數(shù)越高的材料，其耐磨性越差。所以在制動器設計時并非一定要追求高摩擦系數(shù)的材料。當前國產(chǎn)的摩擦片材料溫度低于250度時，保持摩擦系數(shù)在0 .3～0.4已無大問題。因此，在假設的理想條件下計算制動器的制動力矩，取0.3可使計算結(jié)果接近世紀。另外，在選擇摩擦材料時應盡量采用減少污染和對人體無害的材料。
3.4.2 盤式制動器的主要參數(shù)選擇
3.4.2.1 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。通常D=0.70～0.79，本車總質(zhì)量不大于2噸，取上限，即D=0.75=285.6mm
3.4.2.2 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，取為25mm,通風式，增大散熱。
3.4.2.3 摩擦襯塊外半徑和內(nèi)半徑
參考同類車型，選取摩擦襯塊的內(nèi)外半徑分別為：，
3.4.2.4 制動襯塊工作面積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/, 此處取為2kg/cm2，可得A =1447kg÷2kg/cm2 ＝ 723.5cm2
4 制動器的設計與計算
4.1 制動器摩擦面的壓力分布規(guī)律
從前面的分析可知，制動器摩擦材料的摩擦系數(shù)及所產(chǎn)生的摩擦力對制動器因數(shù)有很大的影響。掌握制動蹄表面的壓力分布規(guī)律，有助于正確分析制動器因數(shù)。在理論上對制動蹄摩擦面的壓力分布規(guī)律作研究時，通常作如下一些假定：
（1）制動蹄、鼓為絕對剛性；
（2）在外力作用下，便行僅發(fā)生在摩擦襯片上；
（3）壓力與變形符合胡克定律。
對于繞支承銷轉(zhuǎn)動的制動蹄，制動蹄片上的壓力符合正弦分布。
4.2 單個制動器制動力矩計算
4.2.1 鼓式制動器制動力矩計算
4.2.1.1 制動蹄的效能因數(shù)
制動器效能因數(shù)，表示制動器的效能，其實質(zhì)是制動器在單位輸入壓力或力的作用下所能輸出的力或力矩，用于評比不同結(jié)構(gòu)形式的制動器的效能[1]
領蹄：==1.077
從蹄：==0.519
則 BF=+=1.596
4.2.1.2 同一制動器各蹄產(chǎn)生的制動力矩
在計算鼓式制動器時，必須建立制動蹄對制動鼓的壓緊力與所產(chǎn)生的制動力矩之間的關(guān)系，其計算公式如下[1]
對于領蹄： （4-1）
（4-2）
其中： 為壓力分布不均勻時蹄片上的最大壓力。
4.2.2 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[2]
(4-3)
其中：其中：單個制動器的制動力矩=1222.6
-----摩擦系數(shù)
-----單側(cè)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=）
4.3 應急制動和駐車制動的制動力矩計算
4.3.1 應急制動
應急制動時，后輪一般都將抱死滑移，故后橋制動力為[1]
此時所需的后橋制動力矩為[1]
=4782.20.3=1434.7
式中，--汽車滿載總質(zhì)量與重力加速度的乘積
L--軸距
--汽車質(zhì)心到前軸的距離
--汽車質(zhì)心高度
--路面對后橋的法向反力
--附著系數(shù)
--車輪有效半徑
4.3.2 駐車制動
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[1]
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[1]：
滿載：上坡
下坡
空載：上坡
下坡
滿載時，上下坡后橋附著力為
上坡
下坡
空載時，上下坡后橋附著力分別為
上坡
下坡
4.4 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(guān)，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(zhuǎn)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。
4.4.1 雙軸汽車的制動器的比能量耗散率分別為[1]
前輪 (4-6)
后輪 (4-7)
式中，---汽車總質(zhì)量；
---汽車回轉(zhuǎn)質(zhì)量轉(zhuǎn)換系數(shù)；
、---制動初速度和減速度；
J---制動減速度；
t---制動時間；
、---前后制動襯片（塊）的摩擦面積；
---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(guān)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。
4.4.2 比摩擦力
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[1]。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；
R---制動鼓半徑（或襯塊平均半徑）；
A---單個制動器的襯片（塊）摩擦面積
前輪
后輪
5 液壓制動驅(qū)動機構(gòu)的設計計算
制動驅(qū)動機構(gòu)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(qū)動機構(gòu)的形式
制動驅(qū)動驅(qū)動機構(gòu)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(qū)動機構(gòu)一般可分為簡單制動、動力制動和伺服制動三大類。通過對各種驅(qū)動機構(gòu)不同形式優(yōu)缺點的比較，本設計采用真空助力的伺服驅(qū)動機構(gòu)。
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(qū)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。
助力式伺服制動系如圖2-1所示，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(jié)構(gòu)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(zhuǎn)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(zhuǎn)動，改善了汽車的方向穩(wěn)定性。
HI、HH、LL型結(jié)構(gòu)都比較復雜。所以本設計經(jīng)過對比，采用II型回路。
5.3 液壓制動驅(qū)動機構(gòu)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(gòu)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(guān)系為
d= (5-1)
其中：—
p—制動管路壓力；對盤式制動器取15M，鼓式取10M
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：19，22，24，25，28，30，32，35，38，40，45，50，55mm.
得：前輪缸直徑，根據(jù)HG2865-1997標準規(guī)定尺寸系列取，取直徑為39mm;
后輪缸直徑d2=14.9，取為19mm
5.3.2 制動主缸直徑的確定
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
n—輪缸中的活塞數(shù)目
—第i個輪缸活塞在完全制動時的行程，初步設計時，對鼓式制動器可取2.0～2.5mm.
盤式：d = 39mm ，n=1，得V1 = ×2 ×392=2267.08mm3
鼓式：d = 19mm ,n=1, 得V2= ×192×4=1133.54 mm3
全部輪缸的總工作容積: V = V1 + V2 = 2267.08 + 1134.54 =3400.62mm3
所有輪缸的工作容積為，式中m為輪缸數(shù)目。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=3740.68
主缸活塞行程和活塞直徑為
（5-3）
一般=0.8～1.2，本設計取
得：，主缸的直徑應符合系列尺寸，主缸直徑的系列尺寸為：19，22，26，28，32，35，38, 40, 45[9]
根據(jù)QC/T311-1999中規(guī)定的尺寸系列根據(jù)QC/T311-1999中規(guī)定的尺寸系列，取為19mm.
5.3.3 制動踏板力
制動踏板力為
（5-4）
式中，—踏板機構(gòu)的傳動比
—踏板機構(gòu)的機械效率，可取=0.82～0.86，設計中取為0.86
制動踏板力應滿足以下要求：最大踏板力一般為500N（乘用車）或700N（商用車）。設計時制動踏板力可在200～350N的范圍內(nèi)選取。設計時取250N。
在設計中，取=3.8，=0.86，p=10M; =867.4N
真空助力必為3.5
5.3.4 制動踏板工作行程
=（） （5-5）
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
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(qū)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的40%～60%，以便保證在制動管路中獲得給定的壓力。
為了避免空氣進入制動管路，在主缸活塞回位彈簧的計算中，應保證在踏板放開后，制動管路中仍能保持0.05～0.14 M的殘余液壓。
最大踏板行程，對乘用車不應大于100—150mm,所以在設計中取為120mm.
5.3.5 制動主缸
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。
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 真空助力器的設計計算
5.4.1 真空助力器
如圖5-1所示： 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(guān)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、
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5-1 真空助力器結(jié)構(gòu)圖
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(guān)閉時為止就不再移動。這時真空閥和空氣閥都關(guān)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)。
參考同類型車，選取參數(shù)，真空助力器的有效直徑為210mm,助力比為3.5。
5.5 制動器的主要結(jié)構(gòu)元件
5.5.1 制動鼓
制動鼓應有足夠的強度，剛度和熱容量，與摩擦襯片的材料相配合，又應當有較高的摩擦因數(shù)。
制動鼓有鑄造和組合式兩種。鑄造制動鼓多選用灰鑄鐵制造，具有機械加工容易、耐磨、熱容量大等優(yōu)點。為防止制動鼓工作時受載變形，常在制動鼓的外圓周部分鑄有加強肋，用來加強剛度和增加散熱效果。精確計算制動鼓的壁厚既復雜又困難，所以常根據(jù)經(jīng)驗選取，對乘用車，制動鼓壁厚取為7～12mm，設計中為10mm.
5.5.2 制動蹄
乘用車和總質(zhì)量較小的商用車的制動蹄，廣泛采用T形鋼碾壓或用鋼板焊接制成；總質(zhì)量較小的汽車的鋼板制成的制動蹄腹板上往往開一條或兩條徑向槽，使蹄的彎曲剛度小些，其目的是使襯片磨損較為均勻，并減小制動時的尖叫聲。制動蹄腹板和翼緣的厚度，乘用車為3～5mm.本設計取4mm
制動蹄和摩擦片可以鉚接，也可以粘接。粘接的優(yōu)點在于襯片更換前允許磨損的剛度較大，缺點是工藝復雜，且不易更換襯片。鉚接的優(yōu)點是噪聲小。設計中選用鉚接襯片。
5.5.3 摩擦襯（片）塊
摩擦襯（片）塊的材料應滿足如下要求：
（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(jié)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。
5.5.4 制動底板
制動底板是除制動鼓外制動器各零件的安裝基體，應保證各安裝零件相互間的正確位置。制動底板承受著制動器工作時的制動反力矩，故應有足夠的剛度。為此，由鋼板沖壓成形的制動底板都具有凹凸起伏的形狀。
5.5.5 支承
二自由度制動蹄的支承，結(jié)構(gòu)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(cè)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(gòu)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。
5.5.6 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(gòu)，其結(jié)構(gòu)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。活塞由鋁合金制造。活塞外段壓有鋼制的開槽頂塊，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。
5.5.7 制動盤
制動盤一般由珠光體灰鑄鐵制成，其結(jié)構(gòu)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(cè)表面不平行度不應大于0.008mm，盤面擺差不應大于0.1mm.
5.5.8 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動油缸，也有將單獨制造的油缸嵌入鉗體的。為了減少傳給制動液的熱量，多將杯形活塞的開口端頂靠制動塊的背板。有的活塞的開口端部切成階梯狀，形成兩個相對且在同一平面內(nèi)的小半圓環(huán)形端面?；钊T鋁合金或鋼制造。為了提高耐磨性能，活塞的工作表面進行鍍鉻處理。當制動鉗由鋁合金制造時，減少傳給制動液的熱量成為必須解決的問題。為此，應減小活塞與制動背塊的接觸面積，有時也可采用非金屬活塞。
5.5.9 制動塊
制動塊由背板和摩擦襯塊構(gòu)成，兩者直接嵌壓在一起。襯塊多為扇形，也有矩形、正方形或長圓形。活塞應能壓住盡可能多的襯塊面積，以免襯塊發(fā)生卷角而引起尖叫聲。制動塊背板有鋼板制成。許多盤式制動器裝有襯塊磨損達極限時的警報裝置，以便即使更換摩擦襯片。
5.6 自動間隙調(diào)整機構(gòu)
制動鼓（盤）與摩擦襯片（塊）之間在未制動的狀態(tài)下應有工作間隙，以保證制動鼓（盤）能自由轉(zhuǎn)動。一般，鼓式制動器的設定間隙為0.1～0.5mm，盤式制動器的為0.1～0.3mm，此間隙的存在會導致踏板或手柄的行程損失，因而間隙量應盡量小。考慮到在制動過程中的摩擦副可能產(chǎn)生機械變形和熱變形，因此，制動器在冷卻條件下的間隙應通過試驗來確定。另外，制動器在工作過程中會因為摩擦襯片（塊）的磨損而加大，因此，制動器必須設有間隙調(diào)整機構(gòu)。
關(guān)于支承銷式鼓式制動器的間隙調(diào)整為：
可采用不同方法及其相應機構(gòu)調(diào)節(jié)制動鼓與摩擦襯片之間的間隙。
第一種方法：借助于裝在制動底板上的調(diào)整凸輪和偏心支承銷用手調(diào)節(jié)制動蹄的原始安裝位置以得到所要求的間隙。凸輪工作表面螺旋線的半徑增量和支承銷的偏心量應超過襯片的厚度。
第二種方法：借助于自動調(diào)整裝置使制動蹄定位于間隙量所要求的原始位置。
采用這類間隙自動調(diào)整裝置，不需人去精細調(diào)整，只需進行一次完全制動即可自動調(diào)整到設計的間隙，且在行車過程中可隨時補償過量間隙。但是過量間隙的產(chǎn)生并非全由襯片或襯塊磨損所致，也會由于制動器元件的變形尤其是熱膨脹造成。由于一次調(diào)準式的對后一部分的間隙也隨時進行補償，因而往往導致調(diào)整過量，使冷卻狀態(tài)下的間隙過小。因鼓式制動器的熱變形導致的過量間隙遠較盤式的為大，故在采用一次調(diào)準式的自動裝置時只得加大設定間隙量以留出足夠的熱膨脹量，這就加大了踏板的行程損失。因此，當前的鼓式制動器已很少采用一次調(diào)準式而多采用階躍式的自動調(diào)整裝置。
6 結(jié)束語
本論文是關(guān)于緊湊型轎車底盤制動系統(tǒng)的設計，包括制動能源的選擇，制動管路的布置，制動器形式的選擇，雙回路布置形式的選擇，驅(qū)動機構(gòu)的選擇，以及對制動系統(tǒng)設計所要求的主要參數(shù)的選取，除了在設計中對制動系統(tǒng)的基礎部件的設計計算外，還參考了一些知名汽車雜志及期刊，如SAE等，對當今汽車發(fā)展的現(xiàn)狀有了初步的了解，在本次的設計中也考慮采用一些更為先進的機構(gòu)來增強制動的效果。單本文設計研究的重點是對制動系統(tǒng)基本組成部分的設計計算，所以對先進的制動系統(tǒng)機構(gòu)只是參考同類型車，直接選用，而不進行具體的計算。
在本論文的設計計算過程中，參考查閱了很多相關(guān)的書籍，以使整個系統(tǒng)的設計更具可行性。設計的目的在于最終能投入實踐，因此，在整個的設計過程中，由于參數(shù)的選取存在誤差，使得整個設計得出的零、部件尺寸與實際相差很大。經(jīng)過多次改動，重復計算，對制動效能的校核，最終得出于實際比較接近的設計方案。
汽車問世百余年來，特別是從汽車產(chǎn)品的大批量生產(chǎn)及汽車工業(yè)的大發(fā)展以來，汽車已經(jīng)對世界經(jīng)濟發(fā)展和人類進入現(xiàn)代生活產(chǎn)生了無法估量的影響，為人類社會的進步作出了不可磨滅的貢獻。本文著重研究了制動系統(tǒng)，由于受知識范圍的局限，對整個系統(tǒng)的設計只是對傳統(tǒng)方案的一次計算，并無任何創(chuàng)新的觀點。設計者本人的知識也僅局限于制動系統(tǒng)，至于本系統(tǒng)與汽車其他系統(tǒng)的具體聯(lián)系則知之甚少。
在整個的設計過程中，與其他五位同學合作完成了整部車的設計，這次設計是對自己知識的一次大總結(jié)，覺得收益匪淺。由于本人知識的限制，其中難免存在不足之處，希望老師同學給予批評指正。
致謝
經(jīng)過兩個多月的努力,終于完成了CS緊湊型轎車車制動系統(tǒng)的設計與計算.在這次設計中,真正綜合運用了大學四年中學到的絕大多數(shù)知識，與此同時也發(fā)現(xiàn)了自身的很大不足。設計過程中除了自己認真查閱資料,進行計算和設計之外,我的指導老師寇莉莉,給予了我很大的幫助,部分問題都是在徐老師認真負責的指導下才得以解決,我的設計工作才得以順利進行,在此我表示深切誠摯的謝意．另外,還要感謝與我同組的設計者們,他們也對我設計任務的順利完成提供了很大的幫助，特此致謝。
參考文獻
[1] 王望予.汽車設計（第4版）.機械工業(yè)出版社，2005
[2] 劉惟信.汽車設計，清華大學出版社，2001
[3] 余志生.汽車理論（第3版）.機械工業(yè)出版社，2000
[4]《汽車工程手冊》編輯委員會.汽車工程手冊.人民交通出版社，2001
[5] 劉惟信.汽車制動系的結(jié)構(gòu)分析與設計計算.清華大學出版社，2004
[6] 陳家瑞.汽車構(gòu)造.機械工業(yè)出版社，2005
[7] 機械設計手冊編輯委員會編輯 機械設計手冊新版.機械工業(yè)出版社，2003
[8] 方泳龍.汽車制動理論與設計.國防工業(yè)出版社,2005
[9] 司增利.汽車防滑控制系統(tǒng)-ABS與ASR.人民交通出版社,1996
[10] 程軍.汽車防抱死制動系統(tǒng)的理論與實踐.北京理工大學出版社,1999
[11] 陳立中.轎車制動器對摩擦材料的要求.吉林工業(yè)大學學報,1994(3)
[12] (德) Czarnoeski.關(guān)于無石棉摩擦片的制造問題.方梁譯.吉林工業(yè)大學學報,1994(3)
[13] 楊維和.汽車制動真空助力器的工作原理與性能計算.汽車技術(shù),1991(10)
附錄
31
第 31 頁 共 31 頁