摘 要
目前，汽車的制動系統(tǒng)種類有很多，本設計主要從節(jié)約成本，并保證制動效能和制動穩(wěn)定性的前提下，采用技術較為成熟的液壓制動技術。
根據盤式和鼓式各自的性能特點，選用了前盤后鼓的設計方案。制動驅動形式為液壓驅動形式，前后式（Ⅱ式）雙回路制動控制系統(tǒng)。再根據制動系統(tǒng)的原始參數，分別對鼓式和盤式中的結構參數進行了求解設計，包括制動系統(tǒng)中的摩擦襯片，制動輪缸的結構參數等。然后計算了制動器受到的最大制動力，讓最大制動力與確定出的同步附著系數比較是否滿足條件，還有制動效能和制動距離的檢驗。其后用最大制動力進行液壓制動驅動機構的結構參數確定，包括制動主缸等，并通過踏板行程和踏板力進行檢驗。最后是制動器主要結構元件的要求和補充以及對自動間隙調整機構的設計。本次畢業(yè)設計題目為汽車制動系統(tǒng)總體設計，以保證其制動性能的可靠性。
關鍵詞：行車制動；駐車制動；鼓式制動器；盤式制動器；液壓驅動
Abstract
Now, there are many kinds of automobile brake system.This design’s technology is relatively mature hydraulic brake technology from cost savings,and ensure the braking efficiency and stability of the premise.
According to the performance characteristics about the brake disc and the brake drum, this design scheme choose that the brake disc in the front and the brake drum in the rear . The drive form of brake system is hydraulic drive,the double line (Ⅱ type) braking control system in the front and rear. According to the original parameters of braking system ,structure parameters of the drum and structure parameters of the disc , separately to solve the design , including friction lining, the structure parameters of wheel cylinder. Then I calculate the brake’s maximum braking force by it, and verify the braking performance and braking distance. Followed,I determine the structure parameters of hydraulic brake drive mechanism with the maximum braking force, including brake master cylinder, and so on. And the structure parameters of hydraulic brake drive mechanism is verified by the pedal stroke and pedal force.Finally, I introduce the requirement of the brake’s main structural components as well as to design brake clearance of automatic adjusting mechanism,this graduation design topic for automobile brake system overall design,to ensure its reliable braking performance.
Key words：Brake；Parking brake；Drum brake；Disc brakes；Hydraulic drive
目 錄
摘 要 i
Abstract ii
目 錄 iii
第1章 緒 論 1
1.1 課題背景及意義 1
1.2 國內外研究現狀 2
1.3選定方案前應解決的問題： 4
1.4課題研究方法 4
1.5 本設計應解決的難點 5
第2章 總體設計方案 5
2.1 制動能源的比較分析 7
2.2 駐車制動系 8
2.3 行車制動系 9
2.4 制動管路的布置及原理 10
2.4.1 制動管路的布置示意圖（II型） 10
2.4.2 制動原理和工作過程 11
2.5 制動器的結構方案分析 13
本章小結 15
第3章 制動系主要參數確定 16
3.1 基本參數 16
3.2鼓式制動器的主要參數選擇 16
3.2.1 制動鼓內徑D 16
3.2.2 摩擦襯片寬度b和包角β 17
3.2.3 制動器中心到張開力P作用線和距離a 18
3.2.4 制動蹄支撐點的位置坐標k 與 c 19
3.2.5摩擦片摩擦系數 19
3.3盤式制動器的主要參數選擇 20
3.3.1制動盤直徑D 20
3.3.2 制動盤厚度h 20
3.3.3摩擦襯塊外半徑和內半徑 20
3.3.4摩擦襯塊工作面積A 22
本章小結 22
第四章 制動器的設計與計算 22
4.1 制動器摩擦面的壓力分布規(guī)律 22
4.2制動器制動效能計算 23
4.3 同步附著系數的確定 24
4.4 制動器最大制動力矩確定 26
4.5單個制動器制動力矩的計算 27
4.5.1 同一制動器各蹄產生的制動力矩 27
4.5.2 盤式制動器制動力矩計算 31
4.6駐車制動的制動力矩計算 32
4.7 制動襯片的耐磨性計算 34
4.8制動距離的計算 37
本章小結 38
第5章 液壓制動驅動機構的設計計算 39
5.1 制動驅動機構的形式 39
5.2 分路系統(tǒng) 40
5.3 液壓制動驅動機構的設計計算 41
5.3.1 制動輪缸直徑d的確定 41
5.3.2 制動主缸直徑的確定 42
5.3.3 制動踏板力FP 44
5.3.4 制動踏板工作行程SP 45
5.3.5 制動主缸 46
5.3.6制動力分配調節(jié)裝置的選取 46
5.4 制動器的主要結構元件 47
5.4.1 制動鼓 47
5.4.2 制動蹄 47
5.4.3 摩擦襯（片）塊 48
5.4.4 制動底板 48
5.4.5 支承 49
5.4.6 制動輪缸 49
5.4.7 制動盤 50
5.4.8 制動鉗 50
5.4.9 制動塊 51
5.5 自動間隙調整機構 51
5.6 鼓式制動器工作過程 55
5.7 盤式制動器工作過程 57
本章小結 58
結 論 59
參考文獻 60
外文資料 62
中文譯文 81
致 謝 93
x
第1章 緒 論
1.1 課題背景及意義
從2000年開始，中國汽車市場進入到黃金10年。汽車保有量從1600萬輛攀升到1億多輛。汽車市場由小變大，2010年成為全球第一大汽車市場，比原先普遍預測的2015年提早了5年。2013年，美國的底特律汽車城宣布破產了，這不僅不代表汽車行業(yè)的衰落，反而更加展露出汽車的迅速發(fā)展，不僅僅是戰(zhàn)略還有技術。隨著人民生活水平提高和人們對物質的急劇需求，汽車保有量的也在猛速增加。由于交通事故的頻發(fā)，也為我們帶來夢靨，所以安全是汽車首要問題。眾所周知，汽車制動系的功用是使汽車以適當的減速度降速行駛直至停車；在下坡行駛時，使汽車保持適當的穩(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。由有關部門調查，在汽車事故中由制動系統(tǒng)故障引起的事故約為總數的45%?？梢姡苿酉到y(tǒng)在保證行車安全中的重要性。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。在這個擁擠的交通和激烈市場的背景下，生產能保證良好的制動性能和較低的成本的制動系統(tǒng)至關重要。本次設計就是通過資料的查閱，以及對知識的梳理總結，
1
3
在趙老師的幫助下達到設計目標。我的設計目標：1.具有良好的制動性能及其穩(wěn)定性；2.制動時汽車操縱穩(wěn)定性好；3.制動效能的熱穩(wěn)定性好。
1.2 國內外研究現狀
汽車的制動系統(tǒng)是車輛的主動安全之一。自汽車誕生時起，其就起著決定性作用。汽車的制動系統(tǒng)有很多種類，傳統(tǒng)的制動系統(tǒng)主要結構型式有機械式、氣動式、液壓式、氣液混合式。液壓制動技術是如今最成熟、最經濟的制動技術，并應用在當前絕大多數汽車上[1]。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。盤式制動器的主要優(yōu)點是在高速剎車時能迅速制動，散熱效果好于鼓式剎車,制動效能的恒定性好,便于安裝像ABS那樣的高級電子設備。鼓式制動器的主要優(yōu)點是剎車蹄片磨損較少,成本較低,方便維修、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。也正是因為這個原因，盤式制動器被普遍使用。但由于為了提高其制動效能而必須加制動增力系統(tǒng)，使其造價較高，故輕型車一般還是使用前盤后鼓式[2]。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的穩(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來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為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。
現代汽車由于車速的提高，對于應急制動時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選定方案前應解決的問題：
1,由于專業(yè)基礎知識不夠扎實，設計經驗欠缺，參考資料收集不夠全面，設計主題思路還不是很清晰，對于有些簡單的問題解決的不夠精準，同時欠缺仿真軟件的支持，無法確定其設計效果。并且有較多的相關知識綜合運用，在設計計算過程中，運用不是很熟練，計算過程不是很順利，需要對欠缺的知識補習，彌補不足。
2,由于涉及汽車專業(yè)知識，在設計過程中，需要補充對汽車基礎理論知識的學習。
3,用CAD進行繪圖時，軟件操作不是很熟練，畫圖速度緩慢，需要在平時多加練習。
1.4課題研究方法
首先對選題的目的和意義進行了闡述與分析，讓我明確了自己設計的機構是作什么用的，其在車輛安全方面的重要性。其次是對其在國內外的發(fā)展狀況做了分析，了解了當今汽車制動器的現狀和發(fā)展趨勢。這對于本次設計的不足，需要改進的地方，使我受到了啟發(fā)。在指導老師的輔導下，收集并整理了大量的相關信息，又通過互聯網查閱到了比較多的相關資料，初步對汽車制動器的結構形式、管路布置、制動驅動機構的結構形式及各個部件型式做出了選擇，并收集相關緊湊型轎車制動系統(tǒng)設計資料；參考現有研究成果，并進行深入的學習和分析，借鑒經驗；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。
1.5 本設計應解決的難點
（1）確定制動系各參數，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
汽車的制動性直接關系到行使安全性，是汽車行使的重要保障。制動性是汽車的主動安全主要性能之一，隨著高速公路迅速的發(fā)展和車流密度的日益增大，出現了頻繁的交通事故。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。
汽車制動系的功用是使汽車以適當的減速度降速行使直至停車；在下坡行使時，使汽車保持適當的穩(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[3]：
（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《貨車、客車制動器性能要求國家標準》。
（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《轎車制動器性能要求國家標準》；
（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《貨車、客車制動器性能要求國家標準》；
（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）制動時不產生振動和噪聲；
（10）轉向裝置不產生運動干涉，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[4]；
（13）磨損后，應有能消除因磨損而產生間隙的機構，且調整間隙工作容易，最好設置自動調整間隙機構。
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。
本次設計采用前盤后鼓式制動器,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.其中鼓式制動器采用一般常用的領從蹄式,為一個自由度.灰鑄鐵制動鼓[5]。制動鼓內徑尺寸、摩擦襯片寬度尺寸參照專業(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。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20mm。具體的制動系統(tǒng)設計計算過程依據汽車設計教材進行。
2.1 制動能源的比較分析
經過同多種類型的車輛制動能源比較，如表2.1所示：
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
型式
工作介質
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量在1.1～1.35t以上的轎車及裝載質量在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量為6～12t的中、重型貨車以及極少數高級轎車上。
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量不大的商用車上。
2.2 駐車制動系
駐車制動系統(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，同時也有助于汽車在斜坡上起步的一套專門裝置。駐車制動系統(tǒng)應采用機械式驅動機構而不用液壓或氣壓式，以免其產生故障。
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，作為后輪駐車制動器。
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
行車制動系統(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的穩(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，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。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（2.1）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)制動器結構簡單，成本較低，因此采用的就是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）
如圖2.1所示
2.4.2 制動原理和工作過程
以鼓式制動器為例，其結構示意圖如圖（2.2）所示，工作原理如下：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。制動力由車輪經車橋和懸架傳給車架和車身，迫使整個汽車產生一定的減速度。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，摩擦力和制動力消失，制動作用即行終止。
2.5 制動器的結構方案分析
通常，汽車所用制動器一般都采用摩擦式的，也就是阻止汽車運動的制動力矩來源于固定元件和旋轉工作表面之間的摩擦。主要是盤式制動器和鼓式制動器兩種形式。
鼓式制動器的選用：
鼓式制動器是靠制動塊在制動輪上壓緊產生摩擦來實現剎車的。鼓式制動器的形式有很多種，如領從蹄式制動器、單向雙領蹄式制動器、雙向雙領蹄式制動器、單向自增力式制動器、雙向自增力式制動器、凸輪式制動器、楔式制動器。它們都各有利弊，其中領從蹄式制動器發(fā)展較早，且其效能和效能穩(wěn)定性在各式制動器中均居于中游；前進、倒退行駛的制動效果不變；便于附裝駐車制動驅動機構；易于調整蹄片與制動鼓之間的間隙；且有結構簡單，成本低等優(yōu)點。但領從蹄式制動器也有兩蹄片的壓力不等（在兩制動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，兩制動蹄必須在同一驅動回路下工作。因此，本設計采用由定位銷定位的一個自由度的非平衡式的領從蹄式制動器。
盤式制動器的選用：
盤式制動器又叫做碟式制動器，一般是由液壓控制，主要的部件有制動盤、制動鉗、固定器，制動輪缸等組成。按摩擦副中固定元件的結構不同，盤式制動器分為鉗盤式和全盤式兩類。全盤式制動器的固定摩擦元件和旋轉元件均為圓盤形，制動時各盤摩擦表面全部接觸。用得較多的是多片全盤式制動器，以便獲得較大的制動力。但這種制動器的散熱性能較差，故多為油冷式，結構較復雜。
鉗盤式制動器按制動鉗的結構型式又可分為固定鉗盤式制動器和浮鉗盤式制動器。定鉗盤式制動器的制動鉗固定安裝在車橋上，既不能旋轉，也不能沿著制動盤軸線方向移動，因此必須在制動盤的兩側都 安裝制動塊的促動裝置，以便于將兩側的制動塊分別壓向制動盤。定鉗盤式制動器在制動鉗體上有兩個液壓油缸，其中各裝有一個活塞。當壓力油液進入兩個油缸活塞外腔時，推動兩個活塞向內將位于制動盤兩側的制動塊總成壓緊到制動盤上，從而將車輪制動。當放松制動踏板使油液壓力減小時，回位彈簧又將兩制動塊總成及活塞推離制動盤。這種型式也稱為對置活塞式或浮動活塞式。
定鉗盤式制動器的缺點就是：
（1）制動盤的兩側各有液壓缸，使制動鉗的結構復雜。
（2）液壓缸分裝于制動盤的兩側，制動液必須跨越制動盤的鉗內油道或者外部的油管。
（3）熱負荷較大，液壓缸和跨越制動盤的鉗內制動管路或者是外部油管內的制動液容易氣化。
（4）若想兼用于駐車制動裝置，則必須添加一個機械促動的駐車制動鉗。
由于上述的種種原因，定鉗盤式制動裝置已經很難適應現代轎車的發(fā)展趨勢，也逐漸的在70年代以后讓位于浮鉗盤式制動器。
浮鉗盤式制動器只在制動盤的一側裝油缸，結構簡單，造價低廉，易于布置，結構尺寸緊湊，可以將制動器進一步移近輪轂，同一組制動塊可兼用于行車和駐車制動，在兼行車和駐車制動的情況下不需要加設駐車制動鉗，只需要在行車制動鉗液壓缸的附近加裝一些用于推動液壓缸活塞的駐車制動機械傳動零件即可。浮動鉗由于沒有跨越制動盤的油道或油管，減少了受熱機會，單側油缸又位于盤的內側，受車輪遮蔽較少使冷卻條件較好。另外，單側油缸的活塞比兩側油缸的活塞要長，也增大了油缸的散熱面積，因此制動液溫度比用固定鉗時低30℃～50℃，氣化的可能性較小。但由于制動鉗體是浮動的，必須設法減少滑動處或擺動中心處的摩擦、磨損和噪聲。
經過對不同制動器優(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)。
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，前軸制動器為浮動鉗盤式制動器，后軸采用領從蹄式鼓式制動器?；芈废到y(tǒng)采用一軸對一軸式雙回路控制系統(tǒng)。駐車制動系統(tǒng)控制機構為機械式，由鼓式制動器兼做駐車制動器。
第3章 制動系主要參數確定
3.1 基本參數
表3.1 制動系主要參數
空載
滿載
汽車質量
2230kg
4110kg
軸荷分配
前軸
1070.4kg
1233kg
后軸
1159.6kg
2877kg
質心高度
hg0=850mm
Hg1=750mm
軸距
3100 mm
前制動器
浮動鉗盤式
后制動器
鼓式領叢蹄式
3.2鼓式制動器的主要參數選擇
在有關的整車總布置參數和制動器的結構形式確定以后，就可以參考已有的同類型、同等級汽車的同類制動器，對制動器的結構參數進行初選。
3.2.1 制動鼓內徑D
當輸出力一定時，制動鼓的內徑越大，制動力矩也越大，散熱性能也越好。但制動鼓的內徑D尺寸受到輪輞內徑的限制，而且直徑的增大也使制動鼓的質量增大，使汽車的非懸掛質量增大，而不利于汽車的行駛平順性。制動鼓與輪輞之間應有相當的間隙，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，汽車考慮其用途及行駛的平穩(wěn)性和爬坡能力，初選17inch的輪胎（例如輪胎型號205/55R17），由則D=321.5mm，根據QC/T309-1999《制動鼓工作及制動蹄片寬度尺寸系列》取D=320mm R=160mm。
3.2.2 摩擦襯片寬度b和包角β
摩擦襯片的包角可在900～1200范圍內選取，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品規(guī)格選擇寬度值。另外，根據國外統(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:
（3.7）
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，由QC/T309-1999則選的b=65mm
b、取領蹄包角 從蹄包角
=320×3.14×65（100+110）/360
= 36302mm2
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。
3.2.3 制動器中心到張開力P作用線和距離a
在保證輪缸能夠布置于制動鼓內的條件，應使距離a盡可能大，以提高制動效能。初步設計可取
a=0.8R
故a=128mm。
3.2.4 制動蹄支撐點的位置坐標k 與 c
應在保證兩蹄支撐端毛面不致互相干涉的條件下，應使k盡可能小而c盡可能大，設計可定
c=0.8R =128 mm,
并也應在保證制動效能的條件下k盡可能大而c盡可能大小,參考同類車型，初步設計時可定: k=22mm。
3.2.5摩擦片摩擦系數
選擇摩擦片時不僅希望其摩擦系數要高些，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，應提高對摩擦系數的穩(wěn)定性和降低制動器對摩擦系數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的穩(wěn)定值約為0.3～0.5之間，少數可達0.7。一般說來，摩擦系數越高的材料，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的材料。當前國產的摩擦片材料溫度低于250度時，保持摩擦系數在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可使計算結果接近實際。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。
3.3盤式制動器的主要參數選擇
3.3.1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=0.70～0.79Dr，本車總質量大于2t，故取上限，即
因此， D =320mm。
3.3.2 制動盤厚度h
制動盤厚度對制動盤的質量和溫升有影響。為使質量小些，制動盤厚度不宜太大，為了減少溫升，厚度又不宜過小。制動盤可以做成實心的，也可以通風式的，本車從增大散熱通風的角度在制動盤中間鑄出通風孔道。一般通風式制動盤厚度可取為20~50mm，采用較多的是20~30mm，這里選取為20mm,通風式。
3.3.3摩擦襯塊外半徑和內半徑
推薦摩擦襯塊外半徑和內半徑的比值不大于1.5.若此值偏大，工作時襯塊外緣與內側圓周的速度相差較多，磨損不均勻，接觸面積減少，最終導致制動力矩變化大。所以參考同類車型，選取摩擦襯塊的內外半徑分別為：
，
平均半徑為
=125
有效半徑為
=126.66
令
則有
選取半徑滿足式＞
假設成立，滿足要求。
3.3.4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，根據制動襯快單位面積占有的汽車質量，推薦在1.6～3.5kg/, A =120cm2。
本章小結
本章確定了制動器的基本參數，首先計算出制動力分配系數及同步附著系數，然后進一步確定制動器的最大制動力矩，確定了鼓式制動器的主要參數，包括制動鼓直徑、摩擦襯片寬度及包角、制動器中心到張開力作用線的距離、制動蹄支撐銷中心的位置、摩擦片的摩擦系數，盤式制動器主要參數包括制動盤直徑、制動盤厚度、摩擦襯塊內外半徑、
摩擦塊工作面積。
第四章 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及所產生的摩擦力對制動器因數有很大的影響。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。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，使力僅發(fā)生在摩擦襯片上；
（3）壓力與變形符合胡克定律。
對于繞支承銷轉動的制動蹄，制動蹄片上的壓力符合正弦分布。
4.2制動器制動效能計算
制動器效能因數，表示制動器的效能，其實質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，用于評比不同結構形式的制動器的效能
領蹄：
==0.6486
從蹄：
==0.5581
則
BF=+=1.2067
4.3 同步附著系數的確定
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
（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。
令
（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。
一般汽車根據前、后輪制動力的分配、載荷情況及道路附著系數和坡度等因素，當制動力足夠時，制動過程出現前后輪同時抱死拖滑時附著條件利用最好[6]。
任何附著系數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；
—質心到前軸的距離，mm；
—質心到后軸的距離，mm。
得： =1275N =1825N
一般常用制動器制動力分配系數來表示分配比例
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。一般來說，我們總是希望前輪先抱死（）。根據有關文獻推薦以及我國道路條件，車速不高，所以本車型取0.5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，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，必須滿足q[7]。
4.4 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0.85；
—車輪有效半徑為360mm；
4.5單個制動器制動力矩的計算
4.5.1 同一制動器各蹄產生的制動力矩
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生的制動力矩之間的關系，具體符號如圖所示：
其計算公式如下
對于增勢蹄：
（4.1） （4.2）
其中： 為壓力分布不均勻時蹄片上的最大壓力（其中）。
=182.63
對于減勢蹄：
式中： ， 為壓力分布不均勻時蹄片上的最大壓力。同理：
=179.35
增勢蹄的制動力矩
=
減勢蹄的制動力矩
制動鼓上的制動力矩等于兩蹄摩擦力矩之和，即
液壓驅動的制動器由于，故所需的張開力為
P==
=1882.83
計算蹄式制動器必須檢查蹄有無自鎖的可能。蹄式制動器的自鎖條件為
即式
成立，則不會自鎖。
故此蹄式制動器不會自鎖。
4.5.2 盤式制動器制動力矩計算
現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=317964.84
—摩擦系數
—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==125mm）
盤式制動器單側制動塊對制動盤的壓緊力為
對于常見的具有扇形摩擦表面的襯塊，若其徑向寬度不很大，取R等于平均半徑或有效半徑，在實際中已經足夠精確。有效半徑是扇形表面的面積中心至制動盤中心的距離，如下式所示
==[1-] 式中，m=
因為m<1,<,故>,且m越小，則兩者差值越大。
應當指出，若m過小，即扇形的徑向寬度過大，襯塊摩擦面上各不同半徑處的滑摩速度相差太遠，磨損將不均勻，因而單位壓力分布這一假設條件不能成立，則上述計算方法也就不使用，m值一般不應小于0.65。
制動盤工作面的加工精度應達到下述要求：平面度公差為0.012mm，表面粗糙度值為0.7~1.3m，兩摩擦表面的平行度公差不應大于0.05mm，制動盤的端面圓跳動公差不應大于0,03mm。通常制動盤采用摩擦性能良好的珠光體灰鑄鐵制造。為保證足夠的強度和耐磨性能，其牌號不應低于HT250。
4.6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后軸上的附著力與制動力相等求得：
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
4.7 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、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耗散的能量。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：—汽車總質量，kg；
—汽車回轉質量轉換系數；
、—制動初速度和減速度，m/s；
J—制動減速度m/s2；
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
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
注：在j=0.6g時，鼓式制動器的許可比摩擦力應該不大于0.48 N/。
前輪
后輪
滿足題意。
4.8制動距離的計算
分析制動距離是，需要對制動距離過程有一個全面的了解。圖4.1是駕駛員在接受緊急制動信號后，制動踏板力、汽車制動減速度與
制動時間的關系曲線[8]。
圖4.1汽車制動過程
駕駛員接到緊急停車信號時，并沒有立即行動,而要經過τ`1后才意識到應進行緊急制動，并移動右腳，再經過τ〞1后才踩著制動踏板。從a點到b點所經過的時間稱為駕駛員反映時間。這段時間一般為0.3～1.0s。在b點以后，隨著駕駛員踩踏板的動作，踏板力迅速增大，至d點到達最大值。不過由于制動蹄是由回位彈簧拉著，蹄片與制動鼓間存在間隙，所以要經過τ〞2，即至c點，地面制動力才起作用，
使汽車開始產生減速度。由c點到e點是制動器制動力增長過程所需的時間?？偡Q為制動器的作用時間。制動器作用時間一方面取決于駕駛員踩踏板的速度，另外更重要的是受制動系統(tǒng)結構形式的影響。一般在0.2～0.9s之間。由e到f為持續(xù)制動時間，其減速度基本不變。到f點式駕駛員松開踏板，但制動力的消除還需要一段時間，一般在0.2～1.0s之間。從制動的全過程來看，總共包括駕駛員見到信號后作出行動反映、制動器起作用、持續(xù)制動和放松制動器四個階段。一般所指制動距離是開始踩著制動踏板到完全停車的距離。故總的制動距離為
（4.12）
式中： 取0.85
故總的制動距離為
=18.5m＜19m
因此本設計滿足GB\7258-2004?機動車運行安全技術條件?關于制動距離的規(guī)定[9]。
從式中可以看出，決定汽車制動距離的主要因素是：制動器起作用的時間、最大制動減速度即附著力以及起始制動車速。附著力越大、起始制動車速越低，制動距離越短。
本章小結
本章對制動器的設計進行了計算，首先分析了制動器摩擦面的壓力分布規(guī)律，并分別計算了鼓式制動器和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，最后計算了制動距離，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，使之產生制動力矩。根據制動力源的不同，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。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)產生，而在伺服系統(tǒng)失效時，仍可由人力驅動液壓系統(tǒng)產生一定的制動力。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和同步附著系數沒有變化，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。所以本設計經過對比，采用II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助力裝置的必要性，必須進行如下設計計算。
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關系為
d= （5.1）
其中：—，N；
p—制動管路壓力，M。
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。
由于制動管路液壓的限制，初選=15 M,=12 M，則根據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關系： d=
得：前輪缸直徑18.9mm，根據HG2865-1997標準規(guī)定尺寸系列取，取直徑為19mm;將半徑帶入式（5.1）中計算得管路壓力為
=14.9 M
同理得后輪缸直徑d2=21.2mm，由國標QC/T311-1999取為22mm,將半徑帶入式（5.1）計算的管路壓力為=11.15 M。
壓力比為：
制動力分配調節(jié)裝置選用慣性比例閥GPF-1，其要求壓力比為。
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，mm；
n—輪缸中的活塞數目，mm；
—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 = 19mm ，n=1，得
= ×2.5 ×192=1192.825 mm3
鼓式：d = 22mm ,n=1, 得
= ×222×2.5=1592.83 mm3
全部輪缸的總工作容積:
V = 2（V1 + V2 ）
= 2x(1192.825 + 1592.83)
=5571.35mm3
所有輪缸的工作容積為，式中m為輪缸數目[10]。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
=1.35571.35
=5447.42
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：19，22，26，2