汽车制动系统的设计

1、摘要摘要】 本说明书主要介绍了汽车制动的设计探索，先绍了汽车制动系统的设计意义、 研究现状以及设计目标。然后解释了制动器的主要类型并对制动系统进行方案论证 分析与选择，主要包括制动器形式方案分析、制动驱动机构的机构形式选择、液压 分路系统的形式选择和液压制动主缸的设计方案，最后确定方案采用简单人力液压 制动双回路前后盘式制动器。除此之外，还根据已知的汽车相关参数，通过计算得 到了制动器主要参数、前后制动力矩分配系数、制动力矩和制动力以及液压制动驱 动机构相关参数。最后对制动性能进行了详细分析。 关键词关键词：制动系统 盘式制动器 液压 AbstractAbstract This manual

2、mainly introduces the design of the car brake exploration, occupying first automobile brake system design significance, research status and design target. And then explain the main types of brake system and project demonstration analysis and choice, mainly including brake form, braking scheme analys

3、is drive agencies of choice of optical system, hydraulic form in the form of choice and hydraulic brake main cylinder, the design of the final determination scheme adopts simple human hydraulic brake double loop around disc brakes. In addition, also related parameters according to the known car, thr

4、ough the main parameters calculated, the front brake torque distribution coefficient, braking torque and power system and hydraulic brake driven related parameters. Finally the brake performance are analyzed in detail. KeyKey words:words: Braking system Disc brakes hydraulic 1.绪论绪论.5 1.1 制动系统设计的意义 .

5、5 1.2 制动系统研究现状 .5 1.3 本次制动系统应达到的目标 .5 1.4 汽车制动规则和要求.6 1.4.1 制动系统概况.6 1.4.2 制动测试.6 1.4.3 刹车踏板超程开关.6 1.4.4 刹车灯.7 2.制动系统概述制动系统概述.7 2.1 分类与组成.7 2.2 制动系统的一般工作原理.7 2.3 制动器.9 2.3.1鼓式制动器.9 2.3.2盘式制动器.12 2.4 人力制动系统 .15 2.4.1机械制动系统.15 2.4.2人力液压制动系统.15 2.5 伺服制动系 .16 2.5.1助力式伺服制动系.17 2.5.2增压式伺服制动系.18 2.6 动力制动系统

6、 .18 2.6.1气压制动系统.19 2.7 气顶液制动系与全液压动力制动系.19 2.7.1 气顶液制动系.19 2.7.2全液压动力制动系.20 3.制动系统设计计算制动系统设计计算.20 3.1 制动系统主要参数数值 .20 3.1.1 相关主要参数.20 3.1.2 同步附着系数的分析.1 3.1.3 地面对前、后轮的法向反作用力 .1 3.2 制动器有关计算 .1 3.2.1 确定前后制动力矩分配系数.1 3.2.2 制动器制动力矩的确定.1 3.2.3 盘式制动器主要参数确定.1 3.2.4 盘式制动器的制动力计算.1 3.3 制动器主要零部件的结构设计 .1 4.液压制动驱动机

7、构的设计计算液压制动驱动机构的设计计算.1 4.1 前轮制动轮缸直径的确定 .1 4.2 制动主缸直径的确定 .1 4.3 制动踏板力和制动踏板工作行程 .1 5. 制动性能分析制动性能分析.1 5.1 制动性能评价指标 .1 5.2 制动效能 .1 5.3 制动效能的恒定性 .1 5.4 制动时汽车方向的稳定性 .1 5.5 制动器制动力分配曲线分析 .1 5.6 制动减速度和制动距离 S.1 5.7 摩擦衬块的磨损特性计算 .1 参考文献参考文献.3 结 束 语.6 谢 辞 .7 文 献 .8 1.绪论绪论 1.11.1 制动系统设计的意义制动系统设计的意义 汽车是现代交通工具中用得最多、

8、最普遍、也是运用得最方便的交通工具。现在由 于很多方面的原因人们的安全胁，其中汽车制动系起着很大的作用。直接制约汽车 运动的一个关键装置，是汽车上最重要的安全件。汽车的制动性能直接影响汽车的 行驶安全性。随着公路业的迅速发展和车流密度的日益增大，人们对安全性、可靠 性的要求越来越高，为保证人身和车辆安全，必须为汽车配备十分可靠的制动系统。 本次毕业设计题目为汽车制动系统设计探索。 1.21.2 制动系统研究现状制动系统研究现状 车辆在形式过程中要频繁进行制动操作，由于制动性能的好坏直接关系到交通 和人身安全，因此制动性能是车辆非常重要的性能之一，改善汽车的制动性能始终 是汽车设计制造和使用部门

9、的重要任务。当车辆制动时，由于车辆受到与行驶方向 相反的外力，所以才导致汽车的速度逐步减小到 0，对这一过程中车辆受力情况的 分析有助于制动系统的分析和设计，因此制动过程受力情况分析是车辆试验和设计 的基础，由于这一过程较为复杂，因此一般在实际中只能建立简化模型分析，通常 人们从三个方面来对制动系统进行分析和评价： 1）制动效能：即制动距离与制动减速度； 2）制动效能的恒定性：即热衰退性； 3）制动时汽车方向的稳定性； 目前，对于整车制动系统的研究主要通过路试或台架进行，由于在汽车道路试验中 车轮扭矩不易测量，因此，多数有关制动系的试验均通过间接测量来进行汽车在道 路上的行驶，其车轮与地面的作

10、用力是汽车运动变化的根据，在汽车道路试验中， 如果能够方便地测量出车轮上扭矩的变化，则可为汽车整车制动性能研究提供更全 面的试验数据和性能评价。 1.31.3 本次制动系统应达到的目标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稳定性； 3）制动时汽车操纵稳定性好； 4）制动效能的热稳定性好； 1.41.4 汽车制动规则和要求汽车制动规则和要求 1.4.11.4.1 制动系统制动系统概况概况 汽车必须配备有刹车系统。并且作用于所有四个车轮上，而且只被一个控制器 控制。 1）它必须有两套独立的液压回路，以防系统泄漏或失效时，至少在两轮上还保持有 有效的制动力。每个液

11、压回路必须有其专属的储油罐（可用独立储油罐或用原厂的 储油罐） 。 2）单个刹车作用时，有限的滑移差是可以接受的。 3）刹车系统必须在以下的测试中，能够抱死所有四个轮。 4）线控制动是禁止的。 5）没有保护的塑料刹车线是禁止的。 6）刹车系统必须装有碎片护罩，以防传动系失效或小碰撞（引起的碎片破坏制动系 统） 。 7）从侧面看，安装在汽车簧上（簧上质量：指悬架支撑的质量）部分上的刹车系统 的任何部分都不可以伸到车架或者承载式车身的下表面以下。 （新内容） 1.4.2 制动测试制动测试 刹车系统将在动态中测试。并且必须能四轮抱死，并且不跑偏，同时能够在由 制动性能检查官员指定的加速赛尽头停车。

12、1.4.3 刹车踏板超程开关刹车踏板超程开关 1）车上必须装有一个刹车踏板超程开关。在万一刹车踏板超程引起刹车系统失效时， 这个开关必须能够被启动并停止发动机。该开关必须能够彻底断绝点火，同时切断 传给任何电动燃油泵的电力。 2）重复启用此开关不能恢复给这些部件的动力。并且它必须被设计成不能被车手重 置。 3）开关只有被相似的部件代替才可，而不是通过依靠逻辑程序控制器、发动机控制 单元，或有相似功能的数字控制器来替代。 1.4.4 刹车灯刹车灯 1）汽车必须配备有至少 15w，或可以从后面看等效的清晰可见的红色刹车灯。如果 使用了 LED（发光二极管）灯源，它必须在非常强的日光下也清晰可见。

13、2）刹车灯必须安置在两轮之间的中线并在垂直方向上和车手的肩膀的高度齐高，并 且在侧面，接近汽车的中线。 2.制动系统概述制动系统概述 汽车上用以使外界(主要是路面)在汽车某些部分(主要是车轮)施加一定的力，从而对 其进行一定程度的强制制动的一系列专门装置统称为制动系统。其作用是，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(包括在坡道上)稳定驻车，使下坡行驶的汽车速度保持稳定。 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， 而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 以实现上述功能。 2.12.1

14、分类与组成分类与组成 (1) 按制动系统的作用 制动系统可分为行车制动系统、驻车制动系统、应急制动系统及辅助制动系统等。 用以使行驶中的汽车降低速度甚至停车的制动系统称为行车制动系统，用以使已停 驶的汽车驻留原地不动的制动系统则称为驻车制动系统。在行车制动系统失效的情 况下，保证汽车仍能实现减速或停车的制动系统称为应急制动系统。在行车过程中， 辅助行车制动系统降低车速或保持车速稳定，但不能将车辆紧急制停的制动系统称 为辅助制动系统。上述各制动系统中行车制动系统和驻车制动系统是每一辆汽车 都必须具备的。 (2)按制动操纵能源 制动系统可分为人力制动系统、动力制动系统和伺服制动系统等。以驾驶员的

15、肌体作为唯一制动能源的制动系统称为人力制动系统。完全靠由发动机的动力转化 而成的气压或液压形式的势能进行制动的系统称为动力制动系统，兼用人力和发动 机动力进行制动的制动系统称为伺服制动系统或助力制动系统。 (3)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。 2.22.2 制动系统的一般工作原理制动系统的一般工作原理 制动系统的一般工作原理是：利用与车身(或车架)相连的非旋转元件和与车轮(或传 动轴)相连的旋转元件之间的相互摩擦来阻止车轮的转动或转动的趋势。 可用下图所示的一种简单的液压制动系统示意图来说明制动系统的

16、工作原理。 制动系统工作原理示意图 1.制动踏板 2.推杆 3.主缸活塞 4.制动主缸 5.油管 6.制动轮缸 7.轮缸活塞 8.制动鼓 9.摩擦片 10.制动蹄 11.制动底板 12.支承销 13.制动蹄回位弹簧 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 的外圆面上装有摩擦片。制动底板上还装有液压制动轮缸，用油管 5 与装在车架上 的液压制动主缸相连通。主缸中的活塞 3 可由驾驶员通过制动踏板机构来操纵。 当驾驶员踏下制动踏板，使活塞压缩制动液时，轮缸活塞在液压的作用下将制 动蹄片压向制动鼓

17、，使制动鼓减小转动速度，或保持不动。 下图给出了一种轿车典型制动系统的组成示意图，可以看出，制动系统一般由 制动操纵机构和制动器两个主要部分组成。 轿车典型制动系统组成示意图 1.前轮盘式制动器 2.制动总泵 3.真空助力器 4.制动 踏板机构 5.后轮鼓式制动器 6.制动组合阀 7.制动警示灯 (1) 制动操纵机 产生制动动作、控制制动效果并将制动能量传输到制动器的各个部件，如图中的 2、3、4、6以及制动轮缸和制动管路。 (2) 制动器 产生阻碍车辆的运动或运动趋势的力(制动力)的部件。汽车上常用的制动器都是利 用固定元件与旋转元件工作表面的摩擦而产生制动力矩称为摩擦制动器。它有鼓 式制动

18、器和盘式制动器两种结构型式。 2.32.3 制动器制动器 2.3.1 鼓式制动器鼓式制动器 1.制动器概述 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可分为鼓式和盘式两大类。 旋转元件固装在车轮或半轴上，即制动力矩直接分别作用于两侧车轮上的制动器称 为车轮制动器。旋转元件固装在传动系的传动轴上，其制动力矩经过驱动桥再分配 到两侧车轮上的制动器称为中央制动器。 2.领从蹄式制动器 下图为

19、领从蹄式制动器示意图，设汽车前进时制动鼓旋转方向(这称为制动鼓正向旋 转)如图中箭头所示。 领从蹄式制动器示意图 l.领蹄 2.从蹄 3、4.支点 5.制动鼓 6.制动轮缸 沿箭头方向看去，制动蹄 1 的支承点 3 在其前端，制动轮缸 6 所施加的促动力作用 于其后端，因而该制动蹄张开时的旋转方向与制动鼓的旋转方向相同。具有这种属 性的制动蹄称为领蹄。与此相反，制动蹄 2 的支承点 4 在后端，促动力加于其前端， 其张开时的旋转方向与制动鼓的旋转方向相反。具有这种属性的制动蹄称为从蹄。 当汽车倒驶，即制动鼓反向旋转时，蹄 1 变成从蹄，而蹄 2 则变成领蹄。这种 在制动鼓正向旋转和反向旋转时，

20、都有一个领蹄和一个从蹄的制动器即称为领从蹄 式制动器。 下图为领从蹄式制动器受力示意图: 领从蹄式制动器受力示意图 如图所示，制动时两活塞施加的促动力是相等的。制动时，领蹄 1 和从蹄 2 在 促动力 FS 的作用下，分别绕各自的支承点 3 和 4 旋转到紧压在制动鼓 5 上旋转着的 制动鼓即对两制动蹄分别作用着法向反力 N1 和 N2以及相应的切向反力 T1 和 T2，两蹄上的这些力分别为各自的支点 3 和 4 的支点反力 Sl 和 S2 所平衡。 可见，领蹄上的切向合力 Tl 所造成的绕支点 3 的力矩与促动力 FS 所造成的绕 同一支点的力矩是同向的。所以力 T1 的作用结果是使领蹄 1

21、 在制动鼓上压得更紧从 而力 T1 也更大。这表明领蹄具有增势作用。相反，从蹄具有减势作用。故二制 动蹄对制动鼓所施加的制动力矩不相等。 倒车制动时，虽然蹄 2 变成领蹄，蹄 1 变成从蹄，但整个制动器的制动效能还是同 前进制动时一样。 在领从式制动器中，两制动蹄对制动鼓作用力 N1和 N2的大小 是不相等的，因此在制动过程中对制动鼓产生一个附加的径向力。 凡制动鼓所受来自二蹄的法向力不能互相平衡的制动器称为非平衡式制动器。 以上介绍的各种鼓式制动器各有利弊。 就制动效能而言在基本结构参数和轮缸工作压力相同的条件下，自增力式制 动器由于对摩擦助势作用利用得最为充分而居首位，以下依次为双领蹄式、

22、领从蹄 式、双从蹄式。但蹄鼓之间的摩擦系数本身是一个不稳定的因素，随制动鼓和摩擦 片的材料、温度和表面状况(如是否沾水、沾油是否有烧结现象等)的不同可在很 大范围内变化。自增力式制动器的效能对摩擦系数的依赖性最大，因而其效能的热 稳定性最差。 在制动过程中，自增力式制动器制动力矩的增长在某些情况下显得过于急速。 双向自增力式制动器多用于轿车后轮，原因之一是便于兼充驻车制动器。单向自增 力式制动器只用于中、轻型汽车的前轮，因倒车制动时对前轮制动器效能的要求不 高。双从蹄式制动器的制动效能虽然最低，但却具有最良好的效能稳定性，因而还 是有少数华贵轿车为保证制动可靠性而采用(例如英国女王牌轿车)。领

23、从蹄制动器 发展较早，其效能及效能稳定性均居于中游，且有结构较简单等优点，故目前仍相 当广泛地用于各种汽车。 2.3.2 盘式制动器盘式制动器 1.盘式制动器概述 盘式制动器摩擦副中的旋转元件是以端面工作的金属圆盘，被称为制动盘。 其固定元件则有着多种结构型式，大体上可分为两类。一类是工作面积不大的摩 擦块与其金属背板组成的制动块，每个制动器中有 2-4 个。这些制动块及其促动装 置都装在横跨制动盘两侧的夹钳形支架中，总称为制动钳。这种由制动盘和制动钳 组成的制动器称为钳盘式制动器。另一类固定元件的金属背板和摩擦片也呈圆盘形 制动盘的全部工作面可同时与摩擦片接触，这种制动器称为全盘式制动器。

24、钳盘式制动器过去只用作中央制动器，但目前则愈来愈多地被各级轿车和货车 用作车轮制动器。全盘式制动器只有少数汽车(主要是重型汽车)采用为车轮制动器。 这里只介绍钳盘式制动器。钳盘式制动器又可分为定钳盘式和浮钳盘式两类。 盘式制动器结构图如下图所示： 盘式制动器结构图 2.定钳盘式制动器 定钳盘式制动器的结构示意图见下图: 定钳盘式制动器示意图 1.制动盘 2.活塞 3.摩擦块 4.进油口 5.制动钳体 6.车桥部 在制动盘 1 上的制动钳体 5 固定安装在车桥 6 上，它不能旋转也不能沿制动盘轴线 方向移动其内的两个活塞 2 分别位于制动盘 1 的两侧。 制动时，制动油液由制动总泵(制动主缸)经

25、进油口 4 进入钳体中两个相通的液 压腔中，将两侧的制动块 3 压向与车轮固定连接的制动盘 1，从而产生制动。 这种制动器存在着以下缺点，油缸较多，使制动钳结构复杂。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，这使得制动钳的尺寸过 大。难以安装在现代化轿车的轮辋内，热负荷大时，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。若要兼用于驻车制动，则必须加装一个机械促动的驻 车制动钳。 浮钳盘式制动器 下图所示为浮钳盘式制动器示意图。 浮钳盘式制动器示意图 1.制动盘 2.制动钳体 3.摩擦块 4.活塞 5.进油口 6.导向销 7.车桥 钳体 2 通过导向销 6 与车

26、桥 7 相连，可以相对于制动盘 1 轴向移动。制动钳 体只在制动盘的内侧设置油缸，而外侧的制动块则附装在钳体上。 制动时，液压油通过进油口 5 进入制动油缸，推动活塞 4 及其上的摩擦块向右 移动，并压到制动盘上，并使得油缸连同制动钳体整体沿销钉向左移动，直到制动 盘右侧的摩擦块也压到制动盘上夹住制动盘并使其制动。 与定钳盘式制动器相反，浮钳盘式制动器轴向和径向尺寸较小，而且制动液受 热汽化的机会较少。此外，浮钳盘式制动器在兼充行车和驻车制动器的情况下，只 须在行车制动钳油缸附近加装一些用以推动油缸活塞的驻车制动机械传动零件即可。 故自 70 年代以来浮钳盘式制动器逐渐取代了定钳盘式制动器。

27、4.盘式制动器的特点 盘式制动器与鼓式制动器相比，有以下优点:一般无摩擦助势作用,因而制动器 效能受摩擦系数的影响较小.即效能较稳定,浸水后效能降低较少,而且只须经一两次 制动即可恢复正常。在输出制动力矩相同的情况下，尺寸和质量一般较小，制动盘 沿厚度方向的热膨胀量极小，不会象制动鼓的热膨胀那样使制动器间隙明显增加而 导致制动踏板行程过大，较容易实现间隙自动调整。其他保养修理作业也较简便。 对于钳盘式制动器而言，因为制动盘外露，还有散热良好的优点。 盘式制动器不足之处是效能较低，故用于液压制动系统时所需制动促动管路 压力较高，一般要用伺服装置。 目前，盘式制动器已广泛应用于轿车。但除了在一些高

28、性能轿车上用于全部车 轮以外，大都只用作前轮制动器。而与后轮的鼓式制动器配合，以期汽车有较高的 制动时的方向稳定性。在货车上，盘式制动器也有采用，但离普及还有相当距离。 2.42.4 人力制动系统人力制动系统 2.4.1 机械制动系统机械制动系统 机械式行车制动已全部被淘汰。机械制动系统仅用于驻车制动。 驻车制动系统与行车制动系统共用后轮制动器。也可以是专设的中央制动器。 2.4.2 人力液压制动系统人力液压制动系统 轿车的行车制动系统都采用了液压传动装置，主要由制动主缸(制动总泵)、液压管 路、后轮鼓式制动器中的制动轮缸(制动分泵)、前轮钳盘式制动器中的液压缸等组 成， 液压式双管路传动装置

29、的布置形式 当其中一套管路损坏时，另一套仍可以正常工作，保证汽车制动系的工作可靠 性。 两桥制动器独立制动 当一套管路失效时，另一套管路仍能保持一定的制动效能。制动效能低于正常 时的 50。 同一制动器两个轮缸独立制动 前后制动器对角独立制动 自制动踏板到轮缸活塞的制动系统传动比，等于踏板机构杠杆比乘以轮缸直径 同主缸直径之比。 传动比越大，踏板力越小，踏板行程却因此而越大，使得制动操作不便。 要求液压制动系传动比合适，保证制动踏板力较小，同时踏板行程又不太大。 对于人力液压制动系，考虑到制动器容许磨损量的踏板全行程不应超过 150(轿 车)180mm(货车)。制动器间隙调整正常时，踩下踏板到

30、完全制动的踏板工作行程 不应超过全行程的 5060。最大踏板力一般不应超过 350(轿车)550N(货车)。 2.52.5 伺服制动系伺服制动系 伺服制动系-在人力液压制动系的基础上加设一套动力伺服系统而形成的，即 兼用人体和发动机作为制动能源的制动系。 伺服制动系可分为助力式(直接操纵式)和增压式(间接操纵式)两类。 助力式(直接操纵式)-伺服系统控制装置用制动踏板机构直接操纵，其输出 力也作用于液压主缸，以助踏板力之不足。 增压式(间接操纵式)-伺服系统控制装置用制动踏板机构通过主缸输出的液 压操纵，且伺服系统的输出力与主缸液压共同作用于一个中间传动液缸(辅助 缸)，使该液缸输出到轮缸的液

31、压远高于主缸液压。 按伺服能量的形式分： 真空伺服式，真空能(负气压能) 气压伺服式，气压能 液压伺服式，液压能 2.5.1 助力式伺服制动系助力式伺服制动系 1真空助力伺服制动系 在液压制动装置中，装有真空助力器，它安装在主缸与踏板之间，利用发动机 运转时产生的真空度来增大驾驶员在制动踏板上的操纵力。 (1)不制动时 真空助力器不工作，弹簧 15 将推杆 12 连同柱塞 18 推到后极限位置(即真空阀 开启)，阀门 9 则被弹簧 16 压紧在大气阀座 10 上(即大气阀关闭位置)。伺服气室前、 后两腔经通道 A、控制阀腔和通道 B 互相连通，并与大气隔绝。在发动机开始工作， 且真空单向阀被吸

32、开后，伺服气室左右两腔内都产生一定的真空度。 （2）制动时 将制动踏板踩下时，起初伺服气室尚未起作用，膜片座 8 固定不动，故来自踏 板机构的控制力可以推动控制阀推杆 12 和控制阀柱塞 18 相对于膜片座前移，当柱 塞与橡胶反作用盘 7 之间的间隙消除后，控制力便经反作用盘传给制动主缸推杆 2, 使制动主缸液压上升传入各轮缸，此力是驾驶员所给。 随同控制阀柱塞 18 前移的同时，推杆 12 通过弹簧先将真空阀门 9 压向阀座 8 而关闭，使 A 腔与 B 腔隔绝。 进而大气阀座 10 与真空阀门 9 分离而开启，外界的空气经空气阀的开口和气道 进入 B 腔。随着空气的进入，在伺服气室膜片的两

33、侧出现压力差而产生推力，此推 力通过膜片座 8、橡胶反作用盘 7 推动制动主缸推杆 2 左移。 此时，推杆 2 上的作用力 F 应为踏板力和伺服气室活塞推力的总和，但后者较 前者大得多，使制动主缸输出的液压成数倍的增高。 在此过程中，膜片 20 与阀座 8 也不断前移，直到阀门 9 重新与大空阀座 10 接 触为止。因此在任何一个平衡状态下，伺服气室后腔中的稳定真空度与踏板行程成 递增函数关系-控制阀的随动作用。 驾驶员所施加的踏板力不仅要足以促动控制阀，并使制动主缸产生一定液压， 而且还要足以平衡与伺服气室作用力成正比的，经反作用盘反馈过来的力。这样， 驾驶员便可以通过所加踏板力的大小来感知

34、伺服气室的作用力大小，即驾驶员有一 定的踏板感。 2.5.2 增压式伺服制动系增压式伺服制动系 真空增压伺服制动系 真空增压伺服制动系比人力液压制动系多一套真空伺服系统 真空增压器-由辅助缸、控制阀和真空伺服气室等三部分组成。 在辅助缸活塞 4 上作用着两个力，主缸液压作用力和伺服气室输出的推杆力。 因此，辅助缸左腔及各轮缸的压力高于主缸压力。 2.62.6 动力制动系统动力制动系统 动力制动系-以汽车发动机为唯一的制动初始能源。 制动能源是空气压缩机或液压泵。在动力制动系中，驾驶员的肌体仅作为控制 能源，而不是制动能源。动力制动系： 气压制动系 供能装置和传动装置全部是气压式的。其控制装置大

35、多数是由制动踏板机构和 制动阀等气压控制元件组成，也有的在踏板机构和制动阀之间还串联有液压式操纵 传动装置。 气顶液制动系 供能装置、控制装置与气压制动系的相同，但其传动装置则包括气压式和液压 式两部分。 全液压动力制动系 除制动踏板机构以外，其供能、控制和传动装置全是液压式。 2.6.12.6.1 气压制动系统气压制动系统 当踩下制动踏板时，通过拉杆机构操纵制动阀，使制动阀上下两腔的进气口分 别与本腔的出气口相通，使储气筒 8 前、后腔的压缩空气得以分别通过制动阀的上、 下腔进入后制动气室和前制动气室，从而促动制动器进入工作。当放松制动踏板时， 制动阀使制动气室通大气，以解除制动。制动气室内

36、建立的气压越高，则制动器所 产生的制动力矩越大。故为了保证行车制动的渐进性，制动阀应具有随动作用，即 保证制动气室压力与踏板行程成一定的递增函数关系。 在采用动力制动系的情况下，驾驶员所施加的踏板力只用来操纵控制装置，而 不能像采用人力制动系时那样直接造成制动器促动装置的工作压力，故制动阀还应 当能使制动气室压力与踏板力也成一定的递增函数关系，以保证驾驶员有足够强的 踏板感。 气压系统各元件之间的连接管路(由钢管、橡胶软管和各种管接头组成)有三种： 供能管路-供能装置各组成件(空压机、储气筒)之间和供能装置与控制装置 (如制动阀)之间的连接管路； 促动管路-控制装置与制动器促动装置(如制动气室

37、)之间的连接管路； 操纵管路-一个控制装置与另一个控制装置之间的连接管路。 解放 CAl091 型汽车制动系中只有一个气压控制装置制动阀，故无操纵管路。 2.72.7 气顶液制动系与全液压动力制动系气顶液制动系与全液压动力制动系 2.7.1 气顶液制动系气顶液制动系 气压系统的工作压力比液压系统低得多，因而其部件的尺寸和质量都比液压系 统的相应部件大得多。 气压制动系只宜用于中型以上，特别是重型的货车和客车。 气压制动系的工作滞后时间约三倍于液压制动系。 为了兼取气压系统和液压系统二者之长，有些重型汽车采用了气顶液式动力制 动系。供能装置和控制装置都是气压式的，传动装置则是气压液压组合式的。

38、2.7.2 全液压动力制动系全液压动力制动系 以储能器储存的液压能或限制液流循环而产生液压作用的动力制动装置。 其制动系的液压系统，同动力转向液压系统一样，也有常压式(闭式)和常流式 (开式)两种，两者的制动能源都是汽车发动机驱动的液压泵。 目前汽车用的全液压动力制动系多用常压式，因为其中设有储能器，可以积蓄 液压能，以备在发动机或液压泵停止运转，或是泵油管路损坏的情况下，仍能进行 若干次完全制动。 3.3.制动系统设计计算制动系统设计计算 3.13.1 制动系统主要参数数值制动系统主要参数数值 3.1.1 相关主要参数相关主要参数 1.汽车相关主要参数如表 3.1 所示。 表 3.1 汽车相

39、关主要参数 编号名称符号数值单位备注 1 质量 M0320.000 kg 2 重力 G3136.000 N 3 质心高 hg300.000 mm11.82 inch 4 轴距 L1600.000 mm63.04 inch 5 质心至前轴的距 离 a848.000 mm33.41 inch 6 质心至后轴的距 离 b752.000 mm29.63 inch 7 前轴负荷 Wf1473.920 N47.00 % 8 后轴负荷 Wr1662.080 N53.00 % 2.2010 年 FSAE 赞助轮胎相关参数如表 3.2 所示。 表 3.2 2010 年 FSAE 赞助轮胎相关参数 规格 180/

40、530R13 标准轮辋内距 8 轮胎胎面宽(mm inch) 223 8.8 轮胎外径(mm inch) 533 21.0 轮胎接地面宽(mm inch) 185 7.3 轮胎半径(mm) 244 轮胎周长 1626 轮辋内距 7.5-8.5 3.1.2 同步附着系数的分析同步附着系数的分析 （1）当时：制动时总是前轮先抱死，这是一种稳定工况，但丧失了转向0 能力； （2）当时：制动时总是后轮先抱死，这是容易发生后轴策划而使汽车丧0 失方向稳定性； （3）当时：制动时汽车前后轮同时抱死，是一种稳定工况，但也丧失了0 转向能力。 分析表明，汽车在同步系数为的路面上制动（前后轮同时抱死）时，其制动

41、减速 度为，即q=,q为制动强度。而在其他附着系数的路面上制动时，gqg dt du 0 达到前轮或者后轮即将抱死的制动强度q,这表明只有在的路面上，地面00 的附着条件才可以得到充分利用。 根据相关资料查出汽车=0.7，故取=0.7。00 3.1.33.1.3 地面对前、后轮的法向反作用力地面对前、后轮的法向反作用力 若在不同附着系数的路面上，前、后轮同时抱死（不论是同时抱死或分别先后 抱死） ，此时或。地面作用于前、后轮的法向反作用力GFFbXgdtdu/ 为 （3-1）gZ1(hb L G F （3-2）)(gZ2ha L G F 前后轮同时抱死制动时地面对前、后轮法向反作用力的变化如表

42、 3.3 所示 表 3.3 前后轮同时抱死地面对前、后轮法向反作用力的变化 /NZ1F/NZ2F/GZ1F/GZ2F 01474 1662 47%53% 0.1 1533 1603 49%51% 0.2 1592 1544 51%49% 0.3 1650 1486 53%47% 0.4 1709 1427 55%46% 0.5 1768 1368 56%44% 0.6 1827 1309 58%42% 0.7 1886 1250 60%40% 0.8 1944 1192 62%38% 0.9 2003 1133 64%36% 1.0 2062 1074 66%34% 3.23.2 制动器有关计

43、算制动器有关计算 3.2.13.2.1 确定前后制动力矩分配系数确定前后制动力矩分配系数 根据公式： （3-3） g 0 h bL 得到： （3-4） 0.60 1.6 0.7520.30.7g0 L bh 3.2.2 制动器制动力矩的确定制动器制动力矩的确定 应急制动时，假定前后轮同时抱死拖滑，此时所需的前桥制动力矩为 eg1)(rhb L G M （3-5） 式中，G 为汽车重力；L 为轴距；a 为汽车质心到前轴的距离；为汽车质心的高度；gh 为附着系数；为轮胎有效半径。er 当=0.7 时，0 N/m313237 . 0 7 . 0) 3 . 07 . 0752 . 0 ( 6 . 1

44、3136 )(eg1rhb L G M 即313N/mmax1M 因为= M M 2 3 (3-6) 所以 209N/mmax2M 3.2.3 盘式制动器主要参数确定盘式制动器主要参数确定 1）制动盘直径D 制动盘直径D应尽可能取大些，这时制动盘的有效半径得到增加，可以降低制 动钳的夹紧力，减少衬块的单位压力和工作温度。受轮辋直径的限制，制动盘的直 径通常选择为轮辋直径的 70一 79。总质量大于 2t 的汽车应取上限。 这里去制 动盘的直径D为轮辋直径的百分之 70%，即mm231%7034.2513D 2）制动盘厚度的选择 制动盘厚度对制动盘质量和工作时的温升有影响。为使质量小些，制动盘厚

45、度 不宜取得大；为了降低温度，制动盘厚度又不宜取得过小。制动盘可以做成实心的， 或者为了散热通风的需要在制动盘中间铸出通风孔道。一般实心制动盘厚度可取为 1020mm，通风式制动盘厚度取为 2050mm，采用较多的是 2030mm。在高速运动 下紧急制动, 制动盘会形成热变形, 产生颤抖。为提高制动盘摩擦面的散热性能, 大多把制动盘做成中间空洞的通风式制动盘, 这样可使制动盘温度降低 20 %30 %。这里制动器采用实心制动盘设计，mm 厚度 。 10h 3）摩擦衬块内半径 R1 和外半径 R2 摩擦衬块（如图 3-1 所示）是指钳夹活塞推动挤压在制动盘上的摩擦材料。摩 擦衬块分为摩擦材料和底

46、板,两者直接压嵌在一起。摩擦衬块外半径只与内半径及推 荐摩擦衬块外半径与内半径的比值不大于 1.5。若此比值偏大，工作时衬块的 2 R 1 R 外缘与内侧圆周速度相差较多，磨损不均匀，接触面积减少，最终导致制动力矩变 化大。因为制动器直径 D 等于 231mm,则摩擦块mm 取，所以 1152R5 . 1/12RR mm。 771R 图 3-1 摩擦衬块 4）摩擦衬块工作面积 对于盘式制动器衬块工作面积A，推荐根据制动衬块单位面积占有的汽车质量 在范围内选用。单个前轮摩擦块,则 2 kg/cm5 . 36 . 1 2 cm24 0 . 2 5 . 05 . 0%60320 A 单个前轮制动器

47、A=48;单个后轮摩擦块，则单 2 cm 2 cm16 0 . 2 5 . 05 . 0%40320 A 个后轮制动器 A=32.能够满足 的要求。 2 cm 5）摩擦衬块摩擦系数f 选择摩擦片时不仅希望其摩擦系数要高些，更要求其热稳定性要好，受温度和 压力的影响要小。不能单纯地追求摩擦材料的高摩擦系数，应提高对摩擦系数的稳 定性和降低制动器对摩擦系数偏离正常值的敏感性的要求，后者对蹄式制动器是非 常重要的。各种制动器用擦材料的摩擦系数的稳定值约为 0.30.5，少数可达 0.7。一般说来，摩擦系数愈高的材料，其耐磨性愈 差。所以在制动器设计时并非一定要追求高摩擦系数的材料。当前国产的制动摩擦

48、 片材料在温度低于 250时，保持摩擦系数=0.350.40 已无大问题。因此，在f 假设的理想条件下计算制动器的制动力矩。另外，在选择摩擦材料时应尽量采用减 少污染和对人体无害的材料。所选择摩擦系数=0.35。f 总结得到参数如表 3.4 所示 表 3.4 制动器基本参数 制动盘外径 /mm 工作半径 /mm 制动盘厚度 /mm 摩擦衬块厚度 /mm 摩擦面积 前轮2319610948 后轮2319610932 3.2.4 盘式制动器的制动力计算盘式制动器的制动力计算 假定衬块的摩擦表面全部与制动盘接触，且各处单位压力分布均匀，则制动器 的制动力矩为 RfFM 02 （3-7） 式中，为摩擦

49、因数；为单侧制动块对制动盘的压紧力；R 为作用半径。 f 0F 对于常见的具有扇形摩擦表面的衬块，若其径向宽度不很大，则 R 等于平均半径 或有效半径，在实际中已经足够精确。 mReR 平均半径为 mR mm96 2 77115 2 21 RR Rm 式中，和为摩擦衬块扇形表面的内半径和外半径。 1R2R 有效半径是扇形表面的面积中心至制动盘中心的距离，如下式所示（推导见离合 eR 器设计） 97mm )1 ( 1 3 4 )( )( 3 2 m 22 1 2 2 1 3 2 e 3 R m m RR RR R （3-8） 式中，. 21/ RRm 因为,故，越小，则两者差值越大。1m 4 1

50、 )1 ( 2 m m mReRm 应当指出，若过小，即扇形的径向宽度过大，衬块摩擦面上各不同半径处得滑磨 m 速度相差太远，磨损不均匀，因为单位压力分布均匀这一假设条件不能成立，则上 述计算方法也就不适用。值一般不应小于 0.65. m 假定衬块的摩擦表面全部与制动盘接触，且各处单位压力分布均匀，则制动器 的制动力矩 为 RfFM 02 （3-9） 式中，为摩擦因数；为单侧制动块对制动盘的压紧力；R 为作用半径。f0F 对于常见的具有扇形摩擦表面的衬块，若其径向宽度不很大，则 R 等于平均半 径或有效半径，在实际中已经足够精确。mReR 平均半径为mR 96mm 2 77115 2 21 m

51、 RR R （3-10） 式中，和为摩擦衬块扇形表面的内半径和外半径。 1R2R 对于前制动器 (3-11)156.5N/mM 所以2329N 0.0960.352 156.5 2 fR M FO 对于后制动器 104.5N/mM (3-12) 所以1555N 0.0960.352 104.5 2 fR M FO 3.33.3 制动器主要零部件的结构设计制动器主要零部件的结构设计 1）制动盘 制动盘一般用珠光体灰铸铁制成，或用添加 Cr 或 Ni 等合金铸铁制成。制动盘在工 作时不仅承受着制动块作用的法向力和切向力，而且承受着热负荷。为了改善冷却 效果，钳盘式制动器的制动盘有的铸成中间有径向通

52、风槽的双层盘这样可大大地增 加散热面积，降低温升约 20-30%，但盘得整体厚度较厚。而一般不带通风盘的汽车 制动盘，其厚度约在 10-13mm 之间。本次设计采用的材料为 HT250。 . 2）制动钳 制动钳由可锻铸铁 KTH370-12 或球墨铸铁 QT400-18 制造，也有用轻合金制造 的，例如用铝合金压铸。 3）制动块 制动块由背板和摩擦衬快组成，两者直接牢固地压嵌或铆接或粘结在一起。 4）摩擦材料 制动摩擦材料应具有稳定的摩擦系数，抗热衰退性要好，不应在温升到某一数值以 后摩擦系数突然急剧下降，材料应有好的耐磨性，低的吸水（油、制动液）率，低 的压缩率、低的热 传导率和低的热膨胀率

53、，高的抗压、抗剪切、抗弯曲性能和耐冲击性能，制动时应 不产生噪声、不产生不良气味、应尽量采用污染小对人体无害的摩擦材料。当前， 制动器广泛采用模压材料。 5）制动轮缸 制动轮缸采用单活塞式制动轮缸，其在制动器中布置方便。轮缸的缸体由灰铸铁 HT250 制成。其缸简为通孔，需镗磨。活塞由铝合金制造。活塞外端压有钢制的开 槽顶快，以支承插槽中的制动蹄，极端部或端部接头。轮缸的工作腔由装在活塞上 的橡胶密封圈或靠在活塞内端面处得橡胶皮碗密封。本次设计采用的是 HT250. 4.液压制动驱动机构的设计计算液压制动驱动机构的设计计算 4.14.1 前轮制动轮缸直径前轮制动轮缸直径 的确定的确定 d 制动

54、轮缸对制动块施加的张开力与轮缸直径和制动管路压力的关0Fdp 系为 (4-)/(4 0pFd 1) 制动管路压力一般不超过 1012。取。 aMP aMP10p 31mm0.031m 1010 23294 6 d (4-2) 轮缸直径应在标准规定的尺寸系列中选取 （HG2865-1997),具体为 d 19mm、22mm、24mm、25mm、28mm、30mm、32mm、35mm、38mm、40mm、45mm、5 0mm、55mm。因此取前轮制动轮缸直径为 32mm. 同理，后轮制动轮缸直径。因此取后轮制 25mm0.025m 1010 15554 6 d 动轮缸直径为 25mm. 4.24.

55、2 制动主缸直径制动主缸直径的确定的确定0d 第 个轮缸的工作容积为：i n dVi 1 ii 2 4 (4-3) 式中，为第 个轮缸活塞的直径；为轮缸中活塞的数目；为第 个轮缸活idinii 塞在完全制动时的行程，初步设计时，对鼓式制动器可取2.0-2.5mm.此处取 mm.2 所以一个前轮轮缸的工作容积为 3 1 1 2321608mm 4 2 前V 一个后轮轮缸的工作容积为 3 1 1 225981mm 4 2 后V 所有轮缸的总工作容积为,式中，为轮缸数目。制动主缸应有 m VV 1 i m 的工作容积为,式中为制动软管的变形容积。在初步设计时，制动VVV0 V 主缸的工作容积可为：对

56、于乘用车;对于商用车。此处取VV1 . 10VV3 . 10 。VV1 . 10 所以 3 前前5178mm)9811608(22）（VVV 3 05696mm1 . 1VVVV (4-4) 主缸活塞行程和活塞直径为0S0d 00O 2 4 SdV (4-5) 一般=（0.81.2）。此处取=。0Sod0Sod 所以 3 0O 4 dV 19.35mm 4 3 0 0 V d (4-6) 主缸的直径应符合QC/T311-1999中规定的尺寸系列，具体为od 19mm、22mm、28mm、32mm、35mm、38mm、40mm、45mm。所以取得mm。220d 4.34.3 制动踏板力制动踏板力

57、和制动踏板工作行程和制动踏板工作行程 pFpS 制动踏板力为：pF ) 1 ( 1 4p 0p 2 i pdF (4-7) 式中，为制动主缸活塞直径； p为制动管路的液压；为探班机构的传0dpi 动比；为踏板机构及液压主缸的机械效率，可取=0.820.86.此处取 =4，=0.85.pi 制动踏板力应满足以下要求；最大踏板力一般为500N（乘用车）或 700N（商用车）。设计时，制动踏板力可在 200N350N的范围内选取。 所以500N112N 0.85 1 4 1 10(0.022) 4 ) 1 ( 1 4 62 p 0p 2 i pdF 符合设计要求。 制动踏板工作行程为 pS )(m2

58、m10ppSiS (4-8) 式中，为主缸中推杆与活塞间的间隙，一般取 1.5mm2mm;为主缸 1m2m 活塞空行程，主缸活塞由不工作时的极限位置到使其皮碗完全封堵主缸上的旁通 孔所经过的行程。 制动器调整正常时的踏板工作行程,在只应占计及制动衬块的容许磨损 pS 量的踏板行程的 40%60%。 为了避免空气侵入制动管路，在计算制动主缸活塞回位弹簧时，应保证踏板 放开后，制动管路中仍保持 0.050.14的残余压力。 MPa 最大踏板行程，对乘用车应不大于 100150mm,对商用车不大于 180mm。此 外，作用在制动手柄上最大的力，对乘用车不大于400N，对商用车不大于 600N。制动手

59、柄最大 行程对乘用车不大于 160mm,对商用车不大于 220mm. 150mm104mm2)24(22)(m2m10pSiSp 符合设计要求 5. 制动性能分析制动性能分析 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。 5.15.1 制动性能评价指标制动性能评价指标 汽车的制动性主要由下列三方面来评价： 1) 制动效能，即制动距离与制动减速度。 2）制动效能的恒定性，即抗热衰退性能。 3）制动时汽车的方向稳定性，即制动时汽车不发生跑偏、侧滑以及失去转 向能力的性能。 5.25.2 制动效能

60、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。 5.35.3 制动效能的恒定性制动效能的恒定性 制动效能的恒定性主要指的是抗热衰退性能。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。因为制动过程中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。 5.45.4 制动时汽车方向的稳定性制动时汽车方向的稳定性 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