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前置后驱二轴轻型汽车制动系的设计【7张CAD图纸和毕业论文】

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制动主缸-A0.dwg

制动盘-A2.dwg

制动系统总体布置-A0.dwg

制动蹄-A2.dwg

制动鼓-A2.dwg

前轮制动器-A0.dwg

后轮制动器-A0.dwg

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关键词：: 全套CAD图纸和毕业论文前置后驱二轴轻型汽车制动设计全套 cad 图纸以及毕业论文

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摘要 III

ABSTRACT IV

第1章绪论 1

1.1研究背景及意义 1

1.2研究现状 1

1.3主要内容 2

第2章总体方案分析和选择 3

2.1 制动能源的选择 3

2.2 驻车制动系 3

2.3 行车制动系 3

2.4 液压系统形式的选择 4

2.4.1 II型回路 4

2.4.2 X型回路 4

2.4.3 其他类型回路 5

2.5制动器形式的选择 5

2.5.1鼓式制动器 5

2.5.2 盘式制动器 6

2.6制动器主要参数计算 6

2.6.1主要技术参数 6

2.6.2同步附着系数 7

2.6.3制动力矩分配系数b 7

2.6.4最大制动力矩 8

第3章盘式制动器的设计与校核 9

3.1主要参数确定 9

3.1.1 制动盘直径D 9

3.1.2 制动盘厚度h 9

3.1.3 摩擦衬片内半径与外半径 9

3.1.4 摩擦衬片工作面积A 9

3.2主要零部件设计 9

3.2.1 制动盘 9

3.2.2 制动钳 10

3.2.3 制动块 10

3.2.4 摩擦材料 11

3.2.5 制动轮缸 11

3.2.6制动器间隙的调整方法 11

3.3强度校核计算 12

3.3.1摩擦衬片的磨损特性的计算 12

3.3.2最大制动力矩的计算 13

3.3.3最大制动力矩的计算 15

第4章鼓式制动器的设计与校核 18

4.1主要参数确定 18

4.2主要零部件设计 19

4.2.1 制动鼓 19

4.2.2 制动蹄 19

4.2.3 制动底板 19

4.2.4 制动蹄的支承 20

4.2.5 制动蹄片上的制动力矩与张开力 20

4.2.6 制动因数的分析计算 24

4.2.7 驻车制动计算 27

4.3强度校核计算 28

4.3.1紧固摩擦片铆钉的剪切应力验算 28

4.3.2制动蹄支承销剪切应力计算 29

4.3.3 回位弹簧强度校核 29

第5章液压制动驱动机构的设计 31

5.1驱动机构的形式 31

5.2驱动机构的设计计算 31

5.2.1 制动轮缸直径d的确定 31

5.2.2 盘式制动器轮缸活塞宽度与缸筒壁厚 32

5.2.3 鼓式制动器轮缸活塞宽度与缸筒壁厚 32

5.2.4 制动主缸的设计 33

5.2.5 液压制动软管的计算 36

5.3 真空助力器的设计 36

结论 38

参考文献 39

致谢 40

摘要

汽车制动系统是轿车底盘上的重要系统之一，它是制约轿车运动的主要装置，汽车制动装置是由制动器和制动驱动机构两部分组成。制动器是指产生阻碍车辆运动或运动趋势的力（制动力）的部件，其中也包括辅助制动系统中的缓速装置。制动驱动机构包括供能装置、控制装置、传动装置、制动力调节装置以及报警装置、压力保护装置等附加装置。

本文首先通过查阅资料，分析对比各种不同形式制动系统的结构，对制动系统方案进行论证和选择；接着，对制动器、制动驱动机构的基本参数等进行选择和设计计算，并对制动性能进行分析，其中重点介绍了汽车车制动系的主要构件——浮钳盘式制动器、领丛蹄式制动器的分析计算；然后对主要零、部件进行设计，并完成制动系统设计；最后采用AtuoCAD软件绘制了二维装配图及主要零部件图。

关键词：盘式制动器；鼓式制动器；液压驱动；设计

ABSTRACT

The automobile brake system is one of the important system on the chassis of the car. It is the main device to restrict the car movement. The brake device of the car is composed of two parts of the brake and the brake drive mechanism. Brake is a component that produces a force (braking force) that impede the movement or movement of a vehicle. It also includes a retarder in the auxiliary braking system. The brake actuating mechanism includes an energy supply device, a control device, a transmission device, a power regulating device, an alarm device, a pressure protection device, and other additional devices.

In this paper, the structure of various different forms of brake system is analyzed and compared, and the braking system scheme is demonstrated and selected. Then, the basic parameters of brake and brake drive mechanism are selected and designed, and the braking performance is analyzed. The brake system of the car is mainly introduced. The main components are the analysis and calculation of the floating clamp disc brake and the collar brake of the collar bushes; then the main zero and the components are designed and the brake system is designed. Finally, the two-dimensional assembly drawing and the main parts drawing are drawn by the AtuoCAD software.

Key words: Disc brake, Drum brake, Hydraulic drive, Design

第1章绪论

1.1研究背景及意义

汽车制动系统是轿车底盘上的重要系统之一，它是制约轿车运动的主要装置，汽车制动装置是由制动器和制动驱动机构两部分组成。汽车的制动安全性能直接影响轿车的行驶安全性。大力研究开发轿车制动系统，减少驾驶员的负担和判断错误，减少交通事故，对于提高交通安全有着非常重要的意义。通过本次设计任务，使学生在设计转向系统的过程中进一步掌握制动系统各零部件的构造、工作特性、动力传动方式以及操纵方式，掌握汽车零、部件设计的基本思路，为学生以后的发展打下坚实的基础。

1.2研究现状

从汽车诞生时起，制动系统在车辆的安全方面就扮演着至关重要的角色。近年来，随着车辆技术的进步和汽车行驶速度的提高，这种重要性表现得越来越明显。汽车制动系统种类很多，形式多样。传统的制动系统结构型式主要有机械式、气动式、液压式、气—液混合式。它们的工作原理基本都一样，都是利用制动装置，用工作时产生的摩擦热来逐渐消耗车辆所具有的动能，以达到车辆制动减速，或直至停车的目的。伴随着节能和清洁能源汽车的研究开发，汽车动力系统发生了很大的改变，出现了很多新的结构型式和功能形式。新型动力系统的出现也要求制动系统结构型式和功能形式发生相应的改变。例如电动汽车没有内燃机，无法为真空助力器提供真空源，一种解决方案是利用电动真空泵为真空助力器提供真空。汽车制动系统的发展是和汽车性能的提高及汽车结构型式的变化密切相关的，制动系统的每个组成部分都发生了很大变化。

全部文件.png

制动系统总体布置-A0.png

制动主缸-A0.png

后轮制动器-A0.png

前轮制动器-A0.png

制动鼓-A2.png

制动盘-A2.png

制动蹄-A2.png

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内容简介：: 目录摘要IIIABSTRACTIV第1章绪论11.1研究背景及意义11.2研究现状11.3主要内容2第2章总体方案分析和选择32.1 制动能源的选择32.2 驻车制动系32.3 行车制动系32.4 液压系统形式的选择42.4.1 II型回路42.4.2 X型回路42.4.3 其他类型回路52.5制动器形式的选择52.5.1鼓式制动器52.5.2 盘式制动器62.6制动器主要参数计算62.6.1主要技术参数62.6.2同步附着系数72.6.3制动力矩分配系数b72.6.4最大制动力矩8第3章盘式制动器的设计与校核93.1主要参数确定93.1.1 制动盘直径D93.1.2 制动盘厚度h93.1.3 摩擦衬片内半径与外半径93.1.4 摩擦衬片工作面积A93.2主要零部件设计93.2.1 制动盘93.2.2 制动钳103.2.3 制动块103.2.4 摩擦材料113.2.5 制动轮缸113.2.6制动器间隙的调整方法113.3强度校核计算123.3.1摩擦衬片的磨损特性的计算123.3.2最大制动力矩的计算133.3.3最大制动力矩的计算15第4章鼓式制动器的设计与校核184.1主要参数确定184.2主要零部件设计194.2.1 制动鼓194.2.2 制动蹄194.2.3 制动底板194.2.4 制动蹄的支承204.2.5 制动蹄片上的制动力矩与张开力204.2.6 制动因数的分析计算244.2.7 驻车制动计算274.3强度校核计算284.3.1紧固摩擦片铆钉的剪切应力验算284.3.2制动蹄支承销剪切应力计算294.3.3 回位弹簧强度校核29第5章液压制动驱动机构的设计315.1驱动机构的形式315.2驱动机构的设计计算315.2.1 制动轮缸直径d的确定315.2.2 盘式制动器轮缸活塞宽度与缸筒壁厚325.2.3 鼓式制动器轮缸活塞宽度与缸筒壁厚325.2.4 制动主缸的设计335.2.5 液压制动软管的计算365.3 真空助力器的设计36结论38参考文献39致谢40II摘要汽车制动系统是轿车底盘上的重要系统之一，它是制约轿车运动的主要装置，汽车制动装置是由制动器和制动驱动机构两部分组成。制动器是指产生阻碍车辆运动或运动趋势的力（制动力）的部件，其中也包括辅助制动系统中的缓速装置。制动驱动机构包括供能装置、控制装置、传动装置、制动力调节装置以及报警装置、压力保护装置等附加装置。本文首先通过查阅资料，分析对比各种不同形式制动系统的结构，对制动系统方案进行论证和选择；接着，对制动器、制动驱动机构的基本参数等进行选择和设计计算，并对制动性能进行分析，其中重点介绍了汽车车制动系的主要构件浮钳盘式制动器、领丛蹄式制动器的分析计算；然后对主要零、部件进行设计，并完成制动系统设计；最后采用AtuoCAD软件绘制了二维装配图及主要零部件图。关键词：盘式制动器；鼓式制动器；液压驱动；设计ABSTRACTThe automobile brake system is one of the important system on the chassis of the car. It is the main device to restrict the car movement. The brake device of the car is composed of two parts of the brake and the brake drive mechanism. Brake is a component that produces a force (braking force) that impede the movement or movement of a vehicle. It also includes a retarder in the auxiliary braking system. The brake actuating mechanism includes an energy supply device, a control device, a transmission device, a power regulating device, an alarm device, a pressure protection device, and other additional devices.In this paper, the structure of various different forms of brake system is analyzed and compared, and the braking system scheme is demonstrated and selected. Then, the basic parameters of brake and brake drive mechanism are selected and designed, and the braking performance is analyzed. The brake system of the car is mainly introduced. The main components are the analysis and calculation of the floating clamp disc brake and the collar brake of the collar bushes; then the main zero and the components are designed and the brake system is designed. Finally, the two-dimensional assembly drawing and the main parts drawing are drawn by the AtuoCAD software.Key words: Disc brake, Drum brake, Hydraulic drive, DesignIV第1章绪论1.1研究背景及意义汽车制动系统是轿车底盘上的重要系统之一，它是制约轿车运动的主要装置，汽车制动装置是由制动器和制动驱动机构两部分组成。汽车的制动安全性能直接影响轿车的行驶安全性。大力研究开发轿车制动系统，减少驾驶员的负担和判断错误，减少交通事故，对于提高交通安全有着非常重要的意义。通过本次设计任务，使学生在设计转向系统的过程中进一步掌握制动系统各零部件的构造、工作特性、动力传动方式以及操纵方式，掌握汽车零、部件设计的基本思路，为学生以后的发展打下坚实的基础。1.2研究现状从汽车诞生时起，制动系统在车辆的安全方面就扮演着至关重要的角色。近年来，随着车辆技术的进步和汽车行驶速度的提高，这种重要性表现得越来越明显。汽车制动系统种类很多，形式多样。传统的制动系统结构型式主要有机械式、气动式、液压式、气液混合式。它们的工作原理基本都一样，都是利用制动装置，用工作时产生的摩擦热来逐渐消耗车辆所具有的动能，以达到车辆制动减速，或直至停车的目的。伴随着节能和清洁能源汽车的研究开发，汽车动力系统发生了很大的改变，出现了很多新的结构型式和功能形式。新型动力系统的出现也要求制动系统结构型式和功能形式发生相应的改变。例如电动汽车没有内燃机，无法为真空助力器提供真空源，一种解决方案是利用电动真空泵为真空助力器提供真空。汽车制动系统的发展是和汽车性能的提高及汽车结构型式的变化密切相关的，制动系统的每个组成部分都发生了很大变化。汽车制动系统的功用是使行驶中的汽车根据行驶条件或驾驶员的意愿，减速、停车或维持某一稳定车速，以及使已停驶的汽车在原地(包括在斜坡上)驻留不动。因此，必须充分考虑制动系统的控制机构和制动执行机构的各种性能，然后进行汽车的制动系统的设计以满足汽车安全行驶的要求。据有关资料的介绍，在由于车辆本身的问题而造成的交通事故中，制动系统故障引起的事故为总数的45%。（例如丰田汽车召回事件）可见，制动系统是保证行车安全的极为重要的一个系统。此外，制动系统的好坏直接影响车辆的平均车速和车辆的运输效率，也就是保证运输经济效益的重要因素。因此制动系统设计是汽车设计中重要的环节之一。已经普遍应用的液压制动现在已经是非常成熟的技术，随着人们对制动性能要求的提高，防抱死制动系统、驱动防滑控制系统、电子稳定性控制程序、主动避撞技术等功能逐渐融人到制动系统当中，需要在制动系统上添加很多附加装置来实现这些功能，这就使得制动系统结构复杂化，增加了液压回路泄漏的可能以及装配、维修的难度，制动系统要求结构更加简洁，功能更加全面和可靠，制动系统的管理也成为必须要面对的问题，电子技术的应用是大势所趋。目前大多数车辆的制动管路系统多为双回路制动系统。双回路气制动系统就是指系统内有两个分别独立的液压制动管路系统，起保险的作用。一般前轮驱动轿车多采用交叉对角线形式，制动主缸的前腔与右前轮、左后轮的制动管路相通，后腔与左前轮、右后轮的制动管路相通，形成一个交叉的形对角线，这样的好处是当有一个制动系统发生故障时，另一个系统依然能进行最低限度的制动，且不会发生跑偏现象。而后轮驱动轿车因负荷较大，多采用前后轮分别独立制动形式，即有两套制动总泵，一套控制前轮制动，另一套控制后轮制动。因此，在车辆模块化、集成化、电子化的趋势驱动下，车辆制动系统也朝着电子化方向发展，很多汽车和零部件厂商都进行了电制动系统的研究和推广，博世、西门子、特维斯等公司已经研制出一些试验成果，电制动系统必将取代传统制动系统，汽车底盘进一步一体化、集成化，制动系统性能也会发生质的飞跃1。 1.3主要内容（1）查阅资料，分析对比各种不同形式制动系统的结构，对制动系统方案进行论证和选择，根据所给数据进行设计计算；（2）对制动器、制动驱动机构的基本参数等进行选择和设计计算；（3）对制动性能进行分析；（4）设计主要零、部件；（5）完成制动系统设计。第2章总体方案分析和选择2.1 制动能源的选择目前车辆所使用的制动能源多种多样，其型式包括动力制动系、人力制动系、伺服制动系，具体比较如表2.1所示：表2.1 制动能源比较型式制动能源工作介质动力制动系发动机动力转化成势能空气或制动液人力制动系驾驶员体力机械传动伺服制动系人力和发动机动力机械传动和空气或制动液真空伺服制动系是由发动机驱动的空气压缩机提供压缩空气作为动力源，伺服气压一般可达0.050.07MPa。真空伺服制动系多用于总质量在1.11.35t以上的轿车及装载质量在6t以下的轻、中型载货汽车上；气压伺服制动系则广泛用于装载质量为612t的中、重型货车以及极少数高级轿车上。液压制动用于行车制动装置。液压制动的优点是：作用滞后时间短（0.10.3s）;工作压力高（可达1020MPa），因而轮缸尺寸小，可以安装在制动器内部，直接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，使之结构简单，质量小；机械效率较高（液压系统有自润滑作用）。液压制动的主要缺点是：过度受热后，部分制动液汽化，在管路中形成气泡，严重影响液压传输，使制动系统的效能降低，甚至完全失效。液压制动广泛应用在乘用车和总质量不大的商用车上。所以，本次所设计的制动系采用液压油为工作介质的动力制动系。2.2 驻车制动系制动系统用于使汽车可靠而无时间限制地停驻在一定位置甚至斜坡上，也有助于汽车在斜坡上起步。驻车制动系统应采用机械式驱动机构而不用液压或气压式，以免其产生故障。后轮驻车制动：轮缸或轮制动器，（对领丛蹄制动器，只需附加一个驻车制动推杆和一个驻车杠杆即可）使用驻车制动时，由人搬动驻车制动操纵杆，通过操纵缆绳。平衡臂和拉杆（拉绳）拉动驻车制动杠杆使两蹄张开。通过类比采用：手动驻车制动操纵杆、驻车制动杠杆作用于后轮。用后轮制动兼用驻车制动器。2.3 行车制动系制动系统用作强制行使中的汽车减速或停车，并使汽车在下短坡时保持适当的稳定车速。其驱动机构多采用双回路或多回路结构，以保证其工作可靠。目前，盘式制动器已广泛应用于轿车，但除了在一些高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。四轮轿车在制动过程中，由于惯性的作用，前轮的负荷通常占汽车全部负荷的70%-80%，前轮制动力要比后轮大，后轮起辅助制动作用，因此为了节省成本，就采用前盘后鼓的制动方式。2.4 液压系统形式的选择图 2.1双轴汽车液压双回路系统的5种分路方案为了提高制动驱动机构的工作可靠性，保证行车安全，制动驱动机构至少应有两套独立的系统，即应是双回路系统，也就是说应将汽车的全部行车制动器的液压或气压管路分成两个或更多个相互独立的回路，以便当一个回路发生故障失效时，其他完好的回路仍能可靠地工作。2.4.1 II型回路前、后轮制动管路各成独立的回路系统，即一轴对一轴的分路型式，简称II型。其特点是管路布置最为简单，可与传统的单轮缸(或单制动气室)鼓式制动器相配合，成本较低。这种分路布置方案在各类汽车上均有采用，但在货车上用得最广泛。这一分路方案总后轮制动管路失效，则一旦前轮制动抱死就会失去转弯制动能力。对于前轮驱动的轿车，当前轮管路失效而仅由后轮制动时，制动效能将明显降低并小于正常情况下的一半，另外，由于后桥负荷小于前轴，则过大的踏板力会使后轮抱死而导致汽车甩尾。2.4.2 X型回路后轮制功管路呈对角连接的两个独立的回路系统，即前轴的一侧车轮制动器与后桥的对侧车轮制动器同属于一个回路，称交叉型，简称X型。此时前、后各有一侧车轮有制动作用，使制动力不对称，导致前轮将朝制动起作用车轮的一侧绕主销转动，使汽车失去方向稳定性。因此，采用这种分路方案的汽车，其主销偏移距应取负值(至20 mm)，这样，不平衡的制动力使车轮反向转动，改善了汽车的方向稳定性。2.4.3 其他类型回路左、右前轮制动器的半数轮缸与全部后轮制动器轮缸构成一个独立的回路，而两前轮制动器的另半数轮缸构成另一回路，可看成是一轴半对半个轴的分路型式，简称KI型。两个独立的问路分别为两侧前轮制动器的半数轮缸和一个后轮制动器所组成，即半个轴与一轮对另半个轴与另一轮的瑚式，简称LL型。两个独立的回路均由每个前、后制动器的半数缸所组成，即前、后半个轴对前、后半个轴的分路型式，简称HH型。这种型式的双回路系统的制功效能最好。HI、LL、HH型的织构均较复杂。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，且剩余的总制动力可达到正常值的50左占。HL型单用回路，即一轴半时剩余制动力较大，但此时与LL型一样，在紧急制动时后轮极易先抱死。通过对比各个管路的优缺点，HH型管路结构较为简单，成本较低，工作稳定性好，在同类车型运用广泛。因此，最终选择HH型管路系统。2.5制动器形式的选择汽车制动器几乎均为机械摩擦式，即利用旋转元件与固定元件两工作表面间的摩擦产生的制动力矩使汽车减速或停车。一般摩擦式制动器按其旋转元件的形状分为鼓式和盘式两大类。2.5.1鼓式制动器鼓式制动器可按其制动蹄的受力情况分类(见图2.4)，它们的制动效能、制动鼓的受力平衡状况以及车轮旋转方向对制动效能的影响均不同2。（a）（b）（c）（d）（e）（f）（a）领从蹄式（凸轮张开）；（b）领从蹄式（制动轮缸张开）；（c）双领蹄式（非双向，平衡式）；（d）双向双领蹄式；（e）单向增力式；（f）双向增力式图2.4鼓式制动器简图制动蹄按其张开时的转动方向和制动鼓的旋转方向是否一致，有领蹄和从蹄之分。制动蹄张开的转动方向与制动鼓的旋转方向一致的制动蹄，称为领蹄；反之，则称为从蹄。领从蹄式制动器的效能和效能稳定性，在各式制动器中居中游；前进、倒退行驶的制动效果不变；结构简单，成本低；便于附装驻车制动驱动机构；易于调整蹄片之间的间隙。因此得到广泛的应用，特别是用于乘用车和总质量较小的商用车的后轮制动器。轻型商用车总质量较小，因此采用结构简单，成本低的领从蹄式鼓式制动器。2.5.2 盘式制动器盘式制动器按摩擦副中定位原件的结构不同可分为钳盘式和全盘式两大类。（1）钳盘式钳盘式制动器按制动钳的结构型式又可分为定钳盘式制动器、浮钳盘式制动器等。定钳盘式制动器：这种制动器中的制动钳固定不动，制动盘与车轮相联并在制动钳体开口槽中旋转。具有下列优点：除活塞和制动块外无其他滑动件，易于保证制动钳的刚度；结构及制造工艺与一般鼓式制动器相差不多，容易实现从鼓式制动器到盘式制动器的改革；能很好地适应多回路制动系的要求。浮动盘式制动器：这种制动器具有以下优点：仅在盘的内侧有液压缸，故轴向尺寸小，制动器能进一步靠近轮毂；没有跨越制动盘的油道或油管加之液压缸冷却条件好，所以制动液汽化的可能性小；成本低；浮动钳的制动块可兼用于驻车制动。（2）全盘式在全盘式制动器中，摩擦副的旋转元件及固定元件均为圆形盘，制动时各盘摩擦表面全部接触，其作用原理与摩擦式离合器相同。由于这种制动器散热条件较差，其应用远没有浮钳盘式制动器广泛2。综合以上优缺点最终确定本次设计采用前盘后鼓式。前盘选用浮动盘式制动器，后鼓采用领从蹄式制动器。 2.6制动器主要参数计算2.6.1主要技术参数整车整备质量（kg）：2320 前轴（kg）：1392 后轴（kg）：928最大总质量（kg）：7800 前轴（kg）：2800 后轴（kg）：5000标称功率（Kw）：88 标称功率转速（r/min）：2800最大转矩（N/m）：343 最大转矩转速（r/min）：1600变速器形式：三轴5档变速器变速器速比：一档5.731；二档3.368；三档2.192；四档1.466；五档1.0；倒档7.66轮辋规格：5.50F-16等厚辐盘式车轮轮胎规格：8.25-16 12层级轮胎，充气压力为530kpa轮胎滚动半径（m）：0.407878最高车速（Km/h）：952.6.2同步附着系数（1）当时：制动时总是前轮先抱死，这是一种稳定工况，但丧失了转向能力；（2）当时：制动时总是后轮先抱死，这时容易发生后轴侧滑而使汽车失去方向稳定性；（3）当时：制动时汽车前、后轮同时抱死，是一种稳定工况，但也丧失了转向能力。分析表明，汽车在同步附着系数为的路面上制动(前、后车轮同时抱死)时，其制动减速度为，即，为制动强度。而在其他附着系数的路面上制动时，达到前轮或后轮即将抱死的制动强度这表明只有在的路面上，地面的附着条件才可以得到充分利用。根据相关资料查出轻型载货汽车同步附着系数0.5取0.6。2.6.3制动力矩分配系数b根据所给定的同步附着系数由公式（2.1）满载时 2.6.4最大制动力矩由轮胎与路面附着系数所决定的后轴最大附着力矩。由公式：（2.2）（2.3）式中该车所能遇到的最大附着系数=0.8；制动强度；车轮有效半径；后轴最大制动力矩；汽车满载质量；汽车轴距。其中第3章盘式制动器的设计与校核3.1主要参数确定3.1.1 制动盘直径D制动盘直径D希望尽量大些，这时制动盘的有效半径就得以增大，就可以降低制动钳的夹紧力，降低摩擦衬块的单位压力和工作温度。但制动盘直径D受轮辋直径的限制。通常，制动盘的直径D选择为轮辋直径的70%79%，而总质量大于2t的汽车应取其上限。本设计的盘式制动器是轻型载货汽车盘式制动器设计。因轮辋直径为16英寸，换算后为406.4mm,则D取406.40.76=308.9mm。3.1.2 制动盘厚度h制动盘厚度直接影响着制动盘质量和工作时的温升。为使质量不致太大，制动盘厚度应取得适当小些；为了降低制动工作时的温升，制动盘厚度又不宜过小。制动盘可以制成实心的，而为了通风散热，又可在制动盘的两工作面之间铸出通风孔道。通常，实心制动盘厚度可取为10mm20mm；具有通风孔道的制动盘的两工作面之间的尺寸，即制动盘的厚度取为20mm50mm，但多采用20mm30mm。本设计采用通风制动盘，厚度取20mm。3.1.3 摩擦衬片内半径与外半径推荐摩擦衬块的外半径与内半径的比值不大于1.5。若此比值偏大，工作时摩擦衬块外缘与内缘的周围速度相差较大，则其磨损就不会均匀，接触面积将减小，最终会导致制动力矩变化大。初选外径略小于制动盘直径故选=106mm， =153m。3.1.4 摩擦衬片工作面积A推荐根据制动摩擦衬块单位面积占有汽车质量在1.6kg/cm23.5kg/ cm2范围内选取。因汽车质量为7800kg，则取一个制动器的摩擦衬块的工作面积为120 cm2。3.2主要零部件设计3.2.1 制动盘制动盘一般用珠光体灰铸铁制成，或者添用，等的合金铸铁制成。其结构形状有平板形和礼帽形两种。后一种的圆柱部分长度取决于布置尺寸。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风槽的双层盘，这样可以大大的增加散热面积，降低温升约20%30%，但盘的整体厚度较厚。重型货车制动盘其厚度在20mm22.5mm之间。而一般不带通风槽的制动盘，其厚度约在10mm13mm之间。制动盘的工作表面应光洁平整，制造时应严格控制表面的跳动量、两侧表面的平行度（厚度差）及制动盘的不平衡量。本设计制动盘厚度选为20mm。3.2.2 制动钳制动钳由可锻铸铁KTH37012或球墨铸铁QT40018制造，也有用轻合金制造的，例如用铝合金压铸。可做成整体的，也可做成两半并由螺栓连接。其外缘留有开口，以便不必拆下制动钳便可检查或更换制动块。制动钳应有高的强度和刚度。一般多在钳体加工中加工出制动油缸，也有将单独制造的油缸装嵌入钳体中的。钳盘式制动器油缸直径比鼓式制动器中的油缸大的多，轿车钳盘式制动油缸的直径最大可达68.1mm（单缸）或45.4mm（双缸），客车和货车可达82.5mm（单缸）或79.4mm（双缸）。为了减少传给制动液的热量，多将杯形活塞的开口端顶靠制动块的背板。有的将活塞开口端部切成阶梯状，形成两个相对且在同一平面内的小半圆环形端面。活塞由铸铝合金制造或由钢制造。为了提高其耐磨损性能，活塞的工作表面进行镀鉻处理。当制动钳体由铝合金制造时，减少传给制动液的热量则称为必须解决的问题。为此，应减小活塞与制动块背板的接触面积，有时也可采用非金属活塞。制动钳在汽车上的安装位置可在半轴的前方或后方。制动钳位于车轴前可避免轮胎甩出来的泥、水进入制动钳，位于车轴后则可减少制动时轮毂轴承的合成载荷。本设计的制动钳位于车轴前。3.2.3 制动块制动块由背板和摩擦衬块构成，两者直接牢固地压嵌或铆接或粘结在一起。衬块多为扇形，也有矩形正方形、正方形或长圆形的。活塞应能压住尽量多的制动块的面积，以免衬块发生卷角而引起尖叫声。制动块背板由钢板制成。为了避免制动时产生的热量传给制动钳而引起制动液汽化和减小制动噪声，可在摩擦衬块与背板之间或在背板后粘（或喷涂）一层隔热减震垫（胶）。由于单位压力大和工作温度高等原因，摩擦衬块的磨损较快，因此其厚度较大。据统计，轿车和轻型汽车摩擦衬块的厚度在7.5mm16mm之间，中、重型汽车的摩擦衬块的厚度在14mm22mm之间。许多盘式制动器装有摩擦衬块磨损达到极限时的报警装置，以便能及时更换摩擦衬块。本设计摩擦块厚度选为16mm。3.2.4 摩擦材料制动摩擦材料应具有高而稳定的摩擦系数，抗热衰退性能好，不能在温度升到某一数值后摩擦系数突然急剧下降；材料的耐磨性好，吸水率低，有较高的耐挤压和耐冲击性能；制动时不产生噪声和不良气味，应尽量采用少污染和对人体无害的摩擦材料。目前在制动器中广泛采用着模压材料，它是以石棉纤维为主并与树脂粘结剂、调整摩擦性能的填充剂(由无机粉粒及橡胶、聚合树脂等配成)与噪声消除剂(主要成分为石墨)等混合后，在高温下模压成型的。模压材料的挠性较差，故应按衬片或衬块规格模压，其优点是可以选用各种不同的聚合树脂配料，使衬片或衬块具有不同的摩擦性能和其他性能。另一种是编织材料，它是先用长纤维石棉与铜丝或锌丝的合丝编织成布，再浸以树脂粘合剂经干燥后辊压制成。其挠性好，剪切后可以直接铆到任何半径的制动蹄或制动带上。在100120温度下，它具有较高的摩擦系数（），冲击强度比模压材料高45倍。但耐热性差，在200250以上即不能承受较高的单位压力，磨损加快。因此这种材料仅适用于中型以下汽车的鼓式制动器，尤其是带式中央制动器。粉末冶金摩擦材料是以铜粉或铁粉为主要成分（占质量的6080），加上石墨、陶瓷粉等非金属粉末作为摩擦系数调整剂，用粉末冶金方法制成。其抗热衰退和抗水衰退性能好，但造价高，适用于高性能轿车和行驶条件恶劣的货车等制动器负荷重的汽车。各种摩擦材料摩擦系数的稳定值约为0.30.5，少数可达0.7。设计计算制动器时一般取0.30.35。选用摩擦材料时应注意，一般说来，摩擦系数愈高的材料其耐磨性愈差。本设计的摩擦材料的摩擦系数取0.3。3.2.5 制动轮缸制动轮缸为液压制动系采用的活塞式制动蹄张开机构，其结构简单，在车轮制动器中布置方便。轮缸的缸体由灰铸铁HT250制成。其缸筒为通孔，需镗磨。活塞由铝合金制造。活塞外端压有钢制的开槽顶块，以支承插入槽中的制动蹄腹板端部或端部接头。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的橡胶皮碗密封。多数制动轮缸有两个等直径活塞；此盘式制动器用一个单活塞制动轮缸推动。3.2.6制动器间隙的调整方法制动盘与摩擦衬块之间在未制动的状态下应有工作间隙，以保证制动盘能自由转动。一般说来，盘式制动器的设定间隙为0.1mm0.3mm（单侧为0.05mm0.15mm）。此间隙的存在会导致踏板或手柄的行程损失，因而间隙量应尽量小。另外，制动器在工作过程中会由于摩擦衬片或摩擦衬块的磨损而使间隙加大，因此制动器必须设有间隙调整机构。本设计采用一次调准式间隙自调装置。3.3强度校核计算3.3.1摩擦衬片的磨损特性的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，制动器几乎承担了耗散汽车全部动力的任务。此时由于在短时间内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，则衬块的磨损愈严重。制动器的能量负荷常以其比能量耗散率作为评价指标。比能量耗散率又称为单位功负荷或能量负荷，它表示单位摩擦面积在单位时间内耗散的能量，其单位为。双轴汽车的单个前轮制动器和单个后轮制动器的比能量耗散率分别为：（3.1）（3.2）（3.3）式中：汽车回转质量换算系数；汽车总质量；v1，v2汽车制动初速度与终速度，；计算时轻型载货汽车取；制动减速度，计算时取；t制动时间，；，前、后制动器衬块的摩擦面积；制动力分配系数。在紧急制动到时，并可近似地认为，则有：（3.4）（3.5）将，。代入式（3.3）可求得；代入式（3.4）则可求得。轻型货车盘式制动器的比能量耗散率应不大于。比能量耗散率过高，不仅会加速制动衬片(衬块)的磨损，而且可能引起制动盘的龟裂。经校核符合要求。3.3.2最大制动力矩的计算如图3.1所示为汽车在水平路面上制动时的受力情况：图3.1 制动时的汽车受力图根据图3.1给出的汽车制动时的整车受力情况，并对后轴车轮的接地点取力矩，得平衡式为：（3.6）对前轴车轮的接地点取力矩，得平衡式为：（3.7）式中：汽车制动时水平地面对前轴车轮的法向反力，N；汽车制动时水平地面对后轴车轮的法向反力，N；汽车轴距，mm；汽车质心离前轴距离，mm；汽车质心离后轴距离，mm；汽车质心高度，mm；汽车所受重力，N；m汽车质量，；汽车制动减速度，。若在附着系数为的路面上制动，前、后轮均抱死，此时汽车总的地面制动力于汽车前、后轴车轮的总的附着力（3.8）可得水平地面作用于前、后轴车轮的法向反作用力的另一表达式：（3.9）（3.10）（3.11）式中：制动强度；，前后轴车轮的地面制动力。前后轴车轮的附着力为：（3.12）（3.13）由式（4.12），式（4.13）可求得在任何附着系数的路面上，前、后轮同时抱死即前、后轴车轮附着力同时被充分利用的条件为：（3.14）（3.15）式中：前轴车轮的制动器制动力：；（3.16）前轴车轮的制动器制动力：；（3.17）前轴车轮的地面制动力；前轴车轮的地面制动力；，地面对前、后轴车轮的法向反力；汽车重力；，汽车质心离前、后轴的距离；汽车质心高度。本设计为轻型载货汽车，满载质量为7800，=0.8 ，L=3340，=1470mm，=1870mm，=220mm。根据式（3.9），（3.10）可得Z1=17652N，Z2=15324N；由式（3.12），（3.13）可求得，。最大制动力矩是汽车附着质量被完全利用的条件下获得的，这时制动力与地面作用于车轮的法向力Z1，Z2成正比。由式（3.14），（3.15）可知，双轴汽车前、后车轮附着力同时被充分利用或前、后轮同时抱死的制动力之比为。通常比值：轿车约为1.31.6。经校核，符合要求。前轴的车轮制动器所能产生的最大制动力矩为：（3.18）式中车轮有效半径，本设计为轻型载货汽车，轮胎型号为8.25-16。则有效半径。根据式（3.13）可得：。一个车轮制动器应有的最大制动力矩为按上式计算所得结果的半值。3.3.3最大制动力矩的计算对于常见的扇形摩擦衬块，如果其径向尺寸不大，取作用半径R为平均半径或有效半径已足够精确。如图3.2所示，平均半径为（3.19）式中：R1 ，R2扇形摩擦衬块的内半径和外半径。图3.2 钳盘式制动器的作用半径计算用简图根据图3.2，在任一单元面积上的摩擦力对制动盘中心的力矩为，式中q为衬块与制动盘之间的单位面积上的压力，则单侧制动块作用于制动盘上的制动力矩为：（3.20）单侧衬块给予制动盘的总摩擦力为：（3.21）得有效半径为：（3.22）令则有：（3.23）因，故。当,，。但当m过小，即扇形的径向宽度过大，衬块摩擦表面在不同半径处的滑磨速度相差太大，磨损将不均匀，因而单位压力分布将不均匀，则上述计算方法失效。根据摩擦衬块的外半径与内半径的比值不大于1.5，则取，可得作用半径。盘式制动器的计算用简图如图3.3所示：图3.3 盘式制动器的计算用简图今假设衬块的摩擦表面与制动盘接触良好，且各处的单位压力分布均匀，则盘式制动器的制动力矩为： (3.24)式中：f 摩擦系数；N 单侧制动块对制动盘的压紧力(见图3.3)；R 作用半径。取f =0.3，由，可得，。第4章鼓式制动器的设计与校核4.1主要参数确定（1）制动鼓直径D轮胎规格为8.25-16 Dr=2.5416=406.4mm根据商用车D/Dr=0.700.83之间，故取0.8D=Dr0.8=325.12mm（2）制动蹄摩擦衬片的包角和宽度b摩擦衬片的包角在范围内选取。取表4.1 衬片摩擦面积与汽车及汽车质量关系表汽车类型汽车总质量（t）单个制动器总的衬片摩擦面积轿车0.91.51002001.52.5200300客车与货车1.01.51202001.52.51502502.53.52504003.57.03006507.012.0550100012.017.06001500根据单个制动器总的衬片摩擦面积取250-400初选A=300其中为弧度。R=D/2=325.12/2=162.56mm（3）摩擦衬片初始角的选取根据（4）张开力P作用线至制动器中心的距离a根据 a=0.8R得 a=0.8162.56=130.048mm取130mm制动蹄支撑销中心的坐标位置k与c根据 c=0.8R得 c=0.8162.56=130.048mm取130mm选择摩擦片时，不仅希望其摩擦系数要高些，而且还要求其热稳定行好，受温度和压力的影响小。不宜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。在假设的理想条件下计算制动器的制动力矩，取f=0.3可使计算结果接近实际值。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。所以选择摩擦系数f=0.3。4.2主要零部件设计4.2.1 制动鼓制动鼓应具有非常好的刚性和大的热容量，制动时温升不应超过极限值。制动鼓材料应与摩擦衬片相匹配，以保证具有高的摩擦系数并使工作表面磨损均匀。制动鼓相对于轮毂的对中是圆柱表面的配合来定位，并在两者装配紧固后精加工制动鼓内工作表面，以保证两者的轴线重合。两者装配后还需进行动平衡。其许用不平衡度对轿车为15Ncm20 Ncm；对货车和客车为30Ncm40 Ncm。制动鼓壁厚的选取主要是从其刚度和强度方面考虑。壁厚取大些也有利于增大其热容量，但试验表明，壁厚由11 mm增至20 mm时，摩擦表面的平均最高温度变化并不大。一般铸造制动鼓的壁厚：轿车为7mm12mm；中、重型载货汽车为13mm18mm。制动鼓在闭口一侧外缘可开小孔，用于检查制动器间隙。本次设计采用的材料是灰铸铁HT200。4.2.2 制动蹄制动蹄腹板和翼缘的厚度，轿车的约为3mm5mm；货车和客车的约为5mm8mm。摩擦衬片的厚度，轿车多为4.5mm5mm；货车和客车多为8mm以上。衬片可铆接或粘贴在制动蹄上，粘贴的允许其磨损厚度较大，使用寿命增长，但不易更换衬片；铆接的噪声较小。本次制动蹄采用的材料为KTH370-12。4.2.3 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。制功底板承受着制动器工作时的制动反力矩，因此它应有足够的刚度。为此，由钢板冲压成形的制动底板均只有凹凸起伏的形状。重型汽车则采用可联铸铁KTH37012的制动底板。刚度不足会使制动力矩减小，踏板行程加大，衬片磨损也不均匀。本次设计采用可联铸铁KTH37012。4.2.4 制动蹄的支承二自由度制动筛的支承，结构简单，并能使制动蹄相对制动鼓自行定位。为了使具有支承销的一个自由度的制动蹄的工作表面与制动鼓的工作表面同轴心，应使支承位置可调。例如采用偏心支承销或偏心轮。支承销由45号钢制造并高频淬火。其支座为可锻铸铁(KTH37012)或球墨铸铁(QT40018)件。青铜偏心轮可保持制动蹄腹板上的支承孔的完好性并防止这些零件的腐蚀磨损。长支承销的支承能可靠地保持制动蹄的正确安装位置，避免侧向偏摆。有时在制动底板上附加一压紧装置，使制动蹄中部靠向制动底板，而在轮缸活塞顶块上或在张开机构调整推杆端部开槽供制动蹄腹板张开端插入，以保持制动蹄的正确位置。4.2.5 制动蹄片上的制动力矩与张开力计算鼓式制动器，必须查明蹄压紧到制动鼓上的力与产生制动力矩之间的关系。为计算有一个自由度的蹄片上的力矩，在摩擦衬片表面取一横向微元面积，。它位于a角内，面积为bRda ，其中b 为摩擦衬片宽度，单元面积bRda R为制动鼓半径。制动鼓作用在微元面积上的法向力为（4.1）而摩擦力fdN产生的制动力矩为（4.2）从到区段积分上式得到（4.3）法向压力均匀分布时，有（4.4）由（4.3）、（4.4）可求出不均匀系数（4.5）由（4.3）、（4.4）给出的是由压力计算制动力矩的方法，在实际计算中也可以采用由张开力P计算制动力矩的方法，且更为方便图4.1 计算制动力矩简图图4.2计算张开力简图增式蹄产生的制动力矩可表达如下：（4.6）式中： -摩擦系数 -单元法向的合力 -摩擦力的的作用半径若已知制动蹄的几何参数及法向压力的大小便可计算出蹄的制动力矩。如图4.1所示为了计算与张开力的关系式，写出制动蹄上力的平衡方程式：（4.7）（4.8）式中: -支承反力在轴上的投影；轴与的作用线之间的夹角。（4.9）联立（4.6）、（4.7）式得到（4.10）将式（4.10）带入式（4.6）中得到领蹄的制动力矩为（4.11）对于从蹄可得类此的表达式（4.12）为了确定及必须求出法向力N及其分量。如果将dN看作是它投影在轴和轴上的分量和的合力，根据公式（4.1）有（4.12）式中（4.13）所以（4.14）式中，摩擦衬片起始角，题目取则根据（4.3）(4.6)得则有那么根据和其中；。因此由于领蹄与从蹄对称布置，所以，得出对具有两蹄的制动器来说，其制动鼓上的制动力矩等于两蹄摩擦力矩之和即（4.15）对凸轮张开机构，其张开力可有前述作用在蹄上的力矩平衡条件得到的方程式求出，知道了制动力矩与张开力的关系，计算鼓上的制动力矩，在汽车设计时应满足最大制动力（为附着力）根据公式式中：地面附着系数（干水泥混凝土路面）。汽车重力根据前后车轮制动器制动力分配系数（4.16）联立（4.16）得单个后轮制动器制动力单个后轮制动力矩为（4.17）式中：为车轮滚动半径。由于选用的轮胎型号是8.25-16，子午线普通花纹轮胎。滚动半径，即轮胎在额定载荷时滚动半径。根据公式（4.17）单个后轮制动力矩计算张开力得计算鼓式制动器，必须检查蹄有无自锁现象的可能。由式（4.10）得出自锁条件如果式中不会自锁因为所以满足条件不自锁。由（4.3）和（4.10）式可计算出领蹄表面最大压力为 4.2.6 制动因数的分析计算（1）领蹄制动蹄因数鼓式制动器的简化图，如图4.3图4.3鼓式制动器简化受力图根据公式：其中h/b=260/130=2;通过查制动因数与摩擦系数关系曲线可求因此可计算出（2）从蹄的制动因数根据公式：得出1 领蹄；2 从蹄图4.4 制动蹄因数及其导数与摩擦系数的关系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，则摩擦衬片（衬块）的磨损亦愈严重。双轴汽车的单个前轮制动器和单个后轮制动器的比能量耗散率分别为（4.18）（4.19）式中：汽车回转质量换算系数，紧急制动时，；汽车总质量，汽车制动初速度与终速度，；计算时货车取22.2m/s 制动时间，单位；按下式计算单位；制动减速度，后制动器衬片的摩擦面积；质量在2.5-3.5t货车摩擦衬片面积在，故取。制动力分配系数。轻型载货汽车鼓式制动器的比能量消耗率不大于故符合要求。磨损特性也可以用衬片在制动过程中由最高制动初速度至停车所完成的单位衬片面积的磨损功（4.20）式中：汽车总质量；汽车最高车速；车轮制动器各制动衬片的总摩擦面积；许用比摩擦功，对于客车和货车取；满足要求。4.2.7 驻车制动计算汽车在上坡路上停驻的受力如图所示，由该图可得出汽车上坡停驻时的后轴车轮的附着力为同样可求出汽车下坡停驻时的后轴车轮的附着力为。图4.4汽车在坡路上停驻受力简图根据后轴车轮附着力与后轮驻车制动的制动力相等的条件可求得汽车在上坡和下坡路上停驻时的坡度极限倾角。（4.21）求得汽车在上坡时可能停驻的极限上坡倾角为（4.22）故满载时：空载时：一般要求各类汽车的最大驻车坡度不应小于16%20% 汽车列车的最大停驻坡度约为12% 左右。由以上计算可知满足法规规定。汽车满载在上坡时后轴的驻车制动力矩接近于有a所定的极限值4.3强度校核计算4.3.1紧固摩擦片铆钉的剪切应力验算由公式（4.23）可算出制动蹄的最大制动力矩。如果已知铆钉的数目n，铆钉的直径d及材料，即可验算其剪切应力式中：铆钉材料的许用剪切应力本设计数据为：铆钉数为6个，直径为4mm，材料选用ML2钢，需用剪切应力满足设计要求。4.3.2制动蹄支承销剪切应力计算在算得制动蹄上的法向力，制动力矩，及张开力，后，可求得支撑销承受的支撑力,及支撑销的剪切应力,如下：（4.24）式中：A支撑销的截面积。支撑销的直径为28mm，材料选用45号钢，许用剪切应力。其中（4.25）一般来说，的值总要大于，故仅计算领蹄的支撑销的剪切应力即可：其中：故强度符合要求。4.3.3 回位弹簧强度校核根据国标GB/T2088-1997可知：弹簧d=4mm D=20mm初拉力p=148N. 有效圈数n=25.5图4.5 弹簧初应力根据上表可知弹簧剪切应力符合要求。第5章液压制动驱动机构的设计5.1驱动机构的形式制动驱动驱动机构将来自驾驶员或其他力源的力传给制动器，使之产生制动力矩。根据制动力源的不同，制动驱动机构一般可分为简单制动、动力制动和伺服制动三大类。通过对各种驱动机构不同形式优缺点的比较，本设计采用真空助力的伺服驱动机构。伺服制动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，仍可由人力驱动液压系统产生一定的制动力。因此，在1.6L以上的乘用车到各种商用车。都广泛采用伺服制动。真空伺服制动系是利用发动机进气管中节气门后的真空度（负压，一般可达0.050.07MPa）作动力源。按照助力特点，伺服制动系又可分为助力式和增压式两种。助力式伺服制动系，伺服气室位于制动踏板与制动主缸之间，其控制阀直接由踏板通过推杆操纵，因此又称为直动式伺服制动系。司机通过踏板直接控制伺服动力的大小，并与之共同推动主缸活塞，使主缸产生更高的液压通向盘式制动器的油缸和鼓式制动器的轮缸。由真空伺服气室、制动主缸和控制阀组成的总成称为真空助力器。 5.2驱动机构的设计计算为了确定制动主缸和轮缸直径、制动踏板上的力、踏板行程、踏板机构传动比以及采用增压或助力装置的必要性，必须进行如下的设计计算。5.2.1 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(压紧力与轮缸直径和制动管路的关系为 d= （5.1）式中：P制动轮缸对制动蹄张开力或对摩擦衬块的压紧力N； p考虑制动力调节装置的作用下的轮缸或管路液压。取。制动管路液压在制动时一般不超过1012，对盘式制动器可再取高些。压力越高，轮缸直径就越小，但对管路特别是制动软管及管接头则提出了更高的要求，对软管的耐压性、强度及接头的密封性的要求就更加严格。求得前轮制动轮缸的直径后轮轮缸直径为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：17.5,19，22，24，25，28，30，32，35，38，40，45，50，55mm。故取 5.2.2 盘式制动器轮缸活塞宽度与缸筒壁厚根据已有的公式计算活塞的宽度 (5.2)求得：mm。一般情况下，液压缸缸筒壁厚由结构确定，必要时进行强度校核。校核时分薄壁和厚壁两种情况进行9。现取壁厚15mm，由于，因此按厚壁进行校核。 (5.3)式中：轮缸壁厚；试验压力（当缸的额定压力Mpa时，取=1.5）；缸筒材料许用应力，=（为材料抗拉强度，n为安全系数，一般取n=5）。mm 由于15mm12.6mm所以壁厚强度满足要求。5.2.3 鼓式制动器轮缸活塞宽度与缸筒壁厚根据已有的公式计算活塞的宽度于是求知：mm。现取壁厚mm，由于，因此按厚壁进行校核。式中：轮缸壁厚；试验压力（当缸的额定压力Mpa时，取=1.5）；缸筒材料许用应力，=（为材料抗拉强度，n为安全系数，一般取n=5）。mm 由于mm2.7mm所以壁厚强度满足要求。5.2.4 制动主缸的设计（1）活塞有效行程的设计前、后轴上制动轮缸的工作容积和制动踏板的工作行程，是设计双回路主缸直径和活塞有效行程的主要依据参数。结合前面公式,我们可以得到如下关系式；前轴上制动轮缸的工作容积同理后轴上制动轮缸的工作容积。考虑汽车制动时，制动软管受管路中压力的影响而产生容积增量等因素，则取主缸的工作容积为制动轮缸工作容积的1.3倍。双回路制动主缸第一制动腔的工作容积和第二制动腔的工作容积的计算公式分别为：（5.4）（5.5）式中分别为主缸第一活塞、第二活塞的有效形行程，mm由公式52，53得：（5.6）制动踏板的工作行程计算公式为；（5.7）式中制动踏板机构的传动比参考同类车型及相关标准我们取。主缸活塞推杆顶端与第一活塞的轴向间隙，一般取。、主缸第一活塞与第二活塞的空行程，一般。根据有关规定，制动踏板行程为：轿车：应不大于100150 ；货车：应不大于50200 。这里我们取=110。由公式（55）得：（5.8）（5.9）由公式（54）得：把代入公式56或57得：参照相关标准我们取：由查表5.1我们取：表5.1 双腔制动主缸标准系列表6主缸直径15.9，17.5，19.1，20.6，22.2，23.8，25.4，25.4，28.6，31.8，34.9，38.1，41.3，44.5活塞有效行程（）或或或或281414361818161220163015153819191614221632161640202018142218（2）主缸第一活塞、第二活塞回位弹簧力Pt1、Pt2的确定为保证主缸能够连续有效的工作，主缸活塞的回位弹簧应能保证主缸活塞及时返回工作初始位置，这就要求确定适当的活塞回位弹簧力，否则，若回位弹簧力较大时，活塞回位过快，制动液易汽化，产生气穴现象；若回位弹簧力较小时，活塞回位慢，汽车制动解除迟缓。当第一活塞处于初始工作状态时，其回位弹簧力一般取；当第一活塞达到最大有效工作行程时，要求其回位弹簧的作用力。同理，第二活塞回位弹簧的作用力，一般要求；，但两个活塞回位弹簧的作用力都不得超过222N。同时还应该做到使第一活塞的回位时间在0.30.5s的最佳范围内。可是,主缸的第一活塞在有效行程内完全返回到初始工作位置所需要的时间是在1.5s内。（3）主缸的结构设计当制动主缸直径d0和主缸第一活塞的有效行程S1、第二活塞的有效行程S2确定之后，可按下列顺序对各部件进行设计。选定橡胶制动主皮碗、皮圈（副皮碗）第一活塞、第二活塞活塞回位弹簧残留阀总成主缸缸体主缸活塞推杆、油管接头、密封垫圈、弹性挡圈、护罩、贮油罐等。其结构和外型如图5.1所示：1缸体；2副皮碗；3第一活塞；4、9供液孔；5主皮碗；6、10补偿孔；7第一制动腔；8第二供液腔；11第二制动腔；12第一供液腔；13残留阀总成；14、16排液孔；15第二活塞图5.1 串联双腔制动主缸5.2.5 液压制动软管的计算由管路中最大工作压力12MPa并查询JB/T 8727-2004可选择软管内径为22mm，公称通径为20mm，最大许用压力为14Mpa,外径为250.105mm。取25mm。5.3 真空助力器的设计真空助力器是由控制阀及带有真空单向阀的着空伺服气室组成。它是利用负压来增补司机施加于制动踏板上的力的部件。它

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