四驱越野车车架及制动系统设计含6张CAD图-原创.zip
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四驱越野车车架及制动系统设计含6张CAD图-原创.zip,越野车,车架,制动,系统,设计,CAD,原创
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四驱越野车车架及制动系统设计 The design of a 4x4 vehicle frame and brake system摘 要本文主要研究四轮驱动越野车的驱动能力及其车架和制动系统的设计。车架选用梯形边梁式车架，纵梁选用相互嵌入的方式使冷冲压成型的槽钢焊接而成，横梁则直接选用焊接的方法使经过冷冲压成形的槽钢与钢板连接在一起，纵梁与横梁的连接也使用焊接的方法。此外计算的校准主要是针对强度、刚度，对横梁进行结构设计和危险截面的应力计算，纵梁的结构设计也包含在设计范围内，制动系统则选用液压传动双回路制动系统。根据设计要求前盘后鼓的制动器，前轮制动器就选用通风盘式制动器，后轮制动器采用领从蹄式制动器。制动系统设计中首先就是要对车辆的力学模型进行分析，继而对制动器使用力学性能分析，结构设计以及强度校核。各种设计计算是为了使该设计的生产加工的实用性和应用的可能性得到保障。关键词：四驱越野车、车架、制动系统Abstract This article mainly for the four-wheel drive off-road vehicle driving performance and its frame and brake system design. The frame adopts trapezoidal side-beam frame, and the stringer is formed by cold-stamping, and the cross-beam is welded with steel plate and cold plate. The stringer and beam are also welded. In addition, the structural design of the longitudinal beam and the calculation of the strength and rigidity are mainly carried out, and the structural design of the beam and the stress calculation of the dangerous section are carried out. Brake system uses mechanical transmission double loop braking system. One front wheel brake with clamp disc brakes, rear wheel brake with double collar shoe brakes. In the design of the braking system, the mechanical model of the vehicle is analyzed first, and the mechanical analysis of the brake is carried out, and the structural design and strength checking are carried out. Various designs are designed to ensure that the design has the possibility of production, processing and application.KEY WORD: Four-wheel drive off-road vehicle、Frame、Braking system目 录摘 要2前 言51 越野车车架设计61.1 车架概述61.2 车架的结构形式应满足以下工作需求：61.3 越野车车架的结构型式选择61.4 车架纵梁、横梁及其连接91.5 车架的制造及材料的选择101.6 车架的设计与计算111.6.1 车架的尺寸计算111.6.2 车架的纵梁刚度、强度的设计计算121.6.3 车架横梁的设计计算152 制动系统的设计方法与方案设计212.1 制动系统的概述212.1.1 制动系统的功用212.1.2 制动系统的类型212.1.3 制动系统的组成212.1.4 制动系统的工作原理222.1.5 制动系统的基本要求232.1.6 制动系统设计的内容252.2 制动器的结构型式及选择272.2.1 制动器的分类273.1制动时车轮的受力293.1.1地面制动力303.1.2 制动器制动力303.1.3 地面制动力、制动器制动力与附着力之间的关系313.2 地面对前后轮的法向反作用力323.3 理想的前后制动器制动力分配344 制动器的设计计算364.1 越野车制动器的力学计算364.2 同步附着系数374.3 制动力分配系数374.4 制动强度和附着系数利用率384.5 制动器的最大制动力矩384.6 制动器因数384.7 制动器摩擦系数394.8 摩擦衬块的摩擦特性计算394.9 制动器的热容量和温升计算404.10 制动器制动力矩的计算414.11 驻车制动计算425. 液压制动驱动机构的设计计算435.1 制动轮缸的设计计算435.1.1 制动轮缸直径与工作容积的计算435.1.2 制动轮缸的强度校核445.2 制动主缸的设计计算455.2.1 制动主缸直径与工作容积的计算455.2.2 制动主缸强度校核465.3 制动踏板力与踏板行程465.4 制动液的选择和使用475.4.1 制动液的主要性能要求475.4.2 制动液的分类48总 结50参考文献51前 言四轮驱动越野车具备高底盘可以使其通过深水区域，轮胎抓地力强从而爬坡度高，较大的马力能保证在恶劣道路环境上及野外行驶等优点，既能在柏油路上快速行驶，又能在临时造的路、乡村泥路上顺利行驶，还能顺畅的通过无路地区。四驱越野车应尽量的提高对车架和制动系统的要求来应对在各种艰苦环境下的行驶，因此对车架以及制动系统的设计要做到两全其美，要尽量保证车辆在特殊情况下的能力同时也符合条件，使越野车行驶的更加的可靠安全。本次设计主要以比较出名的越野车北京吉普越野汽车牧马人为参考对车架及其制动系统的进行设计。车架是车辆的基本，越野车上大部分部件和总成布置都与车架采用固定连接，使各种总成的保持在一定位置，如发动机、传动系统、转向系统、驾驶室和相关的操作机构，车架的作用就像是一座房子的地基，支撑联接汽车的各零部件，车内外的各种受力都要承受，因此车架在越野车中的作用独一无二且不能替换的。越野车的车架大多数采用梯形边梁式结构，安装车身方便并且车厢和布置其他总成比较简单等特点，并且改造起来相对容易，它的弯曲刚度较大，在其承受扭矩的时，每一部分同时产生扭转和弯曲。本次毕业设计采用梯形边梁式车架，并对其结构进行相应的强度校核。制动系统是能够使汽车产生阻力的装置，其基本功能是根据司机的想法来减小汽车的行驶速度，使其达到安全速度或者停车，并在某些情况下可以进行驻停。制动系统对汽车安全驾驶拥有举重若轻的作用，是保证汽车安全行驶的非常重要的装备，伴随道路和汽车的高速发展，人们对汽车制动系统性能的标准提高了不少，比如要经得起长时间使用，更加的安全等，这样的车辆可以在任何情况下，都能安全和迅速的减速和停车。显然，一辆良好的四驱越野车拥有一套安全可靠的制动系统是必要的，同时也为四驱越野车发挥良好的动力性能提供了重要保证。根据我国规定，所有汽车必须采用双回路制动系统，这是因为在双回路制动系统中，即使其中一个回路失效，还能利用另一个回路获得一定的制动力，更加安全可靠。所以根据任务书要求，本次设计采用前盘后鼓的制动系统。主要设计该系统中的行车制动装置以及驻车制动装置中的关键部件。1 越野车车架设计1.1 车架概述汽车车架通常被称为大梁”，是整辆车的承重基础，汽车上很大一部分部件和总成都是要和车架固定连接在一起，比如发动机、传动系统、悬架、转向系统、驾驶室等等的操作机构。车架应设置高度适中，在保证车架离地面有一定高度的同时也要保证汽车的重心不能太高，这样有利于提高越野车的稳定性、通过性、灵活性以及获得较大的前轮转向角。1.2 车架的结构形式应满足以下工作需求：（1）满足汽车总体布置要求。在各种行驶路况下保证汽车各部件之间存在合适的间隙。（2）车架的强度要在减小质量的同时得到保障，刚性也是如此。汽车在具有恶劣情况的道路上行驶时，要保证车架不会产生过大的扭转变形，以及前后反向平面内的弯曲变形，即使又一定的变形，也要避免这些变形在可接受范围内，以至于不会改变汽车各部件之间的相对位置，为了减少整车的质量，车架的选材方便应尽量的轻量化。（3）从被动的方面考虑安全性，要保证车架能够承受一定的撞击力量。（4）设计时也应考虑到易于生产和易于改造等方面的要求。1.3 越野车车架的结构型式选择汽车车架根据结构形式不同，可分为四种类型：边梁式车架，中梁式车架、综合式车架和承载式车身。其中，以边梁式车架应用最为广泛边梁式车架：边梁式车架的组成成分主要包含两根纵梁与一定数量的横梁，纵梁安装在两侧起框架作用，横梁采用铆接法或者焊接法固定在纵梁之间，起承重作用。其特点是能够承受较大的弯曲应力，在承受扭转力矩的时候，每一部分都产生弯曲和扭转，良好的分担了载荷。同时因为边梁式车架独特的结构，对于汽车驾驶室的安装起到很大的有利作用，改装汽车也少了很多麻烦，因此被广泛应用于载货汽车、越野车和大多数特种车辆上。在中、小型客车上也有采用，轿车应用较为少。边梁式车架衍生出周边式车架如图（1-1）、梯形车架（如图1-3）、X形车架（如图1-3）。图1-1 周边式车架图1-2 梯形车架图1-3 X形车架中梁式车架：中梁式车架也被称为脊骨式车架，中间有一根纵梁贯穿前后。如图1-4所示。图1-4 中梁式车架中梁断面大多数是管状，因此扭转刚度较大，车轮的上下跳动空间大。综合式车架：综合式车架的前端采用的是边梁式车架的结构，而后端则选用的是中梁式车架的结构，如图1-5所示。图1-5 综合式车架也称为复合式车架。该车架既有中梁式车架车轮空间更大的优点，也有边梁式载荷好的优点，发动机可以被安装在此车架的边梁上，而伸出的车架可以使车身固定。综合以上车架的性能以及特点，梯形边梁式车架作为此次越野车车架设计方案，车架在前后桥的扭转刚度也都要符合要求，满足越野车高通过性要求，车架的纵、横梁均采用封闭式断面，相互嵌入并焊接而成1.4 车架纵梁、横梁及其连接纵梁作为车架中的最大部件以及主要承重的部件，其形状应力要求简单，为了降低车身的离地间隙、加大悬架摇摆空间，从而采用中部低，两边车轮处向上弯曲的形状。为了尽可能使纵梁各个断面的应力保持相同，采用其中部的断面高度高于两端的方法来实现，因此封闭式箱型断面是首要选择。虽然槽型断面梁的优点多，但是由于抗扭性能差的原因不予采用。箱型断面梁的强度及扭转刚度都好。纵梁采用冲压成型的方法辅以焊接法拼接而成。横梁的作用是将位于两侧的纵梁连接起来，从而构成一副类似于梯子一样的完整的车架，并使车架具有一定的扭转刚度，从而减少车架的变形以及某些地方所受的力。横梁对支撑一些总成起到重要作用，车架的设计采用8根横梁，保证了车辆的高通过性，并使其分布在主要承载部位，比如发动机、驾驶室、水箱等位置。为了增大驾驶员的视野范围就要降低发动机横梁的支撑高度，前横梁既要有一定的宽度来满足力学性能也要保证横梁向下弯曲，在发动机安装在其上时不遮挡视野，即我们所说的元宝梁”。采用独立悬架的越野车元宝梁”作为发动机的主要部件，加工工艺与其他梁大致相同。发动机以前端的作用纵梁为端点作为支撑，横架在上面，前横梁使宽度减小并选用受力更好的槽型断面。中横梁则做成拱形从而给传动轴留出转动空间。为了增强悬架的支撑，达到增强其强敌和刚度的目的，在前后轮处设置横梁。其余横梁都采用简单的直槽型。纵横梁使用铆钉法连接而成，因为铆钉连接不是固定连接，纵横梁之间拼接处留有缓冲空间，有利于消除最大应力，改善各部分的受力状况，对于一些要求在恶劣路况上行驶的越野车具有重要的作用。1.5 车架的制造及材料的选择车架纵横梁的制造较为方便，一般的工厂利用冲压机便可使车架原材料冷冲压成想要的形状。车架的组装则采用焊接工艺来保证整体的完整性，在某些情况下也能够使用防松螺栓连接，组装时要拥有精确的定位与夹紧，保证其他总成在车架上的相对位置精度。车架材料选用时要考虑到汽车的行驶环境，因此足够适应恶劣环境的屈服力峰值要高，疲劳次数也要高，同时也应该对单位力的冲击有较好的防护，方便车架的加工。因为加工工艺取决于材料的特性，为了提高越野车车架的强度，并使其轻量化，材料选用16Mn合金钢板，冷冲压工艺成形，可以使疲劳强度下降，同时延伸率不易过高，冲压成形后的疲劳强度大概在150Mpa上下即可。越野车车架的纵、横梁的钢板厚度一般在4mm左右，初步选定4mm为纵梁的钢板厚度，横梁厚度则初步选定为3mm。1.6 车架的设计与计算1.6.1 车架的尺寸计算（1）根据设计依据任务书中给定汽车尺寸对车架进行尺寸设计，如图1-7为整车尺寸。整车长/宽/高（mm）：4470/1905/1810轮胎类型与规格：265/75 R16接近角/离去角：=35， =28转弯半径：6m轴距：2690mm前后轮轮距：B1=B2=1605mm=B车架前端距车头距离为S1=170mm车架后端距车尾距离为S2=315mm则初步确定车架长度L=4470-170-315=3985mm因为R=6m轮胎宽B0=265mm轮辋直径D=1625.4=406.4mm轮胎外径D0=406.4+226575%=803.9mm（2）当汽车以极低的车速行驶而无侧偏角的时候，前轮转角L/R则=0.4483rad25确定车架的前宽B和后宽B”车体与车架的纵梁之间应该留有一定的空隙，同时也不应使车轮在达到最大转向角度时碰到车架与车体。则前宽：B=1040mm后轮不转向，所以车架的后宽大于前宽：B”=1235mm为了提高行驶稳定性，车架的中宽B”B”B”=1325mm则车架的基本尺寸已经基本确定，即：车架长度：L=3985mm车架前宽：B=1040mm车架后宽：B”=1235mm车架中宽：B”=1325mm1.6.2 车架的纵梁刚度、强度的设计计算（1）为了避免汽车的一些总成在行驶时因为路况的不同发生颠簸从而导致位置发生改变，应尽量的消除车身的变形量，可以通过增大纵梁的弯曲刚度来达到此目的。通常越野车的车架的弯曲挠度最大值不应超过10毫米，设计时弯曲刚度的表达方式用挠度的最大值来表示，为了保证整个车辆以及其他部位的工作不受到影响，限制纵梁挠度的大小，即对纵梁的弯曲刚度进行校核。1）把纵梁看做是支撑跨度1为轴距的简支梁。2）根据材料力学给,挠度f与刚度的关系式为f=。3）根据其他国家的各种实验结果表明，大多数汽车的I/L3在2030之间。由3）可首选I/L3=25因为 L=2.69m所以I=252.693=640cm4因为汽车的总质量为2100kg，减去不必要的质量500kg则集中载荷P=(2100-500)10=16000N因为所以若I/L3=12，则I=233.6cm4P集中载荷L轴距E弹性模量，16Mn低碳钢E=2.06105MPaI截面惯性矩（2）车架纵梁的扭转刚度设计车架的扭转刚度GI可按下式计算=扭转角（车架的扭转角应小于1/m）T 扭矩G 材料的切变模量，G=E/2(1+) 泊松比GIp 扭转刚度因为车架材料选择的是16Mn钢板所以 E=2.06105MPa=0.29则G=E/2(1+)=79845Mpa又因为I=389 cm4 L=2.69m满载时承载系承受的扭转力矩Tmax=magb/2Lb=最大剪力处距前轴的距离B=轮距L=车架的长度设车架的最大剪力处距轴为x，则X=2Rf-/()Gs - 空载时负载 Gs=12000NGe - 满载时的有效载荷Ge=(2100-1500)=6000NRf - 一根纵梁的前支撑反力 Rf=Gs(l-2b)+Ge(c-c2)/4l其中a、b、c、c1、c2、l、L 在结构设计中可以查出a=580mmb=715mmc=2980mmc1=1950mmc2=1030mml=2690mmL=3985mm代入得x=1226mm所以Tmax=6118.7Nm=TL/GI=0.51则车架的纵梁的扭转刚度满足设计要求。（3）车架纵梁的强度设计纵梁上最大载荷出的正应力=其中最大受力处F=q=5204N 因为纵梁采用的合金钢板厚度是4毫米，采用冷冲压的工艺加工，最后相互嵌合的方式成型.因为 =所以 A为了保证四驱越野车能够行驶在各种路段，所以取安全系数n=7。则=58.6Mpa得A=8.910-5m2取 h1bd=60444（mm）h2bd=52444（mm）则 纵梁最大受力处截面积A= h1d+h2d+4(b-d)d=604+524+5（44-4）4=1088mm2=1.08810-3m2则=4.8Mpa则车架纵梁的强度设计满足要求。纵梁的中间部位受力最大，因此纵梁中部的高度要比两端高，具体结构可以参考图纸。1.6.3 车架横梁的设计计算（1）横梁长度的确定如图所示，横梁长度：L1=L2=L3=1040-2（44+4）=944mmL4=1195mmL5=1325-2（44+4）=1229mmL6=1235-2（44+4）=1139mm（2）由于横梁1起到保持车架前端稳定的作用，主要不承受垂直载荷，受到扭转作用更大，以对其进行扭转强度校核（假设承受100kg的作用力） max= 其中初设计尺寸：h1=40mm，b1=28-24=20mm，截面形状如图（1-6）所示则h/b=2,图1-6 横梁1危险截面处截面查边得=119.41106Pa=119.41MPa则满足设计要求（3）横梁2、3的计算由于其上装载的有发动机，水箱，电瓶等重要的部件，估计承受500kg的扭转力，2上承受220kg，3上承受280kg，设计尺寸h2=70mm, b2=32-24=24mmh3=80mm, b3=32-24=24mm截面形状如图（1-7）、图（1-8）所示图1-7 横梁2危险截面处截面图1-8 横梁3危险截面处截面h2/b2=2.917, h3/b3=3.33查表得 得 =94.046MPa=104.62MPa则2、3都能满足性能要求。（4）横梁4上装载驾驶室，假设其承受230kg的扭转力。设计尺寸：h4=70mm, b4=42-24=34mm,其截面形状如图（1-9）所示图1-9 横梁4危险截面处截面则 h4/b4=2.06, 查表得=70.47MPa则满足设计要求。（5）横梁5的设计计算，假设承受160kg的扭转力。设计尺寸h5=60mm, b5=32-24=24mm其危险截面如图（1-10）所示：图1-10 横梁5危险截面处截面则h5/b5=2.5查表得则=109.46MPa满足性能要求。（6）横梁6的设计计算，假设承受100kg的扭转力。设计尺寸：h6=40mm，b6=30-24=22mm，其危险截面如图（1-11）所示：图1-11 横梁6危险截面处截面则h6/b6=1.818查表得=119.68MPa则满足设计要求。车架的详细结构尺寸及技术要求见图纸。2 制动系统的设计方法与方案设计2.1 制动系统的概述2.1.1 制动系统的功用制动系统功用是使行驶中的汽车减小至安全的速度来通过某些区域，比如人群等，甚至可以停靠在某些地方保持静止不动。近年来我国发展迅速，高速公路的建造以及人民水平的日益提高，汽车可以行使的地方越来越多，拥有车辆的家庭也越来越多，车流量显著提高，人们对汽车的安全驾驶提出了更高的要求，其中便对汽车的制动系统要求更高的稳定性。也只有制动性能优秀、制动性能可靠的制动系统，才能发挥出汽车的作用及优点。2.1.2 制动系统的类型汽车制动系统应该至少有两套独立的制动装置，即行车制动系统和驻车制动系统。行车制动系统的作用是使正在行驶中的车辆强行减缓速度或者停下。常采用双回路或者多回路结构，以便在某一回路发生故障时，还能保证一定的制动性能。驻车制动系统可以使汽车长时间的停靠在一定位置或者是斜坡上，同时汽车的半坡起步也主要依赖于驻车制动系统。驻车制动装置应采用机械式驱动机构，以免其产生故障。应急制动装置的作用就是行车制动装置出现问题事情时从而导致不能发挥作用的时候，这时便可以启用应急制动装置来制动确保汽车的安全行驶。2.1.3 制动系统的组成制动系统具有以下四个基本组成成分。（1）制动能源的供给装置。包括供能装置与传能装置。制动能源能够产生制动能量。如图2-1所示图2-1（2）制动控制装置。包括一切产生制动动作和控制制动效果的各种部件。图2-1中的制动踏板1即是最简单的一种控制装置。（3）制动传动装置。将制动能量传输到制动器的各个部件，如图2-1中的制动主缸4和制动主缸6。（4）制动执行装置-制动器。给车辆提供外部制动力矩的部件，包括制动系统中起辅助作用的减速装置。2.1.4 制动系统的工作原理制动系统空闲时，制动鼓没有与连接车轮的摩擦元件相接触，因此不产生制动力，汽车轮胎可以自由转动，此时制动系统不起任何作用。制动时，当司机踩下刹车踏板时，力传递给推杆推动活塞压着制动油液进入制动轮缸，然后制动蹄受力转动，把摩擦片压向工作表面。这样工作表面接触后就会有一个摩擦力矩M，车轮受到此制动力矩，加上车轮与地面有着附着力，路面便会受到车轮对其施加一个与地面附着力相反的的周缘力F，此时，车轮也会受到路面对其施加的一个反作用力FB，该力就是汽车减速或停车的制动力。防松制动踏板后，在回位弹簧的作用下，制动回到原点位，制动解除2.1.5 制动系统的基本要求为了达到汽车安全行驶的目的，同时尽可能的提高汽车快速行驶的能力，制动系统的基本要求如下：（1）能适应有关标准和法规规定。各项的性能指标不仅要满足设计要求，同时也要与国家的相关规定和标准匹配，如果销售对象为外国，也要根据当地的情况来修改汽车，以满足当地用户的需要。（2）具有足够的制动效能，制动效能指的是车辆在短时间内降低车速直到完全停止运动的能力，其中最为主要的是行车以及驻车制动两大效能。制动距离或者制动减速度是评判制动效能的重要指标。表2-1给出了欧美、中国等国家的标准项目中国GB7258-2004欧盟(EEC)71/320美国 联邦135实验路面负载制动初速度制动时的稳定性制动距离或制动减速度制动踏板力任何荷载50km/h不许偏出2.5m通道20m，大于等于500N附着良好一个驾驶人或满载80km/h不抱死跑偏50.7m，5.8m/s2490NSkid no81轻、满载96.5km/h不抱死偏出3.66m65.8m66.7-667N表2-1（3）工作安全稳定，因此车辆应至少拥有两套制动装置，即行车制动装置和驻车制动装置，并且这是要两个完全独立的系统。同时行车制动系统的驱动机构应该布置具有两套相互不影响的管路，当其中一套因为意外失去作用时，另外一套也能保证一定的制动功能，防止意外的发生，通常是不低于百分之三十，驻车制动系统采用机械式制动驱动系统从而更加可靠。（4）制动效能的热稳定性好。汽车在高速行驶中刹车，一段时间内的数次快速刹车，尤其是下长坡时的需要多次的时间长的刹车，会是制动器在短时间内达到一个非常高的温度。特别是下长坡时的多次重复制动，可以使摩擦副升温到350摄氏度左右，有时甚至高达650摄氏度。此时，摩擦因数受到温度的影响会迅速降低，使制动能力大部分失效，这种现象称为热衰退现象。制动器发生此现象以后，通过一定时间的散热便会使摩擦副恢复正常温度，制动效能也会可以重新恢复，这个现象称为热恢复现象。有很多措施可以提高热衰退现象，比如改变摩擦材料从而提高摩擦的稳定性，选用热容量高的金属制作制动盘以及制动鼓，提高其散热性等。（5）制动效能的水稳定性好。制动器摩擦表面接触到水以后，水相当于一定程度的润滑液导致摩擦因数降低从而发生水衰退”现象。一般规定不在接触水以后反复制动10次作用，就应该恢复到原有的制动效能。优秀的摩擦材料能使摩擦性能迅速恢复，同时应防止一些其他物质附着在摩擦副表面，否则不仅会降低摩擦系数，也会损坏摩擦表面，加剧磨损减少使用寿命，某些拉力赛的越野车会选用封闭的制动器来防止水和泥沙的侵蚀。（6）制动时的操作性能好。汽车的操纵性以及方向稳定性不论在任何速度制动的情况，都应该保持稳定。因此汽车要合理分配前后轮的制动力矩，保持合适的比值。最好使各轴的分布载荷随着汽车的行驶状态呈一定的函数关系变化。而保证同轴上的车轮制动力矩相同。否则因紧急发生意外时，驾驶员狠踩刹车会是车轮瞬间停止转动，有可能发生侧滑或者甩尾驾驶员失去对方向的控制。如果左右轮的制动力矩相差超过15%则会引起制动跑偏。（7）制动踏板和手柄位置和行程应符合人体工程学要求，易于驾驶员的操作，不至于操作困难造成事故。考虑到制动时摩擦衬片或者摩擦块会与旋转元件之间发生摩擦，会有一定的磨损量，因此脚踏板的行程规定轿车的最大值为150mm。制动手柄行程的最大值应该设在160mm与200mm之间。各国法规也有所用不同，规定最大踏板力在500至700N之间。设计时，紧急制动踏板力的选择范围，轿车为250N左右，货车为450N左右，采用伺服制动或者动力制动制动装置时取最小值。应急制动时的手刹拉力的最大值应该选取在450N左右为宜，驻车制动的手杆拉力的最大值应该在600N左右。（8）发挥作用的时间应尽量的缩短，包括动作的延迟时间以及解放踏板到制动不作用的时间。（9）制动时不产生噪音和振动。（10）与车架上的其他总成之间相互不影响，在遇到崎岖路况导致车轮的上下跳动以及汽车的正常转向时不会发生意外的制动。（11）制动系统中应该设有自动检测设备以及显示设备从而能使驾驶员及时的发现汽车的制动故障，制动系中也应该设置安全装置，如果车辆的制动管路损坏，那么应该有防止油液流失的装置。（12）能够每天使用，并且在恶劣环境如高温低温时，制动管路不能产生气阻和结冰现象（13）制动系的机件应该具有可长时间使用，价格低的特点，摩擦材料也应该选择绿色环保无污染，减少飞散在空气中的有害物质。2.1.6 制动系统设计的内容目前高级越野车都采用了电子控制防抱死制动系统（ABS，Anti-lock Braking System）和电控驱动防滑系统（ASR，Acceler Silp Regualion）系统。本次毕业设计采用的液压传动双回路制动系统（如图2-2），该系统采用液压助力，前轮采用通风盘式的盘式制动系统，后轮采用领从蹄式的鼓式制动系统。驻车制动系统与后轮制动系统共用。图2-2 制动系统布置图1-制动踏板；2-液压助力器；3-主缸；4-通左前轮和右后轮的制动回路；5-通右前轮和左后轮的制动回路；6-前轮盘式制动器；7-驻车制动操纵杆；8-感载比例阀；9-驻车制动操纵缆绳；10-后轮鼓式制动器机械式驻车制动系统的组成零件包含拉杆，摇臂等传动装置来控制其作用。图2-2所示为一车型前盘后鼓的制动系统布置图，其中驻动制动系统是机械式的，并且与伺服式行车制动系统共用后轮制动器。该制动器由于是机械式软轴操纵，作用于后轮，所以结构简单，可以长时间制动，不会因为渗油等因素而失效。驻车制动时，驾驶员拉起驻车制动的操纵杆7，操纵杆受的力将会通过一系列机械装置拉紧操作缆绳9，连着制动蹄张开压紧制动鼓实现刹车。由于驻车制动的操纵杆上有棘爪，棘爪配合爪盘可达到单向转动的目的，从而松开操纵杆以后不能落下，保证了制动蹄长时间与制动鼓贴合产生一个力矩使车轮不能转动，可以长时间的制动而且不会失效，想要解除驻车制动，按压操作杆顶部的按钮，按钮会使棘爪与棘爪盘分离，从而可以压下制动操作杆，此时缆绳放松，左右制动蹄由回位弹簧作用而恢复到原来位置，这样就解除了驻车制动。驻车制动系统的采用机械式传动来保障汽车停靠在指定地方，在任何情况下车轮不能发生转动，只有机械的方式才能实现这个，同时也能保证停靠的可靠性。人力液压制动系统使用制动液，可以将较小的踏板力转化为一定的液压力，再通过制动管道将力传递给车轮的制动器，此时便完成了人力-液压力-制动力之间的转换。液压传动装置是如今汽车制动系统采用的主流装置，如图2-2。液压传动装置的组成部分主要包括制动主缸，液压管路以及前后轮的制动轮缸。通常制动踏板机构和制动主缸都安装在车架上面，而车轮因为配有减震装置从而是通过弹性的悬架与车架的主体连接在一起，因此轮缸的位置经常发生改变，所以一般除了采用铜管连接各制动主缸与轮缸外，还会采用特质的橡胶软管来保证管道的可靠性，同时也配有管接头在各个管路之间。制动前，液压管道内应该充满制动液。刹车时，踏板1受力，主缸3的活塞受力后压着制动液进入制动轮缸中，压着制动蹄靠靠近制动蹄表面产生摩擦力。在制动块与制动蹄还没有接触到制动盘与制动鼓之前，液压的压力不会很高，因为此时还没有受到摩擦力矩的作用，踏板力等于液压管路的压力以及制动回位弹簧的弹力。在制动器接触到制动盘和制动鼓以后就开始产生摩擦力矩，这个摩擦力矩就是制动力矩，随着制动力矩的增长，踏板力和管道的液压力才能继续增长。因为有橡胶软管，管道有压力的同时软管会发生弹性形变，所以踏板和轮缸活塞还能稍微移动一段距离。松开刹车踏板后，回位弹簧的弹力会使其恢复到最初的状态，制动解除。制动踏板和驻车制动操纵杆与电气设备和检测设备相连，当进行制动时指示灯亮，显示正在制动。本次设计任务主要是前轮通风盘式制动器，串联式双腔制动主缸和带有驻车机构的后轮鼓式制动器。2.2 制动器的结构型式及选择2.2.1 制动器的分类制动器是制动系统中使车辆产生反向加速度的装置，汽车制动器的主要原理是不转动的摩擦元件与旋转的工作元件表面发生摩擦，然后旋转的元件收到摩擦力的摩擦制动器。鼓式制动器与盘式制动器均被称为摩擦制动器，其主要区别在与使用的摩擦元件不同，工作表面为圆柱面的旋转元件是制动鼓，工作便面为端面的圆盘形的制动盘。摩擦制动器根据旋转元件的不同分为鼓式和盘式制动器两大类。前者的摩擦副中的旋转元件为制动鼓，其工作表面为圆柱面；后者的旋转元件为圆盘状的制动盘，以端面为工作面。1.鼓式制动器鼓式制动器多为内张双蹄式，但是根据制动的设置形式，受力情况和布局情况的不同，会造成各种制动蹄的工作性能也有所差异。2.盘式制动器摩擦副元件中以旋转的端面为工作表面的被称为制动盘，这是盘式制动器的特点。其固定元件大体可分为两类。全盘制动器的摩擦元件为圆形，可以与旋转元件整个接触，另一种是几个制动块与工作表面压紧产生摩擦力矩的制动器。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，因此也被称为钳盘式制动器，又可以根据摩擦元件的种类分为定钳盘式制动器与浮钳盘式制动器。（1）定钳盘式制动器图2-31-制动盘；2-活塞；3-制动块；4-进油口；5-制动钳体；6车桥部分图2-3所示是定钳盘式制动器的结构示意。固装在车桥上的制动钳体左右横跨在制动盘的顶部，并且固定不动，位于制动盘两边的分别是两个活塞分别匹配着不同的制动轮缸。制动时，制动主缸的油液流入制动轮缸中，再推动活塞压向制动盘，从而产生制动。2.浮钳盘式制动器图2-4 浮钳盘式制动器示意1-制动钳体；2-导向销；3-制动钳支架；4-制动盘；5-固定制动块；6-活动制动块（带摩擦块磨损报警装置）；7-活塞密封圈；8-活塞浮钳盘式制动器的制动钳一般可以轴向移动，在里面设置液压轮缸，外面设置制动块。其工作原理见图2-4，制动钳支架与转向节固连，并可以随着导向销2轴向移动。制动时，活塞受力带着制动块压向制动盘。此时，反作用力P2使制动钳向右边移动，制动块则会紧压向制动盘。于是，制动盘受到来自左右制动块的摩擦力产生反向力矩完成制动。盘式制动器与鼓式制动器相比，有以下特点：盘式制动器刹车以及浸水后的恢复能力都比鼓式制动器要大很多，而且摩擦系数的影响对其不是很大，只需要经过较少次的制动便可以恢复到正常的制动能力，在力矩相同的情况下，制动盘因为受热膨胀极小，不会因为热膨胀而引起一系列的问题，同时间隙自动比较容易消除，后续维修方便综上所述，制动器设计采用浮钳盘式制动器，后轮采用领从蹄式制动器。3.1制动时车轮的受力汽车减速甚至停车的主要原因是受到阻力，阻力包括地面阻力和空气阻力。但是低速行驶时空气阻力较小，因此实际上致使汽车减速直至停车的作用力，是地面的阻力。我们把地面提供的这个制动力称为地面制动力。地面制动力与制动减速度呈正线性关系，与制动距离成反比关系。汽车制动性好坏的决定因素在于地面制动力的大小。下面分析一个车轮在制动时的受力状况，以说明影响汽车地面制动力的主要因素。3.1.1地面制动力图3-1 车轮在地面制动时的受力状况图3-1给出了汽车在良好路面上制动时的受力状况。图3-1中，滚动阻力偶距和减速时的惯性力、惯性力偶距均忽略不计。T-车轮制动器摩擦片与制动鼓（盘）的摩擦力矩（Nm）。Fxb-地面制动力（N）W-车轮的垂直载荷（N）Tp-车轴与车轮的推力（N）Fz-地面对车轮的法向反力（N）r-车轮半径（m）从力矩平衡得到地面制动力为Fxb为 Fxb= （3-1）地面制动力是汽车制动而减速行驶的外力，但是地面制动力取决于两个摩擦副的摩擦力：一个是制动器内摩擦片与制动鼓（盘）之间的摩擦力，另一个是轮胎与地面之间的摩擦力-附着力。换言之，欲想在实际的制动中获得足够的制动力，除了车轮制动器内部要具有足够的制动力以外，还要有外部的地面能给轮胎提供足够的附着力。3.1.2 制动器制动力为了克服制动器摩擦力矩所需要的轮缘切向力成为制动器的制动力。制动器制动力用T，如图3-2所示图3-2 车轮架离地面制动时的受力情况从力矩平衡得到 F= （3-2）式中T-制动器摩擦力矩（Nm）由式子可知，制动器的结构参数是决定制动力大小的决定性因素；并且制动力与制动踏板力，液压的压力等因素呈正相关。3.1.3 地面制动力、制动器制动力与附着力之间的关系为了方便分析，在此只考虑车轮在制动时仅表现为滚动与防抱死拖滑两种情况，暂时不考虑滑动成分。当制动踏板力不够大时，同样的制动器与制动盘或制动鼓之间的摩擦力矩并不是很大，地面的附着力与制动力矩差不多相等，便可抵消一大部分制动力矩，因此车轮还是会转动。这时，车轮表现为减速滚动向前，地面提供的制动力矩与制动器提供的相等，即Fxb=F当踩制动踏板的力逐渐增大的时候，地面制动力也会随之增大，如图3-3中的Fxb=F线段。但其实两个力是一对反力，大小相等方向相反，因此它会又一个最大值，不会无限的增长，最大值就是等于地面的附着力，FxbF=Fz或最大地面制动力Fxbmax为Fxbmax= Fz当制动踏板力增大到峰值时，地面制动力便与地面附着力的值相同，成为最大的地面制动力，即Fxbmax= Fz，这时的地面制动力克服不了制动器制动力矩，再也扳不转车轮，于是，车轮被制动器固定住，发生抱死拖滑现象。在这种情况下，制动踏板力保持不变，而摩擦力矩与制动器成线性正相关关系，摩擦力矩增大，制动器的制动力也会上升，两者相等以后就不能再继续增大了，如图3-3中的FXmax=F水平线段。由此可见，汽车的地面制动力首先取决于制动器制动力，但同时又受到地面附着条件的限制。所以汽车两个制动力够大时，才能获得足够的制动力。图3-3制动过程中地面制动力、制动器制动力及附着力的关系3.2 地面对前后轮的法向反作用力汽车制动时，由于前、后车轴载荷的转移，使汽车质心位置发生了改变。随着制动强度的增强，地面附着系数也逐渐增大。这些因素对于前、后车轮所受的地面法向反作用力都有很大影响。而前、后车轮的法向的反向作用力是前、后制动器制动力分配设计的力学依据。图3-4为汽车在平整路况上的受力分析。图中，忽略了汽车一些不是关键的力偶距。此外，附着系数取一个固定的数值0。在图中的后轮与地面解除的点取力矩，得FZ1=对前轮接地点取力矩，得FZ2L=式中 FZ1-地面对前轮的法向反作用力；FZ2-地面对后轮的法向反作用力；G-汽车重力；L-汽车前、后轴距；a-汽车质心至前轴的距离；b-汽车质心至后轴的距离；hg-汽车的质心高度；-汽车制动减速度；令制动减速度=zg，z称为制动强度，则可以得地面法向反作用力为 （3-3）图3-4 制动时汽车的受力图若在不同附着系数的路面上制动，前、后轮都抱死（不论是同时抱死或是分别先后抱死），此时地面的总制动力等于附着力，即Fxb=F=G或者 =g，地面作用于前、后轮的法向反作用力为 （3-4）从式（3-9）中可见，前轮收到的地面法向反力比制动前增加了，而后轮受到的地面法向反力比制动前减少了。这就是前后制动器制动力比例分配的力学根据。3.3 理想的前后制动器制动力分配由前面可一直到，制动时，车轮抱死的情况下，附着条件也是有利于汽车控制方向。前后制动器制动力F1和F2的关系曲线，称为理想的前后制动器制动力分配曲线在任何附着系数的路面上，只有满足前后轮制动时受力与地面提供的附着力相等，并且每一个轮刹车时的受力与地面附着力相等，才能前后轮同时抱死。即 或 将式（3-4）代入上式得 （3-5）消去变量，将方程表达为的函数形式，即可得到理想的前、后制动器制动力分配关系表达式为 （3-6）由式化为的曲线，即为前、后车轮同时抱死时前、后轮制动力关系曲线-理想的前、后轮制动器制动分配曲线，如图3-53-5 理想的前、后制动器制动力分配I曲线4 制动器的设计计算4.1 越野车制动器的力学计算根据车辆在刹车时整个车辆的受力情况来分析考虑，同时要考虑刹车时轴向载荷的转移问题，可求的地面前、后轴车轮的法向反力FZ1和FZ2：汽车总的地面制动力为 （4-1）式中 z-制动强度FB1、FB2-前、后车轮的地面制动力又 式中 F地面附着力 轮胎与地面之间的附着系数不同路面条件下的值不同，干燥水泥路面为0.71.0，潮湿水泥路面为0.40.6，下雨开始时路面为0.30.4。由上式得 （4-2）其中L=2.947m，a=1.542m，b=1.405m，G=21000N。根据法规，得知越野车在80km/h制动时的最大踏板力为500N，制动距离为，制动减速度应5.8m/s2，得知越野车减速度为7.2 m/s2。则计算得 FZ1=12112N FZ2=12893N4.2 同步附着系数为了防止汽车发生侧滑，研究发现，在同步附着系数 的路上面发生制动时车辆制动的反向加速度为,即，而在另外不同的附着系数 的路面上，要是达到前轮或者后轮抱死的刹车强度需要q，这显示只有在 z= 的路面上地面附着力的作用才是最明显的，附着系数利用率来表示附着系数的使用情况，即 （4-3）根据国际相关文献查阅可知，轿车0.6，则初步确定设计的越野车同步附着系数=0.72，同时联合国欧洲经济委员会的制动规定在车轮还没有完全抱死的情形下，在0.20.8范围必须满足。z0.1+0.85（-0.2）因为z=0.72，则=0.72时附着系数最大。4.3 制动力分配系数当前后车轮同时抱死时（在任何附着系数的路面上） （4-4）消去上式中的得 （4-5）则制动力分配系数 （4-6）4.4 制动强度和附着系数利用率因为选定的同步附着系数=0.72，得进而得 （4-7）因为计算时选取=，利用率最高所以 故 则 4.5 制动器的最大制动力矩根据实验测得的路面最大附着系数=0.80.9，滑动附着系数为0.75则4.6 制动器因数制动器因数的实际上是来评比各种型号的制动器在单个单元输入压力或者力矩的功用下的制动效能，因为本设计采用钳盘式制动器作为设计模板，设单侧制动器的制动块压力为P，则双侧的制动块施加给制动盘的总力矩便为2fp，f为摩擦系数，于是制动器摩擦因数Bf= （4-8）钳盘式制动器的典型制动器因数Bf=2f=0.84.7 制动器摩擦系数各种制动器摩擦材料的摩擦系数稳定值约为0.30.5，少数可达0.7，一般来说，摩擦系数越高的的材料，其耐磨性越差。4.8 摩擦衬块的摩擦特性计算制动器的能量负荷常以比能量耗散率作为评价指标，比能量耗散率又成为单位功负荷，它表示单位摩擦面积在单位时间内耗散的能量，其单位为W/mm2 （4-9）式中 -汽车回转质量换算系数-汽车总质量-汽车制动初速度，m/s；计算时取=80km/h；j制动减速度，m/s2，计算时取j=0.6g；t制动时间，s；-前后制动器衬块的摩擦面积；B制动力分配系数；为计算出最大的比能量耗散率，则应该计算紧急制动状况下的耗损率即从到=0，近似认为=1，则有 （4-10）盘式制动器的比能量耗散率应该小于6W/mm2，比能量不能太高，这样会加快制动块的材料耗损以及严重的情况下可能损坏制动盘。则e1 e26.0W/mm2得则单个摩擦衬块的面积4.9 制动器的热容量和温升计算核算制动器的热容量是否满足如下条件 （4-11）式中-各制动盘的总质量-与各制动盘相连的受热金属元件（轮毂、轮辋、轮辐、制动嵌体等）的总质量；-制动盘材料的比热容，铸铁C=482 J /kgk-制动盘相连的受热金属件的比热容；-制动盘的温升（一次又va=30km/h）到完全停车的强烈制动温升不超过15L满载时车辆制动会有动能向热能的转换，因为制动过程时间短，摩擦剧烈，便假设制动时产生的能量全部传给了前后的制动器。具体分配按照制动力的分配比例来计算。 （4-12）将已知数据带入得L=505984.10 制动器制动力矩的计算根据轮胎规格265/75 R16 则计算轮辋直径D=1625.4=406.4mm根据相同轮胎规格的汽车制动盘尺寸，初选前轮制动盘尺寸为320（mm）20（mm）（外径厚度）确定轮缸直径为30mm假如摩擦块的表面与制动盘接触正常，而且施加在制动盘上的力平均分配，则制动力矩为 （4-13）式中 f摩擦系数； N单侧制动块对制动盘的压紧力； R车轮的作用半径（R=0.4m）；则 （4-14）由前所述6920N对于常见的扇形摩擦衬块，如果其径向尺寸不大，取R为平均半径Rm就足够精确。式子中的R1、R2 -扇形摩擦衬块的内半径和外半径。单侧制动块作用于制动盘上的制动力矩为：单侧制动块给予制动盘的总摩擦力 (4-15)=112mm并确定R2=112+30/2=127mm，根据前轮单侧制动块面积A114060mm2取 A11=5470 mm2=62.22则R1=112-30/2=97mm进而取制动块尺寸5470（mm）10（mm）（面积厚度）选取制动盘尺寸。制动盘直径D应尽量取大些，这样，制动盘的有效半径增大，可以减小制动钳的夹紧力，降低衬块的单位压力和工作温度。通常D=0.700.79Dr，本车总质量是2.1吨，取上限，即因此D =320mm 制动盘厚度对制动盘的质量和温升有影响。为使质量小些，厚度不宜太大，为了减少温升，厚度又不宜过小。因此，参考同类型车，取为20mm,通风式，增大散热。另外，制动鼓直径与轮辋直径之比为根据QC/T309-1999制动鼓工作及制动蹄片宽度尺寸系列取D=320mm 4.11 驻车制动计算图4-1为汽车在坡路上停驻时的受力情况，由此得出汽车上坡驻停时的后轮轴轮的附着力 （4-16）同样下坡停驻时的后轴车轮的附着力 （4-17）因为设计的接近角35，离去角为28图4-1=9513N= 4377N单个制动器的制动力矩上限为具体结构见图纸5. 液压制动驱动机构的设计计算为了确定制动主缸和制动轮缸直径、制动踏板上的力，踏板行程、踏板机构传动比以及采用何种助力装置，必须进行如下设计计算5.1 制动轮缸的设计计算5.1.1 制动轮缸直径与工作容积的计算制动块收到的液压力P与制动轮缸直径大小 以及其中的压力p的关系如下 （5-1）式中p考虑到制动力调节装置作用下轮缸或管液压，812Mpa制动管路液压在制动时一般不超过1012Mpa，对盘式制动器可再高些，预先设置P=10Mpa。取=30mm轮缸的直径根据相关的系列标准来选取，特殊情况下可以自行设计一个轮缸的工作容积 （5-2）式中 -轮缸活塞的直径-一个轮缸在完全制动时的行程 -消除制动块与制动盘间的间隙所需的轮缸活塞行程，（=0.10.3）-因摩擦衬块变形而引起的轮缸活塞行程，根据制动块的性能来决定，其弹性模量E=41因为 （5-3）则 当摩擦块磨损到报警点处（距制动背板3mm处），得所以前轮最大工作容积5.1.2 制动轮缸的强度校核（1）铜桶壁厚 （5-4）D钢桶内径。-额定压力，时，-许用应力，（材料的抗拉刚度），n为安全系数，取n=5，材料选择铸铁=175Mpa，=35Mpa则 =11.57mm取 =12mm5.2 制动主缸的设计计算5.2.1 制动主缸直径与工作容积的计算制动主缸应有的工作容积式中V-制动软管在液压变形而引起的容积增量。初步设计取 =1.11.2V取 Vm=1.1V则 则 主缸活塞直径和活塞行程可由下式确定 （5-5）一般=0.81.2取=得=主缸尺寸应该符合标准，主缸直径应该在规定的系列尺寸中选取。=28mm5.2.2 制动主缸强度校核铜筒壁厚度计算 D=35mm 取钢筒壁厚为9mm。5.3 制动踏板力与踏板行程制动踏板力Fp用下式进行验算： （5-6）式中 -主缸活塞直径； p制动管路液压； -踏板机构传动比，（如图5-1）图5-1-踏板机构及制动主缸的机械效率，取0.850.95通常汽车液压驱动机构制动轮缸缸径与制动主缸缸径之比=0.91.2，当较小时，其活塞行程及相应的踏板行程便要加大制动踏板行程=式中-主缸中推杆与活塞的间隙 -主缸活塞行程制动踏板的全部行程应该比正常工作时大，留有一定的空间，一般为工作行程的50%左右，以便有足够的压力来保证正常工作，踏板Fp的最大值应该在500N与700N之间选取，脚踏板全行程应该在150mm与170mm之间选取。同时为防止制动系统中有气体进入，在设计时也应该考虑到回位弹簧的影响，确保在制动踏板不受力时，制动装管路中仍能保存有一定的残余压力取踏板力Fp最大为500N，制动管压力p=12Mpa, =2.5，=0.93，设计选用1:10的液压助力器则 5000将已知条件代入得35.13mm则选取=35mm作为制动主缸的直径由 得 =55.73mm=0.5mm =3mm制动踏板的工作行程 =148mm5.4 制动液的选择和使用 汽车制动液是车辆液压制动装置中的必不可少的物质。它在液压制动系统中，要保证车辆在任何复杂的路况上，都能够保证汽车安全可靠的行驶。5.4.1 制动液的主要性能要求 （1）优秀的粘温性与低温性，制动过程中，制动蹄（块）与制动鼓（盘）发生摩擦时会产生热能，温度会迅速飙升，由因为轮缸连着制动蹄（块），因此不可避免的会有一些热量通过其传向制动液使制动液温度升高，温度可以达到80摄氏度左右，尤其是在需要短时间内多次制动的路段时，温度甚至可以高达100多摄氏度，汽车质量越大，制动液的温度就会越高。但是同时在冬天的时候，气温又会变得非常低，东北地区可以低至零下30摄氏度左右，因此便要求制动液不仅可以耐高温，同时在低温的情况下也不会结冰，能够正常的流动。同时制动液的粘度不应该发生太大变化。（2）适当的润滑性。良好的润滑性可以让制动主缸以及制动轮缸保持通畅的滑动。（3）保证制动液不会引起制动管道的气阻作用。由上可知，制动液一般会面对高温的工作环境，而制动管道以及制动缸是密闭的，如果制动液的沸点较低，那么就会蒸发导致其中产生气体，气体的体积较大，就会产生一定气压阻碍液压发挥作用，产生一定的气阻，导致刹车失灵，因此对制动液的要求之一便是要有高沸点不易蒸发的特点，以避免气阻的产生（4）腐蚀性小，即不能腐蚀制动器内的各种元件。（5）优秀的化学稳定性 制动液长时间的在恶劣环境下使用，要保证不能发生分解作用，改变制动液的性能，也不允许生成沉淀物。同时要求互溶性要好，当与另一制动液体混合时，不能产生分层和沉淀，影响使用。（6）能与橡胶制品良好的接触不产生任何问题， 因为制动缸内有橡胶制品来达到密封的目的，所以制动液不能与橡胶发生化学反应。防止橡胶密封件与皮碗因为油液而发生降低其作用的问题。5.4.2 制动液的分类汽车制动液一般分为如下三类，醇型、矿油型、合成型。（1）醇型制动液 醇型制动液要用油和醇来调制，油类通常是蓖麻油，比例大概各占百分之50左右，它的有油液与醇的优点，即润滑效果好，原料容易得到，制造工艺简单。但是缺点也很明显，就是低温条件下性能很差，沸点低，容易蒸发产生气阻，与水的互溶性不好，同时易被氧化，安全行车保障不是很充分。（2）矿油型制动液 矿油制动液是纯度较高的柴油经过一系列处理后分离出的油液作为基础，加入一些添加剂，来增加油液的粘度，抗氧化能力。这一类制动液的有点众多，例如良好的适温性，不会腐蚀金属，但是与水的互溶性较差，因此当有水气进入管道内之后，不能溶入制动液从而导致气阻现象的产生，对制动效果产生不可忽略的影响。为了避免天然橡胶发生变化，因此必须用特制的橡胶密封垫来密封。（3）合成型制动液 合成型制动液是
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