【某商用车制动系统的设计14000字（论文）】

PAGE15某商用车制动系统的设计目录TOC\o"1-3"\h\u99741引言 151742制动系统总体方案设计 2145762.1制动系统总体设计要求 2266862.2制动器结构形式选择 264172.3制动驱动机构的结构形式选择 4176192.3.1简单制动系 4224092.3.2动力制动系 5111102.3.3伺服制动系 5250902.4制动管路布置结构形式的选择 6258682.4.1II型回路 6284182.4.2X型回路 6165912.4.3其他类型回路 7167773制动器参数选择及其设计计算 8198143.1轻型商用车主要参数数值 8282523.2制动系统的主要参数及其选择 8127423.2.1同步附着系数的选择 8227413.2.2制动强度的确定 990063.2.3制动器最大制动力矩 1028833.3制动器制动效能因数 11114173.4制动器的结构参数与摩擦系数 12284293.4.1后轮鼓式制动器的结构参数与摩擦系数的选取 12232273.4.2前轮盘式制动器的结构参数与摩擦系数的选取 15192643.5制动器设计计算 16145843.5.1制动器效能因数计算 16256423.5.2制动蹄上的制动力矩 16120193.5.3摩擦衬块的磨损特性计算 22115673.6驻车制动计算 2429773.7制动减速度 26179273.8制动距离S 26128173.9制动器主要的零部件材料选择 2617804制动驱动机构的设计计算 29156774.1鼓式制动器制动轮缸直径与工作容积的设计计算 29152914.2盘式制动器制动轮缸直径与工作容积设计计算 30234614.3制动主缸与工作容积设计计算 31274984.3.1制动主缸应有的工作容积 31267564.3.2制动主缸活塞宽度与缸筒的壁厚 32151424.3.3制动主缸行程的计算 32142994.4制动轮缸活塞宽度与缸筒的壁厚 33114204.4.1鼓式制动器轮缸活塞宽度与缸筒壁厚 33296084.4.2盘式制动器轮缸活塞宽度与缸筒壁厚 33155624.5制动踏板力与踏板行程 3471694.5.1制动踏板力 34200244.5.2制动踏板工作行程 3522894.6真空助力器 35250524.7制动液的选择与使用 3610924.8制动力分配的调节装置 3731808结论 38676参考文献 39PAGEPAGE151引言商用车是一个国家最重要的交通运输工具之一，其安全性能越来越受到人们重视，所以对商用车制动系统的研究至关重要。市场上商用车制动器都使用摩擦式制动器。摩擦式制动器因外形结构的不同被分为鼓式和盘式。盘式制动器的钳盘可以是浮动的，也可以被固定，浮动又可以是滑动的，还可以是摆动的，目前被汽车公司广泛使用的的是滑动钳盘式制动器。鼓式制动器根据制动蹄结构和数量不同可以分为多种结构形式，例如领从蹄式、双领蹄式、双从蹄式等。盘式制动器被广泛使用，是因为它水稳定性和热稳定性以及易保养性都比鼓式制动器好，安全性也比较高，但它的缺点在于它制动效能低，容易被锈蚀且不能有效的隔离尘土、污垢，驻车制动器也需要一个复杂的手动操作机制，因此对后轮的作用可能有限。结合盘式和鼓式制动器的优点，轻型商用车使用由前轮的盘式制动器和后轮的鼓式制动器组成的制动系统。其次，目前整个汽车行业也在不断优化制动管路布置和制动力分配装置，探索制动管路原理图真正在车辆上实现工程化，提高其设计效率和制动效能。

2制动系统总体方案设计本章先确定制动系统总体设计要求，然后对制动器结构、制动驱动机构、制动管路布置三方面展开分析研究，最后确定其结构形式选取。2.1制动系统总体设计要求汽车整体制动系统要满足以下要求：（1）制动效能，即制动距离和制动减速度。根据GB12676-2014《商用车辆和挂车制动系统技术要求和试验方法》要求，空载时，总质量不超过的汽车初速度是时，制动距离不超过，其他汽车初速度时，不超过；商用车制动减速度应在。（2）制动效能的稳定性，即抗衰退性能。摩擦衬块磨损特性中比能量耗散率和比滑磨功都要符合要求GB12676-2014《商用车辆和挂车制动系统技术要求和试验方法》要求；（3）制动时汽车的方向稳定性，即制动时汽车不发生偏移、侧滑、以及失去转向能力的性能需要满足GB7258-2017《机动车运行安全技术条件》要求。（4）制动器结构选型需考虑在满足制动性能的同时，选择适用于本设计的制动器，并对其可行性分析。（5）主要零件设计需要考虑其材料（尽量选择无害、无污染材料）、强度、耐久性及装配性等，同时还要考虑其经济性和适用性。（6）制动操纵系统的制动系操纵部件（阀类、助力器、制动缸等）的选型和设计和计算需满足GB/T2348—2018《流体传动系统及元件、缸径及活塞杆直径》等国家标准。（7）制动管路布置需考虑零部件优先布置原则，管路走向平稳顺畅，不能打折，不能和周边干涉，要充分考虑整车各系统，各部件关系。2.2制动器结构形式选择车轮制动器是汽车行驶和驻车的非常重要的装置。现有三种主要类型的制动器：液压、摩擦和电磁。液力和电磁制动器都作缓速器，电磁式也也可以用在重型商用车上做驻车制动器。摩擦式制动器现在被广泛使用。根据摩擦副的不同结构，摩擦式制动器主要是鼓式、盘式两种类型，也还有带式，但带式仅用于中央制动器；鼓式和盘式制动器是汽车企业主要生产的制动器，也是目前市场流行的制动器。鼓式通常用于商用车，因为它们便宜，设计简单。鼓式制动器被分为外束型和内张型。中央制动器都是以外束型鼓式制动器为主要结构部件，其主要是以摩擦片制动带为固定摩擦元件，制动带刚度并不高，因此又被称为带式制动器。而车轮制动器则是以内张型鼓式制动器为主要结构部件。其主要是以一对带有摩擦蹄片的制动蹄为固定摩擦元件，因此，也可称蹄式制动器。盘式制动器较鼓式制动器具有以下优点：（1）具有良好的防水性能和抗水性能；（2）具有良好的耐热性；（3）紧急制动时，制动效果优越；（4）车辆的状况条件改变，对制动扭矩没有影响；（5）摩擦衬块结构比较简单，维修也更容易；（6）间隙自调装置可以被简化设计安装；（7）可以形成前、后制动器独立的制动驱动系统。（8）在相同制动扭矩的输出下，盘式制动器的重量和尺寸较小；本设计为轻型载货商用车，成本不宜太高，结构也应尽量简单，还需要保证其制动效果，所以确定采用前盘后鼓式制动器。制动原理如REF_Ref71530671\h图21所示。图2-1前盘后鼓制动原理图鼓式制动器中有一幅制动蹄，两制动蹄转动方向不同，为了便于区分两制动蹄，一个称为从蹄，其转动方向与制动鼓的旋转方向相反；一个称为领蹄，其转动方向与制动鼓的旋转方向相同。领从蹄式制动器的制动性能并不算太好，也不算太差。它的优点在于结构简单，成本也非常低，其次还可以增加驻车制动辅助装置，两蹄的之间的间隙也容易调节，方便检查与维修。多用于轻型商用车以及小型轿车的后轮制动器。本设计是轻型的商用车，质量和体积都较小，因此采用结构简单，成本也低的领从蹄式鼓式制动器。如REF_Ref71530692\h图22所示。图2-2制动原理及制动蹄受力简图盘式制动器分为两种，一种全盘，一种钳盘。全盘制动器顾名思义里面元件都是圆盘形状，即固定摩擦元件和旋转元件都是圆盘形状，在制动时两个都是圆盘使接触面积更大。但其元件间紧密贴合。结构也相对复杂，所以制动时散热很差，需要采用油冷式。钳盘式制动器的制动钳的结构形式有两种，一种为固定式，一种为浮动式。浮动式制动器布置简单，只需要在制动盘一侧面装置一个油缸，造价非常低、尺寸小结构且布局也简单、甚至制动器可以更加接近轮毂，一组制动块在行车和驻车都能发挥作用。根据以上分析，结合本设计为轻型的商用车，前轮制动器采用浮动钳盘式制动器。2.3制动驱动机构的结构形式选择根据制动力源，制动驱动机构分为简单、动力以及伺服三种。2.3.1简单制动系简单制动系是由人体用手或脚直接作用于操纵机构的简易制动系统，通过非常简易的液压制动系产生制动力。它的优缺点都显而易见，优点在于结构小，制造简单，容易布置，成本也就低。缺点是操作比较笨重，不满足现代人们轻便的需求，其次所产生的制动力也不满足现代汽车的要求。温度过高，液压管道会产生“汽阻”现象（即管道液体受热产生气泡），会严重影响制动效能甚至失效。温度小于-25℃时，制动液粘度增加，会导致整个制动系统不能工作。因此，在现代生活中，简单制动系几乎已经被汽车所淘汰，在微型轿车上也极少采用简单制动系。2.3.2动力制动系动力制动系是在简单制动系基础上增加一个动力制动系统以此获得更加省力的、方便的制动系统，增加的动力系统目前主要通过三种方式实现：气压、气顶液、以及全液压。（1）气压式制动系气压式制动系在动力制动系上的采用最为普遍，因为它所产生的制动力可以非常大，能够有效满足现代承载能力大的列车、公交车、重型货车、牵引车等。缺点也是比较明显的，它需要装备一些辅助装置（如空气压缩机等），且需要产生的制动力越大，他的结构也就越大、越复杂，甚至有时还需要增加二级元件，这样的质量就会更大，导致成本高，体积大，从而成本也就越高。结构过大且复杂在制动时也容易产生较大的噪声。（2）气顶液式制动系气顶液式制动器顾名思义是以气压式制动系辅助液式制动系所组成的制动驱动机构，即气压式制动系作为液压式制动系的动力起点从而使液压式制动系运行产生制动力的制动驱动结构，它综合了两者的有点。显然它的结构比气压式制动系更为复杂，成本也越高，只用于气压式制动系满足不了制动力的重型货车。（3）全液压式制动系全液压式制动系即制动力通过液压传递方式实现，它操纵轻松，方便，响应时间也比较快。不仅不需要额外的辅助装置，也可以与汽车其他装置共用一个储油罐，制动力也大。但其结构比气压式和气顶液式更加复杂，因为它需要严格的密封系统，所以对加工精度要求非常高，成本也就越高。目前就只有高级轿车、大型客车上有少数采用。2.3.3伺服制动系伺服制动系是在简单制动系上在加装一个独立的动力制动驱动机构，它与动力制动系的有差异，动力制动系是以简单制动系为动力起点，但伺服制动系是独立的动力制动驱动机构，也就是当伺服动力系完全失效时还可以采用简单制动系进行制动，从而保证制动系统的安全性。根据动力源不同，分为真空、气压、液压三种制动系。气压伺服和液压伺服的结构都比真空伺服复杂的多，制动力也大得多，所以气压伺服和液压伺服都用于中、重型货车、以及少数轿车。真空伺服主要用于6t以下的轻型轿车和商用车。本设计为轻型商用车，满载质量少于6t，所以采用真空式伺服制动系统。2.4制动管路布置结构形式的选择汽车制动驱动机构需要有额外更好的安全保障，以保证汽车制动系统的性能要求，制动驱动机构需要两套或两套以上独立的系统，被称为双回路系统。双回路中一回路是气压回路，一回路是液压回路，且彼此独立，分成两独立的回路的目的是使汽车制动具有双重保证，一路失效，另一路仍继续工作，以此保证行车安全。各型回路原理图如REF_Ref71530715\h图23所示。图2-3液压分路各型回路原理图2.4.1II型回路II型回路是一根轴对另一轴的分路型式。前轮和后轮的制动管路不是一体，而是各自独立的回路系统。它优点在于布置简单，成本低。在大多数汽车上都有使用，使用最多的还是货车。它的缺点也比较明显，后轮制动管路失去作用时，前轮失去转弯能力，发生打滑，当前轮驱动的汽车前轮制动管路存在完全失效时，制动效能会变成原来的一半，容易使后轮抱死而导致汽车甩尾。2.4.2X型回路X型回路，即汽车前后轴两侧轮胎制动器的制动回路成X型连接，且对角连接的回路都是独立的回路，又称为交叉型回路。它的优点在于结构简单，无论何种情况都能保持一半的制动效能且同步附着系数和制动力分配系数不会改变，确保制动与整车负荷的平衡。它的缺点在于制动力不对称，汽车比较容易失去方向稳定性，所以，X型回路的汽车需要在主销偏移距上至少不低于20毫米的负值。以此来保证汽车的方向稳定性。2.4.3其他类型回路其中HI型的结构复杂。LL型在工作时，其中一回路失效，制动效果会减少一半左右，HH型与LL型工作原理基本相同。HH型的双回路系统的制动效能较好，HL型、LL型回路如果紧急制动，后轮会先抱死，极其危险，操作不当会使汽车处于旋转状态，LL、HH型的结构尺寸比较大，成本也高。本设计采用前、后轮独立的的，结构简单且成本低的Ⅱ回路系统，符合GB/T34020.2-2017《双层管路用管》汽车管路系统用管对制动管路布置的要求。

3制动器参数选择及其设计计算本章参照车型CA1041对本设计商用车制动器进行结构相关参数计算。根据GB7258-2017《机动车运行安全技术条件》和GB12676-2014《商用车辆和挂车制动系统技术要求和试验方法》，行车制动需要保证车轮所获得的制动力能达到所要求的制动性能要求。3.1轻型商用车主要参数数值相关主要技术参数，如REF_Ref71530875\h表3-1所示。表3-1车型CA1041相关技术参数整车质量质心位置质心高度轴距轮距最高车速车轮工作半径轮胎同步附着系数空载2100kg0.75m3.2m1.4m90km/h370mm6.5-160.6满载4100kga=1.35mb=1.85m0.85m3.2m1.4m90km/h370mm6.5-160.63.2制动系统的主要参数及其选择3.2.1同步附着系数的选择对于前后制动器制动力为固定比值的汽车，只有在附着系数等于同步附着系数的路面上，前、后车轮制动器才会同时抱死，当汽车在不同值的路面上制动时，可能有以下三种情况：(1)当时：稳定的工况，前轮先抱死，制动时丧失转向能力；(2)当时：后轮先抱死，制动时失去方向稳定性且危险性高，操作不当会导致汽车处于旋转状态；(3)当时：稳定的工况，前后轮同时抱死，制动时丧失转向能力。研究分析，汽车处于上述第三种时，即前后轮同时抱死时，制动减速度，也就是，表示制动强度。处于上述第一种或第二种情况时，制动强度此时，只有在第三种情况下的路面上，汽车制动性能才比较优越，才能完全利用好地面的附着条件。现代汽车车速高，如果后轮先抱死，会引起侧滑或者甩尾，操作不当还可导致汽车不停地旋转，所以后轮先抱死是极其危险的，现代工业轿车和载货汽车的值都在有所增大。研究表明：轿车的同步附着系数取；货车的同步附着系数取。我国GB12676-2014《商用车辆和挂车制动系统技术要求和试验方法》中附录部分《制动力在车轴（桥）之间的分配和挂车之间制动协作性要求》中规定了除、外其他车型的汽车制动强度的要求。下图（REF_Ref71530760\h图31）中是理想附着系数利用直线的两条直线，是用来评判制动强度范围在0.16～0.3的车型的制动效能，其后轴附着利用曲线在其两线之间，则满足上述国标要求，如果制动强度大于0.3，后轴附着利用曲线则需满足。参考相关文献资料，再结合实际车型情况，取。图3-1除M1、N1外的其他车型的制动强度和附着系数要求3.2.2制动强度的确定制动强度是制动性能的一个评价指标。前轴和后轴制动力矩的分配系数β，根据公式计算，即：（3-1）式中：；；；。得：制动强度，根据公式计算，即：（3-2）式中：。得：，符合GB12676-2014《商用车辆和挂车制动系统技术要求和试验方法》的规定。3.2.3制动器最大制动力矩对于选取值超过0.3的汽车，要想了解整车的制动安全性能，就需要确定各制动器的最大制动力矩。当时，此时制动强度，因此，商用用车所需的后轴和前轴制动力矩分别为（3-3）（3-4）式中：；；；；；。故后轴总制动力矩后轴其中一个车轮的制动最大力矩为前轴总制动力矩=前轴其中一个车轮制动最大力矩为3.3制动器制动效能因数制动效能因数被定义为在制动鼓或制动盘的作用半径上所产生的摩擦力比上输入力，是用来评判不同结构形式制动器的制动性能。（3-6）式中：；；；。（1）钳盘式制动器的制动器，制动块对制动盘的夹紧力为P，故制动盘在其两侧工作面所受的摩擦力为（为制动衬块间与盘间的摩擦系数），所以钳盘式制动器的效能因数为：（3-7）（2）领从蹄式的制动鼓，制动器效能因数分为领蹄因数和从蹄因数，各项参数如REF_Ref71530793\h图32所示。EQ\o\ac(○,1)领蹄制动效能因数：图3-2鼓式制动器受力简化图根据公式（3-6）推导得出（3-8）EQ\o\ac(○,2)从蹄制动效能因数：同理（3-9）整个领从蹄式鼓式制动器效能因数为（3-10）3.4制动器的结构参数与摩擦系数3.4.1后轮鼓式制动器的结构参数与摩擦系数的选取（1）制动鼓的直径D已知轮胎的规格为6.5-16所以，轮辋为16in根据GB/T12939-2015《工业车辆轮辋规格系列》轮辋直径对应制动鼓如REF_Ref71530916\h表32所示。表3-2轮辋直径对应的制动鼓内径轮辋直径/in121314151620对应制动鼓内径/mm轿车180200240260商用车220240260300320420由REF_Ref71530916\h表3-2得制动鼓内径根据商用车在之间选取，按实际情况选取，取。得。制动蹄的摩擦衬片包角和宽度《制动鼓工作直径及制动蹄片宽度尺寸系列》中规定值选取，摩擦片厚度选取，摩擦片宽度选取。研究表明，摩擦衬片包角时其制动效能最佳，且其磨损最小，制动鼓的温度也最低。小于90°时，会加速摩擦衬片磨损。大于时，制动效果也比较不均匀，还可能发生自锁。根据上述分析，选取领蹄包角，从蹄包角单个鼓式制动器总摩擦面积：（3-11）式中：，；，；，；（）。表3-3制动器衬片摩擦面积汽车类别汽车总质量单个制动器摩擦面积轿车0.9～1.51.5～2.5100～200200～300客车与货车1.0～1.51.5～2.52.5～3.53.5～7.07.0～12.012.0～17.0120～200150～250（多为150～200）250～400300～650550～1000600～1500（多为600～1200）由根据GB/T5763-2017《汽车用制动器衬片》归纳为REF_Ref71530943\h表33数据，可知设计符合要求。（3）摩擦衬片初始角选取由领蹄的包角计算:从蹄的包角计算:（4）张开力作用线到制动器中心的距离距离要在设计中尽可能地要大一点，制动轮缸始终在制动鼓内，距离越大，其摩擦工作半径就越大，说明制动效能越好，初步设计选得：，按照实际结构取值取。与表示制动蹄支撑销中心的位置坐标要可能地小，设计时常取,c初步设计时，得：，按照实际结构取值取。（5）摩擦片摩擦系数在设计商用车时，摩擦片的摩擦系数要尽量高且具有良好的热稳定性，更应选取受温度和压力的影响小的摩擦片。在摩擦系数偏离正常值的期间，对制动器响应的要求没有太大影响。根据理想状态情况，取可使计算结果更接近真实值。摩擦材料要求无污染、对人体无害。所以取摩擦系数3.4.2前轮盘式制动器的结构参数与摩擦系数的选取（1）制动盘的直径制动盘直径的尺寸范围是轮辋直径的。轮辋直径等于,所以制动盘直径在到之间，为了使制动有效半径尽可能大，制动盘的直径要尽量大，但不能大于轮辋直径。本设计商用车总质量大于2t，应取上限，因此本次设计取。（2）制动盘厚度的选择基本所有实心制动盘厚度都是；厚度大一些的是通风孔道的制动盘，约为，但多采用。制动盘因为受温度影响，所以厚度尽可能选小一点，以便散热，所以，本设计选取实心制动盘，取其厚度为。（3）摩擦衬块内半径以及外半径摩擦衬块在设计时外半径比上内半径的值最大不能超过。如果比值超过，接触面积很小，制动力分配不均，磨损差异大，可能会导致制动力矩起伏不定。取摩擦衬块内半径、外半径分别为，。则故摩擦衬块半径选取符合要求。（4）摩擦块的工作面积根据摩擦衬块单位面积对应汽车质量关系取值范围。根据商用车经验典型值取，本设计商用车质量，得到单片摩擦衬块的工作面积取值为。（5）摩擦片摩擦系数同理鼓式制动器，摩擦系数取。3.5制动器设计计算3.5.1制动器效能因数计算（1）盘式制动器效能因数由公式（3-7）计算出（2）鼓式制动器效能因数由3.4.1节得；领蹄制动蹄因数由公式（3-8）计算得：从蹄制动蹄因数由公式（3-9）计算得：整个制动器因数由公式（3-10）计算得为：3.5.2制动蹄上的制动力矩制动蹄上的制动力矩是用来评判制动器结构参数是否能够满足制动时所产生的制动力，即制动蹄上的制动力矩要大于单个制动器所产生的最大制动力矩。鼓式制动器制动蹄制动力矩在计算鼓式制动器时，必须建立制动蹄对制动鼓的压紧力与所产生的制动力矩之间的关系。为计算有一个自由度的制动蹄片上的力矩，在摩擦衬片表面上取一横向单元面积，并使其位于与轴的交角为处，单元面积为。，其中b为摩擦衬片宽度，R为制动鼓半径，为单元面积的包角，如REF_Ref31859\h图STYLEREF1\s3-3所示。图3-3支承销式制动蹄由制动鼓作用在摩擦衬片单元面积的法向力为：(3-12)而摩擦力产生的制动力矩为(3-13)在由至区段上积分上式，得(3-14)当法向压力均匀分布时(3-15)实际计算中采用由张开力P计算制动力矩的方法则更为方便。图3-4张开力计算用图增势蹄产生的制动力矩可表达如下：（3-16）式中:；的作用半径(见REF_Ref31931\h图STYLEREF1\s3-4)。如果已知制动蹄的几何参数和法向压力的大小，便可算出蹄的制动力矩。为了求得力与张开力的关系式，写出制动蹄上力的平衡方程式：（3-17）式中：解式(3-12)，得（3-18）对于增势蹄可用下式表示为（3-19）对于减势蹄可类似地表示为（3-20）图3-5制动力矩计算用图为了确定，及，，必须求出法向力N及其分量。如果将(见REF_Ref32571\h图STYLEREF1\s3-5)看作是它投影在轴和轴上分量和的合力，得：（3-21）因此对于领蹄：（3-22）==式中：。考虑到（3-23）则有（3-24）==0.183对于从蹄：（3-25）=式中：则有：(3-26)==0.179由于设计和相同，因此和值也近似取相同的。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，（3-27）由式（3-19）和式（3-20）知==0.3==0.09对于液压驱动的制动器来说，，所需的张开力为N•m(3-28)因此鼓式制动器结构参数选取符合设计要求。（2）盘式制动衬块上的制动力矩盘式制动器的计算用简图如REF_Ref32653\h图STYLEREF1\s3-6所示，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（3-29）式中：N；(见REF_Ref32653\h图STYLEREF1\s3-6)；R图3-6盘式制动器计算用图对于常见的扇形摩擦衬块，如果其径向尺寸不大，取R为平均半径或有效半径已足够精确。如REF_Ref32702\h图STYLEREF1\s3-7所示，平均半径为（3-30）式中：，。图3-7钳盘式制动器作用半径计算用图根据REF_Ref32702\h图STYLEREF1\s3-7，在任一单元面积只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（3-31）单侧衬块给予制动盘的总摩擦力为（3-32）得有效半径为（3-33）令，则有（3-24）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。由求得：N则单位压力因此盘式制动器主要结构参数选取也符合设计要求。3.5.3摩擦衬块的磨损特性计算摩擦时的温度、压力以及摩擦系数和状态等都直接影响磨损。汽车在制动时是制动系统将机械能通过一系列复杂的过程转化为内能、热能由制动器散发至大气中，即所谓制动器的能量负荷。能量负荷与摩擦衬片（衬块）的磨损成正相关，能量负荷越大，磨损就越严重。（1）单个制动器比能量耗散率前轮单个制动器比能量耗散率和后轮单个制动器的比能量耗散率计算公式如下：（3-25）（3-26）式中：，；；，，；总质量在3.5t以上的货车取。，；按下式计算，，；，：；，；。则==GB12676-2014《商用车辆和挂车制动系统技术要求和试验方法》规定，盘式制动器的比能量耗散率应不大于，故符合要求。==GB12676-2014《商用车辆和挂车制动系统技术要求和试验方法》规定，鼓式制动器的比能量耗散率应不大于，故符合要求。（2）比滑磨功比滑磨功用来衡量磨损和热，用衬片在制动时由最高制动初速度到停车完成的单位衬片面积的滑磨功表示，即比滑磨功来衡量：（3-27）式中：；==；[]，由GB12676-2014《商用车辆和挂车制动系统技术要求和试验方法》规定，取。=故符合要求。3.6驻车制动计算REF_Ref12967\h图STYLEREF1\s3-8为汽车在上坡路上停驻时的受力情况，由此可得出汽车上坡停驻时的后轴车轮的附着力为：（3-28）同样可求出汽车下坡停驻时的后轴车轮的附着力为：（3-29）图3-8汽车在坡路上停驻时的受力简图根据后轴车轮附着力与制动力相等的条件可求得汽车在上坡路和下坡路上停驻时的坡度极限倾角，，即（3-30）汽车允许停驻的极限上坡路倾斜角（3-31）式中：；；；。汽车允许停驻的极限下坡路倾斜角（3-32）一般对轻型货车要求不应小于16%~20%，汽车列车的最大停驻坡度约为12％左右。为了使汽车能在接近于由上式确定的坡度为的坡路上停驻，则应使后轴上的驻车制动力矩接近于由所确定的极限值(因)，并保证在下坡路上能停驻的坡度不小于法规规定值。单个后轮驻车制动器的制动上限为N•m3.7制动减速度理想条件下，制动力全部由制动器产生。根据公式，计算其制动减速度为：（3-33）式中：；，；，。计算得根据GB12676-2014《商用车辆和挂车制动系统技术要求和试验方法》规定，商用车制动减速度应在,所以符合要求。3.8制动距离S在匀减速度制动时，制动距离为（3-34）式中，；；故根据GB12676-2014《商用车辆和挂车制动系统技术要求和试验方法》要求，本毕业设计为轻型商用车，其空载时，质量为2.1t，所以取其初速度为，制动距离不超过21m，所以符合要求。3.9制动器主要的零部件材料选择（1）制动盘制动盘受到作用在制动块上的法向和切向力的影响，并在整个工作过程中承担着能量负荷。市场上的制动盘主要流行材料是由珠光体灰铸铁，也可以由合金铸铁制造，且钳式盘式制动器的制动盘被铸成双盘，为了增加散热面积，中间有开有径向通风槽，从而提高冷却效果。为了使制动盘的热容量合理，达到良好的散热性能，本设计确定采用耐热性和耐磨性好的HT250。（2）制动块制动块是块状的摩擦材料，由背板和摩擦衬块组成，可以将两者直接压合镶嵌，也可以铆接或粘接在一起，为了使背板和摩擦衬块相互配合安装更加牢固，本设计采用两者直接牢固地压嵌。（3）制动钳当汽车制动时，制动钳夹住制动盘以达到制动效果，所以对制动钳的抗冲击性，塑性要求较高，可以用锻铸铁KTH370一12或球墨铸铁QT400一18制造，也可以用铝合金压铸。本设计采用的材料是具有良好焊接性和切削性，冲击韧性和塑性都较高的球墨铸铁QT400一18。（4）摩擦材料摩擦材料摩擦系数不会受其他因素影响，需具有良好的稳定性、良好的耐磨性，良好的吸水性能。抗压、抗剪强度、抗弯性能和抗冲击性能要高。制动时尽量无噪音、无异味，采用污染小且对人体无害的摩擦材料。目前，常用于制动器的模压材料灵活性较差。不同衬块摩擦性能差异较大，这主要取决于其聚合物树脂成分的差异性。因此，在本设计摩擦材料选择模压材料。（5）制动鼓制动鼓材料最好与摩擦村块相同，这样可以使两者有更好的配合，摩损也比较均匀，同时制动鼓材料更应该具有较大的刚性和热容量，以此保证制动系统的性能要求。制动鼓配合定位非常重要，在与轮毂径向和其圆柱表面完全配合后，还需要精加工制动鼓的内表面，提高其制动性能，来确保两者轴线约束重合。制动鼓壁厚越大，其热容量也大。但实验研究表明，制动鼓壁厚在llmm-20mm时，摩擦表面最高温度变化并不大。制动鼓的壁厚取值：轿车在7mm～12mm范围取值；中、重型载货汽车在13mm～18mm范围取值。为了方便检查制动器间隙，需要在制动鼓表面开设小孔。本次设计采用经济实惠且满足本设计的中强度灰口铸铁HT20-40。（6）制动底板制动底板是一个基体，为制动器各零件间配合提供保障。它主要作用是承受制动器在制动时产生的制动反力矩，所以对它刚度要求较高，可以由钢板冲压而成，也可以采用铸铁，铸铁只用于重型货车制作制动底板。综上所述，本设计为轻型商用车，则采用45号钢。（7）制动蹄的支承采用偏心支承销或偏心轮，方便支承位置可以调节，即使支承销的制动蹄与制动鼓的轴心所处要完全约束重合。本设计支承销的材料选择45号钢，并高频淬火。支座材料为球墨铸铁QT400—18。（8）制动蹄根据GB5763-2018《汽车用制动衬片国家标准》，制动蹄腹板和翼缘的厚度的取值，商用车在5mm～8mm范围；轿车在3mm～5mm范围。摩擦衬片的厚度选取范围：轿车为4.5mm～5mm；商用车为8mm以上。衬片安装方法简单，铆接或粘贴在制动蹄上，为了使制动蹄寿命更长，考虑粘贴的方法更简单，其也可以使磨损的厚度变大，故本设计衬片采用粘贴的方式，制动蹄材料采用铸造性能和减震性能较好的材料HT200。（9）制动轮缸制功轮缸的结构简单，是活塞式制动蹄张开机构，布置方便。活塞材料在目前都主要采用铝合金。为了使支承插入槽中的制动蹄腹板端部接头，就需要活塞外端开槽顶块，开槽顶块由钢压制而成。轮缸的腔体密封非常严格，是由活塞上橡胶圈进行密封，制动轮缸可以有有两个活塞或四个活塞，且活塞都是相等直径的，两个等直径活塞采用比较普遍。轮缸的缸体由减震性能和铸造性能较好的灰铸铁HT250制成。其缸筒为需镗磨的通孔。

4制动驱动机构的设计计算本章主要从前后制动轮缸相关参数、制动主缸相关参数、制动踏板力和工作行程等展开分析计算，并对其相关参数进行校核。同时也对制动液和制动力分配装置进行了选取。整个制动驱动机构的设计计算需先进行如下计算。制动轮缸对制动体的作用力、轮缸直径、制动轮缸中的液压压力有如下关系式：（4-1）式中：，。制动管路液压经验典型取值在，主缸和盘式制动器的液压可以选取高一点，本设计前轮盘式制动器的制动管路和主缸液压取14MPa。压力与轮缸直径成反比，压力如果越大，则对其管路密封性要求就越高，强度和精密性也越高。轮缸直径在GB/T2348—2018《流体传动系统及元件、缸径及活塞杆直径》标准规定的尺寸系列中选取，其中轮缸直径的尺寸系列为22，（22.22），4.1鼓式制动器制动轮缸直径与工作容积的设计计算由文章前面分析取，由3.5.2计算根据GB/T2348—2018《流体传动系统及元件、缸径及活塞杆直径》标准规定的尺寸中选取,因此轮缸直径为。单个鼓式制动器轮缸的工作容积，根据公式计算：（4-2）式中：；；，，初步设计时可取，取；；；，计算轮缸单个工作容积4.2盘式制动器制动轮缸直径与工作容积设计计算由本章前面分析：取，由3.5.2计算得根据GB/T2348—2018《流体传动系统及元件、缸径及活塞杆直径》标准规定的尺寸中选取,因此轮缸直径为。单个盘式制动器轮缸的工作容积根据公式（4-3）式中：；；，取；。。，。计算轮缸单个工作容积整个轮缸的工作容积，根据以下公式计算：（4-4）式中：。汽车轮缸总的工作容积：4.3制动主缸与工作容积设计计算4.3.1制动主缸应有的工作容积（4-5）式中：，；；由于制动管路会在工作过程中变形。商用车制动主缸的工作容积可取主缸直径和活塞行程根据公式：（4-6）一般=取=得mm根据GB/T2348—2018《流体传动系统及元件、缸径及活塞杆直径》标准规定的尺寸中选取,因此主缸直径为。==4.3.2制动主缸活塞宽度与缸筒的壁厚根据公式，计算活塞的宽度：（4-7）于是求得：mm。制动主缸的缸筒壁厚分析计算制动主缸缸筒壁的厚度需要进行强度校核。校核时分薄壁和厚壁两种情况进行。现取壁厚mm，由于，因此按厚壁进行校核。（4-8）式中：；10Mpa，=1.5）；，=（，为安全系数，根据经验典型值取）。mm由于mm所以壁厚强度满足要求。4.3.3制动主缸行程的计算在本次设计中用制动器间隙的设定值换算主缸的行程。（4-9）式中：；；；；。mm。4.4制动轮缸活塞宽度与缸筒的壁厚4.4.1鼓式制动器轮缸活塞宽度与缸筒壁厚根据公式，计算活塞的宽度：(4-10)于是求得：mm。液压缸缸筒壁的厚度需要进行强度校核。校核时，分薄壁和厚壁两种情况。鼓式制动缸缸壁的厚度取，由于，需要按厚壁进行校核。(4-11)式中：；Mpa=1.5）；，=（，为安全的系数，根据经验典型值取）。mm通过上述计算mm，故壁厚强度满足要求。4.4.2盘式制动器轮缸活塞宽度与缸筒壁厚 根据公式，计算活塞的宽度：(4-12)于是求知：mm。液压缸缸筒壁的厚度需要进行强度校核。校核时，分薄壁和厚壁两种情况。取盘式制动缸缸筒壁的厚度为，由于，需要按厚壁进行校核。(4-13)式中：；Mpa=1.5）；，=（为材料抗拉的强度，n为安全的系数，根据经验典型值取n=5）。mm通过上述计算mm8.89mm，故壁厚强度满足要求。4.5制动踏板力与踏板行程4.5.1制动踏板力根据公式：（4-14）式中：；；==取=。根据上式得：=<根据GB7258-2017《机动车运行安全技术条件》，踏板力一般不应超过。所以符合要求。4.5.2制动踏板工作行程根据公式：（4-15）式中：1.5～2mm，取=2mm；根据上式得：，基于GB7258-2017《机动车运行安全技术条件》要求，踏板全行程对货车不能超过~。符合设计要求。4.6真空助力器真空助力器作用是利用真空（负压）来增加驾驶员施加于踏板上的力，所以需要确定其真空助力比。真空助力比与汽车可能达到的总制动力关系如下：（4-16）式中：，N，；；；；；由德国汽车公司研究上述经验数据如REF_Ref71530970\h表41所示。表4-1公式4-16中数据取值范围参数简单鼓式制动器没有助动力时，总制动力比上踏板力再与踏板力的比值为：真空助力器的助力比能保证汽车安全减速的最大质量和真空助力比成线形关系，根据T/ZZB0083-2016《汽车用真空助力器》规定助力比范围为2.5~8.0。太大会出现真空度失控以及减速度逐渐降低，通过上述公式和表格数据，计算助力比平均值得真空助力比，符合设计要求。4.7制动液的选择与使用目前内外使用的制动液，按其主要原材料和制做的方法不同的不同，市场主要分三种类型：（1）合成型的制动液；（2）蓖麻油和醇型按比例混合的制动液；（3）矿油型制动液。合格达标的制动液的特性：（1）在较高或较低温度以及干燥或湿热等恶劣工况下仍平稳传递制动力；（2）对制动系统的零部件材料没有腐蚀性；（3）对零部件起润滑作用，延长零部件使用寿命。商用车对制动液的性能要求是：（1）温度变化对其粘度影响小；（2）沸点高，高温下不产生气阻；（3）使用时品质变化小，并不引起零部件材料腐蚀和变质。根据我国现行的制动液标准GB12981-2012《机动车辆制动液》，参考同类车型制动液的实际情况，本设计选取符合DOT4水平的合成制动液。4.8制动力分配的调节装置按照GB12676-2014《商用车辆和挂车制动系统技术要求和试验方法》规定，未安装防抱死装置的M、N类车辆制动力在车轴之间的分配，应符合该标准附录E《车轴间制动力配及牵引车与挂车协调性