SUV离合器设计方案

10第一章前言汽车诞生之前马车是人类最好的陆上交通工具。1770斯古诺〔17251804〕将蒸汽机装在板车上，制造出第一辆蒸汽板车，这是世界上第一辆利用机器为动力的车辆。17691885〔18441929〕在曼海姆制成一部装有0.85力汽油机的三轮车。德国另一位工程师戈特利布戴姆勒〔 1834－1900〕也同时造出了一辆用1.1马力汽油机作动力的三轮车。他们俩被公认为以内燃机为动力的现代汽车的制造者，1886129汽车从无到有并迅猛进展。从2050大幅增加，汽车技术也有很大进步，相继消灭了高速汽油机、柴油机；弧齿锥齿轮和准双面锥齿轮传动、带同步器的齿轮变速器；化油器；差速器；摩擦片式离合器；等速万向节；荻第安后桥半独立悬架；液压减振器；艾克曼式转向构造；石棉制动片；充气式橡胶轮胎等。线型车身、前轮独立悬架、液力自动变速器、动力转向、全轮驱动、低压轮胎、子午线轮胎都相继消灭。染。由此各种保障安全、削减排放污染的技术、车型相继消灭，如各种防抱死系统、电子掌握喷油、电子点火、三元催化转化系统、电动汽车等。现代汽车技术进展的方向主要表现在以下几个方面：安全牢靠应用汽车防抱死制动系统(ABS)(CCS)(SRS)等。环境保护承受电控燃油喷射(DLI)断油掌握、进气压力波增压及废气涡轮增压掌握、共轨电控柴油喷射系统等技术。节约能源70％的钢铁材料换成轻的其它材料，特别是塑料和铝。降低轮胎的滚动阻力。承受子午线轮胎、高性能专用轮胎。降低空气阻力。汽车造型更加光顺圆滑。变速器多挡化。代用燃料。操纵轻松、乘坐舒适承受自动变速器、电控动力转向、电控悬架、汽车空调、全球卫星定位系统、不停车收费系统、自动避撞系统等技术。依据给定的任务书，此次设计题目是城市SUV案中很多都承受当前的主流技术，如承受推式双片膜片弹簧离合器，操纵机构承受拉索式，制动器承受四轮通风盘式制动器，制动管路承受Ⅱ型布置形符合现代汽车的特点。其次章离合器设计§2.1概述和实现对传动系的动力传递，以保证汽车起步时将发动机与传动系平顺地结合，确保汽车平稳起步；在换档时将发动机与传动系分别，削减变速器中换档齿轮之间的冲击；在工作中受到大的动载荷时，能限制传动系所承受的最大转矩，防止传动系各零件因过载而损坏；有效地降低传动系中的振动和噪声。为保证离合器有良好的工作性能，对离合器设计提出如下要求 :1的转矩储藏。2、接合时要平顺严峻，以保证汽车起步时没有抖动和冲击。3、分别时要快速、彻底。4击，便于换档和减小同步器的磨损。5致过高，延长其使用寿命。6、应使传动系避开扭转共振，并具有吸取振动、缓和冲击和减小噪声的力量。7、操纵轻松、准确，以减轻驾驶员的疲乏。8要尽可能小，以保证有稳定的工作性能。9、应有足够的强度和良好的动平衡，以保证其工作牢靠、寿命长。10、构造应简洁、紧凑、质量小，制造工艺性好，拆装、修理、调整便利等。摩擦离合器主要由主动局部〔发动机飞轮、离合器盖和压盘等〕〔从动盘〔分别叉、分别轴承、离合器〕四局部组成。主、从动局部和压紧机构是保证离合器处的装置。§2.2离合器的构造方案分析片和多片三类；依据压紧弹簧布置形式不同，可分为圆周布置、中心布置和斜向布置等形式；依据使用的压紧弹簧不同，可分为圆柱螺旋弹簧、圆锥螺旋弹簧和膜片弹簧离合器；依据分别时所受作用力的方向不同，又可分为拉式和推式两种形式。§2.2.1从动盘数的选择转动惯量小，在使用时能保证分别彻底、接合平顺。合较为平顺。但中心压盘通风散热不良，分别也不够彻底。这种构造一般用在传递转矩较大且径向尺寸受到限制的场合。多片离合器多为湿式，它有分别不彻底、轴向尺寸和质量大等缺点，以往主要用于行星齿轮变速器换档机构中。但它具有接合平顺严峻、摩擦外表温度较低、磨损较小、使用寿命长等优点，主要用于重型牵引车和自卸车上。图2—1单片离合器 图2—2双片离合器依据本次设计的要求和条件限制，承受双片离合器。§2.2.2压紧弹簧和布置形式的选择制造简洁。簧，并且布置在离合器的中心，此构造轴向尺寸较大。盘上。一系列优点：一系列优点：1簧压力在摩擦片允许磨损范围内根本不变，因而离合器工作中能保持传递的转矩大致不变；对于圆柱螺旋弹簧，其压力大大下降。离合器分别时，弹簧压力有所下降，从而降低了踏板力；对于圆柱螺旋弹簧，压力则大大增加。2用，使构造简洁紧凑，轴向尺寸小，零件数目少，质量小。3、高速旋转时，弹簧压紧力降低很少， 图2-3膜片弹簧离合器性能较稳定；而圆柱螺旋弹簧压紧力则明显下降。损均匀，可提高适用寿命。5、易于实现良好的通风散热，使用寿命长。6、平衡性好。7、有利于大批量生产，降低制造本钱。性在生产中不易掌握，开口处简洁产生裂纹，端部简洁磨损。近年来，由于材料性能的提高，制造工艺和设计方法的逐步完善，膜片弹簧的制造已日趋成熟。因此，膜片弹簧不仅在轿车上被大量承受，而且在轻、中、重型货车以及客车上也被广泛承受。分别套筒总成嵌装在一起的，需特地的分别轴承，构造较简单，安装和拆卸较困难，且分别行程略比推式大些。所以在此次设计中选用推式膜片弹簧。§2.2.3膜片弹簧支承形式推式膜片弹簧支承构造案支承环数目不同分为三种。图2—4双支承环形式 图2—5单支承环形式图2—6无支承环形式承受双支承环形式。§2.2.4压盘的驱动方式压盘的驱动方式主要有凸块—窗孔式、销钉式、键块式和传动片式多种。前三种的缺点是在连接件之间都有间隙，在驱动中将产生冲击和噪声，而且式压盘驱动。§2.3离合器主要参数的选择§2.3.1后备系数β后备系数β是离合器设计时用到的一个重要参数，它反响了离合器所能传递的最大静摩擦力的牢靠程度。在选择β1、摩擦片在使用中磨损后，离合器还应能牢靠地传递发动机最大转矩。2、要防止离合器滑磨过大。3、要防止传动系过载。β=1.21.75β＝1.3Temax§2.3.2摩擦片外径D、内径TemaxD＝kD

， 〔2－1〕D乘用车k ＝14.6，d ＝0.53—0.70，DDTemaxTemaxD210＝14.6210＝203(mm)D＝200mmdD＝0.6，d2000.6120mmD当d 0.6时，摩擦片的平均摩擦半径RDc

可相当准确地由下式计算RDd20012080mmc 4 4摩擦片尺寸系列标准GB/T57641998(D片最大圆周速度不超过65—70m/s,3.2mm,3.5mm,4.0mm。b取3.5mm§2.3.3摩擦因数f,摩擦面数z，离合器间隙t摩擦因数f0.22z4，离合器间隙t一般为3～4mm。§2.3.4工作压力离合器的静摩擦力矩依据摩擦定律可表示为TfFZRc c

〔2－2〕Tc

为静摩擦力矩(Nm)f为摩擦面间的静摩擦因素，计算时一般取0.25～0.30F为压盘施加在摩擦面上的工作压力(N)；Rc

为摩擦片的平均摩擦半径(mm)；Z为摩擦面数，是从动盘数的两倍。假设摩擦片上工作压力均匀，则有TF cTfZRc253.50.2840.082829.25N§2.3.5单位压力p0单位压力p对离合器工作性能和使用寿命有很大影响，选取时应考虑离0系数等因素。 p 4 0 D2d23.14

45658.520231202

1060.14MPapMPa)，A(mm2)；D为摩0§2.4离合器的设计与计算§2.4.1离合器根本参数的优化一、约束条件1(mm)vD

不超过65～70m/svD60

n

D10365~70m/s 〔2－3〕nemax

(r/min)vD60

n

D10360550020010357m/s所以符合最大圆周速度要求。2、摩擦片的内外径比c0.53～0.70dD0.6。3、为保证离合器牢靠传递转矩，并防止传动系过载，不同车型的值应在肯定范围内，最大范围1.2～4.0＝1.34应小于其许用值，即T4TT c

〔2－4〕c0 z

D2d2 c0式中，Tc02)。

为单位摩擦面积传递的转矩c0

为其允许值(Nm/mmT4T所以 T c c0 z

D2d2235.5 4202312020.03Nm/mm25、为降低离合器滑磨时的热负荷，防止摩擦片损伤，单位压力 p对于0不同车型，依据所用的摩擦材料在肯定范围内选取，最大范围 p为0.10～01.50MPa。经过计算p＝0.14MPa06发生烧伤，每一次接合的单位摩擦面积滑磨功应小于其许用值，即WWwZ D2d2

w

〔2－5〕式中，w为单位摩擦面积滑磨功(J/mm2w为其许用值(J/mm2)，对于乘w＝0.40J/mm2，W为汽车起步时离合器接合一次所产生的总滑磨功(J)，可依据下式计算n2mr2W 2e ar

〔2－6〕1800i2i20 g式中，ma

为汽车总质量(kg)rr

为轮胎滚动半径(mig

为起步时所用变速i0

为主减速器传动比；ne

为发动机转速(r/min)；计算乘用2023r/minn2mr2所以 W 2e ar1800i2i20 g22023220230.40618004.9524.12216933J4WwZ D2d2 16933 4202312020.21J/mm2温升 tWmct〔°C8～10°C；CC＝481.4J/(kgC)；m〔kg对双片离合器中心压盘＝0.5。tWmc＝0.516933481.43.74(c)所以符合要求。§2.4.2膜片弹簧主要参数的选择H/hh比值H/h对膜片弹簧的弹性特性影响极大。为保证离合器压紧力变化不H/h1.6～2.2h2～4mmh3mm，H/h＝2。二、比值R/rR、rR/r 越大，弹簧材料利用率越低，弹簧越硬，弹性特性曲线受直径误差影响越大，且应力越高。依据构造布置和压紧力的要求， R/r 一般为1.20～1.35r＝80mm，R/r＝1.2，所以R＝96mm。的选择膜片弹簧自由状态下圆锥底角与内截锥高度H 关系亲热，arctanH/RrH/Rr90~150之间。经过计算＝14°。四、n的选取分别指数目n常取18，大尺寸膜片弹簧有些取24，小尺寸膜片弹簧有些12。在此取18。五、膜片弹簧小端内半径r0

及分别轴承作用半径确实定r应大于变速器第一轴花键的外径，取r0

＝30mm。六、1 2

re

确实定 3.3mm1

9.5mmr2

r2

809.570.5mm。§2.4.3膜片弹簧材料及制造工艺国内膜片弹簧一般承受50CrVA了保证其硬度、几何外形、金相组织、载荷特性和外表质量等要求，需进展载力量，要对膜片弹簧进展强压处理，。一般来说，经强压处理后，可提高膜片弹簧的疲乏寿命 5％～30％。另外，对膜片弹簧的凹面或双面进展喷丸处理，同样可提高疲乏寿命。了防止膜片弹簧与压盘接触圆形处由于拉应力的作用产生裂纹，可对该处进展挤压处理，以消退应力源。膜片弹簧外表不得有毛刺、裂纹、划痕等缺陷。碟簧局部的硬度一般为45～50HRC55～62HRC3层的深度一般不得超过厚度的3％。膜片弹簧的内外半径公差一般为H11h11厚度公差为0.0025mm，初始底锥角公差为10”。上下外表的外表粗糙度为1.6m，底面的平面度一般要求小于0.1mm其分别指端的相互高度差一般要求小于0.8～1.0mm§2.4.4膜片弹簧的优化设计一、目标函数1、弹簧工作时的最大应力为最小。2、从动盘摩擦片磨损前后弹簧压紧力之差确实定值为最小。最小。4二、约束条件1、应保证所设计的弹簧工作压紧力与要求压紧力相等。2数的下降，摩擦片磨损后弹簧的工作压紧力应大于或等于摩擦片时的压紧力。3、为了满足离合器使用性能要求，弹簧的H/h与初始底锥角H/Rr应在肯定范围内，即1.6Hh2.29°HRr15°H/h=4/2=24/968014所以满足要求。4、弹簧各局部有关尺寸比值应符合肯定的范围，即1.2Rr1.35702Rh1003.5Rr0

5.0R/r=96/80=1.22*96/2=9696/30=3.2根本满足要求。5R1

应位于摩擦片的平均半径与外半径之间，即Dd4R1

D2(D+d)/4<R1=96=D/2满足要求。6即

r、r与r1 1 f

之差应在肯定范围内，1RR710r1

r60rf

r4096-96=085-80=535-30=5设计不够优化。7取，即2.3

rr1

4.5Rr1 185-3596－85

=2.4满足设计要求。8其许用值。9应许用值。10、由于弹簧在制造过程中，其主要尺寸参数H、h、R、r都存在加工误差，对弹簧的压紧力有肯定的影响。因此，为了保证在加工精度范围内弹簧的工作性能，必需使由制造误差引起的弹簧压紧力的相对偏差不超过某一范围。§2.5离合器操纵机构§2.5.1对操纵机构的要求1、踏板力要小，轿车：80～150N<150～200N。2、踏板行程在肯定的范围内，轿车：80～150mm<180mm。3、摩擦片磨损后，踏板行程应能调整复原。4、有对踏板行程进展限位的装置，防止操纵机构因受力过大而损坏。5、应具有足够的刚度。6、传动效率要高。7、发动机振动及车架和驾驶室的变形不会影响其正常工作。§2.5.2操纵机构构造形式选择机械式操纵机构有杆系和绳索两种形式。率低，在远距离操纵时布置较困难。短，机械效率仍不高。多用于轻型轿车中。高、质量小、布置便利、便于承受吊挂踏板、驾驶室简洁密封、驾驶室和车架变形不会影响其正常工作、离合器接合较严峻等优点。广泛应用于各种形式的汽车中。基于设计要求，选取机械式绳索操纵机构。§2.5.3离合器操纵机构的主要计算S由自由行程S1和工作行程S2两局部组成：SSS

(S

c ab2) 22

d22 〔2－7〕1 2 0f

c abd21 111S0f为分别轴承自由行程，一般为1.5～3.0mm，反映到踏板上的自由S10～30mm；d1、d2分别为主缸和ZS为离合器S=0.85～1.30mmS=0.75～0.90mm。a1、a2、b1、b2、c1、c2为杠杆尺寸S=(1.5+4*0.75*57/15)3721007623=93mm 图2—7离合器操纵机构Ff可按下式计算FsFfiFs= 1743 =109NF＇为离合器分别时，压紧弹簧对压盘的总压力(N)i

为操纵机构总i

为机械效率，液压式：80%90%；机械式：2222 abcd22222111170%80%；Fs为抑制回位弹簧1、2的拉力所需的踏板力，在初步设计时，可无视之。由于设计机构中不含有液压缸，故 d、d1 2

省略。通过以上计算，可知此离合器满足设计要求。第三章制动系设计§3.1概述时使汽车保持适当的车速，使汽车牢靠地停在原地或坡道上。和在不长的坡道上行驶时保证其次项功能，而后者则用来保证第三项功能。除此之外，有些汽车还设有应急制动和关心制动装置。设计制动系时应满足如下要求:和制动距离两项指标评定；驻坡力量是指汽车在良好路面上能牢靠地停驻的最大坡度。一套管路失效时，另一套完好的管路应保证汽车制动力量不低于没有失效时规定值的30％。行车和驻车制动装置可以有共有的制动器，而驱动机构各自独立。行车制动装置都用脚操纵，其它制动装置多为手操纵。3、用任何速度制动，汽车都不应当丧失操纵性和方向稳定性。4、防止水和污泥进入制动器工作外表。5、要求制动力量的热稳定性良好。6、操纵轻松，并具有良好的随动性。7的石棉纤维等物质，以削减公害。开头动作至到达给定的制动效能所需的时间来评价。9、摩擦衬片〔快〕应有足够的使用寿命。10、摩擦副磨损后，应有能消退因磨损而产生间隙的机构，且调整间隙工作简洁，最好设置自动调整间隙机构。11、当制动驱动装置的任何元件发生故障并使其根本功能遭到破坏时，汽车制动系应装有音响或光信号等报警装置。防止制动时车轮被抱死，有利于提高汽车在制动过程中的方向稳定性和到很快的进展和应用。此外，含有石棉的摩擦材料，因存在石棉有致癌公害问题已被渐渐淘汰，取而代之的各种无石棉型材料。§3.2制动器的构造方案分析小、易于连接且接头牢靠等优点，但因本钱高而只在一局部重型汽车上用来作车轮制动器或缓速器。液力式制动器只用作缓速器。目前广泛使用的仍为摩擦式制动器。式只用作中心制动器。与鼓式制动器比较，盘式制动器有如下优点：1、热稳定性好。缘由是一般无自行增力作用，衬块摩擦外表压力分布较鼓式中的衬片更为均匀。此外，制动鼓在受热膨胀后，工作半径增大，使其只能与蹄中部接触，从而降低了制动效能，这称为机械衰退。制动盘的轴向膨胀微小，径向膨胀根本与性能无关，故无机械衰退问题。因此，前轮承受盘式制动器，汽车制动时不易跑偏。2、水稳定性好。制动块对盘的单位压力高，易于将水挤出，因而浸水后二次制动即能恢复正常。鼓式制动器则需经十余次制动方能恢复。3、制动力矩与汽车运动方向无关。4、易于构成双回路制动系，使系统有较高的牢靠性和安全性。5、尺寸小、质量小、散热良好。6、压力在制动衬块上分布比较均匀，故衬块磨损也均匀。7、更换衬块工作简洁简洁。8、衬块与制动盘之间的间隙小〔0.050.15mm时间。9、易于实现间隙自动调整。盘式制动器的主要缺点是：1、难以完全防止尘污和锈蚀(封闭的多片全盘式制动器除外)。2、兼作驻车制动器时，所需附加的手驱动机构比较简单。3、在制动驱动机构中必需装用助力器。4盘式制动器在轿车前轮上得到广泛的应用。本次设计承受四轮通风盘式制动器。§3.3盘式制动器主要参数确实定§3.3.1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％—79％。轮辋直径为406mm,取D=406*75%=314mm。§3.3.2制动盘厚度h制动盘厚度动盘厚度不宜取得很大；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10～20mm,通风式制动盘厚度取为20～50mm,较多的是20～30mm。本设计中承受的制动盘厚度为20mm。§3.3.3摩擦衬块外半径R推举摩擦衬块外半径R

R2R

1的比值不大于1.52 1工作时衬块的外缘与内侧圆周速度相差较多，磨损不均匀，接触面积削减，最终导致制动力矩变化大。R2

146mm

100mmR1

/R=146/100=1.46。1§3.3.4制动衬块面积A对于盘式制动器衬块工作面积A，推举依据制动衬块单位面积占有的汽1.6～3.5kg/cm2范围内选用。因车满载质量为2小，所以选3.5kg/cm²来计算衬块工作面积。得到A=7896mm²。§3.4制动器的设计与计算§3.4.1盘式制动器的设计计算制动器的制动力矩为式中，f为摩擦因数；F0

2fF0R 〔3－1〕为单侧制动块对制动盘的压紧力；R为作用半径。对于常见的具有扇形摩擦外表的衬块，假设其径向宽度不很大，取 R等于Rm

，或有效半径Re

，在实际上已经足够准确。平均半径为

RRR 1 2m 2RR1 2

=(146+100)/2=123mm为摩擦衬块扇形外表的内半径和外半径。R设 m1R2m1,

m

1 R4

Rm越小，则两者差值越大。mm过小，即扇形的径向宽度过大，衬块摩擦面上各不同半径处的滑磨速度相差太远，磨损将不均匀，因而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。m值一般不应小于0.65制动盘工作面的加工精度应到达下述要求：平面度允差为 0.012mm，表Ra

0.7～1.3m,两摩擦外表的平行度不应大于0.05mm动盘承受摩擦性能良好的珠光体灰铸铁制造。为保证有足够的强度和耐磨性能，其牌号不应低于 HT250。§3.4.2衬块磨损特性的计算各种汽车的总质量及其制动衬块的摩擦面积各不一样，因而有必要用一种相对的量作为评价能量符合的指标。目前，各国常用的指标是比能量耗散单位衬块摩擦面积的每单位时间耗散的能量。通常所用的计量单位为W mm2。双轴汽车的单个前轮及后轮制动器的比能量耗散率分别为mv2v2e a1

1 2 4tA1

〔3－3〕mv2v2e a2

1 4tA2

〔3－4〕vt 1v

v2 〔3－5〕jma

为汽车总质量〔tv1

v为制动初2速度和终速度〔m/s；j〔m/s2；t〔sAA1 2为前、后制动器衬块的摩擦面积〔mm2为制动力安排系数。制动初速度乘用车v1

=100km/h(27.8m/s)，减速度j＝0.6g，比能量耗散率应不大于6.0W/mm2。在紧急制动到停车的状况下，v＝0，并可认为＝1，故2m21e av m211 4tA1 227.82 0.744.7378960.007W/mm2m21e av m212 4tA2 227.82 10.744.737896＝0.003W/mm2§3.4.3前、后轮制动器制动力矩确实定为了保证汽车有良好的制动效能，要求合理地确定前、后轮制动器的制动力矩。为此，首先选定同步附着系数0

，并用下式计算前后轮制动力矩地比值M1

Lh2 0gM L h2 1 0g13251030.70.56113251030.70.5611.841为前、后轮制动器的制动力矩；1

L为汽车质心至2前轴和后桥的距离；hg

为汽车质心高度。§3.4.4应急制动和驻车制动所需的制动力矩一、应急制动应急制动时，后轮一般都将抱死滑移，故后桥制动力为 1F F a 1B2 2

Lhg20239.81.3250.752.650.750.5616342.9N此时所需的后桥制动力矩为m1F rFr agL rm1B2e 2 e Lh egma

6342.90.344=2181Nmg为汽车满载总质量与重力加速度的乘积；LL1

为汽车质心到前轴的距离；hg

为汽车质心高度；F2

为路面对后桥的法向反力；为附re

为车轮有效半径。M由 1M2

=1.84计算出前桥制动力矩为4013Nm〔3－1〕由此计算出制4013动块对制动盘的压紧力：对于前轮有F020.3123103

＝54377N对于后轮有F0＝

2181二、驻车制动上坡停驻时后桥附着力二、驻车制动上坡停驻时后桥附着力1cosa gsinaLh2aLL下坡停驻时后桥附着力g 1cosa gsinaLh2aLL

＝29552N

图3－1汽车在上坡上停驻时的受力状况 mg 1cosa

hgsina

＝m

gsinaarctan1LLhgarctan1LLhg1arctan2.650.750.561290汽车可能停驻的极限下坡路倾角0.751.325”arctan1LLhg1arctan2.650.750.5612300.751.325§3.5制动驱动机构 图3－3 F§3.5.1制动驱动机构的形式

F” Fm2g 2m2a a

与a的关系a力矩。依据制动力源的不同，制动驱动机构一般可分为简洁制动、动力制动和伺服制动三大类。简洁制动单靠驾驶员施加的踏板力或手柄力作为制动力源，故亦称人力制动。其中，又分为机械式和液压式两种。机械式完全靠杆系传力，由于其机械效率低，传动比小，润滑点多，且难以保证前、后轴制动力的正确比例和左、右轮制动力的平衡，所以在汽车行车制动装置中已被淘汰。但因其结液压制动用于行车制动装置。液压制动的优点是：作用滞后时间较短〔0.1～0.3s；工作压力高〔可达10～20MPa在制动器内部，直接作为制动块的压紧机构，而不需要制动臂等传动件，使之构造简洁，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，局部制动液汽化，在管路中形成气泡，严峻影响液货车及一局部中型货车上。动力制动利用发动机的动力转化而成，并表现为气压或液压形式的势能作为汽车制动的全部力源。驾驶员施加于踏板或手柄上的力，仅用于回路中掌握元件的操纵。因此，简洁制动中的踏板力和踏板行程之间的反比例关系，在动力制动中便不存在，从而可使踏板力较小，同时又有适当的踏板行程。此外，其气源除供制动用外，还可以供其它装置使用。其主要缺点是必需有空气压缩机、贮气筒、制动阀等装置，使构造简单、笨重、本钱高；管路中压力的建立和撤除都较慢，作用滞后时间较长(0.3～0.9s)因而增加了空驶距离和停车距离；管路工作压力低，因而制动气室的直径必需设计得大些；制动气室排气有很大噪声。主要应用在总质量 8t以上的货车和客车。有一般液压制动系的优点以外，还有制动力量强、易于承受制动力调整装置周密件多，对系统的密封性要求也高，目前应用并不广泛。主要由动力伺服系统产生，在伺服系统失效时，还可以全靠人力驱动液压系统以产生肯定程度的制动力，因而从高级轿车到重型货车都有承受。本设计承受液压制动作为行车制动装置。§3.5.2分路系统为了提高制开工作牢靠性，应承受分路系统，即全车的全部行车制动器的液压或气压管路分为两个或更多的相互独立的回路，其中一个回路失效后，仍可利用其它完好的回路起这制动作用。图3－4分路系统双轴汽车的双回路制动系统主要有以下常见的五中分路形式 :13-4a轮制动器同属一个回路。(HI)3-4c部后制动器轮缸属于一个回路，其余的前轮缸则属于另一回路。、半轴一轮对半轴一轮(LL)3-4d前轮制动器的半数轮缸和一个后轮制动器起作用。(HH)3-4e后制动器的半数轮缸起作用。低，目前在各类汽车上用得最广泛。这种形式假设后制动回路失效，则一旦前轮抱死即极易丧失转弯制动力量。对于承受前轮驱动因而前制动器强于后制动器的轿车，当前制动回路失效而单用后桥制动时，制动力将严峻缺乏。X型的构造也很简洁。直行制动时任一回路失效剩余总制动力都能保持50％。但是，一旦某一管路损坏造成制动力不对称，此时前轮将朝制动力大的一边绕主销转动，使汽车丧失稳定性。因此，这种方案适用于主销偏移距为负值的汽车上。HI、HH、LL型构造都比较简单。LL型和HH型在任一回路失效时，前、后这制动力比值均与正常状况下一样。LL型和HH型的剩余总制动力可达正常值的50％左右。HI型单用一轴半回路时剩余制动力较大，但此时与 一样，紧急制动状况下后轮很简洁抱死。承受Ⅱ型的管路布置方案。§3.5.3液压制动驱动机构的计算一、制动轮缸直径d确实定制动轮缸对制动块施加的张开力F0

d和制动管路压力p的关系为4F/4F/p04454377/10=29mm制动治理压力一般不超过10～12MPa，对盘式制动器可更高。压力越高，对管路的密封性要求越严格，反驱动机构越紧凑。轮缸直径 d具体选