EQ1041汽车制动系统的设计

1、摘 要从汽车诞生时起，车辆制动系统在车辆的安全方面就起着决定性作用。汽车的制动系统种类很多，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。液压制动技术是如今最成熟、最经济的制动技术，并应用在当前绝大多数乘用车上。目前，汽车所用制动器几乎都是摩擦式的，可分为鼓式和盘式两大类。盘式制动器的主要优点是在高速刹车时能迅速制动，散热效果优于鼓式刹车,制动效能的恒定性好,便于安装像ABS那样的高级电子设备。鼓式制动器的主要优点是刹车蹄片磨损较少,成本较低,便于维修、由于鼓式制动器的绝对制动力远远高于盘式制动器,所以普遍用于后轮驱动的卡车上，但由于为了提高其制动效能而必须加制动增力系统，使

2、其造价较高，故轻型车一般还是使用前盘后鼓式。本设计为前轴制动器采用浮动钳盘式制动器，后轴制动器为领从蹄式鼓式制动器。制动驱动形式为液压驱动形式，前后式（式）双回路制动控制系统。关键词：汽车；制动系统；制动器；设计；真空液压ABSTRACTBorn from the car, the vehicle braking system on the vehicles security plays a decisive role. The vehicle brake system have many types. The traditional type of braking system struct

3、ure mainly mechanical, pneumatic, hydraulic, gas-liquid hybrid. Now hydraulic brake technology is the most mature and most economical technology, and applied to the most cars on present. Currently, almost cars are used in friction brakes that is the drum and the disc. The main advantage of disc brak

4、es is at high speed braking rapidly, resist heat is better than drum brakes, brake performance constant, easy to install as advanced electronic devices like ABS.The main advantage of drum brakes, brake shoe wear small, low cost, easy maintenance, because the absolute braking power of drum brakes is

5、far higher than disc brakes ,so drum brakes are widely used for rear-wheel drive truck, but because In order to improve the braking performance and increased power brake system must be added to make it cost more, so light vehicles generally or to use front disc，rear drum brake.The design for the fro

6、nt axle floating brake caliper disc brakes, rear brake for the leading shoe drum brakes from. Drive in the form of brake hydraulic drive form, before and after the type ( type) dual circuit brake control system.Key words：Brake；Parking Brake；Drum Brake；Disc Brakes；Hydraulic Drive目 录摘要Abstract第1章 绪论11

7、.1 课题背景及目的11.2 国内外研究现状11.3 课题研究方法21.4 本设计应解决的难点2第2章 总体设计方案32.1 制动能源的选择42.2 驻车制动系52.3 行车制动系52.4 制动管路的布置及原理52.4.1 制动管路的布置示意图52.4.2 制动原理和工作过程62.5 制动器的结构方案分析72.6 本章小结.8第3章 制动系主要参数确定93.1基本参数93.2同步附着系数的确定93.3 制动器最大制动力矩确定113.4鼓式制动器的主要参数选择123.4.1 制动鼓直径D123.4.2 摩擦衬片宽度b和包角123.4.3 制动器中心到张开力P作用线和距离e133.4.4动蹄支销中

8、心的坐标位置是k 与 c133.4.5摩擦片摩擦系数143.5盘式制动器的主要参数选择143.5.1制动盘直径D143.5.2制动盘厚度h143.5.3摩擦衬块外半径R2和内半径R1143.5.4摩擦块工作面积A153.6本章小结.15第4章 制动器的设计与计算164.1制动器摩擦面的压力分布规律164.2 单个制动器制动力矩计算164.2.1 鼓式制动器制动力矩计算164.2.2 盘式制动器制动力矩计算194.3驻车制动的制动力矩计算194.4 制动衬片的耐磨性计算204.5制动距离的计算224.6本章小结.24第5章 液压制动驱动机构的设计计算255.1 制动驱动机构的形式255.2 分路

9、系统255.3 液压制动驱动机构的设计计算265.3.1 制动轮缸直径d的确定265.3.2 制动主缸直径d0的确定275.3.3 制动踏板力FP275.3.4 制动踏板工作行程SP285.3.5 制动主缸295.3.6制动力分配调节装置的选取295.4 真空助力器的设计计算305.5 制动器的主要结构元件315.5.1 制动鼓315.5.2 制动蹄315.5.3 摩擦衬（片）块325.5.4 制动底板325.5.5 支承325.5.6 制动轮缸325.5.7 制动盘335.5.8 制动钳335.5.9 制动块335.6 自动间隙调整机构335.7 本章小结.34结论35参考文献36致谢37附

10、录138附录240第1章 绪 论1.1 课题背景及目的汽车制动系的功用是使汽车以适当的减速度降速行驶直至停车；在下坡行驶时，使汽车保持适当的稳定车速；使汽车可靠地停在原地或坡道上。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%。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。1.2 国内外研究现

11、状从汽车诞生时起，车辆制动系统在车辆的安全方面就起着决定性作用。汽车的制动系统种类很多，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。液压制动技术是如今最成熟、最经济的制动技术，并应用在当前绝大多数乘用车上。汽车液压制动系统可以分为行车制动、辅助制动、伺服制动等，主要制动部件包括制动踏板机构、真空助力器、制动主缸、制动软管、比例阀、制动器和制动警示灯等。在制动系统，真空助力器、制动主缸和刹车制动器是最为重要的部分。目前，汽车所用都制动器几乎都是摩擦式的，可分为鼓式和盘式两大类。盘式制动器的主要优点是在高速刹车时能迅速制动，散热效果优于鼓式刹车,制动效能的恒定性好,便于安装像A

12、BS那样的高级电子设备鼓式制动器的主要优点是刹车蹄片磨损较少,成本较低,便于维修、由于鼓式制动器的绝对制动力远远高于盘式制动器,所以普遍用于后轮驱动的卡车上。 鼓式制动器根据其结构都不同，又分为：双向自增力蹄式制动器、双领蹄式制动器、领从蹄式制动器、双从蹄式制动器。其制动效能依次降低，最低是盘式制动器；但制动效能稳定性却是依次增高，盘式制动器最高。也正是因为这个原因，盘式制动器被普遍使用。但由于为了提高其制动效能而必须加制动增力系统，使其造价较高，故轻型车一般还是使用前盘后鼓式。汽车制动系至少应有两套独立的制动装置，即行车制动装置和驻车制动装置。行车制动装置用于使行驶中的汽车强制减速或停车，并

13、使汽车在下短坡时保持适当的稳定车速。其驱动机构常采用双回路结构，以保证其工作可靠。驻车制动装置用于使汽车可靠而无时间限制地停驻在一定位置甚至在斜坡上，它也有助于汽车在坡路上起步。驻车制动装置应采用机械式驱动机构而不用液压或气压驱动，以免其产生故障。任何一套制动装置均由制动器和制动驱动机构两部分组成。行车制动是用脚踩下制动踏板操纵车轮制动器来制动全部车轮；而驻车制动则多采用手制动杆操纵利用车轮制动器进行制动。利用车轮制动器时，绝大部分驻车制动器用来制动俩个后轮，行车制动和驻车制动这两套制动装置，必须具有独立的制动驱动机构，而且每车必备。行车制动装置的驱动机构分液压和气压两种型式。用液压传递操纵力

14、时还应有制动主缸、制动轮缸以及管路；用气压操纵时还应有空气压缩机、气路管道、储气筒、控制阀和制动气室等。现代汽车由于车速的提高，对应急制动的可靠性要求更严格，因此在中、高级轿车和部分轻型商用车上，多在后轮制动器上附加手操纵的机械式驱动机构，使之兼起驻车制动和应急制动的作用，从而取消了中央制动器。随着电子技术的飞速发展，汽车防抱死制动系统在技术上已经成熟，开始在汽车上普及。它是基于汽车轮胎与路面兼得附着特性而开发的高技术制动系统。它能有效的防止汽车在应急制动时由于车轮抱死使汽车失去方向稳定性而出现侧滑或失去转向能力的危险，并缩短制动距离，从而提高了汽车高速行驶的安全性。1.3 课题研究方法根据课

15、题内容，任务要求深入了解汽车制动系统的构造及工作原理；并收集相关紧凑型轿车制动系统设计资料；参考现有研究成果，并进行深入的学习和分析，借鉴经验；同时学习有关汽车零部件设计准则；充分学习和利用画图软件，并再次学习机械制图，画出符合标准的设计图纸，通过自己的研究分析；发挥自己的设计能力并通过试验最终确定制动系统设计方案。1.4 本设计的内容（1）确定制动系各参数，分析其制动性能。（2）制动器的设计计算。（3）液压制动驱动机构的设计计算。（4）制动系统图纸设计。第2章 总体设计方案汽车的制动性是汽车的主要性能之一。制动性直接关系到行使安全性，是汽车行使的重要保障。随着高速公路迅速的发展和车流密度的日

16、益增大，出现了频繁的交通事故。因此，改善汽车的制动性始终是汽车设计制造和使用部门的主要任务。制动系的功用是使汽车以适当的减速度降速行使直至停车；在下坡行使时，使汽车保持适当的稳定车速；使汽车可靠地停在原地或坡道上。制动系至少应有两套独立的制动装置，即行车制动装置和驻车制动装置。前者用来保证前两项功能，后者用来保证第三项功能。设计汽车制动系应满足如下主要要求：（1）应能适应有关标准和法规的规定；（2）具有足够的制动效能，包括行车制动效能和驻车制动效能。行车制动能力是用一定制动初速度下的制动减速度和制动距离两项指标来评定的；驻坡能力是以汽车在良好路面上能可靠地停驻的最大坡度来评定的。详见QC/T2

17、39-1997；（3）工作可靠。行车制动装置至少有两套独立的驱动制动器的管路，当其中一套管路失效时，另一套完好的管路应保证汽车制动能力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同的制动器，而驱动机构应各自独立。行车制动装置都用脚操纵，其他制动装置多为手操纵；（4）制动效能的热稳定性好。具体要求详见QC/T582-1999；（5）制动效能的水稳定性好；（6）在任何速度下制动时，汽车都不应丧失操纵稳定性和方向稳定性。有关方向稳定性的评价标准，详见QC/T239-1997；（7）制动踏板和手柄的位置和行程符合人-机工程学要求，即操作方便性好，操纵轻便、舒适、能减少疲劳；（8）作用滞后

18、的时间要尽可能短，包括从制动踏板开始动作至达到给定制动效能水平所需的时间和从放开踏板至完全解除制动的时间；（9）制动时不产生振动和噪声；（10）转向装置不产生运动干涉，在车轮跳动或转向时不会引起自行制动；（11）应有音响或光信号等警报装置，以便及时发现制动驱动机件的故障和功能失效；（12）用寿命长，制造成本低；对摩擦材料的选择也应考虑到环保要求，应力求减少制动时飞散到大气中的有害人体的石棉纤维；（13）磨损后，应有能消除因磨损而产生间隙的机构，且调整间隙工作容易，最好设置自动调整间隙机构。本次设计采用前盘后鼓,液压制动, II式(前后式)双回路制动控制系统。采用真空助力器.其中鼓式制动器采用一

19、般常用的领从蹄式,为一个自由度.灰铸铁制动鼓。制动鼓内径尺寸参照专业标准QC/T309-1999制动鼓工作直径及制动蹄片宽度尺寸系列选取。摩擦衬片宽度尺寸系列参照QC/T309-1999。盘式制动器采用浮动钳盘式.制动盘直径取轮辋直径的70%。通风式制动盘厚度取20mm。具体的制动系统设计计算过程依据汽车设计教材进行。2.1 制动能源的选择经过同多种类型的车辆比较，如下表：表2.1 制动能源比较供能装置传能装置型式制动能源工作介质型式工作介质气压伺服制动系驾驶员体力与发动机动力空气液压制动系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0.050.07M

20、Pa。 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1020M），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

21、在乘用车和总质量不大的商用车上。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。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。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。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

22、路或多回路结构，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 制动管路的布置及原理II式(前后式): 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，一条回路连接前桥(轴)车轮制动器,另一条回路连接后桥(轴)车轮制动器,如图1a)所示。前桥车轮制动器

23、与后桥车轮制动器各用一个回路。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。在各类汽车上都有采用。通过分析，II式(前后式)制动器结构简单，成本较低，因此采用的就是II式(前后式)双回路制动系。2.4.1 制动管路的布置示意图（II型） 如下图所示，为制动管路的布置示意图。驾驶员通过踩制动踏板，给予制动主缸一个压力，使得制动主缸内液体通过个管路到达制动轮缸。制动轮缸通过液压给予车轮制动力。 1.前轮制动器 2.制动钳 3.制动管路 4.制动踏板 5.制动主缸 6.制动轮缸 7.后轮制动器图2.1液压制动装置示意图2.4.2制动原理和工作过程图2.2 制动

24、系统工作原理要使行使中的汽车减速，驾驶员应踩下制动踏板，通过推杆和主缸活塞，使主缸内的油液在一定压力下流入轮缸，并通过两个轮缸活塞推动两制动蹄绕支撑销转动，上端向两边分开而其摩擦片压紧在制动鼓的内圆面上。这样，不旋转的制动蹄就对旋转的制动鼓作用一个摩擦力矩，其方向与车轮旋转方向相反。制动鼓将该力矩传到车轮后，由于车轮与路面间有附着作用，车轮对路面作用一个向前的周缘力，同时路面也对车轮作用一个向后的反作用力，即制动力。制动力由车轮经车桥和悬架传给车架和车身，迫使整个汽车产生一定的减速度。制动力越大，制动减速度越大。当放开制动踏板时，复位弹簧将制动蹄拉回复位，摩擦力矩和制动力消失，制动作用即行终止

25、。2.5 制动器的结构方案分析制动器主要有摩擦式、液力式和电磁式等几种形式。目前广泛使用的是摩擦式制动器。摩擦式制动器按摩擦副结构形式不同，可分为鼓式，盘式和带式三种。鼓式制动器形式的选用：领丛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、倒退行使的制动效果不变；结构简单，成本低；便于附装驻车制动驱动机构；易于调整蹄片与制动鼓之间的间隙。但领丛制动器也有两蹄片的压力不等（在两蹄上的摩擦衬片面积相等的条件下），因而两蹄片磨损不均匀、寿命不同的缺点。此外，因只有一个轮缸，两蹄必须在同一驱动回路下工作。鉴于以上的优点，本设计采用液压驱动的，由定位销定位的一个自由度的非平衡式的领丛蹄式制动

26、器。盘式制动器的选用：按摩擦副中固定元件的结构不同，盘式制动器可分为钳盘式和全盘式两类。钳盘式根据制动钳结构的不同，分固定钳式和浮动钳式。对两中类型进行比较，浮动钳盘式具有如下优点：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，家之液压缸；冷却条件好，所以制动液汽化的可能性小；成本低。所以，本设计采用浮动钳式盘式制动器。与鼓式制动器比较，盘式制动器有如下优点：（1）热稳定性好，因无自行增力作用，衬块摩擦表面压力分布较鼓式制动器更为均匀。此外，制动鼓在受热膨胀后，工作半径增大，使其只能与蹄的中部接触，从而降低了制动效能。因此，前轮采用盘式制动器，汽车制动时

27、不易跑偏；（2）水稳定性好。制动衬块对盘的单位压力高，易于将水挤出，因而进水后效能降低不多；又由于离心力及衬块对盘的擦拭作用，出水后只需经一、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，使系统具有较高的可靠性和安全性；（5）尺寸小、质量小、散热良好；（6）压力在制动衬块的分布比较均匀，故衬块磨损也均匀；（7）更换衬块简单容易；（8）衬块与制动盘之间的间隙小（0.050.15mm），从而缩短了制动协调时间；（9）易于实现间隙自动调整。盘式制动器的主要缺点：（1）难以完全防止污尘和锈蚀；（2）兼作驻车制动器时，所需附加的手

28、驱动机构比较复杂；（3）在制动驱动机构中必须装用助力器；（4）因为衬块工作面积小，所以磨损快，使用寿命低，叙需用高材质的衬块。 经过对不同制动器优、缺点的比较，参考同类型车，本设计采用前盘（浮动钳式）后鼓（支承销领丛蹄式）的制动系统。2.6 本章小结 本章确定了制动系统方案为行车制动系统采用液压制动控制机构，前轴制动器为滑动钳盘式制动器，后轴采用领从蹄式鼓式制动器。回路系统采用一轴对一轴式双回路控制系统。驻车制动系统控制机构为机械式，由鼓式制动器兼做驻车制动器。 第3章 制动系主要参数确定3.1基本参数表3.1 制动系主要参数空载满载汽车质量2230kg4110kg轴荷分配前轴1070.4kg

29、1233kg后轴1159.6kg2877kg质心高度hg0=850mmHg1=750mm轴距3100 m前制动器浮动钳盘式后制动器鼓式领丛蹄式3.2同步附着系数的确定 汽车制动时，若忽略路面对车轮的滚动阻力矩和汽车回转质量的惯性力矩，则对任意角速度0的车轮，其力矩平衡方程为 式中：制动器对车轮作用的制动力矩，即制动器的摩擦力矩，其方向与车轮旋转方向相反，Nm； 地面作用于车轮上的制动力，即地面与轮胎之间的摩擦力，又称为地面制动力，其方向与汽车行驶方向相反，N； 车轮有效半径，m。令 称之为制动器制动力，它是在轮胎周缘克服制动器摩擦力矩所需的力。一般汽车根据前、后轮制动力的分配、载荷情况及道路附

30、着系数和坡度等因素，当制动力足够时，制动过程出现前后轮同时抱死拖滑时附着条件利用最好。任何附着系数路面上前后同时抱死的条件为（=0.85）： 式中：G-汽车重力；前制动器制动力，N；后制动器制动力，N； 质心到前轴的距离，mm； 质心到后轴的距离，mm。得： =1275N =1825N一般常用制动器制动力分配系数来表示分配比例 前、后制动器制动力分配的比例影响到汽车制动时方向稳定性和附着条件利用程度。要确定值首先就要选取同步附着系数。一般来说，我们总是希望前轮先抱死（）。根据有关文献推荐以及我国道路条件，车速不高，所以本车型取0.5左右为宜。由得为保证汽车制动时的方向稳定性和有足够的附着系数利

31、用率，ECE的制动法规规定，在各种载荷条件下，轿车在0.15q0.8，其他汽车在0.15q0.3的范围内，前轮应先抱死；在车轮尚未抱死的情况下，在0.150.8的范围内，必须满足q。3.3 制动器最大制动力矩确定故总的制动距离为=18.5m22m因此本设计满足GB7258-2004机动车运行安全技术条件关于制动距离的规定。 从式中可以看出，决定汽车制动距离的主要因素是：制动器起作用的时间、最大制动减速度即附着力以及起始制动车速。附着力越大、起始制动车速越低，制动距离越短。4.6 本章小结本章对制动器的设计进行了计算，首先分析了制动器摩擦面的压力分布规律，并分别计算了鼓式制动器和盘式制动器的制动

32、力矩，同时计算了驻车制动时所需的制动力矩，然后对摩擦衬片的耐磨性进行了计算，最后计算了制动距离，以确保其符合相关法规的要求。第5章 液压制动驱动机构的设计计算制动驱动机构用于将驾驶员或其他动力源的制动作用力传给制动器，使之产生制动力矩。5.1 制动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

33、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。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0.050.07M）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。助力式伺服制动系如图2.1所示，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 分路系统为了提高制动工作的可靠性，应采用分

34、路系统，即全车的所有行车制动器的液压或气压管路分为两个或多个互相独立的回路，其中一个回路失效后，仍可利用其他完好的回路进行制动。双轴汽车的双回路制动系统有II型、X型、HI型、LL型和HH型。其中，II型回路的布置较为简单，可与传统的单轮缸（或单制动气室）鼓式制动器配合使用，成本较低。目前在各类汽车上应用广泛。X型的结构也很简单。直行制动时任一回路失效，剩余的总制动力都能保持正常值的50%。并且制动力的分配系数和同步附着系数没有变化，保证了制动时与整车负荷的适应性。但是，一旦某一管路损坏造成制动力不对称，此时车轮将朝制动力大的一边绕主销转动，使汽车丧失稳定性。所以，具有这种分路方案的汽车，其主

35、销偏移距应取负值，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。HI、HH、LL型结构都比较复杂。所以本设计经过对比，采用II型回路。5.3 液压制动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。5.3.1 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与轮缸直径和制动管路的关系为 d= （5.1）其中：，N； p制动管路压力，Mpa。制动管路液压在制动时一般不超过1012 M，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

36、软管的耐压性、强度及接头的密封性的要求就更加严格。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。得：前轮缸直径17.6，根据HG2865-1997标准规定尺寸系列取，取直径为17.5mm;将半径带入式（5.1）中计算得管路压力为 =17.62后轮缸直径d2=18.3，取为19mm，将半径带入式（5.1）计算的管路压力为=6.64 Mpa压力比为制动力分配调节装置选用惯性比例阀GPF-1，其要求压力比为。5.3.2 制动主缸直径d0的确定第i个轮缸的工作容积为 （5.2）其中：第i个轮缸活塞

37、的直径，mm； n轮缸中的活塞数目 第i个轮缸活塞在完全制动时的行程，初步设计时，对鼓式制动器可取2.02.5mm。盘式：d = 17.5mm ，n=1，得= 2 17.52=961.625mm3鼓式：d = 19mm ,n=1, 得= 1922=1133.54 mm3全部轮缸的总工作容积: V = 2（V1 + V2 ）= 2x(961.625 + 1133.54) =4190.33mm3所有轮缸的工作容积为，式中m为轮缸数目10。v0=1.1v在初步设计时，制动主缸的工作容积可取为 V0=1.3V=1.3x4190.33=5447.42主缸活塞行程和活塞直径为 （5.3）一般=0.81.2

38、，本设计取得：，主缸的直径应符合系列尺寸，主缸直径的系列尺寸为：19，22，26，28，32，35，38, 40, 45。根据QC/T311-1999中规定的尺寸系列根据QC/T311-1999中规定的尺寸系列，取为19mm。5.3.3 制动踏板力FP制动踏板力为 （5.4） 式中，踏板机构的传动比； 踏板机构的机械效率，可取=0.850.95，设计中取为0.95； 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500700N的范围内选取11。 在设计中，取=4，=0.95，p=17.62M; =1314N 真空助力器助力比。5.3.4

39、制动踏板工作行程SP=（） （5.5） 式中：主缸中活塞与推杆的间隙一般取=1.52.0mm； 主缸活塞的空行程，mm。=（）=4（19+2+3）=96在确定主缸容积时应考虑到制动器零件的弹性变形和热变形以及用于制动驱动系统信号指示的制动液体积，因此，制动踏板的全行程（至于地面相碰的行程）应大于正常工作行程，制动器调整正常时的踏板工作行程约为踏板全行程的40%60%，以便保证在制动管路中获得给定的压力。=货车的踏板全行程不应超过170mm180mm。为了避免空气进入制动管路，在主缸活塞回位弹簧的计算中，应保证在踏板放开后，制动管路中仍能保持0.050.14 M的残余液压。5.3.5 制动主缸在

40、设计制动主缸时应该考虑要否补偿孔和在放开制动踏板时主缸活塞原始位置的定位以及在制动管路中是否必须有或不准有残余压力12。在前盘式后鼓式的双回路制动系统中，由于盘式制动器制动块与制动盘之间的间隙较小且其油缸活塞的回位仅靠橡胶密封圈的弹力而无强力的回位弹簧，所以盘式制动器开始起制动作用与制动回路中压力开始升高几乎是同时发生的，因此，通往盘式制动器的管路应与双腔制动主缸装有较弱回位弹簧的那一工作腔相接。由于同样原因，在解除制动时，在通往盘式制动器的管路中不允许有残余液压，而通往鼓式制动器的管路在放开制动踏板时必须保有残余压力，为此在与其相通的制动主缸工作腔的出口应装上止回阀。制动主缸由灰铸铁制造，也

41、可采用低碳钢冷挤成形；活塞可由灰铸铁、铝合金或中碳钢制造。5.3.6制动力分配调节装置的选取由于惯性比例阀能使车辆获得较佳的制动压力比特性，并能在多种负载工况下均可 获得较为理想的制动平衡曲线 。此阀结构简单，在车上的安装位置和拆卸维修也很灵活方便，还具备与各种制动系统都能配套的优点，因此本设计选用惯性比例阀。惯性比例阀（GPF-1）的制动液压进出压力比为。5.4 真空助力器的设计计算如图5-1所示： 1-推杆；2-回位弹簧；3-单向阀；4-活塞；5-膜片；6-空气过滤器；7-通大气孔；8-操纵杆；9-柱塞；10-推盘；11-放气孔；A，B-气室图5.1 真空助力器结构图在发动机工作时，真空单

42、向阀（3）被吸开后，加力器室左、右两腔产生相等的真空度。刚踩下制动踏板时，膜片座尚未运动，踏板力经踏板本身的杠杆作用放大后，传到操纵杆（8），使压缩空气阀座弹簧连同空气阀座一起左移，推动制动主缸推杆（1），使制动主缸内的制动液具有一定压力流入制动轮缸。在此过程中，阀门在弹簧的作用下随同空气阀座也左移，待与膜片座上的真空阀座接触时，真空阀即关闭。这时加力气室左、右腔隔绝。推杆（8）继续前移，使空气阀座离开阀门，即空气阀开启。于是，外界空气即经滤芯、控制阀和通道B充入加力气室右腔。加力气室左、右两腔形成压力差，该压力差的作用力除小部分用以克服回位弹簧（2）的张力外，大部分经膜片座传到制动主缸推杆（

43、1）上。 在踩制动踏板的过程中，空气经开启的空气阀不断进入加力气室的右腔，膜片座不断左移。当制动踏板停留在某一位置时，膜片座左移到使空气阀关闭时为止就不再移动。这时真空阀和空气阀都关闭，膜片左、右气压处于平衡状态。放开制动踏板，弹簧立即将操纵杆（8）和空气阀座拉向右边，使阀门离开真空阀座，于是又回到不工作时的状态。由下列公式： 式中： 输入力，N；输出力，N； 助力比；p 真空度为66.71.3kPa。选取参数，计算得真空助力器的有效直径为240mm,5.5 制动器的主要结构元件5.5.1 制动鼓制动鼓应有足够的强度，刚度和热容量，与摩擦衬片的材料相配合，又应当有较高的摩擦因数。制动鼓有铸造和

44、组合式两种。铸造制动鼓多选用灰铸铁制造，具有机械加工容易、耐磨、热容量大等优点。为防止制动鼓工作时受载变形，常在制动鼓的外圆周部分铸有加强肋，用来加强刚度和增加散热效果。精确计算制动鼓的壁厚既复杂又困难，所以常根据经验选取，设计中为11mm。5.5.2 制动蹄乘用车和总质量较小的洒水车的制动蹄，广泛采用T形钢碾压或用钢板焊接制成；总质量较小的汽车的钢板制成的制动蹄腹板上往往开一条或两条径向槽，使蹄的弯曲刚度小些，其目的是使衬片磨损较为均匀，并减小制动时的尖叫声。制动蹄腹板和翼缘的厚度，乘用车为58mm.本设计取6mm。制动蹄和摩擦片可以铆接，也可以粘接。粘接的优点在于衬片更换前允许磨损的刚度较

45、大，缺点是工艺复杂，且不易更换衬片。铆接的优点是噪声小。设计中选用粘接衬片。5.5.3 摩擦衬（片）块摩擦衬（片）块的材料应满足如下要求：（1）具有一定的稳定的摩擦因数；（2）具有良好的耐磨性；（3）要用尽可能小的压缩率和膨胀率；（4）制动时不易产生噪声，对环境无污染；（5）应采用对人体无害的摩擦材料；（6）有较高的耐挤压强度和冲击强度，以及足够的抗剪切能力；（7）应将摩擦衬块的导热率控制在一定范围。由金属纤维、粘结剂和摩擦性能调节剂组成的半金属摩阻材料，具有较高的耐热性和耐磨性，特别是因为没有石棉粉尘公害，近年来得到广泛应用。5.5.4 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

46、保证各安装零件相互间的正确位置。制动底板承受着制动器工作时的制动反力矩，故应有足够的刚度。为此，由钢板冲压成形的制动底板都具有凹凸起伏的形状。5.5.5 支承二自由度制动蹄的支承，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。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（KTH370-12）或球墨铸铁（QT400-18）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。具有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。有时制动底板上附加一压

47、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。5.5.6 制动轮缸是液压制动系统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。轮缸的缸体有灰铸铁HT250制成。其缸筒为通孔，需搪磨。活塞由铝合金制造。活塞外段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的橡胶皮碗密封。多数制动轮缸有两个等直径活塞，少数有四个等直径活塞。5.5.7 制动盘制动盘一般由珠光体灰铸铁制成，其结构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

48、。为了改善冷却条件，有的钳盘式制动器的制动盘铸成中间有径向通风槽的双层盘，可大大增加散热面积，但盘的整体厚度加大。制动盘的工作表面应光滑平整。两侧表面不平行度不应大于0.008mm，盘面摆差不应大于0.1mm。5.5.8 制动钳制动钳由可锻铸铁KTH370-12或球墨铸铁QT400-18制造，也有用合金制造的，可作成整体的，也可作成两办并由螺栓连接。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。制动钳体应有高的刚度和强度。一般多在钳体中加工出制动油缸，也有将单独制造的油缸嵌入钳体的。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。有的活塞的开口端部切成阶梯状，形成两个

49、相对且在同一平面内的小半圆环形端面。活塞铸铝合金或钢制造。为了提高耐磨性能，活塞的工作表面进行镀铬处理。当制动钳由铝合金制造时，减少传给制动液的热量成为必须解决的问题。为此，应减小活塞与制动背块的接触面积，有时也可采用非金属活塞。5.5.9 制动块制动块由背板和摩擦衬块构成，两者直接嵌压在一起。衬块多为扇形，也有矩形、正方形或长圆形。活塞应能压住尽可能多的衬块面积，以免衬块发生卷角而引起尖叫声。制动块背板有钢板制成。许多盘式制动器装有衬块磨损达极限时的警报装置，以便即使更换摩擦衬片。5.6 自动间隙调整机构制动鼓（盘）与摩擦衬片（块）之间在未制动的状态下应有工作间隙，以保证制动鼓（盘）能自由转

50、动。一般，鼓式制动器的设定间隙为0.10.5mm，盘式制动器的为0.10.3mm，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。考虑到在制动过程中的摩擦副可能产生机械变形和热变形，因此，制动器在冷却条件下的间隙应通过试验来确定。另外，制动器在工作过程中会因为摩擦衬片（块）的磨损而加大，因此，制动器必须设有间隙调整机构。关于支承销式鼓式制动器的间隙调整为：可采用不同方法及其相应机构调节制动鼓与摩擦衬片之间的间隙。第一种方法：借助于装在制动底板上的调整凸轮和偏心支承销用手调节制动蹄的原始安装位置以得到所要求的间隙。凸轮工作表面螺旋线的半径增量和支承销的偏心量应超过衬片的厚度。第二种方

51、法：借助于自动调整装置使制动蹄定位于间隙量所要求的原始位置。采用这类间隙自动调整装置，不需人去精细调整，只需进行一次完全制动即可自动调整到设计的间隙，且在行车过程中可随时补偿过量间隙。由于一次调准式的对后一部分的间隙也随时进行补偿，因而往往导致调整过量，使冷却状态下的间隙过小。因鼓式制动器的热变形导致的过量间隙远较盘式的为大，故在采用一次调准式的自动装置时只得加大设定间隙量以留出足够的热膨胀量，这就加大了踏板的行程损失。因此，当前的鼓式制动器已很少采用一次调准式而多采用阶跃式的自动调整装置。本设计所采用的间隙调整方法为在制动轮缸上采取措施实现工作间隙的自动调整，如下图。借助于弹性限位摩擦环限制

52、制动玩后制动蹄的返程量。限位摩擦环装在活塞槽中，它们之间留有轴向间隙，如图5.6。图5.6 轴向间隙5.7 本章小结本章对液压制动驱动机构进行了设计计算，首先根据制动器张开力和压紧力可计算制动轮缸的活塞直径，然后根据轮缸的活塞直径计算制动主缸的活塞直径和行程,然后选取合适的制动力分配调节装置，最后计算真空助力器的主要参数。结 论本说明是关于EQ1041制动系统设计制动系统的设计，包括制动能源的选择，制动管路的布置，制动器形式的选择，双回路布置形式的选择，驱动机构的选择，以及对制动系统设计所要求的主要参数的选取，除了在设计中对制动系统的基础部件的设计计算外，还参考了一些知名汽车杂志及期刊，对当今

53、汽车发展的现状有了初步的了解，在本次的设计中也考虑采用一些更为先进的机构来增强制动的效果。本设计研究的重点是对制动系统基本组成部分的设计计算，所以对先进的制动系统机构只是参考同类型车，直接选用，而不进行具体的计算。设计完成内容：1、确定了制动系各参数，分析并了解其制动性能。2、对制动器的设计及相关数据的计算。3、液压制动驱动机构的设计及相关数据的计算。4、制动系统图纸设计及绘制。在本论文的设计计算过程中，参考查阅了很多相关的书籍，以使整个系统的设计更具可行性。设计的目的在于最终能投入实践，因此，在整个的设计过程中，由于参数的选取存在误差，使得整个设计得出的零、部件尺寸与实际相差很大。经过多次改

54、动，重复计算，对制动效能的校核，最终得出于实际比较接近的设计方案。参考文献1 刘惟信 .汽车设计M . 北京：清华大学出版社，20012 张元才、余卓平、熊璐.制动系统的发展现状及趋势J . 汽车研究与 开发2005.N0.93 周志立 .汽车ABS原理与结构 M. 机械工业出版社 .20054 武小林.浅析汽车制动效能的影响因素J.农机使用与维修.2005（5）5 王国林 .汽车底盘构造及维修M . 高等教育出版社. 20056 毕再生.附着系数对制动距离的影响J.内蒙古公路与运输.2003（4） 7 王世刚 .机械设计实践M . 哈尔滨工程大学出版社.20038 戴枝荣 .工程材料及机械制造基础M . 高等教育出版社.20069 王宝玺 .汽车拖拉机制造工艺学M . 机械工业出版社200510王仁广 、刘昭度、齐志权、崔海峰.汽车ABS参考速度的确定方法J.农业机械学报.2005 11陈家瑞 .汽车构造 M. 北京：机械工业出版社 12Chunting Mi，Hui Lin，Yi Zhang，Iterati