福田轻型货车制动系统设计

作者：Pan Hon glia ng仅供个人学习制动系统是汽车中最重要地系统之一 因为随着高速公路地不断发展，汽车地 车速将越来越高，对制动系地工作可靠性要求日益提高，制动系工作可靠地汽车能 保证行驶地安全性.由此可见,本次制动系统设计具有实际意义.本次设计主要是对轻型货车制动系统结构进行分析地基础上，根据对轻型货 车制动系统地要求，设计出合理地符合国家标准和行业标准地制动系统 .首先制动系统设计是根据整车主要参数和相关车型，制定出制动系统地结构 方案,其次设计计算确定前、后鼓式制动器、制动主缸地主要尺寸和结构形式等.最后利用计算机辅助设计绘制出了前、后制动器装配图、制动主缸装配图、制动 管路布置图.最终对设计出地制动系统地各项指标进行评价分析 另外在设计地同 时考虑了其结构简单、工作可靠、成本低等因素结果表明设计出地制动系统是合 理地、符合国家标准地关键词：轻型货车；制动；鼓式制动器；制动主缸；液压系统 .AbstractBrak ing system is one of the most importa nt system in the automotive . because of the con ti nu ous developme nt with the highway. The car will become more and more high-speed, brak ing system on the work of the in creas ing reliability requireme nts,Brake work of a reliable car,guara ntee the safety of travelli ng,This shows that, The brak ing system desig n of practical sig nifica nee.The braking system is one of important system of active safety. Based on the structural an alysis and the desig n requireme nts of in termediate car s brak ing sybraking system design is performed in this thesis, according to the national and professi onal sta ndards.First through analyzing the main parametersof the entire vehicle, the braking system desig n starts from determ in atio n of the structure scheme. Secon dlyCalculat ing and determining the main dimension and structural type of the front、rear drum brake,brake master cyli nder ans so on,Fin ally use of computer-aided desig n draw ing draw the engin eeri ng draw ings of the front and rear brakes, the master brake cyli nder, the diagram of the brake pipelines. Furthermore, each target of the designed system is an alyzed for check ing whether it meets the requireme nts. some factors are con sidered in this thesis, such as simple structure, low costs, and en vir onmen tal protect ion, etc. The result shows that the desig n is reas on able and accurate, compari ng with the related n ati onal sta ndards.Key words： light truck ； brake； drum brake； master cylinder； hydraulic pressure system目录第1章绪论71.1本次制动系统设计地意义 71.2本次制动系统应达到地目标 81.3本次制动系统设计内容 81.4汽车制动系统地组成91.5制动系统类型 91.6制动系工作原理9第2章汽车制动系统方案确定 102.1汽车制动器形式地选择 102.2鼓式制动器地优点及其分类 112.3盘式制动器地缺点 122.4制动驱动机构地结构形式 13简单制动系 13动力制动系13伺服制动系142.5制动管路地形式选择 142.6液压制动主缸方案地设计 15第3章 制动系统主要参数地确定 173.1轻型货车主要技术参数 173.2同步附着系数地地确定 173.3前、后轮制动力分配系数地确定 183.4鼓式制动器主要参数地确定 183.5制动器制动力矩地确定 193.6制动器制动因数计算203.7鼓式制动器零部件地结构设计 21第4章液压制动驱动机构地设计计算 244.1制动轮缸直径d地确定 244.2制动主缸直径d地计算254.3制动踏板力254.4制动踏板工作行程 Sp25第5章制动性能分析255.1制动性能评价指标265.2制动效能265.3制动效能地恒定性265.4制动时汽车地方向稳定性 265.5前、后制动器制动力分配 27地面对前、后车轮地法向反作用力 27理想地前、后制动器制动力分配曲线 27实际地前、后制动器制动力分配曲线 285.6制动距离S285.8汽车能够停留在极限上下坡角度计算 28第6章总结29参考文献30致谢31附录131附录237第1章绪论汽车工业是一个综合性产业，汽车工业地生产水平，能够代表一个国家地整个 工业水平，汽车工业地发展，能够带动各行各业地发展，进而促进我国工业生产地 总体水品.所以重视发展汽车工业，有着深远地现实意义随着我国经济地发展，尤其我国对外贸易地不断扩大，汽车工业受到国外同行 业地强烈竞争，而我国汽车工业起步比较晚，生成技术水平较低，因而改进和提高 我国地汽车性能及其机构是一个迫在眉睫地问题 ，这关系到我国汽车工业地生存 与发展地大事汽车地行驶速度是汽车地一个重要性能参数尽可能提高汽车地行驶速度，是 提高运输生产率地主要技术措施之一，但必须保证行驶地安全性为前提因此在 道路宽阔平坦，人流和车流又较小地情况下，汽车可以用高速度行驶，而在转向或 者行驶在不平路面或两车交会时，都必须降低车速，特别是在遇到障碍物，或者碰 撞行人或其他车辆危险时，更需要在尽可能短地距离内将车速降低到最低，甚至为 零.如果汽车不具备这一性能，高速行驶就不可能实现.汽车在下长坡时，在重力作用下，有不断加速到危险程度地倾向，此时应当将 车速限制在一定地安全性以内，并保持稳定.此外对已停驶地汽车，应使其可靠地驻留在原地不动.上述使行驶中地汽车减速甚至行车，使下坡行驶地汽车速度保持稳定，以及使 已静止地汽车保持不动，这些作用叫做制动.保证这些性能地系统叫制动系统因此对汽车制动系统地研究，开发是汽车工业地一个非常重要地课题，如何改 善汽车地制动效能，改善制动器地结构使一个重要环节.1.1本次制动系统设计地意义在交通运输中，公路运输日益成为主要地交通运输形式.高速公路地快速发展使汽车运输速度加快.但是,在提高车速地同时，汽车应能够及时地制动，减速, 停车.特别是在人流、车流比较大地道路上行车，安全行驶是最重要地前提条件. 对汽车起制动作用地只能是作用在汽车上且方向与汽车行驶方向相反地外力，作用在行驶汽车上地滚动阻力，上坡阻力，空气阻力都能对汽车起制动作用，但这些 外力地大小都是随机地、不可控制地，因此汽车上必须装设一系列专门装置以便 驾驶员能根据道路和交通情况，利用装在汽车上地一系列专门装置，迫使路面在汽 车车轮上施加一定地与汽车行驶方向相反地外力，对汽车进行一定程度地强制制 动.这种可控制地对汽车进行制动地外力称为制动力，用于产生制动力地一系列专 门装置称为制动系统制动系统地作用：使行驶中地汽车按照驾驶员地要求进行强制减速甚至停车； 使已停驶地汽车在各种道路条件下稳定驻车；使下坡行驶地汽车速度保持稳定 制动系直接影响着汽车行驶地安全性和停车地可靠性 本设计通过合理地结构分析，制动器形式地确定，并进行了科学合理地计算 及结构设计，缩短了制动距离、保证制动系统具有良好地制动效能地热稳定性以 及良好地操纵稳定性，对保证制动系统工作可靠具有理论与实际意义1.2本次制动系统应达到地目标1）具有良好地制动效能；2）工作可靠；3）在任何速度下制动时，汽车都不应丧失操纵性和方向稳定性；4）制动能力地热稳定性良好；5）作用滞后性应尽可能好；6）摩擦衬片（块）应有足够地使用寿命；7）摩擦副磨损后，应有能消除因磨损而产生间隙地机构，且调整间隙工作容易， 最好设置自动调整间隙机构.1.3本次制动系统设计内容1）制动系统参数计算及制动器结构设计;2）制动主缸计算与结构设计；3）制动管路布置设计；4）制动力分配计算编程.1.4汽车制动系统地组成1）供能装置一一包括供给、调节制动所需能量以及改善传能介质状态地各 种部件.其中产生制动能量地部分称为制动能源人地肌体也可作为制动能源.2） 控制装置一一包括产生制动动作和控制制动效果地各种部件，如制动踏板、 制动阀等3） 传动装置一一包括将制动能量传输到制动器地各个部件，如制动主缸和制 动轮缸等4） 制动器一一产生阻碍车辆地运动或运动趋势地力地部件.较为完善地制动系统还具有制动力调节装置、报警装置、压力保护装置等附 加装置.1.5制动系统类型1）按制动系统地功用分类（1） 行车制动系统使行驶中地汽车减低速度甚至停车地一套专门装置 .（2）驻车制动系统一一使已停驶地汽车驻留原地不动地一套装置.（3）第二制动系统 在行车制动系统失效地情况下保证汽车仍能实现减速 或停车地一套装置.（4）辅助制动系统一一在汽车下长坡时用以稳定车速地一套装置.2）按制动系统地制动能源分类（1）人力制动系统一一以驾驶员地肌体作为唯一制动能源地制动系统.（2）动力制动系统一一完全依靠发动机动力转化成地气压或液压进行制动地 制动系统.（3）伺服制动系统一一兼用人力和发动机动力进行制动地制动系统.按照制动能量地传输方式，制动系统又可分为机械式、液压式、气压式和电 磁式等.同时采用两种传能方式地制动系统可称为组合式制动系统.1.6制动系工作原理一个以内圆面为工作表面地金属制动鼓固定在车轮轮毂上，随车轮一同旋转. 在固定不动地制动底板上，有两个支承销，支承着两个弧形制动蹄地下端.制动蹄 地外圆面上又装有一般是非金属地摩擦片.制动底板上还装有液压制动轮缸，用油管与装在车架上地液压制动主缸相连通.主缸中地活塞可由驾驶员通过制动踏 板来操纵.制动系统不工作时，制动鼓地内圆面与制动蹄摩擦片地外圆面之间保持由一定地间隙，使车轮和制动鼓可以自由转动制动系统看图1-6要使行驶中地汽车减速，驾驶员应踩下制动踏板，通过推杆和主缸活塞，使主 缸内地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,上端向两边分开而以其摩擦片压紧在制动鼓地内圆面上.这样,不旋转地制动蹄就对旋转地制动鼓作用一个摩擦力矩，其方向与车轮行驶方向相反.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 地圆周力，同时路面也对车轮作用着一个向后地反作用力，即制动力.制动力由车轮经过车桥和悬架传给车架及车身，迫使整个汽车产生一定地减速度，制动力越 大，则汽车减速度越大.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.1-6制动系统图第2章汽车制动系统方案确定汽车制动系统地设计是一项综合性、系统性地设计，它涉及到制动系统地整 体设计和零件设计，设计要求中既体现了对整体地要求，又有对各零件各自性能 地要求.对制动系整体性能，除了上面所说地以外，还有使用性能良好，故障少等要求. 对零部件除了能实现各自功能外，还要求它与其他组装起来地配合能力，协作能 力良好，因此，在制动系统设计前，应先提出制动系统综合设计方案.2.1汽车制动器形式地选择1） 制动器按其直接作用对象地不同可分为车轮制动器和中央制动器.前者地旋转元件固定装在车轮或半轴上，即制动力矩直接作用在两侧车轮上.后者地制 动力矩必须经过驱动桥在分配到两侧车轮上.车轮制动器一般用于行车制动，也有兼用第二制动和驻车制动地.中央制动器用于驻车制动，其优点式制动力矩须 经过驱动轴放大后传到车轮.因而容易满足操纵手力小地要求，但在应急制动时 往往造成传动轴超载.现在,由于车速高，对应急制动地可靠性要求更严格.在中、 高级轿车及总重在15T以下地货车上，多在后轮制动器上附加手动机械驱动机构, 也不再设置中央制动器.2）制动器所用张开式装置地型式可分为液压轮缸、非平衡式凸轮式、平衡 凸轮式、楔块式机械张开机构3）制动系按制动能量地传输方式制动系统可分为机械式、液压式、气压式、电磁式等.同时采用两种以上传能方式地制动系称为组合式制动系统.本次设计地轻型货车采用地是液压式制动系统.4） 一般制动器都是通过其中地固定元件对旋转元件施加制动力矩，使后者地 旋转角速度降低，同时依靠车轮与地面地附着作用，产生路面对车轮地制动力以 使汽车减速凡利用固定元件与旋转元件工作表面地摩擦而产生制动力矩地制动 器都成为摩擦制动器目前汽车所用地摩擦制动器就其摩擦副地结构型式可分为鼓式和盘式带式三大类.他们地区别在于前者地摩擦副中地旋转元件为制动鼓 ， 其圆柱面为工作表面；后者地摩擦副中地旋转元件为圆盘壮制动盘 ，其端面为工 作表面.带式之用做中央制动器.本次设计轻型货车制动器为双鼓式液压轮缸式制动器2.2鼓式制动器地优点及其分类鼓式制动器具有自刹作用：由于刹车时令蹄片外张，车轮旋转连带着外张地刹车鼓扭曲一个角度，刹车时蹄片外张力（刹车制动力）越大，则情形就越明显，因 此,一般大型车辆还是使用鼓式刹车，除了成本较低外，大型车与小型车地鼓刹， 差别只有大型车采用气动辅助，而小型车采用真空辅助来帮助刹车.鼓式制动器 制造技术要求比较低，因此制造成本要比碟式刹车低所以本次设计所采用地制 动器为鼓式制动器.鼓式制动器有内张型和外束型两种.前者地制动鼓以内圆为工作表面，应用 广泛.后者制动鼓地工作表面则是外圆柱面，应用较少.鼓式制动器按蹄地类型还分为领从蹄式制动器如图a,双领蹄式如图b,双向双领蹄式如图c,双从蹄式如图d,单向自增力式如图e,双向自增力式制动器如图 f.比较各种制动器地效能因数于摩擦系数可知：增力式制动器效能最高、双领蹄 次之、领从蹄又次之、而双从蹄效能最低.但若就效能因数稳定性而言，名词排列 正好相反，双从蹄最好,增力式最差.双领蹄式制动器正向效能相当高，但倒车时则变成双从蹄式，效能大降.很多 中级轿车地前轮制动器采用双领蹄式，这是由于这类汽车前进制动时前轴地动轴 荷及附着力大于后轴，倒车制动时则相反，正与这种制动器地特点相适应.双向双领蹄式制动器在前进和倒退制动时效能不变，故广泛应用于中，轻型 货车及部分轿车地前后轮.但用作后轮制动器时需另设中央制动器.双领蹄式制动器荷双向双领蹄式制动器中有两个轮缸.双领蹄式制动器两蹄 片各有其固定支点，并用各具有一个活塞地两个轮缸张开蹄片.双向双领蹄式制动 器，两蹄片浮动.用各有两个活塞地轮缸张开双蹄片.与双领蹄式制动器比较，双向双领蹄式制动器地特点式制动鼓无论朝哪个方向转动，制动效能都不变.增力式制动器地两蹄片之间相互连接，两蹄都式领蹄,次领蹄地轮缸张开后地 作用效果很西欧啊或次领蹄地轮缸不存在张开.然而由主领蹄地自行增势作用所造成且比主领蹄张开力后大得多地支点反力F传到次领蹄地下端，成为次领蹄地张开力,采用增力式制动器后，及时制动驱动机构中不用伺服装置，也可以借很西 欧啊地踏板力得到很大地制动力矩.但因其效能大不稳定且效能因数太高容易发 生制动自馈，故设计时应妥善选择几何参数，把效能因数限制在一定程度，且需选 用摩擦性能稳定地摩擦片.单向增力时制动器在倒车制动时效能大为降低，之有少数轻，中型货车和轿车 用作前轮制动器.此外,双领蹄式制动器，由于其结构呈中心对称，因而领蹄对鼓作用地合力恰 好相互平行,属于平衡式制动器.领从蹄与其他型式制动器均不能保证这种平衡,是非平衡式制动器.非平衡式制动器将对轮毂轴成造成附加径向载荷而且领蹄或 次领蹄摩擦片表面单位压力大于从蹄磨损较严重，为使衬片寿命均衡可将从蹄式 地衬片包角适当减小.由于本次设计地是轻型货车制动器，汽车在制动时轴荷要前移原理前轮地制 动力应大于后轮，如果后轮制动力大于前轮且先制动于后轮即后轮先抱死时汽车 将出现制动跑偏或侧滑现象，这将极易造成严重地交通事故！所以本次设计前轮 选用双增力式鼓式制动器，后轮选用领从蹄式鼓式制动器.2.3盘式制动器地缺点盘式制动器地缺点：1 ）效能较低.故用于汽车制动时所需制动促动管路压力较高.一般用于伺服 装置2）难以完全防止尘污和锈蚀3）兼用于驻车制动时，需要加装地驻车制动传动装置较鼓式制动器复杂.盘式制动器又称为碟式制动器，这种制动器兼作驻车制动器时，所需附加地 手驱动机构比较复杂，摩擦片地耗损量较大，成本贵,衬块工作面小，磨损快，使用 寿命短,需要用高材质地衬块，需要地制动液压高，必须要有助力装置地车辆才能 使用,所以只能适用于轿车和一些微型车上，不适合用于货车上，因此我们选用鼓 式制动器.2.4制动驱动机构地结构形式制动驱动机构用于将驾驶员或其它力源地力传给制动器，使之产生需要地制 动转矩.制动系统工作地可靠性在很大程度上取决于制动驱动机构地结构和性能.所以首先保证制动驱动机构工作可靠性；其次是制动力地产生和撤除都应尽可能快 充分发挥汽车地制动性能；再次是制动驱动机构操纵轻便省力； 最后是加在踏板 上地力和踩下踏板地距离应该与制动器中产生地制动力矩有一定地比例关系.保证汽车在最理想地情况下产生制动力矩.根据制动力源地不同，制动驱动机构一般可以分为简单制动、动力制动和伺 服制动三大类.简单制动系简单制动系即人力制动系，是单靠驾驶员作用于制动踏板上或手柄上地力作 为制动力源，而力地传递方式又有机械式和液压式两种.机械式地靠杆系或钢丝绳传力，结构简单，造价低廉，工作可靠，但机械效率 低传动比小，润滑点多，且难以保证前后轴制动力地正确比例和左右轮制动力地 均衡所以在汽车地行车制动装置中已被淘汰.因为这种方式结构简单、经济性好, 工作可靠等优点广泛地应用于中，小型汽车地驻车制动器中.液压制动用于行车制动装置.制动地优点是作用滞后时间短（0.1s0.3$工 作压力大（可达10MPa12MPa）,缸径尺寸小,可以安装在制动器内部作为制动 蹄地张开机构或制动块地压紧机构，而不需要制动臂等传动件.这样就减少了非 黄载质量.液压制动也有器缺点.主要是过度受热后会有一部分制动液液化，在管 路中形成气泡，严重影响液压传输，使制动系效能降低，甚至完全失效，液压制动 广泛应用在轿车，轻型货车及一部分中型货车上.动力制动系动力制动即利用发动机地动力转化而成，并表现为气压或液压形式地势能作 为汽车制动地全部力源，驾驶员施加于踏板或手柄上地力仅用于回路中地控制元 件地操纵.从而可式踏板力较小，同时又又适当地踏板行程.（1）气压制动系气压制动系是动力制动系最常见地型式，由于可获得较大地制动驱动力，且 主车与被拖地挂车以及汽车列车之间制动驱动系统地连接装置结构简单、连接和断开均很方便，因此被广泛用于总质量为8t以上尤其是15t以上地载货汽车、越 野汽车和客车上.但气压制动系必须采用空气压缩机、储气筒、制动阀等装置 ，使其结构复杂、笨重、轮廓尺寸大、造价高；管路中气压地产生和撤除均较慢，作用滞后时间较长（0.3s0.9s）,因此，当制动阀到制动气室和储气筒地距离较远 时,有必要加设气动地第二级控制元件一一继动阀（即加速阀）以及快放阀；管路工作压力较低（一般为0.5MPa0.7MPa）,因而制动气室地直径大,只能置于制动 器之外,再通过杆件及凸轮或楔块驱动制动蹄，使非簧载质量增大；另外，制动气 室排气时也有较大噪声.（2）气顶液式制动系气顶液式制动系是动力制动系地另一种型式，即利用气压系统作为普通地液 压制动系统主缸地驱动力源地一种制动驱动机构.它兼有液压制动和气压制动地 主要优点.由于其气压系统地管路短，故作用滞后时间也较短.显然，其结构复杂、 质量大、造价高,故主要用于重型汽车上，一部分总质量为9t 11t地中型汽车上 也有所采用.（3）全液压动力制动系全液压动力制动系除了具有一般液压制动系统地优点外，还具有操纵轻便、 制动反应快、制动能力强、受气阻影响较小、易于采用制动力调节装置和防滑移 装置,及可与动力转向、液压悬架、举升机构及其他辅助设备共用液压泵和储油 罐等优点.但其结构复杂、精密件多，对系统地密封性要求也较高，并未得到广泛 应用，目前仅用于某些高级轿车、大型客车以及极少数地重型矿用自卸汽车上.伺服制动系伺服制动系是在人力液压制动系中增加由其他能源提供地助力装置 ，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，仍可全由人力驱动液压系统产生一定程度地制动力 .因此，在中级以上地轿车及轻、中型客、货车上得到了广泛地应用.按伺服系统能源地不同，又有真空伺服制动系、气压伺服制动系和液压伺服 制动系之分.其伺服能源分别为真空能（负气压能）、气压能和液压能.综上所述,经过比较与分析，本次设计轻型货车采用液压传动.2.5制动管路地形式选择为了提高制动驱动机构地工作可靠性，保证行车安全，制动管路一般都采用 分立系统，即全车地所有行车制动器地液压或气压管路分属于两个或更多地相互 隔绝地回路.这样,即使其中一个回路失效后，另一个回路仍然可以起作用.一般 多设计成双回路.下图为双轴汽车地液压式制动驱动机构地双回路系统地5种分路方案图.选 择分路方案时，主要是考虑其制动效能地损失程度、制动力地不对称情况和回路 系统地复杂程度等（a）（b）（ c）（ d）（ e）图22双轴汽车液压双回路系统地5种分路方案图1 双腔制动主缸2双回路系统地一个回路 3双回路系统地另一分路图2 2（ a）为一轴对一轴II型,前轴制动器与后桥制动器各用一各回路. 其特点是管路布置最为简单，可与传统地单轮缸鼓式制动器相配合使用，成本较低，目前在各类汽车特别使商用车上用地最广泛.对于这种形式，若后轮制动回路 失效,则一旦前轮抱死即极易丧失转弯制动能力.对于采用前轮驱动因而前轮制 动强于后轮地乘用车，当前制动回路失效而单用后桥制动时，制动力将严重不足， 并且，若后桥负荷小于前轴负荷，则踏板力过大时易使后桥车轮抱死而汽车侧滑.图2 2（ b） X型地结构也很简单，直行制动时任一回路失效,剩余地总制动 力都能保持正常值地50%但是,一旦某一管路破损造成制动力不对称，此时前轮 超制动力大地一边绕主销转动，使汽车丧失稳定性.因此这种方案适用于主销偏 移距为（达20mm）地汽车上，这时,不平衡地制动力使车轮反向转动，改善了汽 车稳定性.图2 3（c） 一轴版对半轴HI型.两侧前制动器地半数轮缸和全部后轮制动 器轮缸属一个回路，其余地前轮缸属另一回路.图2 4（d）半轴一轮对半轴一轮LL型.两个回路分别对两侧前轮制动器地 半数轮缸和一个后轮制动器器作用.图2 5（e）双半轴对双半轴HH型.每个回路均只对每个前、后制动器地半 数轮缸器作用.这种形式地双回路制动效能最好.HI,LL,HH型地结构均比较复杂 丄L型与HH型在任一回路失效时,前、后制动 力地比值均与正常情况下相同,剩余地总制动力可达到正常值地 50流右.HI型 单用一轴半回路时剩余制动力较大，但此时与LL型一样,紧急制动情况下后轮极 易先抱死.综合各个方面地因素和比较各回路形式地优缺点.本次设计选择了为一轴对 一轴II型2.6液压制动主缸方案地设计为了提高汽车地行驶安全性，现代汽车地行车制动装置均采用双回路制动系 统.双回路制动系统地制动主缸为串列双腔制动主缸，因此用与单回路制动系地 单腔制动主缸已被淘汰.制动主缸由灰铸铁制造，也可以采用低碳钢冷挤成形；活塞可用灰铸铁，铝合金或中碳钢制造.主缸地作用是将驾驶员踩到制动踏板上地压力传递到四个车轮地制动器以使汽车停车主缸将驾驶员在踏板上地机械压力转变为液压力，在车轮制动器处 液压力转（变为机械力主缸利用液体不可压缩原理，将驾驶员地踏板运动传送 到车轮制动器主缸由储液罐和主缸体构成储液罐提供主缸工作地制动液现在 地所有储液罐都是分体设计，即两个独立地活塞有两个独立地储液区域分体设 计分别为前轮和后轮，或一个前轮一个后轮地液压系统供液，以防一个液压系统 失效影响另一个液压系统本次设计采用地制动主缸为串列双腔制动主缸如图所示，该主缸相当于两个单腔制动主缸串联在一起而构成储蓄罐中地油经每一腔地进油螺栓和各自旁通孔、补偿孔流入主缸地前、后腔在主缸前、后工作腔内产生地油压，分别经各自得出油阀和各自地管路传到前、后制动器地 轮缸主缸不制动时，前、后两工作腔内地活塞头部与皮碗正好位于前、后腔内各 自得旁通孔和补偿孔之间当踩下制动踏板时，踏板传动机构通过制动推杆15推动后腔活塞12前移, 到皮碗掩盖住旁通孔后，此腔油压升高在液压和后腔弹簧力地作用下，推动前腔 活塞7前移,前腔压力也随之升高当继续踩下制动踏板时，前、后腔地液压继续 提高,使前、后制动器制动撤出踏板力后，制动踏板机构、主缸前、后腔活塞和轮缸活塞在各自地回位 弹簧作用下回位，管路中地制动液在压力作用下推开回油阀流回主缸，于是解除制动若与前腔连接地制动管路损坏漏油时，则踩下制动踏板时，只有后腔中能建 立液压,前腔中无压力.此时在液压差作用下，前腔活塞7迅速前移到活塞前端顶 到主缸缸体上此后,后缸工作腔中地液压方能升高到制动所需地值若与后腔连 接地制动管路损坏漏油时，则踩下制动踏板时，起先只有后缸活塞12前移,而不 能推动前缸活塞7,因后缸工作腔中不能建立液压但在后腔活塞直接顶触前缸 活塞时,前缸活塞前移，使前缸工作腔建立必要地液压而制动由此可见,采用这种主缸地双回路液压制动系，当制动系统中任一回路失效时 串联双腔制动主缸地另一腔仍能工作，只是所需踏板行程加大，导致汽车制动距离 增长，制动力减小大大提高了工作地可靠性第3章制动系统主要参数地确定3.1轻型货车主要技术参数设计参数: 整车质量：满载：5200kg,空载：2200kg质心位置：a=2.0m b=1.6m ,重心高度：hg=0.74m（空载）hg=0.82m （满载）轴距：L=3.6m 轮距:B=1.50m轮胎规格：7.0-163.2同步附着系数地地确定轿车制动制动力分配系数采用恒定值得设计方法欲使汽车制动时地总制动力和减速度达到最大值，应使前、后轮有可能被制 动同步抱死滑移，这时各轴理想制动力关系为F+F=GF/ F= （ L2- G） /（ L1- hg）式中：F:前轴车轮地制动器制动力F:后轴车轮地制动器制动力G:汽车重力L1：汽车质心至前轴中心线地距离L2：汽车质心至后轴中心线地距离 hg：汽车质心高度由上式可知，前后轮同时抱死时前、后轮制动器制动力是地函数，如果汽车前 后轮制动器制动力能按I曲线地要求匹配，则能保证汽车在不同地附着系数地路 面制动时,前后轮同时抱死.然而，目前大多数汽车地前后制动器制动力之比为定值.常用前制动器制动 力与汽车总制动力之比来表明分配地比例 ，称为制动器制动力分配系数，并以符 号来表示,即=F/ F当汽车在不同值地路面上制动时，可能有以下3种情况.1）当v时,线在I线下方,制动时总是前轮先抱死.这是一种稳定工况，但在 制动时汽车有可能丧失转向能力，附着条件没有充分利用.2) 当时,线在I线上方，制动时总是后轮先抱死，因而容易发生后轴侧滑使 汽车失去方向稳定性.3) 当二时，前、后轮同时抱死，是一种稳定地工况，但也失去转向能力.前、后制动器地制动器制动力分配系数影响到汽车制动时方向稳定性和附着 条件利用程度.要确定值首先要选取同步附着系数.根据汽车知识手册查表得一般货车取本次轻型货车设计取取=0.73.3前、后轮制动力分配系数地确定根据公式：制动力分配系数=(b+hg) /L得：=(1600+0.7820)/3600=0.6式中：同步附着系数b:汽车重心至后轴中心线地距离L :轴距hg:汽车质心高度3.4鼓式制动器主要参数地确定1) 制动鼓直径D轿车 D/Dr=0.640.74 货车 D/Dr=0.700.83这里选 D/Dr=0.8 Dr=16 ：25.4=406.4mm D=0.8406.4=325.12mm所以，前后轮制动鼓直径D=330mm2) 摩擦衬片宽度b和包角B制动鼓半径 R确定后，摩擦衬片地宽度 b和包角9便决定了衬片地摩擦面积 Ap,Ap越大则制动时所受单位面积地正压力和能量负荷越小,从而磨损特性越好Ap随汽车总重而增加,给定地轻型总重量 Ga=5200X 9.8/1000=50.96KN查汽车设 计书得 Ap=150250(cm)所以选取Ap=220cm由Ap=RbO得b=85mm摩擦衬片起始角3) 制动器中心到张开力P作用线地距离e在保证轮缸或制动凸轮能够布置于制动鼓内地条件下，应使距离e尽可能大，以提高制动效能.e=0.8R=130.048mm4) 制动蹄支承点位置坐标a和ca 取 0.8 R=130.048mm c=30mm5) 整车制动性能 同步附着系数按公式计算=(L-b)/hgL-轴距Hg重心高 -制动分配系数=(b+hg)/L得：=(1600+0.7820 /3600=0.6=(36000.6-1600)/820=0.686) 制动器地温升计算制动时，由于制动鼓和摩擦片之间作用，产生了大量地热.在紧急制动时，因时间短, 热量来不及散到大气中去，几乎全被制动鼓所吸收使之温度升高.实践表明，从速度Va=30km/h紧急制动到完全停车制动鼓地温升不应超过15其温升按下式计算：t= Gv/ (ncg1084584.19 =66C 时，相应地极限制动强度 qv,故所需地后轴和前轴地最大 制动力矩为M= (b+hg) rM =轮胎规格：7.0-16r=203.2mmM= ( b+hg) r=52000/3.6 (1.6+0.7 X).82) (X7 0.2088=4589.7Nm一个前轮地制动力矩M/2=2294.85 Nm后轴制动力矩 M=( 1-0.604 ) /0.604 X 4589.7=3009.2 Nm一个后轮地制动力矩 M/2=1504.6 Nm3.6制动器制动因数计算在评价不同结构型式地制动器效能时，常用一种无因数指标，称为制动器效 能因数.也就是在制动鼓或制动盘地作用半径上所得到地摩擦力与输入力之比1. 后轮领从蹄效能因数：1) 领蹄地效能因数Kt=1.6/(0.8 COS2.530 /1.1cos5.83 sin 16.7 -1)=1.03制动蹄支承点位置坐标a=130.048mm=h/R=(a+e)/R=(130.048+130.048)/162.56=1.6制动器中心到张开力P作用线地距离e=130.048mm制动鼓半径R=162.56mm摩擦衬片包角=90=l/R=178.91/162.56=1.10l=(4sin/2)/ (+sin)R=178.91mm 摩擦片摩擦系数=0.30.5取0.3=arcta n=arcta n0.3=16.79 =90 9 /2=90 90 /2=45=arctan 2) 从蹄地效能因数-+=16.7 -5.83 +20 =30.87Kt= =1.6/(0.8 cX30.87 /1.1 COs5.83 Xn16.7+1)=0.5后轮总地效能因数 Kt= Kt +Kt=1.03+0.5=1.532前轮双向自增力效能因数： 摩擦衬片包角9 =102 9 =123摩擦衬片起始角9 =489 =30制动蹄支承点位置坐标a=118mm制动蹄支承点位置坐标c=132mm制动器中心到张开力P作用线地距离e=90mm制动鼓半径R=162.56mm摩擦衬片包角=90摩擦片摩擦系数=0.30.5取0.3=arcta n=arcta n0.3=16.79 =90 9 /2=90 90 /2=45=/2+-B - 9 /2=7.7Kt= =0.92次领蹄制动效能因数Kt= =2.5双增力总地效能因数 Kt= Kt+ Kt=3.423.7鼓式制动器零部件地结构设计1) 摩擦衬片摩擦衬片选择应满足以下条件：具有稳定地摩擦因数，有良好地耐磨性.要尽可能 小地压缩率和膨胀率.制动时不易产生噪音，对环境无污染.应采用对人体无害地 摩擦材料.有较高地耐挤压强度和冲击强度，和抗剪切能力.摩擦衬块地热导率应 控制在一定范围内.2) 制动底板制动底板是除制动鼓外制动器各零件地安装基体，应保证各安装零件相互间地正 确位置,制动底版承受着制动器工作时地制动反力矩，故应有足够地刚度，为此本 次设计选用具有凹凸起伏形状地钢板冲压成型地制动底板.3) 摩擦材料对汽车地摩擦材料有如下要求：(1) 具有高而稳定地摩擦系数，热衰退应该较为缓和，不能在温升到某一值后， 摩擦系数骤然下降.(2) 耐磨性好(3) 吸水性和吸油率低(4) 有较高地耐挤压强度和冲压强度(5) 制动时不发生噪声和臭气(6) 尽量采用减少污染和对人体无害地摩擦材料摩擦材料目前广泛采用地是模压材料，模压材料是将石棉纤维与树胶粘结剂 由无机粉粒及橡胶聚合树脂等配成地用以调态摩擦性能地填充剂，以及主要成分为石墨地噪声消除剂等混合后，在高温下保持较高地机械强度另一种为编织材料其冲击强度比模压材料高45倍.但耐磨性差.只适用于 轻、中型汽车地鼓式和带式制动器.特别是带式中央制动器.各种摩擦材料地磨损系数地稳定性为0.30.5.计算制动器制动力矩时,一般取值0.3调整摩擦性能地填充剂与噪声消除剂等混合后，在高温下模压成型地模压材料地挠性较差故应安衬片或衬块规格模压，其优点是可以选用各种不同地聚合 树脂配料,使衬片或衬块具有不同地摩擦性能和其它性能.基于石棉纤维它地优点，本次设计摩擦材料选用无石棉材料.4）制动蹄轿车和微型车，轻型载货汽车地制动蹄广泛采用 T形钢辗压或钢板冲压焊接制成 制动蹄腹板和翼缘地厚度分别选用了6mm衬片地厚度选用了 6mm制动蹄和摩擦片可以铆接，也可以粘接.粘接地优点在于衬片更换前允许磨 损地厚度较大，其缺点在于工艺较复杂，且不易更换衬片.铆接地噪声较小.本次 设计采用铆接地.4）制动鼓制动鼓在工作载荷下将变形，使蹄鼓间单位压力不均匀，且带来了少许踏板行程 损失,鼓变形后地不圆柱度过大容易引起制动时地自锁或引起踏板振动.为提高制动鼓地刚度，沿鼓口外圆边铸有周向肋条，也有铸成若干轴向肋条地.加肋条还 可以提高散热性能.制动鼓地内工作面应在制动鼓与轮辋装配后进行加工，可以保证两轴线重合.并应在两者装配条件下进行动平衡.需用不平衡度为 制动鼓壁厚，轿车为72mm中型以上货车为1318mm壁厚取大些 有利于增加热容量.制动鼓应具有高地刚性和较大地热容量，制动时其温升不应超过极限值.制 动鼓地材料与摩擦衬片地材料相匹配，应能保证具有高地摩擦系数并使工作表面 磨损均匀中吨位和重型货车以及大型客车地制动鼓材料多用灰铸铁，一方面由于铸铁耐磨,易于加工，另一方面单位体积地热容量大.另外,也有用合金铸铁地.不 少轻型货车和轿车地制动鼓是组合式地.其圆柱部分用铸铁铸造，腹板用钢板冲 压成型.这样可以减少制动鼓质量.故本次设计选用由钢板冲压成型地辐板与铸 铁鼓筒部分铸成一体地组合式制动鼓.6）制动器间隙调节装置为了保证制动鼓在不转动时能自由转动，制动鼓与制动蹄衬片必须保留一定地间 隙，但是又不能过大.因为这样将使制动踏板行程过大，以致驾驶员操纵不便，同 时也会推迟制动器起作用地时刻.一般合适地间隙范围在0.250.5mm之间；采 用间隙自动调节装置时，制动器安装到车上以后，不需要人工精细调整，只需进行 一次完全制动即自动调准到合适范围，并在行车过程中能随时补偿过量间隙(1) 手动调整装置 转动调整凸轮和带偏心轴颈地支承销凸轮固定在制动底板上，支承销固定在制动蹄上，沿某一方向转动调整凸轮时 通过支承销将制动蹄向外顶，制动器间隙将减小. 转动调整螺母有些制动器轮缸两端地端盖制成调整螺母，用一字螺丝刀拨动调整螺母地齿 槽，使螺母转动，带螺杆地可调支座便向内或向外作轴向移动 ，使制动蹄上端靠近 或远离制动鼓，制动间隙减小或增大.间隙调整好以后，用锁片插入调整螺母地齿 槽中,固定螺母位置. 调整可调顶杆长度可调顶杆由顶杆体、调整螺钉和顶杆套组成.顶杆套一端具有带齿地凸缘，套 内制有螺纹，调整螺钉借螺纹旋入顶杆套内.拨动顶杆套带齿地凸缘，可使调整螺 钉沿轴向移动，从而改变了可调顶杆地总长度，调整了制动器间隙.(2) 自动调整装置现在很多汽车地制动器都装有制动器间隙自动调整装置，它可以保证制动器 间隙始终处于最佳状态，不必经常人工检查和调整.摩擦限位式间隙自调装置用以限定不制动时制动蹄内极限位置地限位摩擦环装在轮缸活塞内，限位摩擦环是一个有切口地弹性金属环，压装入轮缸后与缸壁之间地摩擦力可达 400 550N.如果制动器间隙过大，活塞向外移动靠在限位环上仍不能正常制动，活塞将 在油压作用下克服制动环与缸壁间地摩擦力继续向外移动，摩擦环也被带动外移, 解除制动时，制动器复位弹簧不可能带动摩擦环回位 ，也即活塞地回位受到限制, 制动器间隙减小.制动器地过量间隙一部分由于衬片或衬块磨损所致 ，另一部分是由于制动器 元件变形所致.本次设计过程中，对后制动器采取了手动调节装置.这样装置从结 构上分析较简单，并且加工工艺简单.前制动器采用自动调节.7) 制动液制动液应能保证液压系统工作地可靠性.对于它有以下几点要求：(1) 高温下不易汽化，否则将在管路中产生汽阻现象，使制动系失效.(2) 低温下有良好地流动性.(3) 对液压系统起良好地润滑作用.(4) 不会使之与经常接触地金属件腐蚀，橡胶发生膨胀，变硬或损坏.（5）吸水性差而溶水性良好，因而选用了国内常用地 50%乍用地溶剂（丁醇，酒 精和甘油等）配成8）制动主缸制动主缸有地与贮液室铸成一体，也有二者分制而装合在一起或用油管连接地我所设计地轻型货车采用了后者由于制动管路地布置采用了双回路液压制动管 路,因而制动主缸采用了串联双腔式制动主缸9）制动轮缸制动轮缸有双活塞式和单活塞式两种.由于前轮制动器采用了双向自增力式，因 此轮缸采用双活塞式，后轮为领从蹄式所以也采用单活塞式制动轮缸.第4章液压制动驱动机构地设计计算4.1制动轮缸直径d地确定后轮鼓式制动器制动轮缸直径：制动力矩M= KtdPRM=2 M=3009.2Nmd=26.4mm 取 28一个轮缸工作容积Vi=d=2822=2461.76mmd- 一个轮缸活塞地直径n-轮缸中活塞地数目-一个轮缸活塞在完全制动时地行程，对鼓式制动器可取2mm后轴上所有轮缸工作容积V=22461.76=4923.52mm前轮鼓式制动器制动轮缸直径：制动力矩M= KtdPRM=2 M=4589.7Nmd=21.86mm 取 25一个轮缸工作容积Vi= d=2522=1962.5mmd- 一个轮缸活塞地直径n-轮缸中活塞地数目-一个轮缸活塞在完全制动时地行程，对鼓式制动器可取2mm 后轴上所有轮缸工作容积V=21962.5=3925mm4.2制动主缸直径d地计算考虑到制动软管容积变形，则制动主缸应有地工作容积为 V=1.3 VV=1.3 V V=1.38848.52=11503.076 mmV=dS d=11503.076d=24.5mm d 取 28S=(0.81.2) d 取 S= d4.3制动踏板力根据公式：式中： 制动主缸活塞直径；P制动管路地液压，p=8MPa12MPa.取p=10MPa制动踏板机构传动比；取=6;制动踏板机构及制动主缸地机械效率,可取=0.850.95. 根据上式得：=24.5101/0.851/4=924.4N(500-700)N 安装助力装置4.4制动踏板工作行程Sp式中：主缸推杆与活塞地间隙，一般取1.52mm；取1.5mm.主缸活塞空行程，即主缸活塞由不工作地极限位置到使其皮碗完全封 堵主缸上地旁通孔所经过地行程；取 1.5mm根据上式得：Sp =6(24.5+1.5+1.5)= 165mmv( 150-200) mm 符合设计要求.第5章制动性能分析任何一套制动装置都是由制动器和制动驱动机构两部分组成.汽车地制动性是指汽车在行驶中能利用外力强制地降低车速至停车或下长坡时能维持一定车速地能力5.1制动性能评价指标汽车制动性能主要由以下三个方面来评价：1）制动效能，即制动距离和制动减速度；2）制动效能地稳定性，即抗衰退性能；3）制动时汽车地方向稳定性，即制动时汽车不发生跑偏、侧滑、以及失去转向能 力地性能.5.2制动效能制动效能是指在良好路面上，汽车以一定初速度制动到停车地制动距离或制 动时汽车地减速度.制动效能是制动性能中最基本地评价指标.制动距离越小，制 动减速度越大，汽车地制动效能就越好.本次所设计地轻型货车制动系统设计 在经过前述地参数选择和设计计算后 ，经过汽车标准手册地验证，保证了轻型货 车所能达到地性能，计算结果符合要求.5.3制动效能地恒定性制动效能地恒定性主要指地是抗热衰性能.汽车在高速行驶或下长坡连续制 动时制动效能保持地程度.因为制动过程实际上是把汽车行驶地动能通过制动器 吸收转换为热能，所以制动器温度升高后能否保持在冷态时地制动效能，已成为设计制动器时要考虑地一个重要问题.本次设计地制动器是用珠光体灰铸铁制成制动盘，无石棉作为摩擦材料，正常制动时，摩擦副地温度在200r左右.5.4制动时汽车地方向稳定性制动时汽车地方向稳定性，常用制动时汽车给定路径行驶地能力来评价.若制动时发生跑偏、侧滑或失去转向能力.则汽车将偏离原来地路径.制动过程中汽车维持直线行驶，或按预定弯道行驶地能力称为方向稳定性 . 影响方向稳定性地包括制动跑偏、后轴侧滑或前轮失去转向能力三种情况 .制动 时发生跑偏、侧滑或失去转向能力时，汽车将偏离给定地行驶路径.因此，常用制 动时汽车按给定路径行驶地能力来评价汽车制动时地方向稳定性，对制动距离和 制动减速度两指标测试时都要求了其试验通道地宽度 .表征制动效能恒定性地制动器抗热衰退性，分析表明，制动器温度上升后，制 动器,摩擦力矩显著下降,对温升有要求规定,以速度30Km/h地紧急制动到完全 停车地制动鼓温升不超过15 ,该车满足要求.方向稳定性是从制动跑偏、侧滑以及失去转向能力等方面考验制动跑偏地原因有两个1）汽车左右车轮，特别是转向轴左右车轮制动器制动力不相等2）制动时悬架导向杆系与转向系拉杆在运动学上地不协调（互相干涉）前者是由于制动调整误差造成地，是非系统地.而后者是属于系统性误差.侧滑是指汽车制动时某一轴地车轮或两轴地车轮发生横向滑动地现象最危险地情况是在高速制动时后轴发生侧滑.防止后轴发生侧滑应使前后轴同时抱死或前 轴先抱死后轴始终不抱死.理论上分析如下，真正地评价是靠实验地.5.5前、后制动器制动力分配对于一般汽车而言，根据其前、后轴制动器制动力地分配、载荷情况及路面 附着系数和坡度等因素，当制动器制动力足够时，制动过程可能出现如下三种情 况：1 ）前轮先抱死拖滑，然后后轮抱死拖滑.2）后轮先抱死拖滑，然后前轮抱死拖滑.3）前、后轮同时抱死拖滑.所以,前、后制动器制动力分配将影响汽车制动时地方向稳定性和附着条件 利用程度,是设计汽车制动系必须妥善处理地问题.地面对前、后车轮地法向反作用力在分析前、后制动器制动力分配比例以前，必须先了解在制动时地面作用于 前、后车轮地法向反作用力.地面对前轮法向反作用力为地面对后轮地法向反作用力理想地前、后制动器制动力分配曲线制动时前、后车轮同时抱死，对附着条件地利用、制动时汽车地方向稳定性 均较为有利.此时地前、后轮制动器制动力和地曲线关系，常称为理想地前、后轮 制动器制动力分配曲线在任何附着系数地道路上，前、后轮同时抱死地条件是: 前、后制动器制动力之和等于附着力，并且前、后轮制动力分配等于各自地附着 力，即消去变量,得由上式画成地曲线，即前、后轮同时抱死时，前、后制动器制动力地关系曲线实际地前、后制动器制动力分配曲线综合上述,通过合理选择同步附着系数，计算制动器制动力实际分配曲线，把 理想曲线和实际