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-(毕业设计)DD1062中型客车制动系统改进设计说明书-第 38 页摘 要本次设计主要是对中型客车制动系统结构进行分析的基础上，根据对中型客车制动系统的要求，设计出合理的符合国家标准和行业标准的制动系统。汽车制动系统是汽车最重要的系统之一，它直接关系到汽车行驶的安全性。为了保证汽车行驶的安全，制动器性能的好坏成为汽车构造中的重中之重。同时，良好的制动系统还能提高汽车的方向稳定性和制动效能。首先制定出制动系统的结构方案设计计算确定前盘、后鼓式制动器。绘制出了前、后制动器装配图、制动阀装配图、制动管路布置图。最终对设计出的制动系统的各项指标进行评价分析。通过本次设计的计算结果表明设计出的制动系统是合理的、符合标准的。其满足结构简单、成本低、工作可靠等要求。关键词：中型客车；制动系统设计；盘式制动器；鼓式制动器；气压系统；AbstractBased on the structural analysis and the design requirements of n.medium bus braking system, a braking system design is performed in this thesis, according to the national and professional standards. Automotive vehicle braking system is one of the most important system, it is directly related to car driving safety. In order to ensure the safety of automobile travel, automobile brake performance is good or bad to become a top priority in construction. At the same time, good braking system can improve the car's directional stability and braking performance.The braking system design starts from determination of the structure scheme. Calculating and determining the main dimension and structural type of the front disc、drum brake，brake master cylinder，and therefore draw the engineering drawings of the front and rear brakes, Brake valve, the diagram of the brake pipelines.The results show the design of braking system is reasonable, consistent with the standards and satisfies the requests such as simple structure and low cost. Key words: Medium-sized passenger car; braking system design; disc brake; drum brake; pneumatic system;目录摘 要IAbstractII第1章 绪 论11.1 制动器设计的意义及目的11.2 汽车制动系统设计的要求11.3 汽车制动系统的组成11.4 制动系工作原理21.5 制动器研究现状2第2章 汽车制动方案论证分析与选择42.1 制动器形式方案分析42.1.1 鼓式制动器结构形式42.1.2盘式制动器结构形式62.2 制动驱动机构的结构型式与选择82.2.1 简单制动系82.2.2 动力制动系92.2.3 伺服制动系92.3 液压分路系统的形式与选择10第3章 制动系统主要参数的确定123.1 中型客车主要技术参数123.2 同步附着系数的的确定123.3 前、后轮制动力分配系数的确定。133.4 盘式制动器主要参数的确定133.5 制动器最大制动力的确定143.6 盘式制动器制动因数计算143.7 鼓式制动器的设计计算153.8 鼓式制动效能因素计算153.9 制动器的温升计算163.10 盘式制动器主要零部件的结构设计173.11 鼓式制动器主要零部件的结构设计18第4章 气压制动系统结构设计与分析204.1 气压制动系统结构204.1.1 气压制动回路204.1.2 供能装置204.1.3 控制装置214.1.4 制动气室234.2 气压驱动机构的设计与计算244.2.1 制动气室设计244.2.2 贮气筒254.2.3 空气压缩机的选择25第5章 制动性能评价分析265.1 制动性能评价指标265.2 制动效能265.3 制动效能的恒定性275.4 制动时汽车的方向稳定性275.5 前、后制动器制动力分配285.5.1 地面对前、后车轮的法向反作用力285.5.2 理想的前、后制动器制动力分配曲线295.5.3 实际的前、后制动器制动力分配曲线29第6章 总 论30参考文献31致谢32附 录133附 录238第1章 绪 论1.1 制动器设计的意义及目的汽车制动系统是汽车最重要的系统之一，它直接关系到汽车行驶的安全性。随着汽车性能的提高，汽车的时速越来越高，为此，交通事故也逐年增加。在汽车交通事故中，除去违章驾驶以外，最主要原因就是车辆机械故障，而在各种交通故障中制动失灵占有相当高的比例。可见，制动机构是保证行车安全的极为重要的系统。为了保证汽车行驶的安全，制动器性能的好坏成为汽车构造中的重中之重。同时，良好的制动系统还能提高汽车的方向稳定性和制动效能。因此，提高汽车制动性能具有一定的实际应用意义，与此同时，掌握汽车制动器设计具有一定的理论意义。制动器设计的目的：1、通过查阅相关的资料，运用专业基础理论和专业知识，确定中型客车制动系统的设计方案，进行部件的设计计算和结构设计。2、达到综合运用所学知识分析汽车基本性能和部件设计的训练，为今后实际工作打下基础。1.2 汽车制动系统设计的要求1、保证客车具有足够的制动效能，客车在30km/h时,制动距离小于8米。2、采用双回路制动系统保证制动的可靠性。3、采用气压制动，使客车具有良好的操纵轻便性。4、在满足各个零部件质量要求的同时，还要保证足够的强度、刚度、寿命及经济性。1.3 汽车制动系统的组成制动系统由以下四个基本组成部分：（1） 供能装置包括供给、调节制动所需能量以及改善传能介质状态的 各种部件。（2） 控制装置包括产生制动动作和控制制动效果的各种部件。（3） 传动装置包括将制动能量传输到制动器的各个部件。（4） 制动器产生阻碍车辆的运动或运动趋势的力的部件，其中也包括辅助制动系统中的缓速装置。1.4 制动系工作原理本设计采用前盘后鼓式、间隙可调式的气压制动器，以东风EQ1090E型汽车的凸轮式前轮制动器为例。制动蹄是可锻铸铁的，不制动时由复位弹簧将其拉靠到制动凸轮轴的凸轮上。制动凸轮轴通过支座固定在制动底板上，其尾部花键轴插入制动调整臂的花键中。凸轮制动器制动调节臂的内部为蜗轮蜗杆传动，蜗轮通过花键与凸轮轴相连。正常制动时，制动调整臂体带动蜗杆绕蜗轮轴线转动，蜗杆由带动涡轮转动，从而使凸轮旋转，张开制动蹄起制动作用。制动调整臂除了具有传力作用外，还可以调整制动器的间隙。1.5 制动器研究现状虽然中国汽车工业发展迅速，但与需求相比，显然供不应求，其主要缺口集中于精密、大型、复杂、长寿命、高档次领域。由于在零件精度、寿命、制造周期及生产能力等方面，中国与国际平均水平和发达国家仍有较大差距，因此，每年需要大量进口汽车。中国汽车产业除了要继续提高生产能力，今后更要着重于行业内部结构的调整和技术发展水平的提高。结构调整方面，主要是企业结构向专业化调整，产品结构向着中高档次发展，向进出口结构的改进，中高档汽车覆盖件成形分析及结构改进、并朝高速、高档次，高性能的方向发展。而汽车制动系统是汽车最重要的系统之一，制动系统性能的好坏直接关系到汽车行驶的安全性。车辆在行驶过程中要频繁进行制动操作,由于制动性能的好坏直接关系到交通和人身安全,因此制动性能是车辆非常重要的性能之一,改善汽车的制动性能始终是汽车设计制造和使用部门的重要任务。当车辆制动时,由于车辆受到与行驶方向相反的外力,所以才导致汽车的速度逐渐减小至0,对这一过程中车辆受力情况的分析有助于制动系统的分析和设计,因此制动过程受力情况分析是车辆试验和设计的基础,由于这一过程较为复杂,因此一般在实际中只能建立简化模型分析,通常人们主要从三个方面来对制动过程进行分析和评价:1)制动效能:即制动距离与制动减速度；2)制动效能的恒定性:即抗热衰退性；3)制动时汽车的方向稳定性；目前,对于整车制动系统的研究主要通过路试或台架进行,由于在汽车道路试验中车轮扭矩不易测量,因此,多数有关传动系!制动系的试验均通过间接测量来进行汽车在道路上行驶,其车轮与地面的作用力是汽车运动变化的根据,在汽车道路试验中,如果能够方便地测量出车轮上扭矩的变化,则可为汽车整车制动系统性能研究提供更全面的试验数据和性能评价。第2章 汽车制动方案论证分析与选择汽车制动系统的设计是一项综合性、系统性的设计。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 制动器形式方案分析汽车制动器几乎均为机械摩擦式，即利用旋转元件与固定元件两工作表面间的摩擦产生的制动力矩使汽车减速或停车。一般摩擦式制动器按其旋转元件的形状分为鼓式和盘式两大类。2.1.1 鼓式制动器结构形式鼓式制动器是最早形式的汽车制动器，当盘式制动器还没有出现前，它已经广泛用干各类汽车上。鼓式制动器又分为内张型鼓式制动器和外束型鼓式制动器两种结构型式。内张型鼓式制动器的摩擦元件是一对带有圆弧形摩擦蹄片的制动蹄，后者则安装在制动底板上，而制动底板则紧固在前桥的前梁或后桥桥壳半袖套管的凸缘上，其旋转的摩擦元件为制动鼓。车轮制动器的制动鼓均固定在轮鼓上。制动时，利用制动鼓的圆柱内表面与制动蹄摩擦路片的外表面作为一对摩擦表面在制动鼓上产生摩擦力矩，故又称为蹄式制动器。外束型鼓式制动器的固定摩擦元件是带有摩擦片且刚度较小的制动带，其旋转摩擦元件为制动鼓，并利用制动鼓的外因柱表面与制动带摩擦片的内圆弧面作为一对摩擦表面，产生摩擦力矩作用于制动鼓，故又称为带式制动器。在汽车制动系中，带式制动器曾仅用作一些汽车的中央制动器，但现代汽车已很少采用。所以内张型鼓式制动器通常简称为鼓式制动器，通常所说的鼓式制动器就是指这种内张型鼓式结构。鼓式制动器按蹄的类型分为：1、 领从蹄式制动器如图所示，若图上方的旋向箭头代表汽车前进时制动鼓的旋转方向(制动鼓正向旋转)，则蹄1为领蹄，蹄2为从蹄。汽车倒车时制动鼓的旋转方向变为反向旋转，则相应地使领蹄与从蹄也就相互对调了。这种当制动鼓正、反方向旋转时总具有一个领蹄和一个从蹄的内张型鼓式制动器称为领从蹄式制动器。领蹄所受的摩擦力使蹄压得更紧，即摩擦力矩具有“增势”作用，故又称为增势蹄；而从蹄所受的摩擦力使蹄有离开制动鼓的趋势，即摩擦力矩具有“减势”作用，故又称为减势蹄。“增势”作用使领蹄所受的法向反力增大，而“减势”作用使从蹄所受的法向反力减小。领从蹄式制动器的效能及稳定性均处于中等水平，但由于其在汽车前进与倒车时的制动性能不变，且结构简单，造价较低，也便于附装驻车制动机构，故这种结构仍广泛用于中、重型载货汽车的前、后轮制动器及轿车的后轮制动器。2、 双领蹄式制动器若在汽车前进时两制动蹄均为领蹄的制动器，则称为双领蹄式制动器。显然，当汽车倒车时这种制动器的两制动蹄又都变为从蹄故它又可称为单向双领蹄式制动器。如图22所示，两制动蹄各用一个单活塞制动轮缸推动，两套制动蹄、制动轮缸等机件在制动底板上是以制动底板中心作对称布置的，因此，两蹄对制动鼓作用的合力恰好相互平衡，故属于平衡式制动器。双领蹄式制动器有高的正向制动效能，但倒车时则变为双从蹄式，使制动效能大降。这种结构常用于中级轿车的前轮制动器，这是因为这类汽车前进制动时，前轴的动轴荷及 附着力大于后轴，而倒车时则相反。3、 双向双领蹄式制动器当制动鼓正向和反向旋转时，两制动助均为领蹄的制动器则称为双向双领蹄式制动器。它也属于平衡式制动器。由于双向双领蹄式制动器在汽车前进及倒车时的制动性能不变，因此广泛用于中、轻型载货汽车和部分轿车的前、后车轮，但用作后轮制动器时，则需另设中央制动器用于驻车制动。4、 单向增力式制动器单向增力式制动器如图所示两蹄下端以顶杆相连接，第二制动蹄支承在其上端制动底板上的支承销上。由于制动时两蹄的法向反力不能相互平衡，因此它居于一种非平衡式制动器。单向增力式制动器在汽车前进制动时的制动效能很高，且高于前述的各种制动器，但在倒车制动时，其制动效能却是最低的。因此，它仅用于少数轻、中型货车和轿车上作为前轮制动器。5、 双向增力式制动器将单向增力式制动器的单活塞式制动轮缸换用双活塞式制动轮缸，其上端的支承销也作为两蹄共用的，则成为双向增力式制动器。对双向增力式制动器来说，不论汽车前进制动或倒退制动，该制动器均为增力式制动器。双向增力式制动器在大型高速轿车上用的较多，而且常常将其作为行车制动与驻车制动共用的制动器，但行车制动是由液压经制动轮缸产生制动蹄的张开力进行制动，而驻车制动则是用制动操纵手柄通过钢索拉绳及杠杆等机械操纵系统进行操纵。双向增力式制动器也广泛用作汽车的中央制动器，因为驻车制动要求制动器正向、反向的制动效能都很高，而且驻车制动若不用于应急制动时也不会产生高温，故其热衰退问题并不突出。但由于结构问题使它在制动过程中散热和排水性能差，容易导致制动效率下降。因此，在轿车领域上己经逐步退出让位给盘式制动器。但由于成本比较低，仍然在一些经济型车中使用，主要用于制动负荷比较小的后轮和驻车制动。综合以上各种制动器的优缺点，本设计选择领从蹄式制动器2.1.2盘式制动器结构形式按摩擦副中固定元件的结构，盘式制动器可分为钳盘式和全盘式两大类。钳盘式制动器是由旋转元件（制动盘）和固定元件（制动钳）组成。制动盘是摩擦副中的旋转件，它是以端面工作的金属圆盘。制动钳是由装在横跨制动盘两侧的夹钳形支架中的促动装置组成。制动块是由工作面积不大的摩擦块和金属背板组成。每个制动器中一般有2-4个制动块。全盘式制动器的旋转件也是以端面工作的金属圆盘（制动盘），其固定元件是呈圆盘形的金属背板和摩擦片。工作时制动盘和摩擦片间的摩擦面全部接触。其工作原理犹如摩擦离合器，故亦称为离合器式制动器。全盘式制动器用的较多的是多片全盘式制动器，以便获得较大的制动力。但这种制动器的散热性能较差，结构较复杂。一般只用于重型汽车。在这次设计中采用钳盘式制动器，因此我主要介绍一下钳盘式制动器。按制动钳的结构型式，钳盘式制动器又可分为定钳盘式和浮动钳盘式两种。2.1.2.1固定钳式盘式制动器固定钳式盘式制动器如图21 a）所示，其制动钳体固定在转向节上，在制动钳体上有两个液压油缸，其中各装有一个活塞。当压力油液进入两个油缸活塞外腔时，推动两个活塞向内将位于制动盘两侧的制动块总成压紧到制动盘上，从而将车轮制动。当放松制动踏板使油液压力减小时，回位弹簧则将两制动块总成及活塞推离制动盘。这种结构型式称为浮动活塞式固定钳式盘式制动器。固定钳盘式制动器在汽车上的应用较浮动钳式的要早，其制动钳的刚度好，除活塞和制动块外无其他滑动件。但由于需采用两个油缸并分置于制动盘的两侧，使结构尺寸较大，布置也较困难；需两组高精度的液压缸和活塞，成本较高；制动产生的热经制动钳体上的油路传到制动油液，易使其由于温度过高而产生气泡，影响制动效果。另外，由于两侧制动块均靠活塞推动，很难兼用于由机械操纵的驻车制动，必须另加装一套驻车制动用的辅助制动钳，或是采用盘鼓结合式后轮制动器，其中作为驻车用的鼓式制动器由于直径较小，只能是双向增力式的。这种“盘中鼓”的结构很紧凑，但双向增力式制动器的调整不方便。2.1.2.2浮动钳盘式制动器浮动钳盘式制动器的制动钳体是浮动的。其浮动方式分为滑动钳盘式制动器和摆动钳盘式制动器两种，如图21 b)和c)所示。它们的制动油缸都是单侧的，且与油缸同侧的制动块总成为活动的，而另一侧的制动块总成则固定在钳体上。制动时在油液压力作用下，活塞推动该侧活动的制动块总成压靠到制动盘，而反作用力则推动制动钳体连同固定于其上的制动块总成压向制动盘的另一侧，直到两侧的制动块总成的受力均等为止。对摆动钳式盘式制动器来说，钳体不是滑动而是在于与制动盘垂直的平面内摆动。这就要求制动摩擦衬片为楔形的，摩擦表面对其背面的倾斜角为6°左右。在使用过程中，摩擦衬块逐渐磨损到各处残存厚度均匀（一般约为1mm）后即应更换。当浮动钳式盘式制动器兼用作行车制动器和驻车制动器时，可不必加设驻车制动用的制动钳，而只需在行车制动钳的液压油缸附近加装一些用于推动液压油缸活塞的驻车制动用的机械传动件即可。浮动钳盘式制动器只在制动盘的一侧装油缸，其结构简单，造价低廉，易于布置，结构尺寸紧凑，可将制动器进一步移近轮毂，同一组制动块可兼用于行车制动和驻车制动。由于浮动钳没有跨越制动盘的油道和油管，减少了油液的受热机会，单侧油缸又位于盘的内侧，受车轮遮蔽较少，使冷却条件较好。另外，单侧油缸的活塞比两侧油缸的活塞要长，也增大了油缸的散热面积，因此制动油液温度比固定钳式的低3050，汽化的可能性较小。但由于制动钳体为浮动的，必须设法减少滑动处或摆动中心处的摩擦，磨损和噪声。因此设计的中型客车采用浮动钳盘式制动器。2.2 制动驱动机构的结构型式与选择制动驱动机构用于将驾驶员或其它力源的力传给制动器，使之产生需要的制动转矩。制动系统工作的可靠性在很大程度上取决于制动驱动机构的结构和性能。所以首先保证制动驱动机构工作可靠性；其次是制动力的产生和撤除都应尽可能快，充分发挥汽车的制动性能；再次是制动驱动机构操纵轻便省力；最后是加在踏板上的力和踩下踏板的距离应该与制动器中产生的制动力矩有一定的比例关系。保证汽车在最理想的情况下产生制动力矩。根据制动力源的不同，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。而力的传递方式又有机械式、液压式、气压式和气压-液压式的区别。2.2.1 简单制动系简单制动系即人力制动系，是靠驾驶员作用于制动踏板上或手柄上的力作为制动力源，而力的传递方式又有机械式和液压式两种。机械式的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，因此仅用于中小型汽车的驻车制动器。由于驻车制动器必须可靠的保证汽车在原地停驻并在任何情况下不致于自动滑行。实现这个功能一般都用机械锁止方式来实现，因为这种方式结构简单、经济性好，所以中级轿车的驻车制动系统几乎都采用了机械传动装置。液压式的简单制动系通常简称为液压制动系，用于行车制动装置。其优点是作用滞后时间短(0.1s0.3s)，工作压力大(可达10MPa12MPa)，缸径尺寸小，可布置在制动器内部作为制动蹄的张开机构或制动块的压紧机构，使之结构简单、紧凑，质量小、造价低。但其有限的力传动比限制了它在汽车上的使用范围。另外，液压管路在过度受热时会形成气泡而影响传输，即产生所谓“气阻”，使制动效能降低甚至失效；而当气温过低时(-25和更低时)，由于制动液的粘度增大，使工作的可靠性能降低，以及当有局部损坏时，使整个系统都不能继续工作。液压式简单制动系曾广泛用于轿车、轻型货车和部分中型货车上。但由于其操纵较沉重，不能适应现代汽车提高操纵轻便性的要求，故当前仅多用于微型汽车上，在轿车和轻型汽车早已极少采用。2.2.2 动力制动系动力制动系是以发动机动力形成的气压或液压势能作为汽车制动的全部力源进行制动，而司机作用于制动踏板或手柄上的力仅用于对制动回路中控制元件的操纵。在简单制动系中的踏板力与其行程间的反比例关系在动力制动系中便不复存在，因此，此处的踏板力较小且可有适当的踏板行程。动力制动系有气压制动系、气顶液式制动系和全液压动力制动系3种。（1）气压制动系气压制动系是动力制动系最常见的型式，由于可获得较大的制动驱动力，且主车与被拖的挂车以及汽车列车之间制动驱动系统的连接装置结构简单、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以上的载货汽车、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；管路中气压的产生和撤除均较慢，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的距离较远时，有必要加设气动的第二级控制元件继动阀(即加速阀)以及快放阀；管路工作压力较低(一般为0.5MPa0.7MPa)，因而制动气室的直径大，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的另一种型式，即利用气压系统作为普通的液压制动系统主缸的驱动力源的一种制动驱动机构。它兼有液压制动和气压制动的主要优点。由于其气压系统的管路短，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9t11t的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的优点外，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，对系统的密封性要求也较高，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的重型矿用自卸汽车上。2.2.3 伺服制动系伺服制动系是在人力液压制动系统的基础上加设一套动力伺服制动而形成的，即兼用人体和发动机作为制动能源的制动系统。在正常的情况下，制动能量大部分由动力伺服系统供给，而在动力伺服系统失效时，还可全靠驾驶员供给。伺服制动系统的类型：（1） 按伺服系统的输出力作用部位和对其控制装置的操纵方式不同，伺服制动系统可分为助力式（直接操纵式）和增压式（间接操纵式）两类。前者中的伺服系统控制装置用制动踏板机构直接操纵，其输出力也作用于液压主缸，以助踏板力之不足；后者中的伺服系统控制装置用制动踏板机构直接操纵，其输出力也作用于液压主缸，以助踏板力之不足；后者中的伺服系统控制装置用制动踏板机构通过主缸输出的液压操纵，且伺服系统的输出力与主缸液压共同作用于一个中间传动液缸，使该液缸输出到轮岗的液压远高于主缸液压。（2） 伺服制动系统又可按伺服能量的形式分为真空伺服式、气压伺服式和液压伺服式3种，其伺服能量分别为真空能、气压能和液压能。2.3 液压分路系统的形式与选择为了提高制动驱动机构的工作可靠性，保证行车安全，制动驱动架构至少应有两套独立的系统，即应是双回路系统，也就是说应将汽车的全部洗车制动器的液压或气压管路分成两个或更多个相互独立的回路，以便当一个回路发生故障失效时，其它完好的回路仍能可靠的工作。下图为双轴汽车的液压式制动驱动机构的双回路系统的5种分路方案图。选择分路方案时，主要是考虑其制动效能的损失程度、制动力的不对称情况和回路系统的复杂程度等。图26 制动管路回路图 图26（a）为前、后轮制动管路各成独立的回路系统，即一轴对一轴的分路形式，简称II型。其特点是管路布置最为简单，可与传统的单轮缸鼓式制动器相配合，成本较低。这种分路布置方案在各类汽车上均有采用，但在货车上用得最广泛。图26（b）为前后制动管路曾对角连接的两个独立的回路系统，即前轴的一侧车轮制动器与后桥的对侧车轮制动器同属于一个回路称交叉型，简称X型。其特点是结构也很简单，一回路失效时仍能保持50%的制动效能，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。此时前、后各有一侧车轮有制动作用，使制动力不对称，导致前轮将朝制动起作用车轮的一侧绕主销转动，使汽车失去方向稳定性。但采用这种分路方案的汽车，其主销偏移距应取负值（至20mm），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，所以多用于中、小型轿车。图26（c）的左、右前轮制动器的半数轮缸与全部后轮制动器轮缸构成一个独立的回路，而两前轮制动器的另半数轮缸构成另一回路，可看成是一轴半对半个轴的分路形式，简称HI型。图26（d）的两个独立的回路分别为两侧前轮制动器的半数轮缸和一个后轮制动器所组成，即半个轴与一轮对另半个轴与另一轮的式，简称LL型。图26（e）的两个独立的回路均由每个前、后制动器的半数缸所组成，即前、后轴对前、后半个轴的分路形式，简称HH型。这种形式的双回路制动效能最好。HI，LL，HH型的结构均较复杂。LL型与HH型在任一回路失效时，前、后制动力的比值均与正常情况下相同，且剩余的总制动力可达到正常值的50%左右。HI型单用回路3，即一轴半时剩余制动力较大，但此时与LL型一样，在紧急制动时后轮极易先抱死。综合各个方面的因素和比较各回路形式的优缺点。本设计选择了II型回路。第3章 制动系统主要参数的确定3.1 中型客车主要技术参数整车质量：满载：12000kg，空载：7800kg质心位置：a=2.4m b=2.0m hg=0.9m(空载) hg=1.1m（满载） 轴距：L=4.4m，轮距: B=1.8m轮胎：10-203.2 同步附着系数的的确定客车制动制动力分配系数采用恒定值得设计方法。欲使汽车制动时的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=G F/ F=（L2-G）/(L1-hg)式中：F：前轴车轮的制动器制动力 F：后轴车轮的制动器制动力G：汽车重力L1：汽车质心至前轴中心线的距离L2：汽车质心至后轴中心线的距离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的函数，如图所示，图上的I曲线即为客车的前后轮同时抱死的前后轮制动器制动力的分配曲线（理想的前后轮制动器制动力分配曲线）。如果汽车前后轮制动器制动力能按I曲线的要求匹配，则能保证汽车在不同的附着系数的路面制动时，前后轮同时抱死.然而，目前大多数汽车的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的比例，称为制动器制动力分配系数，并以符号 来表示，即= F/ F当汽车在不同值的路面上制动时，可能有以下3种情况。1)当时，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=时，前、后轮同时抱死，是一种稳定的工况，但也失去转向能力。前、后制动器的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，中型客车的同步附着系数取为0.73.3 前、后轮制动力分配系数的确定。根据公式：=（L+hg）/L得 （3-1）式中 ：同步附着系数 L：汽车重心至后轴中心线的距离L：轴距hg:汽车质心高度3.4 盘式制动器主要参数的确定1）制动盘直径D根据制动盘的直径D为轮辋直径的70%79%，因此前轮制动盘直径D取轮辋直径的78%，后轮制动盘直径D取轮辋直径的70%。由于给定中级轿车的轮胎规格为20-10，可知轮辋直径为20×25.4=508mm所以，制动盘直径D=508×0.8=406.4mm2） 制动盘厚度选择通常，实心制动盘厚度可取为10 mm20 mm；只有通风孔道的制动盘的两工作面之间的尺寸，即制动盘的厚度取为20 mm50 mm，但多采用20 mm30 mm。本设计采用实心盘，厚度h取为10mm。3）摩擦衬块内半径R1与外半径R2摩擦衬块的外半径R2与内半径R1的比值不大于1.5。若此比值偏大，工作时摩擦衬块外缘与内缘的圆周速度相差较大，则其磨损就会不均匀，接触面积将减小，最终会导致制动力矩变化大。根据R2/R11.5通过分析，前盘取摩擦衬块内半径为R1=70mm，外半径为R2=84mm。4）摩擦衬块工作面积A通过查看汽车知识手册和参考相近车型制动衬块的工作面积，本设计前盘制动器面积取A=96cm,厚度均取10mm。3.5 制动器最大制动力的确定为保证汽车有良好的制动效能和稳定性，应合理的确定前、后轮制动器制动力矩。对于选取较大的各类汽车，应从保证汽车制动时的稳定性出发，来确定各轴的最大制动力矩。当时，相应的极限制动强度q，故所需的后轴和前轴的最大制动力矩为T=Z=（L1-qhg）r （3-2）T= （3-3）根据（3-2）式，后轮的最大制动力矩为：根据（3-3）式，前轮的最大制动力矩为：其中，制动强度3.6 盘式制动器制动因数计算对于钳盘式制动器，设两侧制动块对制动盘的压紧力均为P，则制动盘在其两侧工作面的作用半径上所受的摩擦力为2fP，此处f为盘与制动衬块间的摩擦系数f，摩擦系数f一般都取0.350.5之间，因此取f=0.3，于是钳盘式制动器的制动器因数为：2×0.3=0.6 （3-4）3.7 鼓式制动器的设计计算1）制动鼓直径确定根据制动鼓的直径D为轮辋直径的70%83%，因此后轮制动鼓直径D取轮辋直径的80%。由于取中型客车的轮胎规格为20-10，可知轮辋直径为20×25.4=508mm所以，制动盘直径D=508×0.8=406.4mm2） 摩擦衬片宽度b和包角摩擦衬片包角=时，磨损最小，制动鼓温度最低，且制动效能最高。角减小虽然有利于散热，但单位压力过高将加速磨损。实际上包角两端处的单位压力最小，因此过分延伸衬片的两端以加大包角，对较少单位压力的作用不大，而且将使制动作用不平顺，容易使制动器发生自锁。因此，包角一般不宜大于。在这次设计中=摩擦衬片宽度尺寸b与制动鼓直径D的比值为，在这里取0.2。所以b=406.4mm 3）摩擦衬片起始角0本设计中0= 4） 制动器中心到张开力P作用线的距离e 在保证轮缸或制动凸轮能够布置于制动鼓内的条件下，应使距离e尽可能大，以提高制动效能。e=0.8R=0.8mm5） 制动蹄支承销连线至制动器中心值a a=0.8R=0.8 6)支承销中心距2c 2c=2 7)摩擦片摩擦系数=0.350.4 本设计中取0.33.8 鼓式制动效能因素计算压力中心圆直径：mm （3-5）1） 领蹄效能因数计算 （3-6）2） 从蹄制动器效能因 （3-7）3） 领从蹄式制动器总效能因数Kt （3-8）3.9 制动器的温升计算汽车在制动时，汽车的动能转化为热能，一部分热能传到空气中，一部分则被制动部件吸收，当汽车在水平道路上行驶，紧急制动时辐射到周围介质中的热量很小，热量几乎全部被制动鼓吸收。在这种情况下，从速度va 到完全停车，制动鼓的温升计算公式（3-9）为： （3-9）当va=30km/h时，当va=0km/h时，3.10 盘式制动器主要零部件的结构设计1）制动盘制动盘一般用珠光体灰铸铁制成，或用添加Cr，Ni等的合金铸铁制成。制动盘在工作时不仅承受着制动块作用的法向力和切向力，而且承受着热负荷。为了改善冷却效果，钳盘式制动器的制动盘有的铸成中间有径向通风槽的双层盘这样可大大地增加散热面积，降低温升约2030，但盘的整体厚度较厚。而一般不带通风槽的轿车制动盘，其厚度约在l0mm13mm之间。制动盘的工0作表面应光滑平整。两侧表面不平行度不应大于0.008mm，制动盘的设计选用珠光体灰铸铁HT200材料。2） 制动钳制动钳由可锻铸铁KTH37012或球墨铸铁QT40018制造，也有用轻合金制造的，例如用铝合金压铸。由于可锻铸铁制造方便，所以制动钳的设计选用可锻铸铁。3）制动块制动块由背板和摩擦衬块构成，两者直接牢固地压嵌或铆接或粘接在一起。制动块选用背板和摩擦衬块粘接在一起。4）摩擦材料制动摩擦材料应该具有稳定摩擦系数，抗热衰退性能要好，不应在温升到某一数值后摩擦系数突然急剧下降，材料应有好的耐磨性，低的吸水率，低的压缩率、低的热传导率和低的热膨胀率，高的抗压、抗打、抗剪切、抗弯购性能和耐冲击性能；制动时应不产生噪声、不产生不良气味，应尽量采用污染小印对人体人害的库擦材料。无石棉材料是以多种金属、有机、无机材料的纤维或粉末代替石棉作为增强材料，其他成分和制造方法与石棉模压摩擦材料大致相同。这种摩擦材料在欧美各国广泛用于轿车的盘式制动器上，已成为制动摩擦材料的主流。基于它的优点，摩擦材料选用无石棉材料。5）制动器间隙制动鼓(制动盘)与摩擦衬片(摩擦衬块)之间在未制动的状态下应有工作作间隙，以保证制动鼓(制动盘)能自由转动。一般，鼓式制动器的设定间隙为0.20.5mm；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摩擦副可能产生机械变形和热变形，因此制动器在冷却状态下应有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(衬块)的磨损而加大，因此制动器设有间隙自动调整机构。本次设计制动器间隙取0.1mm。3.11 鼓式制动器主要零部件的结构设计1） 制动鼓制动鼓应当有足够强度、刚度和热容量，与摩擦衬片材料相配合，又应当有较高的摩擦因数。制动鼓有铸造的和组合式两种。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。组合式制动鼓的圆柱部分可以用铸铁铸出，腹板部分用钢板冲压成形；也可以在钢板冲压的制动鼓内侧，镶装用离心浇铸的合金铸铁组合构成制动鼓；后者主体用铝合金铸