货车总体设计及后制动器设计说明书.doc

CSU1060A货车总体设计及后制动器设计

一、课程设计任务
课题内容

为给定基本设计参数的汽车进行总体设计，计算并匹配合适功率的发动机，轴荷分配和轴数，确定主要尺寸参数；详细计算后制动器的设计参数，绘出后制动器的装配图。给定参数如下：
额定装载质量 3500Kg
最大总质量 6730Kg
最大车速： 100Km/h

课题任务要求

总体设计计算要求
1. 根据已知数据，确定轴数、驱动形式、布置形式。注意国家道路交通法规规定和汽车设计规范。
2. 确定汽车主要尺寸、轴荷分配，可参考同类车型选取参数。
3.  选定发动机功率、转速、扭矩，确定发动机型号。
4. 确定汽车轮胎。
5. 确定传动系最小传动比，即主减速器传动比。
6. 确定传动系最大传动比，从而计算出变速器最大传动比。
总成设计要求
后制动器的结构形式、制动管路分路系统形式、后制动器的详细设计。

课题完成后应提交的资料（或图表、设计图纸）

1．后制动器总装配图1张（零号图）
2．设计计算说明书1份（含设计方案论证，设计分析与计算，设计总结、结论，参考文献等），说明书正文不少于5000字。

主要参考文献
[1] 王望予.汽车设计（第4版）[M].机械工业出版社，2004.
[2] 王霄峰．汽车底盘设计[M]，清华大学出版社，2010.
[3] 王国权，蔡国庆．汽车设计课程设计指导书[M]．机械工业出版社，2009.
[4] 刘 涛.汽车设计[M].北京大学出版社，2008.
[5] 余志生.汽车理论（第5版）[M].机械工业出版社，2010.
[6] 汽车工程手册编辑委员会.汽车工程手册[M].人民交通出版社，2001.
[7] 陈家瑞.汽车构造（第3版）[M].机械工业出版社，2009.
[8] 闻邦椿.机械设计手册（第5版）[M].机械工业出版社，2009.
同组设计者 ：雷春华、肖会、梅昌明、苏弥、吴伟

二、课程设计进度表：
阶段日期
应 完 成 任 务 内 容
检查日期
检 查 结 果
18周2日前
布置题目，借阅参考资料，完成方案选型、论证。

18周5日前
设计、计算并编写说明书

19周4日前
绘图、修改、完成

三、学生课程设计装袋要求：
1. 课程设计说明书按以下排列顺序印刷与装订成一本。
(1) 封面
(2) 课程设计任务书
(3) 中文摘要
(4) 目录
(5) 正文
(6) 参考文献
(7) 附录（公式的推演、图表、程序等）
2. 图纸。
3．说明书及图纸电子文档。

2

CSU1060A货车总体设计及后制动器设计

摘要

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。制动系应至少包括行车和驻车制动装置，有足够的制动效能，工作可靠，任何速度下制动都不应丧失操纵性和方向稳定性。本课程设计介绍了CSU1060A货车总体设计及后制动器设计，设计采用较常用的鼓式领从蹄式制动器。设计包括总体主要参数设计、汽车的总体尺寸、选择合适的发动机型号、制动系主要参数设计、后制动器设计计算、后制动轮缸尺寸设计计算等。保证汽车有良好的制动性能，也保证此货车在制动时又能保持良好的汽车方向稳定性和操纵稳定性。

关键词：货车设计；制动系；后制动；

目录

1. 总体设计 3
1.1轴数、驱动形式、布置形式 3
1.2汽车主要参数设计 4
1.3发动机功率、转速、扭矩及发动机型号的确定 7
1.4汽车轮胎的选择 7
1.5确定传动系最小传动比 8
1.6确定传动系最大传动比 9
2. 后轴制动器设计 11
2.1制动系统的结构形式 11
2.2制动器的主要参数设计 11
2.3驻车制动计算 17
2.4液压制动驱动机构的设计 18
2.5制动器主要零部件的结构设计 20
3. 设计总结 22
参考文献 23
附录1 典型车型的主要参数 24
附录2 QC/T 309-----1999 26

1. 总体设计

给定基本设计参数如下：
装载质量（kg）
汽车型号
最大总质量（kg）
最大车速（Km/h）
3500
CSU1060A
6730
100
由已知数据，根据国家标准和有关书籍得以下初步总体设计方案：
1.1轴数、驱动形式、布置形式
1.1.1 轴数选择：
根据参考文献[1]和GB 1589-2004 ，道路车辆外廓尺寸、轴荷及质量限值中表4 汽车、挂车及汽车列车最大允许总质量的最大限值及最大设计总质量的最小限值可知：国家道路交通法规、设计规范及汽车的用途可知，包括乘用车以及汽车总质量小于19t的公路运输车辆和轴荷不受道路、桥梁限制的不在公路上行驶的车辆，均采用结构简单、制造成本低廉的两轴方案。而给定的货车总质量为6730kg，故设计采用两轴方案。
1.1.2驱动形式的选择：4×2
汽车的用途、总质量和对车辆通过性能的要求等，是影响选取驱动形式的主要因素。增加驱动轮数能够提高汽车的通过能力，驱动轮数越多，汽车的结构越复杂，整备质量和制造成本也随之提高，同时也使汽车的总体布置工作变得困难。
表1-1 汽车及挂车单轴的最大允许轴荷
车辆类型
最大允许轴荷限值/kg
挂车及二轴货车
每侧单轮胎
6000①
每侧双轮胎
10000②
客车、半挂牵引车及三轴以上(含三轴)货车
每侧双轮胎
7000①
每侧双轮胎
非驱动轴
10000②
驱动轴
11500  
① 安装名义断面宽度超过400(公制系统)或13.00(英制系统)轮胎的车轴，其最大允许载荷不得超过各轮胎规定的负荷之和，  其最大限制为10000kg；
② 装备空气悬架时最大允许轴和的最大限值为11500kg。
根据参考文献[1]和上表，总质量小于19吨的公路运输车，采用结构简单、制造成本低的4×2驱动形式，故此货车采用4×2的驱动形式。
1.1.3布置形式的选择：
平头、单排驾驶室，发动机前置后驱动形式；
对货车的几种典型的布置形式进行分析比较。
平头式货车的主要优点如下：汽车总长和轴距尺寸短，最小转弯直径小，机动性能良好；不需要发动机罩和翼子板，加上总长缩短等因素的影响，汽车整备质量减小；驾驶视野得到明显改善；采用翻转式驾驶室时能改善发动机及其附件的接近性；汽车货箱与整车的面积利用率高。其主要缺点是：空载时前轴负荷大，在坏路上的通过性下降；驾驶室有翻转机构和锁止机构，使机构复杂；进、出驾驶室不如长头式货车方便；离合器、变速器等操纵机构复杂；发动机的工作噪声、气味、热量和震动对驾驶员均有较大影响；汽车发生正面碰撞时，易使驾驶员受到严重伤害。
发动机前置后桥驱动的货车的主要优点是：可以采用直列、V型或卧式发动机；发现发动机故障容易；发动机的接近性良好，维修方便；离合器、变速器等操纵机构的结构简单，容易布置；货箱地板高度低。主要缺点是：如果采用平头式驾驶室，而且将发动机布置在前轴之上，处于驾驶员、副驾驶员座位之间时，驾驶室内部拥挤，隔绝发动机工作噪声、气味、热量和振动的工作困难，离合器、变速器等操纵机构复杂。发动机中置后桥驱动的货车，可以采用水平对置式发动机布置在货箱下方，因发动机通过性不好，需特殊设计，故维修不便；离合器、变速器等操纵机构结构复杂；因发动机距地面近，容易被车轮带起的泥土弄脏；受发动机位置影响，货箱地板高度高。因为这种布置形式的缺点多，并且难以克服，故已不再采用。发动机后置后桥驱动的货车是在发动机后置后桥驱动的乘用车的底盘基础上变型而来的，所以采用已经极少了。它的主要缺点是离合器、变速器等操纵机构复杂；发现发动机故障和维修发动机都困难以及发动机容易被泥土弄脏；后桥容易超载等。
综上所述本方案采用平头式发动机前置后驱动的布置形式。
选用的参考车型为：NKR77PLNACJA 和NKR77LLNACJAX。
1.2汽车主要参数设计
1.2.1 主要尺寸
1）外廓尺寸
外廓尺寸的确定需考虑法规、汽车的用途、装载质量及涵洞和桥梁等道路尺寸条件。根据 GB 1589-2004 （2004-04-01发布，2004-10-01实施）道路车辆外廓尺寸、轴荷及质量限值中表1 汽车、挂车及汽车列车外廓尺寸的最大限值，并参考现有车型的尺寸，取：6800*1900*2300 mm。
2）轴距和轮距
轴距L对整备质量、汽车总长、汽车最小转弯直径、传动轴长度、纵向通过半径等有影响。当轴距短时，上述各指标减小。此外，轴距还对轴荷分配、传动轴夹角有影响。轴距过短会使车厢长度不足或后悬过长。
改变汽车轮距B会影响车厢或驾驶室内宽、汽车总宽、总质量、侧倾刚度、最小转弯直径等。受汽车总宽不得超过2.5m的限制，轮距不宜过大。但在选定的前轮距B1范围内，应能布置下发动机、车架、前悬架和前轮，并保证有足够的转向空间，同时转向杆系与车架、车轮之间有足够的运动间隙。
综上所述，根据参考文献[1]，各类汽车的轴距和轮距如表1-1，并参考同类车型，取：轴距3815mm、前轮距1504mm、后轮距1425mm。
表1-2 各类汽车的轴距和轮距
总质量（t ）
轴距（m）
轮距（m ）
〈2.2
1.7～2.9
1.15～1.35
2.2～3.0
2.3～3.2
1.30～1.50
3.5～5.0
2.6～3.3
1.40～1.65
6.0～9.0
3.6～4.2
1.70～1.85
10.0～14.0
3.6～5.5
1.84～2.00
14.0～17.0
4.5～5.6
1.84～2.00
3）前悬和后悬
汽车的前悬是通过两前轮中心的垂直地面与抵靠在车辆最前端并垂直于汽车纵向对称平面的垂直面之间的距离。其长度应能布置发动机、水箱、转向器等部件，但不能过长，不然接近角太小，影响汽车通过性。后悬是通过汽车最后车轮轴线的垂面与抵靠在汽车最后端并垂直于汽车纵向对称平面的垂直面之间的距离。其长度主要取决与货厢的长度、轴距和轴荷分配的要求。对于货车而言，其后悬长度主要取决于货箱、轴距和轴荷分配要求。
参考同类车型，并根据参考文献[1]，总质量在1.8～14t的货车后悬一般在1200～2200mm之间，取：前悬1015mm、后悬1915mm。
4）车头长度
货车车头长度指从汽车的前保险杠到驾驶室后围的距离。车头长度尺寸对汽车外观、驾驶室的容积、发动机维修的方便性都有很明显的影响。
根据参考文献[1]，平头型货车的车头长度一般在1400～1500mm之间，
取：1500mm。
5）货车车厢尺寸
车厢尺寸要考虑汽车的用途参考同类车型选取，但必须保证运送散装煤和袋装粮食时能装足额定的装载质量。车厢边板高度对汽车装载货物后的质心高度以及货物装卸的方便性有很大的影响。我国对汽车的宽度有明确规定，在适合国家标准的前提下，可适当取宽值。
根据参考文献[1]，并参考同类车型，取：5050*1880*380mm。
1.2.2进行汽车轴荷分配
汽车的轴荷分配是指汽车在空载或满载静止状态下，各车轴对支承平面的垂直负荷。
汽车的轴荷分配对轮胎寿命和汽车的许多使用性能有影响。为使轮胎磨损均匀和寿命相近，各车轮的负荷应相差不大；为保证汽车良好的动力性和通过性，驱动桥的符合应足够大，因此从动轴的负荷可以适当减小，以利于减小从动轴滚动阻力和提高在坏路面上的通过性；为了保证汽车有良好的操纵稳定性，又要求转向轴的负荷不能过小。
根据汽车的驱动形式、发动机位置、汽车结构特点、车头形式及总质量等,并参考同类车型和参考文献[1]，表1-2为各类汽车的轴荷分配，由4*2后轮双胎，平头式选取：
满载：前轴35%，后轴65%、 空载：前轴50%，后轴50%。
表1-3各类汽车的轴荷分配
车型
满载
空载
前轴
后轴
前轴
后轴
商用车
4*2后轮单胎
4*2后轮双胎，长、头式
4*2后轮双胎，平头式
6*4后轮双胎
32%-40%
25%-27%
30%-35%
19%-25%
60%-68%
73%-75%
65%-70%
75%-81%
50%-59%
44%-49%
48%-54%
31%-37%
41%-50%
51%-56%
46%-52%
63%-69%

1.3发动机功率、转速、扭矩及发动机型号的确定
根据给定的基本设计参数按下式估算发动机的最大功率：
式中的A为正投影面积，根据外形尺寸计算得到，货车CD取0.8~1.0。
根据估算出来的最大功率从国内主要汽车发动机生产厂家的产品中选定发动机型式（汽油机或者柴油机）和型号，国内汽车发动机生产厂家主要有：玉柴、朝柴、解放、东风、长安、柳州动力、云内动力、北京内燃机等，可上网查询相关产品的型号及参数。
式中：A为正投影面积：1900*2100 mm =3990000mm2 =3.99 m2
CD为空气阻力系数，货车在0.8~1.0中选取，故取0.9
ηT 为传动系效率，根据参考文献1，对驱动桥单级主减速器的4×2汽车可取90%，故ηT取90%
fr为滚动阻力系数，根据参考文献1，对货车取0.02
g为重力加速度，取9.8m/s2
ma为汽车总质量，6730kg；
vamax为最高车速，100km/h；
由以上参数可计算得：Pemax =93.12KW。
通过以上的计算结果选择发动机型号参数如表1-4：
表1-4 发动机发动机型号参数
发动机型号
庆铃4KH1-TC
额定功率(kw/r/min)
96/3400
最大扭矩(N·m/r/min)
280/1700
汽油机形式
直列、水冷、四冲程
气门数
6
气缸数
4
气缸直径（mm）
95
排量（L）
2.99
发火次序
1－3－2－4

1.4汽车轮胎的选择
轮胎及车轮用来支撑汽车，承受汽车重力，在车桥（轴）与地面之间传力，驾驶人员经操纵转向轮，可实现对汽车运动方向的控制。
轮胎及车轮对汽车的许多重要性能，包括动力性、经济性、通过性、操纵稳定性、制动性及行驶安全性和汽车的承载能力都有影响，因此，选择轮胎是很重要的工作。
轮胎及车轮部件应满足下述基本要求：足够的负荷能力和速度能力；较小的滚动阻力和行驶噪声；良好的均匀性和质量平衡性；耐磨损、耐老化、抗刺扎和良好的气密性；质量小、价格低、拆装方便、互换性好。
根据参考文献[1]以及参考同类车型，选取如下：
轮胎数：6个；规格：7.50-15 斜交胎；7.50 是名义断面宽 ，15 是名义轮辋直径，外直径：774mm。
1.5确定传动系最小传动比
在选定最小的传动比时，要考虑到最高挡行驶时有足够的动力性能。根据参考文献1，发动机最大功率时的车速应等于最高车速或略小于最高车速：

即主减速器传动比：

式中：为滚动半径；为发动机额定功率时的转速；为最高车速（应根据选定发动机后的参数重新估算）， 为变速器的最高挡传动比，若最高挡为直接挡，则=1。
由已选轮胎得：自由直径为：d=774mm ；=3400 rpm；由=Fd/2π得：滚动半径=368.33mm（其中：子午线轮胎：F=3.05；斜交轮胎：F=2.99）
由已知参数可知，；=100km/h
根据公式可得：=4.72；
因为齿轮的传动比应避免取整数，以免磨损不均匀，故取4.75。
1.6确定传动系最大传动比
确定传动系最大传动比时，要考虑三方面：①最大爬坡度；②附着力；③汽车的最低稳定车速。就普通货车而言，当已知时，确定传动系最大传动比也就是确定变速器I挡传动比。汽车爬大坡时车速很低，可忽略空气阻力，汽车的最大驱动力应为：

或
即
一般货车的最大爬坡度为30％，即°
根据参考文献[3]，表1-2 滚动阻力系数f的数值 取一般的沥青或混凝土路面f=0.018。
由已知数据和计算数据得，G=6730*9.8N；r=368.33mm；Ttqmax=280N•m; =4.75；汽车传动系传动效率ηT=0.9

由此得：=6.18
根据附着条件校核最大传动比：

式中：为后轴轴荷；为滚动半径；为变速器的I挡传动比。
所以：
根据已知数据和计算数据得：

=6730*60%*9.8=39572.4N;φ=0.8;rr=0.36833m;
Tremax=323.54N•m(α=1.1~1.3,取1.2)；=4.75;ηT=0.9
可得：=8.43故取：=6.5。
本次总体设计的基本参数如表1-4：
表1-5 总体设计的基本参数
汽车型号
CSU1060A
最大总质量(Kg)
6730
最大车速(Km/h)
100
装载质量(Kg)
3500
外型尺寸(长*宽*高）
6800*1900*2300
轴距(mm)
3815
前轮距(mm)
1504
后轮距(mm)
1425
发动机型号
4KH1-TC
额定功率(kw/r/min)
96/3400
最大扭矩(N·m/r/min)
280/1700
轮胎尺寸
7.50-15
主减速器传动比
4.75
排放标准
欧三

2. 后轴制动器设计

2.1制动系统的结构形式
2.1.1制动管路分路系统形式
普通货车常采用一轴对一轴型，前轴制动器与后轴制动器各用一个回路。
2.1.2制动驱动机构的形式
总质量1～8t的轻中型货车常采用液压制动系统，并根据制动踏板力及踏板行程的大小决定是否需要真空伺服系统（真空助力器）。
2.1.3制动器的结构形式
货车常采用鼓式制动器。
对于液压制动系统，货车后轮可采用领从蹄式，此外，短轴距平头货车的后轮也可采用单向双领蹄式，但多一个轮缸，结构略显复杂。
领从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、倒退行驶的制动效果不变；结构简单，成本低；易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，但两个蹄片上的单位压力不等，两蹄衬片磨损不均匀、寿命不同，此外，因只有一个轮缸，两蹄必须在同一驱动回路作用下工作。这种形式的鼓式制动器被广泛采用。
单向双领蹄式制动器在汽车前进制动时制动效能相当高。由于有两个轮缸，故可以用两个各自独立的回路分别驱动两蹄片，除此之外，这种制动器还有易于调整蹄片与制动鼓之间的间隙，两蹄片上的单位压力相等，使之磨损程度相近、寿命相同等优点，但单向双领蹄式制动器的制动效能稳定性仅强于增力式制动器。当倒车制动时，由于两蹄片皆为双从蹄，使制动效能明显下降，与领从蹄式制动器相比较，由于多了一个轮缸，使结构略显复杂。
综上所述，制动器的机构形式选择领从蹄式制动器。
2.2制动器的主要参数设计
2.2.1 前、后轮制动器制动力矩的确定
前、后轮制动力矩的比值：
`
式中为同步附着系数，对于货车：，为汽车质心高度。
根据参考文献[3]中的表4-4 相当于BJ1041货车的结构参数，初选如下：
同步附着系数=0.5；
质心高度hg=950mm；
质心至前轴线的距离L1=2200mm；
质心至后轴线的距离L2=1615mm
制动力分配系数β=(*hg+L2)/L=0.55。
先根据汽车满载在柏油、混凝土路面上紧急制动到后轮抱死拖滑（附着系数按0.8计算），计算出前轮制动器的最大制动力矩；再根据前面已确定的前、后轮制动力矩的比值计算出后轮制动器的最大制动力矩。
地面最大制动力Fxbmax = FZ=6730*9.8*0.8=52763.2N；
所以，当后轮抱死拖滑时，前轮、后轮制动力分别为：
Fxb1=Fz1=*（GL1/L+Fxb*hg/L）=32847.34N
Fxb2=Fz1=*（GL1/L-Fxb*hg/L）=19915.86N
制动力矩为：
= Fxb1×rr =32847.34×0.36833 N•m =12098.66 N•m
=Fxb1×rr =19915.86×0.36833 N•m =7335.61N•m。
2.2.2鼓式制动器主要参数的确定
根据参考文献[1]选取制动器主要参数，且制动鼓内径及摩擦衬片宽度必须符合行业标准QC/T309-1999。
1) 制动鼓内径D
由参考文献[1]，商用车制动鼓直径与轮辋直径比范围为0.70~0.83，轮辋为15寸，即381mm，则直径选取范围为266.7~316.23
内径及摩擦衬片宽度必须符合行业标准QC/T309-1999。D=280或300，取上限300。则D=300mm。
2)摩擦衬片宽度b和包角β
由参考文献[1]，制动鼓半径R确定后，衬片的摩擦面积Ap=Rβb。制动器各蹄衬片总的摩擦面积ΣAp越大，制动时所受单位面积的正压力和能量负荷越小，从而磨损特性越好。
根据国外统计资料分析，单个车轮鼓式制动器的衬片面积随汽车总质量的增长而增大。由参考文献[1]表8-1衬片摩擦面积，选取Ap=630cm2。
实验表明：摩擦衬片包角β=900-1000时，磨损最小，制动鼓温度最低，且制动效能最高。选取包角β=1000 。
根据公式计算得摩擦衬片厚度为120.03mm，根据行业标准QC/T309-1999。B=45~120mm，取120mm。则B=120mm。
3）摩擦衬片起始角β0
一般将衬片布置在制动蹄的中央，即令β0=90-β/2。有时为了适应单位压力的分布情况，将衬片相对于最大压力点对称布置，以改善磨损均匀性和制动效能。
故取β0 =40 。
4）制动器中心到张开力F0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。初步设计时可暂定e=0.8R左右。
故取e=12cm。
5）制动蹄支承点坐标a和c
应在保证两蹄支承端毛面不致互相干涉的条件下，使a尽可能大，而c尽可能小。初步设计时也可暂定，a=0.8R左右。
故取：a=12cm，c=3cm。
2.2.3鼓式制动器的设计计算
对于领蹄：

对于从蹄：

式中：F01和F02分别为领从蹄的张开力；
f为摩擦因数，计算时取0.3；
h为摩擦蹄片纵向高度，h=a+e=23.5cm；
R1为制动时领蹄的作用半径；
R2为制动时从蹄的作用半径；
c’为摩擦片支承点到轮辋中心的距离c’=12.37cm。
、R的计算如下：

图1
图2

由初选的鼓式制动器参数可以求得：ɑ’=25.960; ɑ”=125.960；β=1000 ；
所以，δ=10.060；R1 = 16.79cm；
并由领从蹄的计算式可得：D1=21.14cm;D2=9.63cm。
如果顺着制动鼓旋转的蹄片和逆着制动鼓旋转的蹄片的ɑ’和ɑ”角度不同，很显然两块蹄片的δ和R1值也不同。制动器有两块蹄片，鼓上的制动力矩等于它们的摩擦力矩之和，即：对于领从蹄鼓式制动器：

由已求可得知：Mμ=/2=3667.81N•m
用液力驱动时，F01=F02,所需的张开力为：
，
并计算得：F0=11920.08N。
自锁性检测：
计算鼓式制动器，必须检查蹄有无自锁的可能[1]，即

不会自锁。
由已知条件可知：c’=（a2+c2）1/2=12.37cm; δ=10.06; R1 = 16.79cm
所以，c’cosδ1/( R1- c’sinδ1)=0.83>f=0.4,即：不会发生自锁。
2.2.4 前后制动力分配曲线
制动时前、后车轮同时抱死，对附着条件的利用、制动时汽车方向的稳定性均较为有利。此时的前后轮制动器制动力Fμ1和Fμ2的关系曲线，常称为理想的前、后轮制动器制动力分配曲线。在任何附着系数的路面上，前、后车轮同时抱死的条件是：前、后车轮制动器制动力之和等于附着力，并且前、后轮制动器制动力分别等于各自的附着力，即：
Fμ1+Fμ2 =φG
Fμ1/ Fμ2=( L2+φhg)/(L1-φhg)
由此画成的曲线即为前、后车轮同时抱死时前、后轮制动器制动力的关系曲线——理想的前、后轮制动器制动力分配曲线，简称I曲线。
式中已知：G=6730*9.8=65954N;
L1=2200mm;
L2=1615mm;
hg=950mm。
同步附着系数φ0=0.52
φ=0.1时：Fμ1+Fμ2 =6585.4N 所以：Fμ1=2956.26N
Fμ1/ Fμ2=1710/2105=0.0.812 Fμ2=3639.14N
φ=0.2时：Fμ1+Fμ2 =13190.8N 所以： Fμ1=6240.99N
Fμ1/ Fμ2=1805/2010=0.898 Fμ2=6949.80N
φ=0.3时: Fμ1+Fμ2 =19786.2N 所以： Fμ1=9854.20N
Fμ1/ Fμ2=1900/1915=0.992 Fμ2=9931.00N
φ=0.4时: Fμ1+Fμ2 =26381.6N 所以： Fμ1=13795.88N
Fμ1/ Fμ2=1995/1820=1.10 Fμ2=12585.72N
φ=0.5时: Fμ1+Fμ2 =32977N 所以：Fμ1=18066.04N
Fμ1/ Fμ2=2090/1725=1.21 Fμ2=14910.96N
φ=0.6时: Fμ1+Fμ2 =39572.4N 所以： Fμ1=22664.66N
Fμ1/ Fμ2=2185/1630=1.34 Fμ2=16907.74N
φ=0.7时: Fμ1+Fμ2 =46167.8N 所以： Fμ1=27591.77N
Fμ1/ Fμ2=2280/1535=1.48 Fμ2=18576.03N
φ=0.8时: Fμ1+Fμ2 =52763.2N 所以： Fμ1=32847.34N
Fμ1/ Fμ2=2385/1440=1.65 Fμ2=19915.86N
φ=0.9时: Fμ1+Fμ2 =59358.6N 所以： Fμ1=38431.391N
Fμ1/ Fμ2=2470/1345=1.84 Fμ2=20927.21N
φ=1.0时: Fμ1+Fμ2 =65954N 所以： Fμ1=44343.26N
Fμ1/ Fμ2=2565/1250=2.05 Fμ2=21610.09N
β线是实际前、后制动器制动力分配线。此线通过坐标原点，其斜率为：
tanθ=(1-β)/ β
由β=0.55可得tanθ=0.818
所以可画出I曲线和β线：

图3
2.2.5衬片磨损特性的计算
紧急制动到停车的情况下，双轴汽车的单个前轮制动器的比能量耗散率：

其中
鼓式制动器的比能量耗散率以不大于1.8W/mm2为宜[1]，计算时取减速度j=0.6g。制动初速度υ1：总质量3.5t以下的商用车用80km/h（22.2m/s）；总质量3.5t以上的商用车用65km/h（18m/s）。对于最高车速低于以上规定的制动初速度的汽车，按上述条件算出的e值允许略大于1.8W/mm2。
根据已知条件：本设计车型的货车总质量为ma=6730kg（即6.73t），大于3.5t，故取本设计汽车的制动初始速度为：
υ1 =65km/h（18.06m/s）；减速度j=0.6g；
进而：=18.06/（0.6*9.8）s=3.07s;
并由初选参数可知：A1=650cm2；β=0.55
所以后轮：e1=6.73*18.062*0.45/（4*3.07*630）=0.128W/mm2<1.8 W/mm2 符合要求。
磨损特性指标是比摩擦力：

为单个制动器的制动力矩，R为制动鼓半径，A为单个制动器的衬片摩擦面积。在j=0.6g时，鼓式制动器的比摩擦力f0以不大于0.48N/mm2为宜。
由以求数据知：=3667.81N•m；R=16.79cm；A=630cm2，可求得：
f0=0.347N/mm2 < 0.48N/mm2小于合适值，可符合要求。
2.3驻车制动计算
计算同步附着系数下的角度φ0=0.52：
汽车在上坡路上时可能停驻的极限上坡路倾角为19.01°
汽车在下坡路上时可能停驻的极限下坡路倾角为14.87°
满足“一般要求各类汽车的最大停驻坡度不小于16%~20%，即14.4°-18°,符合要求。

2.4液压制动驱动机构的设计
2.4.1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Fo与轮缸直径d和制动管路压力p的关系为

为制动轮缸对制动蹄的作用力，p为制动管路压力，取8～12Mpa。制动管路压力一般不超过10—12Mpa，对盘式制动器可更高。压力越高，对管路(首先是制动软管及管接头)的密封性要求越严格。
式中：p取10 Mpa；
F0=11920.08N。
所以：d=38.95mm

轮缸直径d应在标准规定的尺寸系列中选取（HG2865—1997），具体为19mm、22mm、24 mm、25 mm、28 mm、30 mm、32 mm、35 mm、38 mm、40 mm、45 mm、50 mm、55 mm。
由制动器的使用条件，轮缸直径d选择为：d=40mm。
2.4.2制动主缸直径d0的确定
第i个轮缸的工作容积为

其中：为第i个轮缸活塞的直径，为轮缸中活塞数目，为第i个轮缸活塞在完全制动时的行程初取。取=2mm
所有轮缸的总工作容积为

m为轮缸数目，对于领从蹄式制动器，每个车轮有一个轮缸，每个轮缸有两个活塞，对于单向双领蹄式制动器，每个车轮有二个轮缸，每个轮缸有一个活塞。
本设计采用领从蹄式制动器，故每个车轮只有1个轮缸，2个活塞；即：
m=4;n=8;
=2mm; d=40mm,
故有：
V=4*Vi=4*п*8*202*2mm3=80424.77mm3。
制动主缸应有的工作容积为
为制动软管在液压下变形而引起的容积增量。在初步设计时，货车取V0= 1.3V。有：V0= 1.3V=104552.20mm3。
主缸活塞行程S0和活塞直径d0 为

一般 ；
主缸的直径d0应符合QC/T311-1999中规定的尺寸系列，具体为19mm、22mm、26mm、28mm、32mm、35mm、38mm、40mm、45mm。
取d0 =45mm；
由所求数据计算得：=50.56mm; / d0=1.124,符合要求。
2.4.3制动踏板工作行程

式中, δ01为主缸中推杆与活塞间的间隙，一般取1.5～2.0mm，δ02为主缸活塞空行程，即主缸活塞由不工作的极限位置到使其皮碗完全封堵主缸上的旁通孔所经过的行程， 为踏板机构的传动比。取δ01=1.5mm；δ02=1.0mm。
制动调整正常时的踏板工作行程，只应占计及制动衬片的容许磨损量在内的踏板行程的40%～60%，即踏板正常工作行程约为制动踏板的全行程的40%～60%（取60%），以便保证在制动管路中获得给定的压力。对于货车，踏板全行程不应超过170～180mm。
初步设计时，可以踏板全行程160mm为目标设计。
由此可得：=160*60%=96mm。
由以上数据，即：δ01=1.5mm；δ02=1.0mm ；=50.56mm，可求得：
=/（+δ01+δ02）=1.809
2.4.4 制动踏板力

式中，η为踏板机构及液压主缸的机械效率，可取η= 0.82～0.86
取踏板机构及液压主缸的机械效率η=0.84，p=10Mpa，进而：
计算得：=10466.39N
助力器设计：按上述设计时，对于商用车：制动踏板力应在300～450N的范围内（取=400N），若超出此范围，则应设计真空助力器，以制动踏板力为目标，由下式估算助力比：。
由上式可得：助力比is=26.17。
2.5制动器主要零部件的结构设计
2.5.1制动鼓
制动鼓应具有足够的强度、刚性和热熔度，制动时气温升不应超过极限值。制动鼓的材料应与摩擦衬片的材料相匹配，以保证具有高的摩擦系数并使工作表面磨损均匀。
制动鼓有铸造的和组合式的两种。铸造制动鼓多选用灰铸铁制造。组合式制动鼓圆柱部份可以用铸铁铸造出，腹部部份用钢板冲压成型，其优点是质量小，工作面耐磨，并且有较高的摩擦因数。所以本设计选择组合式的制动鼓。用钢板冲压的制动鼓内测离心浇铸上合金铸铁内鼓筒，制动鼓厚度按商用车13~18mm范围选择为15mm。
2.5.2制动蹄
乘用车和轻型载货汽车的制动蹄广泛采用T形钢辗压或钢板冲压—焊接制成。制动蹄的结构尺寸和断面形状应保证其刚度好，用钢板制的制动蹄腹板上有时开有一、两条径向槽，使蹄的弯曲刚度小些，使制动蹄摩擦衬片与制动鼓之间的接触压力均匀，因而使衬片的磨损较为均匀，并可减少制动时的尖叫声。
对于尺寸，制动蹄腹板和翼缘的厚度，按商用车5~8mm范围，选取7mm。摩擦衬片厚度选取8mm。制动蹄厚度选取120mm。衬片可铆接在制动蹄上，噪声比较小。
2.5.3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，应保证各安装零件相互间的正确位置。制动地板承受这制动器工作时的制动反力矩，因此它应有足够的刚度。为此，由钢板冲压形成的制动底板均具有凹凸起伏的形状。
2.5.4制动蹄支承
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。为了是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。可以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。
2.5.5摩擦材料
制动摩擦材料应具有较高而稳定的摩擦系数，抗热衰退性能