制动器设计初稿待1定.doc

中北大学信息商务学院商用车课程设计说明书
目 录
引 言 2
第1章 制动器原理介绍 3
1.1制动器分类 3
1.2制动系分类 3
第2章 鼓式制动器结构形式及选择 5
2.1鼓式制动器的形式结构 5
2.2 鼓式制动器按蹄的属性分类 6
2.2.1 领从蹄式制动器 6
2.2.2 双领蹄式制动器 9
2.2.3 双向双领蹄式制动器 10
第3章课程设计计算过程 12
3.1方案设计：后轮 领从蹄式 13
3.2制动鼓内径D设计 ： 13
3.3包角β设计和摩擦衬片宽度b 13
3.4摩擦衬片起始角 14
3.5制动器中心到张开力F0作用线的距离e 14
3.6制动蹄支撑点位置坐标a和c 14
3.7计算制动轮缸直径 14
第4章 制动器主要零件的结构设计 17
4.1制动鼓 17
4.2 制动蹄 18
4.3 制动底板 19
4.4 制动蹄的支承 19
4.5 制动轮缸 19
第5章 制动性能分析 20
5.1 制动性能评价指标 20
5.2 制动效能 20
5.3 制动效能的恒定性 20
结 论 21
致 谢 22
参 考 文 献 23
附 录 1 24

引 言
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。制动系至少有行车制动装置和驻车制动装置。前者用来保证第一项功能和在不长的坡道上行驶时保证第二项功能，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辅助制动装置。
应急制动装置利用机械力源(如强力压缩弹簧)进行制动。在某些采用动力制动或伺服制动的汽车上，一旦发生蓄压装置压力过低等故障时，可用应急制动装置实现汽车制动。同时，在人力控制下它还能兼作驻车制动用。辅助制动装置可实现汽车下长坡时持续地减速或保持稳定的车速，并减轻或者解除行车制动装置的负荷。
行车制动装置和驻车制动装置，都由制动器和制动驱动机构两部分组成。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转向操纵能力，缩短制动距离，所以近年来制动防抱死系统(ABS)在汽车上得到很快的发展和应用。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逐渐淘汰，取而代之的是各种无石棉型材料并相继研制成功[1]。

第1章 制动器原理介绍
制动器就是刹车。是使机械中的运动件停止或减速的机械零件。俗称刹车、闸。制动器主要由制动架、制动件和操纵装置等组成。有些制动器还装有制动件间隙的自动调整装置。为了减小制动力矩和结构尺寸，制动器通常装在设备的高速轴上，但对安全性要求较高的大型设备(如矿井提升机、电梯等)则应装在靠近设备工作部分的低速轴上。有些制动器已标准化和系列化，并由专业工厂制造以供选用。
1.1制动器分类
制动器分为行车制动器（脚刹），驻车制动器（手刹）。 在行车过程中，一般都采用行车制动（脚刹），便于在前进的过程中减速停车，不单是使汽车保持不动。若行车制动失灵时才采用驻车制动。当车停稳后，就要使用驻车制动（手刹），防止车辆前滑和后溜。停车后一般除使用驻车制动外，上坡要将档位挂在一档（防止后溜），下坡要将档位挂在倒档（防止前滑）。
1.2制动系分类
摩擦式制动器。靠制动件与运动件之间的摩擦力制动。
非摩擦式制动器。制动器的结构形式主要有磁粉制动器（利用磁粉磁化所产生的剪力来制动）、磁涡流制动器（通过调节励磁电流来调节制动力矩的大小）以及水涡流制动器等。
制动系统的一般工作原理是，利用与车身(或车架)相连的非旋转元件和与车轮(或传动轴)相连的旋转元件之间的相互摩擦来阻止车轮的转动或转动的趋势。可用一种简单的液压制动系统示意图来说明制动系统的工作原理。
一个以内圆面为工作表面的金属制动鼓固定在车轮轮毂上，随车轮一同旋转。在固定不动的制动底板上，有两个支承销，支承着两个弧形制动蹄的下端。制动蹄的外圆面上装有摩擦片。制动底板上还装有液压制动轮缸，用油管与装在车架上的液压制动主缸相连通。主缸中的活塞可由驾驶员通过制动踏板机构来操纵。当驾驶员踏下制动踏板，使活塞压缩制动液时，轮缸活塞在液压的作用下将制动蹄片压向制动鼓，使制动鼓减小转动速度，或保持不动。使机械运转部件停止或减速所必须施加的阻力矩称为制动力矩。制动力矩是设计、选用制动器的依据，其大小由机械的型式和工作要求决定。制动器上所用摩擦材料（制动件）的性能直接影响制动过程，而影响其性能的主要因素为工作温度和温升速度。摩擦材料应具备高而稳定的摩擦系数和良好的耐磨性。摩擦材料分金属和非金属两类。前者常用的有铸铁、钢、青铜和粉末冶金摩擦材料等，后者有皮革、橡胶、木材和石棉等。
制动器有摩擦式、液力式和电磁式等几种。电磁式制动器虽有作用滞后小、易于连接且接头可靠等优点，但因成本高而只在一部分重型汽车上用来做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。
摩擦式制动器按摩擦副结构形式不同，分为鼓式、盘式和带式三种。带式只用作中央制动器。

第2章 鼓式制动器结构形式及选择
除了辅助制动装置是利用发动机排气或其他缓速措施对下长坡的汽车进行减缓或稳定车速外，汽车制动器几乎都是机械摩擦式的，既是利用固定元件与旋转元件工作表面间的摩擦而产生制动力矩使汽车减速或停车的。
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。内张型鼓式制动器的固定摩擦元件是一对带有摩擦蹄片的制动蹄，后者又安装在制动底板上，而制动底板则又紧固于前梁或后桥壳的突缘上（对车轮制动器）或变速器壳或与其相固定的支架上（对中央制动器）；其旋转摩擦元件固定在轮毂上或变速器第二轴后端的制动鼓，并利用制动鼓的圆柱表面与制动蹄摩擦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，并利用制动鼓的外圆柱表面和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某些汽车的中央制动器，现代汽车已经很少使用，所以内张型鼓式制动器通常简称为鼓式制动器，而通常所说的鼓式制动器即是指这种内张型鼓式制动器。
2.1鼓式制动器的形式结构
鼓式制动器可按其制动蹄的受力情况分类（见图1.1），它们的制动效能，制动鼓的受力平衡状况以及对车轮旋转方向对制动效能的影响均不同。

图 1.1 鼓式制动器简图
(a)领从蹄式（用凸轮张开）；（b）领从蹄式（用制动轮缸张开）；（c）双领蹄式（非双向，平衡式）； （d）双向双领蹄式；（e）单向增力式；（f）双向増力式
制动蹄按其张开时的转动方向和制动鼓的转动方向是否一致，有领蹄和从蹄之分。制动蹄张开的转动方向与制动鼓的旋转方向一致的制动蹄，称为领蹄；反之，则称为从蹄。
2.2 鼓式制动器按蹄的属性分类
2.2.1 领从蹄式制动器
如图1.1（a），（b）所示，若图上的旋转箭头代表汽车前进时的制动鼓的旋转方向（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改变，变为反向旋转，随之领蹄与从蹄也就相互对调。这种当制动鼓正，反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。由图1.1（a），（b）可见，领蹄所受的摩擦力矩使蹄压得更紧，即摩擦力矩具有“增势”作用，故称为增势蹄；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。
图 1.2 PERROT公司的S凸轮制动器
图 1.3 俄KamA3汽车的S凸轮式车轮制动器
1 制动蹄；2凸轮；3制动底板；4调整臂；5凸轮支座及制动气室；6滚轮
对于两蹄的张开力的领从蹄式制动器结构，如图1.1（b）所示，两蹄压紧制动鼓的法向反力应相等。但当制动鼓旋转并制动时，领蹄由于摩擦力矩的“增势”作用，使其进一步压紧制动鼓使其所受的法向反力加大；从蹄由于摩擦力矩的“减势”作用而使其所受的法向反力减少。这样，由于两蹄所受的法向反力不等，不能相互平衡，其差值要由车轮轮毂承受。这种制动时两蹄法向反力不能相互平衡的制动器称为非平衡式制动器。液压或锲块驱动的领从蹄式制动器均为非平衡式结构，也叫简单非平衡式制动器。非平衡式制动器对轮毂轴承造成附加径向载荷，而且领蹄摩擦衬片表面的单位压力大于从蹄的，磨损较严重。为使衬片寿命均匀。可将从蹄的摩擦衬片包角适当地减小。
对于如图1.1（a）所示具有定心凸轮张开装置的领从蹄制动器，在制动时，凸轮机构保证了两蹄等位移，因此作用于两蹄上的法向反力和由此产生的制动力矩应分别相等，而作用于两蹄的张开力，则不等，并且必然有<。由于两蹄的法向反力在制动鼓正，反两个方向旋转并制动时均成立，因此这种结构的特性是双向的，实际上也是平衡式的。其缺点是驱动凸轮的力要大而效率却相对较低，约为0.6~0.8。因为凸轮要求气压驱动，因此这种结构仅使用于总质量大于或等于10t的货车和客车上。
领从蹄式制动器的两个蹄常有固定的支点。张开装置有凸轮式（见图1.1（a），图1.2，图1.3），锲块式（图1.4），曲柄式（参见图1.10）和具有两个或四个等直径活塞的制动轮缸式的（见图1.1（b），图1.5，图1.6）。后者可保证作用在两蹄上的张开力相等并用液压驱动，而凸轮式，锲块式和曲柄式等张开装置则用气压驱动。当张开装置中的制动凸轮和制动锲块都是浮动的时，也能保证两蹄张开力相等，这时的凸轮称为平衡凸轮。也有非平衡式的制动凸轮，其中心是固定的，不能浮动，所以不能保证作用在两蹄上的张开力相等。

图 1.4 锲块式张开装置的车轮制动器
1 制动蹄；2制动底座；3制动气室；4 锲块；5 滚轮；6 柱塞；7 当块；8 棘爪； 9 调整螺钉；10 调整套筒

图1.5制动轮缸具有两个等直径活塞的车轮制动器 图 1.6制动轮缸有四个直径活塞的车轮制动器
1 活塞； 2 活塞支承圈； 3 密封圈；4 支承； 1 制动蹄； 2 制动底板； 3制动器间隙调5 制动底板；6 制动蹄；7 支承销； 凸轮；4偏心支承销9 制动蹄定位销；10 驻车制动传动装置
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和倒车时的制动性能不变，结构简单，造价较低，也便于附装驻车制动机构，故仍广泛用作中，重型载货汽车前，后轮以及轿车后轮制动器。
根据支承结构及调整方法的不同，领从蹄鼓式液压驱动的车轮制动器又有不同的结构方案，如图1.7所示

图 1.7 领从蹄式制动器的结构方案（液压驱动）
（a）一般形式；（b）单固定支点；轮缸上调整（c）双固定支点；偏心轴调整；（d）浮动蹄片；支点端调整
2.2.2 双领蹄式制动器
当汽车前进时，若两制动蹄均为领蹄的制动器，称为双领蹄式制动器。但这种制动器在汽车倒车时，两制动蹄又都变为从蹄，因此，它又称为单向为单向双领蹄式制动器。如图1.1（c）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为对称布置的，因此两蹄对鼓作用的合力恰好相互平衡，故属于平衡式制动器。
单向双领蹄式制动器根据其调整方法的不同，又有多种结构方案，如图9所示。

图 1.8 单向双领蹄式制动器的结构方案（液压驱动）
（a）一般形式；（b）偏心调整；（c）轮缸上调整；（d）浮式蹄片，轮缸支座调整端；（e）浮动蹄片，轮缸偏心机构调整

双领蹄式制动器有高的正向制动效能，但倒车时变为双从蹄式，使制动效能大减。中级轿车的前制动器常用这种形式，这是由于这类汽车前进制动时，前轴的轴荷及附着力大于后轴，而倒车时则相反，采用这这种结构作为前轮制动器并与领从蹄式后轮制动器相匹配，则可较容易地获得所希望的前，后制动力分配（）并使前，后轮制动器的许多零件有相同的尺寸。它不用于后轮还由于有两个互相成中心对称的制动轮缸，难于附加驻车制动驱动机构。
2.2.3 双向双领蹄式制动器
当制动鼓正向和反向旋转时两制动蹄均为领蹄的制动器，称为双向双领蹄式制动器。如1.1（d）及图1.9，图1.10所示。其两蹄的两端均为浮式支承，不是支承在支承销上，而是支承在两个活塞制动轮缸的支座上（图1.1（d），图1.9）或其他张开装置的支座上（图1.10，图1.11）。当制动时，油压使两个制动轮缸的两侧活塞（图1.9）或其他张开装置的两侧（图1.10，图1.11）均向外移动，使两制动蹄均压紧在制动鼓的内圆柱面上。

图 1.9 双向双领蹄式鼓式制动器的结构方案（液压驱动）
（a）一般形式；（b）偏心机构调整；（c）轮缸上调整

制动鼓靠摩擦力带动两制动蹄转过一小角度，使两制动蹄的转动方向均与制动鼓的转向方向一致；当制动鼓反向旋转时，其过程类同但方向相反。因此，制动鼓在正向，反向旋转时两制动蹄均为领蹄，故称双向双领蹄式制动器。它也属于平衡式制动器。由于这种这种制动器在汽车前进和倒退时的性能不变，故广泛用于中，轻型载货汽车和部分轿车的前，后轮。但用作后轮制动器时，需另设中央制动器。

图 1.10 LCCAS公司的曲柄机构制动器

图 1.11 PERROT的双锲式制动器

第3章课程设计计算过程
序号
制动器类型
车重（吨）
前后重量分配
轮胎型号
当时速为×Km/h时
最大紧急刹车距离(m)
3

2
60%、40%
175/75R14
80
24
制动蹄按其张开时的转动方向和制动鼓的旋转方向是否一致，有领蹄和从蹄之分。制动蹄张开的转动方向与制动鼓的旋转方向一致的制动蹄，称为领蹄；反之，则称为从蹄。领从蹄制动器发展较早，它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；便于附装驻车制动驱动机构；调整蹄片与制动鼓之间的间隙工作容易，故目前仍相当广泛地用于各种汽车。
3.1方案设计：后轮 领从蹄式
3.2制动鼓内径D设计 ：
D越大制动力矩越大，同时D受轮辋直径限制，
制动鼓与轮辋间隙不小于20mm。
制动鼓直径与轮辋直径之比D/Dr范围如下：
乘用车 D/Dr=0.64~0.74，
商用车 D/Dr=0.70~0.83
轮辋直径 Dr=14in=14×25.4=355.6mm
本题选取 D/Dr=0.7
所以 D=0.7Dr=0.7×355.6=248.92≈250mm，
制动鼓半径 R=125mm。
3.3包角β设计和摩擦衬片宽度b
经验表明摩擦衬片包角β=90°~100°时，磨损最小，制动鼓温度最低。太大易自锁，不应大于120°。
本题选取包角为90°，即π/2
对于摩擦蹄片宽度。摩擦衬片过窄磨损快，摩擦衬片过宽不易加工，成本高。
衬片的摩擦面积为，其中R为制动鼓半径
根据统计资料，单个车轮鼓式制动器总的衬片摩擦面积见表1
表1蹄片摩擦面积
汽车类别
汽车总质量
单个制动器总的衬片摩擦面积AP/cm2
乘用车
0.9~1.5
1.5~2.5
100~200
200~300
商用车
1.0~1.5
1.5~2.5
2.5~3.5
3.5~7.0
7.0~12.0
12.0~17.0
120~200
150~250（多为150~200）
250~400
300~650
550~1000
600~1500（多为600~1200）

本题选取单个制动器总的衬片摩擦面积S为200cm2，每个制动器有两个摩擦衬片，两个衬片包角相同。
所以
3.4摩擦衬片起始角
一般将衬片布置在制动蹄的中央，即令，本题
3.5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，初步设计可暂定e=0.8R，本题e=0.8×125=100mm
3.6制动蹄支撑点位置坐标a和c
应在保证两蹄支撑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，可暂定a=0.8R，本题a=100mm，c取20mm
3.7计算制动轮缸直径
（1）计算单个后车轮受到地面的摩擦力大小
车速为V=80km/h=23m/s
汽车后轮在刹车过程做功，F为单个后车轮受到的摩擦力，S为刹车距离
后轮动能消耗,m为车重，v为初速度
由于能量守恒，所以
解得单个后轮受到的摩擦力

为了是汽车在规定条件下停止所需的力矩
地面对单个后车轮的摩擦力矩等于单个后轮受到的摩擦力与车轮的滚动半径的乘积。滚动半径大小查下表得。本题滚动半径。

轮胎型号
新胎外直径
负荷下静半径
滚动半径
175/75R14
629mm
280mm
300mm
（2）计算制动蹄的制动力矩
本题为领从蹄式鼓式制动器，假设两蹄在制动过程中。制动蹄与制动鼓完全接触，压力分布均匀。
受力分析如图所示。F0为张开力，F2为制动鼓对领蹄的合力，方向如图。F3为制动鼓对从蹄的合力，方向如图。对领蹄的支点取矩，列力矩平衡方程。对从蹄的支点取矩，列力矩平衡方程。f为摩擦系数。摩擦系数范围为0.25≤f≤0.55，本题取f=0.45

其中e=100 a=100 c=20 R=125
求得，

解得F0=2854
F0等于液压压力P乘以制动轮缸面积s。
P为制动轮缸的液压压力，本题取10MPa；s为制动轮缸的面积，，d为轮缸直径。
解得d=22
轮缸直径应在标准规定的尺寸系列中选取，具体为19mm, 22mm, 24mm, 25mm, 28mm, 30mm, 32mm, 35mm, 38mm, 40mm, 45mm, 50mm, 55mm.
本题选取轮缸直径为24mm。
制动蹄片与制动鼓间隙小于0.5mm
摩擦衬片（衬块）的磨损与摩擦副的材质、表面加工情况、温度、压力以及相对滑磨速度等多种因素有关，因此在理论上要精确计算磨损性能是困难的。但试验表明，摩擦表面的温度、压力、摩擦系数和表面状态等是影响磨损的重要因素。
汽车的制动过程，是将其机械能（动能、势能）的一部分转变为热量而耗散的过程。在制动强度很大的紧急制动过程中，制动器几乎承担了耗散汽车全部动力的任务。此时由于在短时间内制动摩擦产生的热量来不及逸散到大气中，致使制动器温度升高。此即所谓制动器的能量负荷。能量负荷愈大，则摩擦衬片（衬块）的磨损亦愈严重。
制动器的能量负荷常以其比能量耗散率作为评价指标。比能量耗散率又称为单位功负荷或能量负荷，它表示单位摩擦面积在单位时间内耗散的能量，其单位为W/mm2
双轴汽车的单个后轮制动器的比能量耗散率为

式中：δ——汽车回转质量换算系数；
ma——汽车总质量
v1 v2——汽车制动初速度与终速度，m/s；计算时轿车取v1=100km/h（27.8m／s）；总质量3.5吨以下的货车取vl=80km／h（22.2m/s）；总质量 3．5 t以上的货车取v1=65 km／h（18m／s）；
t一制动时间，s;按下式计算
t=22.2/(0.6*9.8)=3.78s
j一制动减速度，m/ s2计算时取 j=0．6g；
A1，A2一前、后制动器材特（衬块）的摩擦面积；
β一制动力分配系数，即前轮占总车重百分比
在紧急制动到 v2=0时，并可近似地认为δ=1，则有

m=1250kg v1=22.2m/s t=3 .78s g=9.8N/kg A2=200*2=40000mm2 β=0.6
计算得e2=0.4W/mm2
符合要求

第4章 制动器主要零件的结构设计
4.1制动鼓

图 4.1 制动鼓
（a）铸造制动鼓；（b），（c）组合式制动鼓
1 冲压成形辅板；2铸铁鼓筒；3 灰铸铁内鼓筒；4 铸铝合金制动鼓

制动鼓应具有高的刚性和大的热容量，制动时其温升不应超过极限值。制动鼓的材料与摩擦衬片的材料相匹配，应能保证具有高的摩擦系数并使工作表面磨损均匀。一些轿车采用由钢板冲压成形的辐板与铸铁鼓筒部分铸成一体的组合式制动鼓(图 4.1(b))；带有灰铸铁内鼓筒的铸铝合金制动鼓(图4.1(c))在轿车上得到了日益广泛的应用。铸铁内鼓筒与铝合金制动鼓本体也是铸到一起的，这种内镶一层珠光体组织的灰铸铁作为工作表面，其耐磨性和散热性都很好，而且减小了质量。
制动鼓在工作载荷作用下会变形，致使蹄鼓间单位压力不均匀，且会损失少许踏板行程。鼓筒变形后的不圆柱度过大容易引起自锁或踏板振动。为防止这些现象需提高制动鼓的刚度。为此，沿鼓口的外缘铸有整圈的加强肋条，也有的加铸若干轴向肋条以提高其散热性能。
制动鼓相对于轮毂的对中如图44所示，是以直径为的圆柱表面的配合来定位，并在两者装配紧固后精加工制动鼓内工作表面，以保证两者的轴线重合。两者装配后需进行动平衡。许用不平衡度对轿车为15～20N·cm。
制动鼓壁厚的选取主要是从刚度和强度方面考虑。壁厚取大些也有助于增大热容 量，但试验表明，壁厚从11mm增至20mm，摩擦表面平均最高温度变化并不大。一般铸造制动鼓的壁厚：轿车为 7～12mm。制动鼓在闭口一侧可开小孔，用于检查制动器间隙。
4.2 制动蹄

图 4.2 铸铁制动蹄

轿车和轻型、微型货车的制动蹄广泛采用T形型钢辗压或钢板冲压—焊接制成。制动蹄的断面形状和尺寸应保证其刚度好，但小型车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，以便使制动蹄摩擦衬片与鼓之间的接触压力均匀，因而使衬片磨损较为均匀，并减少制动时的尖叫声。制动蹄腹板和翼缘的厚度，轿车的约为 3—5mm。摩擦衬片的厚度，轿车多用 4.5～5mm。衬片可以铆接或粘接在制动蹄上，粘接的允许其磨损厚度较大，但不易更换衬片；铆接的噪声较小。
4.3 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。刚度不足会导致制动力矩减小，踏板行程加大，衬片磨损也不均匀。
4.4 制动蹄的支承
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。例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(KTH 370—12)或球墨铸铁(QT 400—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。有时在制动底板上附加一压紧装置，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。
4.5 制动轮缸
是液压制动系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。轮缸的缸体由灰铸铁 HT250 制成。其缸筒为通孔，需搪磨。活塞由铝合金制造。活塞外端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处的橡胶皮碗密封。多数制动轮缸有两个等直径活塞。

第5章 制动性能分析
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）制动效能的稳定性，即抗衰退性能；
3）制动时汽车的方向稳定性，即制动时汽车不发生跑偏、侧滑、以及失去转向能力的性能。
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的制动距离或制动时汽车的减速度。制动效能是制动性能中最基本的评价指标。制动距离越小，制动减速度越大，汽车的制动效能就越好。
5.3 制动效能的恒定性
制动效能的恒定性主要指的是抗热衰性能。汽车在高速行驶或下长坡连续制动时制动效能保持的程度。因为制动过程实际上是把汽车行驶的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的制动效能，已成为设计制动器时要考虑的一个重要问题。

结 论
通过对给定汽车制动系统的结构分析与设计计算，提升了我对汽车的制动系统的认识。制动系统是汽车中一个重要的总成，它既可以使行驶中的汽车减速，又能保证停车后的汽车能驻留原地不动。制动性能良好、制动系统工作可靠的汽车能充分发挥出其高速行驶的动力性并保证行驶的安全性。这显示出了制动系统是汽车非常重要的组成部分，从而对于汽车制动系统的设计也显得非常的重要。
本文设计的制动器已在重庆长安汽车公司大量装车使用。在理论上，本设计首先根据给定的整车参数和技术、使用要求，并比较不同类型制动器的优缺点，确定制动器的结构形式；然后通过对制动力矩、制动效能因数、制动距离、制动温升、制动磨损等的计算、校核以及在此基础上进行的零部件结构设计，使设计达到了预期的效果；在实际上，通过对本制动器的一系列装车试验，也证明其性能完全符合厂家要求。
虽然该课题设计的为领从蹄式制动器，但随着重型汽车和高速公路的发展，鼓式制动器的缺点表现得尤为突出。主要表现在：制动效能衰退、制动间隙调整困难和制动跑偏。由于这些问题的存在，使得新的解决方案的提出显得尤为迫切。
在现代汽车中，盘式制动器的使用越来越广泛，因为其具有制动效能及热稳定性好，对摩擦材料的热衰退较不敏感，摩擦副的压力分布较均匀等一系列有点。但是对于传统的蹄－鼓式制动器，可利用制动蹄的增势效应而达到很高的制动效能因数（一般约为2～7），并具有多种不同性能的可选结构型式，对各种汽车的制动性能要求的适应面广，至今仍然在除部分轿车以外的各种车辆的制动器中占主导地位。并且有着极为丰富的理论研究资料和实际使用经验，在以后的设计和应用中，通过大量的努力，从制动器的结构设计，以及制动器摩擦材料等方面加以研究，一定可以设计出既可充分发挥蹄－鼓式制动器制动效能因数高的优点，同时又具有摩擦副压力分布均匀、制动效能稳定以及制动器间隙自动调节机构较理想等优点的新型制动器。

致 谢
通过这次设计，使我对大学四年来所学习的知识有了一个总结性的检阅和考核。使我初步掌握了汽车制动器的设计方法，以及有关的理论知识和专业知识，且较能熟练地掌握有关手册和技术资料的运用方法，是我们是否能够合格毕业，是否有能力走向社会，面对自己的工作岗位的一向必不可少的基本能力的训练。设计期间，向老师请教过许多问题，有时老师还在百忙中主动帮助我。在老师的帮助过程中，师生之间有了更多接触的时间和机会，加强了师生间的沟通和了解，进一步增进了师生之情。作为一个本科生的设计，由于经验的匮乏，难免有许多考虑不周全的地方，如果没有导师的督促指导，以及一起工作的同学们的支持，想要完成这个设计是难以想象的。这次设计让我各方面的能力都得到了很大的提高，让我具备了成为一名工程技术人员的基本素质，同时也发现和认识到自己还存在的许多的不足，为日后的工作和学习奠定了坚实的基础。
在这里首先要感谢我的导师,他平日里工作繁多，但在我做毕业设计的每个阶段，从查阅资料，设计草案的确定和修改，中期检查，后期详细设计，装配草图等整个过程中都给予了我悉心的指导。我的设计较为复杂烦琐，但是老师仍然细心地纠正图纸中的错误。除了敬佩老师的专业水平外，他的治学严谨和科学研究的精神也是我永远学习的榜样，并将积极影响我今后的学习和工作。
其次要感谢和我一起做设计的同学，和我一样他们在设计中遇到了许多困难，但通过我们之间的相互学习和相互帮助最终克服了许多困难，顺利的完成此次设计。如果没有它们的帮助启发，此次设计的完成将变得非常困难。然后还要感谢大学四年来所有教过和关心过我的老师，正因为他们的无私奉献和热诚帮助，我不仅获得了宝贵的知识而且学到了作为一个优秀社会公民应具备的基本素质。
最后感谢大学四年来对我的栽培！

参 考 文 献
[1] 汽车工程手册编辑委员会.汽车工程手册（设计篇）[M].北京：人民交通出版社，2001
[2] 清华大学汽车工程系编写组编著.汽车构造[M].北京：人民邮电出版社，2000
[3] 吉林工业大学汽车教研室编.汽车设计[M].北京：机械工业出版社，1981
[4] 齐志鹏编著.汽车制动系统的结构原理及检修[M].北京：人民邮电出版社，2002
[5] 陈家瑞编著.汽车构造（下册）[M].北京：机械工业出版社，2001
[6] 陈家瑞. 汽车构造（下册）[M]. 北京：人名交通出版社，2008

附 录 1
引用标准

[1] GB/T 12676-1999 汽车制动系统机构性能和试验方法。
[2] GB/T 2676-1999 制动力在车轴之间的分配及牵引车与挂车之间制动协调性要求。
[3] GB/T 7524-87 制动轮缸直径系列尺寸。
[4] GB/T 7524-87 制动主缸直径系列尺寸。
[5] GB/T 10830-1998 机动车制动液使用技术条件。
[6] GB /T 11611-89汽车液压制动系、金属管、内外螺纹管接头和软管端部接头。
[7] GB /T 16897-1997 制动软管。
[8] QC/T 307-1999 真空助力器技术条件
[9] QC/T 593-1999 感载比例阀技术条件
[10] QC/T 77-93 汽车液压制动轮缸技术条件
[11] QC/T 1-1992 汽车产品图样基本要求
[12] QC/T 265-2004 汽车零部件编号规则
[13] QC/T 2-92 汽车产品图样格式
[14] JB 4019-85 驻破效能

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