汽车制动系设计毕业论文.doc

摘 要随着高速公路的迅速发展和车速的提高以及车流密度的日益增大，为了保证行车安全、停车可靠，汽车制动系的工作可靠性显得日益重要。本说明书主要介绍了捷达轿车制动系统的设计。首先介绍了汽车制动系统的发展、结构、分类，并通过对鼓式制动器和盘式制动器的结构及优缺点进行分析。最终确定方案采用液压双回路前盘后鼓式制动器。除此之外，它还介绍了前后制动器、制动主缸的设计计算，主要部件的参数选择及制动管路布置形式等的设计过程。关键字：制动；鼓式制动器；盘式制动器；液压AbstractWith the rapid development of Expressway and increase the speed and traffic density increasing day by day, in order to guarantee the traffic safety, parking, automotive braking system working reliability becomes more and more important. This paper mainly introduces the design of braking system of the jetta type of car. Fist of all, braking systems development, structure and category are shown, and according to the structures, virtues and weakness of drum brake and disc brake, analysis is done. At last, the plan adopting hydroid two-backway brake with front disc and rear drum. Besides, this paper also introduces the designing process of front brake and rear brake, braking cylinder, parameters choice of main components braking and channel settings.Key words: braking; brake drum; brake disc; hydroid pressure 目录摘 要IAbstractII第1章 绪 论11.1 制动系统绪论11.2汽车制动系应满足如下要求：2第2章 制动系统方案论证分析与选择52.1制动器形式方案分析52.2鼓式制动器52.3盘式制动器82.4制动驱动机构的结构形式选择92.4.1简单制动系92.4.2动力制动系92.4.3伺服制动系102.5液压分路系统的形式的选择11第3章 制动系统设计计算133.1 制动系统主要参数数值133.1.1相关主要技术参数133.2 同步附着系数的分析133.3制动器有关计算143.3.1确定前后轴制动力矩分配系数143.3.2制动器制动力矩的确定143.4后轮制动器的结构参数与摩擦系数的选取153.5 前轮盘式制动器主要参数确定163.6制动器制动因数计算173.7制动器主要零部件的结构设计17第4章液压制动驱动机构的设计计算214.1后轮制动轮缸直径与工作容积的设计计算214.2前轮盘式制动器液压驱动机构计算224.3制动主缸与工作容积设计计算234.4制动踏板力与踏板行程234.4.1制动踏板力234.4.2制动踏板工作行程24第五章制动性能分析255.1 制动性能评价指标255.2 制动效能255.3 制动效能的恒定性255.4 制动时汽车的方向稳定性255.5制动器制动力分配曲线分析265.6制动减速度265.7 制动距离S275.8摩擦衬片（衬块）的磨损特性计算275.9驻车制动计算29结 论30致 谢31参考文献32附 录133附录23734第1章 绪 论1.1 制动系统绪论汽车制动系功用是使汽车以适当的减速度降速行驶至停车；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。汽车制动系直接影响着汽车行驶的安全性和停车的可靠性。随着高速公路的迅速发展和车速的提高以及车流密度的日益增大，为了保证行车安全、停车可靠，汽车制动系的工作可靠性显得日益重要。也只有制动性良好、制动系工作可靠性的汽车，才能充分发挥其动力性能。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。重型汽车或经常在山区行驶的汽车要增设应急制动装置及辅助制动装置；牵引汽车还应有自动制动装置。行车制动装置用于使行驶的汽车强制减速或停车，并使汽车在下短坡时保持适当的稳定车速。其驱动机构常采用双回路或多回路结构，以保证其工作的可靠。驻车制动装置用于汽车可靠而无时间限制地停驻在一定位置甚至在斜坡上，它也有助于汽车在斜坡上起步。驻车制动装置应采用机械式驱动结构而不用液压或气压驱动，以免其产生故障。应急制动装置用于当行车制动装置意外发生故障而失效时，则可利用其机械力源（如强力压缩弹簧）实现汽车制动。应急制动装置不必是独立的制动系统，他可利用行车制动装置或驻车制动装置的某些制动器件。应急制动装置也不是每车必备的，因为普通的手力驻车制动器也可以起到应急制动的作用。辅助制动装置用在山区行驶的汽车上，利用发动机排气制动或电涡流制动等的辅助制动装置，可使汽车下坡长时间而持续地减低或保持稳定车速，并减轻或解除行车制动器的负荷。通常，在总质量5t的客车上和总质量大于12t的载货汽车上装备这种辅助制动-减速装置。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。制动器有鼓式与盘式之分。行车制动是用脚踩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操纵，且利用专设的中央制动器或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两个后轮。行车制动和驻车制动这两套装置，必须具有独立的制动驱动机构，而且每车必备。行车制动分液压和气压两种型式。用液压传递操纵力时还应有制动主缸、制动轮缸以及管路；用气压操纵时还应有压缩机、气路管路、储气筒、控制阀和制动气室等。以前，大多数汽车的驻车制动和应急制动都采用中央制动器，其优点是制动位于主减速器之前的变速器的第二轴或传动轴，所需的制动力矩较小，容易适应手操纵力小的特点。但在用作应急制动时，则往往会是传动轴超载。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、高级轿车和部分总质量在l5t以下的载货汽车上，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。重型载货汽车由于采用气压制动，故多对后轮制动器另设独立的由气压控制而以强力弹簧作为制动力源的应急兼驻车制动驱动机构，也不再设置中央制动器。但也有一些重型汽车除了采用上述措施外，还保留了由气压驱动的中央制动器，以便提高制动系的可靠性。1.2汽车制动系应满足如下要求：1应能适应有关标准和法规的规定各项性能指标除应满足设计任务书的规定和国家标准、法规制定的有关要求外，也应考虑销售对象所在国家和地区的法规和用户要求。 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效能是由在一定的制动初速度下及最大踏板力下的制动减速度和制动距离两项指标来评定的。 驻坡制动效能是以汽车在良好的路面上能可靠而无时间限制地停驻的最大坡度(%)来衡量的，一般应大于25%。3工作可靠为此，汽车至少应有行车制动和驻车制动两套制动系统，且它们的制动驱动机构应是各自独立的，而行车制动装置的制动驱动机构至少应有两套独立的管路，当其中一套失效时，另一套应保证汽车制动效能不低于正常值的30%；驻车制动装置应采用工作可靠的机械式制动驱动机构。4制动效能的热稳定性好汽车的高速制动、短时间的频繁重复制动，尤其是下长坡时的连续制动，均会引起制动器的温升过快，温度过高。特别是下长坡时的频繁制动，可使制动器摩擦副的温度升高达到300400，有时甚至温度高达700。此时，制动摩擦副的摩擦系数会急剧减小，使制动效能迅速下降而发生所谓的热衰退现象。制动器发生热衰退后，经过散热、降温和一定次数的和缓使用，使摩擦表面得到磨合，其制动效能可重新恢复，这称为热恢复。提高摩擦材料的高温摩擦稳定性，增大制动鼓、盘的热容量，改善其散热性或采用强制冷却装置，都是抗热衰退的措施。5制动效能的水稳定性好制动器摩擦表面浸水后，会因为水的润滑作用而使摩擦副的摩擦系数急剧减小而发生所谓的“水衰退”现象。一般规定在水后反复制动515次，即应恢复其制动效能。良好的摩擦材料的吸水率低，其摩擦性能恢复迅速。另外也应防止泥沙、污物等进入制动器摩擦副工作表面，否则会使制动效能降低并加速磨损。某些越野汽车为了防止水和泥沙进人而采用封闭制动器的措施。6制动时的汽车操纵稳定性好即以任何速度制动，汽车均不应失去操纵性和方向稳定性。为此，汽车前、后轮制动器的制动力矩应有适当的比例，最好能随各轴间载荷转移情况而变化；同一轴上左、右车轮制动器的制动力矩应相同。否则当前轮抱死而侧滑时，将失去操纵性；后轮抱死而侧滑甩尾，会失去方向稳定性；当左、右轮的制动力矩差值超过15%时，会发生制动时汽车跑偏。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。踏板行程：对货车应不大于170mm，其中考虑了摩擦衬片的容许磨损量。制动手柄行程应不大于160mm200mm。各国法规规定，货车制动的最大踏板力一般为500N（轿车）-700N（货车）。8作用滞后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(制动滞后时间)和从放开踏板至完全解除制动的时间(解除制动滞后时问)。9制动时不应产生震动和噪声10与悬架、转向装置不产生运动干涉，在车轮跳动或汽车转向时不会引起自行制动。11制动报警装置制动系中应有音响或光信号等警报装置，以便能及时发现制动驱动机件的故障和功能失效；制动系中也应有必要的安全装置，例如一旦主、挂车之间的连接制动管路损坏，应有防止压缩空气继续漏失的装置；在行驶过程中挂车一旦脱挂，亦应有安全装置驱使驻车制动将其停驻。12能全天候使用气温高时液压制动管路不应有气阻现象；气温低时，气制动管路不应出现结冰现象。13制动系的机件应使用寿命长，制造成本低；对摩擦材料的选择也应考虑到环保的要求，应力求减小制动时飞散到大气中的有害人体的石棉纤维。对汽车制动器的性能要求可详见JB393585及JB4200-86标准。第2章 制动系统方案论证分析与选择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。2.2鼓式制动器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，它已经广泛用于各类汽车上。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形式。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，并利用制动鼓的外圆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2-1(a)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、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2-1(b)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如图2-1(c)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、单向增力式制动器如图2-1（d）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、双向增力式制动器如图2-1（e）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。本次设计最终采用的是领从蹄式制动器。 (a) (b) (c) (d) (e) 图2-12.3盘式制动器盘式制动器按摩擦副中定位原件的结构不同可分为钳盘式和全盘式两大类。（1）钳盘式钳盘式制动器按制动钳的结构型式又可分为定钳盘式制动器、浮钳盘式制动器等。定钳盘式制动器：这种制动器中的制动钳固定不动，制动盘与车轮相联并在制动钳体开口槽中旋转。具有下列优点：除活塞和制动块外无其他滑动件，易于保证制动钳的刚度；结构及制造工艺与一般鼓式制动器相差不多，容易实现从鼓式制动器到盘式制动器的改革；能很好地适应多回路制动系的要求。浮动盘式制动器：这种制动器具有以下优点：仅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加之液压缸冷却条件好，所以制动液汽化的可能性小；成本低；浮动钳的制动块可兼用于驻车制动。（2）全盘式在全盘式制动器中，摩擦副的旋转元件及固定元件均为圆形盘，制动时各盘摩擦表面全部接触，其作用原理与摩擦式离合器相同。由于这种制动器散热条件较差，其应用远没有浮钳盘式制动器广泛。通过对盘式、鼓式制动器的分析比较可以得出盘式制动器与鼓式制动器比较有如下均一些突出优点:（1）制动稳定性好.它的效能因素与摩擦系数关系的K-p曲线变化平衡，所以对摩擦系数的要求可以放宽，因而对制动时摩擦面间为温度、水的影响敏感度就低。所以在汽车高速行驶时均能保证制动的稳定性和可靠性。（2）盘式制动器制动时，汽车减速度与制动管路压力是线性关系，而鼓式制动器却是非线性关系。（3）输出力矩平衡.而鼓式则平衡性差。（4）制动盘的通风冷却较好，带通风孔的制动盘的散热效果尤佳，故热稳定性好，制动时所需踏板力也较小。（5）车速对踏板力的影响较小。综合以上优缺点最终确定本次设计采用前盘后鼓式。前盘选用浮动盘式制动器，后鼓采用领从蹄式制动器。2.4制动驱动机构的结构形式选择根据制动力原的不同，制动驱动机构可分为简单制动、动力制动以及伺服制动三大类型。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。2.4.1简单制动系简单制动系即人力制动系，是靠司机作用于制动塌板上或手柄上的力作为制动力原。而传力方式有、又有机械式和液压式两种。机械式的靠杆系或钢丝绳传力，其结构简单，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装置中。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“汽阻”，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、轻型及以下的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，在轿车和轻型汽车亡已极少采用。2.4.2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，故并未得到广泛应用，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。2.4.3伺服制动系伺服制动系是在人力液压制动系的基础上加设一套出其他能源提供的助力装置使人力与动力可兼用，即兼用人力和发动机动力作为制功能源的制动系。在正常情况下，其输出工作压力主要出动力伺服系统产生，而在动力伺服系统失效时，仍可全由人力驱动液压系统产生一定程度的制动力。因此，在中级以上的轿车及轻、中型客、货汽车上得到了广泛的应用。 按伺服系统能源的不同，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。2.5液压分路系统的形式的选择 图2-2液压分路系统形式为了提高制动驱动机构的工作可靠性，保证行车安全，制动驱动机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行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，其他完好的回路仍能可靠地工作。1.II型回路前、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，简称II型。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。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。这一分路方案总后轮制动管路失效，则一旦前轮制动抱死就会失去转弯制动能力。对于前轮驱动的轿车，当前轮管路失效而仅由后轮制动时，制动效能将明显降低并小于正常情况下的一半，另外，由于后桥负荷小于前轴，则过大的踏板力会使后轮抱死而导致汽车甩尾。2. X型回路后轮制功管路呈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、后各有一侧车轮第4章液压制动驱动机构的设计计算4.1后轮制动轮缸直径与工作容积的设计计算 根据公式 (4-1)式中：p考虑到制动力调节装置作用下的轮缸或管路液压，p=8Mp12Mp.取p=10Mp查捷达轿车使用与维护手册得P=7065N=30mm根据GB7524-87标准规定的尺寸中选取,因此轮缸直径为30mm。一个轮缸的工作容积根据公式 (4-2)式中：一个轮缸活塞的直径； n 轮缸活塞的数目； 一个轮缸完全制动时的行程： 初步设计时可取2mm-2.5mm=2mm 消除制动蹄与制动鼓间的间隙所需的轮缸活塞行程。 由于摩擦衬片变形而引起的轮缸活塞。 ，分别为鼓式制动器的变形与制动鼓的变形而引起的轮缸活塞行程。 得一个轮缸的工作容积=2826mm4.2前轮盘式制动器液压驱动机构计算1、前轮制动轮缸直径与工作容积的设计计算根据公式 (4-3)式中：p考虑到制动力调节装置作用下的轮缸或管路液压，p=8Mp12Mp.取p=10Mp查捷达轿车使用与维护手册得P=19625N得=50mm根据GB7524-87标准规定的尺寸中选取,因此轮缸直径为50mm。一个轮缸的工作容积 根据公式 (4-4)式中：一个轮缸活塞的直径； n 轮缸活塞的数目； 一个轮缸完全制动时的行程： 取=2mm 消除制动蹄与制动鼓间的间隙所需的轮缸活塞行程。 由于摩擦衬片变形而引起的轮缸活塞。 ，分别为鼓式制动器的变形与制动鼓的变形而引起的轮缸活塞行程。 得一个轮缸的工作容积=3925mm全部轮缸的工作容积根据公式 (4-5)式中：m轮缸的数目；V=2V+2V=22826+23925=13502mm4.3制动主缸与工作容积设计计算制动主缸应有的工作容积式中：V全部轮缸的总的工作容积；制动软管在掖压下变形而引起的容积增量；V=13502mm 轿车的制动主缸的工作容积可取为=1.1V=1.113502=14852.2 mm主缸直径和活塞行程S根据公式： (4-6)一般S=(0.8-1.2)d取S= d得=26.65mm根据GB7524-87标准规定的尺寸中选取,因此主缸直径为28mm。=28mm4.4制动踏板力与踏板行程4.4.1制动踏板力根据公式： (4-7)式中：制动主缸活塞直径； P制动管路的液压； 制动踏板机构传动比；取=4 制动踏板机构及制动主缸的机械效率，可取=0.850.95。取=0.9根据上式得：=1710N500N-700N所以需要加装真空助力器。式中： ：真空助力比，取4。=1710/4=427.5N500N-700N所以符合要求4.4.2制动踏板工作行程 (4-8)式中：主缸推杆与活塞的间隙，一般取1.52mm；取=2mm 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；根据上式得：=128mm150mm符合设计要求。第五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。汽车的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的能力。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。5.4 制动时汽车的方向稳定性制动时汽车的方向稳定性，常用制动时汽车给定路径行驶的能力来评价。若制动时发生跑偏、侧滑或失去转向能力。则汽车将偏离原来的路径。制动过程中汽车维持直线行驶，或按预定弯道行驶的能力称为方向稳定性。影响方向稳定性的包括制动跑偏、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，汽车将偏离给定的行驶路径。因此，常用制动时汽车按给定路径行驶的能力来评价汽车制动时的方向稳定性，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的宽度。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。制动跑偏的原因有两个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的不协调（互相干涉）前者是由于制动调整误差造成的，是非系统的。而后者是属于系统性误差。侧滑是指汽车制动时某一轴的车轮或两轴的车轮发生横向滑动的现象。最危险的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。5.5制动器制动力分配曲线分析对于一般汽车而言，根据其前、后轴制动器制动力的分配、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的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的问题。5.6制动减速度制动系的作用效果，可以用最大制动减速度及最小制动距离来评价。假设汽车是在水平的，坚硬的道路上行驶，并且不考虑路面附着条件，因此制动力是由制动器产生。此时=式中 ：汽车前、后轮制动力矩的总合。= M+ M=785+1600=2385Nmr-滚动半径 r=370mmGa汽车总重 Ga=2000kg代入数据得=(785+1600)/0.3772000=6.16m/s轿车制动减速度应在5.87m/s,所以符合要求。5.7 制动距离S在匀减速度制动时，制动距离S为S=1/3.6（t+ t/2）Va+ Va/254式中，t:消除蹄与制动鼓间隙时间，取0.1s t：制动力增长过程所需时间取0.2s故S=1/3.6（0.1+ 0.2/2）30+ 30/2540.7=7.2m轿车的最大制动距离为：S=0.1V+V/150V取30km/小时。S=0.1+30/150=9mS S所以符合要求5.8摩擦衬片（衬块）的磨损特性计算摩擦衬片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。（1）比能量耗散率双轴汽车的单个盘式制动器和单个鼓式制动器的比能量耗散率分别为 (5-1) (5-2)式中：汽车回转质量换算系数，紧急制动时，； ：汽车总质量； ，：汽车制动初速度与终速度，/；计算时轿车取27.8/； ：制动时间，；按下式计算 t=27.8/6=4.6 ：制动减速度， 0.6106； ，：制动器衬片的摩擦面积；=7600mm,质量在1.52.5/t的轿车摩擦衬片面积在200-300cm,故取=30000mm ：制动力分配系数。则 =5.7轿车盘式制动器的比能量耗散率应不大于6，故符合要求。=0.4轿车鼓式制动器的比能量耗散率应不大于1.8，故符合要求。（2）比滑磨功磨损和热的性能指标可用衬片在制动过程中由最高制动初速度至停车所完成的单位衬片面积的滑磨功，即比滑磨功来衡量：式中：汽车总质量 ：车轮制动器各制动衬片的总摩擦面积，=752cm； : ：许用比滑磨功，轿车取1000J/1500J/。 L =1268J/1000J/1500J/故符合要求。5.9驻车制动计算1)汽车可能停驻的极限上坡路倾斜角 = =25式中：车轮与轮面摩擦系数，取0.7； ：汽车质心至前轴间距离； ：轴距; ：汽车质心高度。最大停驻坡高度应不小于16%20%，故符合要求。2）汽车可能停驻的极限下坡路倾斜角 = =16最大停驻坡高度应不小于16%20%，故符合要求。结 论汽车制动系统是汽车重要的组成部分，它直接影响到汽车的安全性。在本次设计中我主要做了以下工作，根据设计的要求，对汽车的制动力分配系数、制动强度和附着系数利用率、制动器最大制动力矩制动力矩进行了计算分析。根据现有资料对制动器的结构进行了设计并进行了相关的校核。对液压管路的布置进行了设计，采用了符合国家标准的设计要求。对制动液压元件，制动轮缸和制动主缸的主要结构数据进行了设计计算，并进行了相关的校核。本设计对制动系统的组成以及各部件的组成进行了详细的设计说明，对工程设计的方法进行了摸索与实践，实现了设计任务的要求。致 谢当毕业论文写作结束时，我的四年本科生活也即将画上句号。回首在论文的写作过程中，得到了许多人的帮助，给予我在知识和精神上的鼓励。让我这篇论文能够从酝酿然后付诸实践调查最后形成文章，借此机会，向他们表示我由衷的感激之情！毕业论文能够顺利进行，首先要感谢的便是我的指导教师王猛老师，感谢您对我的教诲、帮助和鼓励。指导老师治学严谨、博学多识，在论文修改方面给我的细心帮助和指导，正是在王猛老师的悉心指导和耐心修改下，我的论文才得以完稿。其次，要感谢的是帮助过我的同学们，没有你们的关心，我的论文不可能完成的如此顺利。感谢这四年来所有关心支持我的朋友，本科四年是