畢 業(yè) 設 計（論 文）
設計(論文)題目： 輕型載貨汽車制動系統(tǒng)設計
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摘 要 II
Abstract III
第1章 緒 論 1
1.1 制動系統(tǒng)設計研究的目的及意義 1
1.2 制動系工作原理 2
第2章 制動系統(tǒng)的整體布置方案設計 3
2.1 輕型貨車主要技術參數(shù) 3
2.2 汽車制動器形式的選擇 3
2.3 鼓式制動器的優(yōu)點及其分類 4
2.4 制動驅(qū)動機構(gòu)的結(jié)構(gòu)形式 6
2.5 制動管路的形式選擇 8
2.6 液壓制動主缸方案的設計 9
第3章 制動系統(tǒng)主要參數(shù)的確定 10
3.1 同步附著系數(shù)的確定 10
3.2 前、后輪制動力分配系數(shù)B的確定 12
3.3 最大制動器制動力及力矩的確定 13
3.4 制動器制動因數(shù)計算 14
3.5 鼓式制動器主要參數(shù)的確定 15
3.6 鼓式制動器零部件的結(jié)構(gòu)設計 17
第4章液壓制動驅(qū)動機構(gòu)的設計計算 21
4.1制動輪缸直徑d的確定 21
4.2 制動主缸直徑的確定 22
4.3 制動踏板力 22
第5章 制動性能分析 24
5.1 制動性能評價指標 24
5.2 制動效能 24
5.3 制動效能的恒定性 25
5.4 制動時汽車的方向穩(wěn)定性 25
5.5 前、后制動器制動力分配 26
5.6 制動距離S 29
5.7汽車能夠停留在極限上下坡角度計算 30
第6章 總 結(jié) 31
參考文獻 32
致 謝 33
IV
摘要
摘 要
本文針對某型輕型載貨汽車設計了一套制動系統(tǒng)。根據(jù)本次設計的車型以及整車參數(shù)，首先確定了制動系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)形式，分析確定了同步附著系數(shù),然后，根據(jù)確定的同步附著系數(shù)，計算出制動力分配因素、最大制動力以及制動力矩。確定了鼓式制動器的一些參數(shù)以及制動器零部件結(jié)構(gòu)。同時還設計確定了制動主缸和輪缸的參數(shù)。最后是對汽車制動效能進行分析，通過計算制動距離來判斷其制動效能的情況，對制動效能進行了檢驗，結(jié)果符合要求。利用計算機軟件繪制零件及裝配圖。
關鍵詞：輕型貨車；制動系統(tǒng)；鼓式制動器；制動主缸和輪缸；制動效能
Abstract
In this paper, a brake system is designed for a light truck.According to the design of the vehicle and the vehicle parameters, first determine the structure of the braking system, analyzed the synchronous adhesion coefficient, and then, according to the synchronous adhesion coefficient, calculate the braking force distribution factor, the maximum braking force and braking torque. Some parameters of drum brake and the structure of brake parts are determined. At the same time, the parameters of the brake master cylinder and cylinder are also designed. Finally, the braking efficiency is analyzed, and the braking efficiency is judged by calculating the braking distance. The braking efficiency is tested and the results meet the requirements.
Key word:Light truc；Braking system；Stock brake；Brake master cylinder and wheel cylinder；Braking efficiency
第1章緒論
1 緒 論
汽車工業(yè)是反應一個國家工業(yè)能力的標志性產(chǎn)業(yè)，汽車工業(yè)的前進發(fā)展可以大大的提高一個國家的經(jīng)濟水平，可以帶動其他行業(yè)的發(fā)展，可以提高我們國家的工業(yè)生產(chǎn)能力。汽車是重要的交通工具，現(xiàn)代交通運輸主要依靠汽車。
我國社會不斷進步，經(jīng)濟體越來越大，各種各樣的汽車品牌涌入我國對我國汽車工業(yè)的發(fā)展即有足夠的促進作用又限制了我國汽車工業(yè)制造水平的發(fā)展。我國汽車工業(yè)只是最近幾十年才開始建立，相關的技術還不夠成熟，所以我們要大力提高我國的技術水平，提高我國汽車制造水平，可以與國外汽車工業(yè)競爭。
隨著汽車制造水平的增加，我國汽車的數(shù)量越來越多，交通運輸也是越來越發(fā)達，而隨之帶來了一系列的問題，其中常見的就是交通安全問題，我們可能會經(jīng)常聽到交通事故的發(fā)生。在無法避免人為因素的前提之下，我們應該改善汽車的設計制造水平，增加汽車的安性.
合理地設計制動系統(tǒng)可以使得汽車可以快速停止，是一個非常重要的保證汽車安全性的方法。
1.1 制動系統(tǒng)設計研究的目的及意義
制動系統(tǒng)的用處：首先也就是最常見的也就是：在駕駛員看到障礙物的時候，制動系統(tǒng)可以使得正在向前行駛著的汽車減速直到其停止；還有就是如果已經(jīng)停止的汽車在有坡度的路面上的時候，制動系統(tǒng)可以讓汽車繼續(xù)地保持其靜止不動的狀態(tài)；最后就是讓速度過高的汽車可以以較低的行駛速度行駛。
隨著汽車制造水平的增加，我國汽車的數(shù)量越來越多，交通運輸也是越來越發(fā)達。尤其是道路的建設使得汽車的速度越來越快，而隨之帶來了一系列的問題，其中常見的就是交通安全問題，我們可能會經(jīng)常聽到交通事故的發(fā)生。 如今，對于汽車我們要能很好的控制讓其更好制動以至停車，以防交通事故的發(fā)生。尤其是一些在交通比較發(fā)達的道路上行車的時候，由于車比較多，車輛行駛速度比較快的情況下，汽車的行駛安全越來越重要。
汽車在向前開的時候，會受到上坡阻力、滾動阻力、加速助力以及空氣阻力這些個與正在行駛的方向相反的力，這些力都有使汽車減速的作用都對汽車起到制動效果。然而這些外力要隨汽車的速度還有汽車結(jié)構(gòu)而變化，我們無法控制這些力的大小。為了解決這一問題，我們就在汽車上設置制動系統(tǒng)，在駕駛員看到障礙物的時候，制動系統(tǒng)可以使得正在向前行駛著的汽車減速直到其停止。通過制動系統(tǒng)通過制動器給車輪力來使路面對車輪施加一定的力，使得汽車受到外力制動減速直到停止，這個力也就是地面制動力，產(chǎn)生制動力的一系列裝置稱為制動系統(tǒng)。
本次設計要對制動系統(tǒng)結(jié)構(gòu)進行設計，設計制動主缸、制動管路布置、前、后鼓式制動器，要達到降低制動、減少制動時間、增大制動減速度的目標。保證汽車制動系統(tǒng)制動效能比較穩(wěn)定（熱穩(wěn)定性以及水穩(wěn)定性），保證汽車操縱比較方便以及方向比較穩(wěn)定，保證汽車制動系統(tǒng)在制動的時候比較可靠。
1.2 制動系統(tǒng)工作原理
如圖1-1所示，為了使正在向前行駛得汽車速度降低，首先駕駛員需要踩動制動踏板1，駕駛員腳上的力通過推桿2傳遞給了制動主缸中的活塞3，在制動主缸中將壓力通過液體壓力的形式傳給油管5，然后接著傳到了制動輪缸6之中，在制動輪缸之中的活塞7被液體壓力推動，活塞7帶動制動器中制動蹄10繞著制動器中的支撐銷進行轉(zhuǎn)動，隨著制動蹄轉(zhuǎn)動，制動蹄上面的摩擦片就會與制動鼓8的內(nèi)圓柱面之間接觸，汽車在行駛得時候，就會產(chǎn)生相對運動，產(chǎn)生制動力矩，使得汽車減速直到停車。在駕駛員的腳離開汽車的制動踏板的時候，回位彈簧的被拉伸的彈力作用在制動器得制動蹄，使得制動鼓的內(nèi)表面與制動蹄上的摩擦片分開，制動蹄回到了在制動器中的原來的位置，此時制動結(jié)束。
31
第2章制動系統(tǒng)的整體布置方案設計
圖1-1制動系統(tǒng)工作原理
2 制動系統(tǒng)的整體布置方案設計
汽車制動系統(tǒng)是比較復雜、比較系統(tǒng)、并且整體的。我們不僅要設計制動系統(tǒng)的整體結(jié)構(gòu)的布置方式，同時還需要設計制動系統(tǒng)中的一些零件，要同時滿足各個零件的設計要求與整體結(jié)構(gòu)的設計要求。比如對于整體性能有良好的使用性能、較低的故障率等等，對于設計制動系統(tǒng)部件首先要滿足各自的功能，同時還要考慮到與其他零件的裝配問題以及共同起作用的能力。
2.1 輕型貨車主要技術參數(shù)
設計參數(shù)
整車質(zhì)量:滿載質(zhì)量：4880kg空載質(zhì)量：3390kg
質(zhì)心位置：a=1.39m b=1.4m 重心高度： hg=0.74m(空載)hg=0.82m（滿載）
軸距：L=2.79m 滿載時前軸載荷：24487N，后軸載荷：24313N
輪距: B=1.50m
輪胎規(guī)格：7.0—16
2.2制動器形式的選擇
制動器有車輪制動器以及中央制動器。行車制動大多使用車輪制動器，但是在駐車制動的時候也會經(jīng)常的使用車輪制動器。中央制動器有制動力矩要被驅(qū)動軸放大之后再傳到車輪的優(yōu)點，駐車制動時使用中央制動器，提高了制動力。因此，中央制動器容易滿足操縱力小的要，即使操縱力小，通過中央制動器放大同樣滿足要求。但在緊急制動的時候容易造成傳動軸超載的問題?，F(xiàn)在，汽車行駛速速越來越高，緊急制動情況越來越多，所以對緊急制動的時候的可靠性要求也越來越高。
制動系統(tǒng)可以分為液壓式制動系統(tǒng)、機械式制動系統(tǒng)、電磁式制動系統(tǒng)以及氣壓式制動系統(tǒng)等等類別。本次采用液壓式制動系統(tǒng)。
摩擦制動器定義為利用固定元件（制動盤或制動鼓）與旋轉(zhuǎn)之間的摩擦來產(chǎn)生制動力矩的制動器，現(xiàn)在大部分汽車都會選擇摩擦制動器。
本次設計輕型貨車制動器為雙鼓式液壓輪缸式制動器。
2.3 鼓式制動器的優(yōu)點及其分類
鼓式制動器有不需要司機使用不是很大的力就可以得到比較大的制動力的優(yōu)點。所以，大部分的質(zhì)量大的汽車還是使用鼓式剎車，除了鼓式制動器不是很貴，還有就是大型車慣性大所需要的制動力也極大，鼓式制動器能夠提供比盤式制動器更多的制動力。
鼓式制動器可以分成內(nèi)張型以及外束型。內(nèi)張型的制動鼓目前使用十分頻繁，其用內(nèi)圓做為其工作表面。外束型的制動鼓以外圓柱面作為摩擦的表面，只有很少的汽車使用。
根據(jù)下圖鼓式制動器效能因素與摩擦因素關系所式：使用增力式時制動器得減速效果最好，接下來從前到后就行排序分別是雙領蹄、領從蹄以及雙從蹄。如果根據(jù)效能因數(shù)進行排序的話，他們倒過來了。鼓式制動器效能不僅取決于制動器的結(jié)構(gòu)參數(shù)和摩擦因數(shù)同時還與制動蹄與制動鼓接觸部位有關。各種類型與各種的優(yōu)點與缺點。
圖2-1制動效能因素曲線
與其他類型相比較領從蹄式（如圖2-2a）的制動力和其穩(wěn)定性比較地一般，不管是汽車前進還是后退都不影響到制動效能，制動器結(jié)構(gòu)比較的簡單，制作成本比較低，制動間隙方便與調(diào)整。同時，這一對制動蹄片受到的壓力不平均，制動片摩擦不均勻，制動器使用壽命各有不同。領從蹄式制動器目前使用比較廣泛，尤其是質(zhì)量小一點的汽車后輪。
單向雙領蹄式制動器（如圖2-2b）在前進時可以獲得很大的制動力,但在反向行駛時制動效能大降。這一對制動蹄片所受壓力相差不是很大，壽命相同。制動效能容易受其他因素影響，不夠穩(wěn)定，結(jié)構(gòu)較為復雜。只有在特殊情況下使用。
雙向雙領蹄式制動器（如圖2-2c）不管是向前行駛和倒退都不會影響到制動效能，制動效能比較高,結(jié)構(gòu)對稱導致領蹄對鼓合力為零。其他型式制動器達不到這種平衡。
單向增力式（如圖2-2e）在汽車反向行駛的時候，汽車的制動效能相比較向前行駛時要降低,兩個蹄片只有一個支點，制動間隙改動比較麻煩。左右一些質(zhì)量小的汽車在前輪使用這種單向增力式。
雙向增力式（如圖2-2f）的一對蹄片在制動的時候使用的不是一個支點,兩蹄都是領蹄，次領蹄輪缸張開后作用效果很小。因為其效能不穩(wěn)定，兩個蹄片受力不均勻易引發(fā)制動時得自我反饋,所以設計時應合理選擇效能因數(shù)，并且選用的摩擦片要好一點。
圖2-2鼓式制動器種類
a：領從蹄式制動器b：單向雙領蹄式c：雙向雙領蹄式d：雙從蹄式e：單向增力式f：雙向增力式
本次設計的輕型載貨汽車在制動時前輪載荷增加，在理想的情況下前面制動力要比后輪的制動力大一點,但是若后輪的制動力反而比前輪大，則容易發(fā)生后輪先抱死的情況，這時汽車將發(fā)生急轉(zhuǎn)現(xiàn)象。而前輪先抱死的話，汽車僅僅就是直線行駛，不是非常危險。為了使得前輪在制動的時候其制動力能夠足夠的大，在設計制動系統(tǒng)的時候，前后輪都用鼓式，并且前輪得制動器選擇雙增力式；后輪的制動器選擇領從蹄式。
盤式制動器的優(yōu)缺點：
1.制動效能較低。
2.易受塵污和銹蝕的影響。
3.駐車制動時如果使用盤式制動器，還要求使用較復雜的傳動裝置。
4.制動效能受到溫度和水等因素的影響要比較小
5.摩擦成片更換方便
雖然盤式制動器有一些優(yōu)點，但是，盤式制動系統(tǒng)有驅(qū)動機構(gòu)設計起來復雜、摩擦片磨損比較快所以使用壽命比較短等缺點。本次輕型載貨汽車設計，前后制動器都是選擇鼓式制動器。選擇鼓式制動器的原因是可以得到足夠大的制動效能，本次設計的輕型貨車質(zhì)量要比一般轎車大，所以其行駛得時候慣性比較大，需要足夠大的制動力來使其減速。還有就是鼓式制動器制造成本比較低。
2.4 制動驅(qū)動機構(gòu)的結(jié)構(gòu)形式
制動系統(tǒng)工作的靠性主要與制動驅(qū)動機構(gòu)結(jié)構(gòu)及性能有關。有如下幾個要求：
1.制動驅(qū)動機構(gòu)在力傳遞過程中要注意其可靠性。
2.制動力的產(chǎn)生和撤除應該能夠及時地在制動器上及時地反應，充分地發(fā)揮 汽車制動性能。
3.制動驅(qū)動機構(gòu)在操做的時候能夠方便一點。
4.司機踩在踏板上的力要與制動器中產(chǎn)生的制動力矩成一定的比例。
制動驅(qū)動機構(gòu)有簡單制動、動力制動、伺服制動這些形式。
2.4.1簡單制動系
簡單制動系就是人力制動系，其制動力源是人的肌肉，以前汽車都是使用機械式，目前液壓式使用比較普遍。
機械式的制動力是依靠桿系來傳動的，這種形式結(jié)構(gòu)會比較得簡單，工作時比較穩(wěn)定，成本的話也不高。但是它的效率比較的低、傳動會比鉸的小，所以目前的話使用比較少。但是機械式結(jié)構(gòu)比較簡單、經(jīng)濟性比較好，工作時比較穩(wěn)定，所以質(zhì)量不大的汽車的駐車制動器普遍使用機械式制動系。
液壓制動主要用于行車制動裝置。制動的優(yōu)點是：作用滯后時間短、制動的時候液體的壓力比較大、輪缸的直徑比較小，效率高、可以將其放在制動器里面。減少了整體質(zhì)量。液壓制動缺點是在高溫之下制動液會蒸發(fā)、容易發(fā)生化學反應導致傳遞失效，影響液壓傳輸，使制動系效能降低甚至失效。目前主要是質(zhì)量不是很大的汽車會使用液壓制動系統(tǒng)。
2.4.2動力制動系
1.氣壓制動系
在目前氣壓制動系統(tǒng)使用的會比較頻繁，有制動驅(qū)動力的大小比較大和主車與被拉的車間連接裝置的結(jié)構(gòu)會比較的簡單的優(yōu)點，在一些質(zhì)量在9噸左右的汽車中經(jīng)常使用氣壓制動系統(tǒng)。為了提供氣壓，儲存壓縮氣體，氣壓制動系就要安裝儲氣筒、制動閥、空氣壓縮機等裝置，這些設備使得制動系統(tǒng)結(jié)構(gòu)復雜、價格高、輪廓大。使用氣壓制動系統(tǒng)的話氣體的增加與減少比較慢，如果氣壓制動系統(tǒng)各個部件之間比較遠的話，就要安裝繼動閥和快放閥，工作的時候管路中的壓力會比較的低，所以將制動氣安放在制動器的外面。制動氣室工作的時候噪聲會比較大。質(zhì)量比較大的汽車會經(jīng)常的使用氣壓制動系統(tǒng)。
2.氣頂液式制動系
其是將氣壓系統(tǒng)當做一般的主缸驅(qū)動力所產(chǎn)生的部位的制動驅(qū)動機構(gòu)。所以，氣頂液式制動系同時具有液壓制動的特點也有氣壓制動的特點。但是，氣頂液式制動系統(tǒng)的氣壓系統(tǒng)部分的管路比較短,所以滯后也短。但是,其結(jié)構(gòu)比較復雜、價格比較高、質(zhì)量比較大,主要是質(zhì)量比較大的汽車會經(jīng)常使用氣頂液式制動系統(tǒng)。
3.全液壓動力制動系
全液壓動力制動系統(tǒng)有操縱起來比較放便、其受氣阻的影響會比較的小、制動的時候反應比較快、制動力足夠的大并且可以與其他的一些設備共同使用液壓泵以及儲油罐的長處。但是，其結(jié)構(gòu)比較復雜，還要求很高的密封性，所以使用的比較少，只有一些客車、高級一點的轎車還有很少的的重型貨車會使用全液壓動力制動系統(tǒng)。
2.4.3伺服制動系統(tǒng)
伺服制動系統(tǒng)是即使用人力作為動力源又將動力作為動力源的制動系統(tǒng)。很多時候，伺服制動系統(tǒng)是以動力作為其能量的來源，但在制動系統(tǒng)發(fā)生問題時，動力源主要就是人的力量，在某種程度上防止了意外的發(fā)生，制動系統(tǒng)更加的安全。因此，很多的汽車大部分都是使用的伺服制動系統(tǒng)。
本次設計選擇的是液壓伺服制動系統(tǒng)，伺服制動系統(tǒng)同時使用人力與發(fā)動機作為制動能源，在動力伺服制動系統(tǒng)失效的時候，還可以有人力提供制動力的來源，所以伺服制動系統(tǒng)提高汽車主動安全性能，本次設計就選擇液壓伺服制動系統(tǒng)。
2.5 制動管路的形式選擇
制動管路使用分路系統(tǒng)的話就會增加汽車在制動時得可靠性，如果一個回路發(fā)生了什么故障不能起作用的話，另一個制動回路也還是會發(fā)揮其作用，使得車制動，盡管制動力會有一些下降，但是大大加大了汽車的安全性能。故一般情況下將制動系統(tǒng)的管路選擇雙回路的形式。
如圖2-3所示有五種雙回路系統(tǒng)的分路形式，這里我們可以根據(jù)制動力是否左右對稱、管路布置是否復雜以及制動力傳遞的情況來對這幾種分路形式進行選擇。
圖2-3制動管路分路系統(tǒng)
1：制動主缸2、3：兩個制動管路
如圖（a）的形式為一軸對一軸II型，前軸的兩個制動器單獨的使用一個回路，后軸的兩個制動器也單獨使用一各回路。
上圖可以直接看出這種形式的管路布置特別地簡單，制造的價格比較低，很多汽車都有使用。如果汽車制動系統(tǒng)選擇這種分路形式的話，汽車后輪的制動回路發(fā)生故障無法起作用的時候，在制動的時候如果前輪抱死了的話汽車就不可以轉(zhuǎn)彎，汽車只能沿直線行駛；汽車前輪的制動回路發(fā)生故障無法起作用的時候，只有后輪的制動回路起作用，由于制動的時候，汽車的質(zhì)量向前軸轉(zhuǎn)移，導致所能達到總的制動力太小，在制動時如果后輪抱死了，在有側(cè)向力的時候則汽車容易發(fā)生后軸側(cè)滑的現(xiàn)象。
圖（b）為X型，前軸的左側(cè)車輪的制動器與后軸的右側(cè)車輪的制動器單獨使用一個回路；后軸的左側(cè)車輪的制動器與前軸的右側(cè)車輪的制動器單獨使用一個回路。
交叉X型的結(jié)構(gòu)也比較地簡單，如果一個回路發(fā)生了什么故障不能起作用的話，另一個制動回路也還是會發(fā)揮其作用。如果其中的一個管路出現(xiàn)問題了的話，也就會使得左右兩邊的制動力產(chǎn)生差異，汽車容易發(fā)生跑偏。只有主銷偏移距是負數(shù)的汽車會使用交叉X型分路形式，只有可以防止跑偏。
圖（c）為一軸版對半軸HI型。
圖（d）為半軸一輪對半軸一輪LL型。
圖（e）為雙半軸對雙半軸HH型
HI、LL以及HH型的雙回路系統(tǒng)的分路形式結(jié)構(gòu)都很復雜。
本次輕型載貨汽車制動系統(tǒng)設計選擇如圖雙回路X型制動系統(tǒng)，相比較其他類型制動系統(tǒng)，其結(jié)構(gòu)比較簡單，因為是雙回路，所以即使其中一管路損壞另一管路也能傳遞一半的制動力，所以提高了汽車主動安全性。
2.6 液壓制動主缸方案的設計
第3章制動系統(tǒng)主要參數(shù)的確定
如今的汽車行駛得時候用的制動系統(tǒng)大部分都用的是雙回路制動系統(tǒng) ，其制動主缸使用的是串列雙腔制動主缸。制動 主缸的材料可以選擇灰鑄鐵、中碳鋼、低碳鋼、鋁合金、灰鑄鐵。這種雙回路制動系統(tǒng)使用的串列雙腔制動主缸相比較單回路制動系使用的單腔制動主缸大大提高了汽車制動的安全性。使用串列雙腔制動主缸的雙回路液壓制動系統(tǒng),在制動的時候即使其中的一個腔發(fā)生故障,串聯(lián)雙腔制動主缸的別的一個腔依然可以使用，只不過制動力完全靠著一腔來產(chǎn)生，所以產(chǎn)生的制動力不夠大。但是安全性就要比單腔制動主缸安全的多。
本次輕型載貨汽車制動系統(tǒng)設計串聯(lián)雙腔制動主缸。與前面類似，相比較單腔制動主缸，其一腔損壞并不影響另一缸正常工作，提高行駛安全性。
第3章制動系統(tǒng)主要參數(shù)的確定
3 制動系統(tǒng)主要參數(shù)的確定
3.1 同步附著系數(shù)的確定
為了使汽車制動時的制動力和制動減速度比較大,應該是前、后輪同步抱死拖滑，在任何附著系數(shù)的路面上，為了使前后，車輪同時抱死要滿足的條件是：
（3-1）
（3-2）
（3-3）
（3-4）
計算得（消除）： （3-5）
代入?yún)?shù)：
=0.5
（上式除了Fu1、Fu2未知外，其他參數(shù)都已經(jīng)給了出來，所以此式反應的就是Fu1與Fu2的函數(shù)關系，其可以做出曲線關系。）
式中： :前輪法向反作用力
:后輪法向反作用力
Fu1:前軸車輪的制動器制動力
Fu2:后軸車輪的制動器制動力
G:汽車重力
a:汽車質(zhì)心至前軸中心線的距離
b:汽車質(zhì)心至后軸中心線的距離
hg:汽車質(zhì)心高度
：附著系數(shù)
根據(jù)公式（3-1）畫曲線，橫坐標與縱坐標分別為前后輪制動力。該公式反應的是前后車輪同時抱死的時候，表示前后輪制動器制動力之間的關系曲線。
圖2-3理想制動力分配曲線
由上圖可知,前后輪同時抱死時，曲線i反應的就是前、后輪制動器制動力關系,如果汽車前、后輪制動器制動力的大小關系完全按I曲線上面所反應的來進行分配,就可以保證在任何的附著系數(shù)路面上，汽車制動的時候前、后輪同時抱死。
目前在實際使用中，無法完全保證前后制動力完全按I曲線分配，汽車的前后制動器制動力之間的關系是成一定比例。經(jīng)常使用前制動器制動力與汽車總制動力之比來表示制動力分配的比例,叫做制動器制動力分配系數(shù),以符號來表示,即
圖2-4不同同步附著系數(shù)路面上汽車制動過程分析
如圖汽車在不同附著系數(shù)的路面上行駛時：
1.<時，制動開始時，前后制動力沿線上升,到與&線焦點后前輪先抱死，前后制動力再沿f線向上，直到與i線相交達到前后輪同時抱死。在這種情況制動時汽車就會筆直地向前行駛，無法轉(zhuǎn)彎。
2.>時，制動開始時，前后制動力沿線上升,到與&線焦點后后輪先抱死，前后制動力再沿r線向下，直到與i線相交達到前后輪同時抱死。因后軸先抱死就容易發(fā)生后軸側(cè)滑的現(xiàn)象，汽車就會發(fā)生急速轉(zhuǎn)動的現(xiàn)象。
3.=時，在制動的時候前、后輪同時抱死,可以得到最大的制動力汽車僅僅是失去轉(zhuǎn)向能力。
制動力分配系數(shù)不僅關系到汽車在制動時行駛方向是否穩(wěn)定還關系到附著條件是否充分利用。所以要先確定分配系數(shù)，而要確定值大小首先就得選取出同步附著系數(shù)。
由汽車知識手冊得一般貨車取=0.65-0.7，本次輕型貨車設計取取=0.7.
3.2 前、后輪制動力分配系數(shù)的確定
根據(jù)公式:制動力分配系數(shù) （3-6）
故：根據(jù)式3-4得：
也就是：
=(1400+0.7820)/2790
≈0.7
式中 :同步附著系數(shù)
b:汽車重心至后軸中心線的距離
L:軸距
hg:汽車質(zhì)心高度
3.3 最大制動器制動力及力矩的確定
為了汽車能夠有足夠大的制動效能和良好的方向穩(wěn)定性，要求前、后輪制動器制動力的大小要比較的合理一點，在汽車制動的時候，為了防止汽車的后輪先抱死，這個時候汽車發(fā)生急轉(zhuǎn)現(xiàn)象，汽車的行駛情況非常的危險。應該選取較大同步附著系數(shù)的汽車，這樣的話，前輪先抱死，既防止了后輪先抱死又保證汽車制動時的穩(wěn)定性。汽車在良好路面下制動時：
前輪最大制動力為：
=4880（1.4+0.70.82）0.7/2.79
2416.9N
（3-7）
（3-8）
式中： ,:前后輪最大制動力矩，：滾動半徑
輪胎規(guī)格：7.0-16 =203.1mm
將參數(shù)代入： （3-9）
=488010（1.4+0.7×0.82)×0.7×0.2031/2.79
≈4908.7Nm
單個前輪的最大制動力矩2454.4 Nm （3-10）
后輪最大制動力：
=1035.8N
后軸制動力矩 （3-11）
=（1-0.7）×4908.7/0.7≈2103.7 Nm
單個后輪的最大制動力矩 1051.9 Nm
3.4 制動器制動因數(shù)計算
1.后輪領從蹄效能因數(shù) ：
（1）領蹄的效能因數(shù)
（3-12）
=1.6/(0.8×cos2.53°/1.1cos5.83°sin16.7°-1)
=1.03
制動蹄支承點位置坐標a=130.048mm
（3-13）
帶入數(shù)值：=(130.048+130.048)/162.56=1. 6
制動器中心到張開力P作用線的距離e=130.048mm
制動鼓半徑 R=162.56mm
摩擦襯片包角 =90°
=178.91/162.56=1.10
=178.91mm
摩擦片摩擦系數(shù)=0.3~0.5 取0.3
=arctan=arctan0.3=16.7°
=90°-θ/2=90°-90°/2 =45°
（2）從蹄的效能因數(shù)
=16.7°-5.83°+20°=30.87°
=1.6/(0.8×cos30.87°/1.1×cos5.83×sin16.7+1)
=0.5
后輪總的效能因數(shù) =1.03+0.5=1.53
2.前輪雙向自增力效能因數(shù)：
摩擦襯片包角=102°=123°
摩擦襯片起始角=48° =30°
制動蹄支承點位置坐標a=118mm
制動蹄支承點位置坐標c=132mm
制動器中心到張開力P作用線的距離e=90mm
制動鼓半徑 R=162.56mm
摩擦襯片包角 =90°
摩擦片摩擦系數(shù)=0.3~0.5 本次設計選取0.3
=arctan0.3=16.7°
=90°-θ/2=90°-90°/2=45°
=7.7°
=0.92
次領蹄制動效能因數(shù)
=2.5
雙增力總的效能因數(shù)=3.42
3.5 鼓式制動器主要參數(shù)的確定
1.制動鼓直徑D
在輸入力已經(jīng)知道的情況下時，制動鼓內(nèi)徑越大制動力矩越大，制動器的散熱能力也就越強。同時D也受輪轂影響，所以不可以取太大。
制動鼓直徑與輪轂直徑之間的比值（D/Dr）應該有一定的范圍，其范圍為：
乘用車D/Dr=0.64~0.74 商用車D/Dr=0.70~0.83
根據(jù)本次的輕型載貨汽車選取D/Dr=0.8；Dr=406.4mm
故D=0.8=0.8×406.4=325mm
參照專業(yè)標準,前后輪制動鼓直徑D選取330mm
2.摩擦襯片寬度b和 包角β
摩擦襯片使用時間的長短與摩擦襯片寬度大小的選取有很大關系。摩擦成片磨損速度太快的原因是襯片寬度尺寸選取的太小，但若是襯片寬度尺寸比較寬，則其質(zhì)量也會比較大，且加工起來比較麻煩，并且需要更高的價格，這里選取85mm。在制動鼓半徑R確定好了之后,可以根據(jù)襯片的寬度b和包角β來確定摩擦襯片的摩擦面積Ap=Rbβ。制動時所受到的單位面積正壓力大小和能量負荷與Ap的取值密切相關,摩擦面積同時影響這磨損特性。
表3-1襯片摩擦面積與汽車質(zhì)量關系
汽車類型
汽車總重量
單個制動器總的襯片摩擦面積
乘用車
0.9- 1.5
1.5 - 2.5
100-200
200-300
商用車
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
多為150-200
250-400
300-650
550-1000
600-1500
根據(jù)資料統(tǒng)計分析，Ap隨著汽車的質(zhì)量增加而增加,給定的輕型貨車總重量Ga=4880Kg，由上表3-1中摩擦襯片的面積和汽車總重量的關系得：Ap=300-650 ()
所以選取Ap=400
由Ap=Rb得
= =
摩擦襯片起始角
3．制動器中心到張開力F0作用線的距離e
要滿足使得輪缸或制動凸輪能安裝到制動鼓內(nèi)，作用線的距離e要取得大一點，用這種方法來提高制動器的制動效能。我們這里暫時取e=0.8R=130mm
4.制動蹄支承點位置坐標a和c
在汽車兩個制動蹄支撐端毛面不互相干涉條件下，使得取到的a的值盡可能大些c的值盡可能小一點，暫定a=0.8 R=130mm；c=30mm
3.6 鼓式制動器零部件設計
1.摩擦襯片
無機質(zhì)金屬材料得話比較耐高溫，耐摩擦，但是其加工起來比較的復雜、價格也是什么高、相互摩擦的時候噪聲過大，故現(xiàn)在用的較少。
選擇襯片的材料要滿足這些條件：
1.磨損的速度不能太快要經(jīng)得起使用，摩擦因數(shù)受溫度、壓力等因素影響較小。
2.其所占體積不能受溫度影響。
3.制動的時候噪音不能太大，要考慮到對對環(huán)境的影響。
4.選擇的摩擦材料應該對人體沒有什么影響。
5.在被擠壓要有足夠的強度，不容易受外力損壞。
6.摩擦襯塊利于發(fā)放熱量，防止密封圈、防塵罩老化。
7.耐磨性要好。
之前，汽車制動的摩擦襯片大部分都是選擇的石棉磨阻材料，這種材料雖然制作起來比較簡單，價格也是比較的低。但是這種材料一旦處于高溫的環(huán)境下，其摩擦因數(shù)就會急速的下降，導致制動力下降。輕型貨車一般行駛的路況不是很好，如果制動器一直工作，如果選擇這種材料就得不到所要求的制動力，在所以我們不選擇這種材料
如今，許多汽車都是選擇半金屬磨阻材料，其屬于無石棉材料，對人體并沒有什么危害。這種材料也比較耐磨，可以使用很長的時間，這也就降低了成本。高溫的情況下，這種材料制成的襯片在制動時的制動力也不會有太大的變化。終上，這種材料制成的摩擦襯片具有足夠的制動力，同時可以滿足輕型載貨汽車在各種環(huán)境的路況下工作，成本也不高。所以，這次設計的摩擦襯片材料我選擇半金屬磨阻材料。
2.制動底板
制動器的大部分零件都是要安裝在制動底板的上面，制動底板要保證安裝在其上面的零件處于正確的位置，在制動的時候，制動底板受到與制動力矩相反的力矩。所以制動踏板需要要足夠的強度。而表面凹凸起伏的鋼板沖壓成型的制動底板具有足夠的強度，可以滿足輕型載貨汽車制動器的制動底板的要求，所以本次設計就選擇這種制動底板。
3.制動蹄
使用T形鋼輾壓或鋼板焊接很多都是輕型載貨汽車的制動蹄，質(zhì)量比較大的汽車大多采用了鑄鐵或者鑄鋼。剛度主要通過控制制動蹄斷面形狀與其尺寸來滿足。制動蹄腹板和翼緣厚度大部分都是6mm，襯片厚度大部分為6mm。設置有滾輪或裝有支持張開凸輪墊片有利于：提高效率，減輕磨損等。所以，這次設計的制動蹄選擇T形鋼輾壓或鋼板沖壓制成。
4.制動鼓材料和厚度的確定
制動鼓要受到與制動力矩相反的力矩，所以要有足夠大的強度。制動鼓內(nèi)壁要與摩擦襯片接觸，所以其摩擦摩擦因素要高。制動鼓在工作的時候，因為受到外力矩，特別容易變形，使得制動蹄與制動鼓之間的壓力不均勻，會使得踏板行程變大，不利于汽車及時制動，制動鼓變形后它的形狀不夠圓會導致制動時自鎖。為了提高制動鼓剛度預防制動鼓形狀發(fā)生變化，大部分情況下會沿鼓口外圓邊安裝周向加強肋條，可以增加散熱性能和提高剛度（如圖a）。轎車通常取7到2mm壁厚的制動鼓，質(zhì)量偏大的貨車應該取13~18mm壁厚的制動鼓。為了得到較大的制動器熱容量，所以應該增加制動鼓的壁厚。本次制動器的壁厚選擇13mm。
制動鼓內(nèi)壁要與摩擦襯片接觸，所以其摩擦摩擦因素要高，還要足夠耐磨，許多貨車和大客車制動鼓的材料大部分都用了灰鑄鐵材料。首先是因為會鑄鐵比較耐磨并且加工比較容易，其次就是因為灰鑄鐵單位體積熱容量比較大。有些制動鼓也使用合金鑄鐵。所以，在本次制動系統(tǒng)的設計中，制動鼓的材料選擇灰鑄鐵材料，其具有足夠的強度，使用壽命也比較長，摩擦因素也符合本次輕型載貨汽車制動系統(tǒng)設計的要求。
5.制動器間隙調(diào)節(jié)裝置
制動鼓與制動蹄片之間要留有一些的間隙，保證了制動鼓在不制動的時候也可以隨意轉(zhuǎn)動，間隙即不能太小同時又不能太大，太大太小都會帶來壞的結(jié)果。過大的話將會使得制動踏板的行程太大，會使駕駛員不易操作，制動器起作用的時間也會向后推遲。正常情況下的制動間隙取0.25～0.5mm中的一個值,本次設計選取0.3mm；如果使用間隙自動調(diào)節(jié)裝置的話，將不需要人工調(diào)整制動間隙就可以自動調(diào)整間距，只要制動過一次后就自動將制動間隙調(diào)整到合適范圍，并在汽車行駛得時候能隨時控制過多制動間隙。
（1）自動調(diào)整裝置
制動器的制動間隙首先要受到摩擦襯片磨損的影響，還有會受到制動器元件的變形所影響?，F(xiàn)在汽車制動器大部分都裝有制動器間隙自調(diào)裝置，其使得制動器間隙一直都處于合適的大小，只要一次完全制動就可以調(diào)整好制動間隙，就不需要人工經(jīng)常地調(diào)整，并且可以在汽車行駛時自動調(diào)整制動間隙。
（2）摩擦限位式間隙自調(diào)裝置
其可以使汽車沒有在制動的時候制動蹄內(nèi)限位摩擦環(huán)一直處于制動輪缸活塞的里面，將限位摩擦環(huán)壓裝入輪缸后，其與缸壁之間的摩擦力可以大概有400到550N。若制動器間隙太大的話，活塞在向外移動時即使其靠在了限位摩擦環(huán)上，制動器依然不能很好地制動，活塞將克服摩擦力向外移動，摩擦環(huán)也會跟著向外移動。同時在停止制動的時候，制動器復位彈簧不會帶著摩擦環(huán)一起回到原來的位置，也就是說活塞并不能完全回位，制動器的間隙就會變小。
本次設計輕型載貨汽車的制動系統(tǒng)的前后鼓式制動器都采用制動間隙自動調(diào)節(jié)裝置。首先是因為自動調(diào)節(jié)裝置比較地方便，只需要在開車的時候司機踩一下制動踏板就可以調(diào)整好制動間隙，沒有人工調(diào)整那么麻煩，最重要的一點就是其可以在汽車行駛得時候就可以調(diào)整制動間隙，大大加大了行駛得安全性。
6.制動液
制動液最重要的是保證液壓系統(tǒng)工作環(huán)境的穩(wěn)定性與良好性。對它有這些要求：首先，高溫下不容易蒸發(fā)，在管路中產(chǎn)生氣體增加壓強汽阻現(xiàn)象，會使制動系失效。其次，在溫度比較低的情況下也能夠很好地流動，失去流動性會使得無法制動。還有，要有很好地潤滑效果減少摩擦力的喪失。同時，不會與金屬和橡膠發(fā)生腐蝕、化學反應。最后，要求制動液能夠很好地溶入水中，所以制動液選用50%作用的溶劑（由丁醇，酒精和甘油等配成）。
7.制動輪缸
制動輪缸可以分為雙活塞式、單活塞式。上文前輪制動器使用雙向自增力式鼓式制動器，所以選擇雙活塞式。后輪領從蹄式也選擇單活塞式制動輪缸。
第5章制動性能分析
3.7小結(jié)
這里主要有同步附著系數(shù)的確定，以及前后輪制動力分配系數(shù)、制動力、制動力矩、制動器制動因素的計算，還有鼓式制動器參數(shù)的計算以及結(jié)構(gòu)的設計。 4 液壓制動驅(qū)動機構(gòu)的設計計算
4.1制動輪缸直徑d的確定
制動輪缸對制動蹄施加的張力F與輪缸直徑d和制動管路p的關系為：
d =
制動管路壓力不能取太大，最大不能大于12mm。如果制動管路壓力過高的話，制動管路的密封性就要越好，這就需要將驅(qū)動機構(gòu)設計緊湊一點。輪缸的直徑d在選擇的時候要有一定的標準，大概在19mm到55mm之間，其有明確的規(guī)定。
后輪鼓式制動器制動輪缸直徑為：
制動力矩為 （4-1）
=3009Nm
d=26.4mm ，故按標準選取d為28mm。
單個輪缸工作容積為：
d---一個輪缸活塞的直徑
n---輪缸中活塞的數(shù)目
--一個輪缸活塞在完全制動時的行程，對鼓式制動器可取2mm
后軸所有輪缸工作容積為：
前輪鼓式制動器制動輪缸直徑為：
制動力矩 （4-2）
=4589Nm
d=21.86mm 故按標準選取25mm
單個輪缸工作容積為：
d---一個輪缸活塞的直徑
n---輪缸中活塞的數(shù)目
--一個輪缸活塞在完全制動時的行程，對鼓式制動器可取2mm
后軸所有輪缸工作容積為：
4.2 制動主缸直徑的確定
第i個輪缸活塞的工作容積；
制動主缸應有工作容積為V0=V+V1，
考慮到制動軟管容積變形，,制動主缸應有的工作容積為=1.3 V(等于乘用車1.1V）
=1.3 V
=1.38848=11503
主缸活塞行程S0和活塞直徑d0為
其中：=24.5mm 故取28mm ，一般取(0.8~1.2)，故選取=
4.3 制動踏板力
制動踏板力為： （4-3）
式中：——制動主缸活塞的直徑
P——制動管路液壓，p=8MPa～12MPa。取p=10MPa
——制動踏板機構(gòu)的傳動比；取=6；
——機械效率，大概取值范圍為=0.85～0.95。
由上式得： （4-4）
=924N>(500-700)N
制動踏板力應滿足要求：最大踏板力一般為500N（乘用車）或700N（商用車），安裝助力裝置
4.4 制動踏板工作行程Sp
制動踏板工作行程Sp為： （4-8）
式中：——主缸中推桿與活塞之間的間隙，一般情況下為1.5～2mm；我們這里取1.5mm。
——主缸活塞的空回行程，也就是主缸活塞由不工作的極限位置到主缸上的旁通孔這之間的距離；我們這里取1.5mm
根據(jù)上面的式子講數(shù)據(jù)代入計算：Sp =6(24.5+1.5+1.5)=165mm＜（150-200）mm 所以符合設計要求。
4.5小結(jié)
這里對制動輪缸制動主缸進行設計計算：比如直徑、容積。對制動踏板力以及制動踏板工作行程。
5 制動性能分析
汽車的制動性就是汽車在高速行駛的時候能在比較短的距離內(nèi)降低車速至停車并且在制動的時候可以維持行駛方向的穩(wěn)定性和在下長坡時或者很長時間了內(nèi)對汽車制動的時候能維持一定行駛車速的能力。
5.1 制動性能評價指標
汽車制動性能有以下三個評價指標：
1.制動效能：制動距離和制動減速度；制動距離就是汽車從一定速度開始制動直到停止的距離。制動減速度就是制動時制動器使得汽車行駛得減速度。他們都可以反應汽車制動效能。
2.制動效能的穩(wěn)定性：抗衰退性能與水衰退性能；汽車如果一直制動的話，摩擦使得制動器溫度升高，汽車制動效能隨溫度提高制動效能變小?？篃崴ネ四芰褪羌词箿囟壬咂囍苿有芩ネ吮容^小。
3.制動時汽車的方向穩(wěn)定性，即制動時汽車不發(fā)生跑偏、側(cè)滑、以及失去轉(zhuǎn)向能力的性能。
5.2 制動效能
制動效能是在路面良好情況下，一定初速度的汽車從制動開始直到汽車停止的制動距離或汽車在制動的時候汽車的減速度。汽車制動有四個階段駕駛員反應階段、制動器起作用階段、持續(xù)制動階段和制動終止階段。其中持續(xù)制動階段對制動距離影響比較大。汽車制動效能要求較小的制動距離，較大的制動減速度。根據(jù)以上所提供的數(shù)據(jù)已經(jīng)之前的計算結(jié)果，經(jīng)過計算所得的制動距離達到了輕型貨車所要求的值（具體計算在5.6制動距離計算）。
5.3 制動效能的恒定性
制動效能恒定性主要指抗熱衰性能。汽車如果一直制動的話，摩擦使得制動器溫度升高，制動時汽車行駛得動能轉(zhuǎn)化為制動器的熱能，汽車制動效能隨溫度提高制動效能變小?？篃崴ネ四芰褪羌词箿囟壬咂囍苿有芩ネ吮容^小。制動器在溫度升高后能否保持制動效能不變或者變化很小的話，已經(jīng)成為了設計制動器所要考慮的問題，抗熱衰退能力與制動器材料的選擇已經(jīng)制動器結(jié)構(gòu)形式有關。
分析表明，不管什么制動器在其溫度上升后，制動器摩擦力矩都有所下降。所以，在制動的時候要控制溫度變化的大小。規(guī)定速度30Km/h緊急制動制動鼓溫升不超過15°。同時，本次設計的制動器的制動盤使用珠光體灰鑄鐵材料，摩擦片使用無石棉材料，制動時摩擦副溫度在200℃左右，本次選取的材料滿足規(guī)定。
5.4 制動時汽車的方向穩(wěn)定性
制動時汽車的方向穩(wěn)定性，根據(jù)汽車在制動時能否按規(guī)定的路徑行駛的能力來評價其方向穩(wěn)定性。汽車制動時容易發(fā)生跑偏、側(cè)滑或失去轉(zhuǎn)向能力這些狀況，這些都會使汽車偏離給定的行駛路徑。所以，經(jīng)常使用制動時汽車能否按給定路徑行駛能力評價方向穩(wěn)定性。
制動跑偏的原因有兩個
1.制動時左右車輪受到的制動力大小不相同，尤其是轉(zhuǎn)向軸左右車輪受到的制動力不相等。
圖5-1制動跑偏時的受力圖
上圖反映了汽車制動跑偏是由于左右輪制動的大小不相等引起的，圖中，左輪制動力要大于右邊車輪制動力，在汽車受到了側(cè)向力的話，左右輪產(chǎn)生了可以使車輪轉(zhuǎn)動的力矩，并且左邊的車輪力矩要打，也就是這邊車輪轉(zhuǎn)動的幅度大，這樣的話，就容易跑偏。
2.汽車在制動的時候懸架導向桿系與轉(zhuǎn)向系拉桿在運動學上相互干擾。
側(cè)滑是指汽車制動時某一軸的車輪或兩軸的車輪發(fā)生橫向滑動的現(xiàn)象。如果前輪先抱死，在有側(cè)向力的情況下前軸發(fā)生側(cè)滑，汽車失去轉(zhuǎn)向能力，直線行駛。汽車在制動的時候如果后輪先抱死，在有側(cè)向力的情況下后軸發(fā)生側(cè)滑，汽車發(fā)生急轉(zhuǎn)現(xiàn)象，汽車失去控制，這是最危險的情況。防止后軸發(fā)生側(cè)滑就要合理分配前后軸制動力使前后軸同時抱死或前軸先抱死后軸始終不抱死。
5.5 前、后制動器制動力分配
當制動器制動力足夠時，制動過程可能出現(xiàn)：前輪先抱死拖滑、后輪先抱死拖滑、前、后輪同時抱死拖滑三種情況。根據(jù)上面知道為了防止汽車后輪先發(fā)生抱死導致后輪側(cè)滑，在有側(cè)向力的情況下后軸發(fā)生側(cè)滑。所以，要合理分配前后軸制動力使前后軸同時抱死或前軸先抱死后軸始終不抱死。
最理性的情況就是前后輪同時抱死這樣的話制動力達到最大，充分利用了汽車制動力。同時也可以防止汽車發(fā)生側(cè)滑。但在實際使用過程在經(jīng)常是前軸制動力的比值是一個定值。這樣的話要保證同步附著系數(shù)比較大一點，這樣在很多路面上會使得前輪先抱死，防止后輪側(cè)滑。所有，要合理地對前后輪制動力進行分配。
5.5.1 地面對前、后車輪的法向反作用力
在要計算前后輪制動力大小的時候，要先計算前后輪的地面反向反作用力得大小
圖5-2汽車在制動時受力圖
如圖，進行受力分析對后輪靠地點分析： （5-1）
對前輪分析： （5-2）
公式中：、分別代表地面對前后輪制動法向反力
a、b為質(zhì)心到前、后輪距離
為質(zhì)心高度
計算得：當=0.7時地面對前輪法向反作用力為
= （5-3）
=48800（1.4+0.70.82）/2.79
34527N
地面對后輪的法向反作用力