畢業(yè)設計--路寶汽車制動系統(tǒng)的設計

1、<p><b>　　第1章 緒　　論</b></p><p>　　1.1制動系統(tǒng)設計的意義</p><p>　　汽車制動器是汽車制動系統(tǒng)的重要組成部分,是汽車行駛安全的重要部件之一.作為一種新型的制動部件,盤式制動器與傳統(tǒng)的鼓式制動器比較，具有散熱快、重量輕 、構造簡單、調整方便、制動效果穩(wěn)定、熱穩(wěn)定性好、耐高溫性能好等優(yōu)勢，隨著高速公路發(fā)展和車流密度增大，

2、出現(xiàn)了頻繁的交通事故。而盤式制動器，尤其是浮動鉗盤式制動器以其優(yōu)越的制動性能已得到了汽車制造廠家及用戶的極大關注，有著非常好的發(fā)展前景。從汽車誕生時起，車輛制動系統(tǒng)在車輛的安全方面就扮演著至關重要的角色。近年來，隨著車輛技術的進步和汽車行駛速度的提高，這種重要性表現(xiàn)得越來越明顯。眾多的汽車工程師在改進汽車制動性能的研究中傾注了大量的心血。目前關于汽車制動的研究主要集中在制動控制方面，包括制動控制的理論和方法，以及采用新的技術。</

3、p><p>　　汽車制動系是用以強制行駛中的汽車減速或停車、使下坡行駛的汽車的車速保持穩(wěn)定以及使已停駛的汽車在原地（包括在斜坡上）駐留不動的機構。隨著高速公路的迅速發(fā)展和車速的提高以及車流密度的日益增大，為了保證行車安全、停車可靠，汽車制動系的工作可靠性顯得日益重要。也只有制動性能良好、制動系統(tǒng)工作可靠的汽車，才能充分發(fā)揮其動力性能作為制動系重要組成部分之一的制動器在我國發(fā)展前景廣闊，目前乘用車主要采用前盤后鼓式和全

4、盤式制動器，20%的乘用車采用前盤后鼓式制動器，商用車主要采用全鼓式制動器，只有高檔客車和有特殊需求的車輛才采用前盤后鼓式制動器和全盤式制動器。隨著對汽車制動性能的提高，越來越多的先進電子制動技術得到采用。</p><p>　　制動器作為制動系中直接作用制約汽車運動的一個關健裝置，車輪制動器主要用作行車制動裝置，有的也兼作駐車制動之用，而中央制動器則僅用于駐車制動，當然也可起應急制動的作用。汽車制動器按其在汽車上

5、的位置分為車輪制動器和中央制動器，前者是安裝在車輪處，后者則安裝在傳動系的某軸上。制動器是將汽車的動能以摩擦方式轉化為熱能并加以吸收的機構，不僅要按產生足夠的制動力的條件，還要按能量容量和磨損壽命足夠的條件來確定制動器。為確保制動穩(wěn)定性可靠，熱穩(wěn)定性好，壽命長，造價低，現(xiàn)今的制動器產品無論從性能、結構方面，還是生產制造方式和操縱控制方面，都在發(fā)生著諸多的變化。它們大大地優(yōu)化了制動器各方面的性能，從某種程度上看,這些變化也反映了汽車制動器

6、的發(fā)展方向。制動器主要有摩擦式、液力式和電磁式等幾種形式。電磁式制動器雖有作用滯后性好、易于連接而且街頭可靠等優(yōu)點，但因成本高，只在一部分總質量較大的商用車用車輪制動器或緩速器；液力式制動器一般只用作緩速器。目前廣泛使用的仍為摩擦式制動器。在國內主要從事鼓式制動器總成的企業(yè)有萬向錢潮、亞太機電、重慶紅宇等一些企業(yè)。2004年前八家企業(yè)產量集中度達到85.4%。隨著近幾年</p><p>　　汽車制動器按其在汽車上

7、的位置分為車輪制動器和中央制動器，前者是安裝在車輪處，后者則安裝在傳動系的某軸上，例如變速器第二軸的后端或傳動軸的前端。摩擦式制動器按其旋轉元件的形狀又可分為鼓式和盤式兩大類。</p><p>　　鼓式制動器又分為內張型鼓式制動器和外束型鼓式制動器。內張型鼓式制動器的固定摩擦元件是一對帶有摩擦蹄片的制動蹄，后者又安裝在制動底板上，而制動底板則又緊固于前梁或后橋殼的突緣上(對車輪制動器)或變速器殼或與其相固定的支架

8、上(對中央制動器)；其旋轉摩擦元件為固定在輪轂上或變速器第二軸后端的制動鼓，并利用制動鼓的圓柱內表面與制動蹄摩擦片的外表面作為一對摩擦表面在制動鼓上產生摩擦力矩，故又稱為蹄式制動器。外束型鼓式制動器的固定摩擦元件是帶有摩擦片且剛度較小的制動帶；其旋轉摩擦元件為制動鼓，并利用制動鼓的外圓柱表面和制動帶摩擦片的內圓弧面作為一對摩擦表面，產生摩擦力矩作用于制動鼓，故又稱為帶式制動器。在汽車制動系中，帶式制動器曾僅用作某些汽車的中央制動器，現(xiàn)代

9、汽車已很少采用。由于外束型鼓式制動器通常簡稱為帶式制動器，而且在汽車上已很少采用，所以內張型鼓式制動器通常簡稱為鼓式制動器，而通常所說的鼓式制動器即是指這種內張型鼓式結構。</p><p>　　盤式制動器的旋轉元件是一個垂向安放且以兩側面為工作面的制動盤，其固定摩擦元件一般是位于制動盤兩側并帶有摩擦片的制動塊。當制動盤被兩側的制動塊夾緊時，摩擦表面便產生作用于制動盤上的摩擦力矩。盤式制動器常用作轎車的車輪制動器，

10、也可用作各種汽車的中央制動器。車輪制動器主要用作行車制動裝置，有的也兼作駐車制動之用；而中央制動器則僅用于駐車制動，當然也可起應急制動的作用。</p><p>　　隨著我國汽車工業(yè)技術的發(fā)展,特別是轎車工業(yè)的發(fā)展,合資企業(yè)的引進，國外先進技術的進入，汽車上采用盤式制動器配置正逐步在我國形成規(guī)模。特別是在提高整車性能、保障安全、提高乘車者的舒適性等方面都發(fā)揮了很大的作用, 預計未來幾年，隨著我國公路交通條件的改善，

11、高等級公路的發(fā)展，新法則要求的實施，車輛性能的不斷提高，盤式制動器作為新型的能提高汽車主動安全性的產品將會得到快速的推廣和應用，有著廣闊市場前景。現(xiàn)在汽車盤式制動器的研究和開發(fā)應注重的問題主要是：提高制動器的制動效能、防止塵污和銹蝕、減輕重量、簡化結構、降低成本、向電子報警和智能化系統(tǒng)的發(fā)展，以及實用性更強與壽命更長等。</p><p>　　1.2制動系統(tǒng)研究現(xiàn)狀</p><p>　　汽車

12、是現(xiàn)代交通工具中用得最多、最普遍，也是最方便的交通運輸工具。汽車制動系是汽車底盤上的一個重要系統(tǒng),它是制約汽車運動的裝置。汽車的制動性能直接影響汽車的行駛安全性。隨著公路業(yè)的迅速發(fā)展和車流密度的日益增大,人們對安全性、可靠性要求越來越高，為保證人身和車輛的安全，必須為汽車配備十分可靠的制動系統(tǒng)。</p><p>　　雖然近幾年從德國大眾、法國雷諾、美國通用等國外汽車引進了轎車，不少零配件的國產率也比較高，但引進的

13、主要是總成和零配件，沒有引進開發(fā)技術，至于輕型客貨車的開發(fā)技術引進就更少了，所以我國自行開發(fā)輕型客貨車及其轎車的能力，跟汽車發(fā)達國家相比差距還是很大。近年來我國出版過很多汽車制動方面的著作，但是從數(shù)量上還是不能滿足汽車工業(yè)發(fā)展的要求。特別是在汽車制動器的開發(fā)和設計方面與發(fā)達國家相差很大，許多尖端技術還不能了解。所以對于研究設計制動器來說，在我國有著非常重要的影響。</p><p>　　哈飛路寶是哈飛汽車繼哈飛中意

14、之后與意大利Pininfarina公司聯(lián)合設計開發(fā)的一款兩廂五門轎車,其特點:車身小巧、內飾外觀精美、安全性能高、動力強勁、油耗低，排放根據(jù)需求可分別達到歐洲Ⅱ號與歐洲Ⅲ號標準。路寶汽車制動器是前輪盤式制動器，后輪鼓式制動器，相比四輪都采用盤式制動器，這種設計方式初衷是使其更經濟。因為對路寶汽車的消費人群來說，選路寶本身就因為其優(yōu)秀的性價比，所以需要為其設計經濟實用的制動器。</p><p>　　通過制動器的結構

15、型式和設計參數(shù)對汽車安全性有直接影響.因此,制動器型式選擇、設計參數(shù)選擇及設計計算對汽車的整車設計極其重要。通過制動器設計熟悉汽車總成和零件設計。</p><p>　　1.3制動系統(tǒng)設計內容</p><p>　?。?）研究、確定制動制動驅動形式。</p><p>　?。?）研究、確定制動系統(tǒng)的構成 </p><p>　　1）設計制動系統(tǒng)示意圖

16、。 </p><p>　　2）駐車制動采用的形式。 </p><p>　　3）是否需要有輔助制動。</p><p>　　（3）汽車必需制動力及其前后分配的確定 。</p><p>　　（4） 確定制動器制動力、摩擦片壽命及構造、參數(shù)。 </p><p>　?。?） 制動器零件設計及作圖。 </p><

17、;p>　　（6） 制動操縱系統(tǒng)設計。 </p><p>　　（7） 管路設計及布置 </p><p>　　第2章 制動系統(tǒng)總體方案設計</p><p>　　汽車制動系統(tǒng)總體方案設計，主要涉及制動器的結構型式選擇，制動驅動機構的結構型式選擇，制動管路布置結構型式的選擇等三個方面。本章將就這三個方面的問題進行分析論證。</p><p>　　

18、2.1 制動器的結構型式的選擇</p><p>　　車輪制動器主要用于行車制動系統(tǒng)，有時也兼作駐車制動之用。制動器主要有摩擦式、液力式、和電磁式等三種形式。電磁式制動器雖有作用滯后性好、易于連接而且接頭可靠等優(yōu)點，但因成本太高，只在一部分總質量較大的商用車上用作車輪制動器或緩速器；液力式制動器一般只用緩速器。目前廣泛使用的仍為摩擦式制動器[2]。</p><p>　　摩擦式制動器按摩擦副結

19、構不同，可以分為鼓式、盤式和帶式三種。帶式只用于中央制動器；鼓式和盤式應用最為廣泛。鼓式制動器廣泛應用于商用車，同時鼓式制動器結構簡單、制造成本低。</p><p>　　鼓式制動器又分為內張型鼓式制動器和外束型鼓式制動器。內張型鼓式制動器的固定摩擦元件是一對帶有摩擦蹄片的制動蹄，后者又安裝在制動底板上，而制動底板則又緊固于前梁或后橋殼的凸緣上(對車輪制動器)或變速器殼或與其相固定的支架上(對中央制動器)；其旋轉摩

20、擦元件為固定在輪轂上或變速器第二軸后端的制動鼓，并利用制動鼓的圓柱內表面與制動蹄摩擦片的外表面作為一對摩擦表面在制動鼓上產生摩擦力矩，故又稱為蹄式制動器。外束型鼓式制動器的固定摩擦元件是帶有摩擦片且剛度較小的制動帶；其旋轉摩擦元件為制動鼓，并利用制動鼓的外圓柱表面和制動帶摩擦片的內圓弧面作為一對摩擦表面，產生摩擦力矩作用于制動鼓，故又稱為帶式制動器。現(xiàn)外束型鼓式制動器主要用于中央制動器的設計[1]。</p><p&g

21、t;　　相對于鼓式制動器盤式制動器具有以下優(yōu)點：</p><p><b>　?。?）熱穩(wěn)定性好；</b></p><p><b>　?。?）水穩(wěn)定性好；</b></p><p>　?。?）制動穩(wěn)定性好；</p><p>　　（4）制動力矩與汽車前進和后退等行駛狀態(tài)無關；</p><

22、;p>　?。?）在輸出同樣大小的制動力矩的條件下，盤式制動器的結構尺寸和質量比鼓式制動器的要?。?lt;/p><p>　?。?）盤式制動器的摩擦襯塊比鼓式制動器的摩擦襯片在磨損后更易更換，結構也比較簡單，維修、保養(yǎng)容易；</p><p>　?。?）制動盤與摩擦襯塊間的間隙小，一次縮短了油缸活塞的操作時間，并使驅動機構的力傳動比有增大的可能；</p><p>　　（

23、8）制動盤的熱膨脹量不會像制動鼓熱膨脹那樣引起制動踏板行程損失，這也使得間隙自動調整機構的設計可以簡化；</p><p>　?。?）易于構成多回路制動驅動系統(tǒng)，使系統(tǒng)有較好的可靠性與安全性，以保證汽車在任何車速下各車輪都能均勻一致地平穩(wěn)制動；</p><p>　?。?0）能方便地實現(xiàn)制動器磨損報警，能及時地更換摩擦襯片。</p><p>　　作為一款微型車，出于制造

24、維修成本以及制動效能等方面考慮，采用前盤后鼓式制動器。</p><p>　　鼓式制動器可按其制動蹄的受力情況分類(見圖2.1)，它們的制動效能、制動鼓的受力平衡狀況以及車輪旋轉方向對制動效能的影響均不同[2]。</p><p>　?。╝） （b） （c）</p><p>　?。╠

25、） （e） （f）</p><p>　　圖2.1鼓式制動器簡圖</p><p>　?。╝）領從蹄式（凸輪張開）；（b）領從蹄式（制動輪缸張開）；（c）雙領蹄式（非雙向，平衡式）；</p><p>　?。╠）雙向雙領蹄式；（e）單向增力式；（f）雙向增力式</p>

26、<p>　　制動蹄按其張開時的轉動方向和制動鼓的旋轉方向是否一致，有領蹄和從蹄之分。制動蹄張開的轉動方向與制動鼓的旋轉方向一致的制動蹄，稱為領蹄；反之，則稱為從蹄。</p><p>　　領從蹄式制動器的效能和效能穩(wěn)定性，在各式制動器中居中游；前進、倒退行駛的制動效果不變；結構簡單，成本低；便于附裝駐車制動驅動機構；易于調整蹄片之間的間隙。因此得到廣泛的應用，特別是用于乘用車和總質量較小的商用車的后輪制動

27、器[2]。路寶總質量較小，因此采用結構簡單，成本低的領從蹄式鼓式制動器。</p><p>　　按摩擦副中的固定摩擦元件的結構來分，盤式制動器分為鉗盤制動器和全盤制動器兩大類。全盤制動器的固定摩擦元件和旋轉元件均為圓盤形，制動時各盤摩擦便面全部接觸。這種制動器的散熱性差，為此，多采用油冷式，結構復雜。</p><p>　　前盤式制動器按制動鉗的結構形式可分為固定鉗盤和浮動鉗盤兩種。其中浮動前

28、盤式制動器只在制動盤的一側裝油缸，其結構簡單，造價低廉，易于布置，結構尺寸緊湊，可將制動器進一步移近輪轂。因此作為路寶車前制動器采用浮動前盤式制動器。</p><p>　　2.2 制動驅動機構的結構型式的方案比較選擇</p><p>　　根據(jù)制動力源的不同，制動驅動機構可分為簡單制動、動力制動以及伺服制動三大類型。而力的傳遞方式又有機械式、液壓式、氣壓式和氣壓-液壓式的區(qū)別，如表2.1所示

29、。</p><p>　　表2.1 制動驅動機構的結構型式</p><p>　　簡單制動單靠駕駛員施加的踏板力或手柄力作為制動力源，故亦稱人力制動。其中，又分為機械式和液壓式兩種。機械式完全靠桿系傳力，由于其機械效率低，傳動比小，潤滑點多，且難以保證前、后軸制動力的正確比例和左、右輪制動力的均衡，所以在汽車的行車制動裝置中已被淘汰。但因其結構簡單，成本低，工作可靠(故障少)，還廣泛地應用于中

30、、小型汽車的駐車制動裝置中[2]。</p><p>　　液壓式簡單制動(通常簡稱為液壓制動)用于行車制動裝置。液壓制動的優(yōu)點是：作用滯后時間較短(0.1～0.3s)；工作壓力高(可達10～20MPa)，因而輪缸尺寸小，可以安裝在制動器內部，直接作為制動蹄的張開機構(或制動塊的壓緊機構)，而不需要制動臂等傳動件，使之結構簡單，質量??；機械效率較高(液壓系統(tǒng)有自潤滑作用)。液壓制動的主要缺點是過度受熱后，部分制動液汽

31、化，在管路中形成氣泡，嚴重影響液壓傳輸，使制動系效能降低，甚至完全失效。液壓制動曾廣泛應用在轎車、輕型貨車及一部分中型貨車上[２]。</p><p>　　動力制動即利用發(fā)動機的動力轉化而成，并表現(xiàn)為氣壓或液壓形式的勢能作為汽車制動的全部力源。駕駛員施加于踏板或手柄上的力，僅用于回路中控制元件的操縱。因此，簡單制動中的踏板力和踏板行程之間的反比例關系，在動力制動中便不復存在，從而可使踏板力較小，同時又有適當?shù)奶ぐ逍?/p>

32、程。</p><p>　　氣壓制動是應用最多的動力制動之一。其主要優(yōu)點為操縱輕便、工作可靠、不易出故障、維修保養(yǎng)方便；此外，其氣源除供制動用外，還可以供其它裝置使用。其主要缺點是必須有空氣壓縮機、貯氣筒、制動閥等裝置，使結構復雜、笨重、成本高；管路中壓力的建立和撤除都較慢，即作用滯后時間較長(0.3s～0.9s)，因而增加了空駛距離和停車距離，為此在制動閥到制動氣室和貯氣筒的距離過遠的情況下，有必要加設氣動的第二

33、級元件——繼動閥(亦稱加速閥)以及快放閥；管路工作壓力低，一般為0.5MPa～0.7MPa，因而制動氣室的直徑必須設計得大些，且只能置于制動器外部，再通過桿件和凸輪或楔塊驅動制動蹄，這就增加了簧下質量；制動氣室排氣有很大噪聲。氣壓制動在總質量8t以上的貨車和客車上得到廣泛應用。由于主、掛車的摘和掛都很方便，所以汽車列車也多用氣壓制動[３]。</p><p>　　用氣壓系統(tǒng)作為普通的液壓制動系統(tǒng)主缸的驅動力源而構成

34、的氣頂液制動，也是動力制動。它兼有液壓制動和氣壓制動的主要優(yōu)點，因氣壓系統(tǒng)管路短，作用滯后時間也較短。但因結構復雜、質量大、成本高，所以主要用在重型汽車上。</p><p>　　全液壓動力制動，用發(fā)動機驅動液壓泵產生的液壓作為制動力源，有閉式(常壓式)與開式(常流式)兩種。</p><p>　　開式(常流式)系統(tǒng)在不制動時，制動液在無負荷情況下由液壓泵經制動閥到貯液罐不斷循環(huán)流動；而在制動

35、時，則借閥的節(jié)流而產生所需的液壓并傳入輪缸。</p><p>　　閉式回路因平時總保持著高液壓，對密封的要求較高，但對制動操縱的反應比開式的快。在液壓泵出故障時，開式的即不起制動作用，而閉式的還有可能利用蓄能器的壓力繼續(xù)進行若干次制動。</p><p>　　全液壓動力制動除了有一般液壓制動系的優(yōu)點以外，還有制動能力強、易于采用制動力調節(jié)裝置和防滑移裝置，即使產生汽化現(xiàn)象也沒有什么影響等好處

36、。但結構相當復雜，精密件多，對系統(tǒng)的密封性要求也較高，目前應用并不廣泛。</p><p>　　各種形式的動力制動在動力系統(tǒng)失效時，制動作用即全部喪失。</p><p>　　伺服制動的制動能源是人力和發(fā)動機并用。正常情況下其輸出工作壓力主要由動力伺服系統(tǒng)產生，在伺服系統(tǒng)失效時，還可以全靠人力驅動液壓系統(tǒng)以產生一定程度的制動力，因而從中級以上的轎車到重型貨車，都廣泛采用伺服制動。</p&

37、gt;<p>　　按伺服力源不同，伺服制動有真空伺服制動、空氣伺服制動和液壓伺服制動三類。</p><p>　　真空伺服制動與空氣伺服制動的工作原理基本一致，但伺服動力源的相對壓力不同。真空伺服制動的伺服用真空度(負壓)一般可達0.05MPa～0.07MPa；空氣伺服制動的伺服氣壓一般能達到0.6MPa～0.7MPa，故在輸出力相同的條件下，空氣伺服氣室直徑比真空伺服氣室的小得多。但是，空氣伺服系統(tǒng)

38、其它組成部分卻較真空伺服系統(tǒng)復雜得多。真空伺服制動多用于總質量在1.1t～1.35t以上的轎車和裝載質量在6t以下的輕、中型貨車，空氣伺服制動則廣泛用于裝載質量為6t～12t的中、重型貨車，以及少數(shù)幾種高級轎車上。本次設計采用真空助力式伺服制動系統(tǒng)。</p><p>　　2.3 制動管路的多回路系統(tǒng)</p><p>　　為了提高制動驅動機構的工作可靠性，保證行車安全，制動驅動機構至少應有兩

39、套獨立的系統(tǒng)，即應是雙管路的。應將汽車的全部行車制動器的液壓或氣壓管路分成兩個或更多個相互獨立的回路，以便當一個回路失效后，其他完好的回路仍能可靠地工作。根據(jù)GB 7258—2004規(guī)定制動系統(tǒng)部分管路失效的情況下，應能有一定的制動力。</p><p>　　（a） （b） （c） （d） （e）</p>&

40、lt;p>　　1—雙腔制動主缸；2—雙回路系統(tǒng)的一個分路；3—雙回路的另一分路</p><p>　　圖2.2雙軸汽車液壓雙回路系統(tǒng)的5種分路方案</p><p>　　圖2.2為雙軸汽車的液壓式制動驅動機構的雙回路系統(tǒng)的五種分路方案圖。選擇分路方案時主要是考慮其制動效能的損失程度、制動力的不對稱情況和回路系統(tǒng)的復雜程度等。</p><p>　　圖2.2(a)為前

41、、后輪制動管路各成獨立的回路系統(tǒng)，即一軸對一軸的分路型式，簡稱Ⅱ型。其特點是管路布置最為簡單，可與傳統(tǒng)的單輪缸(或單制動氣室)鼓式制動器相配合，成本較低。在各類汽車上都有采用，但在貨車上用得最廣泛。這一分路方案若后輪制動管路失效，則一旦前輪抱死就會失去轉彎制動能力。對于前驅動的轎車，當前輪管路失效而僅由后輪制動時，制動效能將顯著降低并小于正常情況下的一半，另外由于后橋負荷小于前軸，則過大的踏板力會使后輪抱死導致汽車甩尾。</p&g

42、t;<p>　　圖2.2(b)為前、后輪制動管路呈對角連接的兩個獨立的回路系統(tǒng)，即前軸的一側車輪制動器與后橋的對側車輪制動器同屬一個回路，稱交叉型，簡稱X型。其特點是結構也很簡單，一回路失效時仍能保持50%的制動效能，并且制動力的分配系數(shù)和同步附著系數(shù)沒有變化，保證了制動時與整車負荷的適應性。此時前、后各有一側車輪有制動作用使制動力不對稱，導致前輪將朝制動起作用車輪的一側繞主銷轉動，使汽車失去方向穩(wěn)定性。所以具有這種分路方

43、案的汽車，其主銷偏移距應取負值(至20mm)，這樣，不平衡的制動力使車輪反向轉動，改善了汽車的方向穩(wěn)定性，所以多用于中、小型轎車。</p><p>　　圖2.2(c)的每側前制動器的半數(shù)輪缸與全部后制動器輪缸構成一個獨立的回路；而兩前制動器的另半數(shù)輪缸構成另一回路。可看成是一軸半對半個軸的分路型式，簡稱HI型。</p><p>　　圖2.2(e)的兩個獨立的回路均由每個前、后制動器的半數(shù)缸

44、所組成，即前、后半個軸對前、后半個軸的分路型式。簡稱HH型。這種型式的雙回路系統(tǒng)的制動效能最好。</p><p>　　HI，LL，HH型的結構均較復雜。LL型與HH型在任一回路失效時，前、后制動力比值均與正常情況下相同，剩余總制動力LL型可達正常值的80%而HH型約為50%左右。HI型單用回路3(見圖2.2(c)，即一軸半)時剩余制動力較大，但此時與LL型一樣，在緊急制動時后輪極易先抱死。</p>

45、<p><b>　　(3.39)</b></p><p>　　鼓式制動器的比能量耗損率以不大于1.8W/mm2為宜，但當制動初速度低于式(3.40)下面所規(guī)定的值時，則允許略大于1.8W/mm2，盤式制動器比能量耗損率以不大于6.0W/mm2為宜。比能量耗散率過高，不僅會加速制動襯片的磨損，而且可能引起制動鼓或盤的龜裂。</p><p>　　W/mm2 W/

46、mm2</p><p>　　因此，符合磨損和熱的性能指標要求。</p><p>　　3.6 制動器的熱容量和溫升的核算</p><p>　　應核算制動器的熱容量和溫升是否滿足如下條件</p><p><b>　　(3.40)</b></p><p>　　式中：——各制動鼓的總質量；</p&g

47、t;<p>　　——與各制動鼓相連的受熱金屬件(如輪轂、輪輻、輪輞等)的總質量；</p><p>　　——制動鼓材料的比熱容，對鑄鐵c=482 J/（kg?K），對鋁合金c=880 J/（kg?K）；</p><p>　　——與制動鼓(盤)相連的受熱金屬件的比熱容；</p><p>　　——制動鼓(盤)的溫升(一次由=30km/h到完全停車的強烈制溫升

48、不應超過15℃)；</p><p>　　L——滿載汽車制動時由動能轉變的熱能，因制動過程迅速，可以認為制動產生的熱能全部為前、后制動器所吸收，并按前、后軸制動力的分配比率分配給前、后制動器，即</p><p><b>　　(3.41)</b></p><p>　　式中 ——滿載汽車總質量；</p><p>　　——汽車制

49、動時的初速度；</p><p>　　——汽車制動器制動力分配系數(shù)。</p><p><b>　　盤式制動器：</b></p><p><b>　　鼓式制動器：</b></p><p>　　由以上計算校核可知符合熱容量和溫升的要求。</p><p>　　3.7 駐車制動計算&l

50、t;/p><p>　　圖3.8為汽車在上坡路上停駐時的受力情況，由此可得出汽車上坡停駐時的后軸車輪的附著力為：</p><p><b>　　(3.42)</b></p><p>　　同樣可求出汽車下坡停駐時的后軸車輪的附著力為：</p><p><b>　　(3.43) </b></p>

51、<p>　　圖3.8 汽車在坡路上停駐時的受力簡圖</p><p>　　根據(jù)后軸車輪附著力與制動力相等的條件可求得汽車在上坡路和下坡路上停駐時的坡度極限傾角，，即由</p><p><b>　　(3.44)</b></p><p>　　求得汽車在上坡時可能停駐的極限上坡路傾角為</p><p><b>

52、;　　(3.45)</b></p><p>　　汽車在下坡時可能停駐的極限下坡路傾角為 </p><p><b>　　(3.46)</b></p><p>　　一般對輕型貨車要求不應小于16%~20%，汽車列車的最大停駐坡度約為12％左右。</p><p>　　為了使汽車能在接近于由上式確定的坡度為的坡路上停

53、駐，則應使后軸上的駐車制動力矩接近于由所確定的極限值 (因)，并保證在下坡路上能停駐的坡度不小于法規(guī)規(guī)定值。</p><p>　　單個后輪駐車制動器的制動上限為</p><p><b>　　N?m</b></p><p>　　3.8 制動器主要零件的結構設計</p><p><b>　　3.8.1 制動鼓<

54、;/b></p><p>　　制動鼓應具有非常好的剛性和大的熱容量，制動時溫升不應超過極限值。制動鼓材料應與摩擦襯片相匹配，以保證具有高的摩擦系數(shù)并使工作表面磨損均勻。</p><p>　　制動鼓相對于輪轂的對中是圓柱表面的配合來定位，并在兩者裝配緊固后精加工制動鼓內工作表面，以保證兩者的軸線重合。兩者裝配后還需進行動平衡。其許用不平衡度對轎車為15N?cm～20 N?cm；對貨車為

55、30 N?cm～40 N?cm。微型轎車要求其制動鼓工作表面的圓度和同軸度公差＜0.03mm，徑向跳動量≤0.05mm，靜不平衡度≤1.5N.cm。</p><p>　　制動鼓壁厚的選取主要是從其剛度和強度方面考慮。壁厚取大些也有利于增大其熱容量，但試驗表明，壁厚由ll mm增至20 mm時，摩擦表面的平均最高溫度變化并不大。一般鑄造制動鼓的壁厚：轎車為7mm～12mm；中、重型載貨汽車為13mm～18mm。制動

56、鼓在閉口一側外緣可開小孔，用于檢查制動器間隙。本次設計采用的材料是灰鑄鐵HT200厚為8mm。</p><p><b>　　3.8.2 制動蹄</b></p><p>　　轎車和輕型、微型貨車的制動蹄廣泛采用T型鋼輾壓或鋼板沖壓—焊接制成；大噸位貨車的制動蹄則多用鑄鐵、鑄鋼或鑄鋁合金制成。制動蹄的斷面形狀和尺寸應保證其剛度好，但小型車鋼板制的制動蹄腹板上有時開有一、兩

57、條徑向槽，使蹄的彎曲剛度小些，以便使制動蹄摩擦襯片與鼓之間的接觸壓力均勻，因而使襯片磨損較為均勻，并減少制動時的尖叫聲。重型汽車制動蹄的斷面有工字形、山字形和Ⅱ字形幾種。制動蹄腹板和翼緣的厚度，轎車的約為3—5mm；貨車的約為5～8mm。摩擦襯片的厚度，轎車多用4.5～5mm；貨車多在8mm以上。襯片可以鉚接或粘接在制動蹄上，粘接的允許其磨損厚度較大，但不易更換襯片；鉚接的噪聲較小。</p><p>　　因此，本

58、設計制動蹄采用熱軋45號鋼鋼板沖壓—焊接制成，制動蹄腹板和翼緣的厚度分別取5mm和4mm。</p><p>　　3.8.3 制動底板</p><p>　　制動底板是除制動鼓外制動器各零件的安裝基體，應保證各安裝零件相互間的正確位置。制動底板承受著制動器工作時的制動反力矩，故應有足夠的剛度。為此，由鋼板沖壓成形的制動底板都具有凹凸起伏的形狀。剛度不足會導致制動力矩減小，踏板行程加大，襯片磨損

59、也不均勻。</p><p>　　因此，本設計制動底板采用熱軋45號鋼鋼板沖壓成形，制動底板的厚度取3mm。</p><p>　　3.8.4 制動蹄的支承</p><p>　　二自由度制動蹄的支承，結構簡單，并能使制動蹄相對制動鼓自行定位。為了使具有支承銷的一個自由度的制動蹄的工作表面與制動鼓的工作表面同軸心，應使支承位置可調。例如采用偏心支承銷或偏心輪。支承銷由45

60、號鋼制造并高頻淬火。其支座為可鍛鑄鐵(KTH 370—12)或球墨鑄鐵(QT 400—18)件。青銅偏心輪可保持制動蹄腹板上的支承孔的完好性并防止這些零件的腐蝕磨損。</p><p>　　具有長支承銷的支承能可靠地保持制動蹄的正確安裝位置，避免側向偏擺。有時在制動底板上附加一壓緊裝置，使制動蹄中部靠向制動底板，而在輪缸活塞頂塊上或在張開機構調整推桿端部開槽供制動蹄腹板張開端插入，以保持制動蹄的正確位置。</

61、p><p>　　本設計為了使具有支承銷的一個自由度的制動蹄的工作表面與制動鼓的工作表面同軸心，采用支承銷。</p><p>　　3.8.5 制動輪缸</p><p>　　是液壓制動系采用的活塞式制動蹄張開機構，其結構簡單，在車輪制動器中布置方便。輪缸的缸體由灰鑄鐵HT250制成。其缸筒為通孔，需搪磨。活塞由鋁合金制造。活塞外端壓有鋼制的開槽頂塊，以支承插入槽中的制動蹄腹

62、板端部或端部接頭。輪缸的工作腔由裝在活塞上的橡膠密封圈或靠在活塞內端面處的橡膠皮碗密封。多數(shù)制動輪缸有兩個等直徑活塞；少數(shù)有四個等直徑活塞；雙領蹄式制動器的兩蹄則各用一個單活塞制動輪缸推動。由于采用的是領從蹄式的制動器，缸體材料采用HT250的鑄鐵，兩個活塞推動。</p><p>　　3.8.6 制動盤 </p><p>　　制動盤一般由珠光體灰鑄鐵制成，其結構形狀有平板形和禮帽形兩種。后

63、一種的圓柱部分長度取決于布置尺寸。為了改善冷卻，有的鉗盤式制動器的制動盤鑄成中間有徑向通風槽的雙層盤，可大大增加散熱面積，但盤的整體厚度較大。制動盤的工作表面應光滑平整。兩側表面不平行度不應大于 0.008mm，并且盤面擺差不應大于 0.1mm。本設計制動盤厚度10mm且考慮為經濟車型選用實心盤。 </p><p>　　3.8.7 制動鉗 </p><p>　　制動鉗由可鍛鑄鐵 K TH3

64、70—12 或球墨鑄鐵 QT400—18 制造， 也有用輕合金制造的，可做成整體的，也可做成兩個由螺栓連接。其外緣留有開口，以便不必拆下制動鉗便可檢查或更換制動塊。制動鉗體應有高的強度和剛度。一般多在鉗體中加工出制動油缸，也有將單獨制造的油缸裝嵌入鉗體中的。為了減少傳給制動液的熱量，多將杯形活塞的開口端頂靠制動塊的背板?；钊设T鋁合金或鋼制造。為了提高耐磨損性能，活塞的工作表面進行鍍鉻處理。 </p><p>　

65、　3.8.8 制動塊 </p><p>　　制動塊由背板和摩擦襯塊構成，兩者直接壓嵌在一起。襯塊多為扇面形，也有矩</p><p>　　形、正方形或長圓形的?；钊麘軌鹤”M量多的制動塊面積，以免襯塊發(fā)生卷角而引</p><p>　　起尖叫聲。制動塊背板由鋼板制成。許多盤式制動器裝有襯塊磨損達極限時的警報裝，以便及時更換摩擦襯片。制動塊的厚度取14mm。</p&

66、gt;<p>　　3.8.9 摩擦材料</p><p>　　制動摩擦材料應具有高而穩(wěn)定的摩擦系數(shù)，抗熱衰退性能好，不能在溫度升到某一數(shù)值后摩擦系數(shù)突然急劇下降；材料的耐磨性好，吸水率低，有較高的耐擠壓和耐沖擊性能；制動時不產生噪聲和不良氣味，應盡量采用少污染和對人體無害的材料。</p><p>　　目前在制動器中廣泛采用著模壓材料，它是以石棉纖維為主并與樹脂粘結劑、調整摩擦性

67、能的填充劑(由無機粉粒及橡膠、聚合樹脂等配成)與噪聲消除劑(主要成分為石墨)等混合后，在高溫下模壓成型的。模壓材料的撓性較差，故應按襯片規(guī)格模壓，其優(yōu)點是可以選用各種不同的聚合樹脂配料，使襯片具有不同的摩擦性能和其他性能。</p><p>　　各種摩擦材料摩擦系數(shù)的穩(wěn)定值約為0.3～0.5，少數(shù)可達0.7。設計計算制動器時一般取0.3～0.35。選用摩擦材料時應注意，一般說來，摩擦系數(shù)愈高的材料其耐磨性愈差[8]

68、。</p><p>　　3.8.10 制動摩擦襯片</p><p>　　在GB 5763-1998《汽車用制動器襯片》中，將制動摩擦襯片按照用途分成4類，其中，第1類做為駐車制動器使用；第2類為微型、輕型汽車鼓式制動器使用；第3類為中重型汽車的鼓式制動器使用；第4類為盤式制動器使用[17]。其具體摩擦性能見表3.4</p><p>　　表3.4 汽車制動器摩擦襯片的

69、摩擦性能</p><p>　　3.8.11 制動器間隙</p><p>　　制動鼓與摩擦襯片之間在未制動的狀態(tài)下應有工作間隙，以保證制動鼓能自由轉動。一般鼓式制動器的設定間隙為0.2～0.5mm，盤式制動器的為0.1～0.3mm；此間隙的存在會導致踏板或手柄的行程損失，因而間隙量應盡量小?？紤]到在制動過程中摩擦副可能產生機械變形和熱變形，因此制動器在冷卻狀態(tài)下應有的間隙應通過試驗來確定。另

70、外，制動器在工作過程中會因為摩擦襯片的磨損而加大，因此制動器必須設有間隙調整機構。</p><p>　　在制動輪缸上采取措施實現(xiàn)工作間隙的自動調整，如圖3.14所示。用以限定不制動時制動蹄內極限位置的限位摩擦環(huán)1裝在輪缸活塞2內端的環(huán)槽中或借矩形斷面螺</p><p>　　紋旋裝在活塞內端。限位摩擦環(huán)是一個有切槽的彈性金屬環(huán)，壓裝入輪缸后與缸壁之</p><p>　

71、　間的摩擦力可打400?；钊系沫h(huán)槽或螺旋槽的寬度大于限位摩擦環(huán)厚度，</p><p>　　活塞相對于限位摩擦環(huán)的最大軸向位移量即為兩者之間的間隙。間隙應等</p><p>　　于在制動器間隙設定的標準時，施行完全制動時所需的輪缸活塞行程[5]。</p><p>　　不制動時，制動蹄回位彈簧只能將制動蹄向內拉到輪缸活塞與限位摩擦環(huán)外端面接觸為止，因為回位彈簧的拉力遠

72、遠不足以克服摩擦限位環(huán)與缸壁間的摩擦力。此時如圖3.9所示，間隙存在于活塞與限位摩擦環(huán)內端面之間</p><p>　　1—限位摩擦環(huán)；2—活塞；3—制動輪缸</p><p>　　圖3.9制動鼓與蹄間隙的自動調整裝置</p><p>　　制動時，輪缸活塞外移。若制動器間隙正好等于設定值，則當活塞移動到與限位摩擦環(huán)內端面接觸（即間隙消失）時，制動器間隙應以消失，并且蹄鼓

73、已壓緊到足以產生最大制動力矩的程度。若制動器間隙有與種種原因增大到超過設定值時，則活塞外移到=0時仍不能實現(xiàn)完全制動。但只要輪缸液壓達到0.8，即能將活塞連同限位摩擦環(huán)繼續(xù)推出，直到實現(xiàn)完全制動。這樣，在解除制動時，活塞隨制動蹄向后移動到與處于新位置的限位摩擦環(huán)與缸壁之間這一不可逆轉的軸向相對位移，補償了制動器的過量間隙。</p><p>　　3.9 制動蹄支承銷剪切應力計算</p><p&g

74、t;　　在計算得制動蹄片上的法向力，制動力矩及張開力后，可根據(jù)圖求得支承銷的支承力及支承銷的剪切應力如下：</p><p><b>　　(3.47)</b></p><p>　　式中：——支承銷的截面積。</p><p>　　也可以用下述的簡化方法求得：如圖3.10所示，假設制動蹄與制動鼓之間的作用力的合力作用點位于制動蹄摩擦襯片的工作表面上，

75、其法向合力與支承銷的反力分別平行，如圖3.10所示。</p><p>　　對兩蹄分別繞中心點取矩，得</p><p><b>　　(3.48)</b></p><p>　　圖3.10 制動蹄支承銷剪切應力計算圖</p><p>　　一般來說，的值總要大于的值，故僅計算領蹄的支承銷的剪切應力即可：</p>&

76、lt;p><b>　?。?.49）</b></p><p>　　式中：見圖3.10；</p><p>　　—— 支承銷的截面積；</p><p><b>　　—— 摩擦系數(shù)；</b></p><p><b>　　——許用剪切應力。</b></p><p

77、><b>　　由式（3.9）知：</b></p><p>　　因此由式（3.49）知</p><p>　　支承銷采用45號鋼制成，其許用剪切應力=25～45MPa[9]，因此符合剪切應力要求。</p><p><b>　　3.10 本章小結</b></p><p>　　本章是全文的重點內容，首

78、先根據(jù)汽車的一些數(shù)據(jù)參數(shù)對制動器的制動力分配系數(shù)，同步附著系數(shù)進行了設計計算。</p><p>　　在知道汽車的最大附著系數(shù)以后對車輛的制動強度，制動器最大制動力矩進行了分析，對制動器因數(shù)與制動蹄因數(shù)進行了介紹分析。</p><p>　　在有關的整車總布置參數(shù)和制動器的結構型式確定后，即可參考已有的同類等級汽車的同類制動器，對制動器的結構參數(shù)進行初選。</p><p&g

79、t;　　經過設計初步選取了制動鼓半徑；制動蹄摩擦襯片包角及寬度；摩擦襯片起始角；張開力的作用線至制動器中心的距離；制動蹄支銷中心的坐標位置與；制動盤的半徑R；襯塊的面積等制動器的基本參數(shù)。</p><p>　　經過對制動蹄摩擦面的壓力分布規(guī)律及徑向變形規(guī)律的分析，結合GB 7258-2004中對汽車制動性能的要求，在求出制動力矩后，計算出了張開力。而后對制動器的制動器因數(shù)進行了計算，對摩擦襯片的磨損特性進行了校核

80、。對制動器的熱容量和升溫進行了核算。</p><p>　　第4章 制動驅動機構的設計計算</p><p>　　為了確定制動主缸和輪缸直徑、制動踏板上的力、踏板行程、踏板機構傳動比以及采用增壓或助力裝置的必要性，必須進行如下的設計計算。</p><p>　　4.1 輪缸直徑與工作容積</p><p>　　為了確定制動主缸及制動輪缸的直徑、制動踏

81、板力與踏板行程、踏板機構的、傳動比，以及說明采用增壓助力裝置的必要性，必須進行如下的設計計算。</p><p>　　制動輪缸對制動體的作用力與輪缸直徑及制動輪缸中的液壓壓力之間有如下關系式：</p><p><b>　　(4.1)</b></p><p>　　式中：——考慮制動力調節(jié)裝置作用下的輪缸或管路液壓，8MPa ~12MPa。</

82、p><p>　　制動管路液壓在制動時一般不超過10MPa~12MPa，對盤式制動器可再高些。壓力越高則輪缸直徑就越小，但對管路尤其是制動軟管廈管接頭則提出了更高的要求，對軟管的耐壓性、強度以及接頭的密封性的要求就更加嚴格[9]。</p><p>　　輪缸直徑應在GB 7524—87標準規(guī)定的尺寸系列中選取，輪缸直徑的尺寸系列為14.5，16，17.5，19，20.5，22，(22.22)，(2

83、3.81)，24，(25.40)，26，28，(28.58)，30，32，35，38，42，46，50，56mm。</p><p>　　4.1.1 盤式制動器制動輪缸直徑與工作容積</p><p>　　根據(jù)前面算得的結果：</p><p><b>　　求：</b></p><p>　　mm

84、 (4.2)</p><p>　　由此，選取制動輪缸的直徑mm</p><p><b>　　一個輪缸的工作容積</b></p><p><b>　　(4.3)</b></p><p>　　式中：——一個輪缸活塞的直徑；</p><p&g

85、t;　　——輪缸的活塞數(shù)目；</p><p>　　——一個輪缸活塞在完全制動時的行程：</p><p><b>　　(4.4)</b></p><p>　　在初步設計時，對鼓式制動器可取mm~2.5mm；</p><p>　　——消除制動蹄與制動鼓問的間隙所需的輪缸活塞行程，對鼓式制動器等于相應制動蹄中部與制動鼓之間的間

86、隙的2倍；</p><p>　　——由于摩擦襯片變形而引起的輪缸活塞行程，可根據(jù)襯片的厚度、材料的彈性模量及單位壓力值來計算；</p><p>　　——分別為鼓式制動器的蹄的變形與鼓的變形而引起的輪缸活塞行程，其值由試驗確定。</p><p>　　選取mm，，求一個輪缸的工作容積。</p><p><b>　　mm3</b&g

87、t;</p><p>　　4.1.2 鼓式制動器制動輪缸直徑與工作容積</p><p>　　由式(4.2)，求：</p><p><b>　　mm </b></p><p>　　選取制動輪缸的直徑mm</p><p>　　選取mm，，求一個輪缸的工作容積。</p><

88、p><b>　　mm3</b></p><p>　　全部輪缸的總工作容積為</p><p><b>　　(4.5)</b></p><p>　　式中：——輪缸的數(shù)目。</p><p><b>　　mm3</b></p><p>　　4.2 制動主缸

89、直徑與工作容積</p><p>　　制動主缸的直徑應符合GB 7524—87的系列尺寸，主缸直徑的系列尺寸為14.5，16，17.5，19，20.5，22，(22.22)，(23.81)，24，(25.40)，26，28，(28.58)，30，32，35，38，42，46mm。</p><p>　　制動主缸應有的工作容積</p><p><b>　　(4.

90、8)</b></p><p>　　式中：——全部輪缸的總工作容積；</p><p>　　——制動軟管在液壓下變形而引起的容積增量。</p><p>　　在初步設計時，考慮到軟管變形，轎車制動主缸的工作容積可取為，貨車取，式中為全部輪缸的總工作容積。</p><p>　　主缸活塞直徑和活塞行程可由下式確定：</p>&

91、lt;p><b>　　(4.9)</b></p><p><b>　　取因此</b></p><p><b>　　求知</b></p><p><b>　　mm</b></p><p>　　根據(jù)GB 7524—87的系列尺寸取mm。</p>

92、;<p>　　4.3 制動輪缸活塞寬度與缸筒的壁厚</p><p>　　4.3.1 盤式制動輪缸活塞寬度與缸筒壁厚</p><p>　　根據(jù)已有的公式計算活塞的寬度</p><p><b>　　(4.6)</b></p><p><b>　　于是求知：mm。</b></p>

93、<p>　　一般情況下，液壓缸缸筒壁厚由結構確定，必要時進行強度校核。校核時分薄壁和厚壁兩種情況進行[9]。</p><p>　　現(xiàn)取壁厚6mm，由于，因此按厚壁進行校核。</p><p><b>　　(4.7)</b></p><p>　　式中：——輪缸壁厚；</p><p>　　——試驗壓力（當缸的額定

94、壓力Mpa時，取=1.5）；</p><p>　　——缸筒材料許用應力，=（為材料抗拉強度，n為安全系數(shù)，一般取n=5）。</p><p><b>　　mm</b></p><p>　　由于mm6.18mm所以壁厚強度滿足要求。</p><p>　　4.3.2 鼓式制動器活塞寬度與缸筒壁厚</p><

95、p>　　根據(jù)已有的公式計算活塞的寬度</p><p><b>　　(4.6)</b></p><p><b>　　于是求知：mm。</b></p><p>　　現(xiàn)取壁厚mm，由于，因此按厚壁進行校核。</p><p><b>　　(4.7)</b></p>

96、<p>　　式中：——輪缸壁厚；</p><p>　　——試驗壓力（當缸的額定壓力Mpa時，取=1.5）；</p><p>　　——缸筒材料許用應力，=（為材料抗拉強度，n為安全系數(shù)，一般取n=5）。</p><p><b>　　mm</b></p><p>　　由于mm2.0mm所以壁厚強度滿足要求。<

97、/p><p>　　4.4 制動主缸行程的計算</p><p>　　制動主缸行程的計算方法很多。在本次設計中采用，根據(jù)制動器間隙的設定值換算主缸的行程[１０]。</p><p><b>　　(4.10)</b></p><p>　　式中：——制動主缸的行程；</p><p>　　——輪缸活塞的面積（mm

98、2）；</p><p>　　——主缸活塞的面積（mm2）；</p><p>　　——制動蹄支點到制動力作用點的距離（mm）；</p><p>　　——制動蹄支點到中心距離（mm）；</p><p>　　——制動鼓與制動蹄的間隙（mm）。</p><p><b>　　mm。</b></p>

99、;<p>　　4.5 制動主缸活塞寬度與缸筒的壁厚</p><p>　　4.5.1 制動主缸活塞寬度</p><p>　　根據(jù)已有的公式計算活塞的寬度</p><p><b>　　(4.11)</b></p><p><b>　　于是求知：mm。</b></p><

100、p>　　4.5.2 制動主缸筒的壁厚</p><p>　　一般情況下，液壓缸缸筒壁厚由結構確定，必要時進行強度校核。校核時分薄壁和厚壁兩種情況進行[9]。</p><p>　　現(xiàn)取壁厚mm，由于，因此按厚壁進行校核。</p><p><b>　　(4.12)</b></p><p>　　式中：——輪缸壁厚；<

101、/p><p>　　——試驗壓力（當缸的額定壓力Mpa時，取=1.5）；</p><p>　　——缸筒材料許用應力，=（為材料抗拉強度，n為安全系數(shù)，一般取n=5）。</p><p><b>　　mm</b></p><p>　　由于mm4.67mm所以壁厚強度滿足要求。</p><p>　　4.6 制

102、動踏板力與踏板行程</p><p>　　制動踏板力Fr可用下式驗算：</p><p>　　式中：——制動主缸活塞直徑；</p><p>　　——制動管路的液壓；</p><p>　　——制動踏板機構傳動比，；</p><p>　　——真空助力器的助力比；</p><p><b>　　—

103、—見圖4.1；</b></p><p>　　——制動踏板機構及制動主缸的機械效率，可取。</p><p>　　圖4.1 液壓制動驅動機構的計算用簡圖</p><p>　　N<700N　　(4.13)</p><p>　　通常，汽車液壓驅動機構制動輪缸缸徑與制動主缸缸徑之比，當較小時，其活塞行程及相應的踏板行程便要加大。<

104、;/p><p><b>　　制動踏板工作行程為</b></p><p><b>　　(4.14)</b></p><p>　　式中：——主缸中推桿與活塞間的間隙，一般取1.5mm~2.0mm；</p><p>　　——主缸活塞空行程，即主缸活塞由不工作的極限位置到使其皮碗完全封堵主缸上的旁通孔所經過的行

105、程。</p><p>　　mm<170mm~180mm</p><p>　　在確定主缸容積時，應考慮到制動器零件的彈性變形、熱變形以及制動襯片正常磨損量等，還應考慮到用于制動驅動系統(tǒng)信號指示的制動液體積。因此，制動踏板的全行程(至與地板相碰的行程)應大于正常工作行程。制動器調整正常時的踏板工作行程約為踏板全行程的40%~60%，以便保證在制動管路中獲得給定的壓力。</p>

106、<p>　　為了避免空氣進入制動管路，在主缸活塞回位彈簧(同時亦為回油閥彈簧)的計算中，應保證在制動踏板被放開以后，制動管路中仍能保持0.05Mpa~0.14MPa的殘余壓力。</p><p><b>　　4.7 真空助力器</b></p><p>　　真空助力器是利用負壓來增補駕駛員施加于踏板上的力的構件。位于制動踏板與制動主缸之間，為便于安裝通常與主

107、缸合成一個組件，主缸的一部分伸入真空助力器殼體內。</p><p>　　常用的液壓制動系的真空助力器有兩種：帶橡膠反饋盤的單膜片真空助力器和帶橡膠反饋盤的雙膜片真空助力器。一般，雙膜片助力器比單膜片助力器助力比大，但雙膜片助力器中有兩個串聯(lián)的伺服膜片，因此，結構復、雜造價高。多用于載重汽車等需要較大制動力的工程車輛。單膜片多用于轎車和輕型卡車，故綜合考慮性價比，我們選用帶橡膠反饋盤的單膜片真空助力器作為路寶的真空

108、助力器。其結構如圖4.2所示:帶橡膠反饋盤的單膜片真空助力器直接作用于制動主缸的推桿，并保證作用力同時同時作用于制動機構的兩個回路。帶橡膠膜片密封裝置21的活塞22將助力缸分為助力主缸前腔和助力主缸后腔。前腔經真空單向閥與發(fā)動機進氣歧管相連接，使該腔內保證一定的真空度。后腔內的壓力則由橡膠閥11、12、橡膠反饋盤20等調節(jié)。當放開制動踏板時，在回位彈簧17的作用下控制閥柱塞19和橡膠閥11保持在右邊的位置，這是作為空氣空氣閥的控制閥柱塞

109、19緊靠橡膠閥11，使后腔與大氣相通的閥門關閉。前后兩腔相連。當踏板踏至某位置時，后腔的真空通道由作為真空閥的橡膠閥11關閉，使前后兩腔隔絕，繼續(xù)踩下踏板，使控制閥柱塞壓緊橡膠反饋盤20并使之壓縮一段距離，使控制閥柱</p><p>　　1——伺服氣室前腔殼體；2——連接盤；3——活塞桿密封圈；</p><p>　　4——制動主缸推桿；5——膜片回位彈簧；6——導向螺栓密封套；</p

110、><p>　　7——真空源接口；8——導向螺栓；9——閥體；10——密封套；</p><p>　　11、12——橡膠閥；13——過濾環(huán)；14——控制閥推桿；</p><p>　　15——銷；16——控制閥推桿彈簧；17——閥門彈簧；18——球鉸；</p><p>　　19——控制閥柱塞；20——橡膠反饋盤；21——膜片；22——活塞；</p

111、><p>　　23——伺服氣室后腔殼體。</p><p>　　圖4.2帶橡膠反饋盤的單膜片真空助力器結構圖</p><p>　　4.8 制動液的選擇與使用</p><p>　　目前內外使用的制動液，按其原料和制造工藝的不同，有下列類型：</p><p>　　（1）蓖麻油——醇型制動液；</p><p&g

112、t;　　（2）液醇醚型合成制動；</p><p>　?。?）液硼酸酯型合成制動；</p><p>　?。?）硅酸系制動液；</p><p>　?。?）礦物油型制動液。</p><p>　　其中前三類制動液均屬合成型制動液。</p><p>　　結合當前我國制動液的實際情況，采用符合DOT3水平的合成制動液。</p

113、><p>　　4.9 制動力分配的調節(jié)裝置</p><p>　　按照GB12676-1999的規(guī)定，未安裝防抱死裝置的M、N類車輛制動力在車軸之間的分配，應符合該標準附錄B的要求。對于大多數(shù)汽車來說，必須采用制動力調節(jié)裝置以滿足這一要求。</p><p>　　從制造成本方面考慮，在滿足國家相關標準的前提下，采用感載比例閥作為其制動力分配的調節(jié)裝置。</p>

114、<p>　　4.9.1 感載比例閥</p><p>　　感載比例閥如圖4.4所示。</p><p>　　閥體3安裝在車身上，活塞4右部的空腔內有閥門2。不制動時，在感載拉力彈簧6通過杠桿5施加的推力F的作用下，活塞4處于右極限位置，閥門2因其桿部頂觸螺塞1而處于開啟位置。制動時，來自主缸的制動液由進油口A進入，并通過閥門從出油口B輸出至后促動管路。此時，輸出壓力（壓強）等于輸入