(畢業(yè)設計方案)福田輕型貨車制動系統(tǒng)設計方案

1、 摘要 制動系統(tǒng)是汽車中最重要的系統(tǒng)之一。因為隨著高速公路的不斷發(fā)展，汽車 的車速將越來越高，對制動系的工作可靠性要求日益提高 , 制動系工作可靠的汽 車能保證行駛的安全性。由此可見，本次制動系統(tǒng)設計具有實際意義。 本次設計主要是對輕型貨車制動系統(tǒng)結(jié)構(gòu)進行分析的基礎上，根據(jù)對輕型貨 車制動系統(tǒng)的要求，設計出合理的符合國家標準和行業(yè)標準的制動系統(tǒng)。 首先制動系統(tǒng)設計是根據(jù)整車主要參數(shù)和相關車型，制定出制動系統(tǒng)的結(jié)構(gòu) 方案，其次設計計算確定前、后鼓式制動器、制動主缸的主要尺寸和結(jié)構(gòu)形式 等。最后利用計算機輔助設計繪制出了前、后制動器裝配圖、制動主缸裝配圖、 制動管路布置圖。最終對設計出的制動系統(tǒng)的

2、各項指標進行評價分析。另外在設 計的同時考慮了其結(jié)構(gòu)簡單、工作可靠、成本低等因素。結(jié)果表明設計出的制動 系統(tǒng)是合理的、符合國家標準的。 關鍵詞： 輕型貨車；制動；鼓式制動器；制動主缸；液壓系統(tǒng) . Abstract Braking system is one of the most importantsystemin the automotive . because of the continuous developmentwith the highway. The car will become more and more high-speed,braking system on the w

3、ork of the increasing reliability requirements,Brake work of a reliable car,guarantee the safety of travelling,This shows that, The braking system design of practical significance. The braking system is one of important system of active safety. Based on the structural analysis and the design require

4、ments of intermediate car braking system design is performed in this thesis, according to the national and professional standards. First through analyzing the main parametersof the entire vehicle, the braking system design starts from determination of the structure scheme. SecondlyCalculating and de

5、termining the main dimension and structural type of the front 、 rear drum brake， brake master cylinder ans so on， Finally use of computer-aided design draw ing draw the engin eeri ng draw ings of the front and rear brakes, the master brake cyli nder, the diagram of the brake pipeli nes. Furthermore,

6、 each target of the desig ned system is an alyzed for s braking sy check ing whether it meets the requireme nts. some factors are considered in this thesis, such as simple structure, low costs, and environmental protecti on, etc. The result shows that the desig n is reas on able and accurate, compar

7、i ng with the related national standards. Key words Key words : light truck ； brake ； drum brake ； master cylinder ； hydraulicpressure system 目錄 第1章緒論1 1.1本次制動系統(tǒng)設計的意義1 1.2本次制動系統(tǒng)應達到的目標 2 1.3本次制動系統(tǒng)設計內(nèi)容2 1.4汽車制動系統(tǒng)的組成3 1.5制動系統(tǒng)類型3 1.6制動系工作原理3 第2章汽車制動系統(tǒng)方案確定4 2.1汽車制動器形式的選擇4 2.2鼓式制動器的優(yōu)點及其分類5 2.3盤式制動器的缺點7 2.

8、4制動驅(qū)動機構(gòu)的結(jié)構(gòu)形式7 2.4.1簡單制動系7 2.4.2動力制動系8 2.4.3伺服制動系9 2.5制動管路的形式選擇9 2.6液壓制動主缸方案的設計10 第3章制動系統(tǒng)主要參數(shù)的確定11 3.1輕型貨車主要技術參數(shù) 11 3.2同步附著系數(shù)的;0的確定12 3.3前、后輪制動力分配系數(shù) 1的確定13 3.4鼓式制動器主要參數(shù)的確定 13附 錄 232 3.5制動器制動力矩的確定14 3.6制動器制動因數(shù)計算15 3.7鼓式制動器零部件的結(jié)構(gòu)設計16 第4章液壓制動驅(qū)動機構(gòu)的設計計算 19 4.1制動輪缸直徑d的確定19 4.2制動主缸直徑d0的計算20 4.3制動踏板力FP20 4.4

9、制動踏板工作行程Sp20 第5章制動性能分析20 5.1制動性能評價指標21 5.2制動效能21 5.3制動效能的恒定性21 5.4制動時汽車的方向穩(wěn)定性21 5.5前、后制動器制動力分配22 5.5.1地面對前、后車輪的法向反作用力 22 5.5.2理想的前、后制動器制動力分配曲線 22 5.5.3實際的前、后制動器制動力分配曲線 23 5.6制動距離S23 5.8汽車能夠停留在極限上下坡角度計算 23 第6章總結(jié)24 參考文獻25 致謝26 附錄126 第 1 章 緒 論 汽車工業(yè)是一個綜合性產(chǎn)業(yè)，汽車工業(yè)的生產(chǎn)水平，能夠代表一個國家的整 個工業(yè)水平，汽車工業(yè)的發(fā)展，能夠帶動各行各業(yè)的發(fā)展

10、，進而促進我國工業(yè)生 產(chǎn)的總體水品。所以重視發(fā)展汽車工業(yè) ，有著深遠的現(xiàn)實意義。 隨著我國經(jīng)濟的發(fā)展，尤其我國對外貿(mào)易的不斷擴大，汽車工業(yè)受到國外同 行業(yè)的強烈競爭，而我國汽車工業(yè)起步比較晚，生成技術水平較低，因而改進和 提高我國的汽車性能及其機構(gòu)是一個迫在眉睫的問題，這關系到我國汽車工業(yè)的 生存與發(fā)展的大事。 汽車的行駛速度是汽車的一個重要性能參數(shù)。盡可能提高汽車的行駛速度， 是提高運輸生產(chǎn)率的主要技術措施之一 ，但必須保證行駛的安全性為前提。因 此在道路寬闊平坦，人流和車流又較小的情況下，汽車可以用高速度行駛，而在 轉(zhuǎn)向或者行駛在不平路面或兩車交會時，都必須降低車速，特別是在遇到障礙 物，

11、或者碰撞行人或其他車輛危險時，更需要在盡可能短的距離內(nèi)將車速降低到 最低，甚至為零。如果汽車不具備這一性能，高速行駛就不可能實現(xiàn)。 汽車在下長坡時，在重力作用下，有不斷加速到危險程度的傾向，此時應當 將車速限制在一定的安全性以內(nèi) ，并保持穩(wěn)定。 此外對已停駛的汽車，應使其可靠的駐留在原地不動。 上述使行駛中的汽車減速甚至行車，使下坡行駛的汽車速度保持穩(wěn)定，以及 使已靜止的汽車保持不動，這些作用叫做制動。保證這些性能的系統(tǒng)叫制動系統(tǒng) 因此對汽車制動系統(tǒng)的研究，開發(fā)是汽車工業(yè)的一個非常重要的課題，如何 改善汽車的制動效能，改善制動器的結(jié)構(gòu)使一個重要環(huán)節(jié)。 1.1 本次制動系統(tǒng)設計的意義 在交通運輸

12、中，公路運輸日益成為主要的交通運輸形式。高速公路的快速發(fā) 展使汽車運輸速度加快。但是，在提高車速的同時，汽車應能夠及時地制動，減 速，停車。特別是在人流、車流比較大的道路上行車，安全行駛是最重要的前提 條件。對汽車起制動作用的只能是作用在汽車上且方向與汽車行駛方向相反的外 力，作用在行駛汽車上的滾動阻力，上坡阻力，空氣阻力都能對汽車起制動作 用，但這些外力的大小都是隨機的、不可控制的，因此汽車上必須裝設一系列專 門裝置以便駕駛員能根據(jù)道路和交通情況，利用裝在汽車上的一系列專門裝置， 迫使路面在汽車車輪上施加一定的與汽車行駛方向 相反的外力，對汽車進行一定 程度的強制制動。這種可控制的對汽車進行

13、制動的外力稱為制動力，用于產(chǎn)生制 動力的一系列專門裝置稱為制動系統(tǒng)。 制動系統(tǒng)的作用：使行駛中的汽車按照駕駛員的要求進行強制減速甚至停 車；使已停駛的汽車在各種道路條件下穩(wěn)定駐車；使下坡行駛的汽車速度保持穩(wěn) 定。 制動系直接影響著汽車行駛的安全性和停車的可靠性。 本設計通過合理的結(jié)構(gòu)分析，制動器形式的確定，并進行了科學合理的計算 及結(jié)構(gòu)設計，縮短了制動距離、保證制動系統(tǒng)具有良好的制動效能的熱穩(wěn)定性以 及良好的操縱穩(wěn)定性，對保證制動系統(tǒng)工作可靠具有理論與實際意義。 1.2 本次制動系統(tǒng)應達到的目標 1）具有良好的制動效能； 2）工作可靠； 3）在任何速度下制動時，汽車都不應喪失操縱性和方向穩(wěn)定性

14、； 4）制動能力的熱穩(wěn)定性良好； 5）作用滯后性應盡可能好； 6）摩擦襯片（塊）應有足夠的使用壽命； 7）摩擦副磨損后，應有能消除因磨損而產(chǎn)生間隙的機構(gòu)，且調(diào)整間隙工作容 易，最好設置自動調(diào)整間隙機構(gòu)。 1.3 本次制動系統(tǒng)設計內(nèi)容 1）制動系統(tǒng)參數(shù)計算及制動器結(jié)構(gòu)設計； 2）制動主缸計算與結(jié)構(gòu)設計； 3）制動管路布置設計； 4）制動力分配計算編程。 1.4 汽車制動系統(tǒng)的組成 1）供能裝置包括供給、調(diào)節(jié)制動所需能量 以及改善傳能介質(zhì)狀態(tài)的各種部件。其中產(chǎn)生制動能量的部分稱為制動能源。人 的肌體也可作為制動能源 2）控制裝置包括產(chǎn)生制動動作和控制制動效果的各種部件，如制動踏 板、制動閥等。 3

15、）傳動裝置包括將制動能量傳輸?shù)街苿悠鞯母鱾€部件，如制動主缸和 制動輪缸等 4） 制動器 產(chǎn)生阻礙車 輛的運動或運 動趨勢 的力的 部件 較為完善的制動系統(tǒng)還具有制動力調(diào)節(jié)裝置、報警裝置、壓力保護裝置等附 加裝置。 1.5 制動系統(tǒng)類型 1）按制動系統(tǒng)的功用分類 （1）行車制動系統(tǒng) 使行駛中的汽車減低速度甚至停車的一套專門裝置。 （2）駐車制動系統(tǒng) 使已停駛的汽車駐留原地不動的一套裝置。 （3）第二制動系統(tǒng) 在行車制動系統(tǒng)失效的情況下保證汽車仍能實現(xiàn)減速 或停車的一套裝置。 （4）輔助制動系統(tǒng) 在汽車下長坡時用以穩(wěn)定車速的一套裝置。 2）按制動系統(tǒng)的制動能源分類 （1）人力制動系統(tǒng) 以駕駛員的肌

16、體作為唯一制動能源的制動系統(tǒng)。 （2）動力制動系統(tǒng) 完全依靠發(fā)動機動力轉(zhuǎn)化成的氣壓或液壓進行制動的 制動系統(tǒng)。 （3）伺服制動系統(tǒng) 兼用人力和發(fā)動機動力進行制動的制動系統(tǒng)。 按照制動能量的傳輸方式，制動系統(tǒng)又可分為機械式、液壓式、氣壓式和電 磁式等。同時采用兩種傳能方式的制動系統(tǒng)可稱為組合式制動系統(tǒng)。 1.6 制動系工作原理 一個以內(nèi)圓面為工作表面的金屬制動鼓固定在車輪輪轂上，隨車輪一同旋 轉(zhuǎn)。在固定不動的制動底板上，有兩個支承銷，支承著兩個弧形制動蹄的下端。 制動蹄的外圓面上又裝有一般是非金屬的摩擦片。制動底板上還裝有液壓制動輪 缸，用油管與裝在車架上的液壓制動主缸相連通。主缸中的活塞可由駕

17、駛員通過 制動踏板來操縱。 制動系統(tǒng)不工作時，制動鼓的內(nèi)圓面與制動蹄摩擦片的外圓面之間保持由一 定的間隙，使車輪和制動鼓可以自由轉(zhuǎn)動。制動系統(tǒng)看圖 1-6 要使行駛中的汽車減速，駕駛員應踩下制動踏板，通過推桿和主缸活塞，使 主缸內(nèi)的油液在一定壓力下流入輪缸，并通過兩個輪缸活塞推動兩制動蹄繞支撐 銷轉(zhuǎn)動，上端向兩邊分開而以其摩擦片壓緊在制動鼓的內(nèi)圓面上。這樣，不旋轉(zhuǎn) 的制動蹄就對旋轉(zhuǎn)的制動鼓作用一個摩擦力矩，其方向與車輪行駛方向相反。制 動鼓將該力矩傳到車輪后，由于車 輪與路面間有附著作用，車輪對路面作用一個 向前的圓周力，同時路面也對車輪作用著一個向后的反作用力，即制動力。制動 力由車輪經(jīng)過車

18、橋和懸架傳給車架及車身，迫使整個汽車產(chǎn)生一定的減速度，制 動力越大，則汽車減速度越大。當放開制動踏板時，復位彈簧將制動蹄拉回復 位，摩擦力矩和制動力消失，制動作用即行終止。 1-6制動系統(tǒng)圖 汽車制動系統(tǒng)的設計是一項綜合性、系統(tǒng)性的設計，它涉及到制動系統(tǒng)的整 體設計和零件設計，設計要求中既體現(xiàn)了對整體的要求，又有對各零件各自性能 的要求。 對制動系整體性能，除了上面所說的以外，還有使用性能良好，故障少等要 求。對零部件除了能實現(xiàn)各自功能外，還要求它與其他組裝起來的配合能力，協(xié) 作能力良好，因此，在制動系統(tǒng)設計前，應先提出制動系統(tǒng)綜合設計方案。 2.1汽車制動器形式的選擇宅 m 逐 1 ）制動器

19、按其直接作用對象的不同可分為車輪制動器和中央制動器。前者 的旋轉(zhuǎn)元件固定裝在車輪或半軸上，即制動力矩直接作用在兩側(cè)車輪上。后者的 制動力矩必須經(jīng)過驅(qū)動橋在分配到兩側(cè)車輪上。車輪制動器一般用于行車制動， 也有兼用第二制動和駐車制動的。中央制動器用于駐車制動，其優(yōu)點式制動力矩 須經(jīng)過驅(qū)動軸放大后傳到車輪。因而容易滿足操縱手力小的要求，但在應急制動 時往往造成傳動軸超載?，F(xiàn)在，由于車速高，對應急制動的可靠性要求更嚴格。 在中、高級轎車及總重在15T以下的貨車上，多在后輪制動器上附加手動機械驅(qū) 動機構(gòu)，也不再設置中央制動器。 2）制動器所用張開式裝置的型式可分為液壓輪缸、非平衡式凸輪式、平衡 凸輪式、

20、楔塊式機械張開機構(gòu) 3 ）制動系按制動能量的傳輸方式 制動系統(tǒng)可分為機械式、液壓式、氣壓 式、電磁式等。同時采用兩種以上傳能方式的制動系稱為組合式制動系統(tǒng)。 本 次設計的輕型貨車采用的是液壓式制動系統(tǒng)。 4）一般制動器都是通過其中的固定元件對旋轉(zhuǎn)元件施加制動力矩，使后者 的旋轉(zhuǎn)角速度降低，同時依靠車輪與地面的附著作用，產(chǎn)生路面對車輪的制動力 以使汽車減速。凡利用固定元件與旋轉(zhuǎn)元件工作表面的摩擦而產(chǎn)生制動力矩的制 動器都成為摩擦制動器。目前汽車所用的摩擦制動器就其摩擦副的結(jié)構(gòu)型式可分 為鼓式和盤式帶式三大類。他們的區(qū)別在于前者的摩擦副中的旋轉(zhuǎn)元件為制動 鼓，其圓柱面為工作表面；后者的摩擦副中的旋

21、轉(zhuǎn)元件為圓盤壯制動盤，其端面 為工作表面。帶式之用做中央制動器。 本次設計輕型貨車制動器為雙鼓式液壓輪缸式制動器 2.2 鼓式制動器的優(yōu)點及其分類 鼓式制動器具有自剎作用：由于剎車時令蹄片外張，車輪旋轉(zhuǎn)連帶著外張的 剎車鼓扭曲一個角度，剎車時蹄片外張力 （剎車制動力 ）越大，則情形就越明顯， 因此，一般大型車輛還是使用鼓式剎車，除了成本較低外，大型車與小型車的鼓 剎，差別只有大型車采用氣動輔助，而小型車采用真空輔助來幫助剎車。 鼓式 制動器制造技術要求比較低，因此制造成本要比碟式剎車低。所以本次設計所采 用的制動器為鼓式制動器。 鼓式制動器有內(nèi)張型和外束型兩種。前者的制動鼓以內(nèi)圓為工作表面，應

22、用 廣泛。后者制動鼓的工作表面則是外圓柱面，應用較少。 鼓式制動器按蹄的類型還分為領從蹄式制動器如圖 a,雙領蹄式如圖b,雙 向雙領蹄式如圖c,雙從蹄式如圖d,單向自增力式如圖e,雙向自增力式制動 器如圖 f 。比較各種制動器的效能因數(shù)于摩擦系數(shù)可知：增力式制動器效能最 高、雙領蹄次之、領從蹄又次之、而雙從蹄效能最低。但若就效能因數(shù)穩(wěn)定性而 言,名詞排列正好相反,雙從蹄最好,增力式最差。 雙領蹄式制動器正向效能相當高,但倒車時則變成雙從蹄式,效能大降。很 多中級轎車的前輪制動器采用雙領蹄式,這是由于這類汽車前進制動時前軸的動 軸荷及附著力大于后軸,倒車制動時則相反,正與這種制動器的特點相適應。

23、 雙向雙領蹄式制動器在 前進和倒退制動時效能不變,故廣泛應用于中,輕 型貨車及部分轎車的前后輪。但用作后輪制動器時需另設中央制動器。 雙領蹄式制動器荷雙向雙領蹄式制動器中有兩個輪缸。雙領蹄式制動器兩蹄 片各有其固定支點,并用各具有一個活塞的兩個輪缸張開蹄片。雙向雙領蹄式制 動器，兩蹄片浮動。用各有兩個活塞的輪缸張開雙蹄片。與雙領蹄式制動器比 較，雙向雙領蹄式制動器的特點式制動鼓無論朝哪個方向轉(zhuǎn)動，制動效能都不 變。 增力式制動器的兩蹄片之間相互連接，兩蹄都式領蹄，次領蹄的輪缸張開后 的作用效果很西歐啊或次領蹄的輪缸不存在張開。然而由主領蹄的自行增勢作用 所造成且比主領蹄張開力后大得多的支點反力

24、 F傳到次領蹄的下端，成為次領 蹄的張開力，采用增力式制動器后，及時制動驅(qū)動機構(gòu)中不用伺服裝置，也可以 借很西歐啊的踏板力得到很大的制動力矩。但因其效能大不穩(wěn)定且效能因數(shù)太高 容易發(fā)生制動自饋，故設計時應妥善選擇幾何參數(shù)，把效能因數(shù)限制在一定程 度，且需選用摩擦性能穩(wěn)定的摩擦片。 單向增力時制動器在倒車制動時效能大為降低，之有少數(shù)輕，中型貨車和轎 此外， 雙領蹄式制動器， 由于其結(jié)構(gòu)呈中心對稱， 因而領蹄對鼓作用的合力 恰好相互平行，屬于平衡式制動器。領從蹄與其他型式制動器均不能保證這種平 衡，是非平衡式制動器。非平衡式制動器將對輪轂軸成造成附加徑向載荷而且領 蹄或次領蹄摩擦片表面單位壓力大于

25、從蹄磨損較嚴重，為使襯片壽命均衡可將從 蹄式的襯片包角適當減小。 由于本次設計的是輕型貨車制動器，汽車在制動時軸荷要前移原理前輪的制 動力應大于后輪， 如果后輪制動力大于前輪且先制動于后輪即后輪先抱死時汽車 將出現(xiàn)制動跑偏或側(cè)滑現(xiàn)象，這將極易造成嚴重的交通事故！所以本次設計前輪 選用雙增力式鼓式制動器，后輪選用領從蹄式鼓式制動器。 2.3 盤式制動器的缺點 盤式制動器的缺點： 車用作前輪制動器 1）效能較低。故用于汽車制動時所需制動促動管路壓力較高。一般用于伺 服裝置 2）難以完全防止塵污和銹蝕 3）兼用于駐車制動時，需要加裝的駐車制動傳動裝置較鼓式制動器復雜。 盤式制動器又稱為碟式制動器，這

26、種制動器兼作駐車制動器時，所需附加的 手驅(qū)動機構(gòu)比較復雜 ,摩擦片的耗損量較大，成本貴，襯塊工作面小，磨損快， 使用壽命短，需要用高材質(zhì)的襯塊，需要的制動液壓高，必須要有助力裝置的車 輛才能使用，所以只能適用于轎車和一些微型車上，不適合用于貨車上，因此我 們選用鼓式制動器。 2.4 制動驅(qū)動機構(gòu)的結(jié)構(gòu)形式 制動驅(qū)動機構(gòu)用于將駕駛員或其它力源的力傳給制動器，使之產(chǎn)生需要的制 動轉(zhuǎn)矩。 制動系統(tǒng)工作的可靠性在很大程度上取決于制動驅(qū)動機構(gòu)的結(jié)構(gòu)和性能。所 以首先保證制動驅(qū)動機構(gòu)工作可靠性；其次是制動力的產(chǎn)生和撤除都應盡可能 快，充分發(fā)揮汽車的制動性能；再次是制動驅(qū)動機構(gòu)操縱輕便省力；最后是加在 踏板

27、上的力和踩下踏板的距離應該與制動器中產(chǎn)生的制動力矩有一定的比例關 系。保證汽車在最理想的情況下產(chǎn)生制動力矩。 根據(jù)制動力源的不同， 制動驅(qū)動機構(gòu)一般可以分為簡單制動、 動力制動和伺 服制動三大類。 2.4.1 2.4.1 簡單制動系 簡單制動系即人力制動系，是單靠駕駛員作用于制動踏板上或手柄上的力作 為制動力源，而力的傳遞方式又有機械式和液壓式兩種。 機械式的靠桿系或鋼絲繩傳力，結(jié)構(gòu)簡單，造價低廉，工作可靠，但機械效 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。因為這種方式結(jié)構(gòu)簡單、經(jīng)濟 性好，工作可靠等優(yōu)點廣泛地應用于中

28、，小型汽車的駐車制動器中。 液壓制動用于行車制動裝置。制動的優(yōu)點是作用滯后時間短 （0.1s0.39 , 工作壓力大（可達10MPa12MPa），缸徑尺寸小，可以安裝在制動器內(nèi)部作為 制動蹄的張開機構(gòu)或制動塊的壓緊機構(gòu)，而不需要制動臂等傳動件。這樣就減少 了非黃載質(zhì)量。液壓制動也有器缺點。主要是過度受熱后會有一部分制動液液 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，液壓制動廣泛應用在轎車，輕型貨車及一部分中型貨車上。 2.4.2 2.4.2 動力制動系 動力制動即利用發(fā)動機的動力轉(zhuǎn)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

29、手柄上的力僅用于回路中的控制元 件的操縱。從而可式踏板力較小，同時又又適當?shù)奶ぐ逍谐獭?（1） 氣壓制動系 氣壓制動系是動力制動系最常見的型式， 由于可獲得較大的制動驅(qū)動力，且 主車與被拖的掛車以及汽車列車之間制動驅(qū)動系統(tǒng)的連接裝置結(jié)構(gòu)簡單、 連接和 斷開均很方便，因此被廣泛用于總質(zhì)量為 8t以上尤其是15t以上的載貨汽車、越 野汽車和客車上。但氣壓制 動系必須采用空氣壓縮機、儲氣筒、制動閥等裝置， 使其結(jié)構(gòu)復雜、笨重、輪廓尺寸大、造價高；管路中氣壓的產(chǎn)生和撤除均較慢， 作用滯后時間較長（0.3s0.9s），因此，當制動閥到制動氣室和儲氣筒的距離較 遠時，有必要加設氣動的第二級控制元件繼動閥

30、（即加速閥）以及快放閥；管 路工作壓力較低（一般為0.5MPa0.7MPa），因而制動氣室的直徑大，只能置于 制動器之外，再通過桿件及凸輪或楔塊驅(qū)動制動蹄，使非簧載質(zhì)量增大；另外， 制動氣室排氣時也有較大噪聲。 （2） 氣頂液式制動系 氣頂液式制動系是動力制動系的另一種型式，即利用氣壓系統(tǒng)作為普通的液 壓制動系統(tǒng)主缸的驅(qū)動力源的一種制動驅(qū)動機構(gòu)。它兼有液壓制動和氣壓制動的 主要優(yōu)點。由于其氣壓系統(tǒng)的管路短，故作用滯后時間也較短。顯然，其結(jié)構(gòu)復 雜、質(zhì)量大、造價高，故主要用于重型汽車上，一部分總質(zhì)量為 9t11t 的中型 汽車上也有所采用。 （3） 全液壓動力制動系 全液壓動力制動系除了具有一般

31、液壓制動系統(tǒng)的優(yōu)點外，還具有操縱輕便、 制動反應快、制動能力強、受氣阻影響較小、易于采用制動力調(diào)節(jié)裝置和防滑移 裝置，及可與動力轉(zhuǎn)向、液壓懸架、舉升機構(gòu)及其他輔助設備共用液壓泵和儲油 罐等優(yōu)點。但其結(jié)構(gòu)復雜、精密件多，對系統(tǒng)的密封性要求也較高，并未得到廣 泛應用，目前僅用于某些高級轎車、大型客車以及極少數(shù)的重型礦用自卸汽車 243243 伺服制動系 伺服制動系是在人力液壓制動系中增加由其他能源提供的助力裝置，使人力 與動力并用。在正常情況下，其輸出工作壓力主要由動力伺服系統(tǒng)產(chǎn)生，而在伺 服系統(tǒng)失效時，仍可全由人力驅(qū)動液壓系統(tǒng)產(chǎn)生一定程度的制動力。因此，在中 級以上的轎車及輕、中型客、貨車上得到

32、了廣泛的應用。 按伺服系統(tǒng)能源的不同，又有真空伺服制動系、氣壓伺服制動系和液壓伺服 制動系之分。其伺服能源分別為真空能（負氣壓能）、氣壓能和液壓能。 綜上所述，經(jīng)過比較與分析，本次設計輕型貨車采用液壓傳動。 2.5 制動管路的形式選擇 為了提高制動驅(qū)動機構(gòu)的工作可靠性，保證行車安全，制動管路一般都采用 分立系統(tǒng)，即全車的所有行車制動器的液壓或氣壓管路分屬于兩個或更多的相互 隔絕的回路。這樣，即使其中一個回路失效后，另一個回路仍然可以起作用。一 般多設計成雙回路。 下圖為雙軸汽車的液壓式制動驅(qū)動機構(gòu)的雙回路系統(tǒng)的 5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

33、況和回路 系統(tǒng)的復雜程度等。 （a） （b） （c） （d） （e） 圖22雙軸汽車液壓雙回路系統(tǒng)的 5種分路方案圖 1雙腔制動主缸 2雙回路系統(tǒng)的一個回路 3雙回路系統(tǒng)的另一分路 圖22 （ a）為一軸對一軸II型，前軸制動器與后橋制動器各用一各回 路。其特點是管路布置最為簡單，可與傳統(tǒng)的單輪缸鼓式制動器相配合使用，成 本較低，目前在各類汽車特別使商用車上用的最廣泛。對于這種形式，若后輪制 動回路失效，則一旦前輪抱死即極易喪失轉(zhuǎn)彎制動能力。對于采用前輪驅(qū)動因而 前輪制動強于后輪的乘用車，當前制動回路失效而單用后橋制動時，制動力將嚴 重不足，并且，若后橋負荷小于前軸負荷，則踏板力過大時易使后橋

34、車輪抱死而 汽車側(cè)滑。 圖 2 2（ b） X 型的結(jié)構(gòu)也很簡單，直行制動時任一回路失效，剩余的總制 動力都能保持正常值的 50%，但是，一旦某一管路破損造成制動力不對稱，此時 前輪超制動力大的一邊繞主銷轉(zhuǎn)動，使汽車喪失穩(wěn)定性。因此這種方案適用于主 銷偏移距為（達20mm）的汽車上，這時，不平衡的制動力使車輪反向轉(zhuǎn)動，改 善了汽車穩(wěn)定性。 圖23（ c） 一軸版對半軸 HI型。兩側(cè)前制動器的半數(shù)輪缸和全部后輪制 動器輪缸屬一個回路，其余的前輪缸屬另一回路。 圖24（ d）半軸一輪對半軸一輪 LL型。兩個回路分別對兩側(cè)前輪制動器 的半數(shù)輪缸和一個后輪制動器器作用。 圖25（ e）雙半軸對雙半軸

35、HH型。每個回路均只對每個前、后制動器的 半數(shù)輪缸器作用。這種形式的雙回路制動效能最好。 HI，LL, HH型的結(jié)構(gòu)均比較復雜。LL型與HH型在任一回路失效時，前、后 制動力的比值均與正常情況下相同，剩余的總制動力可達到正常值的 50%左右 HI型單用一軸半回路時剩余制動力較大，但此時與 LL型一樣，緊急制動情況下 后輪極易先抱死。 綜合各個方面的因素和比較各回路形式的優(yōu)缺點。本次設計選擇了為一軸對 一軸 II 型 2.6 液壓制動主缸方案的設計 為了提高汽車的行駛安全性，現(xiàn)代汽車的行車制動裝置均采用雙回路制動系 統(tǒng)。雙回路制動系統(tǒng)的制動主缸為串列雙腔制動主缸，因此用與單回路制動系的 單腔制動

36、主缸已被淘汰。制動主缸由灰鑄鐵制造，也可以采用低碳鋼冷擠成形； 活塞可用灰鑄鐵，鋁合金或中碳鋼制造。 主缸的作用是將駕駛員踩到制動踏板上的壓力傳遞到四個車輪的制動器以使 汽車停車。 主缸將駕駛員在踏板上的機械壓力轉(zhuǎn)變?yōu)橐簤毫?，在車輪制動器處?壓力轉(zhuǎn)（變?yōu)闄C械力。主缸 利用液體不可壓縮原理，將駕駛員的踏板運動傳送 到車輪制動器。主缸由儲液罐和主缸體構(gòu)成。儲液罐提供主缸工作的制動液?，F(xiàn) 在的所有儲液罐都是分體設計，即兩個獨立的活塞有兩個獨立的儲液區(qū)域。分體 設計分別為前輪和后輪，或一個前輪一個后輪的液壓系統(tǒng)供液，以防一個液壓系 統(tǒng)失效影響另一個液壓系統(tǒng)。本次設計采用的制動主缸為串列雙腔制動主缸。

37、 如圖所示，該主缸相當于兩個單腔制動主缸串聯(lián)在一起而構(gòu)成。儲蓄罐中的 油經(jīng)每一腔的進油螺栓和各自旁通孔、補償孔流入主缸的前、后腔。在主缸前、 后工作腔內(nèi)產(chǎn)生的油壓，分別經(jīng)各自得出油閥和各自的管路傳到前、后制動器的 輪缸。 主缸不制動時，前、后兩工作腔內(nèi)的活塞頭部與皮碗正好位于前、后腔內(nèi)各 自得旁通孔和補償孔之間。 當踩下制動踏板時，踏板傳動機構(gòu)通過制動推桿 15推動后腔活塞12前移, 到皮碗掩蓋住旁通孔后，此腔油壓升高。在液壓和后腔彈簧力的作用下，推動前 腔活塞7前移，前腔壓力也隨之升高。當繼續(xù)踩下制動踏板時，前、后腔的液壓 繼續(xù)提高，使前、后制動器制動。 時，/只有后腔中能建 07迅速前移到

38、活塞 F高到制動所需的值。若與后 腔連接的制動管路損壞漏油時，則踩下制動踏板時，起先只有后缸活塞 12前 移，而不能推動前缸活塞皿7,因后 補 時，串聯(lián)雙腔制動主缸的另一腔仍能工作，只是所需踏板行程加大，導致汽車制 動距離增長，制動力減小。大大提高了工作的可靠性。 第 3 章 制動系統(tǒng)主要參數(shù)的確定 3.1 輕型貨車主要技術參數(shù) 設計參數(shù): 整車質(zhì)量：滿載：5200kg，空載：2200kg 質(zhì)心位置：a=2.0m b=1.6m，重心高度： hg=0.74m（空載）hg=0.82m （滿 載） 軸距：L=3.6m 口腔活塞直接 g 績 T 勰工作腔城能建立液壓。旦在后 活塞前移，使前缸工作腔建立

39、必要的液壓而制動 1-主亂報常 頂觸前缸活塞 由此可見，采用這種主缸的雙回路液壓制動系，當制動系統(tǒng)中任一回路失效 制動 。此后, 腔活塞和輪缸活塞在各自的回位 回油閥流回主缸，于是解除 輪距:B=1.50m 輪胎規(guī)格：7.016 3.2 同步附著系數(shù)的o的確定 轎車制動制動力分配系數(shù)采用恒定值得設計方法。 欲使汽車制動時的總制動力和減速度達到最大值，應使前、后輪有可能被制 動同步抱死滑移，這時各軸理想制動力關系為 F.1+F.2=G F J （L2- G）/（ Li- hg） 式中：F：前軸車輪的制動器制動力 F上：后軸車輪的制動器制動力 G:汽車重力 Li：汽車質(zhì)心至前軸中心線的距離 L2：

40、汽車質(zhì)心至后軸中心線的距離 hg：汽車質(zhì)心高度 由上式可知，前后輪同時抱死時前、后輪制動器制動力是 的函數(shù)，如果汽 車前后輪制動器制動力能按I曲線的要求匹配，則能保證汽車在不同的附著系數(shù) 的路面制動時，前后輪同時抱死。 然而，目前大多數(shù)汽車的前后制動器制動力之比為定值。常用前制動器制動 力與汽車總制動力之比來表明分配的比例，稱為制動器制動力分配系數(shù)，并以符 號一：來表示，即 = F/ F .2 當汽車在不同值的路面上制動時，可能有以下 3種情況。 1） 當 0時，線在I線下方，制動時總是前輪先抱死。這是一種穩(wěn)定 工況，但在制動時汽車有可能喪失轉(zhuǎn)向能力，附著條件沒有充分利用。 2） 當 時，線在

41、I線上方，制動時總是后輪先抱死，因而容易發(fā)生 后軸側(cè)滑使汽車失去方向穩(wěn)定性。 3） 當=0時，前、后輪同時抱死，是一種穩(wěn)定的工況，但也失去轉(zhuǎn)向能 力。 前、后制動器的制動器制動力分配系數(shù)影響到汽車制動時方向穩(wěn)定性和附著 條件利用程度。要確定1值首先要選取同步附著系數(shù)0。 根據(jù)汽車知識手冊查表得一般貨車取 ;：0 =0.65-0.7本次輕型貨車設計取取 0=0.7 3.3 前、后輪制動力分配系數(shù) 1 的確定 根據(jù)公式：制動力分配系數(shù)二（b+0 hg） /L 得： 亠（1600+0.7 820） /3600=0.6 式中;：0 :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

42、車質(zhì)心高度 3.4 鼓式制動器主要參數(shù)的確定 1） 制動鼓直徑D 轎車 D/Dr=0.640.74 貨車 D/Dr=0.700.83 這里選 D/Dr=0.8 Dr=16 ：25.4=406.4mm D=0.8406.4=325.12mm 所以，前后輪制動鼓直徑D=330mm 2） 摩擦襯片寬度b和包角B 制動鼓半徑 R確定后，摩擦襯片的寬度 b和包角9便決定了襯片的摩擦面積 Ap, Ap越大則制動時所受單位面積的正壓力和能量負荷越小，從而磨損特性越 好Ap隨汽車總重而增加，給定的輕型總重量 Ga=520（X 9.8/1000=50.96KN查汽 車設計書得 Ap=15025Qcm2） 所以選

43、取Ap=22GCm2 由Ap=RbO得 b=85mm 摩擦襯片起始角 o 0 0 o 0 = 90 - =90 -45 =45 2 3）制動器中心到張開力P作用線的距離e 在保證輪缸或制動凸輪能夠布置于制動鼓內(nèi)的條件下，應使距離 e盡可能大，以 提高制動效能。e=0.8R=130.048mm 4）制動蹄支承點位置坐標a和c a 取 0.8 R=130.048mm c=30mm 5）整車制動性能 同步附著系數(shù)%按公式計算e =(L - -b)/hg L-軸距 Hg重心高 二-制動分配系數(shù) =(b+ hg) /L 得： 亠(1600+0.7 820) /3600=0.6 =(3600 0.6-16

44、00)/820=0.68 6) 制動器的溫升計算 制動時，由于制動鼓和摩擦片之間作用，產(chǎn)生了大量的熱。在緊急制動時，因時 間短，熱量來不及散到大氣中去，幾乎全被制動鼓所吸收使之溫度升高。 實踐表明，從速度Va=30km/h緊急制動到完全停車制動鼓的溫升不應超過 15 其溫升按下式計算： 2 t=G av a / (ncg 108458 4.19) =6.6C %時，相應的極限制動強度 qv，故所需的后 軸和前軸的最大制動力矩為 M 1 = G L (b+hg) re 1 - 1 M 2 = M 1 輪胎規(guī)格：7.0-16 re=203.2mm re =52000/3.6 (1.6+0.7 X)

45、.82)區(qū)7 0.2088=4589.7Nm 一個前輪的制動力矩 M 1 /2= 2294.85Nm 后軸制動力矩M /M1=( 1-0.604 ) /0.604 X4589.7=3009.2Nm 一個后輪的制動力矩M2/2=1504.6 Nm 3.6 制動器制動因數(shù)計算 在評價不同結(jié)構(gòu)型式的制動器效能時，常用一種無因數(shù)指標，稱為制動器效 能因數(shù)。也就是在制動鼓或制動盤的作用半徑上所得到的摩擦力與輸入力之比 1.1.后輪領從蹄效能因數(shù)： G M1= (b+ hg) 1)1) 領蹄的效能因數(shù) Kt 1= /(k cos，/ os sin -1) =1.6/(0.8 cOS2.53 /1.1cos

46、5.83 sin16.7 -1)=1.03 制動蹄支承點位置坐標 a=130.048mm =h/R=(a+e)/R=(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 摩擦襯片包角二=90 r=|/R=178.91/162.56=1.10 10=(4sinr/2)/(r +sinr)R=178.91mm 摩擦片摩擦系數(shù) J=0.30.5取0.3 =arctan=arctan0.3=16.7 9 0=90 9 /2=90 90 /2=45 sin - 0 i =arctan tan：二 5.83 si

47、n v 2)2) 從蹄的效能因數(shù) ，-+ =16.7 -5.83 +20 =30.87 Kt2= /(kcos / ：?cos - sin 1)=1.6/(0.8 cos30.87 /1.1 cos5.83 sin16.7+1) =0.5 后輪總的效能因數(shù) Kt= Kt 1 +Kt2 =1.03+0.5=1.53 2 2前輪雙向自增力效能因數(shù)： 摩擦襯片包角9 1 =102 9 2 =123 摩擦襯片起始角9 01=48 9 02 =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

48、襯片包角-=90 摩擦片摩擦系數(shù)J=0.30.5取0.3 =arctan 二=arctanO.3=16.7 9 0=90 9 /2=90 90 /2=45 =./2+ -9 01- 92=7.7 Kt,= /（ /ecos - sin 一 1）=0.92 次領蹄制動效能因數(shù) Kt 2 = p/（kcos /ecos : sin一 1） =2.5 雙增力總的效能因數(shù) Kt= Kt 1 +Kt2=3.42 3.7 鼓式制動器零部件的結(jié)構(gòu)設計 1） 摩擦襯片 摩擦襯片選擇應滿足以下條件：具有穩(wěn)定的摩擦因數(shù)，有良好的耐磨性。要盡可 能小的壓縮率和膨脹率。制動時不易產(chǎn)生噪音，對環(huán)境無污染。應采用對人體無

49、 害的摩擦材料。有較高的耐擠壓強度和沖擊強度，和抗剪切能力。摩擦襯塊的熱 導率應控制在一定范圍內(nèi)。 2） 制動底板 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，制動底版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 本次設計選用具有凹凸起伏形狀的鋼板沖壓成型的制動底板。 3） 摩擦材料 對汽車的摩擦材料有如下要求： （1） 具有高而穩(wěn)定的摩擦系數(shù)，熱衰退應該較為緩和，不能在溫升到某一值 后，摩擦系數(shù)驟然下降。 （2） 耐磨性好 （3） 吸水性和吸油率低 （4） 有較高的耐擠壓強度和沖壓強度 （5） 制動時不發(fā)生噪聲和臭氣 （6） 盡量采用減少污染和對

50、人體無害的摩擦材料 摩擦材料目前廣泛采用的是模壓材料，模壓材料是將石棉纖維與樹膠粘結(jié) 劑，由無機粉粒及橡膠聚合樹脂等配成的用以調(diào)態(tài)摩擦性能的填充劑，以及主要 成分為石墨的噪聲消除劑等混合后，在高溫下保持較高的機械強度。 另一種為編織材料。其沖擊強度比模壓材料高 45倍。但耐磨性差。只適用 于輕、中型汽車的鼓式和帶式制動器。特別是帶式中央制動器。 各種摩擦材料的磨損系數(shù)的穩(wěn)定性為 0.30.5。計算制動器制動力矩時，一 般取值0.3 調(diào)整摩擦性能的填充劑與噪聲消除劑等混合后，在高溫下模壓成型的。模壓 材料的撓性較差故應安襯片或襯塊規(guī)格模壓，其優(yōu)點是可以選用各種不同的聚合 樹脂配料，使襯片或襯塊具

51、有不同的摩擦性能和其它性能。 基于石棉纖維它的優(yōu)點，本次設計摩擦材料選用無石棉材料。 4）制動蹄 轎車和微型車，輕型載貨汽車的制動蹄廣泛采用 T 形鋼輾壓或鋼板沖壓焊接制 成。制動蹄腹板和翼緣的厚度分別選用了 6mm襯片的厚度選用了 6mm 制動蹄和摩擦片可以鉚接， 也可以粘接。 粘接的優(yōu)點在于襯片更換前允許磨 損的厚度較大，其缺點在于工藝較復雜，且不易更換襯片。鉚接的噪聲較小。本 次設計采用鉚接的。 4）制動鼓 制動鼓在工作載荷下將變形，使蹄鼓間單位壓力不均勻，且?guī)砹松僭S踏板行程 損失，鼓變形后的不圓柱度過大容易引起制動時的自鎖或引起踏板振動。為提高 制動鼓的剛度，沿鼓口外圓邊鑄有周向肋條

52、，也有鑄成若干軸向肋條的。加肋條 還可以提高散熱性能。制動鼓的內(nèi)工作面應在制動鼓與輪輞裝配后進行加工，可 以保證兩軸線重合。并應在兩者裝配條件下進行動平衡。需用不平衡度為 0.300.40N.m制動鼓壁厚，轎車為72mm中型以上貨車為1318mm壁厚取大 些有利于增 加熱容量。 制動鼓應具有高的剛性和較大的熱容量，制動時其溫升不應超過極限值。制 動鼓的材料與摩擦襯片的材料相匹配，應能保證具有高的摩擦系數(shù)并使工作表面 磨損均勻中噸位和重型貨車以及大型客車的制動鼓材料多用灰鑄鐵，一方面由于 鑄鐵耐磨，易于加工，另一方面單位體積的熱容量大。另外，也有用合金鑄鐵 的。不少輕型貨車和轎車的制動鼓是組合式

53、的。其圓柱部分用鑄鐵鑄造，腹板用 鋼板沖壓成型。這樣可以減少制動鼓質(zhì)量。故本次設計選用由鋼板沖壓成型的輻 板與鑄鐵鼓筒部分鑄成一體的組合式制動鼓。 6）制動器間隙調(diào)節(jié)裝置 為了保證制動鼓在不轉(zhuǎn)動時能自由轉(zhuǎn)動，制動鼓與制動蹄襯片必須保留一定的間 隙，但是又不能過大。因為這樣將使制動踏板行程過大，以致駕駛員操縱不便， 同時也會推遲制動器起作用的時刻。一般合適的間隙范圍在 0.250.5mm之間； 采用間隙自動調(diào)節(jié)裝置時，制動器安裝到車上以后，不需要人工精細調(diào)整，只需 進行一次完全制動即自動調(diào)準到合適范圍，并在行車過程中能隨時補償過量間 隙。 （ 1 ） 手 動 調(diào) 整 裝 置 轉(zhuǎn) 動 調(diào) 整 凸

54、輪 和 帶 偏 心 軸 頸 的 支 承 銷 凸輪固定在制動底板上，支承銷固定在制動蹄上，沿某一方向轉(zhuǎn)動調(diào)整凸輪 時，通過支承銷將制動蹄向外頂，制動器間隙將減小。 轉(zhuǎn) 動 調(diào) 整 螺 母 有些制動器輪缸兩端的端蓋制成調(diào)整螺母，用一字螺絲刀撥動調(diào)整螺母的齒 槽，使螺母轉(zhuǎn)動，帶螺桿的可調(diào)支座便向內(nèi)或向外作軸向移動，使制動蹄上端靠 近或遠離制動鼓，制動間隙減小或增大。間隙調(diào)整好以后，用鎖片插入調(diào)整螺母 的齒槽中，固定螺母位置。 調(diào)整可調(diào)頂桿長度 可調(diào)頂桿由頂桿體、調(diào)整螺釘和頂桿套組成。頂桿套一端具有帶齒的凸緣， 套內(nèi)制有螺紋，調(diào)整螺釘借螺紋旋入頂桿套內(nèi)。撥動頂桿套帶齒的凸緣，可使調(diào) 整螺釘沿軸向移動，

55、從而改變了可調(diào)頂桿的總長度，調(diào)整了制動器間隙。 （2）自動調(diào)整裝置 現(xiàn)在很多汽車的制動器都裝有制動器間隙自動調(diào)整裝置，它可以保證制動器 間隙始終處于最佳狀態(tài)，不必經(jīng)常人工檢查和調(diào)整。 摩擦限位式間隙自調(diào)裝置 用以限定不制動時制動蹄內(nèi)極限位置的限位摩擦環(huán)裝在輪缸活塞內(nèi)，限位摩 擦環(huán)是一個有切口的彈性金屬環(huán)，壓裝入輪缸后與缸壁之間的摩擦力可達 400 550N。如果制動器間隙過大，活塞向外移動靠在限位環(huán)上仍不能正常制動，活 塞將在油壓作用下克服制動環(huán)與缸壁間的摩擦力繼續(xù)向外移動，摩擦環(huán)也被帶動 外移，解除制動時，制動器復位彈簧不可能帶動摩擦環(huán)回位，也即活塞的回位受 到限制，制動器間隙減小。 制動器

56、的過量間隙一部分由于襯片或襯塊磨損所致，另一部分是由于制動器 元件變形所致。本次設計過程中，對后制動器采取了手動調(diào)節(jié)裝置。這樣裝置從 結(jié)構(gòu)上分析較簡單，并且加工工藝簡單。前制動器采用自動調(diào)節(jié)。 7）制動液 制動液應能保證液壓系統(tǒng)工作的可靠性。對于它有以下幾點要求： （ 1）高溫下不易汽化，否則將在管路中產(chǎn)生汽阻現(xiàn)象，使制動系失效。 （2） 低溫下有良好的流動性。 （3） 對液壓系統(tǒng)起良好的潤滑作用。 （4） 不會使之與經(jīng)常接觸的金屬件腐蝕，橡膠發(fā)生膨脹，變硬或損壞。 （5） 吸水性差而溶水性良好，因而選用了國內(nèi)常用的 50%作用的溶劑（丁醇， 酒精和甘油等）配成。 8）制動主缸 制動主缸有的與

57、貯液室鑄成一體，也有二者分制而裝合在一起或用油管連接的。 我所設計的輕型貨車采用了后者。由于制動管路的布置采用了雙回路液壓制動管 路，因而制動主缸采用了串聯(lián)雙腔式制動主缸 9）制動輪缸 制動輪缸有雙活塞式和單活塞式兩種。由于前輪制動器采用了雙向自增力式，因 此輪缸采用雙活塞式，后輪為領從蹄式所以也采用單活塞式制動輪缸。 第 4 章液壓制動驅(qū)動機構(gòu)的設計計算 4.1 制動輪缸直徑 d 的確定 后輪鼓式制動器制動輪缸直徑： 制動力矩 M2=Kt二/4 d2P0R M =2M 2 =3009.2Nm d=26.4mm 取 28 一個輪缸工作容積 Vi=：/4 ； d2、j=:/4 282 2 2=2

58、461.76mm d- 一個輪缸活塞的直徑 n-輪缸中活塞的數(shù)目 i - 一個輪缸活塞在完全制動時的行程，對鼓式制動器可取 2mm 后軸上所有輪缸工作容積 V= ；Vi =2 2461.76=4923.52mnf 前輪鼓式制動器制動輪缸直徑： 制動力矩 M=Kt 二/4 d2P0R M1=2M 1=4589.7Nm d=21.86mm 取 25 一個輪缸工作容積 Vi=二/4 nVi d2、i =二/4 252 2 2=1962.5mni 1 d- 一個輪缸活塞的直徑 n-輪缸中活塞的數(shù)目 i - 一個輪缸活塞在完全制動時的行程，對鼓式制動器可取 2mm 后軸上所有輪缸工作容積 V、；Vi =

59、2 1962.5=3925mn2 4.2 制動主缸直徑 d0的計算 考慮到制動軟管容積變形，則制動主缸應有的工作容積為 V。=1.3V V0 =1.3VV0=1.3 8848.52=11503.076mm2 V0 =：/4d20S0 二/4 d3 0=11503.076d0=24.5mm d0 取 28 So=(O.81.2) d 取 S0=d 4.3 制動踏板力FP 根據(jù)公式：Fp do p丄丄 4 iP n 式中：d。制動主缸活塞直徑; P制動管路的液壓，p=8MPa12MPa。取p=10MPa 制動踏板機構(gòu)傳動比；取ip=6; 制動踏板機構(gòu)及制動主缸的機械效率，可取 =0.850.95。

60、 根據(jù)上式得： 兀 2 1 1 兀 2 Fp d2p =Fp 24.5 2 10 1/0.85 1/4=924.4N(500-700)N 4 ip 4 安裝助力裝置 4.4 制動踏板工作行程 Sp Sp p(s0、01 02) 式中：-01- 主缸推桿與活塞的間隙，一般取 1.52mm；取1.5mm。 -a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(jīng)過的行程；取 1.5mm 根據(jù)上式得：Sp=6(24.5+1.5+1.5)= 165mmv( 150-200) mm 符合設計要求。 第 5 章制動性能分析 任何一套制動裝置都是由制動器和制動驅(qū)動機構(gòu)兩部分組成