eq1041汽車制動系統(tǒng)的設計畢業(yè)設計

1、<p><b>　　摘 要</b></p><p>　　從汽車誕生時起，車輛制動系統(tǒng)在車輛的安全方面就起著決定性作用。汽車的制動系統(tǒng)種類很多，傳統(tǒng)的制動系統(tǒng)結構型式主要有機械式、氣動式、液壓式、氣液混合式。液壓制動技術是如今最成熟、最經(jīng)濟的制動技術，并應用在當前絕大多數(shù)乘用車上。</p><p>　　目前，汽車所用制動器幾乎都是摩擦式的，可分為鼓式和盤

2、式兩大類。盤式制動器的主要優(yōu)點是在高速剎車時能迅速制動，散熱效果優(yōu)于鼓式剎車,制動效能的恒定性好,便于安裝像ABS那樣的高級電子設備。鼓式制動器的主要優(yōu)點是剎車蹄片磨損較少,成本較低,便于維修、由于鼓式制動器的絕對制動力遠遠高于盤式制動器,所以普遍用于后輪驅(qū)動的卡車上，但由于為了提高其制動效能而必須加制動增力系統(tǒng)，使其造價較高，故輕型車一般還是使用前盤后鼓式。</p><p>　　本設計為前軸制動器采用浮動鉗盤式

3、制動器，后軸制動器為領從蹄式鼓式制動器。制動驅(qū)動形式為液壓驅(qū)動形式，前后式（Ⅱ式）雙回路制動控制系統(tǒng)。</p><p>　　關鍵詞：汽車；制動系統(tǒng)；制動器；設計；真空液壓</p><p><b>　　ABSTRACT</b></p><p>　　Born from the car, the vehicle braking system on t

4、he vehicle's security plays a decisive role. The vehicle brake system have many types. The traditional type of braking system structure mainly mechanical, pneumatic, hydraulic, gas-liquid hybrid. Now hydraulic brake

5、 technology is the most mature and most economical technology, and applied to the most cars on present. </p><p>　　Currently, almost cars are used in friction brakes that is the drum and the d

6、isc. The main advantage of disc brakes is at high speed braking rapidly, resist heat is better than drum brakes, brake performance constant, easy to install as advanced electronic devices like ABS.The main advantage of d

7、rum brakes, brake shoe wear small, low cost, easy maintenance, because the absolute braking power of drum brakes is far higher than disc brakes ,so drum brakes are widely used for rear-wheel drive truck,</p><p

8、>　　The design for the front axle floating brake caliper disc brakes, rear brake for the leading shoe drum brakes from. Drive in the form of brake hydraulic drive form, before and after the type (Ⅱ type) dual circuit b

9、rake control system.</p><p>　　Key words：Brake；Parking Brake；Drum Brake；Disc Brakes；Hydraulic Drive</p><p><b>　　目 錄</b></p><p><b>　　摘要Ⅰ</b></p><

10、;p>　　AbstractⅡ</p><p><b>　　第1章 緒論1</b></p><p>　　1.1 課題背景及目的1</p><p>　　1.2 國內(nèi)外研究現(xiàn)狀1</p><p>　　1.3 課題研究方法2</p><p>　　1.4 本設計應解決的難點2</p&

11、gt;<p>　　第2章 總體設計方案3</p><p>　　2.1 制動能源的選擇4</p><p>　　2.2 駐車制動系5</p><p>　　2.3 行車制動系5</p><p>　　2.4 制動管路的布置及原理5</p><p>　　2.4.1 制動管路的布置示意圖5</p&g

12、t;<p>　　2.4.2 制動原理和工作過程6</p><p>　　2.5 制動器的結構方案分析7</p><p>　　2.6 本章小結..................................................8</p><p>　　第3章 制動系主要參數(shù)確定9</p><p><b&g

13、t;　　3.1基本參數(shù)9</b></p><p>　　3.2同步附著系數(shù)的確定9</p><p>　　3.3 制動器最大制動力矩確定11</p><p>　　3.4鼓式制動器的主要參數(shù)選擇12</p><p>　　3.4.1 制動鼓直徑D12</p><p>　　3.4.2 摩擦襯片寬度b和包角β

14、12</p><p>　　3.4.3 制動器中心到張開力P作用線和距離e13</p><p>　　3.4.4動蹄支銷中心的坐標位置是k 與 c13</p><p>　　3.4.5摩擦片摩擦系數(shù)14</p><p>　　3.5盤式制動器的主要參數(shù)選擇14</p><p>　　3.5.1制動盤直徑D14<

15、/p><p>　　3.5.2制動盤厚度h14</p><p>　　3.5.3摩擦襯塊外半徑R2和內(nèi)半徑R114</p><p>　　3.5.4摩擦塊工作面積A15</p><p>　　3.6本章小結...............................................15</p><p>　　

16、第4章 制動器的設計與計算16</p><p>　　4.1制動器摩擦面的壓力分布規(guī)律16</p><p>　　4.2 單個制動器制動力矩計算16</p><p>　　4.2.1 鼓式制動器制動力矩計算16</p><p>　　4.2.2 盤式制動器制動力矩計算19</p><p>　　4.3駐車制動的制動力矩

17、計算19</p><p>　　4.4 制動襯片的耐磨性計算20</p><p>　　4.5制動距離的計算22</p><p>　　4.6本章小結...................................................24</p><p>　　第5章 液壓制動驅(qū)動機構的設計計算25</p>&

18、lt;p>　　5.1 制動驅(qū)動機構的形式25</p><p>　　5.2 分路系統(tǒng)25</p><p>　　5.3 液壓制動驅(qū)動機構的設計計算26</p><p>　　5.3.1 制動輪缸直徑d的確定26</p><p>　　5.3.2 制動主缸直徑d0的確定27</p><p>　　5.3.3 制動踏

19、板力FP27</p><p>　　5.3.4 制動踏板工作行程SP28</p><p>　　5.3.5 制動主缸29</p><p>　　5.3.6制動力分配調(diào)節(jié)裝置的選取29</p><p>　　5.4 真空助力器的設計計算30</p><p>　　5.5 制動器的主要結構元件31</p>

20、<p>　　5.5.1 制動鼓31</p><p>　　5.5.2 制動蹄31</p><p>　　5.5.3 摩擦襯（片）塊32</p><p>　　5.5.4 制動底板32</p><p>　　5.5.5 支承32</p><p>　　5.5.6 制動輪缸32</p><p

21、>　　5.5.7 制動盤33</p><p>　　5.5.8 制動鉗33</p><p>　　5.5.9 制動塊33</p><p>　　5.6 自動間隙調(diào)整機構33</p><p>　　5.7 本章小結.................................................34</p>

22、<p><b>　　結論35</b></p><p><b>　　參考文獻36</b></p><p><b>　　致謝37</b></p><p><b>　　附錄138</b></p><p><b>　　附錄240<

23、;/b></p><p>　　第1章 緒 論</p><p>　　1.1 課題背景及目的</p><p>　　汽車制動系的功用是使汽車以適當?shù)臏p速度降速行駛直至停車；在下坡行駛時，使汽車保持適當?shù)姆€(wěn)定車速；使汽車可靠地停在原地或坡道上。因此，必須充分考慮制動系統(tǒng)的控制機構和制動執(zhí)行機構的各種性能，然后進行汽車的制動系統(tǒng)的設計以滿足汽車安全行駛的要求。據(jù)有

24、關資料的介紹，在由于車輛本身的問題而造成的交通事故中，制動系統(tǒng)故障引起的事故為總數(shù)的45%?？梢?，制動系統(tǒng)是保證行車安全的極為重要的一個系統(tǒng)。此外，制動系統(tǒng)的好壞直接影響車輛的平均車速和車輛的運輸效率，也就是保證運輸經(jīng)濟效益的重要因素。因此制動系統(tǒng)設計是汽車設計中重要的環(huán)節(jié)之一。</p><p>　　1.2 國內(nèi)外研究現(xiàn)狀</p><p>　　從汽車誕生時起，車輛制動系統(tǒng)在車輛的安全方面就

25、起著決定性作用。汽車的制動系統(tǒng)種類很多，傳統(tǒng)的制動系統(tǒng)結構型式主要有機械式、氣動式、液壓式、氣液混合式。液壓制動技術是如今最成熟、最經(jīng)濟的制動技術，并應用在當前絕大多數(shù)乘用車上。汽車液壓制動系統(tǒng)可以分為行車制動、輔助制動、伺服制動等，主要制動部件包括制動踏板機構、真空助力器、制動主缸、制動軟管、比例閥、制動器和制動警示燈等。在制動系統(tǒng)，真空助力器、制動主缸和剎車制動器是最為重要的部分。目前，汽車所用都制動器幾乎都是摩擦式的，可分為鼓式和

26、盤式兩大類。盤式制動器的主要優(yōu)點是在高速剎車時能迅速制動，散熱效果優(yōu)于鼓式剎車,制動效能的恒定性好,便于安裝像ABS那樣的高級電子設備．鼓式制動器的主要優(yōu)點是剎車蹄片磨損較少,成本較低,便于維修、由于鼓式制動器的絕對制動力遠遠高于盤式制動器,所以普遍用于后輪驅(qū)動的卡車上。 鼓式制動器根據(jù)其結構都不同，又分為：雙向自增力蹄式制動器、雙領蹄式制動器、領從蹄式制動器、雙從蹄式制動器。其制動效能依次降低，最低是盤式制動器；但制動效能穩(wěn)定性卻是依

27、次增高，盤式制動器最高。也正是因為這個原因，盤式制動器被普遍使用。但由于為</p><p>　　任何一套制動裝置均由制動器和制動驅(qū)動機構兩部分組成。行車制動是用腳踩下制動踏板操縱車輪制動器來制動全部車輪；而駐車制動則多采用手制動桿操縱利用車輪制動器進行制動。利用車輪制動器時，絕大部分駐車制動器用來制動倆個后輪，行車制動和駐車制動這兩套制動裝置，必須具有獨立的制動驅(qū)動機構，而且每車必備。行車制動裝置的驅(qū)動機構分液壓

28、和氣壓兩種型式。用液壓傳遞操縱力時還應有制動主缸、制動輪缸以及管路；用氣壓操縱時還應有空氣壓縮機、氣路管道、儲氣筒、控制閥和制動氣室等。</p><p>　　現(xiàn)代汽車由于車速的提高，對應急制動的可靠性要求更嚴格，因此在中、高級轎車和部分輕型商用車上，多在后輪制動器上附加手操縱的機械式驅(qū)動機構，使之兼起駐車制動和應急制動的作用，從而取消了中央制動器。</p><p>　　隨著電子技術的飛速發(fā)

29、展，汽車防抱死制動系統(tǒng)在技術上已經(jīng)成熟，開始在汽車上普及。它是基于汽車輪胎與路面兼得附著特性而開發(fā)的高技術制動系統(tǒng)。它能有效的防止汽車在應急制動時由于車輪抱死使汽車失去方向穩(wěn)定性而出現(xiàn)側滑或失去轉(zhuǎn)向能力的危險，并縮短制動距離，從而提高了汽車高速行駛的安全性。</p><p>　　1.3 課題研究方法</p><p>　　根據(jù)課題內(nèi)容，任務要求深入了解汽車制動系統(tǒng)的構造及工作原理；并收集相關

30、緊湊型轎車制動系統(tǒng)設計資料；參考現(xiàn)有研究成果，并進行深入的學習和分析，借鑒經(jīng)驗；同時學習有關汽車零部件設計準則；充分學習和利用畫圖軟件，并再次學習機械制圖，畫出符合標準的設計圖紙，通過自己的研究分析；發(fā)揮自己的設計能力并通過試驗最終確定制動系統(tǒng)設計方案。</p><p>　　1.4 本設計的內(nèi)容</p><p>　?。?）確定制動系各參數(shù)，分析其制動性能。</p><p

31、>　?。?）制動器的設計計算。</p><p>　?。?）液壓制動驅(qū)動機構的設計計算。</p><p>　?。?）制動系統(tǒng)圖紙設計。</p><p>　　第2章 總體設計方案</p><p>　　汽車的制動性是汽車的主要性能之一。制動性直接關系到行使安全性，是汽車行使的重要保障。隨著高速公路迅速的發(fā)展和車流密度的日益增大，出現(xiàn)了頻繁的交

32、通事故。因此，改善汽車的制動性始終是汽車設計制造和使用部門的主要任務。</p><p>　　制動系的功用是使汽車以適當?shù)臏p速度降速行使直至停車；在下坡行使時，使汽車保持適當?shù)姆€(wěn)定車速；使汽車可靠地停在原地或坡道上。</p><p>　　制動系至少應有兩套獨立的制動裝置，即行車制動裝置和駐車制動裝置。前者用來保證前兩項功能，后者用來保證第三項功能。</p><p>　

33、　設計汽車制動系應滿足如下主要要求：</p><p>　?。?）應能適應有關標準和法規(guī)的規(guī)定；</p><p>　?。?）具有足夠的制動效能，包括行車制動效能和駐車制動效能。行車制動能力是用一定制動初速度下的制動減速度和制動距離兩項指標來評定的；駐坡能力是以汽車在良好路面上能可靠地停駐的最大坡度來評定的。詳見QC/T239-1997；</p><p>　?。?）工作

34、可靠。行車制動裝置至少有兩套獨立的驅(qū)動制動器的管路，當其中一套管路失效時，另一套完好的管路應保證汽車制動能力不低于沒有失效時規(guī)定值的30%。行車和駐車制動裝置可以有共同的制動器，而驅(qū)動機構應各自獨立。行車制動裝置都用腳操縱，其他制動裝置多為手操縱；</p><p>　?。?）制動效能的熱穩(wěn)定性好。具體要求詳見QC/T582-1999；</p><p>　?。?）制動效能的水穩(wěn)定性好；<

35、;/p><p>　?。?）在任何速度下制動時，汽車都不應喪失操縱穩(wěn)定性和方向穩(wěn)定性。有關方向穩(wěn)定性的評價標準，詳見QC/T239-1997；</p><p>　?。?）制動踏板和手柄的位置和行程符合人-機工程學要求，即操作方便性好，操縱輕便、舒適、能減少疲勞；</p><p>　?。?）作用滯后的時間要盡可能短，包括從制動踏板開始動作至達到給定制動效能水平所需的時間和從

36、放開踏板至完全解除制動的時間；</p><p>　?。?）制動時不產(chǎn)生振動和噪聲；</p><p>　?。?0）轉(zhuǎn)向裝置不產(chǎn)生運動干涉，在車輪跳動或轉(zhuǎn)向時不會引起自行制動；</p><p>　?。?1）應有音響或光信號等警報裝置，以便及時發(fā)現(xiàn)制動驅(qū)動機件的故障和功能失效；</p><p>　?。?2）用壽命長，制造成本低；對摩擦材料的選擇也應

37、考慮到環(huán)保要求，應力求減少制動時飛散到大氣中的有害人體的石棉纖維；</p><p>　?。?3）磨損后，應有能消除因磨損而產(chǎn)生間隙的機構，且調(diào)整間隙工作容易，最好設置自動調(diào)整間隙機構。</p><p>　　本次設計采用前盤后鼓,液壓制動, II式(前后式)雙回路制動控制系統(tǒng)。采用真空助力器.其中鼓式制動器采用一般常用的領從蹄式,為一個自由度.灰鑄鐵制動鼓。制動鼓內(nèi)徑尺寸參照專業(yè)標準QC/T

38、309-1999《制動鼓工作直徑及制動蹄片寬度尺寸系列》選取。摩擦襯片寬度尺寸系列參照QC/T309-1999。盤式制動器采用浮動鉗盤式.制動盤直徑取輪輞直徑的70%。通風式制動盤厚度取20mm。具體的制動系統(tǒng)設計計算過程依據(jù)汽車設計教材進行。</p><p>　　2.1 制動能源的選擇</p><p>　　經(jīng)過同多種類型的車輛比較，如下表：</p><p>　　表

39、2.1 制動能源比較</p><p>　　真空伺服制動系是由發(fā)動機驅(qū)動的空氣壓縮機提供壓縮空氣作為動力源，伺服氣壓一般可達0.05～0.07MPa。 真空伺服制動系多用于總質(zhì)量在1.1～1.35t以上的轎車及裝載質(zhì)量在6t以下的輕、中型載貨汽車上；氣壓伺服制動系則廣泛用于裝載質(zhì)量為6～12t的中、重型貨車以及極少數(shù)高級轎車上。</p><p>　　液壓制動用于行車制動裝置。液壓制動的優(yōu)點

40、是：作用滯后時間短，（0.1～0.3s）;工作壓力高（可達10～20M），因而輪缸尺寸小，可以安裝在制動器內(nèi)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(zhì)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，部分制動液汽化，在管路中形成氣泡，嚴重影響液壓傳輸，使制動系統(tǒng)的效能降低，甚至完全失效。液壓制動廣泛應用在乘用車和總質(zhì)量不大的商用車上。</p>&

41、lt;p><b>　　2.2 駐車制動系</b></p><p>　　制動系統(tǒng)用于使汽車可靠而無時間限制地停駐在一定位置甚至斜坡上，也有助于汽車在斜坡上起步。駐車制動系統(tǒng)應采用機械式驅(qū)動機構而不用液壓或氣壓式，以免其產(chǎn)生故障。</p><p>　　通過類比采用：手動駐車制動操縱桿、駐車制動杠桿作用于后輪。用后輪制動兼用駐車制動器。</p><

42、p>　　后輪駐車制動：輪缸或輪制動器，（對領叢蹄制動器，只需附加一個駐車制動推桿和一個駐車杠桿即可）使用駐車制動時，由人搬動駐車制動操縱桿，通過操縱纜繩。平衡臂和拉桿（拉繩）拉動駐車制動杠桿使兩蹄張開。</p><p><b>　　2.3 行車制動系</b></p><p>　　制動系統(tǒng)用作強制行使中的汽車減速或停車，并使汽車在下短坡時保持適當?shù)姆€(wěn)定車速。其驅(qū)動

43、機構多采用雙回路或多回路結構，保證其工作可靠。</p><p>　　目前，盤式制動器已廣泛應用于轎車，但除了在一些高性能轎車上用于全部車輪以外，大都只用作前輪制動器，而與后輪的鼓式制動器配合，以期汽車有較高的制動時的方向穩(wěn)定性。在貨車上，盤式制動器也有采用。四輪轎車在制動過程中，由于慣性的作用，前輪的負荷通常占汽車全部負荷的70%-80%，前輪制動力要比后輪大，后輪起輔助制動作用，因此為了節(jié)省成本，就采用前盤后鼓

44、的制動方式。</p><p>　　2.4 制動管路的布置及原理</p><p>　　II式(前后式): 前、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，一條回路連接前橋(軸)車輪制動器,另一條回路連接后橋(軸)車輪制動器,如圖1a)所示。前橋車輪制動器與后橋車輪制動器各用一個回路。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

45、都有采用。通過分析，II式(前后式)制動器結構簡單，成本較低，因此采用的就是II式(前后式)雙回路制動系。</p><p>　　2.4.1 制動管路的布置示意圖（II型）</p><p>　　如下圖所示，為制動管路的布置示意圖。駕駛員通過踩制動踏板，給予制動主缸一個壓力，使得制動主缸內(nèi)液體通過個管路到達制動輪缸。制動輪缸通過液壓給予車輪制動力。</p><p>　　

46、1.前輪制動器 2.制動鉗 3.制動管路 4.制動踏板 5.制動主缸 </p><p>　　6.制動輪缸 7.后輪制動器</p><p>　　圖2.1液壓制動裝置示意圖</p><p>　　2.4.2制動原理和工作過程</p><p>　　圖2.2 制動系統(tǒng)工作原理</p><p>　　要使行使中的汽車減

47、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，其方向與車輪旋轉(zhuǎn)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周緣力，同時路面也對車輪作用一個向后的反作用力，即制動力。制動力由車輪經(jīng)車橋和懸架傳給車架和車身，迫使整個汽

48、車產(chǎn)生一定的減速度。制動力越大，制動減速度越大。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。</p><p>　　2.5 制動器的結構方案分析</p><p>　　制動器主要有摩擦式、液力式和電磁式等幾種形式。目前廣泛使用的是摩擦式制動器。</p><p>　　摩擦式制動器按摩擦副結構形式不同，可分為鼓式，盤式和帶式三種。&l

49、t;/p><p>　　鼓式制動器形式的選用：</p><p>　　領叢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、倒退行使的制動效果不變；結構簡單，成本低；便于附裝駐車制動驅(qū)動機構；易于調(diào)整蹄片與制動鼓之間的間隙。但領叢制動器也有兩蹄片的壓力不等（在兩蹄上的摩擦襯片面積相等的條件下），因而兩蹄片磨損不均勻、壽命不同的缺點。此外，因只有一個輪缸，兩蹄必須在同一驅(qū)動回路下工作。<

50、;/p><p>　　鑒于以上的優(yōu)點，本設計采用液壓驅(qū)動的，由定位銷定位的一個自由度的非平衡式的領叢蹄式制動器。</p><p><b>　　盤式制動器的選用：</b></p><p>　　按摩擦副中固定元件的結構不同，盤式制動器可分為鉗盤式和全盤式兩類。鉗盤式根據(jù)制動鉗結構的不同，分固定鉗式和浮動鉗式。對兩中類型進行比較，浮動鉗盤式具有如下優(yōu)點：&

51、lt;/p><p>　　在盤的內(nèi)側有液壓缸，故軸向尺寸小，制動器能進一步靠近輪轂；沒有跨越制動盤的油道或油管，家之液壓缸；冷卻條件好，所以制動液汽化的可能性??；成本低。所以，本設計采用浮動鉗式盤式制動器。</p><p>　　與鼓式制動器比較，盤式制動器有如下優(yōu)點：</p><p>　?。?）熱穩(wěn)定性好，因無自行增力作用，襯塊摩擦表面壓力分布較鼓式制動器更為均勻。此外，

52、制動鼓在受熱膨脹后，工作半徑增大，使其只能與蹄的中部接觸，從而降低了制動效能。因此，前輪采用盤式制動器，汽車制動時不易跑偏；</p><p>　?。?）水穩(wěn)定性好。制動襯塊對盤的單位壓力高，易于將水擠出，因而進水后效能降低不多；又由于離心力及襯塊對盤的擦拭作用，出水后只需經(jīng)一、二次制動即能恢復正常。鼓式制動器則需經(jīng)十余次制動方能恢復；</p><p>　?。?）制動力矩與汽車運動方向無關；

53、</p><p>　?。?）易于構成雙回路制動系，使系統(tǒng)具有較高的可靠性和安全性；</p><p>　?。?）尺寸小、質(zhì)量小、散熱良好；</p><p>　?。?）壓力在制動襯塊的分布比較均勻，故襯塊磨損也均勻；</p><p>　?。?）更換襯塊簡單容易；</p><p>　?。?）襯塊與制動盤之間的間隙?。?.05

54、～0.15mm），從而縮短了制動協(xié)調(diào)時間；</p><p>　?。?）易于實現(xiàn)間隙自動調(diào)整。</p><p>　　盤式制動器的主要缺點：</p><p>　?。?）難以完全防止污塵和銹蝕；</p><p>　?。?）兼作駐車制動器時，所需附加的手驅(qū)動機構比較復雜；</p><p>　?。?）在制動驅(qū)動機構中必須裝用助力

55、器；</p><p>　?。?）因為襯塊工作面積小，所以磨損快，使用壽命低，敘需用高材質(zhì)的襯塊。</p><p>　　經(jīng)過對不同制動器優(yōu)、缺點的比較，參考同類型車，本設計采用前盤（浮動鉗式）后鼓（支承銷領叢蹄式）的制動系統(tǒng)。</p><p><b>　　2.6 本章小結</b></p><p>　　本章確定了制動系統(tǒng)方案

56、為行車制動系統(tǒng)采用液壓制動控制機構，前軸制動器為滑動鉗盤式制動器，后軸采用領從蹄式鼓式制動器?；芈废到y(tǒng)采用一軸對一軸式雙回路控制系統(tǒng)。駐車制動系統(tǒng)控制機構為機械式，由鼓式制動器兼做駐車制動器。</p><p>　　第3章 制動系主要參數(shù)確定</p><p><b>　　3.1基本參數(shù)</b></p><p>　　表3.1 制動系主要參數(shù)<

57、;/p><p>　　3.2同步附著系數(shù)的確定</p><p>　　汽車制動時，若忽略路面對車輪的滾動阻力矩和汽車回轉(zhuǎn)質(zhì)量的慣性力矩，則對任意角速度＞0的車輪，其力矩平衡方程為</p><p>　　式中：—制動器對車輪作用的制動力矩，即制動器的摩擦力矩，其方向與車輪旋轉(zhuǎn)方向相反，N?m；</p><p>　　―地面作用于車輪上的制動力，即地面與輪胎

58、之間的摩擦力，又稱為地面制動力，其方向與汽車行駛方向相反，N；</p><p>　　―車輪有效半徑，m。</p><p><b>　　令</b></p><p>　　稱之為制動器制動力，它是在輪胎周緣克服制動器摩擦力矩所需的力。</p><p>　　一般汽車根據(jù)前、后輪制動力的分配、載荷情況及道路附著系數(shù)和坡度等因素，當

59、制動力足夠時，制動過程出現(xiàn)前后輪同時抱死拖滑時附著條件利用最好。</p><p>　　任何附著系數(shù)路面上前后同時抱死的條件為（=0.85）：</p><p>　　式中：G-汽車重力；</p><p>　　—前制動器制動力，N；</p><p>　　—后制動器制動力，N；</p><p>　　—質(zhì)心到前軸的距離，mm；&

60、lt;/p><p>　　—質(zhì)心到后軸的距離，mm。</p><p>　　得： =1275N =1825N</p><p>　　一般常用制動器制動力分配系數(shù)來表示分配比例</p><p>　　前、后制動器制動力分配的比例影響到汽車制動時方向穩(wěn)定性和附著條件利用程度。要確定值首先就要選取同步附著系數(shù)。一般來說，我們總是希望前輪先抱死（

61、）。根據(jù)有關文獻推薦以及我國道路條件，車速不高，所以本車型取0.5左右為宜。</p><p><b>　　由</b></p><p><b>　　得</b></p><p>　　為保證汽車制動時的方向穩(wěn)定性和有足夠的附著系數(shù)利用率，ECE的制動法規(guī)規(guī)定，在各種載荷條件下，轎車在0.15q0.8，其他汽車在0.15q0.3的

62、范圍內(nèi)，前輪應先抱死；在車輪尚未抱死的情況下，在0.150.8的范圍內(nèi)，必須滿足q。</p><p>　　3.3 制動器最大制動力矩確定</p><p><b>　　故總的制動距離為</b></p><p>　　=18.5m＜22m</p><p>　　因此本設計滿足GB\7258-2004«機動車運行安全技術

63、條件»關于制動距離的規(guī)定。</p><p>　　從式中可以看出，決定汽車制動距離的主要因素是：制動器起作用的時間、最大制動減速度即附著力以及起始制動車速。附著力越大、起始制動車速越低，制動距離越短。</p><p><b>　　4.6 本章小結</b></p><p>　　本章對制動器的設計進行了計算，首先分析了制動器摩擦面的壓力分布

64、規(guī)律，并分別計算了鼓式制動器和盤式制動器的制動力矩，同時計算了駐車制動時所需的制動力矩，然后對摩擦襯片的耐磨性進行了計算，最后計算了制動距離，以確保其符合相關法規(guī)的要求。</p><p>　　第5章 液壓制動驅(qū)動機構的設計計算</p><p>　　制動驅(qū)動機構用于將駕駛員或其他動力源的制動作用力傳給制動器，使之產(chǎn)生制動力矩。</p><p>　　5.1 制動驅(qū)動機構

65、的形式</p><p>　　制動驅(qū)動驅(qū)動機構將來自駕駛員或其他力源的力傳給制動器，使之產(chǎn)生制動力矩。根據(jù)制動力源的不同，制動驅(qū)動機構一般可分為簡單制動、動力制動和伺服制動三大類。通過對各種驅(qū)動機構不同形式優(yōu)缺點的比較，本設計采用真空助力的伺服驅(qū)動機構。</p><p>　　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

66、服系統(tǒng)產(chǎn)生，而在伺服系統(tǒng)失效時，仍可由人力驅(qū)動液壓系統(tǒng)產(chǎn)生一定的制動力。。都廣泛采用伺服制動。</p><p>　　真空伺服制動系是利用發(fā)動機進氣管中節(jié)氣門后的真空度（負壓，一般可達0.05～0.07M）作動力源。</p><p>　　按照助力特點，伺服制動系又可分為助力式和增壓式兩種。</p><p>　　助力式伺服制動系如圖2.1所示，伺服氣室位于制動踏板與制動

67、主缸之間，其控制閥直接由踏板通過推桿操縱，因此又稱為直動式伺服制動系。司機通過踏板直接控制伺服動力的大小，并與之共同推動主缸活塞，使主缸產(chǎn)生更高的液壓通向盤式制動器的油缸和鼓式制動器的輪缸。由真空伺服氣室、制動主缸和控制閥組成的總成稱為真空助力器。</p><p><b>　　5.2 分路系統(tǒng)</b></p><p>　　為了提高制動工作的可靠性，應采用分路系統(tǒng)，即全

68、車的所有行車制動器的液壓或氣壓管路分為兩個或多個互相獨立的回路，其中一個回路失效后，仍可利用其他完好的回路進行制動。</p><p>　　雙軸汽車的雙回路制動系統(tǒng)有II型、X型、HI型、LL型和HH型。其中，II型回路的布置較為簡單，可與傳統(tǒng)的單輪缸（或單制動氣室）鼓式制動器配合使用，成本較低。目前在各類汽車上應用廣泛。</p><p>　　X型的結構也很簡單。直行制動時任一回路失效，剩余

69、的總制動力都能保持正常值的50%。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。但是，一旦某一管路損壞造成制動力不對稱，此時車輪將朝制動力大的一邊繞主銷轉(zhuǎn)動，使汽車喪失穩(wěn)定性。所以，具有這種分路方案的汽車，其主銷偏移距應取負值，這樣，不平衡的制動力使車輪反向轉(zhuǎn)動，改善了汽車的方向穩(wěn)定性。</p><p>　　HI、HH、LL型結構都比較復雜。所以本設計經(jīng)過對比，采用II型回路。<

70、;/p><p>　　5.3 液壓制動驅(qū)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>　　5.3.1 制動輪缸直徑d的確定</p><p>　　制動輪缸對制動蹄塊施加的張開力與輪缸直徑和制動管路的關系為</p

71、><p>　　d= （5.1）</p><p><b>　　其中：—，N；</b></p><p>　　p—制動管路壓力，Mpa。</p><p>　　制動管路液壓在制動時一般不超過10～12 M，對盤式制動器可再取高些。壓力越高，輪缸直徑就越小，但對管路特別是制動

72、軟管及管接頭則提出了更高的要求，對軟管的耐壓性、強度及接頭的密封性的要求就更加嚴格。</p><p>　　輪缸直徑應在標準規(guī)定的尺寸系列中選取，輪缸直徑的尺寸系列為：17.5,19，22，24，25，28，30，32，35，38，40，45，50，55mm。</p><p>　　得：前輪缸直徑17.6，根據(jù)HG2865-1997標準規(guī)定尺寸系列取，取直徑為17.5mm;將半徑帶入式（5.1

73、）中計算得管路壓力為</p><p><b>　　=17.62</b></p><p>　　后輪缸直徑d2=18.3，取為19mm，</p><p>　　將半徑帶入式（5.1）計算的管路壓力為=6.64 Mpa</p><p><b>　　壓力比為</b></p><p>　

74、　制動力分配調(diào)節(jié)裝置選用慣性比例閥GPF-1，其要求壓力比為。</p><p>　　5.3.2 制動主缸直徑d0的確定</p><p>　　第i個輪缸的工作容積為</p><p><b>　?。?.2）</b></p><p>　　其中：—第i個輪缸活塞的直徑，mm；</p><p>　　n—輪缸

75、中的活塞數(shù)目</p><p>　　—第i個輪缸活塞在完全制動時的行程，初步設計時，對鼓式制動器可取2.0～2.5mm。</p><p>　　盤式：d = 17.5mm ，n=1，得</p><p>　　= ×2 ×17.52=961.625mm3</p><p>　　鼓式：d = 19mm ,n=1, 得</p>

76、;<p>　　= ×192×2=1133.54 mm3</p><p>　　全部輪缸的總工作容積: </p><p>　　V = 2（V1 + V2 ）</p><p>　　= 2x(961.625 + 1133.54)</p><p>　　=4190.33mm3</p><p>　　

77、所有輪缸的工作容積為，式中m為輪缸數(shù)目[10]。v0=1.1v在初步設計時，制動主缸的工作容積可取為 </p><p><b>　　V0=1.3V</b></p><p>　　=1.3x4190.33</p><p><b>　　=5447.42</b></p><p>　　主缸活塞行程和活塞直徑為

78、</p><p><b>　?。?.3）</b></p><p>　　一般=0.8～1.2，本設計取</p><p>　　得：，主缸的直徑應符合系列尺寸，主缸直徑的系列尺寸為：19，22，26，28，32，35，38, 40, 45。</p><p>　　根據(jù)QC/T311-1999中規(guī)定的尺寸系列根據(jù)QC/T311-1

79、999中規(guī)定的尺寸系列，取為19mm。</p><p>　　5.3.3 制動踏板力FP</p><p><b>　　制動踏板力為</b></p><p><b>　?。?.4）</b></p><p>　　式中，—踏板機構的傳動比；</p><p>　　—踏板機構的機械效率，

80、可取=0.85～0.95，設計中取為0.95；</p><p>　　制動踏板力應滿足以下要求：最大踏板力一般為500N（乘用車）或700N（商用車）。設計時制動踏板力可在500～700N的范圍內(nèi)選取[11]。</p><p>　　在設計中，取=4，=0.95，p=17.62M; </p><p><b>　　=1314N </b></p

81、><p><b>　　真空助力器助力比。</b></p><p>　　5.3.4 制動踏板工作行程SP</p><p>　　=（） （5.5）</p><p>　　式中：—主缸中活塞與推桿的間隙一般取=1.5～2.0mm；</p><p>　　—主缸活

82、塞的空行程，mm。</p><p>　　=（）=4（19+2+3）=96</p><p>　　在確定主缸容積時應考慮到制動器零件的彈性變形和熱變形以及用于制動驅(qū)動系統(tǒng)信號指示的制動液體積，因此，制動踏板的全行程（至于地面相碰的行程）應大于正常工作行程，制動器調(diào)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><p>

83、<b>　　=</b></p><p>　　貨車的踏板全行程不應超過170mm～180mm。</p><p>　　為了避免空氣進入制動管路，在主缸活塞回位彈簧的計算中，應保證在踏板放開后，制動管路中仍能保持0.05～0.14 M的殘余液壓。</p><p>　　5.3.5 制動主缸</p><p>　　在設計制動主缸時應

84、該考慮要否補償孔和在放開制動踏板時主缸活塞原始位置的定位以及在制動管路中是否必須有或不準有殘余壓力[12]。</p><p>　　在前盤式后鼓式的雙回路制動系統(tǒng)中，由于盤式制動器制動塊與制動盤之間的間隙較小且其油缸活塞的回位僅靠橡膠密封圈的彈力而無強力的回位彈簧，所以盤式制動器開始起制動作用與制動回路中壓力開始升高幾乎是同時發(fā)生的，因此，通往盤式制動器的管路應與雙腔制動主缸裝有較弱回位彈簧的那一工作腔相接。由于同

85、樣原因，在解除制動時，在通往盤式制動器的管路中不允許有殘余液壓，而通往鼓式制動器的管路在放開制動踏板時必須保有殘余壓力，為此在與其相通的制動主缸工作腔的出口應裝上止回閥。</p><p>　　制動主缸由灰鑄鐵制造，也可采用低碳鋼冷擠成形；活塞可由灰鑄鐵、鋁合金或中碳鋼制造。</p><p>　　5.3.6制動力分配調(diào)節(jié)裝置的選取</p><p>　　由于慣性比例閥能

86、使車輛獲得較佳的制動壓力比特性，并能在多種負載工況下均可 獲得較為理想的制動平衡曲線 。此閥結構簡單，在車上的安裝位置和拆卸維修也很靈活方便，還具備與各種制動系統(tǒng)都能配套的優(yōu)點，因此本設計選用慣性比例閥。慣性比例閥（GPF-1）的制動液壓進出壓力比為。</p><p>　　5.4 真空助力器的設計計算</p><p><b>　　如圖5-1所示：</b></p&

87、gt;<p>　　1-推桿；2-回位彈簧；3-單向閥；4-活塞；5-膜片；6-空氣過濾器；</p><p>　　7-通大氣孔；8-操縱桿；9-柱塞；10-推盤；11-放氣孔；A，B-氣室</p><p>　　圖5.1 真空助力器結構圖</p><p>　　在發(fā)動機工作時，真空單向閥（3）被吸開后，加力器室左、右兩腔產(chǎn)生相等的真空度。剛踩下制動踏板時

88、，膜片座尚未運動，踏板力經(jīng)踏板本身的杠桿作用放大后，傳到操縱桿（8），使壓縮空氣閥座彈簧連同空氣閥座一起左移，推動制動主缸推桿（1），使制動主缸內(nèi)的制動液具有一定壓力流入制動輪缸。在此過程中，閥門在彈簧的作用下隨同空氣閥座也左移，待與膜片座上的真空閥座接觸時，真空閥即關閉。這時加力氣室左、右腔隔絕。推桿（8）繼續(xù)前移，使空氣閥座離開閥門，即空氣閥開啟。于是，外界空氣即經(jīng)濾芯、控制閥和通道B充入加力氣室右腔。加力氣室左、右兩腔形成壓力差，

89、該壓力差的作用力除小部分用以克服回位彈簧（2）的張力外，大部分經(jīng)膜片座傳到制動主缸推桿（1）上。 </p><p>　　在踩制動踏板的過程中，空氣經(jīng)開啟的空氣閥不斷進入加力氣室的右腔，膜片座不斷左移。當制動踏板停留在某一位置時，膜片座左移到使空氣閥關閉時為止就不再移動。這時真空閥和空氣閥都關閉，膜片左、右氣壓處于平衡狀態(tài)。</p><p>　　放開制動踏板，彈簧立即將操縱桿（8）和

90、空氣閥座拉向右邊，使閥門離開真空閥座，于是又回到不工作時的狀態(tài)。由下列公式：</p><p>　　式中： ―輸入力，N；</p><p><b>　　―輸出力，N；</b></p><p><b>　　―助力比；</b></p><p>　　p ―真空度為66.7±1.3kPa。<

91、/p><p>　　選取參數(shù)，計算得真空助力器的有效直徑為240mm,</p><p>　　5.5 制動器的主要結構元件</p><p><b>　　5.5.1 制動鼓</b></p><p>　　制動鼓應有足夠的強度，剛度和熱容量，與摩擦襯片的材料相配合，又應當有較高的摩擦因數(shù)。</p><p>　　

92、制動鼓有鑄造和組合式兩種。鑄造制動鼓多選用灰鑄鐵制造，具有機械加工容易、耐磨、熱容量大等優(yōu)點。為防止制動鼓工作時受載變形，常在制動鼓的外圓周部分鑄有加強肋，用來加強剛度和增加散熱效果。精確計算制動鼓的壁厚既復雜又困難，所以常根據(jù)經(jīng)驗選取，設計中為11mm。</p><p><b>　　5.5.2 制動蹄</b></p><p>　　乘用車和總質(zhì)量較小的灑水車的制動蹄，

93、廣泛采用T形鋼碾壓或用鋼板焊接制成；總質(zhì)量較小的汽車的鋼板制成的制動蹄腹板上往往開一條或兩條徑向槽，使蹄的彎曲剛度小些，其目的是使襯片磨損較為均勻，并減小制動時的尖叫聲。制動蹄腹板和翼緣的厚度，乘用車為5～8mm.本設計取6mm。</p><p>　　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剛度較大，缺點是工藝復雜，且不易更換襯片。鉚接的優(yōu)點是噪聲小。設計中選用粘接襯片。</p

94、><p>　　5.5.3 摩擦襯（片）塊</p><p>　　摩擦襯（片）塊的材料應滿足如下要求：</p><p>　?。?）具有一定的穩(wěn)定的摩擦因數(shù)；</p><p>　?。?）具有良好的耐磨性；</p><p>　?。?）要用盡可能小的壓縮率和膨脹率；</p><p>　?。?）制動時不易產(chǎn)生噪

95、聲，對環(huán)境無污染；</p><p>　?。?）應采用對人體無害的摩擦材料；</p><p>　?。?）有較高的耐擠壓強度和沖擊強度，以及足夠的抗剪切能力；</p><p>　?。?）應將摩擦襯塊的導熱率控制在一定范圍。</p><p>　　由金屬纖維、粘結劑和摩擦性能調(diào)節(jié)劑組成的半金屬摩阻材料，具有較高的耐熱性和耐磨性，特別是因為沒有石棉粉塵

96、公害，近年來得到廣泛應用。</p><p>　　5.5.4 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。</p><p><b>　　5.5.5 支承</b></p&

97、gt;<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(diào)。如采用偏心支承銷或偏心輪。支承銷由45號鋼制造并高頻淬火。其支座為可鍛鑄鐵（KTH370-12）或球墨鑄鐵（QT400-18）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

98、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(diào)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。</p><p>　　5.5.6 制動輪缸</p><p>　　是液壓制動系統(tǒng)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。輪缸的缸體有灰鑄鐵HT250制成。其缸筒為

99、通孔，需搪磨?；钊射X合金制造?；钊舛螇河袖撝频拈_槽頂塊，以支承插入槽中的制動蹄腹板端部或端部接頭。輪缸的工作腔由裝在活塞上的橡膠密封圈或靠在活塞內(nèi)端面的橡膠皮碗密封。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。</p><p><b>　　5.5.7 制動盤</b></p><p>　　制動盤一般由珠光體灰鑄鐵制成，其結構有平板形和禮帽形兩種。后一種的圓柱

100、部分長度取決于布置尺寸。為了改善冷卻條件，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，但盤的整體厚度加大。</p><p>　　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，盤面擺差不應大于0.1mm。</p><p><b>　　5.5.8 制動鉗</b></p><p>　　制動鉗由可鍛鑄

101、鐵KTH370-12或球墨鑄鐵QT400-18制造，也有用合金制造的，可作成整體的，也可作成兩辦并由螺栓連接。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。制動鉗體應有高的剛度和強度。一般多在鉗體中加工出制動油缸，也有將單獨制造的油缸嵌入鉗體的。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。有的活塞的開口端部切成階梯狀，形成兩個相對且在同一平面內(nèi)的小半圓環(huán)形端面?；钊T鋁合金或鋼制造。為了提高耐磨性能，活塞的

102、工作表面進行鍍鉻處理。當制動鉗由鋁合金制造時，減少傳給制動液的熱量成為必須解決的問題。為此，應減小活塞與制動背塊的接觸面積，有時也可采用非金屬活塞。</p><p><b>　　5.5.9 制動塊</b></p><p>　　制動塊由背板和摩擦襯塊構成，兩者直接嵌壓在一起。襯塊多為扇形，也有矩形、正方形或長圓形?；钊麘軌鹤”M可能多的襯塊面積，以免襯塊發(fā)生卷角而引起尖

103、叫聲。制動塊背板有鋼板制成。許多盤式制動器裝有襯塊磨損達極限時的警報裝置，以便即使更換摩擦襯片。</p><p>　　5.6 自動間隙調(diào)整機構</p><p>　　制動鼓（盤）與摩擦襯片（塊）之間在未制動的狀態(tài)下應有工作間隙，以保證制動鼓（盤）能自由轉(zhuǎn)動。一般，鼓式制動器的設定間隙為0.1～0.5mm，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

104、量小?？紤]到在制動過程中的摩擦副可能產(chǎn)生機械變形和熱變形，因此，制動器在冷卻條件下的間隙應通過試驗來確定。另外，制動器在工作過程中會因為摩擦襯片（塊）的磨損而加大，因此，制動器必須設有間隙調(diào)整機構。</p><p>　　關于支承銷式鼓式制動器的間隙調(diào)整為：</p><p>　　可采用不同方法及其相應機構調(diào)節(jié)制動鼓與摩擦襯片之間的間隙。</p><p>　　第一種方法

105、：借助于裝在制動底板上的調(diào)整凸輪和偏心支承銷用手調(diào)節(jié)制動蹄的原始安裝位置以得到所要求的間隙。凸輪工作表面螺旋線的半徑增量和支承銷的偏心量應超過襯片的厚度。</p><p>　　第二種方法：借助于自動調(diào)整裝置使制動蹄定位于間隙量所要求的原始位置。</p><p>　　采用這類間隙自動調(diào)整裝置，不需人去精細調(diào)整，只需進行一次完全制動即可自動調(diào)整到設計的間隙，且在行車過程中可隨時補償過量間隙。由

106、于一次調(diào)準式的對后一部分的間隙也隨時進行補償，因而往往導致調(diào)整過量，使冷卻狀態(tài)下的間隙過小。因鼓式制動器的熱變形導致的過量間隙遠較盤式的為大，故在采用一次調(diào)準式的自動裝置時只得加大設定間隙量以留出足夠的熱膨脹量，這就加大了踏板的行程損失。因此，當前的鼓式制動器已很少采用一次調(diào)準式而多采用階躍式的自動調(diào)整裝置。</p><p>　　本設計所采用的間隙調(diào)整方法為在制動輪缸上采取措施實現(xiàn)工作間隙的自動調(diào)整，如下圖。借助

107、于彈性限位摩擦環(huán)限制制動玩后制動蹄的返程量。限位摩擦環(huán)裝在活塞槽中，它們之間留有軸向間隙，如圖5.6。</p><p><b>　　圖5.6 軸向間隙</b></p><p><b>　　5.7 本章小結</b></p><p>　　本章對液壓制動驅(qū)動機構進行了設計計算，首先根據(jù)制動器張開力和壓緊力可計算制動輪缸的活塞直徑

108、，然后根據(jù)輪缸的活塞直徑計算制動主缸的活塞直徑和行程,然后選取合適的制動力分配調(diào)節(jié)裝置，最后計算真空助力器的主要參數(shù)。</p><p><b>　　結 論</b></p><p>　　本說明是關于EQ1041制動系統(tǒng)設計制動系統(tǒng)的設計，包括制動能源的選擇，制動管路的布置，制動器形式的選擇，雙回路布置形式的選擇，驅(qū)動機構的選擇，以及對制動系統(tǒng)設計所要求的主要參數(shù)的

109、選取，除了在設計中對制動系統(tǒng)的基礎部件的設計計算外，還參考了一些知名汽車雜志及期刊，對當今汽車發(fā)展的現(xiàn)狀有了初步的了解，在本次的設計中也考慮采用一些更為先進的機構來增強制動的效果。本設計研究的重點是對制動系統(tǒng)基本組成部分的設計計算，所以對先進的制動系統(tǒng)機構只是參考同類型車，直接選用，而不進行具體的計算。</p><p><b>　　設計完成內(nèi)容：</b></p><p&g

110、t;　　1、確定了制動系各參數(shù)，分析并了解其制動性能。</p><p>　　2、對制動器的設計及相關數(shù)據(jù)的計算。</p><p>　　3、液壓制動驅(qū)動機構的設計及相關數(shù)據(jù)的計算。</p><p>　　4、制動系統(tǒng)圖紙設計及繪制。</p><p>　　在本論文的設計計算過程中，參考查閱了很多相關的書籍，以使整個系統(tǒng)的設計更具可行性。設計的目的在

111、于最終能投入實踐，因此，在整個的設計過程中，由于參數(shù)的選取存在誤差，使得整個設計得出的零、部件尺寸與實際相差很大。經(jīng)過多次改動，重復計算，對制動效能的校核，最終得出于實際比較接近的設計方案。</p><p><b>　　參考文獻</b></p><p>　　劉惟信 .汽車設計[M] . 北京：清華大學出版社，2001</p><p>　　張元才

112、、余卓平、熊璐.制動系統(tǒng)的發(fā)展現(xiàn)狀及趨勢[J] . 汽車研究與 開發(fā)2005.N0.9</p><p>　　周志立 .汽車ABS原理與結構 [M]. 機械工業(yè)出版社 .2005</p><p>　　武小林.淺析汽車制動效能的影響因素[J].農(nóng)機使用與維修.2005（5）</p><p>　　王國林 .汽車底盤構造及維修[M] . 高等教育出版社. 2005<

113、;/p><p>　　畢再生.附著系數(shù)對制動距離的影響[J].內(nèi)蒙古公路與運輸.2003（4） </p><p>　　王世剛 .機械設計實踐[M] . 哈爾濱工程大學出版社.2003</p><p>　　戴枝榮 .工程材料及機械制造基礎[M] . 高等教育出版社.2006</p><p>　　王寶璽 .汽車拖拉機制造工藝學[M] . 機械工業(yè)出版

114、社2005</p><p>　　[10]王仁廣 、劉昭度、齊志權、崔海峰.汽車ABS參考速度的確定方法[J].農(nóng)業(yè)機械學報.2005 </p><p>　　[11]陳家瑞 .汽車構造 [M]. 北京：機械工業(yè)出版社 </p><p>　　[12]Chunting Mi，Hui Lin，Yi Zhang，Iterative learning control of an