制動系統(tǒng)設(shè)計指南2

1、五、制動系統(tǒng)的設(shè)計1.前言1.1適用范圍1.2引用標準1.3轎車制動規(guī)范對制動系統(tǒng)制動性的總體要求1.4制動系統(tǒng)的設(shè)計方法1.5整車參數(shù)1.6設(shè)計期望值2 行車制動系統(tǒng)的設(shè)計2.1制動器總成的設(shè)計2.2人力制動系和伺服制動系2.3踏板總成的設(shè)計2.4傳感器設(shè)計2.5 ABS的設(shè)計3 應(yīng)急制動及駐車制動的設(shè)計五、制動系統(tǒng)的設(shè)計1.前言1.1適用范圍：本設(shè)計指南適用于在道路上行駛的汽車的制動系統(tǒng)1.2 引用標準GB 72581997 *項目CAC標準試驗路面載重制動初速度制動時的穩(wěn)定性制動距離或制動減速度踏板力1.3 轎車制動規(guī)范對制動系統(tǒng)制動性的總體要求汽車應(yīng)設(shè)置足以使其減速、停車和駐車的制動系

2、統(tǒng)。設(shè)置對前、后輪分別操縱的行車制動裝置。應(yīng)具有行車制動系。汽車應(yīng)具有應(yīng)急制動功能和應(yīng)具有駐車制動功能。 汽車行車制動、應(yīng)急制動和駐車制動的各系統(tǒng)以某種方式相聯(lián)，它們應(yīng)保證當(dāng)其中一個或兩個系統(tǒng)的操縱機構(gòu)的任何部件失效時(行車制動的操縱踏板、操縱連接桿件或制動閥的失效除外)仍具有應(yīng)急制動功能。制動系應(yīng)經(jīng)久耐用，不能因振動或沖擊而損壞。1.4 制動系統(tǒng)的設(shè)計方法1.4.1制動系統(tǒng)開發(fā)流程制動系統(tǒng)規(guī)格研究圖面做成試驗車輛各部位的決定優(yōu)化試驗確認試驗項目計劃書裝配規(guī)格書設(shè)計構(gòu)想書車輛重量目標值設(shè)定評價方法系統(tǒng)優(yōu)化效果的確認系統(tǒng)優(yōu)化方案具體化開發(fā)流程制動系統(tǒng)位置研究基本尺寸圖 1.4.2制動系統(tǒng)方案的確

3、定 1.設(shè)計構(gòu)想書2.車輛重量3.目標性能(制動力減速度制動距離)INPUT項目OUTPUT項目1.制動系統(tǒng)規(guī)格設(shè)定 性能預(yù)測 法規(guī)適合性2.系統(tǒng)的可行性 構(gòu)造方案的確定 裝配工藝性、維修性研究1.4.3制動系統(tǒng)方案確定的順序目標設(shè)定剎車尺寸的確定手制動操縱系統(tǒng)尺寸的確定真空助力器的確定車輛重量、行駛性能制動力分配駐車制動能力車輪抱死時踏板力匹配摩擦片面積的確定確保一定的壽命1.5整車參數(shù) 1.5.1整車制動系統(tǒng)布置方案制動踏板機構(gòu)空氣伺服制動系統(tǒng)管路布置形式ABS控制器比例閥前 輪制動器后 輪制動器后 輪制動器前 輪制動器 1.5.1整車目標參數(shù)參數(shù)項目空載滿載前軸負荷(kg)后軸負荷(kg

4、)總質(zhì)量G(kg)重心高度hg(mm)軸距L(mm)車輪滾動半徑(mm)最大車速(km/h)重心距前軸距離a(mm)重心距后軸距離b(mm)1.6設(shè)計期望值1.6.1制動能力 汽車制動時，地面作用于車輪的切線力稱為地面制動力Fxb，它是使汽車制動而減速行駛的外力。在輪胎周緣克服制動器摩擦力矩Mu所需的力稱為制動器制動力Fu。 地面制動力是滑動摩擦約束反力，其最大值受附著力的限制。附著力F與Fxbmax的關(guān)系為FxbmaxFFz·。Fz為地面垂直反作用力，為輪胎道路附著系數(shù)，其值受各種因素影響。若不考慮制動過程中值的變化，即設(shè)為一常值，則當(dāng)制動踏板力或制動系壓力上升到某一值，而地面制動

5、力達最大值即等于附著力時，車輪將抱死不動而拖滑。踏板力或制動系壓力再增加，制動器制動力Fu由于制動器摩擦力矩的增長，仍按直線關(guān)系繼續(xù)上升，但是地面制動力達到附著力的值后就不再增加了。制動過程中，這三種力的關(guān)系，如圖1所示。 汽車的地面制動力首先取決于制動器制動力，但同時又受輪胎。道路附著條件的限制。所以只有當(dāng)汽車具有足夠的制動器摩擦力矩，同時輪胎與道路又能提供高的附著力時，汽車才有足夠的地面制動力而獲得良好的制動性。圖2是汽車在水平路面上制動時的受力情形 (忽略了汽車的滾動阻力偶矩、空氣阻力以及旋轉(zhuǎn)質(zhì)量減速時產(chǎn)生的慣性力偶矩) 。此外，下面的分析中還忽略制動時車輪邊滾邊滑的過程，附著系數(shù)只取一

6、個定值，慣性阻力為： 圖1： 制動過程中，地面制動力、制動器制動力及附著力的關(guān)系 圖2 制動時的汽車受力圖a.地面對汽車的法向反作用力：b.制動距離 圖3.汽車的制動能力常用制動效能反映。制動效能是指汽車以一定初速迅速制動到停車的制動距離或制動過程中的制動減速度。制動過程中典型的減速度與時間關(guān)系曲線如圖3所示。其中，ta為制動系反應(yīng)時間，指制動時踏下制動踏板克服自由行程、制動器中蹄與鼓的間隙等所需時間。一般液壓制動系的反應(yīng)時間為0.0150.03s，氣壓制動系為0.050.06；tb為減速度增長時間，液壓制動系為0.150.3s，氣壓制動系為0.30.8s。制動距離與汽車的行駛安全有直接的關(guān)系

7、。制動距離是指在一定制動初速度下，汽車從駕駛員踩著制動踏板開始到停住為止所駛過的距離。根據(jù)圖1所示的典型制動過程，可求得制動距離S：Sv(ta+tb)+ ？ Mc.理想的制動力分配曲線在任何輪胎地面附著系數(shù)之下，汽車在水平路面制動時均能使雙軸汽車前、后輪同時接近抱死狀態(tài)的前、后制動器制動力分配曲線稱之為理想制動器制動力分配曲線，通常稱為I曲線。此時，前后輪制動器制動力分別等于各自的附著力。Fu1Fu2hgFZ1FZ2圖4圖5 理想制動器制動力分配曲線與實際線性制動器制動力分配曲線（單位汽車重力） 1.6.2 制動踏板力與制動力的關(guān)系在制動踏板上加力F，在車輪剎車上就會產(chǎn)生如下的制動力制動盤活塞

8、制動器主缸制動主缸真空助力器 制動踏板圖6 PB：活塞壓強 SB：活塞端面面積 SM：制動主缸活塞端面面積 i ：真空助力器增益系數(shù) ：制動踏板杠桿比（R/r） F：踏板輸入力1.6.3駐車制動能力式中，F(xiàn)x：為手制動器制動力kg； r：為輪胎滾動半徑mm； R：制動盤/鼓有效半徑 mm FH：為駕駛員施加的手力kg F0：無效操作力kg BF2：后鼓式制動器效能因數(shù) ：傳遞效率70%左右 K0：動力系數(shù)I：手制動增益系數(shù)表示汽車在坡道角為的上坡路上停駐時的受力情況，由此可得出上坡停駐時的后軸附著力為：圖7 汽車在上坡路上停駐時的受力情況汽車在下坡路上停駐時的后軸附著力為：汽車可能停駐的極限上

9、坡路坡道角l可根據(jù)后軸上的附著力與制動力相等的條件求得，即由 得到 同理可推導(dǎo)出汽車可能停駐的極限下坡路坡道角1.6.4可停駐最大坡度（附著系數(shù)為0.7時）空載滿載上坡時下坡時2.行車制動系統(tǒng)的設(shè)計2.1制動器總成的設(shè)計2.1.1前轉(zhuǎn)向節(jié)帶盤式制動器總成 前轉(zhuǎn)向節(jié)帶盤式制動器總成主要有以下零部件組成：如圖8所示。圖8在下面一張圖片當(dāng)中可以看到，前轉(zhuǎn)向節(jié)帶盤式制動器總成既和轉(zhuǎn)向機的橫拉桿連接又和控制臂、前滑柱還有傳動軸等連接。在總成當(dāng)中轉(zhuǎn)向節(jié)就相當(dāng)于一個平臺，平臺上搭載了制動鉗，輪轂、軸承、制動盤零部件，軸承安裝在轉(zhuǎn)向節(jié)的方式根據(jù)軸承不同而采取壓裝或是通過螺栓連接到轉(zhuǎn)向節(jié)上，傳動軸與輪轂通過花鍵

10、聯(lián)接,轉(zhuǎn)向節(jié)上圖9端與滑柱通過螺栓連接，下端與控制臂的橫拉桿通過球頭銷連接，控制臂與副車架連接，總成圍繞控制臂與副車架的連接點為圓心上下移動，前端安裝制動鉗，后端與轉(zhuǎn)向機橫拉桿連接，轉(zhuǎn)向時圍繞球頭銷旋轉(zhuǎn)。轉(zhuǎn)向節(jié)一般多為鑄造件，也有的轉(zhuǎn)向節(jié)是鍛造件，其中以鍛造件為佳，但是鍛造件的模具比較復(fù)雜，不易加工。我公司現(xiàn)有的產(chǎn)品當(dāng)中B11和S11的轉(zhuǎn)向節(jié)都是鑄造件，A11、A15的轉(zhuǎn)向節(jié)是鍛件。鑄造的轉(zhuǎn)向節(jié)材料是球墨鑄鐵（QT450-10 GB1348），因為鑄鐵的韌性不是很好，所以要求鑄件必須100進行球化率檢測，應(yīng)達到85以上，并且要求對鑄件百分之百探傷，不得有氣孔，縮松夾渣和硬點，不得有裂紋。同時因

11、為轉(zhuǎn)向節(jié)經(jīng)常在比較復(fù)雜的變載荷情況下工作所以對轉(zhuǎn)向節(jié)的疲勞試驗要做特別要求，這是B11前轉(zhuǎn)向節(jié)的技術(shù)要求，具體如下：鍛造件A11A15的材料是45鋼或者是免調(diào)質(zhì)鋼，因為鋼具有較好的剛度和強度，鍛造轉(zhuǎn)向節(jié)的性能大大優(yōu)于鑄造轉(zhuǎn)向節(jié)。下面簡單的介紹一下軸承的發(fā)展圖10 2.1.1.1b)a）我們的產(chǎn)品當(dāng)中，A11A15前輪軸承、S11前后輪軸承均為一代軸承，一代軸承在前轉(zhuǎn)向節(jié)中需要采用壓裝，對軸承與轉(zhuǎn)向節(jié)的過盈配合、壓裝力以及傳動軸鎖止螺母的預(yù)緊力均要求很嚴格，所以將來的趨勢是逐漸淘汰一代軸承。圖11c)二代軸承軸承外圈與輪轂集成，一般多用于非驅(qū)動輪。圖12d)三代軸承軸承內(nèi)圈、外圈、輪轂集成為一體

12、，ABS傳感器也可以根據(jù)需要集成，使裝配模塊化，簡單化 。圖13e)f）2）e）2）d）2）c）2）b）2）a）2）2.1.1.2a)2.1.1.3b)圖142.1.1.4圖14圖15圖14圖15a)2.1.1.5圖16b)圖17 b)a)2.1.1.6圖18現(xiàn)在軸承一般都很少重新開發(fā)，供應(yīng)商根據(jù)主機廠所提供的以上參數(shù)從現(xiàn)有的產(chǎn)品當(dāng)中挑出一款或是幾款軸承來布置。圖19這是軸承偏置距（軸承中心線和輪胎中心線的距離）與軸承壽命曲線圖，由此圖可見，軸承偏置距對軸承的影響是很大的。在簡單介紹完軸承以后，在下面再簡單的介紹一下制動鉗。圖20圖21圖22制動器的原理就是利用固定元件與旋轉(zhuǎn)元件工作表面的摩擦

13、而產(chǎn)生制動力矩，固定元件就是制動鉗、摩擦塊，旋轉(zhuǎn)件就是制動盤，制動時駕駛員踩踏板產(chǎn)生制動油壓，制動鉗對摩擦片和制動盤施加正壓力，制動的整個過程就是把動能轉(zhuǎn)化為熱能的過程。圖23a.b.圖25圖24c.圖26d.圖27e.綜合起來就是：b.c.a.上面介紹的是制動時的原理，下面我們來看一下制動完以后的惠位原理：圖28圖29圖30圖312.1.2后轉(zhuǎn)向節(jié)帶盤式制動器總成圖32與前轉(zhuǎn)向節(jié)帶盤式制動器總成不同，后轉(zhuǎn)向節(jié)帶盤式制動器總成除了要行車制動以外，還要兼作駐車制動圖33后鉗的駐車原理如下：圖34但是，在駐車完以后還要考慮會位和間隙補償?shù)膯栴}圖352.1.32.1.3.1圖37圖37(圖36c)(

14、圖36b)；圖36(圖36a)(圖41)(圖40)(圖39)(圖39)圖39圖382.1.3.2圖40圖41圖42表一(表一)圖422.1.3.3圖45圖45圖40,圖44圖43圖44圖432.1.3.4表二表二2.1.4.12.1.4表三表三2.1.4.2表四表四2.1.4.32.1.5鼓式制動器2.1.5.1鼓式制動器:鼓式制動器是摩擦制動器中的一種,它的摩擦副中的旋轉(zhuǎn)元件為制動鼓,工作表面為圓柱面2.1.5.2鼓式制動器有內(nèi)張型(Internal expanding drum brake)和外束型(external contracting drum brake), 內(nèi)張型的制動鼓以內(nèi)圓柱

15、面為工作表面,在汽車上應(yīng)用廣泛,目前奇瑞現(xiàn)有車型A11,A15,S11的后制動器采用的都是這種鼓式制動器,外束型制動鼓的工作表面則是外圓柱面,目前只有極小數(shù)汽車用作駐車制動器.因此在下面的篇幅中我們主要介紹內(nèi)張型鼓式制動器.2.1.5.3內(nèi)張型鼓式制動器都采用帶摩擦片的制動蹄作為固定元件,位于制動鼓內(nèi)部的制動蹄在一端承受促動力時,可繞其另一端的支點向外旋轉(zhuǎn),壓靠到制動鼓內(nèi)圓面上,產(chǎn)生摩擦力矩(制動力矩).目前奇瑞車型上所采用的都是這種輪缸式制動器,此處還有用凸輪促動裝置的凸輪式制動器(cam brake) 和用楔促動裝置的楔式制動器(wedge brake)2.1.5.4鼓式制動器的工作原理:

16、圖46鼓式制動器工作原理圖1、2-制動蹄；3、5-支承銷；4-制動鼓圖46顯示了鼓式制動器的工作原理.帶有摩擦片的制動蹄1、2通過支承銷5、3鉸裝在制動底板上。制動時輪缸活塞對制動蹄施加國P，使其繞支承銷轉(zhuǎn)動，并抵靠在制動鼓4表面上。這時制動蹄1、2分別受到制動鼓4表面上。這時制動蹄1、2分別受到制動鼓作用的法向力Y1、Y2（此處假定合力作用在中心線上）和切向力X1,X2,而制動蹄的切向反力對制動鼓產(chǎn)生一個與其旋轉(zhuǎn)方向相反的制動力矩(X1+X2)Rb(Rb為制動鼓工作半徑)。由圖可見，制動蹄1張開時的轉(zhuǎn)動方向與汽車前進時制動鼓旋轉(zhuǎn)方向（即正向旋轉(zhuǎn)，如箭頭所示）相同，由于力X1與力P繞支承銷5的

17、力矩方向相同，使蹄對鼓的壓緊力和相應(yīng)的摩擦力增大，即產(chǎn)生了使效能增高的“助勢”作用，因而被稱作領(lǐng)蹄L。反之，制動蹄2張開時的轉(zhuǎn)動方向與制動鼓旋轉(zhuǎn)方向相反，力X2與力P繞支承銷3的力矩方向也相反，使蹄對鼓的壓緊力和摩擦力減小，即產(chǎn)生的“減勢”作用，因而被稱作從蹄T。當(dāng)汽車倒駛時制動鼓反向旋轉(zhuǎn)，蹄1由領(lǐng)蹄變?yōu)閺奶?蹄2則由從蹄變?yōu)轭I(lǐng)蹄。五鼓式制動器的分類圖47 鼓式制動器的分類a）領(lǐng)從蹄式；b）雙領(lǐng)蹄式；c）雙向雙領(lǐng)蹄式；d）單向伺服式；f）雙向伺服式1） 按制動器效能分類 領(lǐng)從蹄式（LT式），如圖47a）所示，當(dāng)制動鼓正向或反向旋轉(zhuǎn)時，總是有一個領(lǐng)蹄和一個從蹄。 雙領(lǐng)蹄式（2L式），如圖47b）

18、所示，當(dāng)制動鼓正向旋轉(zhuǎn)時兩蹄均為領(lǐng)蹄，而當(dāng)制動鼓反向旋轉(zhuǎn)時兩蹄均為從蹄。 雙向雙領(lǐng)蹄式（D2L式），如圖47c）所示，當(dāng)制動鼓正向或反向旋轉(zhuǎn)時兩蹄均為領(lǐng)蹄。 雙從蹄式，如圖47d）所示，當(dāng)制動鼓正向旋轉(zhuǎn)時兩蹄均為從蹄，而當(dāng)制動鼓反向旋轉(zhuǎn)時兩蹄均為領(lǐng)蹄。 單向伺服式（US式），如圖47e）所示，僅在制動鼓的某一旋轉(zhuǎn)方向上，才能借助摩擦力的作用使施加的力效能增高。 雙向伺服式（DS式），如圖47f）所示，在制動鼓的正、反旋轉(zhuǎn)方向上，均能借助摩擦力的作用使施加力的效能增高。一般來說，領(lǐng)蹄的效能因數(shù)約為從蹄的3倍，伺服制動器中次領(lǐng)蹄（由主領(lǐng)蹄通過連接桿張開的制動蹄）的效能因數(shù)也約為主領(lǐng)蹄（由輪缸活塞張

19、開的制動蹄）的3倍。圖48顯示的鼓式制動器的效能因數(shù)與摩擦系數(shù)的關(guān)系。在制動器基本尺寸比例和摩擦系數(shù)相同的情況下，效能因數(shù)的大小依次是：雙向伺服式、雙領(lǐng)蹄式、領(lǐng)從蹄式、雙從蹄式。下表列出各種制動器效能因數(shù)的典型值。制動器效能因數(shù)的典型值制動器型式效能因數(shù)典型值領(lǐng)從蹄式：輪缸式及楔式2.2凸輪張開式2.0雙領(lǐng)蹄、雙向雙領(lǐng)蹄：輪缸式及楔式3.4單向伺服式、雙向伺服式5.5盤式0.8注:摩擦系數(shù)為0.4。 制動鼓正向旋轉(zhuǎn)時.圖48鼓式制動器效能因數(shù)與摩擦系數(shù)的關(guān)系1-雙向伺服式；2-雙領(lǐng)蹄式；3-領(lǐng)從蹄式；4-雙從蹄式2)按制動蹄促動器結(jié)構(gòu)分類 促動器是直接作用于制動蹄并使其動作的機構(gòu).按促動器結(jié)構(gòu)

20、不同,制動器分為下列三類: 輪缸式制動器:利用輪缸活塞推動制動蹄張開, 目前奇瑞車型上所采用的都是這種輪缸式制動器. 凸輪張開式制動器:利用凸輪的轉(zhuǎn)動使制動蹄張開.這種結(jié)構(gòu)存在嚴重缺點很少采用. 楔式制動器,利用楔桿的楔入使制動蹄張開.我國轎車和微、輕型汽車都采用液壓制動系，需配用輪缸式制動器，中、重型汽車習(xí)慣上都采用氣壓制動系,需配用凸輪張開式制動器,有個別汽車采用楔式制動器.國外中、重型汽車采用輪缸式制動器配以氣壓液壓制動系的相當(dāng)普便.3）按制動蹄支承方式分類 按制動蹄支承方式分為固定式和浮動式兩種.根據(jù)這個特點將制動器相應(yīng)地區(qū)分為具有轉(zhuǎn)動蹄與具有浮動蹄的制動器圖49 制動蹄的支承方式a）

21、 固定支承式的 b)浮動支承式 固定支承式如圖所示,制動蹄下端的圓孔(或半圓孔)套在(或頂在)支承銷上,可自由地繞其轉(zhuǎn)動,即僅有一個自由度,因此蹄與鼓之間的相對位置是確定的,制動蹄運動平穩(wěn),結(jié)構(gòu)牢固.但加工精度要求高,如摩擦表面磨損后配合狀況也會遭到破壞.該支承方式多用于中、重型汽車。 浮動支承式如圖所示，制動蹄下端為曲面，可靠在支承面上轉(zhuǎn)動和上下滑動，即具有兩個自由度。由于這一特點，制動蹄具有自動定心作用，可落到制動鼓內(nèi)的最佳接觸位置。這樣不但對加工精度的要求低一些，而且磨損后仍能自動調(diào)整蹄與鼓的配合狀況。但由于制動蹄的位置不確定，為了使其不發(fā)動滑移和平穩(wěn)地復(fù)位，必須考慮復(fù)位彈簧力的平衡,同

22、時還要求調(diào)整好制動間隙,以避免摩擦片拉磨.該支承方式多用于轎車和微、輕型汽車。 具有浮動蹄的制動器其效能因數(shù)略高于具有轉(zhuǎn)動蹄的制動器，而且對摩擦系數(shù)和接觸區(qū)變化的敏感性較小，制動襯片磨損也較均勻。 4）按制動鼓受力狀況分類 根據(jù)制動時制動鼓受到的來自兩蹄的法向力是否平衡,可將制動器分為平衡式與非平衡式兩類. 雙領(lǐng)蹄式、雙向雙領(lǐng)蹄式和雙從蹄式制動器由于結(jié)構(gòu)是中心對稱的，兩蹄對制動鼓單位壓力的分布呈中心對稱，因此制動鼓所受到的法向力互相平衡，屬于平衡式制動器。除此這外，其他制動器均為非平衡式，制動鼓易發(fā)生損壞和變形，輪轂軸承會受到附加徑向載荷，摩擦片的磨損也不均勻。平衡式制動器則無這些缺點。2.1

23、.5.6制動間隙調(diào)整裝置為了防止制動拖滯，在放松制動時摩擦片與制動鼓之間應(yīng)保持一定的間隙,稱為制動間隙。經(jīng)過多次使用后摩擦片逐漸磨損,制動間隙隨這增大.這時應(yīng)及時加以調(diào)整,使間隙恢復(fù)到規(guī)定值,以免因制動踏板或制動氣室推桿行程過大而影響制動性能.為了提高制動安全性和減少維修工作量,現(xiàn)代汽車多采用自動調(diào)整. 間隙自調(diào)裝置分為一次調(diào)準式和階躍式兩種.前一種裝置在進行每次制動后,制動器中的間隙都會自動恢復(fù)到預(yù)先設(shè)定值,后一種裝置需經(jīng)過多次制動后,才在使用制動或解除制動時一舉消除積累的過量間隙.制動器的過量間隙不完全是由摩擦副的磨損引起的,還包括制動鼓受熱膨脹,以及蹄與鼓的彈性變形產(chǎn)生的間隙.然而一次調(diào)

24、準式間隙自調(diào)裝置總是按制動器當(dāng)時的實際狀況來消除過量間隙,如果這時恰好出現(xiàn)過大的熱變形和機械變形,由此產(chǎn)生的間隙超過了設(shè)定間隙,那么在這些變形消除后制動器就會發(fā)生拖滯甚至抱死.為了避免出現(xiàn)這種調(diào)整過頭的現(xiàn)象,應(yīng)采用階躍式自調(diào)裝置.2.1.5.7主要零部件的結(jié)構(gòu)與設(shè)計1) 制動鼓制動鼓是制動器的摩擦對偶件,除應(yīng)具有作為構(gòu)件所需要的強度和剛度外,還應(yīng)有盡可能高而穩(wěn)定的摩擦系數(shù),以及適當(dāng)?shù)哪湍バ?、耐熱性、散熱性和熱容量等。制動鼓的結(jié)構(gòu)有下列三種。圖50制動鼓結(jié)構(gòu)型式a）整體鑄造式；b)鋼板與鑄鐵組合式；c）輕合金與鑄鐵組合式 整體鑄造式如圖50a）所示,制動鼓由高強度灰鑄鐵或含Cr的合金鑄體鑄成,這

25、種制動鼓結(jié)構(gòu)簡單,加工方便,熱容量大,但質(zhì)量較大,多用于中、重型汽車。 鋼板與鑄鐵組合式如圖50b）所示，制動鼓由鋼板沖壓的鼓盤與鑄鐵鼓圈兩部分鑄成一體，質(zhì)量較小，多用于轎車和輕型汽車。 輕合金與鑄鐵組合式如圖50c）所示，制動鼓主體為鋁合金，內(nèi)鑄入鑄鐵襯圈。這種制動鼓不僅質(zhì)量小，散熱性也很好，多用于轎車。制動鼓設(shè)計不當(dāng)，受熱時易變形，制動鼓受力不平衡,也會產(chǎn)生機械變形,使蹄與鼓接觸不良,導(dǎo)致踏板力和行程增大,制動鼓工作面的不圓度過大時,還會引起自銷和產(chǎn)生振動、噪聲。因此制動鼓應(yīng)有足夠的壁厚，并在外表面靠近開口部位鑄出周向或軸向的加強肋，以提高強度。這些加強肋又起散熱肋的作用，可降低摩擦面溫度

26、和縮短制動器冷卻時間，使能量容量提高35%40%制動鼓工作面一般在與輪轂裝配后，以軸承孔定位進行精加工。微型轎車要求工作面的圓度和同軸度公差0.03mm,徑向跳動量0.05mm,靜不平衡量1.5N.Cm2) 制動蹄制動蹄承受促動器的施加力、制動鼓的法向和切向力，以及支承反力，應(yīng)有適當(dāng)?shù)膭偠?。中型以下汽車常用鋼板沖焊成T型截面的制動蹄,中型以上汽車則用可鍛鑄鐵、球墨鑄鐵、鑄鋼或鋁合金等材料鑄成各種截面形狀的制動蹄。制動蹄粘接或鉚接摩擦片后，加工摩擦片外表面至規(guī)定尺寸和粗糙度。粘接摩擦片可使用至僅剩下11.5mm的極限厚度,但磨損后更換新摩擦片困難,一般都是同制動蹄一起更換.鉚接摩擦片更換方便,制

27、動噪聲小,但可用厚度受到鉚釘露頭的限制,多用于厚度超過6.5mm的摩擦片.3) 制動底板制動底板是安裝促動器、制動蹄的基礎(chǔ)件，承受這些裝置件的全部反作用力和力矩，要求其配合面有必要的位置精度，并具有足夠的強度和剛度。中型以下汽車的制動底板常用沖壓性能良好的鋼板沖壓制動，一些加強件和不受力零件可焊到本體上，中型以上汽車的制動底板常用可鍛鑄鐵。為了提高剛度，沖壓的制動底板上沖出翻邊和凸臺,使其外形呈凹凸起伏狀,鑄造的制動底板在受力部位采用封閉截面結(jié)構(gòu)并鑄出加強肋.4）制動凸輪 制動凸輪軸頸一般用涂有潤滑脂的青銅襯套支承在支架上.制動凸輪在工作時承受很大的不平衡力,除了會使制動器零部件發(fā)生嚴重變形外

28、,還會使襯套很快磨損,而且傳動效率也很低。據(jù)計算，當(dāng)潤滑良好時（摩擦系數(shù)f=0.1）,制動凸輪支承的傳動效率c為0.870.92;潤滑不良時(f=0.15)為0.820.88。為了提高傳動效率和延長襯套使用壽命，可采用不需潤滑的含氟塑料襯套。這種襯套在大負荷、低滑動速度的條件下，摩擦系數(shù)很小（f=0.050.1）,可使傳動效率提高到0.950.97。 制動凸輪的工作輪廓與制動蹄施力端的平面或滾輪相接觸,構(gòu)成一對運動副.采用凸輪滾輪運動副可減小接觸處的摩擦損失和提高傳動效率。制動凸輪的工作輪廓通常采用漸開線、阿基米德螺線和圓弧線。漸開線凸輪工作輪廓的長度一般都比較短,所以制動蹄施力端的總位移較小

29、,僅適用于摩擦片較厚的場合. 圖51 制動凸輪受力圖 制動凸輪的運動傳動比ic為制動氣室推桿(制動臂,下同)行程與制動蹄施加力端位移的比值,力傳動比ic則為兩蹄張開力的法向分力之和與推桿作用力的比值.如圖所示,在接觸點處制動凸輪對兩蹄的張開力分別為P和P”,而蹄對制動凸輪的法向和切向反力分別為N和T,可得出: 在漸開線凸輪平面運動副中,法向力N的力臂h 等于漸開線基圓的半徑,在阿基米德螺線凸輪滾輪中心的位移等于阿基米德螺線的升程.所以這兩種運動副的運動傳動比均為定值,與制動凸輪的轉(zhuǎn)角無關(guān).除了這兩種情況以外,制動凸輪的運動傳動比及傳動效率都隨轉(zhuǎn)角而變,設(shè)計時應(yīng)通過圖解法或分析法求出這些關(guān)系,并

30、力求使制動凸輪的力傳動比接近定值. 2.1.5.8鼓式制動器的設(shè)計計算 鼓式制動器的結(jié)構(gòu)型式和尺寸應(yīng)根據(jù)制動器能產(chǎn)生足夠的地面制動力,以及具有足夠的能量容量兩個基本條件確定。一般情況下，制動器的設(shè)計步驟如下。1） 初定制動器型式和制動鼓內(nèi)徑、輪缸直徑等參數(shù)輪缸式和凸輪張開式制動器的基本參數(shù),可由制動器需要產(chǎn)生的制動力分別按多變量方程式初步確定. 制動器效能因數(shù)可由選取的制動器結(jié)構(gòu)型式和摩擦系數(shù)(取f=0.350.40),近似的求出. 制動鼓內(nèi)徑為了保證制動器能產(chǎn)生足夠的地面制動力和具有足夠的能量容量,可試選較大的值(雙向伺服式制支器酌減),但要保證制動鼓外表面與輪輞內(nèi)表面之間有適當(dāng)?shù)拈g隙,否則

31、會影響制動器的散熱.轎車制動鼓內(nèi)徑一般比輪輞外徑小125150mm,貨車和客車一般比輪輞外徑小80100mm或更大.對于深槽輪輞,由于中間的深陷部尺寸比軸輞名義直徑小得多,間隙有所減小,須加以注意.設(shè)計時可按輪輞直徑初步確定制動鼓內(nèi)徑制動鼓最大內(nèi)徑輪輞直徑121314151620、225制動鼓最大內(nèi)徑轎車180200240260-貨車、客車220240260300320420 輪缸直徑和管壓輪缸直徑受制動器布置限制，設(shè)計時可參考同類結(jié)構(gòu)或通過作圖確定。制動主缸的輸出壓力受制動管路可靠性限制，在最大制動強度下應(yīng)不超過1015Mpa.有制動力調(diào)節(jié)閥時，后輪缸的輸入壓力應(yīng)根據(jù)其特性曲線確定。 制動氣

32、室直徑和管壓制動氣室直徑一般不會受到布置的限制，氣制動閥的輸出壓力應(yīng)不超過0.65Mpa.2) 初定制動襯片寬度和包角 這兩外參數(shù)加上已初定的制動鼓內(nèi)徑?jīng)Q定了每個制動器的摩擦面積A: A=·D·B（1+2）/360 （mm2） 式中：D-制動鼓內(nèi)徑，mm； B-制動襯片寬度，按QC/T3091999選取，mm 1, 2-分別為兩蹄的制動襯片包角，（°）按上式可求出前、后制動器摩擦面積確定這兩個參數(shù)時應(yīng)注意下列問題，一是加大制動襯片寬度和包角雖可減小磨損，但制動襯片過寬不易保證與制動鼓全面接觸，二是包角過大時不利于散熱，一般包角以90°105°為

33、宜，最大應(yīng)不超過120°。2） 制動器幾何參數(shù)，下圖顯示了具有轉(zhuǎn)動蹄和浮動蹄的制動器的主要幾何參數(shù)。圖52 制動器主要幾何參數(shù)（制動蹄為固定支架）圖53 制動器主要幾何參數(shù)（1）制動襯片起始角一般使制動襯片相對于水平軸線O對稱分布，或使制動襯片大體上相對于最大壓力點對稱分布。（2）制動蹄支承端和施力端坐標設(shè)計時在布置允許的條件下，應(yīng)盡可能增大a,e(或OB、OC)和減小c，以提高制動器效能因數(shù)。4）驗算制動器產(chǎn)生的制動力驗算制動器產(chǎn)生的制動力制動器參數(shù)初步確定之后，應(yīng)利用計算制動器效能因數(shù)或制動力矩的公式驗算制動器產(chǎn)生的制動力是否足夠。通過驗算如果制動力不足或太大，應(yīng)對初步的參數(shù)進行

34、必要的修改。下面列出奇瑞汽車制動器的結(jié)構(gòu)參數(shù)A11后鼓式制動器參數(shù)型式：領(lǐng)從蹄式鼓式制動器襯片起始角 0=39° 襯片包角 =118°制動鼓內(nèi)徑 D=200mm摩擦系數(shù) = 0.35輪缸作用點至支點距離 h=151mm支點距中心距離 a=76mm制動鼓厚度 7mm摩擦襯片的寬度 42mm 摩擦襯片厚度 5mm輪缸直徑 17.46mm管路油壓 7 MPa圖54D-制動鼓內(nèi)徑，0-襯片起始角，-襯片包角，h-輪缸作用點至支點距離，a-支點距中心距離， -摩擦系數(shù)， S11后鼓式制動器參數(shù)型式：領(lǐng)從蹄式鼓式制動器襯片起始角 領(lǐng)蹄 0L=45° 從蹄 0T=36°

35、;襯片包角 =109°制動鼓內(nèi)徑 D=180mm摩擦系數(shù) = 0.35輪缸作用點至支點距離 h=136mm支點距中心距離 a=67mm制動鼓厚度 7mm摩擦襯片的寬度 30mm 摩擦襯片厚度 4.5mm輪缸直徑 17.46mm管路油壓 7 Mpa2.1.6盤帶鼓制動器目前我們的T11車四輪驅(qū)動的后輪為盤帶鼓式制動器其中盤式用于行車制動,鼓式用于駐車制動2.2人為制動系和伺服制動系行車制動系按所用的制動能源分為人力制動系、伺服制動系(助力制動系)和動力制動系；按傳能式分為液壓制動系、氣壓制動系和氣壓一液壓組合制動系2.2.1 人力制動系的系統(tǒng)配置人力制動系中產(chǎn)生制動力的能僅由駕駛員體力

36、作用而供給，無需另外設(shè)置供能裝置。它的優(yōu)點是結(jié)構(gòu)簡單、工作習(xí)靠、成本低，過去很長一個時期曾廣泛應(yīng)用于中級以下的轎車和最大總質(zhì)量不超過5t的貨車上。由于其操縱較沉重，不能夠適應(yīng)現(xiàn)代汽車提高操縱輕便性的要求，目前僅用于部分微型汽車上，且有被淘汰的趨勢。2-2-1圖221為人力液壓制動系的示意圖。駕駛員作用于制動踏板上的力，在制動主缸中被轉(zhuǎn)化為液體（制動液）壓力，經(jīng)密閉系統(tǒng)傳輸?shù)捷喐?，再次轉(zhuǎn)化為前、后制動器的張開力。這種傳能方式與氣壓傳能方式相比有如下優(yōu)點。液體的傳輸壓力和速度高于氣體，所以傳能裝置尺寸小，容易布置，同時滯后時間短(一般僅為氣壓傳能裝置的12) 具有較高的傳動比和傳動效率； 結(jié)構(gòu)簡單

37、，不需要潤滑和對介質(zhì)進行處理。 其缺點是制動液漏泄、空氣侵入和受熱汽化均可能引起制動失效。使用中要經(jīng)常檢查、補充制動液，放出滲入的空氣和注意防止發(fā)生氣阻。 上面為便于敘述起見，以單回路制動系(圖2-1-1)為例說明液壓傳能方式的工作原理，實際上這種制動系已不用于汽車上。為了保證安全要求汽車必須采用雙回路或多回路行車制動系。GBl26761999中規(guī)定，在行車制動系傳能裝置部分失效的情況下，應(yīng)仍能使足夠數(shù)量的車輪制動。這些車輪的選擇必須使行車制動剩余制動效能不低于規(guī)定的要求。 雙回路液壓制動系有下列五種不同的布置型式： II型，即回路1、2分別由前、后軸制動器組成，見圖2-2-2a； X型，即回

38、路12各由一側(cè)的前輪制動器與對角的后輪制動器組成，見圖2-2-2b； HI型，即回路1由前軸制動器的一半油缸(或輪缸，下同)加兩個后輪制動器組成；回路2由前軸制動器的另一半油缸組成，見圖2-2-2c； LL型，即回路l、2各由前軸制動器的一半油缸加一個后輪制動器組成，見圖2-2-2d)；2-2-2 HH型，即回路1、2各由前、后軸制動器的一半油缸組成，見圖2-2-2e)。 在以上各種布置型式中，以II型和x型制動系應(yīng)用最廣泛。它們既可與單油缸制動器配用，也可與雙油缸制動器配用，而且管路布置較為簡單。其他幾種型式結(jié)構(gòu)都很復(fù)雜，其中HI型和LL型只適用于前輪制動器為雙油缸結(jié)構(gòu)的汽車，HH型只適用于

39、前、后輪制動器均為雙油缸結(jié)構(gòu)的汽車。奇瑞公司目前所有車型都采用X型制動系；貨車都采用H型制動系。下面對正常情況下多為定值的雙回路制動系當(dāng)一條回路失效時，制動性能的變化作分析對比(表2-2-1)。從下表中可見，當(dāng)任一條回路失效時X型布置型式前、后軸的兩個車輪均不會同時抱死，因此可保持一定的轉(zhuǎn)向能力和抗側(cè)滑能力。至于前軸兩側(cè)車輪制動力不均衡對汽車的方向穩(wěn)定性雖有不良影響，但如果采用主銷負偏置距的結(jié)構(gòu)就可以緩解。應(yīng)當(dāng)指出，如果前輪制動器過熱引起制動液氣化時，只有II型制動系尚可由回路2提供部分制動力；反之，如果后輪制動器過熱引起制動液氣化時，2-2-1只有II型和HI型制動系可以分別由回路1和回路2

40、提供部分制動力，其他制動系都將完全失效。另外，在雙回路液壓制動系中，當(dāng)一個回路失效時，為了使末失效回路產(chǎn)生更大的制動力，須相應(yīng)地增大制動踏板力。這樣在緊急制動情況下可能出現(xiàn)某些車輪抱死。2.2.2伺服制動系的系統(tǒng)配置伺服制動系是在人力制動系的基礎(chǔ)上，增設(shè)一套供能裝置和伺服機構(gòu)，以減輕駕駛員的操縱力。伺服制動系按所用伺服能源分為真空伺服制動系、氣壓伺服制動系和液壓伺服制動系；按伺服機構(gòu)位置和操縱方式分為助力式(直接操縱 式)和增壓式(間接操縱式)。 真空伺服制動系利用發(fā)動機進氣管的真空度，或由發(fā)動機驅(qū)動的真空泵產(chǎn)生的真空度作為伺服能源。其優(yōu)點是結(jié)構(gòu)比較簡單，供能介質(zhì)(真空)不受外界環(huán)境的影響。但

41、真空度的負壓低(僅為0.060.09MPa)，使伺服機構(gòu)尺寸較大。這種制動系有助力式與增壓式之分。一般來說，前者用于絕大多數(shù)的轎車和裝載質(zhì)量3.5t(或最大總質(zhì)量6t)以下的輕型汽車；后者在我國極少采用。真空助力伺服制動系2.2.3人力制動系和伺服制動系的計算2.2.3.1初定制動主缸的直徑和行程制動主缸直徑和行程按要求的輸液量選取。對于II型雙回路液壓制動系，前、后兩條回路所需的輸液量各為：2-1 對于X型雙回路液壓制動系，對角兩條回路所需的輸液量相同：2-2 輪缸活塞在完全制動時的行程應(yīng)考慮為消除制動間隙；摩擦片（塊）的壓縮變形；制動蹄、制動鼓等零件的變形；摩擦副的磨損所需要的活塞行程。對

42、裝有間隙自動調(diào)整裝置的制動器可取較小值。制動軟管膨脹量可按GB168971997制動軟管26中規(guī)定的軟管自由長度的最大膨脹量確定。據(jù)統(tǒng)計，在現(xiàn)有汽車中與制動主缸最大輸液量相對應(yīng)的每個活塞行程（計及制動軟管膨脹量的影響），對鼓式制動器約為0.350.55cm，對鉗盤式制動器約為0.070.08cm。至此，可由式2-1和2-2算出的輸液量，按有關(guān)標準或產(chǎn)品規(guī)格選取制動主缸直徑和有效行程。為了使制動主缸具有一定的儲備行程，應(yīng)滿足下列條件：在采用前盤式、后鼓式制動器的II型雙回路制動系統(tǒng)中，前制動回路的輸液量遠大于后制動回路，應(yīng)選用兩腔活塞行程不同的主缸（最大有效行程之比約為3：2），使主缸的總行程得

43、到更合理的利用。2.2.3.2 制動踏板力和行程的驗算1） 制動踏板力對于人力制動系，制動踏板力按下式計算：對于助力式伺服制動系，在助力器特性曲線上最大助力點前制動踏板力為：在最大助力點后制動踏板力為：制動踏板必須具有一定的儲備行程。按GB7258-1997的規(guī)定，液壓行車制動在達到規(guī)定的制動效能時，踏板工作行程不得超過踏板全行程的34（制動器裝有自動調(diào)整間隙裝置時為45），且座位數(shù)9的載客汽車不得超過120mm，其他汽車不得超過150mm。2.2.3.3 國產(chǎn)汽車液壓傳能裝置的主要參數(shù)廠牌車型踏 板杠 桿比制動主缸真空助力器輪缸直徑直 徑 mm行 程 mm有 效直 徑助力比前輪mm后輪mm奇

44、瑞A11B11S11T11云雀GHK70604.819.0513.5/13127248.114.29奧拓SC708020.513.5/15152.43.151.515.87夏利TJ71004.4219.0518/12152.43.148.115.87TJ7100U4.4219.0518/12152.43.148.117.46富康RG、AL、AG20.616.5/13.1203.24820.6捷達CL、GL、C20.6416/18228.63.94814.29CT、GT22.2228.63.95414.29桑塔納LX4.6420.64228.634815.8720004.6422.2228.63

45、5417.461004.222.217/19228.63.45417.462.2.4液壓制動管路2.2.4.1 剛性管剛性管以前采用無縫鋼管、單層焊接鋼管和銅管，現(xiàn)已為雙層卷焊鋼管所取代。這種鋼管由兩面鍍銅的冷軋鋼帶橫向卷軋兩圈成管形后，通過釬焊爐在還原體中沿管壁結(jié)合面進行釬焊，使結(jié)合面結(jié)合為CuFe合金(圖2-2-4-1)。雙層卷焊鋼管的主要優(yōu)點是耐振動和疲勞，具有很高的防滲漏和爆破性能，尺寸精確，內(nèi)表面清潔、光滑，易于成形加工等。2-2-4-1 雙層卷焊鋼管圖2-2-4-2圖2-2-4-3按照GB11611-1989汽車液壓制動系金屬管、內(nèi)外螺紋管接頭和軟管端部接頭的規(guī)定，汽車液壓制動系所

46、用的雙層卷焊鋼管的規(guī)格列于下表：外徑D1（mm）（未經(jīng)表面處理）管外徑D1(mm) (最大)（經(jīng)表面處理）爆破壓力（Mpa）（最?。┵|(zhì) 量（kg/m）基本尺寸極限偏差基本尺寸極限偏差4.75±0.070.7±0.074.87 110 0.076.00 6.12 85 0.098.00 8.12 67.5 0.1210.00 10.12 55 0.16由于制動管大部分位于底盤下方，使用環(huán)境惡劣，對其表面防腐和保護要非常嚴格。目前普遍采用鍍鋅25um、鉻酸鹽鈍化、涂覆聚氟乙烯(PVF)15um的表面防腐層，同時在關(guān)鍵部位套裝雙層熱收縮管，以防石擊或摩擦損壞。 擴口管及其配用的管

47、接頭外形見圖2-3-2，擴口管的型式見圖2在布置制動管路的時候要注意：1、 盡量與車身附貼2、 不能與其它部件發(fā)生干涉，制動管路之間也不能相互干涉。在容易發(fā)生變形的地方加上管夾。一般在200-300mm就應(yīng)該有一個管夾及管夾支架。2.2.4.2液壓制動軟管的結(jié)構(gòu)和性能要求按GB168971997的規(guī)定。 液壓制動軟管總成由制動軟管和制動軟管接頭組成，制動軟管與軟管接頭之間是永久性聯(lián)接，該連接是靠接頭部分相對于軟管壓皺或冷擠變形來實現(xiàn)的。在設(shè)計制動軟管的長度時要綜合考慮車輪跳動的上下兩個極限位置，轉(zhuǎn)向輪還應(yīng)該考慮轉(zhuǎn)向的極限位置。長度要適中，不能太短，否則在車輪跳動或車輪轉(zhuǎn)向時會造成軟管脫落；也不

48、能太長，如果太長會導(dǎo)制軟管的膨脹過大，影響制動性能。因為在汽車行駛的過程中，制動軟管的位置隨著車輪位置的變化而變化，所以在容易與其它部件干涉或容易刮傷的軟管處加上檔圈或護簧等保護裝置，如A21前制動軟管就加上了護簧。2.2.5 人力制動和伺服制動元件2.2.5.1制動踏板裝置制動踏板(臂)一般為沖焊件或鑄件，其結(jié)構(gòu)應(yīng)有足夠的強度和剛度。制動踏板的布置有下列兩種方式。(1)豎立式如圖2-2-5-1所示，制動踏板以銷軸裝在地板下方與車架連接的支架上。這種布置方式由于真空助力器和制動主缸的維修比較困難，且需在地板上開孔，影響了車廂的密封性，僅用于輕型以上汽車。(2)吊掛式如圖2-2-5-2所示的制動

49、踏板裝置，踏板下垂懸置于前圍板上，直接推動位于發(fā)動機艙內(nèi)的助力器和主缸。這種布置方式克服了前一種方式的缺點，但踏板行程較小，而且對于平頭車布置較為困難。適用于轎車和微、輕型汽車。詳細內(nèi)容將在2.3中介紹。圖2-2-5-2圖2-2-5-12.2.5.2 制動主缸制動主缸是將控制力或其他的力轉(zhuǎn)換為液體壓力的部件。按工作腔數(shù)目分為單腔式制動主缸和串列雙腔式制動主缸兩種。前者主要與單回路制動系 配用，基本上已被淘汰；后者可與雙回路制動系配用，是目前應(yīng)用最廣的制動主缸。按產(chǎn)生液壓的方式分為有補償孔式制動主缸和無補償孔式制動主缸兩種。前者主皮碗移過補償孔(主缸缸體上制動腔與儲液室連通的小孔)以后才產(chǎn)生液壓

50、， 也稱普通型制動主缸；后者由進油閥切斷與儲液室的通路而產(chǎn)生液壓。1)有補償孔式串列雙腔制動主缸主缸中設(shè)有兩個活塞，即由推桿推動的第一活塞(視安裝情況不同可位于汽車的前方或后方)和由液壓推動的第二活塞(相應(yīng)地位于汽車的后方或前方)。圖2-2-5-5正常情況下(圖2-2-5-3a)，制動時在推桿的作用下，活塞P和S向左移動關(guān)閉補償孔，在回路1、2建立起壓力；當(dāng)回路2失效時(圖2-2-5-3b)，回路2不能形成液壓阻力，活塞S被液壓椎到缸體底部，活塞P繼續(xù)向左移動，在回路1建立起壓力；當(dāng)回路1失效時(圖2-2-5-3c)，回路1不能形成液壓阻力，活塞P被推到與活塞S接觸后頂著它向左移動，在回路2建立起壓力。出現(xiàn)后兩種情況時，制動踏板行程都會比正常情況明顯加大。圖2-2-5-4為一有補償孔式串列雙腔制動主缸。在圖2-2-5-5所示的制動主缸中，供液腔F的直徑比制動腔C大，儲液室與F腔之間有快速填充閥，在制動初期(制動