盤鼓一體式制動器設計【豐田花冠轎車】,豐田花冠轎車,盤鼓一,體式,制動器,設計,豐田,花冠,轎車 目錄 摘要 ………………………………………………………………………………Ｉ Abstract……………………………………………………………………………II 第一章 緒論 ……………………………………………………………………1 1.1 制動系統(tǒng)設計的意義…………………………………………………1 1.2 制動系統(tǒng)發(fā)展歷史和現(xiàn)狀……………………………………………1 1.3 本次制動系統(tǒng)應達到的技術要求……………………………………2 1.4 本次制動系統(tǒng)設計要求………………………………………………2 第二章 制動系統(tǒng)方案論證分析與選擇 ………………………………………3 2.1 制動器形式方案分析 ………………………………………………3 2.1.1 鼓式制動器……………………………………………………3 2.1.2 盤式制動器……………………………………………………7 2.1.3 簡單制動系……………………………………………………8 2.1.4 動力制動系……………………………………………………9 2.1.5 伺服制動系……………………………………………………10 2.2 液壓分路系統(tǒng)的形式的選擇 ………………………………………10 2.2.1 II型回 ………………………………………………………11 2.2.2 X型回 ………………………………………………………11 2.2.3 其他類型回路 ………………………………………………11 2.3 液壓制動主缸的設計方案 ……………………………………………12 第三章 制動系統(tǒng)設計計算 ……………………………………………………14 3.1 制動系統(tǒng)主要參數數值………………………………………………14 3.1.1 相關主要技術參數………………………………………………14 3.1.2 同步附著系數的分析……………………………………………14 3.2 鼓式制動器主要參數確定……………………………………………15 3.3 盤式制動器主要參數確定……………………………………………17 3.4 制動器制動因數計算…………………………………………………18 3.5 制動器主要零部件的結構設計………………………………………18 第四章 液壓制動驅動機構的設計計 …………………………………………22 4.1 制動輪缸直徑與工作容積的設計計算………………………………22 4.2 制動主缸直徑與工作容積的設計計算………………………………23 4.3 制動踏板力與真空助力器……………………………………………24 第五章 制動性能分析 …………………………………………………………26 5.1 制動性能評價指標……………………………………………………26 5.2 制動器制動力分配曲線分析…………………………………………28 5.3 摩擦襯片（襯塊）的磨損特性計算…………………………………29 5.4 駐車制動計算…………………………………………………………31 結論…………………………………………………………………………………33 致謝…………………………………………………………………………………34 參考文獻……………………………………………………………………………35 附錄…………………………………………………………………………………36 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院 畢業(yè)設計（論文） 題 目 盤鼓一體式制動器設計 　　　　　　 專 業(yè) 汽車工程系 學 號 1089311216 學 生 寧宇 指導教師 李宏剛 答辯日期 2010.12.30 哈工大華德學院 哈爾濱工業(yè)大學華德學院（論文） 摘 要 本說明書主要介紹了豐田花冠轎車制動系統(tǒng)的設計。首先介紹了汽車制動系統(tǒng)的發(fā)展、結構、分類，并通過對鼓式制動器和盤式制動器的結構及優(yōu)缺點進行分析。最終確定方案采用盤鼓一體式制動器。除此之外，還介紹盤鼓一體式制動器主要部件的參數選擇及主要零部件的結構形式與設計計算，制動管路布置形式等的設計過程。同時對設計系統(tǒng)進行了性能分析與校核計算。 關鍵詞 制動系統(tǒng)、結構設計、分析計算 Abstract The paper introduced the Toyota Corolla car braking system design. First introduced the braking system's development, structure, classification, and through the drum brake and disc brake structure and analyzes the advantages and disadvantages of. Final solution using integrated type brake drum. In addition, also introduces the integral brake drum parameter's choice of main components and the main components of the structural form and the design calculation, brake pipe layout form design process. At the same time, the design of system performance analysis and checking calculation. Key words: braking system, structural design, calculation and analysis II 第1章 緒 論 1．1 制動系統(tǒng)設計的意義 汽車制動系統(tǒng)是汽車行駛的一個重要主動安全系統(tǒng)，其性能的好壞對汽車行駛安全有著至關重要的影響。隨著汽車的行駛速度和路面復雜程度的提高，更加需要高性能，壽命長的制動器。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。而制動器又是制動系中直接作用制約汽車運動的一個關健裝置，是汽車上最重要的安全件。本次畢業(yè)設計題目為豐田花冠轎車制動系統(tǒng)設計。 制動器是汽車制動系統(tǒng)中真正使汽車停止的部件。大多數現(xiàn)代汽車的前輪上都裝有盤式制動器，甚至有些汽車四個車輪上都裝有盤式制動器，而鼓式制動器多用在商用車上。 盤鼓一體式制動器結合了盤式和鼓式制動器的特點，結構尺寸緊湊，目前在豐田的部分車型和榮威等車型上安裝，能夠起到制動效能增強的作用。通過該制動總成的設計，使學生加強對汽車總成結構、功能等方面的深入認識，同時，鍛煉獨立分析問題和解決問題的能力 1．2 制動系統(tǒng)發(fā)展歷史和現(xiàn)狀 隨著車輛安全性的日益提高,車輛制動系統(tǒng)也歷經了數次變遷和改進。從最初的皮革摩擦制動,到后來的鼓式、盤式制動器,再到機械式ABS制動系統(tǒng),緊接著伴隨電子技術的發(fā)展又出現(xiàn)了模擬電子ABS制動系統(tǒng)、數字式電控ABS制動系統(tǒng)等等。 從制動系統(tǒng)的供能裝置、控制裝置、傳動裝置、制動器4個組成部分的發(fā)展歷程來看，都不同程度地實現(xiàn)了電子化。人作為控制能源，啟動制動系統(tǒng)，發(fā)出制動企圖；制動能源來自儲存在蓄電池或其它供能裝置；采用全新的電子制動器和集中控制的電子控制單元(ECU)進行制動系統(tǒng)的整體控制，每個制動器有各自的控制單元。機械連接逐漸減少，制動踏板和制動器之間動力傳遞分離開來，取而代之的是電線連接，電線傳遞能量，數據線傳遞信號，所以這種制動又叫做線控制動。這是自從ABS在汽車上得到廣泛應用以來制動系統(tǒng)又一次飛躍式發(fā)展。? 1．3 本次制動系統(tǒng)應達到的技術要求 （1）具有良好的制動效能 （2）具有良好的制動效能的恒定性 （3）制動時汽車的方向穩(wěn)定性好 （4）操縱輕便 （5）可靠性好 （6）減少公害 1．4 本次制動系統(tǒng)設計要求 根據給定的設計參數，對設計的盤鼓一體式制動器結構進行具體分析和選型，計算主要的結構參數，完成相應零部件的選擇和校核；同時根據說明書中計算的主要結構尺寸和參數，繪制主要零件圖和裝配圖，最終進行對設計出的制動系統(tǒng)的各項指標進行評價分析。 第2章 制動系統(tǒng)方案論證分析與選擇 2.1 制動器形式方案分析 汽車制動器幾乎均為機械摩擦式，即利用旋轉元件與固定元件兩工作表面間的摩擦產生的制動力矩使汽車減速或停車。一般摩擦式制動器按其旋轉元件的形狀分為鼓式和盤式兩大類。 2.1.1鼓式制動器 鼓式制動器是最早形式的汽車制動器，當盤式制動器還沒有出現(xiàn)前，它已經廣泛用干各類汽車上。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兩種結構型式。內張型鼓式制動器的摩擦元件是一對帶有圓弧形摩擦蹄片的制動蹄，后者則安裝在制動底板上，而制動底板則緊固在前橋的前梁或后橋橋殼半袖套管的凸緣上，其旋轉的摩擦元件為制動鼓。車輪制動器的制動鼓均固定在輪鼓上。制動時，利用制動鼓的圓柱內表面與制動蹄摩擦路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，并利用制動鼓的外因柱表面與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一些汽車的中央制動器，但現(xiàn)代汽車已很少采用。所以內張型鼓式制動器通常簡稱為鼓式制動器，通常所說的鼓式制動器就是指這種內張型鼓式結構。鼓式制動器按蹄的類型分為： （1）領從蹄式制動器 圖2-1 領從蹄制動器 如圖2-1所示，若圖上方的旋向箭頭代表汽車前進時制動鼓的旋轉方向(制動鼓正向旋轉)，則蹄1為領蹄，蹄2為從蹄。汽車倒車時制動鼓的旋轉方向變?yōu)榉聪蛐D，則相應地使領蹄與從蹄也就相互對調了。這種當制動鼓正、反方向旋轉時總具有一個領蹄和一個從蹄的內張型鼓式制動器稱為領從蹄式制動器。領蹄所受的摩擦力使蹄壓得更緊，即摩擦力矩具有“增勢”作用，故又稱為增勢蹄；而從蹄所受的摩擦力使蹄有離開制動鼓的趨勢， 即摩擦力矩具有“減勢”作用，故又稱為減勢蹄?！霸鰟荨弊饔檬诡I蹄所受的法向反力增大，而“減勢”作用使從蹄所受的法向反力減小。 領從蹄式制動器的效能及穩(wěn)定性均處于中等水平，但由于其在汽車前進與倒車時的制動性能不變，且結構簡單，造價較低，也便于附裝駐車制動機構，故這種結構仍廣泛用于中、重型載貨汽車的前、后輪制動器及轎車的后輪制動器。 （2）雙領蹄式制動器 圖2-2 雙領蹄制動器 若在汽車前進時兩制動蹄均為領蹄的制動器，則稱為雙領蹄式制動器。顯然，當汽車倒車時這種制動器的兩制動蹄又都變?yōu)閺奶愎仕挚煞Q為單向雙領蹄式制動器。如圖2—2所示，兩制動蹄各用一個單活塞制動輪缸推動，兩套制動蹄、制動輪缸等機件在制動底板上是以制動底板中心作對稱布置的，因此，兩蹄對制動鼓作用的合力恰好相互平衡，故屬于平衡式制動器。 雙領蹄式制動器有高的正向制動效能，但倒車時則變?yōu)殡p從蹄式，使制動效能大降。這種結構常用于中級轎車的前輪制動器，這是因為這類汽車前進制動時，前軸的動軸荷及 附著力大于后軸，而倒車時則相反，正適應這種制動器的特點。此外，它上面有兩個成180度夾角的輪缸，若裝在后輪，則無法附加駐車制動的驅動機構，因而不適用于后輪。 （3）雙向雙領蹄式制動器 圖2-3 雙向雙領蹄制動器 如圖2-3當制動鼓正向和反向旋轉時，兩制動助均為領蹄的制動器則稱為雙向雙領蹄式制動器。它也屬于平衡式制動器。由于雙向雙領蹄式制動器在汽車前進及倒車時的制動性能不變，因此廣泛用于中、輕型載貨汽車和部分轎車的前、后車輪，但用作后輪 制動器時，則需另設中央制動器用于駐車制動。 （4）單向增力式制動器 單向增力式制動器如圖所示兩蹄下端以頂桿相連接，第二制動蹄支承在其上端制動底板上的支承銷上。由于制動時兩蹄的法向反力不能相互平衡，因此它居于一種非平衡式制動器。單向增力式制動器在汽車前進制動時的制動效能很高，且高于前述的各種制動器，但在倒車制動時，其制動效能卻是最低的。因此，它僅用于少數輕、中型貨車和轎車上作為前輪制動器。 （5） 雙向增力式制動器 圖2-4 雙向增力制動器 如圖2-4所示，將單向增力式制動器的單活塞式制動輪缸換用雙活塞式制動輪缸，其上端的支承銷也作為兩蹄共用的，則成為雙向增力式制動器。對雙向增力式制動器來說，不論汽車前進制動或倒退制動，該制動器均為增力式制動器。 雙向增力式制動器在大型高速轎車上用的較多，而且常常將其作為行車制動與駐車制動 共用的制動器，但行車制動是由液壓經制動輪 缸產生制動蹄的張開力進行制動，而駐車制動則是用制動操縱手柄通過鋼索拉繩及杠桿等機械操縱系統(tǒng)進行操縱。雙向增力式制動器也廣泛用作汽車的中央制動器，因為駐車制動要求制動器正向、反向的制動效能都很高，而且駐車制動若不用于應急制動時也不會產生高溫，故其熱衰退問題并不突出。 但由于結構問題使它在制動過程中散熱和排水性能差，容易導致制動效率下降。因此，在轎車領域上己經逐步退出讓位給盤式制動器。但由于成本比較低，仍然在一些經濟型車中使用，主要用于制動負荷比較小的后輪和駐車制動。本次設計最終采用的是增力式制動器。 2.1.2盤式制動器 盤式制動器按摩擦副中定位原件的結構不同可分為鉗盤式和全盤式兩大類。 （1）鉗盤式 鉗盤式制動器按制動鉗的結構型式又可分為定鉗盤式制動器、浮鉗盤式制動器等。 ①定鉗盤式制動器：這種制動器中的制動鉗固定不動，制動盤與車輪相聯(lián)并在制動鉗體開口槽中旋轉。具有下列優(yōu)點：除活塞和制動塊外無其他滑動件，易于保證制動鉗的剛度；結構及制造工藝與一般鼓式制動器相差不多，容易實現(xiàn)從鼓式制動器到盤式制動器的改革；能很好地適應多回路制動系的要求。 ②浮動盤式制動器：這種制動器具有以下優(yōu)點：僅在盤的內側有液壓缸，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加之液壓缸冷卻條件好，所以制動液汽化的可能性小；成本低；浮動鉗的制動塊可兼用于駐車制動。 （2）全盤式 在全盤式制動器中，摩擦副的旋轉元件及固定元件均為圓形盤，制動時各盤摩擦表面全部接觸，其作用原理與摩擦式離合器相同。由于這種制動器散熱條件較差，其應用遠沒有浮鉗盤式制動器廣泛。 通過對盤式、鼓式制動器的分析比較可以得出盤式制動器與鼓式制動器比較有如下均一些突出優(yōu)點: （1）制動穩(wěn)定性好.它的效能因素與摩擦系數關系的K-p曲線變化平衡，所以對摩擦系數的要求可以放寬，因而對制動時摩擦面間為溫度、水的影響敏感度就低。所以在汽車高速行駛時均能保證制動的穩(wěn)定性和可靠性。 （2）盤式制動器制動時，汽車減速度與制動管路壓力是線性關系，而鼓式制動器卻是非線性關系。 （3）輸出力矩平衡.而鼓式則平衡性差。 （4）制動盤的通風冷卻較好，帶通風孔的制動盤的散熱效果尤佳，故熱穩(wěn)定性好，制動時所需踏板力也較小。 （5）車速對踏板力的影響較小。 綜合以上優(yōu)缺點最終確定本次設計采用前盤后鼓式。前盤選用浮動盤式制動器，后鼓采用領從蹄式制動器。 根據制動力原的不同，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。 2.1.3簡單制動系 簡單制動系即人力制動系，是靠司機作用于制動塌板上或手柄上的力作為制動力原。而傳力方式有、又有機械式和液壓式兩種。 機械式的靠桿系或鋼絲繩傳力，其結構簡單，造價低廉，工作可靠，但機械效率低，因此僅用于中、小型汽車的駐車制動裝置中。 液壓式的簡單制動系通常簡稱為液壓制動系，用于行車制動裝置。其優(yōu)點是作用滯后時間短(0．1s—0．3s)，工作壓力大(可達10 MPa—12MPa)，缸徑尺寸小，可布置在制動器內部作為制動蹄的張開機構或制動塊的壓緊機構，使之結構簡單、緊湊，質量小、造價低。但其有限的力傳動比限制了它在汽車上的使用范圍。另外，液壓管路在過度受熱時會形成氣泡而影響傳輸，即產生所謂“汽阻”，使制動效能降低甚至失效；而當氣溫過低時(-25℃和更低時)，由于制動液的粘度增大，使工作的可靠性降低，以及當有局部損壞時，使整個系統(tǒng)都不能繼續(xù)工作。液壓式簡單制動系曾廣泛用于轎車、輕型及以下的貨車和部分中型貨車上。但由于其操縱較沉重，不能適應現(xiàn)代汽車提高操縱輕便性的要求，故當前僅多用于微型汽車上，在轎車和輕型汽車亡已極少采用。 2.1.4動力制動系 動力制動系是以發(fā)動機動力形成的氣壓或液壓勢能作為汽車制動的全部力源進行制動，而司機作用于制動踏板或手柄上的力僅用于對制動回路中控制元件的操縱。在簡單制動系中的踏板力與其行程間的反比例關系在動力制動系中便不復存在，因此，此處的踏板力較小且可有適當的踏板行程。 動力制動系有氣壓制動系、氣頂液式制動系和全液壓動力制動系3種。 （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動力，且主車與被拖的掛車以及汽車列車之間制動驅動系統(tǒng)的連接裝置結構簡單、連接和斷開均很方便，因此被廣泛用于總質量為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，使其結構復雜、笨重、輪廓尺寸大、造價高；管路中氣壓的產生和撤除均較慢，作用滯后時間較長(0．3s—0．9s)，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(即加速閥)以及快放閥；管路工作壓力較低(一般為0．5MPa—0．7MPa)，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動制動蹄，使非簧載質量增大；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)主缸的驅動力源的一種制動驅動機構。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，其結構復雜、質量大、造價高，故主要用于重型汽車上，一部分總質量為9t—11t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具有一般液壓制動系統(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、易于采用制動力調節(jié)裝置和防滑移裝置，及可與動力轉向、液壓懸架、舉升機構及其他輔助設備共用液壓泵和儲油罐等優(yōu)點。但其結構復雜、精密件多，對系統(tǒng)的密封性要求也較高，故并未得到廣泛應用，目前僅用于某些高級轎車、大型客車以及極少數的重型礦用自卸汽車上。 2.1.5伺服制動系 伺服制動系是在人力液壓制動系的基礎上加設一套出其他能源提供的助力裝置．使人力與動力可兼用，即兼用人力和發(fā)動機動力作為制功能源的制動系。在正常情況下，其輸出工作壓力主要出動力伺服系統(tǒng)產生，而在動力伺服系統(tǒng)失效時，仍可全由人力驅動液壓系統(tǒng)產生一定程度的制動力。因此，在中級以上的轎車及輕、中型客、貨汽車上得到了廣泛的應用。 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。 2.2液壓分路系統(tǒng)的形式的選擇 a) b) c) d) e) 圖2-5 管路回路系統(tǒng)形式 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套獨立的系統(tǒng)，即應是雙回路系統(tǒng)，也就是說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，以便當一個回路發(fā)生故障失效時，其他完好的回路仍能可靠地工作。 2.2.1II型回路 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，簡稱II型，如圖2-5a所示。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。這種分路布置方案在各類汽車上均有采用，但在貨車上用得最廣泛。這一分路方案總后輪制動管路失效，則一旦前輪制動抱死就會失去轉彎制動能力。對于前輪驅動的轎車，當前輪管路失效而僅由后輪制動時，制動效能將明顯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而導致汽車甩尾。 2.2.2X型回路 后輪制功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于一個回路，稱交叉型，簡稱X型，如圖2-5b所示。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和同步附著系數沒有變化，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。因此，采用這種分路力案的汽車，其主銷偏移距應取負值(至20 mm)，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。 2.2.3其他類型回路 左、右前輪制動器的半數輪缸與全部后輪制動器輪缸構成一個獨立的回路，而兩前輪制動器的另半數輪缸構成另一回路，可看成是一軸半對半個軸的分路型式，簡稱HI型，如圖2-5c所示。 兩個獨立的問路分別為兩側前輪制動器的半數輪缸和一個后輪制動器所組成，即半個軸與一輪對另半個軸與另一輪的瑚式，簡稱LL型，如圖2-5d所示。 兩個獨立的回路均由每個前、后制動器的半數缸所組成，即前、后半個軸對前、后半個軸的分路型式，簡稱HH型，如圖2-5e所示。這種型式的雙回路系統(tǒng)的制功效能最好。HI、LL、HH型的織構均較復雜。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，且剩余的總制動力可達到正常值的50％左占。HL型單用回路，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。 綜合以上各個管路的優(yōu)缺點最終選擇X型管路。 2.3 液壓制動主缸的設計方案 為了提高汽車的行駛安全性，根據交通法規(guī)的要求，一些轎車的行車制動裝置均采用了雙回路制動系統(tǒng)。雙回路制動系統(tǒng)的制動主缸為串列雙腔制動主缸，單腔制動主缸已被淘汰。 轎車制動主缸采用串列雙腔制動主缸。該主缸相當于兩個單腔制動主缸串聯(lián)在一起而構成。儲蓄罐中的油經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、后工作腔內產生的油壓，分別經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、后兩工作腔內的活塞頭部與皮碗正好位于前、后腔內各自得旁通孔和補償孔之間。 當踩下制動踏板時，踏板傳動機構通過制動推桿推動后腔活塞前移，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。 撤出踏板力后，制動踏板機構、主缸前、后腔活塞和輪缸活塞在各自的回位彈簧作用下回位，管路中的制動液在壓力作用下推開回油閥流回主缸，于是解除制動。 若與前腔連接的制動管路損壞漏油時，則踩下制動踏板時，只有后腔中能建立液壓，前腔中無壓力。此時在液壓差作用下，前腔活塞迅速前移到活塞前端頂到主缸缸體上。此后，后缸工作腔中的液壓方能升高到制動所需的值。若與后腔連接的制動管路損壞漏油時，則踩下制動踏板時，起先只有后缸活塞前移，而不能推動前缸活塞，因后缸工作腔中不能建立液壓。但在后腔活塞直接頂觸前缸活塞時，前缸活塞前移，使前缸工作腔建立必要的液壓而制動。 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)設計計算 3.1 制動系統(tǒng)主要參數數值 3.1.1相關主要技術參數 主要參數的選取根據豐田花冠汽車車系報表，見表3-1 表3-1 豐田花冠轎車參數配置 基本參數 數值 空載汽車質量 1150Kg 滿載汽車質量 1800Kg 質心位置 1.35m 空載質心高度 0.7m 滿載質心高度 0.6m 軸距 2.6m 前輪距 1.47m 后輪距 1.46m 最高車速 160km/h 輪胎 195/60R15 同步附著系數 0.6 3.1.2同步附著系數的分析 (1)當＜時：制動時總是前輪先抱死，這是一種穩(wěn)定工況，但喪失了轉向能力； (2)當＞時：制動時總是后輪先抱死，這時容易發(fā)生后軸側滑而使汽車失去方向穩(wěn)定性； (3)當＝時：制動時汽車前、后輪同時抱死，是一種穩(wěn)定工況，但也喪失了轉向能力。 分析表明，汽車在同步附著系數為的路面上制動(前、后車輪同時抱死)時，其制動減速度為，即，為制動強度。而在其他附著系數的路面上制動時，達到前輪或后輪即將抱死的制動強度＜這表明只有在＝的路面上，地面的附著條件才可以得到充分利用。 根據相關資料查出轎車0.6，故取=0.6 3.2 鼓式制動器有關計算 制動力矩分配系數β 根據公式： （3-1） 得： 制動器制動力矩的確定 由輪胎與路面附著系數所決定的前后軸最大附著力矩： （3-2） 式中：Φ——該車所能遇到的最大附著系數； q——制動強度； ——車輪有效半徑； ——后軸最大制動力矩； G——汽車滿載質量； L——汽車軸距； Tfmax= (L2+ hg) re=3095.68N. (3-3) 后輪的制動力矩為Mu==1547.84Nmm 鼓式制動器的結構參數與摩擦系數的選取 （1）、制動鼓直徑D 輪胎規(guī)格為195/60R15 輪輞為15in 查表3-1得制動鼓內徑最大值D=260mm D=15 根據轎車D/在0.64～0.74之間選取 取D/=0.64 D=0.64×381=243.8mm 參照QC/T309-1999 取D=250mm (2)制動蹄摩擦襯片的包角β和寬度b 制動蹄摩擦襯片的包角β在β=～范圍內選取。 取β= 根據單個制動器總的襯片摩擦面積取200～300 取A=300 b/D=0.16～0.26 取b=0.16 b=0.16mm (3)摩擦襯片初始角的選取 根據=-（/2）= (4)張開力P作用線至制動器中心的距離a 根據a=0.8R 得：a=0.8×125=100mm 制動蹄支撐銷中心的坐標位置c 根據c=0.8R 得：c=0.8×125=100mm (5)摩擦片摩擦系數 選擇摩擦片時，不僅希望其摩擦系數要高些，而且還要求其熱穩(wěn)定行好，受溫度和壓力的影響小。不宜單純地追求摩擦材料的高摩擦系數，應提高對摩擦系數的穩(wěn)定性和降低制動器對摩擦系數偏離正常值的敏感性的要求。后者對蹄式制動器是非常重要的各種制動器用摩擦材料的摩擦系數的穩(wěn)定值約為，少數可達0.7。一般說來，摩擦系數越高的材料，其耐磨性能越差。所以在制動器設計時，并非一定要追求最高摩擦系數的材料。當前國產的制動摩擦片材料在溫度低于250℃時，保持摩擦系數=0.35~0.4已不成問題。在假設的理想條件下計算制動器的制動力矩，取f=0.3可使計算結果接近實際值。另外，在選擇摩擦材料時，應盡量采用減少污染和對人體無害的材料。 所以選擇摩擦系數f=0.3 3.3 盤式制動器主要參數確定 (1)制動盤直徑D 制動盤的直徑D希望盡量大些，這時制動盤的有效半徑得以增大，但制動盤受輪輞直徑的限制。 (2)制動盤厚度選擇 制動盤厚度直接影響制動盤質量和工作時的溫升。為使質量不致太大，制動盤厚度應取小些；為了降低制動時的溫升，制動盤厚度不宜過小。通常，實心制動盤厚度可取為10 mm～20 mm；只有通風孔道的制動盤的兩丁作面之間的尺寸，即制動盤的厚度取為20 mm～50 mm，但多采用20 mm～30 mm。 (3)摩擦襯塊內半徑R1與外半徑R2 摩擦襯塊的外半徑R2與內半徑R1的比值不大于1.5。若此比值偏大，工作時摩擦襯塊外緣與內緣的圓周速度相差較大，則其磨損就會不均勻，接觸面積將減小，最終會導致制動力矩變化大。 (4)摩擦襯塊工作面積A 推薦根據制動摩擦襯塊單位面積占有的汽車質量在1.6kg/～3.5 kg/內選取。 3.4 制動器制動因數計算 鼓式制動器效能因數 (1)領蹄制動蹄因數： 根據公式 （3-4） h/b=2.6;c/b=0.8 得=1.03 (2)從蹄制動蹄因數： 根據公式 （3-5） 得=0.63 3.5 制動器主要零部件的結構設計 (1)制動盤 制動盤一般用珠光體灰鑄鐵制成，或用添加cr，Ni等的合金鑄鐵制成。制動盤在工作時不僅承受著制動塊作用的法向力和切向力，而且承受著熱負荷。為了改善冷卻效果，鉗盤式制動器的制動盤有的鑄成中間有徑向通風槽的雙層盤這樣可大大地增加散熱面積，降低溫升約20％一30％，但盤的整體厚度較厚。而一般不帶通風槽轎車的實心制動盤，其厚度約在l0mm—20mm之間，適用于總重1200～3400kg的車型上。本次設計采用的材料為HT250。 (2)制動鉗 制動鉗由可鍛鑄鐵KTH370一12或球墨鑄鐵QT400一18制造，也有用輕合金制造的，例如用鋁合金壓鑄。 (3)制動塊 制動塊由背板和摩擦襯塊構成，兩者直接牢固地壓嵌或鉚接或粘接在一起。 (4)摩擦材料 制動摩擦材料應只有角而穩(wěn)定的摩擦系數，抗熱衰退性能要好，不應在溫升到某一數值后摩擦系數突然急劇下降，材料應有好的耐磨性，低的吸水(油、制動液)率，低的壓縮率、低的熱傳導率(要求摩擦襯塊么300℃的加熱板上：作用30min后，背板的溫度不越過190℃)和低的熱膨脹率，高的抗壓、抗打、抗剪切、抗彎購性能和耐沖擊性能；制動時應不產生噪聲、不產生不良氣味，應盡量采用污染小印對人體人害的庫擦材料。 當前，在制動器巾廣泛采用著模壓材料，它是以石棉纖維為主并均樹脂粘站劑、調整摩擦性能的填充刑(出無機粉粒及橡膠、聚合樹脂等配成)勺噪聲消除別(主要成分為石墨)等混合后，在高溫廠模壓成型的。模壓材料的撓性較差．故應佐按襯片或襯塊規(guī)格模壓。其優(yōu)點是可以選用各種不同的聚合樹脂配料，使襯片或襯塊具有不同的摩擦性能及其他性能。本次設計采用的是模壓材料。 (5)制動鼓 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并使工作表面磨損均勻。 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．O 5mm，靜不平衡度≤1．5N.cm。 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HT20-40。 (6)制動蹄 制動蹄腹板和翼緣的厚度，轎車的約為3mm～5mm；貨車的約為5mm～8mm。摩擦襯片的厚度，轎車多為4．5mm～5mm；貨車多為8mm以上。襯片可鉚接或粘貼在制動蹄上，粘貼的允許其磨損厚度較大，使用壽命增長，但不易更換襯片；鉚接的噪聲較小。本次制動蹄采用的材料為HT200。 (7)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。制功底板承受著制動器工作時的制動反力矩，因此它應有足夠的剛度。為此，由鋼板沖壓成形的制動底板均只有凹凸起伏的形狀。重型汽車則采用可聯(lián)鑄鐵KTH370—12的制動底板。剛度不足會使制動力矩減小，踏板行程加大，襯片磨損也不均勻。本次設計采用45號鋼。 (8)制動蹄的支承 二自由度制動篩的支承，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。 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。 (9)制動輪缸 制功輪缸為液壓制動系采用的活塞式張開機構，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。其缸簡為通孔，需鏜磨?；钊射X合金制造。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。本次設計采用的是HT250。 第4章 液壓制動驅動機構的設計計算 4.1 制動輪缸直徑與工作容積的設計計算 根據公式 （4-1） 式中：p——考慮到制動力調節(jié)裝置作用下的輪缸或灌錄液壓，p=8Mp～12Mp. 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。取p=10Mp R===170mm F0===15174.9 =44mm 根據GB7524-87標準規(guī)定的尺寸中選取,因此輪缸直徑為44mm。 輪缸的工作容積 根據公式 （4-2） 式中：——一個輪缸活塞的直徑； n ——輪缸活塞的數目； δ——一個輪缸完全制動時的行程 初步設計時δ可取2mm-2.5mm δ=2mm Vw=2769.48 已知，求全部輪缸的總工作容積。 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。 現(xiàn)取壁厚mm，由于，因此按厚壁進行校核。 (4-3) 式中：——輪缸壁厚； ——試驗壓力（當缸的額定壓力Mpa時，取=1.5）； ——缸筒材料許用應力，=（為材料抗拉強度，n為安全系數，一般取n=5）。 由于mm 5.81mm所以壁厚強度滿足要求。 4.2 制動主缸直徑與工作容積的設計計算 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。 制動主缸應有的工作容積 (4-4) 式中：——全部輪缸的總工作容積； ——制動軟管在液壓下變形而引起的容積增量。 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。 主缸活塞直徑和活塞行程可由下式確定： （4-5) 一般 取因此 求知 根據GB 7524—87的系列尺寸取mm 4.3 制動踏板力與真空助力器 制動踏板力 根據公式： （4-6） 式中：——制動主缸活塞直徑； P——制動管路的液壓； ——制動踏板機構傳動比；取=4 —制動踏板機構及制動主缸的機械效率，可取 FP>500N 應加真空助力器 真空助力器的選擇 若以表示總制動力與踏板力的比值， 如果的平均值大于18（最大允許到22），該汽車則應安裝真空助力器。因此，需要真空助力器。 汽車可能達到的總制動力是 (4-7) 式中：——踏板力，N；對于轎車 200～250；對于貨車 300～450； ——踏板行程，mm； ——一個制動器的動作行程，mm； ——制動器的效能因素； ——制動器作用半徑，mm； ——輪胎有效半徑，mm； ——效率。 表4.1 公式中數據取值范圍 參數 簡單鼓式制動器 120～160 2.2～2.6 2.0～2.4 0.34～0.40 0.70～0.74 11～24 無助力時，總制動力與踏板力的比值與踏板力的比值。 德國Teves公司提供上述參數的經驗數據如下表所示。根據上面公式，當總制動力與踏板力確定后，利用這些數據則可求出助力器助力比。 真空助力器助力比的典型值范圍一般為2.5～8.0。它能保證安全減速的汽車最大質量和真空助力比成線形關系。設計必須考慮如果助力比太大能出現(xiàn)真空度失控現(xiàn)象，減速度的明顯降低將是無法接受的。 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動機構兩部分組成。 汽車的制動性是指汽車在行駛中能利用外力強制地降低車速至停車或下長坡時能維持一定車速的能力。 5.1 制動性能評價指標 汽車制動性能主要由以下三個方面來評價： （1）制動效能，即制動距離和制動減速度； （2）制動效能的穩(wěn)定性，即抗衰退性能； （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、側滑、以及失去轉向能力的性能。 制動系的作用效果，可以用最大制動減速度及最小制動距離來評價。 假設汽車是在水平的，堅硬的道路上行駛，并且不考慮路面附著條件，因此制動力是由制動器產生。此時= 式中 ：汽車前、后輪制動力矩的總合。 = M+ M=3095.68+873.14=3968.82Nm r--滾動半徑 r=307.5mm Ga—汽車總重 Ga=1800kg 代入數據得=(873.14+3095.68)/0.3075×1800=7.17m/s 轎車制動減速度應在5.8—7m/s,所以符合要求。 制動系的作用效果，可以用最大制動減速度及最小制動距離來評價。 假設汽車是在水平的，堅硬的道路上行駛，并且不考慮路面附著條件，因此制動力是由制動器產生。此時= 式中 ：汽車前、后輪制動力矩的總合。 = M+ M=3095.68+873.14=3968.82Nm r--滾動半徑 r=307.5mm Ga—汽車總重 Ga=1800kg 代入數據得=(873.14+3095.68)/0.3075×1800=7.17m/s 轎車制動減速度應在5.8—7m/s,所以符合要求。 在勻減速度制動時，制動距離S為 S=1/3.6（t+ t/2）Va+ Va/25.92amax 式中，t:消除蹄與制動鼓間隙時間，取0.1s t：制動力增長過程所需時間取0.2s 故S=1/3.6（0.1+ 0.2/2）50+ 50/25.92×7.17=7.63m 轎車的最大制動距離為：S=0.1V+V/150 V取50km/小時。 S=0.1+50/150=16.67 S S 所以符合要求 制動效能是指在良好路面上，汽車以一定初速度制動到停車的制動距離或制動時汽車的減速度。制動效能是制動性能中最基本的評價指標。制動距離越小，制動減速度越大，汽車的制動效能就越好。 制動效能的恒定性主要指的是抗熱衰性能。汽車在高速行駛或下長坡連續(xù)制動時制動效能保持的程度。因為制動過程實際上是把汽車行駛的動能通過制動器吸收轉換為熱能，所以制動器溫度升高后能否保持在冷態(tài)時的制動效能，已成為設計制動器時要考慮的一個重要問題。 制動時汽車的方向穩(wěn)定性，常用制動時汽車給定路徑行駛的能力來評價。若制動時發(fā)生跑偏、側滑或失去轉向能力。則汽車將偏離原來的路徑。 制動過程中汽車維持直線行駛，或按預定彎道行駛的能力稱為方向穩(wěn)定性。影響方向穩(wěn)定性的包括制動跑偏、后軸側滑或前輪失去轉向能力三種情況。制動時發(fā)生跑偏、側滑或失去轉向能力時，汽車將偏離給定的行駛路徑。因此，常用制動時汽車按給定路徑行駛的能力來評價汽車制動時的方向穩(wěn)定性，對制動距離和制動減速度兩指標測試時都要求了其試驗通道的寬度。 方向穩(wěn)定性是從制動跑偏、側滑以及失去轉向能力等方面考驗。 制動跑偏的原因有兩個 （1）汽車左右車輪，特別是轉向軸左右車輪制動器制動力不相等。 （2）制動時懸架導向桿系與轉向系拉桿在運動學上的不協(xié)調（互相干涉） 前者是由于制動調整誤差造成的，是非系統(tǒng)的。而后者是屬于系統(tǒng)性誤差。 側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。最危險的情況是在高速制動時后軸發(fā)生側滑。防止后軸發(fā)生側滑應使前后軸同時抱死或前軸先抱死后軸始終不抱死。 理論上分析如下，真正的評價是靠實驗的。 5.2 制動器制動力分配曲線分析 對于一般汽車而言，根據其前、后軸制動器制動力的分配、載荷情況及路面附著系數和坡度等因素，當制動器制動力足夠時，制動過程可能出現(xiàn)如下三種情況： （1）前輪先抱死拖滑，然后后輪抱死拖滑。 （2）后輪先抱死拖滑，然后前輪抱死拖滑。 （3）前、后輪同時抱死拖滑。 所以，前、后制動器制動力分配將影響汽車制動時的方向穩(wěn)定性和附著條件利用程度，是設計汽車制動系必須妥善處理的問題。 根據所給參數及制動力分配系數，應用MATLAB編制出制動力分配曲線如圖5-1所示： 當I線與β線相交時，前、后輪同時抱死。 當I線在β線下方時，前輪先抱死。 當I線在β線上方時，后輪先抱死 通過該圖可以看出相關參數和制動力分配系數的合理性。 圖5-1 豐田花冠轎車動力曲線 5.3 摩擦襯片（襯塊）的磨損特性計算 摩擦襯片的磨損與摩擦副的材質，表面加工情況、溫度、壓力以及相對滑磨速度等多種因素有關，因此在理論上要精確計算磨損性能是困難的。但試驗表明，摩擦表面的溫度、壓力、摩擦系數和表面狀態(tài)等是影響磨損的重要因素。 汽車的制動過程，是將其機械能（動能、勢能）的一部分轉變?yōu)闊崃慷纳⒌倪^程。在制動強度很大的緊急制動過程中，制動器幾乎承擔了耗散汽車全部動力的任務。此時由于在短時間內制動摩擦產生的熱量來不及逸散到大氣中，致使制動器溫度升高。此即所謂制動器的能量負荷。能量負荷愈大，則摩擦襯片（襯塊）的磨損亦愈嚴重。 （1）比能量耗散率 雙軸汽車的單個盤式制動器和單個鼓式制動器的比能量耗散率分別為 式中：：汽車回轉質量換算系數，緊急制動時，； ：汽車總質量； ，：汽車制動初速度與終速度，/；計算時轎車取27.8/； ：制動時間，；按下式計算 t==27.8/7.17=3.9 ：制動減速度，， 0.6×106； ，：制動器襯片的摩擦面積； =17440mm,質量在1.5—2.5/t的轎車摩擦襯片面積在200-300cm, 故取=60000mm ：制動力分配系數。 則 ==3.7 轎車盤式制動器的比能量耗散率應不大于6，故符合要求。 ==0.4 轎車鼓式制動器的比能量耗散率應不大于1.8，故符合要求。 （2）比滑磨功 磨損和熱的性能指標可用襯片在制動過程中由最高制動初速度至停車所完成的單位襯片面積的滑磨功，即比滑磨功來衡量： 式中：：汽車總質量 ：車輪制動器各制動襯片的總摩擦面積， ==774.4cm； : []：許用比滑磨功，轎車取1000J/～1500J/。 L ==1268J/≤1000J/～1500J/ 故符合要求。 5.4 駐車制動計算 （1)汽車可能停駐的極限上坡路傾斜角 = =24 式中：：車輪與輪面摩擦系數，取0.7； ：汽車質心至前軸間距離； ：軸距; ：汽車質心高度。 最大停駐坡高度應不小于16%～20%，故符合要求。 （2）汽車可能停駐的極限下坡路傾斜角 = =17 最大停駐坡高度應不小于16%～20%，故符合要求。 結論 本次畢業(yè)設計是以豐田花冠轎車的制動系統(tǒng)為研究對象，通過對轎車制動系統(tǒng)的結構和形式進行分析后，對制動系統(tǒng)的后制動器進行了設計及計算，并繪制出了后制動器裝配圖、零件圖，以及繪制出實際汽車制動力分配曲線。 為了提高汽車的安全性和舒適性，設計的豐田花冠轎車經過理論和實際分析采用了盤鼓一體后輪式制動器采用的駐車制動滿足國家對汽車駐車坡度的要求，其他相關評價指標也完全符合。 此次畢業(yè)設計可以說在某種程度上是一種嘗試，通過查閱大量的有關汽車制動系統(tǒng)資料后，使我學到了很多先進的制動系統(tǒng)的相關知識，這對我設計的課題起到了十分重要的作用，當然，此次設計并不能稱得上是最完美的作品，但至少能在某種程度上緩解或克服汽車制動時出現(xiàn)的一些問題。同時，畢業(yè)設計也是對我大學四年學習情況的一次檢驗，使我受益匪淺。 致 謝 轉眼間，近一學期的畢業(yè)設計就要結束了，畢業(yè)設計是專業(yè)教學計劃中的最后一個教學環(huán)節(jié)，也是理論聯(lián)系實際，實踐性很強的一個教學環(huán)節(jié)。通過這樣的一個教學環(huán)節(jié)，一方面培養(yǎng)學生能夠獨立運用所學的知識與技能解決本專業(yè)范圍內一項有實際意義的設計制造、科研實驗、生產管理等課題；另一方面也是培養(yǎng)學生綜合分析問題的能力，獨立解決問題的能力，為畢業(yè)后參加工作打下良好的基礎。 在設計期間遇到了很多具體問題，通過老師和同學們的幫助，這些問題得以即使的解決。我特別要感謝李宏剛老師，他給了我大量的指導，并為我們提供了良好的實習環(huán)境，讓我學到了知識，掌握了設計的方法，也獲得了實踐鍛煉的機會。在我遇到困難的時候李宏剛老師總是能耐心的幫我解答，并且?guī)胰⒂^實物，拆裝制動器，了解其結構及工作原理，為我能順利完成畢業(yè)設計提供了非常必要的幫助。在此對李宏剛老師的幫助表示最誠摯的謝意。 進行了畢業(yè)設計后，離畢業(yè)的日子也就不遠了，能夠圓滿完成畢業(yè)設計是我們所有畢業(yè)生的心愿，這必將成為大學時代美好的回憶，同時更能帶給我們成就感，使自己面對今后的工作時更加有信心。這次畢業(yè)設計的收獲是巨大的，這不僅僅是由于自己的努力，更重要的還有指導老師、以及同學們的幫助，在此我再次向幫助過我的人表示深深的謝意。 參考文獻 [1] 劉惟信.汽車設計.北京：清華大學出版社, 2001. 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Warrendale ,PA，USA：Society of Autmotuve Engineers．Inc. ,1996. 附 錄1 汽車制動系統(tǒng) 制動系統(tǒng)是汽車中最重要的系統(tǒng)。 如果制動失靈，結果可能是損失慘重的。制動器實際就是能量轉換裝置，它將汽車的動能（動量）轉化成熱能（熱量）。當駕駛員踩下制動踏板，所產生的制動力是汽車運動時動力的10倍。制動系統(tǒng)能對四個剎車系統(tǒng)中的每個施加數千磅的力。 每輛汽車上使用兩個完全獨立的制動系統(tǒng)，即行車制動器和駐車制動器。 行車制動器起到減速、停車、或保持車輛正常行駛。制動器是由司機用腳踩、松制動器踏板來控制的。駐車制動器的主要作用就是當車內無人的時候，汽車能夠保持靜止。當獨立的駐車制動器—踏板或手桿，被安裝時，駐車制動器就會被機械地操作。 制動系統(tǒng)是由下列基本的成分組成:位于發(fā)動機罩下方，而且直接地被連接到制動踏板的“制動主缸”把駕駛員腳的機械力轉變?yōu)橐簤毫?。鋼制的“制動管路”和有柔性的“制動軟管”把制動主缸連接到每個輪子的“制動輪缸”上。 制動液, 特別地設計為的是工作在極端的情況，填充在系統(tǒng)中?！爸苿颖P”和“襯塊”是被制動輪缸推動接觸“圓盤”和“回轉體”如此引起緩慢的拖拉運動, (希望)使汽車減慢速度。 典型的制動系統(tǒng)布置有前后盤式，前盤后鼓式，各個車輪上的制動器通過一套管路系統(tǒng)連接到制動主缸上。 基本上講，所有的汽車制動器都是摩擦制動器。當司機剎車時，控制裝置會迫使制動蹄，或制動襯片與車輪處的旋轉的制動鼓或制動盤接觸。接觸后產生的摩擦使車輪轉動減慢或停止，