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哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計
哈工大華德學院畢業(yè)設計（論文）評語
姓名： 學號： 專業(yè)：
畢業(yè)設計（論文）題目： 北汽京華客車鼓式制動系統(tǒng)
工作起止日期： 2011 年 10 月 11 日起 2011 年 12 月 30 日止
指導教師對畢業(yè)設計（論文）進行情況，完成質量及評分意見：
指導教師簽字： 指導教師職稱：
評閱人評閱意見：
評閱教師簽字： 評閱教師職稱：
答辯委員會評語：
根據畢業(yè)設計（論文）的材料和學生的答辯情況，答辯委員會作出如下評定：
學生 畢業(yè)設計（論文）答辯成績評定為：
對畢業(yè)設計（論文）的特殊評語：
答辯委員會主任（簽字） 職稱：
答辯委員會副主任（簽字）： 職稱：
答辯委員會委員（簽字）：
年 月 日
畢業(yè)設計（論文）任務書
學生姓名
系部
汽車工程系
專業(yè)、班級
指導教師姓名
職稱
助教
從事
專業(yè)
車輛工程
是否外聘
■是□否
題目名稱
北汽京華客車鼓式制動系統(tǒng)
一、設計（論文）目的、意義
使行駛中的汽車減速甚至停車，使下坡行駛的汽車速度保持穩(wěn)定，以及使已經停駛的汽車保持不動，這些作用統(tǒng)稱為汽車制動。
對汽車起到制動作用的是作用在汽車上，其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，但這外力的大小是隨機的，不可控制的。因此，汽車上必須設置一系列專門裝置，以便駕駛員能根據道路和交通等情況，借以使外界在汽車上某些部分施加一定的力，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制動的外力統(tǒng)稱為制動力。這樣一系列裝置即為制動系。
二、設計（論文）內容、技術要求（研究方法）
1.汽車主要參數
軸距：3800mm
軸數：2
前輪距：1910mm
后輪距：1740mm
尺寸參數：長/寬/高 8090/2350/2960mm
總質量：9000kg
空載質量：6200kg
滿載質量： 9000kg
輪胎規(guī)格：11R20,10R20
質心高度（空載/滿載）：600mm
最高車速：110km/h
前懸/后懸:1830/2460
2.技術要求
1、10000字以上的設計計算說明書；
2、設計計算說明書中涉及參考文獻不少于10篇，其中外文文獻不少于2篇。
3、2張A0圖紙設繪工作量。
三、設計（論文）完成后應提交的成果
制動盤內徑；制動鼓厚度；摩擦襯片寬度和包角；摩擦片起始角 制動器中心到蹄片張開力作用線的距離；制動蹄支撐點位置坐標
（二）圖紙部分
A0圖紙兩張 A2圖等
四、設計（論文）進度安排
2011年10月9 日與指導教師見面并下達畢業(yè)設計（論文）任務書。
2011年10月21日開題，指導教師進行開題檢查。
2011年11月18日草圖、論文草稿，指導教師中期自檢。
2011年11月25日完成草圖，系中期檢查。
2011年12月9日完成正式圖、論文草稿，并經指導老師結題檢查。
2011年12月19 日上交論文、圖紙、畢業(yè)設計材料。
2011年12月29日答辯。
五、主要參考資料
[1] 王望予.汽車設計.第四版.北京：機械工業(yè)出版社.2004
[2] 張景田、季雅娟.畫法幾何及機械制圖.哈爾濱工業(yè)大學出版社
[3] 王連明、宋寶玉.機械設計課程設計.哈爾濱工業(yè)大學出版社
[4] 王黎欽、陳鐵鳴.機械設計. 哈爾濱工業(yè)大學出版社
[5] 陳紅.汽車機械基礎.機械工業(yè)出版社
[6] 李哲.機械精度設計與檢測基礎.哈爾濱工業(yè)大學出版社
[7] 畢大升.汽車電動助力轉向器教材.2005
[8]Joseph Constanse，DFMA leaming to Design for Manufacture and Assembly，Meeh，Erg，2007.
[9]A.Higuchi，Y.Saitoh.Optimal Control of Four Wheel Steering Vteering Vehicle:Vehicle System Dynamic，12（2007），pp.397-410
六、備注
指導教師簽字：
年 月 日
教研室主任簽字：
年 月 日
哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計
摘 要
目前，隨著汽車行業(yè)的日益興旺，對汽車零件的要求也越來越高，制動系執(zhí)行機構-制動器的設計缺陷導致汽車制動系統(tǒng)的忽視進而使汽車交通事故現象越來越嚴重。因此正確的制動器設計應該被準確深入研究。
本文對應用在豪華客車上的氣壓制動器的設計，對制動系的參數選擇進行詳細的分析，并且估算了應用該豪華客車的制動器的參數及結構形式，同時對制動器的制動主要部件制動蹄片進行了受力分析，并且分析在駐車情況下車的受力及坡角。
豪華客車上的氣壓凸輪制動器對汽車安全性能的提高起到重要作用，這也為以后的研究設計提供了必備的參數。
關鍵詞：客車；制動器；參數；分析；結構。
Abstract
At present, as the auto industry's increasingly prosperous auto parts are also getting higher and higher requirements, implementation of the braking system - brake design flaw led to the neglect of the vehicle braking system so that the phenomenon of more and more serious car accident. Therefore, the correct brake designed to be accurate and in-depth study.
Application of this article in the luxury passenger car brake pressure on the design parameters of the braking system of choice for detailed analysis and estimates the application of the luxury passenger car brakes in the form and structure of the parameters, at the same time the brakes on the brake of the main brake parts Carried out a shoe analysis, and analysis of the situation in the car and get off in the force and slope angle.
The luxury bus cam brake pressure on the improvement of vehicle safety performance has played an important role in this for the future research and design to provide the necessary parameters.
Key words: passenger cars; brakes; parameters; analysis; structure.
39
目 錄
摘 要 I
Abstract II
第1章 緒 論 1
1.1汽車制動系概述 1
1.2汽車制動器的工作原理 3
1.3設計的目的和意義 4
第2章 制動器結構簡介 5
2.1鼓式制動器 5
2.2 盤式制動器 6
2.2.1 定鉗盤式制動器 7
2.2.2 浮鉗盤式制動器 9
2.2.3 全盤式制動器 9
第3章制動系的主要參數及其選擇 11
3.1 制動力與制動力分配系數 11
3.2 同步附著系數 12
3.3制動強度和附著系數利用率 12
3.4 制動器最大制動力矩 12
3.5 制動器因數 12
第4章 制動器的結構參數與摩擦系數 12
4.1制動鼓直徑或半徑 12
4.2摩擦襯片起始角 12
4.3張開力的作用線至制動器中心的距離 12
4.4制動蹄支銷中心的坐標位置 12
4.5摩擦片摩擦系數及摩擦材料 12
4.6制動器間隙 12
第5章 制動蹄摩擦面的壓力分布規(guī)律 12
第6章 制動蹄片上的制動力矩 12
第7章 駐車計算 12
第8章 摩擦襯塊:的磨損特性計算 12
第9章 制動器主要零部件的結構設計 12
9.1 制動鼓 12
9.2 制動蹄 12
9.3 制動底板 12
9.4 制動蹄的支承 12
9.5 凸輪式張開機構 12
9.6 摩擦材料 12
9.7 制動間隙調整方法及相應機構 12
9.8 制動器主要零部件的強度計算 12
9.8.1 制動凸輪軸的計算 12
9.8.2 緊固摩擦片鉚釘的剪切應力計算 12
第10章 制動驅動機構選擇與設計計算 12
10.1 制動驅動機構的結構型式選擇 12
10.2 制動管路的多回路系統(tǒng) 12
10.3 氣壓制動驅動機構的設計計算 12
10.3.1 制動氣室 12
10.3.2 儲氣罐 12
結 論 12
參考文獻 12
第1章 緒 論
1.1汽車制動系概述
盡可能提高車速是提高運輸生產率的主要技術措施之一。但這一切必須以保證行駛安全為前提。因此，在寬闊人少的路面上汽車可以高速行駛。但在不平路面上，遇到障礙物或其它緊急情況時，應降低車速甚至停車。如果汽車不具備這一性能，提高汽車行駛速度便不可能實現。所以，需要在汽車上安裝一套可以實現減速行駛或者停車的制動裝置——制動系統(tǒng)。
制動系是汽車的一個重要組成部分，它直接影響汽車的行駛安全性。隨著高速公路的迅速發(fā)展和汽車密度的日益增大，交通事故時有發(fā)生。因此，為保證汽車行駛安全，應提高汽車的制動性能，優(yōu)化汽車制動系的結構。
制動裝置可分為行車制動、駐車制動、應急制動和輔助制動四種裝置。其中行駛中的汽車減速至停止的制動系叫行車制動系。使已停止的汽車停駐不動的制動系稱為駐車制動系。每種車都必須具備這兩種制動系。應急制動系成為第二制動系，它是為了保證在行車制動系失效時仍能有效的制動。輔助制動系的作用是使汽車下坡時車速穩(wěn)定的制動系。
汽車制動系統(tǒng)是一套用來使四個車輪減速或停止的零件。當駕駛員踩下制動踏板時，制動動作開始。踏板裝在頂端帶銷軸的桿件上。踏板的運動促使推桿移動，移向主缸或離開主缸。
主缸安裝在發(fā)動機室的隔板上，主缸是一個由駕駛員通過踏板操作的液壓泵。當踏板被踩下，主缸迫使有壓力的制動液通過液壓管路到四個車輪的每個制動器。液壓管路由鋼管和軟管組成。它們將壓力液從主缸傳遞到車輪制動器。
盤式制動器多用于汽車的前輪，有不少車輛四個車輪都用盤式制動器。制動盤裝在輪輞上、與車輪及輪胎一起轉動。當駕駛員進行制動時，主缸的液體壓力傳遞到盤式制動器。該壓力推動摩擦襯片靠到制動盤上，阻止制動盤轉動。
圖1-1汽車制動系統(tǒng)的基本部件
1.液壓助力制動器 2.主缸和防抱死裝置 3.前盤式制動器 4.制動踏板 5.駐車制動桿 6.防抱死計算機 7.后盤式制動器
很多汽車都采用助力制動系統(tǒng)減少駕駛員在制動停車時必須加到踏板上的力。助力制動器一般有兩種型式。最常見的型式是利用進氣歧管的真空，作用在膜片上提供助力。另一種型式是采用泵產生液壓力提供助力。
駐車制動器總成用來進行機械制動，防止停放的車輛溜車，在液壓制動完全失效時實現停車。絕大部分駐車制動器用來制動兩個后車輪。有些前輪驅動的車輛裝有前輪駐車制功器，因為在緊急停車中絕大部分的制動功需要用在車輛的前部。駐車制動器一般用手柄或腳踏板操作。當運用駐車制動器時，駐車制動鋼索機械地拉緊施加制動的稈件。駐車制動器由機械控制，不是由液壓控制。
每當以很強的壓力進行制動時，車輪可能完全停止轉動。這叫做“車輪抱死”。這并不能幫助車輛停下來，而是使輪胎損失—些與路面的摩擦接觸，在路面上滑移。輪胎滑移時，車輛不再是處于控制下的停車，駕駛員處在危險之中。有經驗的駕駛員知道，防止車輪抱死的對策是迅速上、下踩動制動踏板。這樣間歇地對制動器提供液壓力，使駕駛員在緊急制動時能控制住車輛。
現今許多新型車輛裝備了防抱死制動系統(tǒng)(ABS)。防抱死制動系統(tǒng)做的工作與有經驗駕駛員做的相同，只是更快、更精確些。它感受到某車輪快要抱死或滑移時，迅速中斷該車輪制動器的制動壓力。在車輪處的速度傳感器監(jiān)測車輪速度，并將信息傳遞給車上計算機。于是，計算機控制防抱死制動裝置，輸送給即將抱死的車輪的液壓力發(fā)生脈動。
1.2汽車制動器的工作原理
一般制動系的工作原理可用下圖所示的一種簡單的液壓制動系示意圖來說明?！獋€以內圓面為工作表面的金屬的制動鼓8固定在車輪輪毅上，隨車輪一同旋轉。在固定不動的制動底板11上，有兩個支承銷12，支承著兩個弧形制動卸10的下端。制動蹄的外圓面上又裝有一般是非金屬的摩擦片9。制動底板上還裝有液壓制動輪缸6，用油管5與裝在車架上的液壓制動主缸4相連通。主缸中的活塞3可由駕駛員通過制動踏板機構來操縱。
制動系不工作時，制動鼓的內圓面與制動蹄摩擦片的外圓面之間保持有一定的間隙，使車輪和制動鼓可以自由旋轉。
要使行駛中的汽車減速，駕駛員應跺下制動踏板l，通過推桿2和主缸活塞3，使主缸內的油液在一定壓力下流人輪缸6，并通過兩個輪缸活塞7推使兩制動蹄10繞支承銷12轉動，上端向兩邊分開而以其摩擦片9壓緊在制動鼓的內圓面上。這樣，不旋轉的制動卸就對旋轉著的制動鼓作用一個摩擦力矩M，其方向與車輪旋轉方向相反。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繞力F，同時路面也對車輪作用一個向后的反作用力，即制動力F。制動力F由車輪經車橋和懸架傳給車架及車身，迫使整個汽車減速。制動力愈大，汽車減速度也愈大。當撤開制動踏板時．回位彈簧13即將制動蹄拉回原位，摩擦力矩M和制動力F消失，制動作用即行終止。
圖1-2 鼓式制動器結構圖
1.制動踏板 2.推桿 3.主缸活塞 4.制動主缸 5.油管 6.制動輪缸 7.輪缸活塞 8.制動鼓 9.摩擦片 10.制動蹄 11.制動底板 12.支承銷 13.制動體回位彈簧
圖中所示的制動器中，由制動鼓8、摩擦片9和制動蹄10所構成的系統(tǒng)產生了一個制動力矩(摩擦力矩M)以阻礙車輪轉動該系統(tǒng)稱為制動器。
顯然，阻礙汽車運動的制動力F不僅取決于制動力矩M，還取決于輪胎與路面間的附著條件。如果完全喪失附著，則這種制動系事實上不可能產生制動汽車的效果。不過，在討論制動系的結構問題時，一般都假定具備良好的附著條件。
1.3設計的目的和意義
畢業(yè)設計和畢業(yè)論文是本科生培養(yǎng)方案中的重要環(huán)節(jié)。學生通過畢業(yè)設計，綜合性地運用幾年內所學知識去分析、解決一個問題，在作畢業(yè)設計的過程中，所學知識得到疏理和運用，它既是一次檢閱，又是一次鍛煉。不少學生在作完畢業(yè)設計后，感到自己的實踐動手、動筆能力得到鍛煉，增強了即將跨入社會去競爭，去創(chuàng)造的自信心。
通過大學四年的學習，從理論與實踐上均有了一定程度的積累。畢業(yè)設計就是對我們以往所學的知識的綜合運用與進一步的鞏固加深，并對解決實際問題的能力的訓練與檢驗，目的在于：
1、 培養(yǎng)正確的設計思想與工作作風。
2、 進一步培養(yǎng)制圖、繪圖的能力。
3、 學會分析與評價汽車及其各總成的結構與性能，合理選擇結構方案及其有關參數。
4、 學會汽車一些主要零部件的設計與計算方法以及總體設計的一般方法，以畢業(yè)后從事汽車技術工作打下良好的基礎。
5、 培養(yǎng)獨立分析、解決問題的能力。
第2章 制動器結構簡介
汽車的制動器設計究竟采用哪一種結構方案較為合理，能夠最大限度的發(fā)揮制動器的功用，首先應該從制動器設計的一般原則上談起。
2.1鼓式制動器
圖2-1
l-調整楔2-推桿3-制動蹄4-連接彈簧5-上回位彈簧6-彈簧座7-手制動拉桿8-下回位彈簧9-車輪制動缸l0-制動底板ll—旋塞12-制動摩擦片l3-彈簧
鼓式制動器總成的主要零部件有：制動鼓和輪毅總成、制動蹄總成、制動底板、液壓輪缸、制動蹄回位彈簧／壓緊裝置、調節(jié)機構和駐車制動機構。為制動車輪、制動鼓和制動蹄提供摩擦表面，制動鼓的內圓周是一加工過的制動表面。車輪通過螺母和雙頭螺栓安裝到制動鼓輪毅上。該輪轂安放在允許車輪總成轉動的車輪軸承上。
各種鼓式制動器的示意圖如下：
1、領從蹄式 2、雙領蹄式
3、雙向領從蹄式 4、雙從蹄式
5、單向增力式 6、雙向增力式
圖2-2
2.2 盤式制動器
盤式制動系統(tǒng)的基本零件是制動盤，輪轂和制動卡鉗組件。制動盤為停止車輪的轉動提供摩擦表面。車輪通過雙頭螺栓和帶突緣的螺母裝到制動盤轂上。轂內有允許車輪轉動的軸承。制動盤的每一面有加工過的制動表面。
液壓元件和摩擦元件裝在制動卡鉗組件內。制動卡鉗裝到車輛上時，它跨騎在制動盤和輪轂的外徑處。
進行制動時，靠主缸的液壓力，制動卡鉗內的活塞被迫外移。活塞壓力通過摩擦塊或制動蹄夾住制動盤。由于施加在制動盤兩側的液壓力是方向相反、大小相等的，制動盤不會變形，除非制動過猛或持續(xù)加壓。
制動盤表面的摩擦能生成熱。由于制動盤在轉動。表面沒有遮蓋，熱很容易消散到周圍空氣中。由于迅速冷卻的特性，即使在連續(xù)地猛烈制動之后，盤式制動器比抗制動衰退的鼓式制動器工作得要好。許多車輛的前部采用盤式制動器的主要理由就是它抗制動衰退性好和停車平穩(wěn)。
圖2-3 盤式制動器結構圖
1.制動卡鉗組件 2.制動盤和轂組件 3.輪轂 4.雙頭螺栓 5.摩擦面 6.摩擦塊
2.2.1 定鉗盤式制動器
鉗盤式制動器主要有以下幾種結構型式：
圖2-4 鉗盤式制動器示意圖
a)、d) 固定鉗式 b) 滑動鉗式 c) 擺動鉗式
固定鉗式制動器，如圖（a）所示，制動盤兩側均有油缸。制動時，僅兩側油缸中的活塞驅使兩側制動塊向盤面移動。這種制動器的主要優(yōu)點是：
（1）除活塞和制動塊外無其它滑動件，易于保證鉗的剛度；
（2）結構及制造工藝與一般的制動輪缸相差不多，容易實現從鼓式到盤式的改型；
（3）很能適應分路系統(tǒng)的要求；
就目前汽車發(fā)展趨勢來看，隨著汽車性能要求的提高，固定鉗結構上的缺點也日益明顯。主要有以下幾個方面：
（1）固定鉗式至少要有兩個油缸分置于制動盤兩側，因而必須用跨越制動盤的內部油道或外部油管（橋管）來連通，這就使制動器的徑向和軸向的尺寸都比較大，因而在車輪中布置比較困難；
（2）在嚴酷的使用條件下，固定鉗容易使制動液溫度過高而汽化，從而使制動器的制動效能受到影響；
（3）固定前盤式制動器為了要兼充駐車制動器，必須在主制動鉗上另外附裝一套供駐車制動用的輔助制動鉗，或者采用盤鼓結合式制動器，其中用于駐車制動的鼓式制動器只能是雙向增力式的，但這種雙向增力式制動器的調整不方便。
2.2.2 浮鉗盤式制動器
浮鉗盤式制動器的制動鉗一般設計成可以相對于制動盤軸向滑動。其中只在制動盤的內側設置油缸，而外側的制動塊則附裝鉗體。
浮動鉗式制動器可分為滑動鉗式（圖b）和擺動鉗式（圖c）。與固定鉗式制動器相比較，其優(yōu)點主要有以下幾個方面：
(1).鉗的外側沒有油缸，可以將制動器進一步移近輪轂。因此，在布置時較容易；
(2).浮動鉗沒有跨越制動盤的油管或油道，減少了受熱機會，且單側油缸又位于盤的內側，受車輪遮蔽減少而冷卻條件較好等原因，所以其制動液汽化可能性較??；
(3).浮動鉗的同一組制動塊可兼用于行車和駐車制動；
(4).采用浮動鉗可將油缸和活塞等緊密件減去一半，造價大為降低。這一點對大批量生產的汽車工業(yè)式十分重要的。
與定鉗盤式制動器相反，浮鉗盤式制動器的單側油缸結構不需要跨越制動盤的油道，故不僅軸向和徑向尺寸較小，有可能布置得更接近車輪輪轂，而且制動液受熱氣化的機會就少。
此外，浮鉗盤式制動器在兼充行車和駐車制動器的情況下，不用加設駐車制動鉗，只須在行車制動鉗的油缸附近加裝一些用以推動油缸活塞的駐車制動機械傳動零件即可。
2.2.3 全盤式制動器
與鼓式制動器相比較，盤式制動器有如下優(yōu)點：
1、一般無摩擦助勢作用，因而制動器效能受摩擦系數的影響較小，即效能較穩(wěn)定。
2、浸水后效能降低較少，而且只須經一兩次制動即可恢復正常。
3、在輸出制動力矩相同的情況下，尺寸和質量一般較小。
4、制動盤沿厚度方向的熱膨脹量極小，不會像制動鼓的熱膨脹那樣使制動器間隙明顯增加而導致制動踏扳行程過大。
5、較易實現間隙自動調整，其他保養(yǎng)修理作業(yè)也較簡便。
與鼓式制動器比較，盤式制動器有如下缺點：
1、效能較低，故用于液壓制動系時所需制動促動管路壓力較高，一班要用伺服裝置。
2、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，因而在后輪的應用受到限制。
盤式制動器將逐步取代鼓式制動器，主要是由于盤式制動器和鼓式制動器的優(yōu)缺點決定的。
盤式制動器在液力助力下制動力大且穩(wěn)定，在各種路面都有良好的制動表現，其制動效能遠高于鼓式制動器，而且空氣直接通過盤式制動盤，故盤式制動器的散熱性很好。但是盤式制動器結構相對于鼓式制動器來說比較復雜，對制動鉗、管路系統(tǒng)要求也較高，而且造價高于鼓式制動器。
相對于盤式制動器來說，鼓式制動器的制動效能和散熱性都要差許多，鼓式制動器的制動力穩(wěn)定性差，在不同路面上制動力變化很大，不易于掌控。而且由于散熱性不好，鼓式制動器存在熱衰退現象。當然，鼓式制動器也并非一無是處，它便宜，而且符合傳統(tǒng)設計。
我們知道，高速行駛的轎車，由于頻繁使用制動，制動器的摩擦將會產生大量的熱，使制動器溫度急劇上升，這些熱如果不能很好地散出，就會大大影響制動性能，出現所謂的制動效能熱衰退現象，這可不是鬧著玩的，制動器直接關乎生命。僅從這一點上，您就應該理解為什么盤式制動器會逐步取代鼓式制動器了吧。目前，在中高級轎車上前后輪都已經采用盤式制動器。
第3章制動系的主要參數及其選擇
原始數據與技術參數
表3-1
尺寸參數
長/寬/高(mm) 8090 / 2350 / 2960
軸距(mm) 3800
前/后懸(mm)
1830 / 2460
質量參數
滿載總質量(kg)
9000
乘載人數(人)
45
性能參數
最高車速(km/h)
110
最大爬坡度(%) 25
3.1 制動力與制動力分配系數
汽車制動時，如果忽略路面對車輪的滾動阻力矩和汽車回轉質量的慣性力矩，則任一角速度>0的車輪，其力矩平衡方程為:
(3-1)
式中 ——制動器對車輪作用的制動力矩，即制動器的摩擦力矩，其方向與車輪轉方向相反，N·m；
——地面作用于車輪上的制動力，即地面與輪胎之間的摩擦力，又稱為地面制動力，其方向與汽車行駛方向相反，N；
——車輪有效半徑，m。
（3-2）
并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，因此又稱為制動周緣力。與地面制動力的方向相反，當車輪角速度>0時，大小亦相等，且僅由制動器結構參數所決定。即取決于制動器的結構型式、尺寸、摩擦副的摩擦系數及車輪有效半徑等，并與制動踏板力即制動系的氣壓成正比。當加大踏板力以加大，和均隨之增大。但地面制動力受著附著條件的限制，其值不可能大于附著力[7]，即
≤ （3-3）
或 （3-4）
式中 ——輪胎與地面間的附著系數0.8；
Z——地面對車輪的法向反力。
當制動器制動力和地面制動力達到附著力值時，車輪即被抱死并在地面上滑移。此后制動力矩即表現為靜摩擦力矩，而即成為與相平衡以阻止車輪再旋轉的周緣力的極限值。當制動到=0以后，地面制動力達到附著力值后就不再增大，而制動器制動力由于踏板力的增大使摩擦力矩增大而繼續(xù)上升(見圖1-1)。
根據汽車制動時的整車受力分析[9]，考慮到制動時的軸荷轉移，可求得地面對前、后軸車輪的法向反力Z1，Z2為：
（3-5）
式中G——汽車所受重力90000N；
L——汽車軸距3800mm；
——汽車質心離前軸距離1750mm；
——汽車質心離后軸距離2050mm；
——汽車質心高度600mm；
g——重力加速度10N/kg；
——汽車制動減速度6.0m/s2。
汽車總的地面制動力為
（3-6）
式中 q（）——制動強度，亦稱比減速度或比制動力；
，——前后軸車輪的地面制動力。
由以上兩式可求得前、后軸車輪附著力為 （3-7）
當汽車各車輪制動器的制動力足夠時，根據汽車前、后軸的軸荷分配，前、后車輪制動器制動力的分配、道路附著系數和坡度情況等，制動過程[3]可能出現的情況有三種，即
1)前輪先抱死拖滑，然后后輪再抱死拖滑；
2)后輪先抱死拖滑，然后前輪再抱死拖滑；
3)前、后輪同時抱死拖滑。
在以上三種情況中，顯然是最后一種情況的附著條件利用得最好。
由式(1-6)、式(1-7)不難求得在任何附著系數的路面上，前、后車輪同時抱死即前、后軸車輪附著力同時被充分利用的條件是
式中 ——前軸車輪的制動器制動力，；
——后軸車輪的制動器制動力，；
——前軸車輪的地面制動力；
——后軸車輪的地面制動力；
，——地面對前、后軸車輪的法向反力；
G——汽車重力；
，——汽車質心離前、后軸距離；
——汽車質心高度。
由式(1-8)可知，前、后車輪同時抱死時，前、后輪制動器的制動力，是的函數。
由式(1-8)中消去，得
式中 L——汽車的軸距。
將上式繪成以，為坐標的曲線，即為理想的前、后輪制動器制動力分配曲線，簡稱I曲線，如圖1-3所示。如果汽車前、后制動器的制動力，能按I曲線的規(guī)律分配，則能保證汽車在任何附著系數的路面上制動時，都能使前、后車輪同時抱死。然而，目前大多數兩軸汽車尤其是貨車的前、后制動器制動力之比值為一定值，并以前制動與汽車總制動力之比來表明分配的比例，稱為汽車制動器制動力分配系數：
（3-10）
又由于在附著條件所限定的范圍內，地面制動力在數值上等于相應的制動周緣力，故又可通稱為制動力分配系數。
3.2 同步附著系數
式(3-10) 可表達為
(3-11)
圖3-1
上式在圖3-1中是一條通過坐標原點且斜率為(1-)/的直線，它是具有制動器制動力分配系數為的汽車的實際前、后制動器制動力分配線，簡稱線。圖中線與I曲線交于B點，可求出B點處的附著 系數=,則稱線與I曲線交點處的附著系數為同步附著系數。它是汽車制動性能的一個重要參數，由汽車結構參數所決定。同步附著系數?。?
對于前、后制動器制動力為固定比值的汽車，只有在附著系數等于同步附著系數的路面上，前、后車輪制動器才會同時抱死。此汽車在給定值的路面上制動時，>，線位于I曲線上方，制動時總是后輪先抱死，這時容易發(fā)生后軸側滑使汽車失去方向穩(wěn)定性。
為了防止汽車的前輪失去轉向能力和后輪產生側滑，希望在制動過程中，在即將出現車輪抱死但尚無任何車輪抱死時的制動減速度，為該車可能產生的最高減速度。分析表明，汽車在同步附著系數的路面上制動(前、后車輪同時抱死)時，其制動減速度為du/dt=qg=g，即q=，q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時的制動強度q<，這表明只有在=的路面上，地面的附著條件才得到充分利用。附著條件的利用情況可用附著系數利用率 (或附著力利用率)來表達，可定義為：
(3-12)式中——汽車總的地面制動力；
G——汽車所受重力；
q——制動強度。
3.3制動強度和附著系數利用率
上面已給出了制動強度q和附著系數利用率的定義式，如式(1-6)和式(1-12)所示。下面再討論一下當此時條件>時的q和。
根據所定的同步附著系數，可以由式（1-8）及式（1-10）求得
(3-13)
(3-14)
進而求得
（3-15）
(3-16)
由式（3-8）、式（3-9）、式（3-12）和式（3-16）得
(3-17） (3-18)
(3-19)
對于值恒定的汽車，為使其在常遇附著系數范圍內不致過低，其值總是選得小于可能遇到的最大附著系數。所以在>的良好路面上緊急制動時，總是后輪先抱死。
3.4 制動器最大制動力矩
應合理地確定前、后輪制動器的制動力矩，以保證汽車有良好的制動效能和穩(wěn)定性。
最大制動力是在汽車附著質量被完全利用的條件下獲得的，這時制動力與地面作用于車輪的法向力,成正比。由式(9)可知，雙軸汽車前、后車輪附著力同時被充分利用或前、后輪同時抱死時的制動力之比為
式中,——汽車質心離前、后軸距離;
——同步附著系數；
——汽車質心高度。
通常，上式的比值：客車約為0.5～0.7符合條件。
制動器所能產生的制動力矩，受車輪的計算力矩所制約，即
式中——前軸制動器的制動力，；
——后軸制動器的制動力，；
——作用于前軸車輪上的地面法向反力；
——作用于后軸車輪上的地面法向反力；
——車輪有效半徑。
對于常遇到的道路條件較差、車速較低因而選取了較小的同步附著系數值的汽車，為了保證在的良好的路面上（例如=0.7）能夠制動到后軸和前軸先后抱死滑移（此時制動強度），前、后軸的車輪制動器所能產生的最大制動力力矩為
(3-21)
對于選取較大值的各類汽車，則應從保證汽車制動時的穩(wěn)定性出發(fā)，來確定各軸的最大制動力矩。當時，相應的極限制動強度，故所需的后軸和前軸的最大制動力矩為
(3-22)
(3-23)
式中——該車所能遇到的最大附著系數；
q——制動強度，由式(1-6)確定；
——車輪有效半徑。
3.5 制動器因數
制動器因數BF[6]的表達式（即，），它表示制動器的效能，因此又稱為制動器效能因數。其實質是制動器在單位輸入壓力或力的作用下所能輸出的力或力矩，用于評比不同結構型式的制動器的效能。制動器因數可定義為在制動鼓作用半徑上所產生的摩擦力與輸入力之比，即
(3-24)
式中——制動器的摩擦力矩；
R——制動鼓的作用半徑；
P——輸入力，一般取加于兩制動蹄的張開力(或加于兩制動塊的壓緊力)的平均值為輸入力。
對于鼓式制動器，設作用于兩蹄的張開力分別為、，制動鼓內圓柱面半徑即制動鼓工作半徑為R，兩蹄給予制動鼓的摩擦力矩分別為和，則兩蹄的效能因數即制動蹄因數分別為：
(3-25)
整個鼓式制動器的制動因數則為
（3-26）
當時，則
(1-27)
蹄與鼓間作用力的分布，其合力的大小、方向及作用點，需要較精確地分析、計算才能確定。今假設在張力P的作用下制動蹄摩擦襯片與鼓之間作用力的合力N如圖1-4所示作用于襯片的B點上。這一法向力引起作用于制動蹄襯片上的摩擦力為N，為摩擦系數。a，b，c，h，R及為結構尺寸，如圖3-4[8]所示。
圖3-2
對領蹄取繞支點A的力矩平衡方程，即
由上式得領蹄的制動蹄因數為
（3-27）
當制動鼓逆轉時，上述制動蹄便又成為從蹄，這時摩擦力N的方向與圖1-4所示相反，用上述分析方法，同樣可得到從蹄繞支點A的力矩平衡方程，即
由上式得從蹄的制動蹄因數為
（3-28）
由式(1-27)可知：當趨近于占b／c時，對于某一有限張開力P，制動鼓摩擦力趨于無窮大。這時制動器將自鎖。自鎖效應只是制動蹄襯片摩擦系數和制動器幾何尺寸的
在制動過程中，襯片(襯塊)的溫度、相對滑動速度、壓力以及濕度等因素的變化會導致摩擦系數的改變。而摩擦系數的改變則會導致制動效能即制動器因數的改變。制動器因數BF對摩擦系數的敏感性可由dBF／d來衡量，因而dBF／d稱為制動器的敏感度。
第4章 制動器的結構參數與摩擦系數
在有關的整車總布置參數和制動器的結構型式確定以后，就可以參考已有的同類型、同等級汽車的同類制動器，對制動器的結構參數進行初選。
4.1制動鼓直徑或半徑
當輸入力P一定時，制動鼓的內徑越大，制動力矩越大，切散熱性能越好。但是直徑D的尺寸收輪輞內徑的限制，而且D的增大也使制動鼓的質量增加，是汽車的非懸掛質量增加，不利于汽車的行駛平順性。制動鼓與輪輞之間應有一定的艱辛，此間隙一般不應小于20mm~30mm，以利于通風散熱，，由此間隙要求及輪輞尺寸可求得D的尺寸。另外，制動鼓直徑D與輪輞直徑Dr之比的一般范圍為：
貨車 D/Dr=0.70~0.83
根據上面給定的輪輞6.25-20，Dr=20in=406mm
載貨汽車的制動鼓內徑一般比輪輞外徑小80mm~100mm，設計時，根據輪輞直徑初步確定制動鼓內徑，同時根據QC/T 309—1999制動鼓工作直徑及制動蹄片寬度尺寸系列，選取，最終確定：D=320mm
4.2摩擦襯片起始角
摩擦襯片起始角、。一般是將襯片布置在制動蹄外緣的中央，并令=300。有時為了適應單位壓力的分布情況，將襯片相對于最大壓力點對稱布置，以改善制動效能和磨損的均勻性。
4.3張開力的作用線至制動器中心的距離
在保證制動輪缸或凸輪能夠布置于制動鼓內的條件下，應使距離盡可能地大，以提高其制動效能。初步設計時可暫定。
4.4制動蹄支銷中心的坐標位置
如圖2-1所示，制動蹄支銷中心的坐標尺寸k是應盡可能地小，以使尺寸c盡可能地大，初步設計可暫定c=0.8R=128mm，k=30mm。
圖4-1
4.5摩擦片摩擦系數及摩擦材料
選擇摩擦片時不僅希望其摩擦系數要高些，更要求其熱穩(wěn)定性要好，受溫度和壓力的影響要小。不能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0.3～0.5，少數可達0.7。一般說來，摩擦系數愈高的材料，其耐磨性愈差。所以在制動器設計時并非一定要追求高摩擦系數的材料。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=0.35～0.40已無大問題。取=0.3。
制動摩擦材料應具有高而穩(wěn)定的摩擦系數，抗熱衰退性能好，不能在溫度升到某一數值后摩擦系數突然急劇下降；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摩擦材料。粉末冶金摩擦材料是以銅粉或鐵粉為主要成分(占質量的60％～80％)，加上石墨、陶瓷粉等非金屬粉末作為摩擦系數調整劑，用粉末冶金方法制成。其抗熱衰退和抗水衰退性能好，但造價高，適用于高性能轎車和行駛條件惡劣的貨車等制動器負荷重的汽車。則所選擇的車型應該用此種材料。
4.6制動器間隙
制動鼓(制動盤)與摩擦襯片(摩擦襯塊)之間在未制動的狀態(tài)下應有工作作間隙，以保證制動鼓(制動盤)能自由轉動。一般，鼓式制動器的設定間隙為0.2～0.5mm；取0.4mm。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。考慮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。另外，制動器在工作過程中會因為摩擦襯片(襯塊)的磨損而加大，因此制動器必須設有間隙調整機構。
第5章 制動蹄摩擦面的壓力分布規(guī)律
制動器摩擦材料的摩擦系數及所產生的摩擦力對制動器因數有很大影響。掌握制動蹄摩擦面上的壓力分布規(guī)律，有助于正確分析制動器因數。在理論上對制動蹄摩擦面的壓力分布規(guī)律作研究時，通常作如下一些假定：
1)制動鼓、蹄為絕對剛性；
2)在外力作用下，變形僅發(fā)生在摩擦襯片上；
3)壓力與變形符合虎克定律。
單自由度的制動蹄如圖3-1所示，制動蹄在張開力P作用下繞支承銷點轉動張開，設其轉角為，則蹄片上某任意點A的位移為 圖5-1 繞支撐銷轉動的蹄的徑變形分析圖
=·
由于制動鼓剛性對制動蹄運動的限制，則其徑向位移分量將受壓縮，徑向壓縮為
=COS
即 =COS
從圖3-1中的幾何關系可看到
COS==Sin
=Sin
因為為常量，單位壓力和變形 圖5-2 成正比，所以蹄片上任意一點壓力可寫成
（5-1）
亦即，制動器蹄片上壓力呈正弦分布，其最大壓力作用在與連線呈90°的徑向線上。
上述分析對于新的摩擦襯片是合理的，但制動器在使用過程中摩擦襯片有磨損，摩擦襯片在磨損的狀況下，按照理論分析，如果知道摩擦襯片的磨損特性，也可確定摩擦襯片磨損后的壓力分布規(guī)律。根據國外資料[2]，對于摩擦片磨損具有如下關系式
式中 W——磨損量；
K——磨損常數；
——摩擦系數；
q——單位壓力；
——磨擦襯片與制動鼓之間的相對運動速度。
通過分析計算所得壓力分布規(guī)律如圖3-2所示。圖中表明在第11次制動后形成的單位
面積壓力仍為正弦分布。如果摩擦襯片磨損有如下關系：
式中——磨損常數。
則其磨損后的壓力分布規(guī)律為(C也為一常數)。結果亦示于圖3-2。
應該指出，由上述理論分析所獲得的結果與實際情況比較相近，也就是說，用上述壓力分布規(guī)律計算所得的摩擦力矩與實際使用中所得摩擦力矩有極大的相關性。以前有人認為制動摩擦襯片壓力分布均勻的設想并不合理。
第6章 制動蹄片上的制動力矩
在計算鼓式制動器時，必須建立制動蹄對制動鼓的壓緊力與所產生的制動力矩之間的關系。
為計算有一個自由度的制動蹄片上的力矩，在摩擦襯片表面上取一橫向單元面積，并使其位于與軸的交角為處，單元面積為。，其中b為摩擦襯片寬度，R為制動鼓半徑，為單元面積的包角，如圖5-2所示。
由制動鼓作用在摩擦襯片單元面積的法向力為：
（6-1）
而摩擦力產生的制動力矩為
在由至區(qū)段上積分上式，得
（6-2）
當法向壓力均勻分布時，
(6-3)
由式(4-1)和式(4-2)可求出不均勻系數
第7章 駐車計算
圖7-1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：
同樣可求出汽車下坡停駐時的后軸車輪的附著力為：
根據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
求得汽車在上坡時可能停駐的極限上坡路傾角為
汽車在下坡時可能停駐的極限下坡路傾角為
圖7-1
為了使汽車能在接近于由上式確定的坡度為的坡路上停駐，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)[1]，并保證在下坡路上能停駐的坡度不小于法規(guī)規(guī)定值。
單個后輪駐車制動器的制動上限為；中央駐車制動器的制動力矩上限為，為后驅動橋主減速比。
第8章 摩擦襯塊: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。但相關實驗表明，制動時摩擦襯片摩擦表面的溫度、壓力、摩擦系數和表面狀態(tài)等是影響摩擦襯片磨損的重要因素。
汽車的制動過程，是將其機械能的一部分轉變?yōu)闊崮芏纳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大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。能量負荷越大，則摩擦襯片的磨損也越嚴重。
制動器的能量負荷常以其比能量耗散率作為評價指標。比能量耗散率表示單位摩擦面積在單位時間內耗散的能量，單位為W/mm2。
雙軸汽車單個前輪和單個后輪制動器的比能量耗散率可用以下公式計算：
v1取18m/s，，t=0.6j 計算得：
e1=0.23W/mm2，e2=0.21W/mm2
根據鼓式制動器的比能量耗散率不大于1.8W/mm2，故符合規(guī)定。
第9章 制動器主要零部件的結構設計
9.1 制動鼓
制動鼓應具有非常好的剛性和大的熱容量，制動時其溫升不應超過極限值。制動鼓的材料應與摩擦襯片材料一致，以保證具有高的摩擦系數并使工作表面磨損均勻。
中型、重型載貨汽車和中型、大型客車多采用灰鑄鐵HT200或合金鑄鐵制造的制動鼓。本設計采用的是灰鑄鐵HT200制造的制動鼓。
在工作載荷作用下制動鼓會變形，導致蹄與鼓間的單位壓力不均勻，且會損失少許踏板行程。鼓筒變形后的不圓柱度過大時也易引起制動器的自鎖或踏板振動。為防止這些現象發(fā)生，應提高制動鼓的剛度。為此，沿鼓口的外緣鑄有整圓的加強肋條，也常加鑄一些軸向肋條以提高其散熱性能。
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，但實驗表明，壁厚由11mm增至20mm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。本設計中，制動鼓的壁厚選為15mm。
9.2 制動蹄
轎車和微型、輕型載貨汽車的制動蹄廣泛采用T形型鋼碾壓或鋼板沖壓—焊接制成；大噸位載貨汽車的制動蹄則多采用鑄鐵、鑄鋼或鑄鋁合金制成。制動蹄的結構尺寸和斷面形狀應保證其剛度好，但小型車用鋼板制的制動蹄腹板上有時開一、兩條徑向槽，使蹄的彎曲剛度小些，以便使制動蹄摩擦襯片與制動鼓之間的接觸壓力均勻，因而使襯片的磨損較為均勻，并可減少制動時的尖叫聲。重型汽車制動蹄的斷面有工字形、山字形等。本設計選用的端面為工字形。
制動蹄腹板和翼緣的厚度，轎車的約為3mm~7mm；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，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。
本設計中，制動蹄腹板和翼緣的厚度為7mm，摩擦襯片的厚度取10mm，襯片鉚接在制動蹄上。
9.3 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。制動底板承受著制動器工作時的制動反力矩，因此它具有足夠的剛度。為此，由鋼板沖壓成形的制動底板具有凹凸起伏的形狀?？蛙噭t采用可鍛鑄鐵KTH370-12的制動底板。本設計采用的是可鍛鑄鐵KTH370-12的制動底板。
9.4 制動蹄的支承
支承銷由45號鋼制造并高頻淬火。
9.5 凸輪式張開機構
凸輪式張開機構的凸輪及其軸是由45號鋼模鍛成一體的毛坯制造，在機加工后經高頻淬火處理。凸輪及其軸由可鍛鑄鐵或球墨鑄鐵的支架支撐，而支架則用螺栓或鉚釘固定在制動底板上。本設計中的凸輪工作表面輪廓是中心對稱的兩段圓弧。
9.6 摩擦材料
制動摩擦材料應具有高爾穩(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，低的吸水率，低的壓縮率、低的熱傳導率和低的熱膨脹率，高的抗壓、抗拉、抗剪切、抗彎曲性能和耐沖擊性能；制動時應不產生噪聲、不產生不良氣體，應盡量采用污染小和對人體無害的摩擦材料。
本設計選用粉末冶金材料，它是以銅粉或鐵粉為主要成分，摻上石墨粉、陶瓷粉等非金屬粉末作為摩擦系數調整劑，用粉末冶金方法制成。其抗熱衰退和抗水衰退性能好，但造價高，適用于高性能轎車和行駛條件惡劣的貨車等制動器負荷重的汽車。
9.7 制動間隙調整方法及相應機構
制動鼓與摩擦片直接在未制動狀態(tài)下均應有工作間隙，以保證制動鼓能自由轉動。一般來說，鼓式制動器的設定間隙在0.2mm~0.5mm。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。考慮到在制動過程中摩擦副可能產生熱變形和機械變形，因此，制動器在冷卻狀態(tài)下應設的間隙要通過實驗來確定。另外，制動器在工作過程中會由于摩擦襯片的磨損而使間隙加大，因此制動器必須設有間隙調整機構。
采用凸輪張開裝置時，制動器的工作間隙可通過轉動凸輪相對于制動臂的位置來實現，而制動臂的位置則保持不變。凸輪位置的改變是靠裝在臂上的渦輪蝸桿副來實現的。
圖9-1 汽車制動蹄間隙調整臂
9.8 制動器主要零部件的強度計算
9.8.1 制動凸輪軸的計算
當汽車制動時，凸輪軸承受轉矩作用。其危險斷面在花鍵軸處，現對花鍵軸的內徑進行抗扭強度驗算：
式中：T——制動凸輪軸所收的轉矩，T=Pa/2=88406Nm
Wn——抗扭截面系數，對于花鍵軸內徑的圓截面：
d為花鍵軸的花鍵內徑，d=32mm
則：=137.5MPa＜=177.5MPa，符合要求
9.8.2 緊固摩擦片鉚釘的剪切應力計算
已知鉚釘的數目n、鉚釘的直徑d和材料，即可驗算其剪切應力：
計算得：=57.5MPa＜=90MPa
故鉚釘數目和規(guī)格符合要求。
第10章 制動驅動機構選擇與設計計算
10.1 制動驅動機構的結構型式選擇
根據制動力源的不同，制動驅動機構可分為簡單制動、動力制動和伺服制動三大類。而離得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。
簡單制動系即人力制動系，是靠司機作用于制動踏板上或手柄上的力來作為制動力源。
動力制動系是以發(fā)動機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關系在動力制動系中不復存在，因此，此處的踏板力較小且可有適當的踏板行程。
動力制動可分為氣壓制動系、氣頂液壓制動系和全液壓動力制動系三種，本設計選用的是氣壓動力制動系。
10.2 制動管路的多回路系統(tǒng)
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管路分為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。
10.3 氣壓制動驅動機構的設計計算
10.3.1 制動氣室
制動氣室分為膜片式和活塞式兩種。膜片式的結構簡單，對室壁的加工精度要求不高，無摩擦副，密封性較好，但所容許的行程較少，膜片壽命也不及活塞式的?；钊降闹苿託馐遥谐梯^長，推力一定，但有摩擦損失。
本設計采用的是活塞式制動氣室，制動氣室輸出的推桿推力Q應保證制動器制動蹄所需的張開力。Q的計算為：
式中：a/2表示P對凸輪中心的力臂，取25mm
h表示Q力對凸輪軸軸線的力臂，取130mm
前輪為39902N，后輪為35384N
則前輪：Q=7673N
為了輸出推力Q，制動氣室的工作面積為：
p為制動氣室的工作壓力，取p=0.8MPa
則：A=95.9cm2
制動氣室推桿的行程為：
λ為行程儲備系數，取λ=1.4，則
l=7.28mm
制動氣室的工作容積為：
Vs=Al=1.25L
后輪同理也可求出
10.3.2 儲氣罐
儲氣罐有鋼板焊成，內外涂以防銹漆，前后輪各選用一個30L的儲氣罐。
結 論
目前，我國交通事故由于制動器磨損而導致的屢見不鮮。對于制動器的設計的嚴謹性和標準型及參數的統(tǒng)一性是汽車設計的當務之急。
本文針對豪華型大客車的標準車型深入研究，根據參數計算該車的氣壓制動系統(tǒng)執(zhí)行機構的凸輪式制動器的結構。首先計算制動系統(tǒng)的力和力矩，于此同時，根據我國先階段的路面附著系數和制動分配力因素計算出制動器的同步附著系數，根據以上求得的條件，能夠推算出制動器因數和最大制動力矩；再根據以上求得的條件計算出汽車的制動結構的參數；根據結構參數所得的數據再分析制動蹄片上摩擦片上制動力的分配規(guī)律和摩擦蹄片上的制動力矩，根據已知條件