制動系統(tǒng)設計指南

1、五、制動系統(tǒng)的設計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)的設計方法1.5整車參數(shù)1.6設計期望值2 行車制動系統(tǒng)的設計2.1制動器總成的設計2.2人力制動系和伺服制動系2.3踏板總成的設計2.4傳感器設計2.5 ABS的設計3 應急制動及駐車制動的設計五、制動系統(tǒng)的設計1.前言1.1適用范圍：本設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設置足以使其減速、停車和駐車的制動系

2、統(tǒng)。設置對前、后輪分別操縱的行車制動裝置。應具有行車制動系。汽車應具有應急制動功能和應具有駐車制動功能。 汽車行車制動、應急制動和駐車制動的各系統(tǒng)以某種方式相聯(lián)，它們應保證當其中一個或兩個系統(tǒng)的操縱機構的任何部件失效時(行車制動的操縱踏板、操縱連接桿件或制動閥的失效除外)仍具有應急制動功能。制動系應經久耐用，不能因振動或沖擊而損壞。1.4 制動系統(tǒng)的設計方法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)格書設計構想書車輛重量目標值設定評價方法系統(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.設計構想書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)格設定 性能預測 法規(guī)適合性2.系統(tǒng)的可行性 構造方案的確定 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，即設為一常值，則當制動踏板力或制動系壓力上升到某一值，而地面制動力達最大值即

5、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、空氣阻力以及旋轉質量減速時產生的慣性力偶矩) 。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)只取一個定值，慣性

6、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系曲線如圖3所示。其中，ta為制動系反應時間，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系。制動距離是

7、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 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系在制動踏板上加力F，在車輪剎車上就會產生如下的制動力制動盤活塞制動器主缸制動主缸真

8、空助力器 制動踏板 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： 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坡路坡道角l可根據(jù)后軸上的附

9、著力與制動力相等的條件求得，即由 得到 同理可推導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)的設計2.1制動器總成的設計2.1.1前轉向節(jié)帶盤式制動器總成 前轉向節(jié)帶盤式制動器總成主要有以下零部件組成：如下圖所示。在下面一張圖片當中可以看到，前轉向節(jié)帶盤式制動器總成既和轉向機的橫拉桿連接又和控制臂、前滑柱還有傳動軸等連接。在總成當中轉向節(jié)就相當于一個平臺，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向節(jié)上，傳動軸與輪轂通過花鍵聯(lián)接,轉向節(jié)上端與滑柱通過螺栓連

10、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，后端與轉向機橫拉桿連接，轉向時圍繞球頭銷旋轉。轉向節(jié)一般多為鑄造件，也有的轉向節(jié)是鍛造件，其中以鍛造件為佳，但是鍛造件的模具比較復雜，不易加工。我公司現(xiàn)有的產品當中B11和S11的轉向節(jié)都是鑄造件，A11、A15的轉向節(jié)是鍛件。鑄造的轉向節(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。同時因為轉向節(jié)經常在比較復雜的變載荷情況下

11、工作所以對轉向節(jié)的疲勞試驗要做特別要求，這是B11前轉向節(jié)的技術要求，具體如下：鍛造件A11A15的材料是45鋼或者是免調質鋼，因為鋼具有較好的剛度和強度，鍛造轉向節(jié)的性能大大優(yōu)于鑄造轉向節(jié)。下面簡單的介紹一下軸承的發(fā)展 2.1.1.1b)a）我們的產品當中，A11A15前輪軸承、S11前后輪軸承均為一代軸承，一代軸承在前轉向節(jié)中需要采用壓裝，對軸承與轉向節(jié)的過盈配合、壓裝力以及傳動軸鎖止螺母的預緊力均要求很嚴格，所以將來的趨勢是逐漸淘汰一代軸承。c)二代軸承軸承外圈與輪轂集成，一般多用于非驅動輪。d)三代軸承軸承內圈、外圈、輪轂集成為一體，ABS傳感器也可以根據(jù)需要集成，使裝配模塊化，簡單化

12、 。e)f）2）e）2）d）2）c）2）b）2）a）2）2.1.1.2a)2.1.1.3b)2.1.1.4a)2.1.1.5b) b)a)2.1.1.6現(xiàn)在軸承一般都很少重新開發(fā)，供應商根據(jù)主機廠所提供的以上參數(shù)從現(xiàn)有的產品當中挑出一款或是幾款軸承來布置。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。制動器的原理就是利用固定元件與旋轉元件工作表面的摩擦而產生制動力矩，固定元件就是制動鉗、摩擦塊，旋轉件就是制動盤，制動時駕駛員踩踏板產生制動油壓，制動鉗對摩擦片和制動盤施加正壓力，制動

13、的整個過程就是把動能轉化為熱能的過程。a.b.c.d.e.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回位原理：2.1.2后轉向節(jié)帶盤式制動器總成與前轉向節(jié)帶盤式制動器總成不同，后轉向節(jié)帶盤式制動器總成除了要行車制動以外，還要兼作駐車制動后鉗的駐車原理如下：但是，在駐車完以后還要考慮回位和間隙補償?shù)膯栴}2.1.32.1.3.12.1.3.22.1.3.32.1.3.42.1.4.12.1.42.1.4.22.1.4.32.1.5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元件為制動鼓,工作表面為圓柱面2.1.5.2鼓

14、式制動器有內張型(Internal expanding drum brake)和外束型(external contracting drum brake), 內張型的制動鼓以內圓柱面為工作表面,在汽車上應用廣泛,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張型鼓式制動器.2.1.5.3內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,壓靠到制動鼓內圓面上,產生摩擦力矩(制動力矩).目前奇瑞車型上

15、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:圖1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1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生一個與其旋轉方向相反

16、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張開時的轉動方向與汽車前進時制動鼓旋轉方向（即正向旋轉，如箭頭所示）相同，由于力X1與力P繞支承銷5的力矩方向相同，使蹄對鼓的壓緊力和相應的摩擦力增大，即產生了使效能增高的“助勢”作用，因而被稱作領蹄L。反之，制動蹄2張開時的轉動方向與制動鼓旋轉方向相反，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，即產生的“減勢”作用，因而被稱作從蹄T。當汽車倒駛時制動鼓反向旋轉，蹄1由領蹄變?yōu)閺奶?蹄2則由從蹄變?yōu)轭I蹄。五鼓式制動器的分類圖2 鼓式制動器的分類a）領從蹄式；b）雙領蹄式；c）雙向雙領蹄式；d）單

17、向伺服式；f）雙向伺服式1） 按制動器效能分類 領從蹄式（LT式），如圖2a）所示，當制動鼓正向或反向旋轉時，總是有一個領蹄和一個從蹄。 雙領蹄式（2L式），如圖2b）所示，當制動鼓正向旋轉時兩蹄均為領蹄，而當制動鼓反向旋轉時兩蹄均為從蹄。 雙向雙領蹄式（D2L式），如圖2c）所示，當制動鼓正向或反向旋轉時兩蹄均為領蹄。 雙從蹄式，如圖2d）所示，當制動鼓正向旋轉時兩蹄均為從蹄，而當制動鼓反向旋轉時兩蹄均為領蹄。 單向伺服式（US式），如圖2e）所示，僅在制動鼓的某一旋轉方向上，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2f）所示，在制動鼓的正、反旋轉方向上，均能借助

18、摩擦力的作用使施加力的效能增高。一般來說，領蹄的效能因數(shù)約為從蹄的3倍，伺服制動器中次領蹄（由主領蹄通過連接桿張開的制動蹄）的效能因數(shù)也約為主領蹄（由輪缸活塞張開的制動蹄）的3倍。圖3顯示的鼓式制動器的效能因數(shù)與摩擦系數(shù)的關系。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、雙領蹄式、領從蹄式、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)典型值領從蹄式：輪缸式及楔式2.2凸輪張開式2.0雙領蹄、雙向雙領蹄：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。 制動鼓正向旋轉時.圖3鼓式制動器效能因

19、數(shù)與摩擦系數(shù)的關系1-雙向伺服式；2-雙領蹄式；3-領從蹄式；4-雙從蹄式2)按制動蹄促動器結構分類 促動器是直接作用于制動蹄并使其動作的機構.按促動器結構不同,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:利用凸輪的轉動使制動蹄張開.這種結構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普便.

20、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地區(qū)分為具有轉動蹄與具有浮動蹄的制動器圖4 制動蹄的支承方式a） 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),結構牢固.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，可落到制動鼓內的最佳接觸位置。這樣

21、不但對加工精度的要求低一些，而且磨損后仍能自動調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)地復位，必須考慮復位彈簧力的平衡,同時還要求調整好制動間隙,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. 雙領蹄式、雙向雙領蹄式和雙從蹄式制動器由于結構是中心對稱的，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

22、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。2.1.5.6制動間隙調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保持一定的間隙,稱為制動間隙。經過多次使用后摩擦片逐漸磨損,制動間隙隨這增大.這時應及時加以調整,使間隙恢復到規(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整. 間隙自調裝置分為一次調準式和階躍式兩種.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到預先設定值,后一種裝置需經過多次制動后,才在

23、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生的間隙.然而一次調準式間隙自調裝置總是按制動器當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,由此產生的間隙超過了設定間隙,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)這種調整過頭的現(xiàn)象,應采用階躍式自調裝置.2.1.5.7主要零部件的結構與設計1) 制動鼓制動鼓是制動器的摩擦對偶件,除應具有作為構件所需要的強度和剛度外,還應有盡可能高而穩(wěn)定的摩擦系數(shù),以及適當?shù)哪湍バ?、耐熱性、散熱性和熱容量等。制動鼓的結構有下列三種。圖

24、5制動鼓結構型式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5a）所示,制動鼓由高強度灰鑄鐵或含Cr的合金鑄體鑄成,這種制動鼓結構簡單,加工方便,熱容量大,但質量較大,多用于中、重型汽車。 鋼板與鑄鐵組合式如圖5b）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，質量較小，多用于轎車和輕型汽車。 輕合金與鑄鐵組合式如圖5c）所示，制動鼓主體為鋁合金，內鑄入鑄鐵襯圈。這種制動鼓不僅質量小，散熱性也很好，多用于轎車。制動鼓設計不當，受熱時易變形，制動鼓受力不平衡,也會產生機械變形,使蹄與鼓接觸不良,導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

25、和產生振動、噪聲。因此制動鼓應有足夠的壁厚，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，應有適當?shù)膭偠取Ｖ行鸵韵缕嚦Ｓ娩摪鍥_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

26、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構并鑄

27、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,還會使襯套很快磨損,而且傳動效率也很低。據(jù)計算，當潤滑良好時（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?。╢=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,構成一對運動副.采用凸輪滾輪運動副可減小接觸處的

28、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,僅適用于摩擦片較厚的場合. 圖6 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

29、傳動比均為定值,與制動凸輪的轉角無關.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角而變,設計時應通過圖解法或分析法求出這些關系,并力求使制動凸輪的力傳動比接近定值. 2.1.5.8鼓式制動器的設計計算 鼓式制動器的結構型式和尺寸應根據(jù)制動器能產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，制動器的設計步驟如下。1） 初定制動器型式和制動鼓內徑、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構型式和摩擦系數(shù)(取f=0.350.40),近似的求出. 制動鼓內徑為了保證

30、制動器能產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表面之間有適當?shù)拈g隙,否則會影響制動器的散熱.轎車制動鼓內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.設計時可按輪輞直徑初步確定制動鼓內徑制動鼓最大內徑輪輞直徑121314151620、225制動鼓最大內徑轎車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，設計時可參考同類結構或通過作圖確定。

31、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不超過1015Mpa.有制動力調節(jié)閥時，后輪缸的輸入壓力應根據(jù)其特性曲線確定。 制動氣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徑決定了每個制動器的摩擦面積A: A=DB（1+2）/360 （mm2） 式中：D-制動鼓內徑，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

32、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90105為宜，最大應不超過120。2） 制動器幾何參數(shù)，下圖顯示了具有轉動蹄和浮動蹄的制動器的主要幾何參數(shù)。圖7 制動器主要幾何參數(shù)（制動蹄為固定支架）圖8 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計時在布置允許的條件下，應盡可能增大a,e(或OB、OC)和減小c，以提高制動器效能因數(shù)。4）驗算制動器產生的制動力驗算制動器產生的制動力制動器參數(shù)初步確定之后，應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

33、生的制動力是否足夠。通過驗算如果制動力不足或太大，應對初步的參數(shù)進行必要的修改。下面列出奇瑞汽車制動器的結構參數(shù)A11后鼓式制動器參數(shù)型式：領從蹄式鼓式制動器襯片起始角 0=39 襯片包角 =118制動鼓內徑 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1D-制動鼓內徑，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：領從蹄式鼓式制動器襯片起始角 領蹄 0L=4

34、5 從蹄 0T=36襯片包角 =109制動鼓內徑 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生制動力的能僅由駕駛

35、員體力作用而供給，無需另外設置供能裝置。它的優(yōu)點是結構簡單、工作習靠、成本低，過去很長一個時期曾廣泛應用于中級以下的轎車和最大總質量不超過5t的貨車上。由于其操縱較沉重，不能夠適應現(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，在制動主缸中被轉化為液體（制動液）壓力，經密閉系統(tǒng)傳輸?shù)捷喐?，再次轉化為前、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

36、構簡單，不需要潤滑和對介質進行處理。 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

37、，即回路12各由一側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。其他幾種型式結構都很復雜，其中HI型和LL型只適用于前輪制動器為雙油缸結構的汽車，HH型只

38、適用于前、后輪制動器均為雙油缸結構的汽車。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向能力和抗側滑能力。至于前軸兩側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構就可以緩解。應當指出，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

39、回路2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，當一個回路失效時，為了使末失效回路產生更大的制動力，須相應地增大制動踏板力。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上，增設一套供能裝置和伺服機構，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)動機驅動的真空泵產生的真空度作為伺服能源。其優(yōu)點是結構比較簡單，供能介質(真空)不受外界環(huán)境的影

40、響。但真空度的負壓低(僅為0.060.09MPa)，使伺服機構尺寸較大。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)的轎車和裝載質量3.5t(或最大總質量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

41、程。對裝有間隙自動調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，按有關標準或產品規(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

42、行程得到更合理的利用。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

43、mm奇瑞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

44、.635417.461004.222.217/19228.63.45417.462.2.4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合面進行釬焊，使結合面結合為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、內外螺紋管接頭和軟管端部接頭的規(guī)定，汽車液壓制

45、動系所用的雙層卷焊鋼管的規(guī)格列于下表：外徑D1（mm）（未經表面處理）管外徑D1(mm) (最大)（經表面處理）爆破壓力（Mpa）（最?。┵| 量（kg/m）基本尺寸極限偏差基本尺寸極限偏差4.750.070.70.074.87 110 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接頭外形見圖2-3

46、-2，擴口管的型式見圖22.2.4.2液壓制動軟管的結構和性能要求按GB168971997的規(guī)定。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，其結構應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

47、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，是目前應用最廣的制動主缸。按產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)以后才產生液壓， 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生液壓。1)有補償孔式串列雙腔制動主缸主缸中設有兩個活塞，即

48、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向左移動關閉補償孔，在回路1、2建立起壓力；當回路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

49、-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(制動液壓小于1Mpa的低壓區(qū)內)該閥關閉，因而當?shù)谝换钊苿訒r從嚴腔排出的超量制動液迅速流入C腔，可縮短無效行程和提高制動靈敏度。只與鼓式制動器輪缸連接的制動回路設有殘留閥(可裝在制動腔內或排液口外)，以便在解除制動時使回路中保持一定的殘留壓力，防止外界空氣滲入制動液。只與盤式制動器油缸連接的制動回路應不裝殘留閥，以免發(fā)生制動阻滯。既與鼓式制動器輪缸又與盤式制動器油缸連接的制動回路也應不裝殘留閥，或者采用帶節(jié)流縫D的特殊結構殘留閥(圖2-2-5-6)。殘留壓力值按QCT311-1999汽車液壓制

50、動主缸技術條件的規(guī)定為：0；0.050.03Mpa；0.090.04Mpa。儲液室可與主缸做成一體，內分隔為兩腔。但為了檢查液面和加注制動液的方便，許多汽車采用與主缸分離的透明塑料儲液罐，安裝在車廂內易于接近的部位，通過管子與主缸連接。按GBl26761999的規(guī)定，儲液器必須在不打開容器的條件下能很容易地檢查液面，否則必須安裝報警器。圖2-2-5-7圖2-2-5-62)無補償孔式串列雙腔制動主缸對于普通型制動主缸來說，主皮碗在往復運動過程中不可避免地受到補償孔的刮傷。特別是裝有ABS的制動系中，主缸內的液壓會發(fā)生頻繁的波動，液壓變化頻率可達410Hz，液壓峰值可達20Mpa，同時活塞相對缸體頻繁移動，這樣在補償孔處就會發(fā)生主皮碗過度磨損和切削現(xiàn)象，從而造成主缸失效29。在這種情況下應配用無補償孔的中心單向閥式制動主缸(圖2-2-5-7)，主缸兩腔(或僅在第二腔)的活塞內裝中心單向閥A、B，以代替補償孔的作用。在解除制動狀態(tài)，活塞復位，中心閥閥芯頂桿頂在閥芯頂開支架的中軸上