货车制动系液压系统设计.doc

1、目录前言11 制动系要求32 制动系的选择53 制动器驱动机构的结构型式选择及设计计算194 液压系统计算及工作原理245 结论29参考文献30前言 从汽车诞生时起，车辆制动系统在车辆的安全方面就扮演着至关重要的角色。近年来，随着车辆技术的进步和汽车行驶速度的提高，这种重要性表现得越来越明显。众多的汽车工程师在改进汽车制动性能的研究中倾注了大量的心血。目前关于汽车制动的研究主要集中在制动控制方面，包括制动控制的理论和方法，以及采用新的技术。 最原始的制动控制只是驾驶员操纵一组简单的机械装置向制动器施加作用力，这时的车辆的质量比较小，速度比较低，机械制动虽已满足车辆制动的需要，但随着汽车自质量的

2、增加，助力装置对机械制动器来说已显得十分必要。这时，开始出现真空助力装置。1932年生产的质量为2860kg的凯迪拉克V16车四轮采用直径419.1mm的鼓式制动器，并有制动踏板控制的真空助力装置。林肯公司也于1932年推出V12轿车，该车采用通过四根软索控制真空加力器的鼓式制动器。 随着科学技术的发展及汽车工业的发展，尤其是军用车辆及军用技术的发展，车辆制动有了新的突破，液压制动是继机械制动后的又一重大革新。Duesenberg Eight车率先使用了轿车液压制动器。克莱斯勒的四轮液压制动器于1924年问世。通用和福特分别于1934年和1939年采用了液压制动技术。到20世纪50年代，液压助

3、力制动器才成为现实。20世纪80年代后期，随着电子技术的发展，世界汽车技术领域最显著的成就就是防抱制动系统(ABS)的实用和推广。ABS集微电子技术、精密加工技术、液压控制技术为一体，是机电一体化的高技术产品。它的安装大大提高了汽车的主动安全性和操纵性。防抱装置一般包括三部分：传感器、控制器(电子计算机)与压力调节器。传感器接受运动参数，如车轮角速度、角加速度、车速等传送给控制装置，控制装置进行计算并与规定的数值进行比较后，给压力调节器发出指令。 1936年，博世公司申请一项电液控制的ABS装置专利促进了防抱制动系统在汽车上的应用。1969年的福特使用了真空助力的ABS制动器；1971年，克莱

4、斯勒车采用了四轮电子控制的ABS装置。这些早期的ABS装置性能有限，可靠性不够理想，且成本高。1979年，默本茨推出了一种性能可靠、带有独立液压助力器的全数字电子系统控制的ABS制动装置。1985年美国开发出带有数字显示微处理器、复合主缸、液压制动助力器、电磁阀及执行器“一体化”的ABS防抱装置。随着大规模集成电路和超大规模集成电路技术的出现，以及电子信息处理技术的高速发展，ABS以成为性能可靠、成本日趋下降的具有广泛应用前景的成熟产品。1992年ABS的世界年产量已超过1000万辆份，世界汽车ABS的装用率已超过20%。一些国家和地区(如欧洲、日本、美国等)已制定法规，使ABS成为汽车的标准

5、设备。 当考虑基本的制动功能量，液压操纵仍然是最可靠、最经济的方法。即使增加了防抱制动(ABS)功能后，传统的“油液制动系统”仍然占有优势地位。但是就复杂性和经济性而言，增加的牵引力控制、车辆稳定性控制和一些正在考虑用于“智能汽车”的新技术使基本的制动器显得微不足道。传统的制动控制系统只做一样事情，即均匀分配油液压力。当制动踏板踏下时，主缸就将等量的油液送到通往每个制动器的管路，并通过一个比例阀使前后平衡。而ABS或其他一种制动干预系统则按照每个制动器的需要时对油液压力进行调节。 今天，ABS/ASR已经成为欧美和日本等发达国家汽车的标准设备。车辆制动控制系统的发展主要是控制技术的发展。一方面

6、是扩大控制范围、增加控制功能；另一方面是采用优化控制理论，实施伺服控制和高精度控制。在第一方面，ABS功能的扩充除ASR外，同时把悬架和转向控制扩展进来，使ABS不仅仅是防抱死系统，而成为更综合的车辆控制系统。制动器开发厂商还提出了未来将ABS/TCS和VDC与智能化运输系统一体化运用的构想。随着电子控制传动、悬架系统及转向装置的发展，将产生电子控制系统之间的联系网络，从而产生一些新的功能，如：采用电子控制的离合器可大大提高汽车静止启动的效率；在制动过程中，通过输入一个驱动命令给电子悬架系统，能防止车辆的俯仰。在第二个方面，一些智能控制技术如神经网络控制技术是现在比较新的控制技术，已经有人将其

7、应用在汽车的制动控制系统中。ABS/ASR并不能解决汽车制动中的所有问题。因此由ABS/ASR进一步发展演变成电子控制制动系统(EBS)，这将是控制系统发展的一个重要的方向。但是EBS要想在实际中应用开来，并不是一个简单的问题。除技术外，系统的成本和相关的法规是其投入应用的关键。 经过了一百多年的发展，汽车制动系统的形式已经基本固定下来。随着电子，特别是大规模、超大规模集成电路的发展，汽车制动系统的形式也将发生变化。如凯西-海斯(K-H)公司在一辆实验车上安装了一种电-液(EH)制动系统，该系统彻底改变了制动器的操作机理。通过采用4个比例阀和电力电子控制装置，K-H公司的EBM就能考虑到基本制

8、动、ABS、牵引力控制、巡航控制制动干预等情况，而不需另外增加任何一种附加装置。EBM系统潜在的优点是比标准制动器能更加有效地分配基本制动力，从而使制动距离缩短5%。一种完全无油液、完全的电路制动BBW(Brake-By-Wire)的开发使传统的液压制动装置成为历史。1 制动系要求能适应有关标准和法规的规定。各项性能指标除应满足设计任务书的规定和国家标准、法规规定的有关要求外，也应考虑销售对象国家和地区的法规和用户要求。具有足够的制动效能，包括行车制动效能和驻车制动效能。行车制动效能是用在一定的制动初速度下或最大踏板力下的制动减速度和制动距离两项指标来评定。欧、美、日等国的有关标准或法规对这两

9、项指标的规定。综合国外有关标准和法规，可以认为：进行制动效能试验时的制动减速度j，载货汽车应为4.45.5相应的最大制动距离货车为0.15+/115,式中第一项为反应距离；第二项为制动距离，的单位为 m；的单位为km/h.工作可靠，汽车至少应有行车制动和驻车制动两套制动装置，且它们的制动驱动机构应是各自独立的。行车制动装置的制动驱动机构至少应有两套独立的管路，当其中一套失效时另一套应保证汽车制动效能不底于正常的30%；驻车 制动装置应采用工作可靠的机械式制动驱动机构。制动效能的热稳定性好。汽车的高速制动、短时间内的频繁重复制动，尤其是下长破时的连续制动，都会引起制动器的温升过快，温度过高特别下

10、长坡时的频繁制动可使制动器摩擦副的温度达3000C4000C 有时甚至高达7000C.此时，制动摩擦副的摩擦系数会急剧减小，使制动效能下降而发生热衰退现象。制动器发生热衰退后，经过散热、降温和一定次数的和缓使用使摩擦表面得到磨合，其制动效能可重复恢复，这称为热恢复。提高摩擦材料的高温摩擦稳定性，增大制动鼓、盘的热容量，改善其散热性或采用强制冷却装置，都是提高抗热衰退的措施。制动效能的水稳定性好。制动器摩擦表面浸水后，会因水的润滑作用使摩擦系数急剧减少而发生所谓的“水衰退”现象。一般规定在出水后反复制动515次，即应恢复其制动效能。良好的摩擦材料吸水率低，其摩擦性能恢复迅速。也应防泥沙、污物等进

11、入制动器工作表面，否则会使制动效能降低并加速磨损。某些越野车为了防止水和泥沙浸入而采用封闭的制动器。制动时的操作稳定性好。即使任何速度制动，汽车都不应当失去操作性和方向稳定性。为此，汽车前、后轮制动器的制动力矩应相同。否则当前轮抱死而侧滑时，将失去操作性；后轮抱死而侧滑甩尾，会失去方向稳定性；当左、右轮的制动力矩差值超过50%时，会发生制动时汽车跑偏。制动踏板和手柄的位置和行程符合人机工程学的要求，即操作方便性好，操作轻便，舒适，能减少疲劳。踏板形成；对货车应不大于160200mm。各国法规规定，制动的最大踏板力一般为150N（轿车）700N（货车）。设计时，紧急制动（约占制动总次数的5%10

12、%）踏板力的选取范围：货车为350550N，采用伺服制动或动力制动装置时取其小值。应急制动时的手柄拉力以不大于400500N为宜。作用滞后的时间要尽可能地短，包括从制动踏板开始动作至达到给定制动效能水平所需的时间（制冻滞后时间）和从放开踏板至完全解除制动的时间（解除制动滞后时间）。制动时不应产生震动和噪音。与悬架、转向装置不产生运动干涉，在车轮跳动或汽车转向时不会引起自行制动。制动系中应有音响或光信号等警报装置以便能及时发现制动驱动机件的故障和功能失效；制动系中也有必要的安全装置，例如一旦主、挂车之间的连接制动管路损坏，应有防止压缩空气继续漏失的装置；在行驶过程中挂车一旦脱挂，亦应有安全装置驱

13、动使驻车制动将其挺驻。能全天候使用，气温高时液压制动管路不应有气阻现象；气温低时液压制动管路不应出现结冰。制动系的机件应使用寿命长、制造成本低；对摩擦材料的选择也应考虑到环保要求，应力求减小制动时飞散到大气的有害于人体的石棉纤维 2 制动系的选择货车的主要参数为：长宽高（） 489419302085轴 距（） 2800前 轮 距（） 1480后 轮 距（） 1470最小离地间隙（）186整车整备质量（）1985最大装载质量（）1500前满载轴荷分配（）1057后满载轴荷分配（）2797最 高 车 速不底于90 2.1 汽车总质量汽车的总质量是指已整备完好、装备齐全并按规定载满客、货时的汽车质量

14、。除包括汽车的整备质量及装载量外，载货汽车还应计入驾驶室坐满人的质量，如有附加设备还应考虑附加设备（非常规随车装备）的质量，每人按65计。 （21） =1985+1500=33852.2 轴荷分配和质心位置的计算为此，需确定个总成、部件的质量和质心位置。对已有产品或样品的总成、部件可直接度量以获取数据，对新设计、尚无实物的可按图纸估算或与类似的实物的质量对比后估算。将各总成、部件的质心和质量值标在总布置草图上并量出各质心；离前轮中心的水平距离和离地高度，则根据力矩平衡原理可算得前后轴的静负荷和，汽车质心离前后轴的位置、及汽车质心高度。质心离前轮中心线的水平距离取1.8，离地高度取0.2。=21

15、325.5N （22）=11847.5N （23）=11847.5+21325.5=33173N （24）=1.8 （25）= （26）=0.2 （27）=1.8+1=2.8 （28） 式中 汽车满载时所受的重力，N； 汽车轴距，； 重力加速度，；2.2.1 制动力与制动力分配系数 汽车制动时，如果忽略路面对车露的滚动阻力矩和汽车回转质量的惯性力矩，则任一角速度0的车轮，其力矩平衡方程为： （29） =16586.50.47=7795.7 式中 制动器对车轮作用的制动力矩，即制动器的摩擦力矩，其方向与车轮旋转方向反力，Nm ； 地面作用于车轮上的制动力，即地面与车轮之间的摩擦力，又称为地面制动

16、力，其方向与汽车行驶方向反力，N ； 车轮有效半径，m ；选为约为0.47令 （210）并称之为制动器制动力，他是在车轮周缘克服制动器摩擦力矩所需的力，因为又称为制动周缘力。与地面制动力的方向相反，当车轮角速度时，大小亦相等，且仅由制动器结构参数所决定。即取决于制动器的结构型式、尺寸、摩擦副的摩擦系数及车轮有效半径等，并与制动踏板力即制动系的液压或气压成正比。当加大踏板力以加大时，和均随之增大。但地面制动力受着附着条件的限制，其值不可能大于附着力即 （211） 或 （212）式中 轮胎与地面间的附着系数； Z地面对车轮的法向反力。当制动器制动力和地面制动力达到附着力值时，车轮即被抱死并在地面上

17、滑移。此后制动力矩即表现为静摩擦力矩，而即成为与相平衡以阻止车轮再旋转的周缘力的极限值。当制动到以后，地面制动力达到附着力值后就不在增大，而制动器制动力由于踏板力的增大使摩擦力矩增大而继续上升。 图21 制动力与蹋板力FP关系Figure 2-1 Braking force and ta board strength FP relations2.3 同步附着系数直至20世纪50年代，当时道路条件还不是很好，汽车行驶速度也不是很高，后轮抱死侧滑的后果也不是显得像前轮抱死丧失转向能力那样严重，因此往往将值定的较低，即处于常附着系数范围的中间较偏区段。但当今道路条件大为改善，汽车行驶速度也大为提高，

18、因而汽车因制动时后轮先抱死引起的后果十分严重。由于车速高，它不仅会引起侧滑甩尾甚至会调头而丧失操纵稳定性。后轮先抱死的情况是最不希望发生的。因此各类轿车和一般载货汽车的值有增大的趋势满载时的同步附着系数，货车取。当 ,利用率最高。汽车减速度为：=0.59.8=4.9， （213） 即, 制动强度附着系数利用率（或附着力利用率）来表达，可定义为 （214） 式中 汽车总的地面制动力； 汽车所受重力； 制动强度；图22载货汽车的曲线与线Figure 2-2 TruckCurve and beta line根据汽车制动时的整车受力分析，考虑到制动时的轴荷转移，可求得地面对前、后轴车轮的法向反力，为：

19、= （215）= （216） 式中 汽车所受重力；汽车轴距；汽车质心离前轴距离；汽车质心离前轴距离；汽车质心高度；重力加速度；汽车制动减度；汽车总的地面制动力为： （217） =33173=16586.35式中 前后轴车轮的地面制动力。由以上两式可求得前、后轴车轮附着力为 （218） = （219） =上式表明：汽车在附着系数为任一确定值的路面上制动时，各轴附着力即极限制动力并非为常数，而是制动强度或总制动力的函数。当汽车各车轮制动器的制动力足够时，根据汽车前、后轴的轴荷分配，前、后车轮制动器制动力的分配、道路附着系数和坡度情况等，制动过程可能出现的情况有三种，即：1）前轮先抱死拖滑，然后后轮

20、再抱死拖滑；2）后轮先抱死拖滑，然后前轮再抱死拖滑；3）前、后轮同时抱死拖滑。在以上三种情况中，显然是最后一种情况的附着条件利用得最好。由上式中不难求得在任何附着系数的路面上，前、后车轮同时抱死即前、后轴车轮附着力同时被充分利用的条件是： （220） （221）=0.513032.25=6516.13 （222）=0.520140.75=10070.38 （223）式中前轴车轮的制动器制动力；后轴车轮的制动器制动力；前轴车轮的地面制动力；后轴车轮的地面制动力； ，地面对前、后轴车轮的法向反力； 汽车所受重力； ，汽车质心离前、后轴距离； 汽车质心高度。由上式可知，前后轮同时抱死时，前、后轮制动

21、器的制动力，是的函数。将上式绘成以，为坐标的曲线，即为理想的前、后轮制动器制动力分配曲线，简称I曲线，如图，如果汽车前、后制动器的制动力，能按I曲线的规律分配，则能保证汽车在任何附着系数的路面上制动时，都能是前、后车轮同时抱死。然而，目前大多数两轴汽车尤其是货车的前、后制动器制动力之比为一定值，并以前制动器制动力与汽车总制动器制动力之比来表明分配的比例，称为汽车制动器制动力分配系数：=0.39 （224） 又由于在附着条件所限定的范围内，地面制动力在数值上等于相应的制动周缘力，故又可通称为制动力分配系数。2.4 制动强度和附着系数利用率上面已给出了制动强度和附着系数利用率的定义式，根据所选定的

22、同步附着系数，求得： （225） （226） 进而求得 （227） （228）当时： ， ，故 ，；。当时： 当时可能得到的最大总制动力取决于前轮刚刚首先先抱死的条件，即。由上式得=13009.02 （229） =0.39 （230） =0.98 （231） 当时：=0.6可能得到的最大总制动力取决于后轮刚刚首先抱死的条件，即。由上式得=19685.08 （232）=0.59 （233） =0.99 （234） 对于值恒定的汽车，为使其在常遇到附着系数范围内不致过低，其值总是选得小于可能遇到的最大附着系数。所以在的良好路面上紧急制动时，总是后轮先抱死。2.4.1 制动器最大制动力矩应合理地确定

23、前、后轮制动器的制动力矩，以保证汽车有良好的制动效能和稳定性。最大制动力是在汽车附着质量被完全利用的条件下获得的，这时制动力与地面作用于车轮的法向力，成正比，双轴汽车前、后车轮附着力同时被充分利用或前、后轮同时抱死时的制动力之比为 =0.65 （235）式中 ，汽车质心离前、后轴距离； 同步附着系数； 汽车质心高度。通常，上式的比值：货车约为0.50.7。制动器所能产生的制动力矩，受车轮的计算力矩所制约，即 =6516.130.47=3062.58 =10070.380.47=4733.08式中 前轴制动器的制动力，； 后轴制动器的制动力，；作用于前轴车轮上的地面法向反力；作用于后轴车轮上的地

24、面法向反力； 车轮有效半径。对于常遇的道路条件较差、车速较低因而选取了较小的同步附着系数值的汽车，为了保证在的良好的路面上（例如）能够制动到后轴和前轴先后抱死滑移（此时制动强度），前、后轴的车轮制动器所能产生的最大制动力矩为 =13032.250.47=3062.58 （236） （237） =对选取较大值的各类汽车，则应从保证汽车制动时的稳定性出发，来确定各轴的最大制动力矩。当时，相应的极限制动强度，故所需的后轴和前轴的最大制动力矩为 （238） = =4733.0 （240） = =3026式中 该车所能遇到的最大附着系数； 制动强度由式车轮有效半径。一个车轮制动器应有的最大制动力矩为上列

25、公式计算结果的半值。2.4.2 制动器因数制动器因数BF的表达式表示制动器的效能，因此又称为制动器效能因数。其实质是制动器在单位输入压力或力的作用下所能输出的力或力矩，用于评比不同结构型式的制动器的效能。制动器因数可定义为在制动鼓或制动盘的作用半径上所产生的摩擦力与输入力之比。即： （241） =式中制动器摩擦力矩； 制动鼓或制动盘的作用半径； 输入力，一般取加于两制动蹄的张开力（或加于两制动块的压紧力）的平均值为输入力。对于鼓式制动器，设作用于两蹄的张开力分别为，制动鼓内圆柱面半径即制动鼓工作半径为，两蹄给予制动鼓的摩擦力矩分别为和，则两蹄的效能因数即制动蹄因数分别为： （242） （243

26、）2.4.3 制动器的结构参数与摩擦系数1）制动鼓直径D或半径R当输入力P一定时，制动鼓的直径愈大，则制动力矩亦愈大，散热性能愈好。但直径D的尺寸受到轮辋内径的限制，而且D的增大也使制动鼓的质量增大，使汽车的非悬架质量增大，而不利于汽车的行驶平顺性。制动鼓与轮辋之间应有相当的间隙，此间隙一般要求不应小于2030mm，以利于散热通风，也可避免由于轮辋过热而损坏轮胎。由此间隙要求及轮辋的尺寸即可求得制动鼓直径D的尺寸。另外，制动鼓直径D与轮辋直径之比的范围为：货车 =0.640.74。2）制动蹄摩擦衬片的包角和宽度b摩擦衬片的包角在范围内选择，试验表明，摩擦衬片包角时，磨损最小 ，制动谷温度也最低

27、，且制动效能最高。再减小虽有利于散热，但由于单位压力过高将加速磨损。一般也不大于，因过大不仅不利于散热，而且易使制动作用不平顺，甚至可能发生自锁。摩擦衬片宽度b较大可以降低单位压力、减少磨损，但过大则不易保证与制动鼓全面接触。通常是根据在紧急制动时使其单位压力不超过2.5MPa的条件来选择衬片宽度b的。设计时应尽可量按摩擦片的产品规格选择 b值根据国外统计资料可知，单个鼓式车轮制动器总的衬片摩擦面积随汽车质量的增大而增大，单个摩擦衬片的摩擦面积A又决定于制动鼓半径R、衬片宽度b及包角，即 式中是以弧度（rad）为单位，当A，R，确定后，由上式也可初选衬片宽b的尺寸。制动器各蹄摩擦衬片总摩擦面积

28、愈大，则制动时产生的单位面积正压力愈小，从而磨损亦愈小。3）摩擦衬片起始角如图12.1所示。一般好是将衬片布置在制动蹄外缘的中央，并令。有时为了适应单位压力的分布情况，将衬片相对于最大压力点对称布置，以改善制动效能和磨损的均匀性。4）张开力P的作用线至制动器中心的距离a在保证制动轮缸或凸轮能够布置于制动鼓内的条件下，应使距离a尽可能地大，以提高其制动效能。初步设计时可暂定a = 0.8R左右。5）制动蹄支销中心的坐标位置k和c如图12.1所示，制动蹄支销中心的坐标尺寸k应尽可能地小，以使尺寸c尽可能地大，初步设计时可暂定c = 0.8R左右。6）摩擦片摩擦系数选择摩擦片时不仅希望其摩擦系数要高

29、些，更要求其热稳定性要好，受温度和压力的影响要小。不能单纯地追求摩擦材料的高摩擦系数，应提高对摩擦系数的稳定性和降低制动器对摩擦系数偏离正常的敏感性的要求，后者对蹄式制动器是非常重要的。各种制动器用摩擦材料的摩擦系数的稳定值约为1.30.5，少数 可达0.7。一般说来，摩擦系数愈高的材料，其耐用性愈差。所以在制动器设计时并非一定追求高摩擦系数的材料。当前国产的制动摩擦片材料在温度低于时，保持摩擦系数=0.350.40已无大问题。因此，在假设的理想条件下计算制动器的制动力矩，取=0.3可使计算结果接近实际。另外，在选择摩擦系数材料应尽量采用减少污染和对人体无害的材料2.4.4 制动器主要零件的结

30、构设计制动鼓应具有高的刚性和大的热容量，制动时其温升不应超过极限值。制动鼓的材料与摩擦衬片的材料相匹配，应能保证具有高的摩擦系数并使工作表面磨损均匀。中型、重型货车和中型、大型客车多采用由灰铸铁HT200或合金铸铁制造的制动鼓；轻型货车和一些轿车则采用由钢板冲压成形的辐板与铸铁鼓筒部分铸成一体的组合式制动鼓；带有灰铸铁内鼓筒的铸铝合金制动鼓在轿车上得到了日益广泛的应用。铸铁内鼓筒与铝合金制动鼓本体也是铸到一起的，这种内镶一层珠光体组织的灰铸铁作为工作表面，其耐热性都很好，而且减小了质量。制动鼓在工作载荷作用下会变形，致使蹄鼓间单位压力不均匀，而且损失少许踏板行程。鼓筒变形后的不圆柱度过大容易引

31、起自锁或踏板震动。为防止 这些现象需提高制动扶的刚度。为此，沿鼓口的外缘铸有整圈的加强肋条，也有的加铸若干轴向肋条以提高其散热性能。制动鼓相对于轮毂的对是以直径为的圆柱表面的配合来定位，并在两者装配紧固后精加工制动鼓内工作表面，以保证两者的轴线重合。两者装配后需进行动平衡。许用不平衡度对货车为3040.制动足壁后的选取主要是从刚度和强度方面考虑。壁厚取大些也有助于增大热容量，但试验表明，壁后从11mm增至20mm，摩擦表面平均最高温度变化并不大。一般铸造制动鼓的壁后：重型货车为1318mm。制动鼓在闭口一侧可开小孔，用于检查制动器间隙。 轿车和轻型、微型货车的饿制动蹄广泛采用T行型钢辗压或钢板

32、冲压焊接制成；大吨位货车的制动蹄则多用铸铁、铸钢或铸铝合金制成。制动蹄的断面形状和尺寸应保证其钢度好，但小型车钢板制的制动蹄腹板-上有时开有一、两条径向槽，使蹄的弯曲刚度小些，以便使制动蹄摩擦衬片与鼓之间的接触压力均匀，因而使衬片磨损较为均匀，并减少制动时的尖叫声。重型汽车制动蹄的断面有工字形、山字形和字形几种。制动蹄腹板和翼缘的厚度，货车的约为58mm。摩擦衬片的厚度，货车多在8mm以上。衬片可以铆接或黏结在制动蹄上，黏结的允许其磨损厚度较大，但不易更换衬片；铆接的噪声较小。制动底板是除制动鼓制动器各零件的安装基体，应保证各安装零件相互间的正确位置。制动底板承受着制动器工作时的制动反力矩，故

33、应有足够的刚度。为此，由钢板冲压成形的制动底板都具有凹凸起伏的形状。重型汽车则采用可锻铸铁KTH37012的制动底座以代替钢板冲压的制动底板。刚度不足会导致制动力矩减小，踏板行程加大，衬片磨损也不均匀。二自由度制动蹄的支承，结构简单，并能使制动蹄相对制动鼓自行定位。为了使具有支承销的一个自由度的制动蹄的工作表面与制动股的工作表面同轴心，应使支承位置可调。例如采用偏心支承销或偏心轮。支承销由45号钢制造并高频淬火。其支座为可锻铸铁（KTH37012）或球墨铸铁（QT40018）件。青铜偏心轮可保持制动蹄腹板上的支承孔的完好性并防止这些零件的腐蚀磨损。具有长支承销的支承能可靠地保持制动蹄的正确安装

34、位置，避免侧向偏摆。有时在制动底板上附加一压紧装置，使制动蹄中部靠向制动底板，而在轮缸活塞顶块上或在张开机构调整推杆端部开槽供制动蹄腹板张开端插入，以保持制动蹄是液压制动系采用的活塞式制动蹄张开机构，其结构简单，在车轮制动器中布置方便。轮缸的缸体由灰铸铁HT250制成。其缸筒为通孔，需搪磨。活塞由铝合金制造。活塞外端压有钢制的开槽顶块，以支承插入槽中的制动蹄腹板端部或端部接头。轮缸的工作腔由装在活塞上的橡胶密封圈或靠在活塞内端面处的橡胶皮碗密封。多数制动轮缸有两个等直径活塞；少数有四个等直径活塞；双领蹄式制动器的两蹄则各用一个单活塞制动轮缸推动。制动时，主缸中的高压油从进油孔进入轮缸，油压克服

35、制动蹄回位弹簧的弹力，使两活塞外移，推动制动蹄压在制动鼓上，产生制动。放松制动时，轮缸中的活塞在制动蹄回位弹簧的作用下，向内移动，并使油液流回主缸，制动解除。3 制动器驱动机构的结构型式选择及设计计算 3.1 制动驱动机构的结构型式选择简单制动系即人力制动系，是靠司机作用于制动踏板上或手柄上的力作为制动力源。力的传递方式又有机械式靠杆系或钢丝绳传力，其结构简单，造价低廉，工作可靠，但机械效率低故仅用于中、小型的驻车制动中。液压式简单制动系通常简称为液压制动系，用于行车制动装置。其优点是作用滞后时间短（0.10.3s），工作压力高（可达1012MPa），轮缸尺寸小，可布置在制动器内部作为制动蹄张

36、开机构或制动块压紧机构，使之结构简单、紧凑、质量小、造价低。但其有限的力传动比限制了它在汽车上的使用范围。另外，液压管路在过度受热时会形成气泡而影响传输，使制动效能降低甚至失效。液压式简单制动系曾广泛用于轿车、轻型及以下的货车及部分中型货车上。3.1.1 液压制动驱动机构的设计计算为了确定制动主缸和轮缸直径、制动踏板上的力、踏板行程、踏板机构传动比以及采用增压或助力装置的必要性，必须进行如下的设计计算。1）制动轮缸直径与工作容积制动轮缸对制动蹄或制动块的作用力P与轮缸直径及制动轮缸中的液压有如下关系： 轮缸直径的尺寸选取25mm，p选取为9 （31） （32） 求 P=4415.6N式中考虑制

37、动力调节装置作用下的轮缸或管路液压，。制动管路液压在制动时一般不超过1012，对盘式制动器可再高些。压力愈高钢轮缸直径愈小，但对管路特别是制动软管及管接头则提出了更高的要求，对软管的耐压性、强度及接头的密封性的要求就更加严格。轮缸直径应在标准规定的尺寸系列中选取，轮缸直径的尺寸系列为：19，22，24，25，28，30，32，38，40，45，50，55mm.一个轮缸的工作容积： 制动鼓选取2mm （33） 式中一个轮缸活塞的直径；轮缸的活塞数目；n为2一个轮缸活塞在完全制动时的行程；在初设计时，.对鼓式制动其可取。消除制动蹄（制动块）与制动鼓（制动盘）间的间隙所需的轮缸活塞行程，对鼓式制动器

38、约等于相应制动蹄中部与制动鼓之间的间隙的2倍；因摩擦衬片（衬块）变形而引起的轮缸活塞行程，可根据衬片（衬块）的厚度、材料弹性摸量及单位压力计算；，鼓式制动器的蹄与鼓之变形而引起的轮缸活塞行程，试验确定。全部轮缸的总工作容积 =1962.54=-7850 （34） 式中 轮缸数目。2）制动主缸直径与工作容积 制动主缸应有的工作容积式中制动软管在液压下变形而引起的容积增量。 在初步设计时，考虑到软管变形，货车取，式中为全部轮缸的总工作容积。 （35）主缸活塞直径和活塞行程可由下确定：选取 （36） 10205=23.5在表中选取直径为26mm一般 =26mm 主缸的直径应符合系列尺寸，主缸直径的系

39、列尺寸为：19，22，26，28，32，35，38，40，45。根据主缸的行程公式得主缸的液体流量计算公式如下 （37）由上式可求得主缸的流量Q为：= （38） 3） 制动踏板力与踏板行程 制动踏板力可用下式验算 = （39） 式中 主缸活塞直径； 制动管路的液压； 踏板机构传动比，； 。Figure 17-57 hydraulic brake driving mechanism computation uses the diagram通常，汽车液压驱动机构制动轮缸缸径与制动主缸缸径之比=0.91.2，当较小时，其活塞行程及相应的踏板行程便要加大。制动踏板的工作行程为 （310） =8(26+

40、1.5+2) =236mm式中 主缸中推杆与活塞间的间隙,一般取=1.52mm；主缸活塞空行程，即主缸活塞由不工作的极限位置到使其皮碗完全封堵主缸上的旁通孔所经过的行程。在确定主缸容积时应考虑到制动器零件的弹性变形和热变形以及用于制动驱动系统信号指示的制动液体积，因此，制动踏板的全行程（至与地板相碰的行程）应大于正常工作行程的40%60%，以便保证在制动管路中获得给定的压力。踏板力和踏板全行程分别不应超过500700N和150170（小值用于轿车）。为了避免空气进入制动管路，在主缸活塞回位弹簧（亦为回油阀弹簧）的计算中，应保证在踏板放开后，制动管路中仍能保持0.050.14MPa的残余液压。4） 制动主缸在设计制动主缸时应考虑要否补偿孔和在放开制动踏板说主缸活塞原始位置的定位方法以及在制动管路中是否必须有或不准的残余压力。3.2 制动力分配的调节装置为了使汽车在不同的负载情况下，前、后车轮制动力的分配总能合乎或接近理想要求，即前后轴附