桑塔纳2000制动系统的设计

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第1章绪论1

1.1制动系统设计的意义11.2制动系统研究现状1

1.3本次制动系统应达到的目标21.4本次制动系统设计要求2

第2章制动系统方案论证分析与选择32.1制动器形式方案分析32.1.1鼓式制动器32.1.2盘式制动器5

2.2制动驱动机构的结构形式选择62.2.1简单制动系62.2.2动力制动系72.2.3伺服制动系8

2.3液压分路系统的形式的选择82.3.1II型回路82.3.2X型回路92.3.3其他类型回路9

2.4液压制动主缸的设计方案9第3章制动系统设计计算113.1制动系统主要参数数值113.1.1相关主要技术参数113.1.2同步附着系数的分析113.2制动器有关计算12

3.2.1确定前后轴制动力矩分派系数β\下一页\123.2.2制动器制动力矩的确定12

3.2.3后轮制动器的结构参数与摩擦系数的选取123.2.4前轮盘式制动器主要参数确定143.3制动器制动因数计算153.3.1前轮盘式制动效能因数153.3.2后轮鼓式制动器效能因数153.4制动器主要零部件的结构设计16第4章液压制动驱动机构的设计计算194.1后轮制动轮缸直径与工作容积的设计计算4.2前轮盘式制动器液压驱动机构计算204.3制动主缸与工作容积设计计算214.4制动踏板力与踏板行程214.4.1制动踏板力214.4.2制动踏板工作行程22第5章制动性能分析235.1制动性能评价指标235.2制动效能23

5.3制动效能的恒定性235.4制动时汽车的方向稳定性235.5制动器制动力分派曲线分析245.6制动减速度255.7制动距离S25

195.8摩擦衬片（衬块）的磨损特性计算265.9驻车制动计算27第6章总论29

双向双领蹄式制动器

当制动鼓正向和反向旋转时，两制动助均为领蹄的制动器则称为双向双领蹄式制动器。它也属于平衡式制动器。由于双向双领蹄式制动器在汽车前进及倒车时的制动性能不变，因此广泛用于中、轻型载货汽车和部分轿车的前、后车轮，但用作后轮制动器时，则需另设中央制动器用于驻车制动。

单向增力式制动器

单向增力式制动器如下图两蹄下端以顶杆相连接，其次制动蹄支承在其上端制动底板|>>>>|上的支承销上。由于制动时两蹄的法向反力不能相互平衡，因此它居于一种非平衡式制动器。单向增力式制动器在汽车前进制动时的制动效能很高，且高于前述的各种制动器，但在倒车制动时，其制动效能却是最低的。因此，它仅用于少数轻、中型货车和轿车上作为前轮制动器。

双向增力式制动器

将单向增力式制动器的单活塞式制动轮缸换用双活塞式制动轮缸，其上端的支承销也作为两蹄共用的，则成为双向增力式制动器。对双向增力式制动器来说，不管汽车前进制动或倒退制动，该制动器均为增力式制动器。

双向增力式制动器在大型高速轿车上用的较多，而且往往将其作为行车制动与驻车制动共用的制动器，但行车制动是由液压经制动轮缸产生制动蹄的张开力进行制动，而驻车制动则是用制动操纵手柄通过钢索拉绳及杠杆等机械操纵系统进行操纵。双向增力式制动器也广泛用作汽车的中央制动器，由于驻车制动要求制动器正向、反向的制动效能都很高，而且驻车制动若不用于应急制动时也不会产生高温，故其热衰退问题并不突出。

但由于结构问题使它在制动过程中散热和排水性能差，简单导致制动效率下降。因此，在轿车领域上己经逐步退出让位给盘式制动器。但由于成本比较低，依旧在一些经济型车中使用，主要用于制动负荷比较小的后轮和驻车制动。本次设计最终采用的是领从蹄式制动器。

盘式制动器

盘式制动器按摩擦副中定位原件的结构不同可分为钳盘式和全盘式两大类。（1）钳盘式

钳盘式制动器按制动钳的结构型式又可分为定钳盘式制动器、浮钳盘式制动器等。

①定钳盘式制动器：这种制动器中的制动钳固定不动，制动盘与车轮相联并在制动钳体开口槽中旋转。具有以下优点：除活塞和制动块外无其他滑动件，易于保证制动钳的刚度；结构及制造工艺与一般鼓式制动器相差不多，简单实现从鼓式制动器到盘式制动器的改革；能很好地适应多回路制动系的要求。②浮动盘式制动器：这种制动器具有以下优点：仅在盘的内侧有液压缸，故轴向尺寸小，制动器能进一步靠近轮毂；没有跨越制动盘的油道或油管加之液压缸冷却条件好，所以制动液汽化的可能性小；成本低；浮动钳的制动块可兼用于驻车制动。

（2）全盘式

在全盘式制动器中，摩擦副的旋转元件及固定元件均为圆形盘，制动时各盘摩擦表面全部接触，其作用原理与摩擦式离合器一致。由于这种制动器散热条件较差，其应用远没有浮钳盘式制动器广泛。

通过对盘式、鼓式制动器的分析比较可以得出盘式制动器与鼓式制动器比较有如下均一些突出优点:

（1）制动稳定性好.它的效能因素与摩擦系数关系的K-p曲线变化平衡，所以对摩擦系数的要求可以放宽，因而对制动时摩擦面间为温度、水的影响敏感度就低。所以在汽车高速行驶时均能保证制动的稳定性和可靠性。

（2）盘式制动器制动时，汽车减速度与制动管路压力是线性关系，而鼓式制动器却是非线性关系。

（3）输出力矩平衡.而鼓式则平衡性差。

（4）制动盘的通风冷却较好，带通风孔的制动盘的散热效果尤佳，故热稳定性好，制动时所需踏板力也较小。

（5）车速对踏板力的影响较小。

综合以上优缺点最终确定本次设计采用前盘后鼓式。前盘选用浮动盘式制动器，后鼓采用领从蹄式制动器。

制动驱动机构的结构形式选择

根据制动力原的不同，制动驱动机构可分为简单制动、动力制动以及伺服制动三大类型。而力的传递方式又有机械式、液压式、气压式和气压-液压式的区别。

简单制动系

简单制动系即人力制动系，是靠司机作用于制动塌板上或手柄上的力作为制动力原。而传力方式有、又有机械式和液压式两种。

机械式的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，因此仅用于中、小型汽车的驻车制动装置中。

液压|>>>>|式的简单制动系寻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(o．1s—o．3s)，工作压力大(可达10MPa—12MPa)，缸径尺寸小，可布置在制动器内部作为制动蹄的张开机构或制动块的压紧机构，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，即产生所谓“汽阻〞，使制动效能降低甚至失效；而当气温过低时(-25℃和更低时)，由于制动液的粘度增大，使工作的可靠性降低，以及当有局部损坏时，使整个系统都不能继续工作。液压式简单制动系曾广泛用于轿车、轻型及以下的货车和部分中型货车上。但由于其操纵较沉重，不能适应现代汽车提高操纵便捷性的要求，故当前仅多用于微型汽车上，在轿车和轻型汽车亡已极少采用。

动力制动系

动力制动系是以发动机动力形成的气压或液压势能作为汽车制动的全部力源进行制动，而司机作用于制动踏板或手柄上的力仅用于对制动回路中控制元件的操纵。在简单制动系中的踏板力与其行程间的反比例关系在动力制动系中便不复存在，因此，此处的踏板力较小且可有适当的踏板行程。

动力制动系有气压制动系、气顶液式制动系和全液压动力制动系3种。1）、气压制动系

气压制动系是动力制动系最常见的型式，由于可获得较大的制动驱动力，且主车与被拖的挂车以及汽车列车之间制动驱动系统的连接装置结构简单、连接和断开均很便利，因此被广泛用于总质量为8t以上特别是15t以上的载货汽车、越野汽车和客车上。但气压制动系必需采用空气压缩机、储气筒、制动阀等装置，使其结构繁杂、笨重、轮廓尺寸大、造价高；管路中气压的产生和撤除均较慢，作用滞后时间较长(o．3s—o．9s)，因此，当制动阀到制动气室和储气筒的距离较远时，有必要加设气动的其次级控制元件——继动阀(即加速阀)以及快放阀；管路工作压力较低(一般为o．5MPa—o．7MPa)，因而制动气室的直径大，只能置于制动器之外，再通过杆件及凸轮或楔块驱动制动蹄，使非簧载质量增大；另外，制动气室排气时也有较大噪声。

2）、气顶液式制动系

气顶液式制动系是动力制动系的另一种型式，即利用气压系统作为普通的液压制动系统主缸的驱动力源的一种制动驱动机构。它兼有液压制动和气压制动的主要优点。由于其气压系统的管路短，故作用滞后时间也较短。显然，其结构繁杂、质量大、造价高，故主要用于重型汽车上，一部分总质量为9t—11t的中型汽车上也有所采用。

3）、全液压动力制动系

全液压动力制动系除具有一般液压制动系统的优点外，还具有操纵便捷、制动反应快、制动能力强、受气阻影响较小、易于采用制动力调理装置和防滑移装置，及可与动力转向、液压悬架、举升机构及其他辅助设备共用液压泵和储油罐等优点。但其结构繁杂、缜密件多，对系统的密封性要求也较高，故并未得到广泛应用，目前仅用于某些高级轿车、大型客车以及极少数的重型矿用自卸汽车上。

伺服制动系

伺服制动系是在人力液压制动系的基础上加设一套出其他能源提供的助力装置．使人力与动力可兼用，即兼用人力和发动机动力作为制功能源的制动系。在正常状况下，其输出工作压力主要出动力伺服系统产生，而在动力伺服系统失效时，仍可全由人力驱动液压系统产生一定程度的制动力。因此，在中级以上的轿车及轻、中型客、货汽车上得到了广泛的应用。

按伺服系统能源的不同，又有真空伺服制动系、气压伺服制动系和液压伺服制动系之分。其伺服能源分别为真空能(负气压能)、气压能和液压能。

液压分路系统的形式的选择

为了提高制动驱动机构的工作可靠性，保证行车安全，制动驱动机构至少应有两套独立的系统，即应是双回路系统，也就是说应将汽|>>>>|车的全部行车制动器的液压或气压管路分成两个或更多个相互独立的回路，以便当一个回路发生故障失效时，其他完好的回路仍能可靠地工作。

II型回路

前、后轮制动管路各成独立的回路系统，即一轴对一轴的分路型式，简称II型。其特点是管路布置最为简单，可与传统的单轮缸(或单制动气室)鼓式制动器相协同，成本较低。这种分路布置方案在各类汽车上均有采用，但在货车上用得最广泛。这一分路方案总后轮制动管路失效，则一旦前轮制动抱死就会失去转弯制动能力。对于前轮驱动的轿车，当前轮管路失效而仅由后轮制动时，制动效能将明显降低并小于正常状况下的一半，另外，由于后桥负荷小于前轴，则过大的踏板力会使后轮抱死而导致汽车甩尾。

X型回路

后轮制功管路呈对角连接的两个独立的回路系统，即前轴的一侧车轮制动器与后桥的对侧车轮制动器同属于一个回路，称交织型，简称X型。其特点是结构也很简单，一回路失效时仍能保持50％的制动效能，并且制动力的分派系数和同步附着系数没有变化，保证了制动时与整车负荷的适应性。此时前、后各有一侧车轮有制动作用，使制动力不对称，导致前轮将朝制动起作用车轮的一侧绕主销转动，使汽车失去方向稳定性。因此，采用这种分路力案的汽车，其主销偏移距应取负值(至20mm)，这样，不平衡的制动力使车轮反向转动，改善了汽车的方向稳定性。

其他类型回路

左、右前轮制动器的半数轮缸与全部后轮制动器轮缸构成一个独立的回路，而两前轮制动器的另半数轮缸构成另一回路，可看成是一轴半对半个轴的分路型式，简称KI型。

两个独立的问路分别为两侧前轮制动器的半数轮缸和一个后轮制动器所组成，即半个轴与一轮对另半个轴与另一轮的瑚式，简称LL型。

两个独立的回路均由每个前、后制动器的半数缸所组成，即前、后半个轴对前、后半个轴的分路型式，简称HH型。这种型式的双回路系统的制功能能最好。HI、LL、HH型的织构均较繁杂。LL型与HH型在任一回路失效时，前、后制动力的比值均与正常状况下一致，且剩余的总制动力可达到正常值的50％左占。HL型单用回路，即一轴半时剩余制动力较大，但此时与LL型一样，在紧急制动时后轮极易先抱死。

综合以上各个管路的优缺点最终选择X型管路。液压制动主缸的设计方案

为了提高汽车的行驶安全性，根据交通法规的要求，一些轿车的行车制动装置均采用了双回路制动系统。双回路制动系统的制动主缸为串列双腔制动主缸，单腔制动主缸已被淘汰。

轿车制动主缸采用串列双腔制动主缸。如图2—3所示，该主缸相当于两个单腔制动主缸串联在一起而构成。储蓄罐中的油经每一腔的进油螺栓和各自旁通孔、补偿孔流入主缸的前、后腔。在主缸前、后工作腔内产生的油压，分别经各自满出油阀和各自的管路传到前、后制动器的轮缸。

主缸不制动时，前、后两工作腔内的活塞头部与皮碗正好位于前、后腔内各自满旁通孔和补偿孔之间。

当踩下制动踏板时，踏板传动机构通过制动推杆推动后腔活塞前移，到皮碗掩盖住旁通孔后，此腔油压升高。在液压和后腔弹簧力的作用下，推动前腔活塞前移，前腔压力也随之升高。当继续踩下制动踏板时，前、后腔的液压继续提高，使前、后制动器制动。

图2—3制动主缸工作原理图

撤出踏板力后，制动踏板机构、主缸前、后腔活塞和轮缸活塞在各自的回位弹簧作用下回位，管路中的制动液在压力作用下推开回油阀流回主缸，于是解除制动。

若与前腔连接的制动管路损坏漏油时，则踩下制动踏板时，只有后腔中能建立液压，前腔中无压力。此时在液压差作用下，前腔活塞迅速前移到活塞前端顶到主缸缸体上。此后，后缸工作腔中的液压方能升高到制动所需的值。若与后腔连接的制动管路损坏漏油时，则踩下制动踏板时，起先只有后缸活塞前移，|>>>>|而不能推动前缸活塞，因后缸工作腔中不能建立液压。但在后腔活塞直接顶触前缸活塞时，前缸活塞前移，使前缸工作腔建立必要的液压而制动。

由此可见，采用这种主缸的双回路液压制动系，当制动系统中任一回路失效时，串联双腔制动主缸的另一腔仍能工作，只是所需踏板行程加大，导致汽车制动距离增长，制动力减小。大大提高了工作的可靠性。

制动系统设计计算制动系统主要参数数值相关主要技术参数

整车质量：空载：1550kg满载：2000kg

质心位置：a=1.35mb=1.25m质心高度：空载：hg=0.95m满载：hg=0.85m轴距：L=2.6m轮距:L=1.8m最高车速：160km/h车轮工作半径：370mm轮胎：195/60R1485H同步附着系数：=0.6同步附着系数的分析

(1)当＜时：制动时总是前轮先抱死，这是一种稳定工况，但丧失了转向能力；

(2)当＞时：制动时总是后轮先抱死，这时简单发生后轴侧滑而使汽车失去方向稳定性；

(3)当＝时：制动时汽车前、后轮同时抱死，是一种稳定工况，但也丧失了转向能力。

分析说明，汽车在同步附着系数为的路面上制动(前、后车轮同时抱死)时，其制动减速度为

，即

，为制动强度。而在其他附着系数的

路面上制动时，达到前轮或后轮即将抱死的制动强度＜这说明只有在＝的路面上，地面的附着条件才可以得到充分利用。

根据相关资料查出轿车制动器有关计算

确定前后轴制动力矩分派系数β

0.6，故取=0.6

根据公式：（3-1）

得：

制动器制动力矩的确定由轮胎与路面附着系数所决定的前后轴最大附着力矩：

（3-2）

式中：Φ——该车所能遇到的最大附着系数；q——制动强度；——车轮有效半径；

——后轴最大制动力矩；G——汽车满载质量；L——汽车轴距；

其中q===0.66（3-3）

故后轴=

=0.785

Nmm

=1.57Nmm

后轮的制动力矩为

前轴=T

=3.2

Nmm/2=1.6

Nmm

=

=0.67/(1-0.67)1.57

前轮的制动力矩为3.2

后轮制动器的结构参数与摩擦系数的选取1、制动鼓直径D

轮胎规格为195/60R1485H轮辋为14in轮辋直径/in制动鼓内轿车径/mm货车

12

180220

13200240

14240260

15260300

16320

查表得制动鼓内径D=240mmD=14

根据轿车D/在0.64～0.74之间选取取D/=0.7D=249mm，

2、制动蹄摩擦衬片的包角β和宽度b制动蹄摩擦衬片的包角β在β=取β=

取200～300

～

范围内选取。

根据单个制动器总的衬片米厂面积

取A=300b/D=0.18b=0.18

mm

3、摩擦衬片初始角的选取根据

=

-（

/2）=

张开力P作用线至制动器中心的距离a根据a=0.8R

得：a=0.8×124.5=99.6mm制动蹄支撑销中心的坐标位置k与c根据c=0.8R

得：c=0.8×124.5=99.6mm5、摩擦片摩擦系数

选择摩擦片时，不仅希望其摩擦系数要高些，而且还|>>>>|要求其热稳定行好，受温度和压力的影响小。不宜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值的敏感性的要求。在假设的理想条件下计算制动器的制动力矩，取f=0.3可使计算结果接近实际值。另外，在选择摩擦材料时，应尽量采用减少污染和对人体无害的材料。

所以选择摩擦系数f=0.3前轮盘式制动器主要参数确定制动盘直径D

制动盘的直径D希望尽量大些，这时制动盘的有效半径得以增大，但制动盘受轮辋直径的限制。寻常为轮辋直径的70%～79%。

制动盘厚度选择

制动盘厚度直接影响制动盘质量和工作时的温升。为使质量不致太大，制动盘厚度应取小些；为了降低制动时的温升，制动盘厚度不宜过小。寻常，实心制动盘厚度可取为10mm～20mm；只有通风孔道的制动盘的两丁作面之间的尺寸，即制动盘的厚度取为20mm～50mm，但多采用20mm～30mm。

3、摩擦衬块内半径R1与外半径R2

摩擦衬块的外半径R2与内半径R1的比值不大于1.5。若此比值偏大，工作时摩擦衬块外缘与内缘的圆周速度相差较大，则其磨损就会不均匀，接触面积将减小，最终会导致制动力矩变化大。

4、摩擦衬块工作面积A

推荐根据制动摩擦衬块单位面积占有的汽车质量在1.6kg/内选取。

～3.5kg/

下面的表格给出了一些国产汽车前轮盘式制动器的主要参数。

摩擦面积

制动盘

工作半制动盘厚摩擦衬块

外径

径/mm度/mm厚度/mm

/mm/cm

86

91106104

10102022

915.51414

65.4607696

车牌车型云雀奥拓桑塔纳奥迪

GHK7060212SC70802152000100

256256

根据以上表格查出Santana2000轿车盘式制动器的参数为制动盘外径工作半径256mm

106mm

制动盘厚度20mm

摩擦衬块厚

摩擦面积

度14mm

76cm

制动器制动因数计算前轮盘式制动效能因数根据公式BF=2ff——取0.5得BF=2×0.5=1后轮鼓式制动器效能因数领蹄制动蹄因数：

根据公式h/b=2;c/b=0.8

（3-5）

得

2、从蹄制动蹄因数：

=0.79

根据公式（3-6）

得=0.48

制动器主要零部件的结构设计1、制动盘

制动盘一般用珠光体灰铸铁制成，或用添加cr，Ni等的合金铸铁制成。制动盘在工作时不仅承受着制动块作用的法向力和切向力，而且承受着热负荷。为了改善冷却效果，钳盘式制动器的制动盘有的铸成中间有径向通风槽的双层盘这样可大大地增加散热面积，降低温升约20％一30％，但盘的整体厚度较厚。而一般不带通风槽的轿车制动盘，其厚度约在l0mm—13mm之间。本次设计采用的材料为HT250。

制动钳

制动钳由可锻铸铁KTH370一12或球墨铸铁QT400一18制造，也有用轻合金制造的，例如用铝合金压铸。

3、制动块

制动块由背板和摩擦衬块构成，两者直接稳固地压嵌或铆接或粘接在一起。4、摩擦材料

制动摩擦材料应只有角而稳定的摩擦系数，抗热衰退性能要好，不应在温升到某一数值后摩擦系数突然急剧下降，材料应有好的耐磨性，低的吸水(油、制动液)率，低的压缩率、低的热传导率(要求摩擦衬块么300℃的加热板上：作用30min后，背板的温度不越过190℃)和低的热膨胀率，高的抗压、抗打、抗剪切、抗弯购性能和耐冲击性能；制动时应不产生噪声、不产生不良气味，应尽量采用污染小印对人体人害的库擦材料。

当前，|>>>>|在制动器巾广泛采用着模压材料，它是以石棉纤维为主并均树脂粘站剂、调整摩擦性能的填充刑(出无机粉粒及橡胶、聚合树脂等配成)勺噪声消除别(主要成分为石墨)等混合后，在高温厂模压成型的。模压材料的挠性较差．故应佐按衬片或衬块规格模压。其优点是可以选用各种不同的聚合树脂配料，使衬片或衬块具有不同的摩擦性能及其他性能。本次设计采用的是模压材料。

5、制动鼓

制动鼓应具有十分好的刚性和大的热容量，制动时温升不应超过极限值。制动鼓材料应与摩擦衬片相匹配，以保证具有高的摩擦系数并使工作表面磨损均匀。

制动鼓相对于轮毂的对中是圆柱表面的协同来定位，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。两者装配后还需进行动平衡。其许用不平衡度对轿车为15N·cm～20N·cm；对货车为30N·cm～40N·cm。微型轿车要求其制动鼓工作表面的圆度和同轴度公差＜0.03mm，径向跳动量≤0．O5mm，静不平衡度≤1．5N.cm。

制动鼓壁厚的选取主要是从其刚度和强度方面考虑。壁厚取大些也有利于增大其热容量，但试验说明，壁厚由llmm增至20mm时，摩擦表面的平均最高温度变化并不大。一般铸造制动鼓的壁厚：轿车为7mm～12mm；中、重型载货汽车为13mm～18mm。制动鼓在闭口一侧外缘可开小孔，用于检查制动器间隙。本次设计采用的材料是HT20-40。

6、制动蹄

制动蹄腹板和翼缘的厚度，轿车的约为3mm～5mm；货车的约为5mm～8mm。摩擦衬片的厚度，轿车多为4．5mm～5mm；货车多为8mm以上。衬片可铆接或粘贴在制动蹄上，粘贴的允许其磨损厚度较大，使用寿命增长，但不易更换衬片；铆接的噪声较小。本次制动蹄采用的材料为HT200。

7、制动底板

制动底板是除制动鼓外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。制功底板承受着制动器工作时的制动反力矩，因此它应有足够的刚度。为此，由钢板冲压成形的制动底板均只有凹凸起伏的形状。重型汽车则采用可联铸铁KTH370—12的制动底板。刚度不足会使制动力矩减小，踏板行程加大，衬片磨损也不均匀。本次设计采用45号钢。

8、制动蹄的支承

二自由度制动筛的支承，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鼓的工作表面同轴心，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(KTH370—12)或球墨铸铁(QT400—18)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，以保持制动蹄的正确位置。

9、制动轮缸

制功轮缸为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便利。轮缸的缸体由灰铸铁HT250制成。其缸简为通孔，需镗磨。活塞由铝合金制造。活塞外端压有钢制的开槽顶块，以支承插人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；双领路式制动器的两蹄则各用一个单活塞制动轮缸推动。本次设计采用的是HT250。

液压制动驱动机构的设计计算

后轮制动轮缸直径与工作容积的设计计算

根据公式（4-1）

式中：p——考虑到制动力调理装置作用下的轮缸或灌录液压，p=8Mp～12Mp.

取p=10Mp

查San|>>>>|tana2000轿车使用与维护手册得

P=7065N

=30mm

根据GB7524-87标准规定的尺寸中选取,因此轮缸直径为30mm。一个轮缸的工作容积

根据公式式中：

（4-2）

——一个轮缸活塞的直径；

n——轮缸活塞的数目；

δ——一个轮缸完全制动时的行程：

初步设计时δ可取2mm-2.5mmδ=2mm

——消除制动蹄与制动鼓间的间隙所需的轮缸活塞行程。——由于摩擦衬片变形