商用车鼓式制动器结构及其操纵机构设计

封面II摘要汽车制动系统是汽车的重要组成部分，是汽车安全行驶的重要一环。本次以东风公路客车为对象，设计一种后轮制动的液压助力操纵式鼓式制动系统。设计初，查阅先关书籍和文献，更深入了解液压助力操纵式鼓式制动系统的结构和运动原理。然后针对本次设计车型，确定主要零部件的类型和结构，比如：制动器选择领从蹄式鼓式制动器，制动管路选择X型管路，制动主缸选择串联双腔式制动主缸，制动轮缸选择双活塞式制动轮缸，最终确定了总体设计方案。然后，对制动器的主要零部件、制动力矩和制动因素等参数进行了设计计算，对操纵机构中制动轮缸和制动主缸的直径和工作容积进行设计和计算，对制动踏板力和踏板行程进行了设计计算，再对制动效能、制动效能的稳定性、制动效能方向的稳定性进行了设计和计算。最终得出本次设计参数。关键字：液压；鼓式制动器；制动系统；制动主缸；X型管路

AbstractTheautomobilebrakesystemisanimportantpartoftheautomobileandanimportantpartofthesafedrivingofthevehicle.TakingDongfenghighwaybusasanexample,ahydraulicassistedbrakingdrumbrakesystemwithrearwheelbrakeisdesigned.Atthebeginningofthedesign,consultthebooksanddocumentsfirst,andfurtherunderstandthestructureandmovementprincipleofthehydraulicpowerassisteddrumbrakesystem.Then,thetypeandstructureofthemainpartsaredeterminedforthedesignofthemodel,forexample,thebrakecollarisselectedfromthedrumtypedrumbrake,thebrakelineselectstheXtypepipe,themaincylinderofthebrakeisselectedinseriesdoublechamberbrakemaincylinder,thebrakewheelcylinderchoosesthedoublepistontypebrakewheelcylinder,andtheoveralldesignschemeisfinallydetermined.Then,themainparts,brakingtorqueandbrakingfactorsofthebrakearedesignedandcalculated.Thediameterandtheworkingvolumeofthebrakewheelcylinderandthemainbrakecylinderaredesignedandcalculated.Thebrakepedalforceandthepedalstrokearedesignedandcalculated,andthestabilityofthebrakingefficiencyandthebrakingefficiencyisalsocarriedout.Thestabilityofbrakingefficiencyisdesignedandcalculated.Finally,thedesignparametersareobtained.Keywords:Hydraulicpressure;drumbrake;brakingsystem;brakemastercylinder;Xtypepipeline.

目录TOC\o"1-3"\f\h\z21373摘要 I12405Abstract II2117第1章绪论 1126371.1制动系统设计的意义 1282651.2制动系统研究现状 1287961.3本次制动系统应达到的目标 1225411.4本次制动系统设计要求 119374第2章制动系统概述及制动方案的确定 3222062.1制动器的分类 353512.2制动器方案的确定 5186432.3制动器操纵结构分类 5318802.4液压制动系统管路的分析和布置方案的确定 6253202.4.1H型管路 670382.4.2X型管路 776932.4.3双T型管路 77962.5液压制动主缸方案的确定 730886第3章后轮鼓式制动器的设计与计算 10105183.1后轮鼓式制动器主要设计参数的确定 1099963.2后轮鼓式制动器相关参数的确定 10307293.2.1前后轴制动力矩分配系数β的确定 10313393.2.2后轮鼓式制动器制动力矩的确定 11208383.2.3后轮制动器的结构参数与摩擦系数的选取 11142063.3后轮鼓式制动器制动因数的计算 12296473.4后轮鼓式制动器主要零部件材料的选取 139221第4章液压制动操纵机构的设计 1543754.1后轮制动轮缸直径及工作容积的设计计算 1523584.2制动主缸直径及工作容积的设计计算 15311104.3制动踏板力与踏板行程 1667804.3.1制动踏板力 16118024.3.2制动踏板工作行程 1727440第5章制动性能的分析 18311845.1制动性能评价指标 18131175.2制动效能 18292465.2.1制动减速度 18250395.2.2制动距离S 195245.3制动效能的稳定性 19139435.4制动时汽车的方向稳定性 20296985.5驻车制动的计算 207274总论 2227596致谢 238390参考文献 24全套设计加QQ11970985或197216396PAGE10绪论制动系统设计的意义汽车是现代广泛使用的交通工具，在现代交通运输中起着重要作用，其安全性、舒适性和稳定性越来越被人民所重视。汽车的制动系统是保证汽车安全行驶的重要一环，其稳定性和可靠性直接影响汽车行驶安全，因此，对汽车制动系统的研究特别重要。本次毕业设计以东风公路客车为对象，设计一种后轮制动的液压助力操纵式鼓式制动系统。设计初，查阅相关书籍和文献，确定设计思路，然后由东风公路客车的分析和计算，确定了后轮制动系统的设计方案，包括制动器类型的选择，制动回路的选择，制动主缸类型的选择、主动轮缸类型的选择，得出了制动系统总体设计方案。然后依次对相关重要零部件进行设计和计算。制动系统研究现状目前，主要通过路试或则试验台测试来验证汽车制动系统的稳定性。在道路中测试，不容易车轮扭矩，大多需要通过其他测试其他参数，间接得出结论，比如可以通过车轮行驶时与地面之间的作用力和其余相关参数，共同推出车轮行驶时扭矩的变化，，以便对整车制动系统的性能提供更准确更完善的参考依据。本次制动系统应达到的目标1）具有良好的制动效能，制动时间短，制动反应迅速快2）具有良好的制动效能的稳定性，至少配备两条助力制动系统。3）制动时汽车操纵稳定性好，踏板或则手柄的操纵力在合适的范围内。4）制动效能的热稳定性好，拥有良好的受热、受压、受弯性能。本次制动系统设计要求针对设计车型，选择和计算出相关零部件类型，确定出制动系统的结构方案，然后依次对相关零部件进行设计和计算，比如：制动器、制动主缸、制动轮缸和制动管路等。然后由相关设计参数，绘制制动器装配图，制动主缸装配图和相关零件图，并进行主要零部件三维建模，制作简单的运动动画。

制动系统概述及制动方案的确定制动器的分类汽车制动器几乎均为机械摩擦式，即利用旋转元件与固定元件两工作表面间的摩擦产生的制动力矩使汽车减速或停车。一般摩擦式制动器按其旋转元件的形状分为鼓式和盘式两大类。本次设计主要针对鼓式制动器，因此，需要对鼓式制动器进行详细阐述。鼓式制动器出现早于盘式制动器，按照制动类型，分为内张型和外束型两种类型。内张型鼓式制动器制动时，通过带有圆弧形摩擦蹄片的制动蹄与制动鼓的内表面接触，从而产生制动效果。外束型鼓式制动器也叫带式制动，即用过带有摩擦片的制动带与制动鼓的圆柱外表面接触，从而产生制动效果。因为带式制动器的制动效能低，且稳定性较差，故现代汽车已经很少采用带式制动器作为汽车的制动器了。通常所说的鼓式制动器均指内张型的鼓式制动器。鼓式制动器按照制动蹄的类型可分为如下：图2.1鼓式制动器类型按照制动蹄的类型不同，有领从蹄式制动器、双领蹄式制动器、双向双领蹄式制动器、单向增力式制动器、双向增力式制动器几种类型。领从蹄式制动器制动时，制动蹄会向两边张开。按照张开方向是否与制动鼓的旋转方向一致或相反，分为领蹄和从蹄。制动蹄张开的转动方向与制动鼓的旋转方向一致的制动蹄，称为领蹄；反之，则称为从蹄。领从蹄式制动器按照张开装置的不同，分为：凸轮式、制动轮缸式、锲块式、曲柄式等类型，目前运用最多的是凸轮式（图2.1（a）所示）和制动轮缸式（图2.1（b）所示）。凸轮式的张开装置主要是气压驱动，制动轮缸式的张开装置主要是液压驱动。如图2.1（a）和2.1（b）所示，蹄1为领蹄，蹄2为从蹄，领蹄因为张开方向与制动鼓旋转方向一致，所以所受的摩擦力有增强作用，即摩擦力矩有“增势”作用，又称为增势蹄；而从蹄式的张开方向与制动鼓旋转方向相反，所以所受的摩擦力具有减弱作用，即摩擦力矩具有“减势”作用，故又称为减势蹄。2.双领蹄式制动器双领蹄式制动器的两制动蹄各用一个单活塞制动轮缸推动，前进时两制动蹄均为领蹄，倒车时两制动蹄又均变为从蹄，因此，又称为单向双领蹄式制动器，其如图2.1（c）所示。该种类型两制动轮缸式相对于制动底板中心对称布置，制动摩擦力相等，故属于平衡式制动器。该种类型，前进时都为领蹄，故有较好的制动效能，但倒车时为从蹄，制动效能显著下降。常用于中级轿车的前轮。3.双向双领蹄式制动器双向双领蹄式制动器的两个制动蹄均为领蹄，不管在前进还是倒车情况下都不变。该结构拥有两个浮动式的制动蹄片，且各有一个双活塞制动轮缸，其结构如图2.1（d）所示。该种结构类型，制动效能较好，且制动时左右领蹄的制动力矩相等，因而摩擦片摩擦程度相当，寿命相等。该种类型缺点是：结构上复杂，且制动鼓与制动蹄的间隙调整较为困难。因为制动效能好，故该种类型应用还是比较广泛，主要用于后轮。单向增力式制动器单向增力式鼓式制动器如图2.1（e）所示，该种类型上部有一个制动轮缸产生推力，下部有一个推杆式两固定的制动蹄连接成一体，制动时两制动蹄均与制动鼓旋转方向一致，属于领蹄，但分为主领蹄和次领蹄之分。主领蹄由于制动轮缸的作用产生张力，次领蹄是由于祝领蹄的摩擦力带动推杆，从而产生张力。双向增力式制动器双向增力式制动器如图2.1（f）所示，该结构上部安装有一个双向制动轮缸，且轮缸上方有一个不能同时使用的公用支点，两制动蹄下部安装有推杆，使之连接为一个整体。制动时两制动蹄均为领蹄，没有主、次之分，但由于制动力矩不同，所以摩擦不均匀，摩擦片寿命不同。制动器方案的确定在确定后轮鼓式制动器时，需要考虑经济性、稳定性、制动效能等因素，综合以上各种鼓式制动器的结构及优缺点，选用领从蹄式制动器作为本次设计的东风公路客车的后轮制动器。制动器操纵结构分类根据助力原的不动，可将操纵机构分为机械式、气压式、液压式和气压—液压式四种类型。机械式主要依靠杆件或则钢丝绳传递作用力，结构比较简单、工作也可靠，但机械效率低，操纵制动踏板比较费力，因此不适合中、大型汽车的制动系统。气压式作用运用发动机的气压作为动力介质，通过气压增力器和真空制动主缸等机构进行增压助力，使制动踏板或则制动手柄操纵省力。使用该种类型能获得较大的制动力，但因为采用的是可压缩的气体，所以之后时间相较于液压要长一些，排气时噪声也较大。液压式已制动液作为动力介质，通过液压增力器和液压制动主缸等机构进行增压助力，该结构类型操纵轻便、制动效能好、制动反应也快，因此，主要运用于中、大型汽车上。气压—液压式是另一种助力制动类型，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系统，拥有气压和液压的主要优点，但结构复杂、造价较高、质量比较重，目前主要运用在大型汽车或则重型的工程装备车辆上。本次设计的制动操纵系统也是采用液压助力式。液压制动系统管路的分析和布置方案的确定液压制动系统关系到行驶安全，因此必须保证其安全可靠，且有检测报警装置，因此，在管路中设计时，至少要有两套相互独立系统，即便一条管路损坏，另一条管路也可以正常工作。液压管路的布置类型较多，但主要有H型、X型和双T型应用较为广泛，其余小众类别，如HI型、LL型、HH型等类型在此不做介绍。图2.2液压系统管路的布置类型H型管路H型管路如图2.2（a）所示，该种管路采用两前轮共用一条液压管路，两后轮共用一条液压管路，前后轮的制动管路成独立的回路系统，该种类型管路布置简单，成本较低，但缺点是一条管路的损坏将会增加另一条管路的负荷，会出现失去转向能力（后轮管路失效）或则导致汽车甩尾（前轮管路失效）的现象发生。X型管路X型回路如图2.2（b）所示，该种管路采用对角线上的前后轮共用一条独立的液压回路，即前轮的一侧和后路的对称侧共用一条回路，共两条回路，是交叉布置。优点是结构简单，各条管路制动效能平衡，制动力分配系数没有变化，保证整车负荷稳定，缺点是，一条液压管路损坏，会导致制动力不对称。对角线上的前、后轮共用一条管路。任一条管路出现故障时，制动力减半，一般用于轿车。双T型管路双T型管路如图2.2（c）所示，该种管路采用两前轮和一后轮共用一条管路，每个前轮的两条管路是独立的，前轮制动轮缸采用双腔结构。制动性能较高，但结构较为复杂，成本高。经过综合比较，最终确定本次设计的制动系统管路选用X型管路。液压制动主缸方案的确定制动主缸是液压制动系统中的重要部件，其作用是将踏板力转变成液压力，它的可靠性和稳定性直接影响到汽车的制动安全，因此现在汽车都摒弃了单回路制动系统，而选用双回路制动系统，即本次的制动主缸选用串联双腔式制动主缸。串联双腔式制动主缸如图2.3所示，第二活塞位于缸体的中间位置，将主缸分成左右两个工作腔，每个工作腔内的液压经各自的管路分别传到前后制动器，每个工作腔分别通过补偿孔和回油孔与储油罐相通。图2.3串联双腔式制动主缸结构图制动时，如图2.4所示。驾驶员踩下制动踏板→推杆前移→第一活塞左移（此时平衡腔右腔出液压油）→第二活塞左移（此时平衡腔左腔出液压油）→制动轮缸。解除制动时，活塞在弹簧作用下回位，高压油液从制动管路流回制动主缸。图2.4串联双腔式制动主缸制动时状态因为是决定制动的重要部件，因此，必须保证安全可靠，就算一条回路损坏，仍然可以进行制动。下面介绍两种情况下串联双腔式制动主缸的状态。第一制动管路损坏第一制动管路损坏，如图2.5所示。其运动如下：后活塞运动至接触前活塞→左腔高压→第二制动管路通油→平衡活塞两端腔体中液压不等→平衡活塞右移→滑动销下移→触发报警开关→仪表盘上报警灯闪烁。图2.5串联双腔式制动主缸第一制动管路损坏时的状态2.第二制动管路损坏第二制动管路损坏，如图2.6所示。其运动如下：第二活塞运动到接触主缸缸体→右腔高压→第一制动管路通油→平衡活塞两端腔体中液压不等→产生警告信号。图2.6串联双腔式制动主缸第二制动管路损坏时的状态综上分析，任何一个管路单独损坏，回减小制动效能，但不会危及制动安全，需要在报警灯闪烁时，及时修理。后轮鼓式制动器的设计与计算后轮鼓式制动器主要设计参数的确定本次以东风商用公路客车为对象，设计一种后轮制动的液压助力操纵式鼓式制动系统，其设计参数如参数如表3.1所示。表3.1东风商用公路客车设计参数车身长/宽/高7985mm/2450mm/3320mm轴距3800mm汽车质心离前轴的距离2200mm汽车质心离前轴的距离1600mm整车整备质量7550kg最小离地间隙200mm轮胎规格7.50R20最大总质量10350kg质心高度（空载）1350mm质心高度（满载）1250mm车轮工作半径470mm同步附着系数0.6后轮鼓式制动器相关参数的确定前后轴制动力矩分配系数β的确定根据公式：（3-1）得：后轮鼓式制动器制动力矩的确定最大附着力矩的计算公式如下：（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；其中制动强度q可表示如下：q==（3-3）故后轴=因此，单边后轮的制动力矩为=0.61N.mm后轮制动器的结构参数与摩擦系数的选取1、制动鼓内径D轮胎规格为7.50R20D=20根据商用车制动鼓内径D与轮毂直径的比值在0.64～0.74取D/=0.7，则D=356mm。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=～范围内选取。取β=b/D>0.18B>0.18×356=64mm取b=75mm。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=0.8×177.8=142.24mm制动蹄支撑销中心的坐标位置k与c根据c=0.8R得：c=0.8×177.8=142.24mm5、摩擦片摩擦系数在选择摩擦材料时，希望其污染少，热稳定性好，摩擦系数高，受温度和压力的影响小，且对人体无害。本次选取摩擦系数f=0.3。后轮鼓式制动器制动因数的计算本次选用的领从蹄式制动器，即有两块制动蹄，分别为领蹄和从蹄，下面分别对其进行制动因素计算。领蹄制动蹄因数鼓式制动器受力如图3.1所示。图3.1鼓式制动器简化受力图根据公式（3-5）h/b=2;c/b=0.8得=0.792、从蹄制动蹄因数：根据公式（3-6）得=0.48后轮鼓式制动器主要零部件材料的选取1、摩擦材料制动摩擦材料时制动的最后环节，因此，要求摩擦材料耐磨，摩擦系数好，热稳定性好，具有较好的抗压、抗弯、抗剪切和耐冲击性能，而且制动时不能产生太大噪声、不会产生有害气体，对人体和环境危害小。当前，大多汽车制动器的摩擦片采用模压材料，该种材料以石棉纤维为主要材料，混合有一些课调节摩擦性能的填充剂、树脂粘接剂、噪声消除剂等材料，然后按照制动蹄外形尺寸，高温模压成型。本次设计的制动鼓摩擦材料选用模压材料。摩擦衬片厚度为轿车4．5mm～5mm；货车多为8mm以上，本次取摩擦衬片厚度为10mm。2、制动鼓制动鼓与摩擦衬片匹配，因此需要要求制动鼓工作表面具有较好的摩擦系数、刚度、热稳定性，能抗压、耐冲击，摩擦时噪声不大等特质。本次设计制动鼓材料选择HT20-40。制动鼓与轮毂连接，保证与轮毂同步转动，通过对中的圆柱表面配合定位，与摩擦衬片配合的内工作表面需要精加工。制动鼓的厚度会直接影响刚度和强度，因此需要取大些，但实验表明，壁厚在11～20mm之间，摩擦表面的温度变化不大，现实中，经验规定，家用轿车壁厚为7mm～12mm，中、重和客车等商用汽车为13mm～18mm。本次选择制动鼓厚度为15mm。3、制动蹄制动蹄材料选取为HT200，制动蹄腹板厚度，轿车的约为3mm～5mm；货车、客车的约为5mm～8mm，本次取制动蹄厚度为6mm。4、制动底板制动底板上安装有各制动零部件，是一个基体需要保证各零件之间的正确安装位置，制动底板会承受着制动器制动时的制动力矩，因此要求其有足够的刚度。本次设计制动底板选用45号钢。5、制动蹄的支承制动蹄的支撑应能够保证制动蹄正确的安装位置，避免侧向偏置，材料可选择45号钢，然后进行淬火处理。制动蹄上回安装有一个压紧装置是制动蹄保持正确位置不动。6、制动轮缸制动轮缸选用的是双活塞式制动轮缸，选用华赛是制动蹄张开机构，该结构工作简单，制动可靠，布置也方便，因此得到广泛运用。制动轮缸的缸体选料选择HT250铸造，活塞可由铝合金制造，活塞外端有顶块，其主要作用为支撑插入槽中的制动蹄端部接头，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。

液压制动操纵机构的设计后轮制动轮缸直径及工作容积的设计计算根据公式（4-1）式中：p——制动工作状态下制动轮缸的液压，p=8Mp～12Mp，本次取p=10MpP——制动状态下受到的压力，对于客车后轮一般取6500N以上，本次取P=7065N则：=30mm根据GB7524-87标准规定的尺寸中选取,因此选取制动轮缸直径为30mm。一个轮缸的工作容积根据公式（4-2）式中：——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：δ可取2mm-2.5mm，本次设计取δ=2mm——消除制动蹄与制动鼓间的间隙所需的轮缸活塞行程。——由于摩擦衬片变形而引起的轮缸活塞。，——分别为鼓式制动器的变形与制动鼓的变形而引起的轮缸活塞行程。得：=2826mm制动主缸直径及工作容积的设计计算制动主缸应有的工作容积=1.1V式中：V——前后轮缸的总的工作容积，该车选用的是后鼓式制动器，假设各制动器容易一样，则总工作容积V=4VW1=4×2826=11305mm3，正常情况下，前轮制动力矩要设计大一些，即前轮制动轮缸的工作容积为后轮的1.3～1.4，取1.38，得前轮制动轮缸的工作容积为Vw2=3925mm3，则计算出总工作容积为：V=2Vw1+2VW2=13502mm3——制动软管在掖压下变形而引起的容积增量；则客车的制动主缸的工作容积可取为=1.1V=1.1×13502=14852.2mm主缸直径和活塞行程S根据公式：（4-3）一般S=(0.8-1.2)d取S=d得===26.65mm根据GB7524-87标准规定的尺寸中选取,因此主缸直径为28mm。==28mm制动踏板力与踏板行程制动踏板力根据公式：（4-4）式中：——制动主缸活塞直径；P——制动工作状态下制动轮缸的液压，p=8Mp～12Mp，本次取p=10Mp；——制动踏板机构传动比；取=4；——制动踏板机构及制动主缸的机械效率，可取=0.85～0.95。取=0.9根据上式得：=1710N>300N所以需要加装液压助力器。式中：：液压助力比，取6。=1710/6=285.1N<300N所以符合设计规定要求。制动踏板工作行程制动踏板的工作行程xp可用如下公式表示：（4-5）式中：——制动主缸推杆与活塞的间隙，一般取1.5～2mm；本次设计取=2mm；——制动主缸活塞空行程，本次设计取=2mm；Sm——制动主缸活塞行程，以上求得为28mm根据上式得：=128mm＜150mm符合设计要求。

制动性能的分析汽车制动系统由制动器和制动操纵机构两部分组成。本章将对汽车的制动性能做分析和计算。制动性能评价指标汽车制动性能主要包括以下三个方面：1）制动效能，即制动距离s和制动减速度j；2）制动效能的稳定性，即抗衰退的能力；3）制动时汽车的方向稳定性，即制动时汽车不发生跑偏、侧滑以及失去转向的能力。制动效能制动效能是指在汽车在良好路面上行驶时，然后制动刹车所产生的制动距离和制动减速度的统称。制动效能是制动性能中比较重要的一个评价指标。制动距离越小，制动减速度越大，汽车月容易制动，则汽车的制动效能就越好。制动减速度汽车的最大减速度由下式确定：(5-1)由此得出(5-2)式中：——汽车所受重力，N——附着系数，取得0.7g——重力加速度，=9.8m/s2v——制动初速度，m/s.故最大减速度=0.7g=6.86m/s客车制动减速度应在5.8—7m/s,所以符合要求。制动距离S对于公路客车，制动距离公式如下：制动距离S=(5-3)式中：——机构制动滞后时间，取0.2s——制动器制动力增长过程所需时间，取0.6s+——制动作用时间，一般在0.2s～0.9s之间v——制动初速度，由表取为80km/h将数据带入公式（5-3）求得：

我国一般要求制动减速度j不小于0.6g(5.88m／s2)，对于小型客车（9座以下）和轻型货车（总重3.5t以下）制动初速度50～80km/h、踏板力不大于500N;由以上计算及表可得制动距离S=41.1m<=50.7m。故该制动系的制动距离满足使用要求。制动效能的稳定性制动效能的恒定性主要指的是抗热衰性能。汽车在高速行驶或下长坡连续制动时制动效能保持的程度。因为制动过程实际上是把汽车行驶的动能通过制动器吸收转换为热能，所以制动器温度升高后能否保持在冷态时的制动效能，已成为设计制动器时要考虑的一个重要问题。制动时汽车的方向稳定性制动时汽车的方向稳定性，常用制动时汽车给定路径行驶的能力来评价。若制动时发生跑偏、侧滑或失去转向能力。则汽车将偏离原来的路径。方向稳定性是从制动跑偏、侧滑以及失去转向能力等方面考验。制动跑偏的原因有两个1）汽车左右车轮，特别是转向轴左右车轮制动器制动力不相等。2）制动时悬架导向杆系与转向系拉杆在运动学上的不协调（互相干涉）前者是由于制动调整误差造成的，是非系统的。而后者是属于系统性误差。侧滑是指汽车制动时某一轴的车轮或两轴的车轮发生横向滑动的现象。最危险的情况是在高速制动时后轴发生侧滑。防止后轴发生侧滑应使前后轴同时抱死或前轴先抱死后轴始终不抱死。驻车制动的计算1)汽车可能停驻的极限上坡路倾斜角=式中：：车轮与轮面摩擦系数，取0.7；：汽车质心至前轴间距离，为2.2m；：轴距，为3.8m。：汽车质心高度，为1.25m。最大停驻坡高度应不小于16%～20%，故符合要求。2）汽车可能停驻的极限下坡路倾斜角==18.23最大停驻坡高度应不小于16%～20%，故符合要求。

总论本次毕业设计以东风商用车公路客车为对象，设计一种后轮制动的液压助力操纵式鼓式制动系统。设计初，查阅先关书籍和文献，更深入了解液压助力操纵式鼓式制动系统的结构和运动原理。然后针对本次设计车型，确定主要零部件的类型和结构，比如：制动器选择领从蹄式鼓式制动器，制动管路选择X型管路，制动主缸选择串联双腔式制动主缸，制动轮缸选择双活塞式制动轮缸，最终确定总体设计方案。然后对制动器、操纵机构和制动性能进行了具体的设计和计算，最终得出本次设计参数。本次设计，我收集和查阅了大量的相关资料，认真整理和分析了设计流程和制动系统原理。期间也有大量的问题不懂，但最终都通过询问或自我学习得到解决，期间不乏一些拨云见雾的喜悦，也有搅尽脑汁的惆怅，很值得回味的一段历程。通过本次设计，我的知