汽车设计 第6版 课件第9章-制动系统设计

汽车设计第九章制动系统设计第一节概述第二节制动器结构方案分析第三节制动器主要参数的确定第四节制动器的设计与计算第五节制动驱动机构的设计与计算第六节制动器的主要结构元件第一节概述一、功用以适当的减速度降速行驶直至停车下坡行驶时使汽车保持适当的稳定车速使汽车可靠地停靠在原地或坡道上二、组成行车制动：前两项功能驻车制动：第三项功能应急制动：在行车制动发生故障时保证汽车有一定的制动能力，可兼起驻车制动辅助制动：可实现下长坡时，持续减速或保持稳定车车速，并减轻或解除行车制动装置的负荷自动制动：可实现当挂车与牵引车连接的制动管路渗漏或断开时，使汽车自动制动第一节概述三、设计要求1.足够的制动效能行车制动能力——用某一制动初速度制动时，制动距离和减速度两项指标评定。驻坡能力——汽车在良好路面上能可靠的停驻的最大坡度。第一节概述三、设计要求2.

工作可靠用双管路，当一套实效，另一套行车制动能力不低于没有失效时的30%。3.

用任何速度制动，汽车不应当丧失操纵性和方向稳定性。1）前轮抱死，丧失操纵性，所以要求前后轴制动器的制动力矩有合适的比例，并应能随轴荷转移而变化。2）

制动时汽车不跑偏。同一轴上左右轮制动力应相同，差值最大不超过15%。第一节概述三、设计要求4.

防止水、污泥进入制动器工作表面，水与污泥使制动能力下降，工作面磨损变大。水→f下降→制动能力下降，称为水衰退。经5~15次制动后应能恢复正常。5.

制动能力的热稳定性良好下长坡连续和平缓制动以及频繁重复制动可使温度上升，f下降、制动能力下降、称为热衰退。热稳定性良好，即不易衰退，衰退后能迅速恢复。第一节概述三、设计要求6.

操纵轻便，并且具有良好的随动性最大制动踏板力：500（轿车）-700N（货车）制动踏板力：200-300N（轿车）；350-550N（货车）手柄拉力：在应急制动时不大于400-500N，在驻车制动时不大于500（轿车）-700N（货车）踏板行程应不大于150-200mm制动踏板高度及其与加速踏板的相对位置应便于驾驶员操作制动手柄行程不大于160-200mm第一节概述三、设计要求7.

公害小。包括制动时产生的噪声小，减少石棉纤维的散发量。8.产生制动与解除制动的作用滞后性尽可能短。9.摩擦衬片（块）寿命长。10.

摩擦副间隙可调，且调整工作容易进行。11.制动驱动机构有故障时，应有报警提示。第二节制动器的结构方案分析主要制动形式电磁式作用滞后性好，易于连接而且接头可靠，但成本高，只在一部分总质量大的商用车上用作车轮制动器或缓速器液力式缓速器摩擦式广泛使用第二节制动器的结构方案分析主要制动形式摩擦式鼓式领从蹄/单向双领蹄/双向双领蹄/双从蹄/单向增力/双向增力盘式钳盘固定钳浮动钳：滑动钳/摆动钳全盘带式第二节制动器的结构方案分析主要性能指标制动器效能定义：制动器在单位输入压力或力的作用下所输出的力或力矩称为制动器效能。用制动器效能因数k来评比各式制动器的效能。制动器效能因数定义：在制动鼓或制动盘的作用半径R上所得到的摩擦力（Mμ/R）与输入力F0之比,Mμ为制动器输出的制动力矩

第二节制动器的结构方案分析主要性能指标制动器效能稳定性定义：指效能因数K对f的敏感性(dk/df）。制动器效能稳定性好，即是指制动器效能对f的变化敏感性较低。第二节制动器的结构方案分析一、鼓式制动器第二节制动器的结构方案分析一、鼓式制动器1.领从蹄式无论车轮前进或倒退，都具有一个领蹄和一个从蹄两个蹄各有一个固定支点，而且两固定支点位于两蹄同一端张开装置凸轮或楔块张开装置，其中平衡凸块式和楔块式张开装置中的制动凸轮和制动楔块是浮动的，能保证作用现在两蹄上的张开力相等；非平衡式的制动凸轮之中心是固定的，不能保证作用在两蹄上的张开力相等具有两个活塞的液压缸，可保证张开力相等第二节制动器的结构方案分析一、鼓式制动器1.领从蹄式制动效能和效能稳定性，在各式制动器中居中；前进倒退制动效果不变；结构简单，成本低；便于附装驻车制动装置；易于调整蹄片与制动鼓之间的间隙；但两蹄片上单位压力不等，磨损不均匀，寿命不同只有一个轮缸，两蹄必须在同一驱动回路下工作在乘用车和总质量小商用车的后轮制动器中，得到广泛应用第二节制动器的结构方案分析一、鼓式制动器2.单向双领蹄式两块蹄片各有自己的固定点，而且两固定点位于两蹄的不同端，例如图示中领蹄固定端位于下方，从蹄固定端位于上方；每块蹄片上有各自独立的张开装置，且位于与固定支点相对应的一方汽车前进制动时，制动效能相当高；由于有两个轮缸，可用两个独立回路分别驱动两蹄片；此外还易于调整蹄片与制动鼓间的间隙；两蹄片上的单位压力相等，磨损程度相近、寿命相同第二节制动器的结构方案分析一、鼓式制动器2.单向双领蹄式但其效能稳定性，仅强于增力式制动器。当倒车制动时，由于两蹄片均为从蹄，制动效能棉线下降与领从蹄式相比，由于多了个轮缸，结构略显复杂适用于前进制动时前轴动轴荷及附着力大于后轴、且倒车制动时则相反的汽车前轮上不用于后轮，还因为两个互相成中心对称的轮缸，难以附加驻车制动驱动机构第二节制动器的结构方案分析一、鼓式制动器3.双向双领蹄式两蹄片浮动，用各有两个活塞的两轮缸张开蹄片无论前进还是倒退，制动时两蹄片均为领蹄，制动效能高，而且不变由于内设有两个轮缸，适用于双回路驱动机构当一套管路失效后，制动器变为领从蹄式两蹄片上单位压力相等，磨损程度接近，寿命相同但因由两个轮缸，结构复杂，且蹄片与制动鼓间隙调整困难应用较广泛，如用于后轮需要另设中央驻车制动器第二节制动器的结构方案分析一、鼓式制动器4.双从蹄式两蹄片各有一个固定支点，且两固定支点位于两蹄片的不同端，并用各有一个活塞的两轮缸展开蹄片制动效能稳定性最好，但因制动器效能最低，很少采用第二节制动器的结构方案分析一、鼓式制动器5.单向增力式两蹄片只有一个固定支点，两蹄下端经推杆相互连接成一体，制动器仅有一个轮缸用来产生推力张开蹄片前进制动时均为领蹄，次领蹄上不存在张开力，二人且由于领蹄上的摩擦力经过推杆作用到次领蹄，制动效能居各种制动器之首与双向增力式相比，结构简单但都是领蹄，制动效能稳定性相当差第二节制动器的结构方案分析一、鼓式制动器5.单向增力式倒车制动时，两蹄均为从蹄，制动效率低又因两蹄片上单位压力不等，造成蹄片磨损不均匀、寿命不等只有一个轮缸，不适合双回路驱动机构又由于两蹄片下部联动，使调整蹄片间隙变得困难少数总质量不大的商用车用其作为前轮制动器第二节制动器的结构方案分析一、鼓式制动器6.双向增力式两蹄片端部有一个制动时不同使用的共用支点，支点下方有一轮缸，内装有两个活塞用来同时驱动张开两蹄片，两蹄片下方经推杆连接成一体与单向增力式不同，次领蹄上也作用有来自轮缸活塞推压的张开力，尽管这个力的作用效果较小，但因次领蹄下端受到来自主领蹄经推杆作用的张开力很大，结果次领蹄上的制动力矩能达到主领蹄制动力矩的2-3倍第二节制动器的结构方案分析一、鼓式制动器6.双向增力式即使制动驱动机构中采用不同伺服装置，也可以借助很小的踏板力获得很大的制动力矩且倒车时制动效果不变因两蹄片均为领蹄，制动效能稳定性较差；此外两蹄上单位压力不等，磨损不匀，寿命不同；调整间隙与单向增力式一样比较困难；只有一个轮缸，不适用双回路驱动机构第二节制动器的结构方案分析一、鼓式制动器第二节制动器的结构方案分析一、鼓式制动器第二节制动器的结构方案分析二、盘式制动器1.盘式制动器结构形式按摩擦副中固定元件的结构不同，分为钳盘式和全盘式钳盘式：固定摩擦元件是制动块，装在与车轴连接且不能绕车轴轴线旋转的制动钳中。制动衬块与制动盘接触面很小（中心角30-50°），也称点盘式全盘式：摩擦副的旋转元件及固定元件均为圆盘形，制动时各盘摩擦表面全部接触，原理类同离合器，又称离合器式制动器多片全盘式即可作车轮制动器，也可作缓速器第二节制动器的结构方案分析二、盘式制动器1.盘式制动器结构形式固定钳盘式：制动钳固定不动，制动盘两侧均有液压缸。制动时仅两侧液压缸中的制动块向盘面移动，也称对置活塞式或浮动活塞式浮动钳盘式滑动钳式：制动钳可以相对制动盘作轴向滑动，只在制动盘内侧有液压缸，外侧制动块固定安装在钳体上。制动时活塞在液压作用下使活动制动块压靠到制动盘，而反作用力则推动制动钳体连同固定制动块压向制动盘的一侧，直到两侧受力均等为止第二节制动器的结构方案分析二、盘式制动器1.盘式制动器结构形式浮动钳盘式摆动钳式：也是单侧液压缸结构，制动钳体与固定于车轴上的支座铰接。为实现制动，钳体不是滑动而是在与制动盘垂直的平面内摆动。显然制动块不可能全面而均匀地磨损。为此将衬块预先做成楔形（摩擦面对背面的倾斜角为6°）。在使用过程中，衬块逐渐磨损到各处残存厚度均匀，接近1mm后应更换衬块第二节制动器的结构方案分析二、盘式制动器1.盘式制动器结构形式①固定钳不滑动也不摆动，所以刚度大。②固定钳兼作驻车制动，必须附设辅助制动钳或用盘中鼓。③跨越盘的油管或油道受热机会增多。第二节制动器的结构方案分析二、盘式制动器2.盘式制动器与鼓式制动器比较第二节制动器的结构方案分析二、盘式制动器2.盘式制动器与鼓式制动器比较第二节制动器的结构方案分析二、盘式制动器2.盘式制动器与鼓式制动器比较①鼓受热膨胀，呈椭圆状，接触不好，制动效能下降，机械衰退。盘无轴向膨胀小，无机械衰退。

②i.因为块与盘之间单位压力高，将水挤出，所以后制动效能降低得不多。

ii.

离心力及衬块对盘的摩擦作用，进水后经1~2次制动可恢复正常，鼓式需经十多次制动可以恢复。③衬块与制动盘之间的间隙小（0.05~0.15）mm第三节

制动器主要参数的确定一

鼓式制动器主要参数的确定1.制动鼓内径D第三节

制动器主要参数的确定一

鼓式制动器主要参数的确定1.制动鼓内径D初选D：

初选D后，参照QC/T309-1999《制动鼓工作直径及制动蹄片宽度尺寸系列》选取。第三节

制动器主要参数的确定一

鼓式制动器主要参数的确定2.摩擦衬片宽度b和包角βb选择原则第三节

制动器主要参数的确定一

鼓式制动器主要参数的确定2.摩擦衬片宽度b和包角ββ选择原则第三节

制动器主要参数的确定一

鼓式制动器主要参数的确定2.摩擦衬片宽度b和包角β摩擦衬片面积第三节

制动器主要参数的确定一

鼓式制动器主要参数的确定3.摩擦衬片起始角β0一般将衬片布置在制动蹄的中央，即令β0=90°-β／2有时为适应单位压力分布情况，将衬片相对于最大压力点对称布置，以改善磨损均匀性和制动效能第三节

制动器主要参数的确定一

鼓式制动器主要参数的确定4.制动器中心到张开力F0作用线的距离e初选时：e=0.4D第三节

制动器主要参数的确定一

鼓式制动器主要参数的确定5.制动蹄支撑点位置坐标a和c

初选时：a=0.4D第三节

制动器主要参数的确定二

.盘式制动器主要参数的确定1.

制动盘直径D初选D=（70%~79%）Dr（Dr:轮辋直径）

第三节

制动器主要参数的确定二

.盘式制动器主要参数的确定2.

制动盘厚度h初选：实心制动盘取10~20mm

通风式制动盘取20~50mm(多用20~30mm）第三节

制动器主要参数的确定二

.盘式制动器主要参数的确定

3

.摩擦衬块外半径R2

与内半径R1

推荐R2/R1≤1.5R2/R1>1.5时，内外侧圆周速度相差过多，磨损不均匀→接触面积降低→制动力距降低、寿命降低。第三节

制动器主要参数的确定二

.盘式制动器主要参数的确定

4

.制动衬块的扇形夹角θ根据合适的盘式制动器制动衬块单位面积，使单位面积占有的汽车质量在1.6~3.5kg/cm2范围内，再根据衬块的内、外半径,计算得到衬块扇形夹角θ

第四节

制动器的设计与计算一

、制动器制定力矩的确定1.行车制动工况首先选定同步附着系数．并计算出前、后轮制动力矩的比值根据汽车满载在沥青、混凝土路面上紧急制动到前轮抱死拖滑，计算出前轮制动器的最大制动力矩;再根据前面已确定的前、后轮制动力矩的比值，计算出后轮制动器的最大制动力矩

第四节

制动器的设计与计算一

、制动器制定力矩的确定2.应急制动工况应急制动时后轮一般抱死滑移，故后桥制动力此时所需的后桥制动力矩

第四节

制动器的设计与计算一

、制动器制定力矩的确定3.驻车制动工况上坡停驻时的后桥附着力下坡停驻时的后桥附着力

第四节

制动器的设计与计算一

、制动器制定力矩的确定3.驻车制动工况极限上坡路倾角极限下坡路倾角

第四节

制动器的设计与计算二、鼓式制动器的设计计算1.压力沿衬片长度方向的分布规律两自由度紧蹄摩擦衬片的径向变形规律坐标选取：坐标原点取在制动鼓中心O点，y1坐标轴线取在OA1方向，其中A1为蹄片瞬时转动中心第四节

制动器的设计与计算二、鼓式制动器的设计计算1.压力沿衬片长度方向的分布规律两自由度紧蹄摩擦衬片的径向变形规律假设：制动鼓和制动蹄是绝对刚性的摩擦半径与制动鼓半径相同并能全面接触摩擦衬片变形遵从虎克定律第四节

制动器的设计与计算二、鼓式制动器的设计计算1.压力沿衬片长度方向的分布规律两自由度紧蹄摩擦衬片的径向变形规律制动时由于摩擦衬片变形，蹄片一面绕瞬时转动中心转动，一面顺着摩擦力作用的方向沿支承面移动结果使蹄片中心位于O1点，因而未变形的摩擦衬片表面轮廓（E1E1线），就沿OO1方向移动进入制动鼓内第四节

制动器的设计与计算二、鼓式制动器的设计计算1.压力沿衬片长度方向的分布规律两自由度紧蹄摩擦衬片的径向变形规律显然表面上各点在这个方向的变形时一样的位于半径OB1上的任意点B1的变形就是B1B1’线段其径向变形分量是这个线段在半径OB1的延长线上的投影，即为B1C1线段第四节

制动器的设计与计算二、鼓式制动器的设计计算1.压力沿衬片长度方向的分布规律两自由度紧蹄摩擦衬片的径向变形规律故径向变形为：δ=B1C1=B1B1’cosψ1其中ψ1=（φ1+α1）-90°，B1B1’=OO1=δ1maxα1为任意半径OB1和y1轴之间的夹角，ψ1为半径OB1和最大压力线OO1之间的夹角，φ1为x1轴和OO1之间的夹角第四节

制动器的设计与计算二、鼓式制动器的设计计算1.压力沿衬片长度方向的分布规律两自由度紧蹄摩擦衬片的径向变形规律所以紧蹄的径向变形和压力为：δ≈δ1maxsin（φ1+α1）p1≈p1maxsin（φ1+α1）第四节

制动器的设计与计算二、鼓式制动器的设计计算1.压力沿衬片长度方向的分布规律单自由度紧蹄摩擦衬片的径向变形规律制动时蹄片在张开力与摩擦力作用下，绕支承销A1转动dγ角第四节

制动器的设计与计算二、鼓式制动器的设计计算1.压力沿衬片长度方向的分布规律单自由度紧蹄摩擦衬片的径向变形规律衬片表面B1沿蹄片转动，其切线方向的变形即为线段B1B1’径向变形分量是这个线段在半径OB1方向上的投影B1C1线段第四节

制动器的设计与计算二、鼓式制动器的设计计算1.压力沿衬片长度方向的分布规律单自由度紧蹄摩擦衬片的径向变形规律由于dγ很小，可近似认为∠A1B1B1’=90°故有：δ=B1C1=B1B1’sinγ1=A1B1sinγ1dγ考虑到OA1≈OB1=R，有A1B1/sinα=R/sinγ

所以表面径向变形和压力为

第四节

制动器的设计与计算二、鼓式制动器的设计计算1.压力沿衬片长度方向的分布规律两自由度δ=δ1maxsin（φ1+α1）p1=p1maxsin（φ1+α1）单自由度δ=Rsinαdγp1=p1maxsinα沿衬片长度方向分布规律符合正弦分布规律第四节

制动器的设计与计算二、鼓式制动器的设计计算1.压力沿衬片长度方向的分布规律压力分布不均匀系数ΔΔ=pmax/pf式中：pmax为压力分布不均匀时蹄片上的最大压力pf

为假想压力分布均匀时的平均压力

第四节

制动器的设计与计算二、鼓式制动器的设计计算2.计算蹄片上的制动力矩在摩擦衬片表面取横向微元面积bRdα，其中b为摩擦衬片宽度，R为制动鼓半径，dα为微转角第四节

制动器的设计与计算二、鼓式制动器的设计计算2.计算蹄片上的制动力矩由鼓作用在微元面积上的法向力为：dF1=pbRdα=pmaxbRsinαdα摩擦力为：fdF1，f为摩擦因数，计算时取0.3：第四节

制动器的设计与计算二、鼓式制动器的设计计算2.计算蹄片上的制动力矩摩擦力产生的制动力矩为：dMμt1=fdF1R=pmaxbR2fsinαdα第四节

制动器的设计与计算二、鼓式制动器的设计计算2.计算蹄片上的制动力矩从α‘和α’‘区段上积分得到：Mμt1=pmaxbR2f（coaα’-cosα’’）第四节

制动器的设计与计算二、鼓式制动器的设计计算2.计算蹄片上的制动力矩假设法向压力均匀分布，有：dF1=pfbRdαMμt1=pfbR2f（α’’-α’）不均匀系数Δ=pmax/pf

=（α’’-α’）/（coaα’-cosα’’）第四节

制动器的设计与计算二、鼓式制动器的设计计算2.计算蹄片上的制动力矩紧蹄产生的制动力矩为：Mμt1=F1R1式中：F1为紧蹄的法向合力，R1为摩擦力fF1的作用半径；第四节

制动器的设计与计算二、鼓式制动器的设计计算2.计算蹄片上的制动力矩蹄上的力平衡方程式：

δ1为x1与轴荷力F1作用线之间的夹角；FX’为支承反力在x1轴上的投影；第四节

制动器的设计与计算二、鼓式制动器的设计计算2.计算蹄片上的制动力矩由此得到：对于紧蹄和松蹄，其制动力矩分别为

第四节

制动器的设计与计算二、鼓式制动器的设计计算2.计算蹄片上的制动力矩沿着相应的轴线作用有dFx和dFy，它们合力为dF第四节

制动器的设计与计算二、鼓式制动器的设计计算2.计算蹄片上的制动力矩有：式中：β=α’’-α’故

第四节

制动器的设计与计算二、鼓式制动器的设计计算2.计算蹄片上的制动力矩考虑到：故：

第四节

制动器的设计与计算二、鼓式制动器的设计计算2.计算蹄片上的制动力矩即：

第四节

制动器的设计与计算二、鼓式制动器的设计计算2.计算蹄片上的制动力矩制动器上的制动力矩用液力驱动时，F01=F02，则所需张开力为：用凸轮张开机构的张开力为：

第四节

制动器的设计与计算二、鼓式制动器的设计计算2.计算蹄片上的制动力矩领蹄表面最大压力为：

第四节

制动器的设计与计算三、盘式制动器的设计计算1.盘式制动器制动效能

第四节

制动器的设计与计算三、盘式制动器的设计计算2.制动力矩假设衬块的摩擦表面全部与制动盘接触，且各处单位压力分布均匀，则制动器制动力矩为：Mμ=2fF0R式中：f为摩擦因数，F0为单侧制动块对制动盘的压紧力，R为作用半径若其径向宽度不是很大，取作用半径R等于平均半径Rm或有效半径Re，在实际中已经足够精确第四节

制动器的设计与计算三、盘式制动器的设计计算2.制动力矩平均半径RmRm=(R1+R2)/2式中，R1和R2为摩擦衬块扇形表面的内外半径有效半径Re扇形表面的面积中心至制动盘中心的距离

第四节

制动器的设计与计算三、盘式制动器的设计计算3.有效半径Re在摩擦衬块表面取微元面积dR·Rdφ，设摩擦衬块与制动盘之间的单位压力为p，则微元面积上的摩擦力对中心o的力矩为：dMμ=fpR2dRdφ第四节

制动器的设计与计算三、盘式制动器的设计计算3.有效半径Re单侧衬块在盘上产生的制动力矩

第四节

制动器的设计与计算三、盘式制动器的设计计算3.有效半径Re单侧衬块加于制动盘的总摩擦力

第四节

制动器的设计与计算三、盘式制动器的设计计算3.有效半径Re故有

第四节

制动器的设计与计算三、盘式制动器的设计计算4.制动盘要求工作表面的加工精度：平面度公差0.012mm，表面粗糙度Ra为0.7-1.3μm，两摩擦表面的平行度公差不应大于0.05mm，制动盘的端面圆跳动公差不应大于0.03mm通常采用摩擦性能优良的珠光体灰铸铁制造，为保证足够的强度和耐磨性能，不应低于HT250第四节

制动器的设计与计算四、衬片磨损特性计算1.概述摩擦衬片（衬块）的磨损受到温度、摩擦力、滑磨速度、制动鼓（盘）材质、加工精度及衬片（衬块）本身材质等许多因素的影响，因此理论上计算摩擦性能极为困难试验表明：影响磨损的最重要因素是摩擦表面的温度和摩擦力第四节

制动器的设计与计算四、衬片磨损特性计算1.概述从能量的观点：制动过程就是将汽车的机械能（动能和势能）的一部分转化为热量而耗散的过程。在制动强度很大的紧急制动过程中，制动器几乎承担了全部动能耗散的任务。由于制动时间很短，实际上热量还来不及逸散到大气中就被制动器所吸收，致使制动器温度升高。（能量负荷）能量负荷越大，则衬片（衬块）的摩擦越严重。例如盘式制动器的衬块，其单位面积上的能量负荷比鼓式衬片大许多倍，所以制动盘表面温度更高第四节

制动器的设计与计算四、衬片磨损特性计算2.比能量耗散率e定义：在单位时间内单位衬片（衬块）摩擦面积所耗散的能量，单位W/mm2比能量耗散率有时也称为单位功负荷，或简称能量负荷第四节

制动器的设计与计算四、衬片磨损特性计算2.比能量耗散率e双轴汽车

式中：ma为汽车总质量，δ为汽车回转质量换算系数，v1与v2分别为制动初速度和终速度，j为制动减速度，t为制动时间，A1与A2分别为前、后制动器衬片（衬块）摩擦面积，β为制动力分配系数。第四节

制动器的设计与计算四、衬片磨损特性计算2.比能量耗散率e双轴汽车在紧急制动或停车情况下v2=0，并可认为δ=1，有

第四节

制动器的设计与计算四、衬片磨损特性计算2.比能量耗散率e计算参数时选取j=0.6g；制动初速度v1：乘用车取100km/h(27.8m/s)，3.5t以下的商用车取80km/h(22.2m/s)，3.5t以上的商用车取65km/h(18m/s)；许可值鼓式制动器e≤1.8W/mm2盘式制动器e≤6.0W/mm2第四节

制动器的设计与计算四、衬片磨损特性计算2.比能量耗散率e对于最高车速低于以上规定的制动初速度的汽车，按上述条件计算出的e值允许略大于1.8W/mm2比能量耗散率过高不仅引起衬片（衬块）的加速磨损，而且可能使制动鼓或制动盘更早发生龟裂第四节

制动器的设计与计算四、衬片磨损特性计算3.比摩擦力f0定义：单位衬片(块)摩擦面积占有的制动器摩擦力f0其值越大，磨损越严重单个车轮制动器的比摩擦力f0=Mμ/RA，Mμ为单个制动器的制动力矩，R为制动鼓半径（衬块平均半径或有效半径），A为单个制动器的衬片（衬块）摩擦面积第四节

制动器的设计与计算四、衬片磨损特性计算3.比摩擦力f0在j=0.6g时，鼓式制动器[f0]不大于0.48N/mm2与之相应的衬片与制动鼓之间的平均单位压力：

pm=f0/f=1.37-1.60N/mm2，设f=0.3-0.35第五节

制动驱动机构设计与计算一、制动驱动机构的形式1.

分类第五节

制动驱动机构设计与计算一、制动驱动机构的形式2.

结构方案分析1)

简单制动（单靠驾驶员的人力制动）机械式：完全靠杆系传力，由于其机械效率低，传动比小，润滑点多，且难以保证前后轴制动力的正确比例和左右车轮的制动力均衡，所以在汽车的行车制动装置中已被淘汰，但因其结构简单、成本低，工作可靠，故障少，还是广泛地应用于中小型驻车制动装置中。第五节

制动驱动机构设计与计算一、制动驱动机构的形式2.

结构方案分析1)

简单制动（单靠驾驶员的人力制动）液压式：用于行车制动装置。其作用滞后时间较短（0.1-0.3s），工作压力高（10-20MPa），因而轮缸尺寸小，可安装在制动器内部，直接作为制动蹄的张开机构（或制动衬块的压紧机构），而不需要制动臂等传动件，使之结构简单、质量小、机械效率较高。主要缺点是过度受热后，部分制动液汽化，在管路中形成气泡，严重影响液压传输，使制动系效能降低，甚至完全失效。第五节

制动驱动机构设计与计算一、制动驱动机构的形式2.

结构方案分析1)

简单制动（单靠驾驶员的人力制动）第五节

制动驱动机构设计与计算一、制动驱动机构的形式2.

结构方案分析1)

简单制动（单靠驾驶员的人力制动）第五节

制动驱动机构设计与计算一、制动驱动机构的形式2.

结构方案分析2)

动力制动：利用发动机的动力转化成气压或液压的势能进行制动。驾驶员施加于踏板或手柄上的力，仅用于回路中控制元件的操纵。因此简单制动中的踏板力和踏板行程之间的比例关系，在动力传动中不复存在，从而使制动踏板力较小，又有适当的踏板行程。气压制动、气顶液制动、全液压动力制动第五节

制动驱动机构设计与计算一、制动驱动机构的形式2.

结构方案分析2)

动力制动：利用发动机的动力转化成气压或液压的势能进行制动。第五节

制动驱动机构设计与计算一、制动驱动机构的形式2.

结构方案分析2)

动力制动——气压制动操纵轻便，工作可靠，不易出故障、维修保养方便，此外其气源除供制动外，还可以供其它装置用主要缺点是必须有空气压缩机、储气筒、制动阀等装置，使结构复杂、笨重、成本高；管路中压力的建立和撤除都较慢，即作用滞后时间较长（0.3-0.9s），因而增加了空驶距离和停车距离第五节

制动驱动机构设计与计算一、制动驱动机构的形式2.

结构方案分析2)

动力制动——气压制动为了在制动阀到制动气室和储气筒的距离过远的情况下，有必要加设气动的第二级元件继动阀以及快放筏；管路压力低，一般0.5-0.7MPa，因而制动气室的直径必须设计的大些，且只能置于制动器外部，再通过杆件和凸轮或楔块驱动制动蹄，这就增加了非簧载质量；制动气室排气有很大噪声。气压制动在总质量8t以上的商用车和客车上得到广泛应用。由于主挂车的摘挂都很方便，所以汽车列车也多于气压制动第五节

制动驱动机构设计与计算一、制动驱动机构的形式2.

结构方案分析2)

动力制动——气顶液制动它兼有液压制动和气压制动的主要优点；因气压系统管路短，作用滞后时间较短。但因结构复杂、质量大、成本高，一般用于总质量较大的商用车中第五节

制动驱动机构设计与计算一、制动驱动机构的形式2.

结构方案分析2)

动力制动——全液压制动用发动机驱动液压泵产生的液压作为制动力源，有开式（常流式）和闭式（常压式）两种开式系统在不制动时，制动液在无负荷情况下由液压泵经制动阀到贮液罐不断循环流动；而在制动时，则借助阀的节流作用而产生所需要的液压并传入轮缸第五节

制动驱动机构设计与计算一、制动驱动机构的形式2.

结构方案分析2)

动力制动——全液压制动闭式回路因总保持着高液压，对密封的要求较高，但对制动操纵的反应比开式的快。在液压泵出故障时，开式的将不起制动作用，而闭式的还可以利用蓄能器的压力继续进行若干次制动全液压制动除了有一般液压制动系的优点外，还有制动能力强、易于采用制动力调节装置和防滑移装置，即使产生汽化现象也没有什么影响等好处。但结构相当复杂，精密件多，对系统的密封性要求高，应用不广泛第五节

制动驱动机构设计与计算一、制动驱动机构的形式2.

结构方案分析3）伺服制动：人力和发动机并用正常情况下其输出工作压力主要由伺服系统产生在伺服系统失效时，还可以依靠人力驱动液压系统以产生一定程度的制动力1.6L以上的乘用车及各种商用车，都广泛采用伺服制动按伺服源不同，可分为真空伺服、空气伺服制动和液压伺服制动第五节

制动驱动机构设计与计算一、制动驱动机构的形式2.

结构方案分析3）伺服制动真空伺服与空气伺服的工作原理基本一致，但伺服动力源的相对压力不同：真空伺服用真空度（负压，0.05-0.07MPa）；空气伺服气压能达到0.5-0.7MPa，故在输出力相同的条件下，空气伺服气室直径比真空的小得多；但是空气伺服的其他组成部分较真空伺服复杂得多真空伺服制动多用于总质量在1.1-3.5t以下的乘用车和装载质量在6t以下的轻中型商用车；空气伺服则广泛应用于装载质量6-12t的商用车，以及少数4.0L以上的高级乘用车中第五节

制动驱动机构设计与计算一、制动驱动机构的形式2.

结构方案分析3）伺服制动第五节

制动驱动机构设计与计算二、

分路系统采用分路系统的目的：提高工作可靠性双轴汽车双回路方案有五种第五节

制动驱动机构设计与计算二、

分路系统II型（一轴对一轴回路）：前轴制动器与后轴制动器各用一个回路X型（交叉回路）：前轴一侧车轮制动器与后桥的对侧车轮制动器同属一个回路HI型（一轴半回路）：两侧前制动器的半数轮缸和全部后制动器轮缸属于一个回路，其余前轮轮缸属于另一个回路LL型（半轴一轮对半轴一轮回路）：两个回路分别对两侧前轮制动器的半数轮缸和一个后轮制动器起作用HH型（双半轴对双半轴回路）：每个回路均只对每个前后轮制动器的半数轮缸起作用第五节

制动驱动机构设计与计算二、

分路系统II型简单，可与传统的单轮缸鼓式制动器配合使用，成本较低。但若其后制动回路失效，则一旦前轮抱死极易丧失转弯制动能力；对于采用前轮驱动而前制动器强于后制动器的乘用车，当前制动回路失效而单用后轮制动时，制动力将严重不足，并且若后桥负荷小于前轴，则踏板力过大时易使后桥车轮抱死而汽车侧滑。X型结构简单。直行制动时任一回路失效，剩余制动力都能保持正常的一半；但一旦某一管路损坏造成制动力不对称，此时前轮将朝制动力大的一边绕主销转动，丧失稳定性。第五节

制动驱动机构设计与计算二、

分路系统HH、HI、LL型结构都比较复杂。LL、HH型任一回路失效时，前后制动力比值均与正常情况下相同。LL和HH型剩余总制动力达到正常的一半左右。HI型单用一轴半回路时剩余制动力较大。但此时与LL型一样，紧急制动情况下后轮容易先抱死。第五节

制动驱动机构设计与计算二、

分路系统第五节

制动驱动机构设计与计算二、

分路系统X型布置时，因为前轮制动力不对称，导致车轮朝力大的方面绕主销转动，使汽车丧失稳定性。改善方法：用负主销偏移距（20mm）原因：负主销偏移距结果前轮制动力产生的力矩FB1a/2使转向轮朝右转，后轮制动力绕汽车质心转，力矩为FB2B/4，结果汽车摆正。第五节

制动驱动机构设计与计算三、液压制动驱动机构的计算1.制动轮缸直径d的确定式中：F0为张开力，p为制动管路压力，鼓式一般不超过10-12MPa，盘式可更高（压力越高，对制动软管及接头的密封性要求越高，但驱动机构越紧凑）d应符合HG2865-1997规定的标准，具体为19、22、24、25、28、30、32、35、38、40、45、50、55

第五节

制动驱动机构设计与计算三、液压制动驱动机构的计算2.制动主缸直径d0的确定1）轮缸一次制动体积增量Vi式中：dij为第i个轮缸第j个活塞直径，n为第i个轮缸中活塞的数目，δij为第i个轮缸第j个活塞在完全制动时的行程。对于鼓式制动器在初步设计时可取δij=2~2.5mm。

第五节

制动驱动机构设计与计算三、液压制动驱动机构的计算2.制动主缸直径d0的确定2）全部轮缸总工作容积V式中：m为轮缸数目。3）制动主缸应有的工作容积

第五节

制动驱动机构设计与计算三、液压制动驱动机构的计算2.制动主缸直径d0的确定4）主缸直径d0和活塞行程s0一般s0=（0.8-1.2）d0主缸的直径应符合QC/T311-1999的规定，具体为19、22、26、28、32、35、38、40、45。

第五节

制动驱动机构设计与计算三、液压制动驱动机构的计算3.制动踏板力Fp式中：ip为踏板机构的传动比，η为踏板机构及液压主缸的机械效率，可取0.82-0.86。要求（初选Fp=200~350N）

第五节

制动驱动机构设计与计算三、液压制动驱动机构的计算4.制动踏板工作行程Sp式中：δ01为主缸中推杆与活塞间的间隙，一般取1.5-2.0mm；δ02为活塞空行程，即主缸活塞从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。

第五节

制动驱动机构设计与计算四、真空助力器设计计算1.基本结构带橡胶膜片密封装置的控制活塞1将助力缸分成A、B两个腔。A腔位于与制动主缸相连的一端，经真空单向阀与发动机进气管相连，保持一定真空度B腔内的压力由橡胶阀座3、滑柱4与橡胶反作用盘5调节第五节

制动驱动机构设计与计算四、真空助力器设计计算1.基本结构第五节

制动驱动机构设计与计算四、真空助力器的设计计算2.静特性方程(最大助力点之前)Fp为真空助力器的输出力；F0为控制推杆上的输人力；F1为助力器回位弹簧的作用力；F2为推轩回