【某商用车制动系统的设计12000字（论文）】

绪论研究背景商用车是一个国家最重要的交通运输工具之一，所以其安全性能越来越受到重视，而制动器作为商用车制动系统的重要组成部分，对它的研究至关重要。市场上商用车制动器都使用摩擦式制动器。摩擦式制动器因外形结构的不同被分为鼓式和盘式。盘式制动器的钳盘可以是浮动的，也可以被固定，浮动又可以是滑动的，还可以是摆动的，目前被汽车公司广泛使用的的是滑动钳盘式制动器。鼓式制动器根据制动蹄结构和数量不同可以分为多种结构形式，例如领从蹄式、双领蹄式、双从蹄式等。盘式制动器被广泛使用，是因为它水稳定性和热稳定性以及易保养性都比鼓式制动器好，安全性也比较高，但它的缺点在于它制动效能低，容易被锈蚀且不能有效的隔离尘土、污垢，驻车制动器也需要一个复杂的手动操作机制，因此对后轮的作用可能有限。结合盘式和鼓式制动器的优点，轻型商用车使用由前轮的盘式制动器和后轮的鼓式制动器组成的制动系统。国内外研究现状提高车辆的制动性能是国内外汽车开发和制造的重要研究任务之一。国内ABS系统在高端车辆上已经被广泛使用，但其技术离国际技术还是有一定的差距，我国核心技术的掌握距离国际技术比较薄弱和匮乏，高级技术仍需要依赖进口，因此我国汽车企业必须抓紧改革转型升级发展高精尖技术，提升我国汽车市场在国际汽车市场上的竞争力。国外已经采用ASR用来提高车辆防滑技术，它可以通过检测并同步控制驱动轮的转速，使汽车制动性能变得更加安全可靠。芯片技术和电子技术迅速发展，汽车领域开始使用集成电路。德国开创了ESP（车身稳定系统）的制动系统使用先河。研究的目的汽车制动器直接影响了汽车制动系统的整体制动性能，是汽车安全驾驶的重要影响因素，作为汽车一个至关重要的制动装置，它的研究和发展与现代汽车发展息息相关，也是汽车领域被人们重点关注的一个发展方向。所以，研发更为可靠的、安全的制动系统是每个汽车企业的重要任务。通过相关的文献资料，以及专业基础理论和专业知识的学习，确定本设计商用车制动系统的设计方案，进行相关部件的设计计算和结构设计以及材料选择。使本设计制动系统达到以下要求：（1）具有保证汽车安全性的制动效能；（2）确定双回路的制动管路类型且能够保证制动的安全性；（3）采用真空助力器使其操作简单方便；（4）尽量采用对人体无害且满足制动性能的材料。研究内容制定出制动系统的结构方案，确定计算制动系统的主要设计参数、制动器主要参数设计和制动驱动机构的参数计算。利用CAD以及三维软件绘制装配图和零件图，设计结果基本达标。本毕业设计以车型CA1041轻型商用车为依托，按照GB7258-2017《机动车运行安全技术条件》进行制动系统设计，通过对商用车制动系统的结构和形式进行分析，对制动系统的前、后制动器结构参数计算、制动管路布置、制动驱动机构设计及计算，并绘制出了前、后制动器装配图、两张零件图。

制动系统总体方案设计本章主要从制动器结构、制动驱动机构、制动管路布置三方面展开分析研究研究，最后确定其结构形式选取。制动器结构形式选择车轮制动器是汽车行驶系统重要的一部分，也可以作为驻车制动系统的一部分。有三种主要类型的制动器：液压、摩擦和电磁。液力和电磁制动器都作缓速器，电磁式也也可以用在重型商用车上做驻车制动器。摩擦式制动器现在被广泛使用。根据摩擦副的不同结构，摩擦式制动器可分为鼓式、盘式和带式三种类型。带式仅用于中央制动器；鼓式和盘式是最广泛使用的。鼓式制动器通常用于商用车，因为它们便宜，设计简单。鼓式制动器被分为外束型和内张型。中央制动器采用外束型鼓式制动器，其固定摩擦元件是刚度不大的摩擦片制动带，因此又被称为带式制动器。而车轮制动器则采用内张型鼓式制动器。其固定摩擦元件是一对带有摩擦蹄片的制动蹄，又被称为蹄式制动器。盘式制动器较鼓式制动器具有以下优点：（1）具有良好的水稳定性；（2）具有良好的热稳定性；（3）具有良好的制动稳定性；（4）车辆的行驶状况对制动扭矩没有影响；（5）摩擦衬块结构比较简单，维修也更容易；（6）间隙调整机构的构造设计可以被简化；（7）可以形成一个多回路的制动驱动系统。（8）在相同制动扭矩的输出下，盘式制动器的重量和尺寸较小；本设计为轻型载货商用车，考虑制造和维修的成本要低，也要满足其制动性能的要求，确定采用前盘后鼓式制动器。制动原理如REF_Ref71530671\h图21所示。图STYLEREF1\s2SEQ图\*ARABIC\s11前盘后鼓制动原理图鼓式制动器中制动蹄有从蹄和领蹄之分，根据制动蹄转动方向和制动鼓的旋转方向是否相同来判断，转动方向与制动鼓的旋转方向相反的制动蹄，被称为从蹄；反之，则称为领蹄。领从蹄式制动器的制动性能并不算太好，也不算太差。它的优点在于结构简单，成本也非常低，其次还可以增加驻车制动辅助装置，两蹄的之间的间隙也容易调节，方便检查与维修。多用于轻型轿车、商用车的后轮制动器。本设计为轻型商用车，总质量较小，因此采用结构简单，后轮鼓式制动器采用成本低的领从蹄式鼓式制动器。如REF_Ref71530692\h图22所示。图STYLEREF1\s2SEQ图\*ARABIC\s12制动原理及制动蹄受力简图盘式制动器分为全盘式和钳盘式两大类制动器。全盘制动器的固定摩擦元件和旋转元件都是圆盘形的，在制动时圆盘很容易接触。散热性较所有制动器最差，需要采用油冷式，结构相对复杂。钳盘式制动器按制动钳的结构形式可分为固定钳盘和浮动钳盘。浮动钳盘式制动器只需要在制动盘的一侧装油缸，造价非常低、尺寸小结构且布局也简单、甚至制动器可以更加接近轮毂，同一组制动块用于行车制动时还可以用于驻车制动。综上所述，本设计为轻型商用车，前轮制动器采用浮动钳盘式制动器。制动驱动机构的结构形式选择根据制动力源，制动驱动机构分为简单、动力以及伺服三种。简单制动系简单制动系是由人体用手或脚直接作用于操纵机构的简易制动系统，通过非常简易的液压制动系产生制动力。它的优缺点都显而易见，优点在于结构小，制造简单，容易布置，成本也就低。缺点是操作比较笨重，不满足现代人们轻便的需求，其次所产生的制动力也不满足现代汽车的要求。温度过高，液压管道会产生”汽阻”现象（即管道液体受热产生气泡），会严重影响制动效能甚至失效。温度小于-25℃时，制动液粘度增加，会导致整个制动系统不能工作。因此，在现代生活中，简单制动系几乎已经被汽车所淘汰，在微型轿车上也极少采用简单制动系。动力制动系动力制动系是在简单制动系基础上增加一个动力制动系统以此获得更加省力的、方便的制动系统，增加的动力系统目前主要通过三种方式实现：气压、气顶液、以及全液压。（1）气压式制动系气压式制动系在动力制动系上的采用最为普遍，因为它所产生的制动力可以非常大，能够有效满足现代承载能力大的列车、公交车、重型货车、牵引车等。缺点也是比较明显的，它需要装备一些辅助装置（如空气压缩机等），且需要产生的制动力越大，他的结构也就越大、越复杂，甚至有时还需要增加二级元件，这样的质量就会更大，导致成本高，体积大，从而成本也就越高。结构过大且复杂在制动时也容易产生较大的噪声。（2）气顶液式制动系气顶液式制动器顾名思义是以气压式制动系辅助液式制动系所组成的制动驱动机构，即气压式制动系作为液压式制动系的动力起点从而使液压式制动系运行产生制动力的制动驱动结构，它综合了两者的有点。显然它的结构比气压式制动系更为复杂，成本也越高，只用于气压式制动系满足不了制动力的重型货车。（3）全液压式制动系全液压式制动系即制动力通过液压传递方式实现，它操纵轻松，方便，响应时间也比较快。不仅不需要额外的辅助装置，也可以与汽车其他装置共用一个储油罐，制动力也大。但其结构比气压式和气顶液式更加复杂，因为它需要严格的密封系统，所以对加工精度要求非常高，成本也就越高。目前就只有高级轿车、大型客车上有少数采用。伺服制动系伺服制动系是在简单制动系上在加装一个独立动力制动驱动机构，它与动力制动系的区别在于动力制动系是以简单制动系为动力起点的制动驱动机构，而伺服制动系是独立的动力制动驱动机构，也就是当伺服动力系完全失效时还可以采用简单制动系进行制动，从而保证制动系统的安全性。根据动力源不同，分为真空、气压、液压三种制动系。气压伺服和液压伺服的结构都比真空伺服复杂的多，制动力也大得多，所以气压伺服和液压伺服都用于中、重型货车、以及少数轿车。真空伺服主要用于6t以下的轻型轿车和商用车。本设计为轻型商用车，满载质量少于6t，所以采用真空助力式伺服制动系统。制动管路布置结构形式的选择为了汽车制动驱动机构有更好的安全保障，保证汽车制动系统的性能要求，制动驱动机构需要两套或两套以上独立的系统，被称为双回路系统。双回路中一回路是气压回路，一回路是液压回路，且彼此独立，分成两独立的回路的目的是使汽车制动具有双重保证，一路失效，另一路仍继续工作，以此保证行车安全。各型回路原理图如REF_Ref71530715\h图23所示。图STYLEREF1\s2SEQ图\*ARABIC\s13液压分路各型回路原理图II型回路II型回路是一根轴对另一轴的分路型式。前轮和后轮的制动管路不是一体，而是各自独立的回路系统。它优点在于布置简单，成本低。在大多数汽车上都有使用，使用最多的还是货车。它的缺点也比较明显，当后轮的制动管路存在完全失效时，前轮容易发生打滑且失去转弯能力，当前轮驱动的汽车前轮制动管路存在完全失效时，制动效能会变成原来的一半，容易使后轮抱死而导致汽车甩尾。X型回路X型回路，即汽车前后轴两侧轮胎制动器的制动回路成X型连接，且对角连接的回路都是独立的回路，又称为交叉型回路。它的优点在于结构简单，无论何种情况都能保持一半的制动效能且同步附着系数和制动力分配系数不会改变，确保制动与整车负荷的平衡。它的缺点在于制动力不对称，汽车容易失去方向稳定性，所以，X型回路的汽车需要在主销偏移距上至少不低于20毫米的负值。以此来保证汽车的方向稳定性。其他类型回路其中HI型的结构复杂。LL型与HH型在工作时，其中一回路失效，剩余的总制动力还是能达到正常值的一半左右。HH型的双回路系统的制动效能非常好，HL型、LL型回路如果紧急制动，后轮会先抱死，极其危险，操作不当可以使汽车处于旋转状态，LL、HH型的结构尺寸比较大，成本也高。本设计采用前、后轮独立的的，结构简单且成本低的Ⅱ回路系统，符合GB/T34020.2-2017《双层管路用管》汽车管路系统用管对制动管路布置的要求。

制动器参数选择及其设计计算车轮制动器是行车制动系的重要部件。根据GB7258-2017《机动车运行安全技术条件》，行车制动需要保证车轮所获得的制动力能达到所要求的制动性能要求。轻型商用车主要参数数值相关主要技术参数，如REF_Ref71530875\h表31所示。表STYLEREF1\s3SEQ表\*ARABIC\s11车型CA1041相关技术参数整车质量质心位置质心高度轴距轮距最高车速车轮工作半径轮胎同步附着系数空载2100kg0.753.2m1.4m90km/h370mm6.5-160.6满载4100kga=1.35b=1.850.853.2m1.4m90km/h370mm6.5-160.6制动系统的主要参数及其选择同步附着系数的分析(1)当时：稳定的工况，前轮先抱死，制动时丧失转向能力；(2)当时：后轮先抱死，制动时失去方向稳定性且危险性高，操作不当会导致汽车处于旋转状态；(3)当时：稳定的工况，前后轮同时抱死，制动时丧失转向能力。研究分析，汽车处于上述第三种时，即前后轮同时抱死时，制动减速度，也就是，表示制动强度。前轮或后轮先抱死时，制动强度，所以只有在的路面上，地面的附着条件才能被充分利用。现代汽车车速高，如果后轮先抱死，会引起侧滑或者甩尾，操作不当还可导致汽车不停地旋转，所以后轮先抱死是极其危险的，现代工业轿车和载货汽车的值都在有所增大。研究表明：轿车一般取；货车一般取。我国GB12676—2015附录《制动力在车轴（桥）之间的分配及挂车之间制动协调性要求》中规定了除、外其他类型的汽车制动强度的要求。制动强度在0.15～0.3的汽车，如果各轴的附着利用曲线位于确定的与理想附着系数利用直线平行的两条直线（REF_Ref71530760\h图31）之间，则认为满足要求；制动强度，若后轴附着利用曲线能满足，则认为满足要求。参考相关文献资料和同类车型的值，结合实际情况，取。图STYLEREF1\s3SEQ图\*ARABIC\s11除M1、N1外的其他类别车辆的制动强度和附着系数要求制动强度的确定前轴和后轴制动力矩的分配系数β，根据公式计算，即：（3-1）式中：；；；。得：制动强度，根据公式计算，即：（3-2）式中：。得：，符合GB7258-2014《商用车辆和挂车制动系统技术要求及试验方法》的规定。制动器最大制动力矩对于选取值超过0.3的汽车，为了确保制动性能的安全性，需要确定前后轴的最大制动力矩。当时，制动强度，因此所需的后轴和前轴制动力矩分别为（3-3）（3-4）式中：；；；；；。故后轴制动力矩一个后轮的制动力矩为前轴制动力矩=一个前轮的制动力矩为我们一般用最小制动距离和最大制动减速度来评价制动性能，假设汽车在水平的道路上行驶，不考虑道路变形和路面附着条件，此时，制动力是由制动器产生。制动减速度为：（3-5）式中：；，；，。代入数据得根据GB7258-2017《机动车运行安全技术条件》，商用车制动减速度应在,所以符合要求。制动器制动效能因数制动效能因数被定义为在制动鼓或制动盘的作用半径上所产生的摩擦力比上输入力，是用来评判不同结构形式制动器的制动性能。（3-6）式中：；；；。（1）钳盘式制动器的制动器，制动块对制动盘的压紧力两侧均为P，因此，制动盘在其两侧工作面所受的摩擦力为（为制动衬块间与盘间的摩擦系数），所以钳盘式制动器的效能因数为：（3-7）（2）鼓式制动器采用的是领从蹄式的制动鼓，制动器效能因数分为领蹄因数和从蹄因数，各项参数如REF_Ref71530793\h图32所示。EQ\o\ac(○,1)领蹄制动效能因数：图STYLEREF1\s3SEQ图\*ARABIC\s12鼓式制动器受力简化图根据公式（3-6）推导得出（3-8）EQ\o\ac(○,2)从蹄制动效能因数：同理（3-9）整个制动器效能因数为（3-10）制动器的结构参数与摩擦系数后轮鼓式制动器的结构参数与摩擦系数的选取（1）制动鼓的直径D轮胎的规格为6.5-16轮辋为16in根据GB/T12939-2015《工业车辆轮辋规格系列》轮辋直径对应制动鼓如REF_Ref71530916\h表32所示。表STYLEREF1\s3SEQ表\*ARABIC\s12轮辋直径对应制动鼓内径轮辋直径/in121314151620对应制动鼓内径/mm轿车180200240260商用车220240260300320420由REF_Ref71530916\h表32得制动鼓内径根据商用车在之间选取，按实际情况选取，取。得。制动蹄的摩擦衬片包角和宽度基于《制动鼓工作直径及制动蹄片宽度尺寸系列》的要求，选取制动蹄摩擦片宽度；选取摩擦片厚度。研究表明，摩擦衬片包角时磨损最小，制动鼓的温度也最低且制动效能最高。减小有利于散热，但是，单位压力变高会导致摩擦衬片加速磨损。包角也不能大于，太大不利于散热，制动作用也比较不均匀，还可能发生自锁。综上所述选取领蹄，从蹄单个制动器摩擦面积：（3-11）式中：，；，；，；（）。表STYLEREF1\s3SEQ表\*ARABIC\s13制动器衬片摩擦面积汽车类别汽车总质量单个制动器摩擦面积轿车客车与货车（多为）（多为）由根据GB/T5763-2017《汽车用制动器衬片》归纳为REF_Ref71530943\h表33数据，可知设计符合要求。（3）摩擦衬片初始角选取由领蹄的包角计算:从蹄的包角计算:（4）张开力作用线到制动器中心的距离距离要尽可能地大，制动轮缸布置总在制动鼓内，距离越大说明制动效能越好，初步设计选得：，按照实际取值取。与表示制动蹄支撑销中心的位置坐标要可能地小，设计时常取,c初步设计时，得：，按照实际取值取。（5）摩擦片摩擦系数商用车摩擦片的摩擦系数要尽量高且具有良好的热稳定性，更应选取受温度和压力的影响小的摩擦片。且摩擦系数偏离正常值时对制动器敏感性的要求没有太大影响。在理想条件下，取可使计算结果更接近真实值。摩擦材料要求无污染、对人体无害。所以，选取摩擦系数前轮盘式制动器的结构参数与摩擦系数的选取（1）制动盘的直径制动盘直径为轮辋直径的。轮辋直径等于,所以制动盘直径在到之间，为了使制动有效半径尽可能大，制动盘的直径要尽量大，但不能大于轮辋直径。本设计商用车总质量大于2t，应取上限，因此本次设计取。（2）制动盘厚度的选择实心制动盘厚度一般取；通风孔道的制动盘的厚度要大一些，取为，但多采用。制动盘因为受温度影响，所以厚度尽可能选小一点，以便散热，所以，本设计为实心制动盘取厚度为。（3）摩擦衬块内半径与外半径摩擦衬块的外半径比上内半径的值最大不超过。如果比值偏大，工作时摩擦衬块内缘与外缘的圆周速度就会相差较大，磨损就不均匀，接触面积将减小，最终会导致制动力矩变化较大。取摩擦衬块外半径，内半径。则故摩擦衬块半径选取符合要求。（4）摩擦衬块的工作面积制动摩擦衬块单位面积占有的汽车质量取值范围为。根据推荐值取，本设计商用车质量，得到单片摩擦衬块的工作面积取值为。（5）摩擦片摩擦系数同理鼓式制动器，摩擦系数取。制动器设计计算制动器效能因数计算（1）盘式制动器效能因数由公式（3-7）计算出（2）鼓式制动器效能因数由3.4.1节得；领蹄制动蹄因数由公式（3-8）计算得：从蹄制动蹄因数由公式（3-9）计算得：整个制动器因数由公式（3-10）计算得为：摩擦衬块的磨损特性计算摩擦时的温度、压力以及摩擦系数和状态等都直接影响磨损。汽车的制动是制动系统将机械能通过一系列复杂的过程转化为内能、热能由制动器散发至大气中，即所谓制动器的能量负荷。能量负荷越大，则摩擦衬片（衬块）的磨损就越严重。（1）比能量耗散率一个前轮制动器和一个后轮制动器的比能量耗散率分别为（3-12）（3-13）式中：，；；，，；；，；按下式计算，，；，：；，；。则==根据GB7258-2017《机动车运行安全技术条件》，盘式制动器的比能量耗散率应不大于，故符合要求。==根据GB7258-2017《机动车运行安全技术条件》，鼓式制动器的比能量耗散率应不大于，故符合要求。（2）比滑磨功比滑磨功用来衡量磨损和热，用衬片在制动时由最高制动初速度到停车完成的单位衬片面积的滑磨功表示，即比滑磨功来衡量：（3-14）式中：；==；[]，由GB7258-2017《机动车运行安全技术条件》规定，取。=故符合要求。驻车制动计算（1）汽车可能停驻的极限上坡路倾斜角（3-15）式中：；；；。根据GB7258-2017《机动车运行安全技术条件》，最大停驻坡高度不小于，故符合要求。（2）汽车可能停驻的极限下坡路倾斜角（3-16）根据GB7258-2017《机动车运行安全技术条件》，最大停驻坡高度应小于，故符合要求。制动距离S在匀减速度制动时，制动距离为（3-17）式中，；；故最大制动距离为：货车取。<所以符合要求制动器主要零部件的结构设计（1）制动盘制动盘受到作用在制动块上的法向和切向力的影响，并在制动过程中承担热负荷。制动盘通常由珠光体灰铸铁制成，但也可以由添加了、等成分的合金铸铁制成，钳式盘式制动器的制动盘被铸成双盘，中间有径向通风槽，可以增加散热面积，从而提高冷却效果。为了使制动盘的热容量合理，达到良好的散热性能，本设计中采用了HT250材料。（2）制动钳制动钳可以用锻铸铁KTH370一12或球墨铸铁QT400一18制造，也可以用铝合金压铸。本设计采用的材料是具有良好焊接性和切削性，冲击韧性和塑性都较高的球墨铸铁QT400一18。（3）制动块制动块由一块背板和一块摩擦衬块直接压合镶嵌嵌或铆接或粘接在一起，为了使背板和摩擦衬块相互配合安装更加牢固，本设计采用两者直接牢固地压嵌。（4）摩擦材料摩擦材料摩擦系数不会受其他因素影响，需具有良好的稳定性、良好的耐磨性，良好的吸水性能。抗压、抗剪强度、抗弯性能和抗冲击性能要高。制动时尽量无噪音、无异味，采用污染小且对人体无害的摩擦材料。目前，常用于制动器的模压材料虽灵活性较差。但是各种不同的聚合物树脂成分可以用来为衬片或衬块提供不同的摩擦性能。因此，在本设计中使用模压材料。（5）制动鼓制动鼓材料最好与摩擦村块相同，这样可以使两者有更好的配合，摩损也比较均匀，同时制动鼓材料更应该具有较大的刚性和热容量，以此保证制动系统的性能要求。制动鼓配合定位取决于轮毂径向和其圆柱表面，两者装配完整合格后还需要精加工制动鼓的内表面，确保两者轴线达到重合配合。制动鼓壁厚越大，其热容量也大，但实验研究表明，制动鼓壁厚在llmm-20mm时，摩擦表面最高温度变化并不大。制动鼓的壁厚取值：轿车为7mm～12mm；中、重型载货汽车为13mm～18mm。为了方便检查制动器间隙，需要在制动鼓表面开设小孔。本次设计采用经济实惠且满足本设计的中强度灰口铸铁HT20-40。（6）制动蹄制动蹄腹板以及翼缘的厚度，货车为5mm～8mm；轿车为3mm～5mm。摩擦衬片的厚度，轿车为4．5mm～5mm；货车为8mm以上。衬片通过铆接或粘贴在制动蹄上，粘贴方法简单，可以使磨损厚度变大，使用寿命也就更长，故本设计衬片采用粘贴的方式，制动蹄材料采用铸造性能和减震性能较好的材料HT200。（7）制动底板制动底板是一个基体，为制动器各零件间配合提供保障。它主要作用是承受制动器产生的制动反力矩，所以它需要有足够的刚度，可以由钢板冲压而成，也可以采用铸铁，铸铁只用于重型货车制作制动底板。综上所述，本设计为轻型商用车，则采用45号钢。（8）制动蹄的支承采用偏心支承销或偏心轮，方便支承位置可以调节，同样保证支承销的制动蹄的工作表面与制动鼓的工作表面轴心配合相同。本设计支承销的材料选择45号钢，高频淬火。支座材料为球墨铸铁(QT400—18)。（9）制动轮缸制功轮缸的结构简单，是活塞式制动蹄张开机构，布置方便。活塞材料用铝合金。为了支承插入槽中的制动蹄腹板端部接头，活塞外端开槽顶块，由钢压制而成。轮缸的腔体由活塞上的橡胶密封圈密封，以此保证制动轮缸密封性。制动轮缸有两个等直径活塞或四个等直径活塞，两个等直径活塞采用比较普遍。轮缸的缸体由减震性能和铸造性能较好的灰铸铁HT250制成。其缸筒为需镗磨的通孔。

制动驱动机构的设计计算本章主要从前、后制动器制动轮缸直径和工作容积、制动主缸工作直径和工作行程以及活塞宽度、制动踏板力和其工作行程等展开分析计算，并对其相关参数进行校核。整个制动驱动机构的设计计算需先进行以下计算。制动轮缸对制动体的作用力、轮缸直径、制动轮缸中的液压压力有如下关系式：（4-1）式中：，。制动管路液压一般取值在，盘式制动器可以选取高一点，本设计前轮盘式制动器的制动管路液压取14MPa。压力与轮缸直径成反比，压力如果越大，则对其管路密封性要求就越高，强度和精密性也越高。轮缸直径应在GB/T2348—2018《流体传动系统及元件、缸径及活塞杆直径》标准规定的尺寸系列中选取，轮缸直径的尺寸系列为14.5，16，17.5，19，20.5，22，(22.22)，(23.81)，24，(25.40)，26，28，(28.58)，30，32，35，38，42，46，50，56mm。鼓式制动器制动轮缸直径与工作容积的设计计算取，查车型CA1041使用与维护手册得制动轮缸对制动体的作用力根据GB/T2348—2018《流体传动系统及元件、缸径及活塞杆直径》标准规定的尺寸中选取,因此轮缸直径为。一个轮缸的工作容积，根据公式计算：（4-2）式中：；；，，初步设计时可取，取；——消除制动蹄与制动鼓间的间隙所需的轮缸活塞行程；；，得一个轮缸的工作容积盘式制动器制动轮缸直径与工作容积设计计算取14Mp，查CA1041使用与维护手册得制动轮缸对制动体的作用力得根据GB/T2348—2018《流体传动系统及元件、缸径及活塞杆直径》标准规定的尺寸中选取,因此轮缸直径为。一个轮缸的工作容积根据公式（4-3）式中：；；，取；。。，。得一个轮缸的工作容积全部轮缸的工作容积，根据公式计算：（4-4）式中：。全部轮缸的总的工作容积：制动主缸与工作容积设计计算制动主缸行程的计算在本次设计中用制动器间隙的设定值换算主缸的行程。（4-5）式中：；；；；；。mm。制动主缸活塞宽度与缸筒的壁厚根据已有的公式计算活塞的宽度（4-6）于是求得：mm。制动主缸筒的壁厚一般情况下，液压缸缸筒壁厚由结构确定，必要时进行强度校核。校核时分薄壁和厚壁两种情况进行。现取壁厚mm，由于，因此按厚壁进行校核。（4-7）式中：；Mpa=1.5）；，=（，为安全系数，一般取）。mm由于mm所以壁厚强度满足要求。制动主缸应有的工作容积（4-8）式中：，；；在初步设计时，考虑到软管变形，轿车制动主缸的工作容积可取为，货车取主缸直径和活塞行程根据公式：（4-9）一般=取=得mm根据GB/T2348—2018《流体传动系统及元件、缸径及活塞杆直径》标准规定的尺寸中选取,因此主缸直径为。==制动轮缸活塞宽度与缸筒的壁厚鼓式制动器轮缸活塞宽度与缸筒壁厚根据已有的公式计算活塞的宽度(4-10)于是求得：mm。制动器结构决定液压缸缸筒壁厚，需要进行强度校核。校核时，具有薄壁和厚壁两种情况。缸壁壁厚取mm，由于，按厚壁进行校核。(4-11)式中：；Mpa=1.5）；，=（，为安全系数，一般取）。mm由于mm所以壁厚强度满足要求。盘式制动器轮缸活塞宽度与缸筒壁厚 根据已有的公式计算活塞的宽度(4-12)于是求知：mm。制动器结构决定液压缸缸筒壁厚，需要进行强度校核。校核时，具有薄壁和厚壁两种情况。取缸筒壁厚10mm，由于，按厚壁进行校核。(4-13)式中：；Mpa=1.5）；，=（为材料抗拉强度，n为安全系数，一般取n=5）。mm由于mm8.89mm所以壁厚强度满足要求。制动踏板力与踏板行程制动踏板力根据公式：（4-14）式中：；；==取=。根据上式得：=<根据GB7258-2017《机动车运行安全技术条件》，踏板力一般不应超过。所以符合要求。制动踏板工作行程根据公式：（4-15）式中：1.5～2mm，取=2mm；根据上式得：，基于GB7258-2017《机动车运行安全技术条件》要求，踏板全行程对货车不能超过170mm~180mm。符合设计要求。真空助力器真空助力器的选择标准以表示总制动力与踏板力的比值，即：根据T/ZZB0083-2016《汽车用真空助力器》规定，如果的平均值大于18，则该汽车需要加装真空助力器。因此，本设计需要加装真空助力器。助力比的确定汽车可能达到的总制动力是：（4-16）式中：，N，；；；；；由德国汽车公司研究上述经验数据如REF_Ref71530970\h表41所示。表STYLEREF1\s4SEQ表\*ARABIC\s11公式4-16中数据取值范围参数简单鼓式制动器没有助动力时，总制动力比上踏板力再与踏板力的比值为：真空助力器的助力比能保证汽车安全减速的最大质量和真空助力比成线形关系，其经验值区间为2.5~8.0。太大会出现真空度失控以及减速度逐渐降低，通过上述公式，以及制动力和踏板力的确定，真空助力比符合设计要求。制动液的选择与使用目前内外使用的制动液，按其主要原材料和制做的方法不同的不同，市场主要分三种类型：（1）合成型制动液；（2）蓖麻油-醇型制动液；（3）矿油型制动液。合格达标的制动液的特性：（1）在较高或较低温度以及干燥或湿热等恶劣工况下仍平稳传递制动力；（2）对制动系统的零部件材料没有腐蚀性；（3）对零部件起润滑作用，延长零部件使用寿命。商用车对制动液的性能要求是：（1）温度变化对其粘度影响小；（2）沸点高，高温下不产生气阻；（3）使用时品质变化小，并不引起零部件材料腐蚀和变质。根据我国现行的制动液标准GB12981-2012《机动车辆制动液》，参考同类车型制动液的实际情况，本设计选取符合DOT4水平的合成制动液。

结论本次毕业设计根据车型CA1041制动系统进行分析、研究、参考，同时根据商用车制动系统的设计要求和目的，首先进行了制动系统总体方案设计，然后就做制动器结构的部分参数计算，制动驱动机构的部分主要参数计算。设计结果基本达标。运用CAD绘制了前后制动器两张装配图，两张零件图。首先对不同制动器的所有性能进行分析，分析不同制动器优点和缺点，从而确定采用前盘后鼓式制动器，同时对制动驱动机构