制动系统设计指南.doc

五、制动系统的设计1.前言1.1适用范围1.2引用标准1.3轿车制动规范对制动系统制动性的总体要求1.4制动系统的设计方法1.5整车参数1.6设计期望值2 行车制动系统的设计2.1制动器总成的设计2.2人力制动系和伺服制动系2.3踏板总成的设计2.4传感器设计2.5 ABS的设计3 应急制动及驻车制动的设计五、制动系统的设计1.前言1.1适用范围：本设计指南适用于在道路上行驶的汽车的制动系统1.2 引用标准GB 72581997 *项目CAC标准试验路面载重制动初速度制动时的稳定性制动距离或制动减速度踏板力1.3 轿车制动规范对制动系统制动性的总体要求汽车应设置足以使其减速、停车和驻车的制动系统。设置对前、后轮分别操纵的行车制动装置。应具有行车制动系。汽车应具有应急制动功能和应具有驻车制动功能。 汽车行车制动、应急制动和驻车制动的各系统以某种方式相联，它们应保证当其中一个或两个系统的操纵机构的任何部件失效时(行车制动的操纵踏板、操纵连接杆件或制动阀的失效除外)仍具有应急制动功能。制动系应经久耐用，不能因振动或冲击而损坏。1.4 制动系统的设计方法1.4.1制动系统开发流程制动系统规格研究图面做成试验车辆各部位的决定优化试验确认试验项目计划书装配规格书设计构想书车辆重量目标值设定评价方法系统优化效果的确认系统优化方案具体化开发流程制动系统位置研究基本尺寸图 1.4.2制动系统方案的确定 1.设计构想书2.车辆重量3.目标性能(制动力减速度制动距离)INPUT项目OUTPUT项目1.制动系统规格设定 性能预测 法规适合性2.系统的可行性 构造方案的确定 装配工艺性、维修性研究1.4.3制动系统方案确定的顺序目标设定刹车尺寸的确定手制动操纵系统尺寸的确定真空助力器的确定车辆重量、行驶性能制动力分配驻车制动能力车轮抱死时踏板力匹配摩擦片面积的确定确保一定的寿命1.5整车参数 1.5.1整车制动系统布置方案制动踏板机构空气伺服制动系统管路布置形式ABS控制器比例阀前 轮制动器后 轮制动器后 轮制动器前 轮制动器 1.5.1整车目标参数参数项目空载满载前轴负荷(kg)后轴负荷(kg)总质量G(kg)重心高度hg(mm)轴距L(mm)车轮滚动半径(mm)最大车速(km/h)重心距前轴距离a(mm)重心距后轴距离b(mm)1.6设计期望值1.6.1制动能力 汽车制动时，地面作用于车轮的切线力称为地面制动力Fxb，它是使汽车制动而减速行驶的外力。在轮胎周缘克服制动器摩擦力矩Mu所需的力称为制动器制动力Fu。 地面制动力是滑动摩擦约束反力，其最大值受附着力的限制。附着力F与Fxbmax的关系为FxbmaxFFz·。Fz为地面垂直反作用力，为轮胎道路附着系数，其值受各种因素影响。若不考虑制动过程中值的变化，即设为一常值，则当制动踏板力或制动系压力上升到某一值，而地面制动力达最大值即等于附着力时，车轮将抱死不动而拖滑。踏板力或制动系压力再增加，制动器制动力Fu由于制动器摩擦力矩的增长，仍按直线关系继续上升，但是地面制动力达到附着力的值后就不再增加了。制动过程中，这三种力的关系，如图1所示。 汽车的地面制动力首先取决于制动器制动力，但同时又受轮胎。道路附着条件的限制。所以只有当汽车具有足够的制动器摩擦力矩，同时轮胎与道路又能提供高的附着力时，汽车才有足够的地面制动力而获得良好的制动性。图2是汽车在水平路面上制动时的受力情形 (忽略了汽车的滚动阻力偶矩、空气阻力以及旋转质量减速时产生的惯性力偶矩) 。此外，下面的分析中还忽略制动时车轮边滚边滑的过程，附着系数只取一个定值，惯性阻力为： 图1： 制动过程中，地面制动力、制动器制动力及附着力的关系 图2 制动时的汽车受力图a.地面对汽车的法向反作用力：b.制动距离 图3.汽车的制动能力常用制动效能反映。制动效能是指汽车以一定初速迅速制动到停车的制动距离或制动过程中的制动减速度。制动过程中典型的减速度与时间关系曲线如图3所示。其中，ta为制动系反应时间，指制动时踏下制动踏板克服自由行程、制动器中蹄与鼓的间隙等所需时间。一般液压制动系的反应时间为0.0150.03s，气压制动系为0.050.06；tb为减速度增长时间，液压制动系为0.150.3s，气压制动系为0.30.8s。制动距离与汽车的行驶安全有直接的关系。制动距离是指在一定制动初速度下，汽车从驾驶员踩着制动踏板开始到停住为止所驶过的距离。根据图1所示的典型制动过程，可求得制动距离S：Sv(ta+tb)+ ？ Mc.理想的制动力分配曲线在任何轮胎地面附着系数之下，汽车在水平路面制动时均能使双轴汽车前、后轮同时接近抱死状态的前、后制动器制动力分配曲线称之为理想制动器制动力分配曲线，通常称为I曲线。此时，前后轮制动器制动力分别等于各自的附着力。Fu1Fu2hgFZ1FZ2 理想制动器制动力分配曲线与实际线性制动器制动力分配曲线（单位汽车重力） 1.6.2 制动踏板力与制动力的关系在制动踏板上加力F，在车轮刹车上就会产生如下的制动力制动盘活塞制动器主缸制动主缸真空助力器 制动踏板 PB：活塞压强 SB：活塞端面面积 SM：制动主缸活塞端面面积 i ：真空助力器增益系数 ：制动踏板杠杆比（R/r） F：踏板输入力1.6.3驻车制动能力式中，Fx：为手制动器制动力kg； r：为轮胎滚动半径mm； R：制动盘/鼓有效半径 mm FH：为驾驶员施加的手力kg F0：无效操作力kg BF2：后鼓式制动器效能因数 ：传递效率70%左右 K0：动力系数I：手制动增益系数表示汽车在坡道角为的上坡路上停驻时的受力情况，由此可得出上坡停驻时的后轴附着力为： 汽车在上坡路上停驻时的受力情况汽车在下坡路上停驻时的后轴附着力为：汽车可能停驻的极限上坡路坡道角l可根据后轴上的附着力与制动力相等的条件求得，即由 得到 同理可推导出汽车可能停驻的极限下坡路坡道角1.6.4可停驻最大坡度（附着系数为0.7时）空载满载上坡时下坡时2.行车制动系统的设计2.1制动器总成的设计2.1.1前转向节带盘式制动器总成 前转向节带盘式制动器总成主要有以下零部件组成：如下图所示。在下面一张图片当中可以看到，前转向节带盘式制动器总成既和转向机的横拉杆连接又和控制臂、前滑柱还有传动轴等连接。在总成当中转向节就相当于一个平台，平台上搭载了制动钳，轮毂、轴承、制动盘零部件，轴承安装在转向节的方式根据轴承不同而采取压装或是通过螺栓连接到转向节上，传动轴与轮毂通过花键联接,转向节上端与滑柱通过螺栓连接，下端与控制臂的横拉杆通过球头销连接，控制臂与副车架连接，总成围绕控制臂与副车架的连接点为圆心上下移动，前端安装制动钳，后端与转向机横拉杆连接，转向时围绕球头销旋转。转向节一般多为铸造件，也有的转向节是锻造件，其中以锻造件为佳，但是锻造件的模具比较复杂，不易加工。我公司现有的产品当中B11和S11的转向节都是铸造件，A11、A15的转向节是锻件。铸造的转向节材料是球墨铸铁（QT450-10 GB1348），因为铸铁的韧性不是很好，所以要求铸件必须100进行球化率检测，应达到85以上，并且要求对铸件百分之百探伤，不得有气孔，缩松夹渣和硬点，不得有裂纹。同时因为转向节经常在比较复杂的变载荷情况下工作所以对转向节的疲劳试验要做特别要求，这是B11前转向节的技术要求，具体如下：锻造件A11A15的材料是45钢或者是免调质钢，因为钢具有较好的刚度和强度，锻造转向节的性能大大优于铸造转向节。下面简单的介绍一下轴承的发展 2.1.1.1b)a）我们的产品当中，A11A15前轮轴承、S11前后轮轴承均为一代轴承，一代轴承在前转向节中需要采用压装，对轴承与转向节的过盈配合、压装力以及传动轴锁止螺母的预紧力均要求很严格，所以将来的趋势是逐渐淘汰一代轴承。c)二代轴承轴承外圈与轮毂集成，一般多用于非驱动轮。d)三代轴承轴承内圈、外圈、轮毂集成为一体，ABS传感器也可以根据需要集成，使装配模块化，简单化 。e)f）2）e）2）d）2）c）2）b）2）a）2）2.1.1.2a)2.1.1.3b)2.1.1.4a)2.1.1.5b) b)a)2.1.1.6现在轴承一般都很少重新开发，供应商根据主机厂所提供的以上参数从现有的产品当中挑出一款或是几款轴承来布置。这是轴承偏置距（轴承中心线和轮胎中心线的距离）与轴承寿命曲线图，由此图可见，轴承偏置距对轴承的影响是很大的。在简单介绍完轴承以后，在下面再简单的介绍一下制动钳。制动器的原理就是利用固定元件与旋转元件工作表面的摩擦而产生制动力矩，固定元件就是制动钳、摩擦块，旋转件就是制动盘，制动时驾驶员踩踏板产生制动油压，制动钳对摩擦片和制动盘施加正压力，制动的整个过程就是把动能转化为热能的过程。a.b.c.d.e.综合起来就是：b.c.a.上面介绍的是制动时的原理，下面我们来看一下制动完以后的回位原理：2.1.2后转向节带盘式制动器总成与前转向节带盘式制动器总成不同，后转向节带盘式制动器总成除了要行车制动以外，还要兼作驻车制动后钳的驻车原理如下：但是，在驻车完以后还要考虑回位和间隙补偿的问题2.1.32.1.3.12.1.3.22.1.3.32.1.3.42.1.4.12.1.42.1.4.22.1.4.32.1.5鼓式制动器2.1.5.1鼓式制动器:鼓式制动器是摩擦制动器中的一种,它的摩擦副中的旋转元件为制动鼓,工作表面为圆柱面2.1.5.2鼓式制动器有内张型(Internal expanding drum brake)和外束型(external contracting drum brake), 内张型的制动鼓以内圆柱面为工作表面,在汽车上应用广泛,目前奇瑞现有车型A11,A15,S11的后制动器采用的都是这种鼓式制动器,外束型制动鼓的工作表面则是外圆柱面,目前只有极小数汽车用作驻车制动器.因此在下面的篇幅中我们主要介绍内张型鼓式制动器.2.1.5.3内张型鼓式制动器都采用带摩擦片的制动蹄作为固定元件,位于制动鼓内部的制动蹄在一端承受促动力时,可绕其另一端的支点向外旋转,压靠到制动鼓内圆面上,产生摩擦力矩(制动力矩).目前奇瑞车型上所采用的都是这种轮缸式制动器,此处还有用凸轮促动装置的凸轮式制动器(cam brake) 和用楔促动装置的楔式制动器(wedge brake)2.1.5.4鼓式制动器的工作原理:图1鼓式制动器工作原理图1、2-制动蹄；3、5-支承销；4-制动鼓图1显示了鼓式制动器的工作原理.带有摩擦片的制动蹄1、2通过支承销5、3铰装在制动底板上。制动时轮缸活塞对制动蹄施加国P，使其绕支承销转动，并抵靠在制动鼓4表面上。这时制动蹄1、2分别受到制动鼓4表面上。这时制动蹄1、2分别受到制动鼓作用的法向力Y1、Y2（此处假定合力作用在中心线上）和切向力X1,X2,而制动蹄的切向反力对制动鼓产生一个与其旋转方向相反的制动力矩(X1+X2)Rb(Rb为制动鼓工作半径)。由图可见，制动蹄1张开时的转动方向与汽车前进时制动鼓旋转方向（即正向旋转，如箭头所示）相同，由于力X1与力P绕支承销5的力矩方向相同，使蹄对鼓的压紧力和相应的摩擦力增大，即产生了使效能增高的“助势”作用，因而被称作领蹄L。反之，制动蹄2张开时的转动方向与制动鼓旋转方向相反，力X2与力P绕支承销3的力矩方向也相反，使蹄对鼓的压紧力和摩擦力减小，即产生的“减势”作用，因而被称作从蹄T。当汽车倒驶时制动鼓反向旋转，蹄1由领蹄变为从蹄,蹄2则由从蹄变为领蹄。五鼓式制动器的分类图2 鼓式制动器的分类a）领从蹄式；b）双领蹄式；c）双向双领蹄式；d）单向伺服式；f）双向伺服式1） 按制动器效能分类 领从蹄式（LT式），如图2a）所示，当制动鼓正向或反向旋转时，总是有一个领蹄和一个从蹄。 双领蹄式（2L式），如图2b）所示，当制动鼓正向旋转时两蹄均为领蹄，而当制动鼓反向旋转时两蹄均为从蹄。 双向双领蹄式（D2L式），如图2c）所示，当制动鼓正向或反向旋转时两蹄均为领蹄。 双从蹄式，如图2d）所示，当制动鼓正向旋转时两蹄均为从蹄，而当制动鼓反向旋转时两蹄均为领蹄。 单向伺服式（US式），如图2e）所示，仅在制动鼓的某一旋转方向上，才能借助摩擦力的作用使施加的力效能增高。 双向伺服式（DS式），如图2f）所示，在制动鼓的正、反旋转方向上，均能借助摩擦力的作用使施加力的效能增高。一般来说，领蹄的效能因数约为从蹄的3倍，伺服制动器中次领蹄（由主领蹄通过连接杆张开的制动蹄）的效能因数也约为主领蹄（由轮缸活塞张开的制动蹄）的3倍。图3显示的鼓式制动器的效能因数与摩擦系数的关系。在制动器基本尺寸比例和摩擦系数相同的情况下，效能因数的大小依次是：双向伺服式、双领蹄式、领从蹄式、双从蹄式。下表列出各种制动器效能因数的典型值。制动器效能因数的典型值制动器型式效能因数典型值领从蹄式：轮缸式及楔式2.2凸轮张开式2.0双领蹄、双向双领蹄：轮缸式及楔式3.4单向伺服式、双向伺服式5.5盘式0.8注:摩擦系数为0.4。 制动鼓正向旋转时.图3鼓式制动器效能因数与摩擦系数的关系1-双向伺服式；2-双领蹄式；3-领从蹄式；4-双从蹄式2)按制动蹄促动器结构分类 促动器是直接作用于制动蹄并使其动作的机构.按促动器结构不同,制动器分为下列三类: 轮缸式制动器:利用轮缸活塞推动制动蹄张开, 目前奇瑞车型上所采用的都是这种轮缸式制动器. 凸轮张开式制动器:利用凸轮的转动使制动蹄张开.这种结构存在严重缺点很少采用. 楔式制动器,利用楔杆的楔入使制动蹄张开.我国轿车和微、轻型汽车都采用液压制动系，需配用轮缸式制动器，中、重型汽车习惯上都采用气压制动系,需配用凸轮张开式制动器,有个别汽车采用楔式制动器.国外中、重型汽车采用轮缸式制动器配以气压液压制动系的相当普便.3）按制动蹄支承方式分类 按制动蹄支承方式分为固定式和浮动式两种.根据这个特点将制动器相应地区分为具有转动蹄与具有浮动蹄的制动器图4 制动蹄的支承方式a） 固定支承式的 b)浮动支承式 固定支承式如图所示,制动蹄下端的圆孔(或半圆孔)套在(或顶在)支承销上,可自由地绕其转动,即仅有一个自由度,因此蹄与鼓之间的相对位置是确定的,制动蹄运动平稳,结构牢固.但加工精度要求高,如摩擦表面磨损后配合状况也会遭到破坏.该支承方式多用于中、重型汽车。 浮动支承式如图所示，制动蹄下端为曲面，可靠在支承面上转动和上下滑动，即具有两个自由度。由于这一特点，制动蹄具有自动定心作用，可落到制动鼓内的最佳接触位置。这样不但对加工精度的要求低一些，而且磨损后仍能自动调整蹄与鼓的配合状况。但由于制动蹄的位置不确定，为了使其不发动滑移和平稳地复位，必须考虑复位弹簧力的平衡,同时还要求调整好制动间隙,以避免摩擦片拉磨.该支承方式多用于轿车和微、轻型汽车。 具有浮动蹄的制动器其效能因数略高于具有转动蹄的制动器，而且对摩擦系数和接触区变化的敏感性较小，制动衬片磨损也较均匀。 4）按制动鼓受力状况分类 根据制动时制动鼓受到的来自两蹄的法向力是否平衡,可将制动器分为平衡式与非平衡式两类. 双领蹄式、双向双领蹄式和双从蹄式制动器由于结构是中心对称的，两蹄对制动鼓单位压力的分布呈中心对称，因此制动鼓所受到的法向力互相平衡，属于平衡式制动器。除此这外，其他制动器均为非平衡式，制动鼓易发生损坏和变形，轮毂轴承会受到附加径向载荷，摩擦片的磨损也不均匀。平衡式制动器则无这些缺点。2.1.5.6制动间隙调整装置为了防止制动拖滞，在放松制动时摩擦片与制动鼓之间应保持一定的间隙,称为制动间隙。经过多次使用后摩擦片逐渐磨损,制动间隙随这增大.这时应及时加以调整,使间隙恢复到规定值,以免因制动踏板或制动气室推杆行程过大而影响制动性能.为了提高制动安全性和减少维修工作量,现代汽车多采用自动调整. 间隙自调装置分为一次调准式和阶跃式两种.前一种装置在进行每次制动后,制动器中的间隙都会自动恢复到预先设定值,后一种装置需经过多次制动后,才在使用制动或解除制动时一举消除积累的过量间隙.制动器的过量间隙不完全是由摩擦副的磨损引起的,还包括制动鼓受热膨胀,以及蹄与鼓的弹性变形产生的间隙.然而一次调准式间隙自调装置总是按制动器当时的实际状况来消除过量间隙,如果这时恰好出现过大的热变形和机械变形,由此产生的间隙超过了设定间隙,那么在这些变形消除后制动器就会发生拖滞甚至抱死.为了避免出现这种调整过头的现象,应采用阶跃式自调装置.2.1.5.7主要零部件的结构与设计1) 制动鼓制动鼓是制动器的摩擦对偶件,除应具有作为构件所需要的强度和刚度外,还应有尽可能高而稳定的摩擦系数,以及适当的耐磨性、耐热性、散热性和热容量等。制动鼓的结构有下列三种。图5制动鼓结构型式a）整体铸造式；b)钢板与铸铁组合式；c）轻合金与铸铁组合式 整体铸造式如图5a）所示,制动鼓由高强度灰铸铁或含Cr的合金铸体铸成,这种制动鼓结构简单,加工方便,热容量大,但质量较大,多用于中、重型汽车。 钢板与铸铁组合式如图5b）所示，制动鼓由钢板冲压的鼓盘与铸铁鼓圈两部分铸成一体，质量较小，多用于轿车和轻型汽车。 轻合金与铸铁组合式如图5c）所示，制动鼓主体为铝合金，内铸入铸铁衬圈。这种制动鼓不仅质量小，散热性也很好，多用于轿车。制动鼓设计不当，受热时易变形，制动鼓受力不平衡,也会产生机械变形,使蹄与鼓接触不良,导致踏板力和行程增大,制动鼓工作面的不圆度过大时,还会引起自销和产生振动、噪声。因此制动鼓应有足够的壁厚，并在外表面靠近开口部位铸出周向或轴向的加强肋，以提高强度。这些加强肋又起散热肋的作用，可降低摩擦面温度和缩短制动器冷却时间，使能量容量提高35%40%制动鼓工作面一般在与轮毂装配后，以轴承孔定位进行精加工。微型轿车要求工作面的圆度和同轴度公差0.03mm,径向跳动量0.05mm,静不平衡量1.5N.Cm2) 制动蹄制动蹄承受促动器的施加力、制动鼓的法向和切向力，以及支承反力，应有适当的刚度。中型以下汽车常用钢板冲焊成T型截面的制动蹄,中型以上汽车则用可锻铸铁、球墨铸铁、铸钢或铝合金等材料铸成各种截面形状的制动蹄。制动蹄粘接或铆接摩擦片后，加工摩擦片外表面至规定尺寸和粗糙度。粘接摩擦片可使用至仅剩下11.5mm的极限厚度,但磨损后更换新摩擦片困难,一般都是同制动蹄一起更换.铆接摩擦片更换方便,制动噪声小,但可用厚度受到铆钉露头的限制,多用于厚度超过6.5mm的摩擦片.3) 制动底板制动底板是安装促动器、制动蹄的基础件，承受这些装置件的全部反作用力和力矩，要求其配合面有必要的位置精度，并具有足够的强度和刚度。中型以下汽车的制动底板常用冲压性能良好的钢板冲压制动，一些加强件和不受力零件可焊到本体上，中型以上汽车的制动底板常用可锻铸铁。为了提高刚度，冲压的制动底板上冲出翻边和凸台,使其外形呈凹凸起伏状,铸造的制动底板在受力部位采用封闭截面结构并铸出加强肋.4）制动凸轮 制动凸轮轴颈一般用涂有润滑脂的青铜衬套支承在支架上.制动凸轮在工作时承受很大的不平衡力,除了会使制动器零部件发生严重变形外,还会使衬套很快磨损,而且传动效率也很低。据计算，当润滑良好时（摩擦系数f=0.1）,制动凸轮支承的传动效率c为0.870.92;润滑不良时(f=0.15)为0.820.88。为了提高传动效率和延长衬套使用寿命，可采用不需润滑的含氟塑料衬套。这种衬套在大负荷、低滑动速度的条件下，摩擦系数很小（f=0.050.1）,可使传动效率提高到0.950.97。 制动凸轮的工作轮廓与制动蹄施力端的平面或滚轮相接触,构成一对运动副.采用凸轮滚轮运动副可减小接触处的摩擦损失和提高传动效率。制动凸轮的工作轮廓通常采用渐开线、阿基米德螺线和圆弧线。渐开线凸轮工作轮廓的长度一般都比较短,所以制动蹄施力端的总位移较小,仅适用于摩擦片较厚的场合. 图6 制动凸轮受力图 制动凸轮的运动传动比ic为制动气室推杆(制动臂,下同)行程与制动蹄施加力端位移的比值,力传动比ic则为两蹄张开力的法向分力之和与推杆作用力的比值.如图所示,在接触点处制动凸轮对两蹄的张开力分别为P和P”,而蹄对制动凸轮的法向和切向反力分别为N和T,可得出: 在渐开线凸轮平面运动副中,法向力N的力臂h 等于渐开线基圆的半径,在阿基米德螺线凸轮滚轮中心的位移等于阿基米德螺线的升程.所以这两种运动副的运动传动比均为定值,与制动凸轮的转角无关.除了这两种情况以外,制动凸轮的运动传动比及传动效率都随转角而变,设计时应通过图解法或分析法求出这些关系,并力求使制动凸轮的力传动比接近定值. 2.1.5.8鼓式制动器的设计计算 鼓式制动器的结构型式和尺寸应根据制动器能产生足够的地面制动力,以及具有足够的能量容量两个基本条件确定。一般情况下，制动器的设计步骤如下。1） 初定制动器型式和制动鼓内径、轮缸直径等参数轮缸式和凸轮张开式制动器的基本参数,可由制动器需要产生的制动力分别按多变量方程式初步确定. 制动器效能因数可由选取的制动器结构型式和摩擦系数(取f=0.350.40),近似的求出. 制动鼓内径为了保证制动器能产生足够的地面制动力和具有足够的能量容量,可试选较大的值(双向伺服式制支器酌减),但要保证制动鼓外表面与轮辋内表面之间有适当的间隙,否则会影响制动器的散热.轿车制动鼓内径一般比轮辋外径小125150mm,货车和客车一般比轮辋外径小80100mm或更大.对于深槽轮辋,由于中间的深陷部尺寸比轴辋名义直径小得多,间隙有所减小,须加以注意.设计时可按轮辋直径初步确定制动鼓内径制动鼓最大内径轮辋直径121314151620、225制动鼓最大内径轿车180200240260-货车、客车220240260300320420 轮缸直径和管压轮缸直径受制动器布置限制，设计时可参考同类结构或通过作图确定。制动主缸的输出压力受制动管路可靠性限制，在最大制动强度下应不超过1015Mpa.有制动力调节阀时，后轮缸的输入压力应根据其特性曲线确定。 制动气室直径和管压制动气室直径一般不会受到布置的限制，气制动阀的输出压力应不超过0.65Mpa.2) 初定制动衬片宽度和包角 这两外参数加上已初定的制动鼓内径决定了每个制动器的摩擦面积A: A=·D·B（1+2）/360 （mm2） 式中：D-制动鼓内径，mm； B-制动衬片宽度，按QC/T3091999选取，mm 1, 2-分别为两蹄的制动衬片包角，（°）按上式可求出前、后制动器摩擦面积确定这两个参数时应注意下列问题，一是加大制动衬片宽度和包角虽可减小磨损，但制动衬片过宽不易保证与制动鼓全面接触，二是包角过大时不利于散热，一般包角以90°105°为宜，最大应不超过120°。2） 制动器几何参数，下图显示了具有转动蹄和浮动蹄的制动器的主要几何参数。图7 制动器主要几何参数（制动蹄为固定支架）图8 制动器主要几何参数（1）制动衬片起始角一般使制动衬片相对于水平轴线O对称分布，或使制动衬片大体上相对于最大压力点对称分布。（2）制动蹄支承端和施力端坐标设计时在布置允许的条件下，应尽可能增大a,e(或OB、OC)和减小c，以提高制动器效能因数。4）验算制动器产生的制动力验算制动器产生的制动力制动器参数初步确定之后，应利用计算制动器效能因数或制动力矩的公式验算制动器产生的制动力是否足够。通过验算如果制动力不足或太大，应对初步的参数进行必要的修改。下面列出奇瑞汽车制动器的结构参数A11后鼓式制动器参数型式：领从蹄式鼓式制动器衬片起始角 0=39° 衬片包角 =118°制动鼓内径 D=200mm摩擦系数 = 0.35轮缸作用点至支点距离 h=151mm支点距中心距离 a=76mm制动鼓厚度 7mm摩擦衬片的宽度 42mm 摩擦衬片厚度 5mm轮缸直径 17.46mm管路油压 7 MPa图1D-制动鼓内径，0-衬片起始角，-衬片包角，h-轮缸作用点至支点距离，a-支点距中心距离， -摩擦系数， S11后鼓式制动器参数型式：领从蹄式鼓式制动器衬片起始角 领蹄 0L=45° 从蹄 0T=36°衬片包角 =109°制动鼓内径 D=180mm摩擦系数 = 0.35轮缸作用点至支点距离 h=136mm支点距中心距离 a=67mm制动鼓厚度 7mm摩擦衬片的宽度 30mm 摩擦衬片厚度 4.5mm轮缸直径 17.46mm管路油压 7 Mpa2.1.6盘带鼓制动器目前我们的T11车四轮驱动的后轮为盘带鼓式制动器其中盘式用于行车制动,鼓式用于驻车制动2.2人为制动系和伺服制动系行车制动系按所用的制动能源分为人力制动系、伺服制动系(助力制动系)和动力制动系；按传能式分为液压制动系、气压制动系和气压一液压组合制动系2.2.1 人力制动系的系统配置人力制动系中产生制动力的能仅由驾驶员体力作用而供给，无需另外设置供能装置。它的优点是结构简单、工作习靠、成本低，过去很长一个时期曾广泛应用于中级以下的轿车和最大总质量不超过5t的货车上。由于其操纵较沉重，不能够适应现代汽车提高操纵轻便性的要求，目前仅用于部分微型汽车上，且有被淘汰的趋势。2-2-1图221为人力液压制动系的示意图。驾驶员作用于制动踏板上的力，在制动主缸中被转化为液体（制动液）压力，经密闭系统传输到轮缸，再次转化为前、后制动器的张开力。这种传能方式与气压传能方式相比有如下优点。液体的传输压力和速度高于气体，所以传能装置尺寸小，容易布置，同时滞后时间短(一般仅为气压传能装置的12) 具有较高的传动比和传动效率； 结构简单，不需要润滑和对介质进行处理。 其缺点是制动液漏泄、空气侵入和受热汽化均可能引起制动失效。使用中要经常检查、补充制动液，放出渗入的空气和注意防止发生气阻。 上面为便于叙述起见，以单回路制动系(图2-1-1)为例说明液压传能方式的工作原理，实际上这种制动系已不用于汽车上。为了保证安全要求汽车必须采用双回路或多回路行车制动系。GBl26761999中规定，在行车制动系传能装置部分失效的情况下，应仍能使足够数量的车轮制动。这些车轮的选择必须使行车制动剩余制动效能不低于规定的要求。 双回路液压制动系有下列五种不同的布置型式： II型，即回路1、2分别由前、后轴制动器组成，见图2-2-2a； X型，即回路12各由一侧的前轮制动器与对角的后轮制动器组成，见图2-2-2b； HI型，即回路1由前轴制动器的一半油缸(或轮缸，下同)加两个后轮制动器组成；回路2由前轴制动器的另一半油缸组成，见图2-2-2c； LL型，即回路l、2各由前轴制动器的一半油缸加一个后轮制动器组成，见图2-2-2d)；2-2-2 HH型，即回路1、2各由前、后轴制动器的一半油缸组成，见图2-2-2e)。 在以上各种布置型式中，以II型和x型制动系应用最广泛。它们既可与单油缸制动器配用，也可与双油缸制动器配用，而且管路布置较为简单。其他几种型式结构都很复杂，其中HI型和LL型只适用于前轮制动器为双油缸结构的汽车，HH型只适用于前、后轮制动器均为双油缸结构的汽车。奇瑞公司目前所有车型都采用X型制动系；货车都采用H型制动系。下面对正常情况下多为定值的双回路制动系当一条回路失效时，制动性能的变化作分析对比(表2-2-1)。从下表中可见，当任一条回路失效时X型布置型式前、后轴的两个车轮均不会同时抱死，因此可保持一定的转向能力和抗侧滑能力。至于前轴两侧车轮制动力不均衡对汽车的方向稳定性虽有不良影响，但如果采用主销负偏置距的结构就可以缓解。应当指出，如果前轮制动器过热引起制动液气化时，只有II型制动系尚可由回路2提供部分制动力；反之，如果后轮制动器过热引起制动液气化时，2-2-1只有II型和HI型制动系可以分别由回路1和回路2提供部分制动力，其他制动系都将完全失效。另外，在双回路液压制动系中，当一个回路失效时，为了使末失效回路产生更大的制动力，须相应地增大制动踏板力。这样在紧急制动情况下可能出现某些车轮抱死。2.2.2伺服制动系的系统配置伺服制动系是在人力制动系的基础上，增设一套供能装置和伺服机构，以减轻驾驶员的操纵力。伺服制动系按所用伺服能源分为真空伺服制动系、气压伺服制动系和液压伺服制动系；按伺服机构位置和操纵方式分为助力式(直接操纵 式)和增压式(间接操纵式)。 真空伺服制动系利用发动机进气管的真空度，或由发动机驱动的真空泵产生的真空度作为伺服能源。其优点是结构比较简单，供能介质(真空)不受外界环境的影响。但真空度的负压低(仅为0.060.09MPa)，使伺服机构尺寸较大。这种制动系有助力式与增压式之分。一般来说，前者用于绝大多数的轿车和装载质量3.5t(或最大总质量6t)以下的轻型汽车；后者在我国极少采用。真空助力伺服制动系2.2.3人力制动系和伺服制动系的计算2.2.3.1初定制动主缸的直径和行程制动主缸直径和行程按要求的输液量选取。对于II型双回路液压制动系，前、后两条回路所需的输液量各为：2-1 对于X型双回路液压制动系，对角两条回路所需的输液量相同：2-2 轮缸活塞在完全制动时的行程应考虑为消除制动间隙；摩擦片（块）的压缩变形；制动蹄、制动鼓等零件的变形；摩擦副的磨损所需要的活塞行程。对装有间隙自动调整装置的制动器可取较小值。制动软管膨胀量可按GB168971997制动软管26中规定的软管自由长度的最大膨胀量确定。据统计，在现有汽车中与制动主缸最大输液量相对应的每个活塞行程（计及制动软管膨胀量的影响），对鼓式制动器约为0.350.55cm，对钳盘式制动器约为0.070.08cm。至此，可由式2-1和2-2算出的输液量，按有关标准或产品规格选取制动主缸直径和有效行程。为了使制动主缸具有一定的储备行程，应满足下列条件：在采用前盘式、后鼓式制动器的II型双回路制动系统中，前制动回路的输液量远大于后制动回路，应选用两腔活塞行程不同的主缸（最大有效行程之比约为3：2），使主缸的总行程得到更合理的利用。2.2.3.2 制动踏板力和行程的验算1） 制动踏板力对于人力制动系，制动踏板力按下式计算：对于助力式伺服制动系，在助力器特性曲线上最大助力点前制动踏板力为：在最大助力点后制动踏板力为：制动踏板必