盤式制動器制動系統(tǒng)設計

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1、精選優(yōu)質(zhì)文檔-----傾情為你奉上 XXX大學 本科生畢業(yè)設計（論文） HX7200制動系設計 學生姓名：______________ 學 號：______________ 班 級: ______________ 專 業(yè)：______________ 指導教師：______________ 2015年4月 目 錄

2、 摘 要 國內(nèi)汽車市場迅速發(fā)展，隨著汽車保有量的增加，帶來的安全問題也越來越引起人們的注意，而制動系統(tǒng)則是汽車主動安全的重要系統(tǒng)之一。因此，如何開發(fā)出高性能的制動系統(tǒng)，為安全行駛提供保障是我們要解決的主要問題。另外，隨著汽車市場競爭的加劇，如何縮短產(chǎn)品開發(fā)周期、提高設計效率，降低成本等，提高產(chǎn)品的市場競爭力，已經(jīng)成為企業(yè)成功的關鍵。 本說明書主要根據(jù)已有的HX7200車輛的數(shù)據(jù)對制動系統(tǒng)進行設計。首先介紹了汽車制動系統(tǒng)的發(fā)展、結構、分類，并通過對盤式制動器的結構及優(yōu)缺點進行分析。采用液壓雙回路盤式制動器。對主要部件進行了設計。

3、 關鍵詞：汽車制動系統(tǒng)；盤式制動器；液壓 Abstract The rapid development of the domestic auto market, with the increase in car ownership, and security problems are more and more attention, and the brake system is an important system of vehicle active saf

4、ety. Therefore, how to design a high-performance braking system, to provide protection for safe driving is the main problem we must solve. In addition, with the auto market competition, how to shorten the product development cycle, improve the design efficiency, reduce the cost, improve the market c

5、ompetitiveness of products, has become the key to business success. This paper mainly based on the braking system design of HX7200 vehicle existing data. It first introduces the development of automobile brake system, the structure, classification, and the structure of the disc brake and the advant

6、ages and disadvantages are analyzed. Hydraulic dual circuit brake disc. The main components of the design. Keywords: automobile brake disc brake; hydraulic system; 第1章 緒　　論 1.1本課題研究背景 汽車是現(xiàn)代交通工具中用得最多，最普遍，也是最方便的交通運輸工具。汽車制動系是汽車底盤上的一個重要系統(tǒng)，它是制約汽車運動的裝置。而制動器又是制動系中直接作用制約汽車運

7、動的一個關鍵裝置，是汽車上最重要的安全件。汽車的制動性能直接影響汽車的行駛安全性。隨著公路業(yè)的迅速發(fā)展和車流密度的日益增大，人們對安全性、可靠性要求越來越高，為保證人身和車輛的安全，必須為汽車配備十分可靠的制動系統(tǒng)。汽車的制動性是汽車的主要性能之一。自從汽車誕生之日起，汽車的制動性就顯得至關重要；并且隨著汽車技術的發(fā)展和汽車行駛車速的提高，其重要性也顯得越來越明顯。制動性直接關系到交通安全，重大交通事故往往與制動距離太長、緊急制動時發(fā)生側滑等情況有關。 汽車制動性就是指汽車行駛時能在短距離內(nèi)停車并且維持行駛方向穩(wěn)定性和在下長坡時能維持一定車速的能力，以及汽車在一定坡道上能長時間停車不動的駐車

8、制動器性能。汽車的制動性主要由制動效能、制動效能的恒定性和制動時汽車的方向穩(wěn)定性三方面來評價。 1、 制動效能： 即制動距離與制動減速度，是指在良好路面上，汽車以一定初速制動到停車的制動距離或制動時汽車的減速度，是制動性能最基本的評價指標。制動距離與汽車的行駛安全有直接的關系，它指的是汽車空檔時以一定初速，從駕駛員踩著制動踏板開始到汽車停止為止所駛過的距離。制動距離與制動踏板力以及路面附著條件有關。制動減速度反映了地面制動力，因此它與制動器制動力（車輪滾動時）及附著力（車輪抱死拖滑時）有關。由于各種汽車動力性不同，對制動效能的要求也就不同：一般轎車、輕型貨車的行駛速度高，所以要求

9、其制動效能也高；而重型貨車行駛速度相對較低，其制動效能的要求也就稍低一些。 2、 制動效能的恒定性： 制動過程實際上是把汽車行駛的動能通過制動器吸收轉化為熱能，汽車在繁重的工作條件下制動時（例如下長坡長時間、連續(xù)制動）或高速制動時，制動器溫度常在300°C以上，有時甚至達到600-700°C，制動器溫度上升后，摩擦力矩將顯著下降，這種現(xiàn)象就稱為制動器的熱衰退。所以制動器溫度升高后，能否保持在冷狀態(tài)時的制動效能已成為設計制動器時要考慮的一個重要問題。汽車在高速行駛或下長坡連續(xù)制動時制動效能保持的程度，稱為抗熱衰退性能。制動器抗熱衰退性能一般用一系列連續(xù)制動時制動效能的保持程度來衡量。根據(jù)

10、國際標準草案ISO／DIS6597，要求以一定車速連續(xù)制動15次，每次的制動強度為3m／s2，最后的制動效能應不低于規(guī)定的冷試驗制動效能（5.8m／s2）的60％（在制動踏板力相同的條件下）。制動器抗熱衰退性能與制動器材料和制動器的結構型式有關。 此外，汽車在涉水行駛后，制動器還存在水衰退的問題。當汽車涉水時，水進入制動器，短時間內(nèi)制動效能的降低稱為水衰退。汽車應該在短時間內(nèi)迅速恢復原有的制動效能。 3、制動時汽車的方向穩(wěn)定性： 即制動時汽車不發(fā)生跑偏、側滑以及失去轉向能力的性能。制動過程中，有時會出現(xiàn)制動跑偏、后軸側滑或前輪失去轉向能力而使汽車失去控制離開原來的行駛方向，甚至發(fā)生

11、撞入對方車輛行駛軌道、下溝、滑下山坡的危險情況。一般把汽車在制動過程中維持直線行駛或按預定彎道行駛的能力稱為制動時汽車的方向穩(wěn)定性。制動時方向穩(wěn)定性合格的車輛在試驗過程中不允許產(chǎn)生不可控制的效應使它離開一定寬度的試驗通道。 制動時汽車自動向左或向右偏駛稱為“制動跑偏”。造成汽車制動時跑偏的原因有兩個：一是汽車左、右車輪，特別是前軸左、右車輪（轉向輪）制動器動力不相等；二是制動時懸架導向桿系與轉向系拉桿在運動學上的不協(xié)調(diào)（互相干涉）。其中第一個原因是制造、調(diào)整誤差造成的，汽車究竟向左還是向右跑偏，要根據(jù)具體的情況而定；而第二個原因是設計造成的，制動時汽車總是向左（或向右）一方跑偏。側滑是指

12、制動時汽車的某一軸或兩軸發(fā)生橫向移動。其中最危險的情況是在告訴制動時發(fā)生后軸側滑，此時汽車常發(fā)生不規(guī)則的急劇回轉運動而失去控制，嚴重時甚至可使汽車調(diào)頭。 前輪失去轉向能力是指汽車的彎道制動時，汽車不再按原來彎道行駛而是沿彎道切線方向駛出，和直線行駛制動時轉動方向盤汽車仍按直線方向行駛的現(xiàn)象。 側滑和跑偏是有聯(lián)系的，嚴重的跑偏會引起后軸側滑，而易于發(fā)生側滑的汽車也有加劇跑偏的趨勢。失去轉向能力和后軸側滑也是有聯(lián)系的，一般汽車如果后軸不會側滑，前輪就可能失去轉向能力；后軸側滑，則前輪常仍有轉向能力。由實驗和理論分析得出一個結論，制動時若后軸車輪比前軸車輪先抱死拖滑，就可能出現(xiàn)后軸側滑；若能

13、使前、后軸車輪同時抱死或前軸車輪先抱死、后軸車輪抱死或不抱死，則能防止后軸側滑。不過若前軸車輪抱死，汽車將失去轉向能力。 制動跑偏、側滑和前輪失去轉向能力是造成交通事故的重要原因。一些國家對交通事故的統(tǒng)計表明，發(fā)生人身傷亡的交通事故中，在潮濕路面上約有1／3與側滑有關；在冰雪路面上有70％-80％與側滑有關。而根據(jù)對側滑事故的分析，發(fā)現(xiàn)有50％是由制動引起的。因此，從保證汽車制動時的方向穩(wěn)定性的角度出發(fā)，首先不能出現(xiàn)只有后軸車輪抱死或后軸車輪比前軸車輪先抱死的情況，以防止危險的后軸側滑?鴉其次，應盡量少出現(xiàn)只有前軸車輪抱死或前、后軸車輪都抱死的情況，以維持汽車的轉向能力。最理想的情況是，

14、防止任何車輪抱死，前、后車輪都處于滾動的狀態(tài)，這樣就可以確保制動時的方向穩(wěn)定性。因此，各國都制訂了一些規(guī)范來對汽車制動器的制動性提出要求。 1.2制動系統(tǒng)的研究現(xiàn)狀 制動器有兩種型式：盤式制動器和鼓式制動器。前面提到，制動過程是把汽車行駛的動能通過制動器吸收轉化為熱能，而高溫會使制動器出現(xiàn)熱衰退現(xiàn)象，因此，制動器的散熱能力至關重要。 鼓式制動器是最早的汽車制動器，當盤式制動器還沒有出現(xiàn)前，它已經(jīng)廣泛用于各類汽車上。但由于結構問題使它在制動過程中散熱性能差和排水性能差，容易導致制動效率下降，因此在近三十年中，在轎車領域上已經(jīng)逐步退出讓位給盤式制動器。但由于成本比較低，仍然在

15、一些經(jīng)濟類轎車中使用，主要用于制動負荷比較小的后輪和駐車制動。典型的鼓式制動器主要由底板、制動鼓、制動蹄、輪缸（制動分泵）、回位彈簧、定位銷等零部件組成。底板安裝在車軸的固定位置上，它是固定不動的，上面裝有制動蹄、輪缸、回位彈簧、定位銷，承受制動時的旋轉扭力。每一個鼓有一對制動蹄，制動蹄上有摩擦襯片。制動鼓則是安裝在輪轂上，是隨車輪一起旋轉的部件，它是由一定份量的鑄鐵做成，形狀似圓鼓狀。當制動時，輪缸活塞推動制動壓迫制動鼓，制動鼓受到摩擦減速，迫使車輪停止轉動。 盤式制動器又稱為碟式制動器，顧名思義是取其形狀而得名。它由液壓控制，主要零部件有制動盤、分泵、制動鉗、油管等。制動盤用合金鋼制

16、造并固定在車輪上，隨車輪轉動；分泵固定在制動器的底板上固定不動；制動鉗上的兩個摩擦片分別裝在制動盤的兩側。分泵的活塞受油管輸送來的液壓作用，推動摩擦片壓向制動盤發(fā)生摩擦制動，動作起來就好像用鉗子鉗住旋轉中的盤子，迫使它停下來一樣（圖四）。這種制動器散熱快，重量輕，構造簡單，調(diào)整方便。特別是高負載時耐高溫性能好，制動效果穩(wěn)定，而且不怕泥水侵襲，在冬季和惡劣路況下行車，盤式制動比鼓式制動更容易在較短的時間內(nèi)令車停下。有些盤式制動器的制動盤上還開了許多小孔，加速通風散熱提高制動效率。當然盤式制動器也有自己的缺陷。例如對制動器和制動管路的制造要求較高，摩擦片的耗損量較大，成本貴，而且由于摩擦片的面積小

17、，相對摩擦的工作面也較小，需要的制動液壓高，必須要有助力裝置的車輛才能使用，所以只能適用于輕型車上。 車輛在行駛過程中要頻繁進行制動操作，由于制動性能的好壞直接關系到交通和人身安全，因此制動性能是車輛非常重要的性能之一，改善汽車的制動性能始終是汽車設計制造和使用部門的重要任務。當車輛制動時，由于車輛受到與行駛方向相反的外力，所以才導致汽車的速度逐漸減小至零，對這一過程中車輛受力情況的分析有助于制動系統(tǒng)的分析和設計，因此制動過程受力情況分析是車輛試驗和設計的基礎，由于這一過程較為復雜，因此一般在實際中只能建立簡化模型分析，通常人們主要從三個方面來對制動過程進行分析和評價： （1）制動效能:即

18、制動距離與制動減速度； （2）制動效能的恒定性：即抗熱衰退性； （3）制動時汽車的方向穩(wěn)定性； 目前，對于整車制動系統(tǒng)的研究主要通過路試或臺架進行，由于在汽車道路試驗中車輪扭矩不易測量，因此，多數(shù)有關傳動系!制動系的試驗均通過間接測量來進行汽車在道路上行駛，其車輪與地面的作用力是汽車運動變化的根據(jù)，在汽車道路試驗中，如果能夠方便地測量出車輪上扭矩的變化，則可為汽車整車制動系統(tǒng)性能研究提供更全面的試驗數(shù)據(jù)和性能評價。 1.3本課題的設計內(nèi)容 制定出制動系統(tǒng)的結構方案，確定制動系統(tǒng)的主要設計參數(shù)：已知HX7200的發(fā)動機最大功率107/6400KW/rpm，最大扭矩178/4800Nm/

19、rpm。為HX7200設計制動系，完成其總裝配圖、部分零件圖和分總成圖； 第2章 制動系統(tǒng)總體方案設計 汽車制動系統(tǒng)總體方案設計，主要涉及制動器的結構型式選擇，制動驅(qū)動機構的結構型式選擇，制動管路布置結構型式的選擇等三個方面。本章將就這三個方面的問題進行分析論證。 2.1 制動器的結構型式的選擇 車輪制動器主要用于行車制動系統(tǒng)，有時也兼作駐車制動之用。制動器主要有摩擦式、液力式、和電磁式等三種形式。電磁式制動器雖有作用滯后性好、易于連接而且接頭可靠等優(yōu)點，但因成本太高，只在一部分總質(zhì)量較大的商用車上用作車輪制動器或緩速器；液力式制

20、動器一般只用緩速器。目前廣泛使用的仍為摩擦式制動器[2]。 摩擦式制動器按摩擦副結構不同，可以分為鼓式、盤式和帶式三種。帶式只用于中央制動器；鼓式和盤式應用最為廣泛。鼓式制動器廣泛應用于商用車，同時鼓式制動器結構簡單、制造成本低。 鼓式制動器又分為內(nèi)張型鼓式制動器和外束型鼓式制動器。內(nèi)張型鼓式制動器的固定摩擦元件是一對帶有摩擦蹄片的制動蹄，后者又安裝在制動底板上，而制動底板則又緊固于前梁或后橋殼的凸緣上(對車輪制動器)或變速器殼或與其相固定的支架上(對中央制動器)；其旋轉摩擦元件為固定在輪轂上或變速器第二軸后端的制動鼓，并利用制動鼓的圓柱內(nèi)表面與制動蹄摩擦片的外表面作為一對摩擦表面在制動鼓

21、上產(chǎn)生摩擦力矩，故又稱為蹄式制動器。外束型鼓式制動器的固定摩擦元件是帶有摩擦片且剛度較小的制動帶；其旋轉摩擦元件為制動鼓，并利用制動鼓的外圓柱表面和制動帶摩擦片的內(nèi)圓弧面作為一對摩擦表面，產(chǎn)生摩擦力矩作用于制動鼓，故又稱為帶式制動器?，F(xiàn)外束型鼓式制動器主要用于中央制動器的設計。 相對于鼓式制動器盤式制動器具有以下優(yōu)點： （1）熱穩(wěn)定性好； （2）水穩(wěn)定性好； （3）制動穩(wěn)定性好； （4）制動力矩與汽車前進和后退等行駛狀態(tài)無關； （5）在輸出同樣大小的制動力矩的條件下，盤式制動器的結構尺寸和質(zhì)量比鼓式制動器的要小； （6）盤式制動器的摩擦襯塊比鼓式制動器的摩擦襯片在磨損后更易更換，

22、結構也比較簡單，維修、保養(yǎng)容易； （7）制動盤與摩擦襯塊間的間隙小，一次縮短了油缸活塞的操作時間，并使驅(qū)動機構的力傳動比有增大的可能； （8）制動盤的熱膨脹量不會像制動鼓熱膨脹那樣引起制動踏板行程損失，這也使得間隙自動調(diào)整機構的設計可以簡化； （9）易于構成多回路制動驅(qū)動系統(tǒng)，使系統(tǒng)有較好的可靠性與安全性，以保證汽車在任何車速下各車輪都能均勻一致地平穩(wěn)制動； （10）能方便地實現(xiàn)制動器磨損報警，能及時地更換摩擦襯片。 輕型商用車總質(zhì)量較小，因此采用結構簡單，成本低的領從蹄式鼓式制動器。 按摩擦副中的固定摩擦元件的結構來分，盤式制動器分為鉗盤制動器和全盤制動器兩大類。 全盤制動器的

23、固定摩擦元件和旋轉元件均為圓盤形，制動時各盤摩擦便面全部接觸。這種制動器的散熱性差，為此，多采用油冷式，結構復雜。 前盤式制動器按制動鉗的結構形式可分為固定鉗盤和浮動鉗盤兩種。其中浮動前盤式制動器只在制動盤的一側裝油缸，其結構簡單，造價低廉，易于布置，結構尺寸緊湊，可將制動器進一步移近輪轂，同一組制動塊客兼用于行車制動和駐車制動。因此作為輕型商用車前制動器采用浮動前盤式制動器。 2.2 制動驅(qū)動機構的結構型式的方案比較選擇 根據(jù)制動力源的不同，制動驅(qū)動機構可分為簡單制動、動力制動以及伺服制動三大類型。而力的傳遞方式又有機械式、液壓式、氣壓式和氣壓-液壓式的區(qū)別，如表2.1所示。 表2.

24、1 制動驅(qū)動機構的結構型式 制動力源 力的傳遞方式 用途 型式 制動力源 工作介質(zhì) 型式 工作介質(zhì) 簡單制動系 （人力制動系） 司機體力 機械式 桿系或鋼絲繩 僅限于駐車制動 液壓式 制動液 部分微型汽車的行車制動 動力制動系 氣壓動力 制動系 發(fā)動機動力 空氣 氣壓式 空氣 中、重型汽車的行車制動 氣壓-液壓式 空氣、制動液 液壓動力 制動系 制動液 液壓式 制動液 伺服制動系 真空伺服 制動系 司機體力與發(fā)動機動力 空氣 液壓式 制動液 轎車，微、輕、中型汽車的行車制動 氣壓 制動系 空氣 液壓

25、伺服 制動系 制動液 簡單制動單靠駕駛員施加的踏板力或手柄力作為制動力源，故亦稱人力制動。其中，又分為機械式和液壓式兩種。機械式完全靠桿系傳力，由于其機械效率低，傳動比小，潤滑點多，且難以保證前、后軸制動力的正確比例和左、右輪制動力的均衡，所以在汽車的行車制動裝置中已被淘汰。但因其結構簡單，成本低，工作可靠(故障少)，還廣泛地應用于中、小型汽車的駐車制動裝置中[2]。 液壓式簡單制動(通常簡稱為液壓制動)用于行車制動裝置。液壓制動的優(yōu)點是：作用滯后時間較短(0.1～0.3s)；工作壓力高(可達10～20MPa)，因而輪缸尺寸小，可以安裝在制動器內(nèi)部，直接作為制動蹄的張開機構(或制動塊的

26、壓緊機構)，而不需要制動臂等傳動件，使之結構簡單，質(zhì)量?。粰C械效率較高(液壓系統(tǒng)有自潤滑作用)。液壓制動的主要缺點是過度受熱后，部分制動液汽化，在管路中形成氣泡，嚴重影響液壓傳輸，使制動系效能降低，甚至完全失效。液壓制動曾廣泛應用在轎車、輕型貨車及一部分中型貨車上[２]。 動力制動即利用發(fā)動機的動力轉化而成，并表現(xiàn)為氣壓或液壓形式的勢能作為汽車制動的全部力源。駕駛員施加于踏板或手柄上的力，僅用于回路中控制元件的操縱。因此，簡單制動中的踏板力和踏板行程之間的反比例關系，在動力制動中便不復存在，從而可使踏板力較小，同時又有適當?shù)奶ぐ逍谐獭? 氣壓制動是應用最多的動力制動之一。其主要優(yōu)點為操縱輕便

27、、工作可靠、不易出故障、維修保養(yǎng)方便；此外，其氣源除供制動用外，還可以供其它裝置使用。其主要缺點是必須有空氣壓縮機、貯氣筒、制動閥等裝置，使結構復雜、笨重、成本高；管路中壓力的建立和撤除都較慢，即作用滯后時間較長(0.3s～0.9s)，因而增加了空駛距離和停車距離，為此在制動閥到制動氣室和貯氣筒的距離過遠的情況下，有必要加設氣動的第二級元件——繼動閥(亦稱加速閥)以及快放閥；管路工作壓力低，一般為0.5MPa～0.7MPa，因而制動氣室的直徑必須設計得大些，且只能置于制動器外部，再通過桿件和凸輪或楔塊驅(qū)動制動蹄，這就增加了簧下質(zhì)量；制動氣室排氣有很大噪聲。氣壓制動在總質(zhì)量8t以上的貨車和客車上

28、得到廣泛應用。由于主、掛車的摘和掛都很方便，所以汽車列車也多用氣壓制動[３]。 用氣壓系統(tǒng)作為普通的液壓制動系統(tǒng)主缸的驅(qū)動力源而構成的氣頂液制動，也是動力制動。它兼有液壓制動和氣壓制動的主要優(yōu)點，因氣壓系統(tǒng)管路短，作用滯后時間也較短。但因結構復雜、質(zhì)量大、成本高，所以主要用在重型汽車上。 全液壓動力制動，用發(fā)動機驅(qū)動液壓泵產(chǎn)生的液壓作為制動力源，有閉式(常壓式)與開式(常流式)兩種。 開式(常流式)系統(tǒng)在不制動時，制動液在無負荷情況下由液壓泵經(jīng)制動閥到貯液罐不斷循環(huán)流動；而在制動時，則借閥的節(jié)流而產(chǎn)生所需的液壓并傳人輪缸。 閉式回路因平時總保持著高液壓，對密封的要求較高，但對制動操縱的

29、反應比開式的快。在液壓泵出故障時，開式的即不起制動作用，而閉式的還有可能利用蓄能器的壓力繼續(xù)進行若干次制動。 全液壓動力制動除了有一般液壓制動系的優(yōu)點以外，還有制動能力強、易于采用制動力調(diào)節(jié)裝置和防滑移裝置，即使產(chǎn)生汽化現(xiàn)象也沒有什么影響等好處。但結構相當復雜，精密件多，對系統(tǒng)的密封性要求也較高，目前應用并不廣泛。 各種形式的動力制動在動力系統(tǒng)失效時，制動作用即全部喪失。 伺服制動的制動能源是人力和發(fā)動機并用。正常情況下其輸出工作壓力主要由動力伺服系統(tǒng)產(chǎn)生，在伺服系統(tǒng)失效時，還可以全靠人力驅(qū)動液壓系統(tǒng)以產(chǎn)生一定程度的制動力，因而從中級以上的轎車到重型貨車，都廣泛采用伺服制動。 按伺服力

30、源不同，伺服制動有真空伺服制動、空氣伺服制動和液壓伺服制動三類。 真空伺服制動與空氣伺服制動的工作原理基本一致，但伺服動力源的相對壓力不同。真空伺服制動的伺服用真空度(負壓)一般可達0.05MPa～0.07MPa；空氣伺服制動的伺服氣壓一般能達到0.6MPa～0.7MPa，故在輸出力相同的條件下，空氣伺服氣室直徑比真空伺服氣室的小得多。但是，空氣伺服系統(tǒng)其它組成部分卻較真空伺服系統(tǒng)復雜得多。真空伺服制動多用于總質(zhì)量在1.1t～1.35t以上的轎車和裝載質(zhì)量在6t以下的輕、中型貨車，空氣伺服制動則廣泛用于裝載質(zhì)量為6t～12t的中、重型貨車，以及少數(shù)幾種高級轎車上。CA1041總質(zhì)量4.06t

31、，本次設計采用真空助力式伺服制動系統(tǒng)。 2.3 制動管路的多回路系統(tǒng) 為了提高制動驅(qū)動機構的工作可靠性，保證行車安全，制動驅(qū)動機構至少應有兩套獨立的系統(tǒng)，即應是雙管路的。應將汽車的全部行車制動器的液壓或氣壓管路分成兩個或更多個相互獨立的回路，以便當一個回路失效后，其他完好的回路仍能可靠地工作。根據(jù)GB 7258—2004規(guī)定制動系統(tǒng)部分管路失效的情況下，應能有一定的制動力。 （a） （b） （c） （d） （e） 1—雙腔制動主缸；

32、2—雙回路系統(tǒng)的一個分路；3—雙回路的另一分路 圖2.2雙軸汽車液壓雙回路系統(tǒng)的5種分路方案 圖2.2為雙軸汽車的液壓式制動驅(qū)動機構的雙回路系統(tǒng)的五種分路方案圖。選擇分路方案時主要是考慮其制動效能的損失程度、制動力的不對稱情況和回路系統(tǒng)的復雜程度等。 圖2.2(a)為前、后輪制動管路各成獨立的回路系統(tǒng)，即一軸對一軸的分路型式，簡稱Ⅱ型。其特點是管路布置最為簡單，可與傳統(tǒng)的單輪缸(或單制動氣室)鼓式制動器相配合，成本較低。在各類汽車上都有采用，但在貨車上用得最廣泛。這一分路方案若后輪制動管路失效，則一旦前輪抱死就會失去轉彎制動能力。對于前驅(qū)動的轎車，當前輪管路失效而僅由后輪制動時，制動效能

33、將顯著降低并小于正常情況下的一半，另外由于后橋負荷小于前軸，則過大的踏板力會使后輪抱死導致汽車甩尾。 圖2.2(b)為前、后輪制動管路呈對角連接的兩個獨立的回路系統(tǒng)，即前軸的一側車輪制動器與后橋的對側車輪制動器同屬一個回路，稱交叉型，簡稱X型。其特點是結構也很簡單，一回路失效時仍能保持50%的制動效能，并且制動力的分配系數(shù)和同步附著系數(shù)沒有變化，保證了制動時與整車負荷的適應性。此時前、后各有一側車輪有制動作用使制動力不對稱，導致前輪將朝制動起作用車輪的一側繞主銷轉動，使汽車失去方向穩(wěn)定性。所以具有這種分路方案的汽車，其主銷偏移距應取負值(至20mm)，這樣，不平衡的制動力使車輪反向轉動，改善

34、了汽車的方向穩(wěn)定性，所以多用于中、小型轎車。 圖2.2(c)的每側前制動器的半數(shù)輪缸與全部后制動器輪缸構成一個獨立的回路；而兩前制動器的另半數(shù)輪缸構成另一回路?？煽闯墒且惠S半對半個軸的分路型式，簡稱HI型。 圖2.2(e)的兩個獨立的回路均由每個前、后制動器的半數(shù)缸所組成，即前、后半個軸對前、后半個軸的分路型式。簡稱HH型。這種型式的雙回路系統(tǒng)的制動效能最好。 HI，LL，HH型的結構均較復雜。LL型與HH型在任一回路失效時，前、后制動力比值均與正常情況下相同，剩余總制動力LL型可達正常值的80%而HH型約為50%左右。HI型單用回路3(見圖2.2(c)，即一軸半)時剩余制動力較大，但此

35、時與LL型一樣，在緊急制動時后輪極易先抱死。 本次設計采用圖2.2(a)所示前、后輪制動管路各成獨立的的Ⅱ回路系統(tǒng)符合了GB 7258—2004對制動管路布置的要求。 第3章 制動器設計計算 車輪制動器是行車制動系的重要部件。按GB7258-2004的規(guī)定，行車制動必須作用在車輛的所有的車輪上。 3.1 HX7200車的主要技術參數(shù) 在制動器設計中需預先給定的整車參數(shù)：HX7200制動器為盤式制動器， 3.2 制動系統(tǒng)的主要參數(shù)及其選擇 3.2.1 同步附著系數(shù) 對于前后制動器制動力為固定比值的汽車

36、，只有在附著系數(shù)等于同步附著系數(shù)的路面上，前、后車輪制動器才會同時抱死，當汽車在不同值的路面上制動時，可能有以下三種情況[4]。 1、當時 線在曲線下方，制動時總是前輪先抱死，這是一種穩(wěn)定工況，但喪失了轉向能力； 2、當時 線位于曲線上方，制動時總是后輪先抱死，這時容易發(fā)生后軸側滑而使汽車失去方向穩(wěn)定性； 3、當時 制動時汽車前、后輪同時抱死，這時也是一種穩(wěn)定工況，但也喪失了轉向能力。為了防止汽車制動時前輪失去轉向能力和后輪產(chǎn)生側滑，希望在制動過程中，在即將出現(xiàn)車輪抱死但尚無任何車輪抱死時的制動減速度為該車可能產(chǎn)生的最高減速度。分析表明，汽車在同步附著系數(shù)的路面上制動（前、后車輪同

37、時抱死）時，其制動減速度為，即，為制動強度。在其他附著系數(shù)的路面上制動時，達到前輪或后輪即將抱死的制動強度。這表明只有在的路面上，地面的附著條件才可以得到充分利用。附著條件的利用情況可以用附著系數(shù)利用率（或稱附著力利用率）來表示，可定義為 （3.1） 式中：——汽車總的地面制動力； ——汽車所受重力； ——汽車制動強度。 當時，，，利用率最高。 現(xiàn)代的道路條件大為改善，汽車行駛速度也大為提高，因而汽車因制動時后輪先抱死的后果十分嚴重。由于車速高，它不

38、僅會引起側滑甚至甩尾會發(fā)生掉頭而喪失操縱穩(wěn)定性，因此后輪先抱死的情況是最不希望發(fā)生的，所以各類轎車和一般載貨汽車的值均有增大趨勢。國外有關文獻推薦滿載時的同步附著系數(shù)：轎車??；貨車取為宜。 我國GB12676—1999附錄《制動力在車軸（橋）之間的分配及掛車之間制動協(xié)調(diào)性要求》中規(guī)定了除、外其他類型汽車制動強度的要求。 對于制動強度在0.15~0.3之間，若各軸的附著利用曲線位于公式確定的與理想附著系數(shù)利用直線平行的兩條直線（如圖3.1）之間，則認為滿足條件要求；對于制動強度，若后軸附著利用曲線能滿足公式，則認為滿足的要求[4]。 參考與同類車型的值，取。 圖3.1除、外的其他類

39、別車輛的制動強度與附著系數(shù)要求 3.2.2 制動強度和附著系數(shù)利用率 根據(jù)選定的同步附著系數(shù)，已知： （3.2） 式中：——汽車軸距，mm； ——制動力分配系數(shù)； ——滿載時汽車質(zhì)心距前軸中心的距離； ——滿載時汽車質(zhì)心距后軸中心的距離； ——滿載時汽車質(zhì)心高度。 求得： 進而求得 （3.3） （3.4）

40、 式中：——制動強度； ——汽車總的地面制動力； ——前軸車輪的地面制動力； ——后軸車輪的地面制動力。 當時，，故，；。 此時，符合GB12676—1999的要求。 當時，可能得到的最大總制動力取決于前輪剛剛首先抱死的條件，即。此時求得： 表3.1 取不同值時對比GB 12676-1999的結果 0.1 0.2 0.3 0.4 0.5 0.6 0.7 2473.4 5238.0 8344.6 11862.3 15878.6 22716.3 37000.8 0.062 0.1315 0.2095

41、 0.2978 0.3987 0.5149 0.5574 0.621 0.6575 0.6983 0.7746 0.7973 0.8582 0.9290 GB12676—1999 符合 國家標準 符合 國家標準 符合 國家標準 符合 國家標準 符合 國家標準 符合 國家標準 符合 國家標準 當時，可能得到的最大的制動力取決于后輪剛剛首先抱死的條件，即。此時求得： 表3.2取不同值時對比GB 12676-1999的結果 0.8 32069.8 0.8060 1.0075 GB12676—199

42、9 符合國家標準 3.2.3 制動器最大的制動力矩 為保證汽車有良好的制動效能和穩(wěn)定性，應合理地確定前、后輪制動器的制動力矩。 最大制動力是在汽車附著質(zhì)量被完全利用的條件下獲得的，這時制動力與地面作用于車輪的法向力 成正比。所以，雙軸汽車前、后車輪附著力同時被充分利用或前、后輪同時抱死的制動力之比為： （3.5） 式中：——汽車質(zhì)心離前、后軸的距離； ——同步附著系數(shù)； ——汽車質(zhì)心高度。 制動器所能產(chǎn)生的制動力矩，受車輪的計算力矩所制約，即

43、 （3.6） 式中：——前軸制動器的制動力，； ——后軸制動器的制動力，； ——作用于前軸車輪上的地面法向反力； ——作用于后軸車輪上的地面法向反力； ——車輪的有效半徑。 對于選取較大值的各類汽車，應從保證汽車制動時的穩(wěn)定性出發(fā)，來確定各軸的最大制動力矩。當時，相應的極限制動強度，故所需的后軸和前軸制動力矩為 （3.7）

44、 （3.8） 式中：——該車所能遇到的最大附著系數(shù)； ——制動強度； ——車輪有效半徑。 N?m N?m 單個車輪制動器應有的最大制動力矩為 、的一半，為3193 N?m 和1835.5N?m。 3.3 制動器因數(shù)和制動蹄因數(shù) 制動器因數(shù)又稱為制動器效能因數(shù)。其實質(zhì)是制動器在單位輸入壓力或力的作用下所能輸出的力或力矩，用于評比不同結構型式的制動器的效能。制動器因數(shù)可定義為在制動鼓或制動盤的作用半徑上所產(chǎn)生的摩擦力與輸入力之比，即

45、 （3.9） 式中：——制動器效能因數(shù) ——制動器的摩擦力矩； ——制動鼓或制動盤的作用半徑； ——輸入力，一般取加于兩制動蹄的張開力(或加于兩制動塊的壓緊力)的平均值為輸入力。 3.4 制動器的結構參數(shù)與摩擦系數(shù) 3.4.1盤式制動器的結構參數(shù) 1、制動盤直徑D 制動盤直徑D希望盡量大些，這時制動盤的有效半徑得以增大，就可以降低制動鉗的夾緊力，降低摩擦襯塊的單位壓力和工作溫度。但制動盤的直徑D受輪輞直徑的限制，通常，制動盤的直徑D選擇輪輞直徑的70％～79％，而總質(zhì)量大于2t的汽

46、車應取上限 mm 取制動盤直徑mm 2、制動盤厚度h 制動盤厚度h直接影響著制動盤質(zhì)量和工作時的溫升。為使質(zhì)量不致太大，制動盤厚度應取得適當小些；為了降低制動工作時的溫升，制動盤厚度又不宜過小。實心盤的厚度選擇10mm～20mm，選擇制動盤厚度為h=15mm。 3、摩擦襯塊工作面積A 推薦根據(jù)制動器摩擦襯塊單位面積占有的汽車質(zhì)量在范圍內(nèi)選取。 根據(jù)推薦值取2.2，依汽車質(zhì)量2180kg，得到單片摩擦襯塊的工作面積取值為。 4、摩擦襯塊內(nèi)半徑與外半徑 推薦摩擦襯塊的外半徑與內(nèi)半徑的比值不大于1.5。若此比值偏大，工作時摩擦襯塊外緣與內(nèi)緣的圓周速度相差較大，則其磨損就會不均勻

47、，接觸面積將減小，最終會導致制動力矩變化大。 取摩擦襯塊外半徑，內(nèi)半徑 則 摩擦襯塊半徑選取符合要求。 3.5 制動器的設計計算 3.5.1 制動蹄摩擦面的壓力分布規(guī)律 從前面的分析可知，制動器摩擦材料的摩擦系數(shù)及所產(chǎn)生的摩擦力對制動器因數(shù)有很大影響。掌握制動蹄摩擦面上的壓力分布規(guī)律，有助于正確分析制動器因數(shù)。在理論上對制動蹄摩擦面的壓力分布規(guī)律作研究時，通常作如下一些假定： （1）制動鼓、蹄為絕對剛性； （2）在外力作用下，變形僅發(fā)生在摩擦襯片上； （3）壓力與變形符合虎克定律 由于本次設計采用的是領從蹄式的制動鼓，現(xiàn)就領從蹄式的制動鼓制動蹄

48、摩擦面的壓力分布規(guī)律進行分析。 如圖3.5所示，制動蹄在張開力P作用下繞支承銷點轉動張開，設其轉角為，則蹄片上某任意點A的位移為 =· （3.10） 式中；——制動蹄的作用半徑。 由于制動鼓剛性對制動蹄運動的限制，則其徑向位移分量將受壓縮，徑向壓縮為 圖3.5 制動摩擦片徑向變形分析簡圖 從圖3.5中的幾何關系可看到 = 因為為常量，單位壓力和變形成正比，所以蹄片上任意一點壓力可寫成 (3.11) 式中：——摩擦片上單位壓力。 即制動器蹄片上壓力呈正弦分布，其

49、最大壓力作用在與連線呈90°的徑向線上。 上述分析對于新的摩擦襯片是合理的，但制動器在使用過程中摩擦襯片有磨損，摩擦襯片在磨損的狀況下，壓力分布又會有差別。按照理論分析，如果知道摩擦襯片的磨損特性，也可確定摩擦襯片磨損后的壓力分布規(guī)律。根據(jù)國外資料，對于摩擦片磨損具有如下關系式 （3.12） 式中：W——磨損量； K——磨損常數(shù)； ——摩擦系數(shù)； ——單位壓力； ——磨擦襯片與制動鼓之間的相對滑動速度。 圖3.6 作為磨損函數(shù)的壓力分布值 通過分析計算所得壓力分布規(guī)律如圖3.6所示。圖中表明在第11次制動后形成的單位面積壓

50、力仍為正弦分布。如果摩擦襯片磨損有如下關系： （3.13） 式中：——磨損常數(shù)。 則其磨損后的壓力分布規(guī)律為(C也為一常數(shù))。結果表示于圖3.6。 3.5.2 制動器因數(shù)及摩擦力矩分析計算 如前所述，通常先通過對制動器摩擦力矩計算的分析，再根據(jù)其計算式由定義得出制動器因數(shù)BF的表達式。假設鼓式制動器中制動蹄只具有一個自由度運動，由此可得： （1）定出制動器基本結構尺寸、摩擦片包角及其位置布置參數(shù)，并規(guī)定制動鼓旋轉方向； （2）參見3.4.1節(jié)確定制動蹄摩擦片壓

51、力分布規(guī)律，令； （3）在張開力P作用下，確定最大壓力值。 參見圖3.7，所對應的圓弧，圓弧面上的半徑方向作用的正壓力為，摩擦力為。把所有的作用力對點取矩，可得 ph=RMsind-R(R-Mcos)sind （3.14） 據(jù)此方程式可求出的值。 圖3.7 制動蹄摩擦力矩分析計算 4、計算沿摩擦片全長總的摩擦力矩 T=R sind=R(cos-cos) （3.15） 5、由公式(3.9)導出制動器因數(shù) 由于導出過程的繁瑣，下面對支承銷式領—從蹄制動器的制動因數(shù)進行分析計算。 單個領蹄的制動蹄因數(shù)

52、BFTl (3.16) 單個從蹄的制動蹄因數(shù)BFT2 (3.17) 以上兩式中： 以上各式中有關結構尺寸參數(shù)見圖3.8。 整個制動器因數(shù)為 圖3.8 支承銷式制動蹄 3.5.3 制動蹄片上的制動力矩 1、盤式制動蹄片上的制動力矩 盤式制動器的計算用簡圖如圖3.9所示，今假設襯塊的摩擦表面與制動盤

53、接觸良好，且各處的單位壓力分布均勻，則盤式制動器的制動力矩為 　　　　　　　　　　　　 　　　　　　　　　　 （3.18） 式中：　——摩擦系數(shù)； N——單側制動塊對制動盤的壓緊力(見圖3.9)； R——作用半徑。 圖3.9 盤式制動器計算用圖 圖3.10 鉗盤式制動器作用半徑計算用圖 對于常見的扇形摩擦襯塊，如果其徑向尺寸不大，取R為平均半徑或有效半徑已足夠精確。如圖41所示，平均半徑為 式中 ，——扇形摩擦襯塊的內(nèi)半徑和外半徑。 根據(jù)圖3

54、.10，在任一單元面積只上的摩擦力對制動盤中心的力矩為，式中q為襯塊與制動盤之間的單位面積上的壓力，則單側制動塊作用于制動盤上的制動力矩為 單側襯塊給予制動盤的總摩擦力為 得有效半徑為 令，則有 （3.19） 因，，故。當，，。但當m過小，即扇形的徑向?qū)挾冗^大，襯塊摩擦表面在不同半徑處的滑磨速度相差太大，磨損將不均勻，因而單位壓力分布將不均勻，則上述計算方法失效。 由求得： N 則單位壓力 N?m N?

55、m 因此盤式制動器主要參數(shù)選取也符合設計要求。 3.6 摩擦襯片的磨損特性計算 摩擦襯片的磨損，與摩擦副的材質(zhì)、表面加工情況、溫度、壓力以及相對滑磨速度等多種因素有關，因此在理論上要精確計算磨損性能是困難的。但試驗表明，摩擦表面的溫度、壓力、摩擦系數(shù)和表面狀態(tài)等是影響磨損的重要因素。 汽車的制動過程是將其機械能(動能、勢能)的一部分轉變?yōu)闊崃慷纳⒌倪^程。在制動強度很大的緊急制動過程中，制動器幾乎承擔了耗散汽車全部動力的任務。此時由于在短時間內(nèi)熱量來不及逸散到大氣中，致使制動器溫度升高。此即所謂制動器的能量負荷。能量負荷愈大，則襯片的磨損愈嚴重。 制動器的能量負荷常以其比能量耗散率作

56、為評價指標。比能量耗散率又稱為單位功負荷或能量負荷，它表示單位摩擦面積在單位時間內(nèi)耗散的能量，其單位為W/mm2。 雙軸汽車的單個前輪制動器和單個后輪制動器的比能量耗散率分別為 (3.20) 式中：——汽車回轉質(zhì)量換算系數(shù)； ——汽車總質(zhì)量； ，——汽車制動初速度與終速度，m/s；計算時總質(zhì)量3.5t以上的貨車取=18m/s； ——制動減速度，m/s2，計算時取=0.6； ——制動時間，s； Al，A2——前、后制動器襯片的摩擦面積； ——制動力分配系數(shù)。 在緊急制動到時，并可近似地認為，則有

57、 (3.21) 3.7 制動器的熱容量和溫升的核算 應核算制動器的熱容量和溫升是否滿足如下條件 (3.22) 式中：——各制動鼓的總質(zhì)量； ——與各制動鼓相連的受熱金屬件(如輪轂、輪輻、輪輞等)的總質(zhì)量； ——制動鼓材料的比熱容，對鑄鐵c=482 J/（kg?K），對鋁合金c=880 J/（kg?K）； ——與制動鼓(盤)相連的受熱金屬件的比熱容； ——制動鼓(盤)的溫升(一次由=30km/h到完全停車

58、的強烈制溫升不應超過15℃)； L——滿載汽車制動時由動能轉變的熱能，因制動過程迅速，可以認為制動產(chǎn)生的熱能全部為前、后制動器所吸收，并按前、后軸制動力的分配比率分配給前、后制動器，即 (3.23) 式中 ——滿載汽車總質(zhì)量； ——汽車制動時的初速度； ——汽車制動器制動力分配系數(shù)。 盤式制動器： 鼓式制動器： 由以上計算校核可知符合熱容量和溫升的要求。 3.8駐車制動計算 圖3.11為汽車在上坡路上停駐時的受力情況，由此可得出汽車上坡停駐時的后軸車輪的附著力為：

59、 (3.24) 同樣可求出汽車下坡停駐時的后軸車輪的附著力為： (3.25) 圖3.11 汽車在坡路上停駐時的受力簡圖 根據(jù)后軸車輪附著力與制動力相等的條件可求得汽車在上坡路和下坡路上停駐時的坡度極限傾角，，即由 (3.26) 求得汽車在上坡時可能停駐的極限上坡路傾角為 (3.27) 汽車在下坡時可能停駐的極限下坡路傾角為 (3.

60、28) 一般對輕型貨車要求不應小于16%~20%，汽車列車的最大停駐坡度約為12％左右。 為了使汽車能在接近于由上式確定的坡度為的坡路上停駐，則應使后軸上的駐車制動力矩接近于由所確定的極限值 (因)，并保證在下坡路上能停駐的坡度不小于法規(guī)規(guī)定值。 單個后輪駐車制動器的制動上限為 N?m 3.9 制動器主要零件的結構設計 3.9.1.制動盤 制動盤一般由珠光體灰鑄鐵制成，其結構形狀有平板形和禮帽形兩種。后一種的圓柱部分長度取決于布置尺寸。為了改善冷卻，有的鉗盤式制動器的制動盤鑄成中間有徑向通風槽的雙層盤，可大大增加散熱面積，但盤的整體厚度較大。制動盤的工作表面應光滑平整。兩側表面

61、不平行度不應大于 0.008mm，盤面擺差不應大于 0.1mm。 本設計采用通風式制動盤。 3.9.2制動鉗 制動鉗由可鍛鑄鐵 K TH370—12 或球墨鑄鐵 QT400—18 制造， 也有用輕合金制造的，可做成整體的，也可做成兩個由螺栓連接。其外緣留有開口，以便不必拆下制動鉗便可檢查或更換制動塊。制動鉗體應有高的強度和剛度。一般多在鉗體中加工出制動油缸，也有將單獨制造的油缸裝嵌入鉗體中的。為了減少傳給制動液的熱量，多將杯形活塞的開口端頂靠制動塊的背板?；钊设T鋁合金或鋼制造。為了提高耐磨損性能，活塞的工作表面進行鍍鉻處理。 3.9.3制動塊 制動塊由背板和摩擦襯塊構成，兩者直

62、接壓嵌在一起。襯塊多為扇面形，也有矩 形、正方形或長圓形的?；钊麘軌鹤”M量多的制動塊面積，以免襯塊發(fā)生卷角而引 起尖叫聲。制動塊背板由鋼板制成。許多盤式制動器裝有襯塊磨損達極限時的警報裝，以便及時更換摩擦襯片。制動塊的厚度取14mm。 3.9.4 摩擦材料 制動摩擦材料應具有高而穩(wěn)定的摩擦系數(shù)，抗熱衰退性能好，不能在溫度升到某一數(shù)值后摩擦系數(shù)突然急劇下降；材料的耐磨性好，吸水率低，有較高的耐擠壓和耐沖擊性能；制動時不產(chǎn)生噪聲和不良氣味，應盡量采用少污染和對人體無害的材料。 目前在制動器中廣泛采用著模壓材料，它是以石棉纖維為主并與樹脂粘結劑、調(diào)整摩擦性能的填充劑(由無機粉粒及橡膠、聚

63、合樹脂等配成)與噪聲消除劑(主要成分為石墨)等混合后，在高溫下模壓成型的。模壓材料的撓性較差，故應按襯片規(guī)格模壓，其優(yōu)點是可以選用各種不同的聚合樹脂配料，使襯片具有不同的摩擦性能和其他性能。 各種摩擦材料摩擦系數(shù)的穩(wěn)定值約為0.3～0.5，少數(shù)可達0.7。設計計算制動器時一般取0.3～0.35。選用摩擦材料時應注意，一般說來，摩擦系數(shù)愈高的材料其耐磨性愈差。 3.9.5 制動摩擦襯片 在GB 5763-1998《汽車用制動器襯片》中，將制動摩擦襯片按用途分成4類，其中，第1類為駐車制動器用；第2類為微型、輕型汽車鼓式制動器用；第3類為中重型汽車的鼓式制動器用；第4類為盤式制動器用[17]

64、。其摩擦性能見表3.5 表3.5 汽車制動器摩擦襯片的摩擦性能 類別 項 目 試驗溫度 100℃ 150℃ 200℃ 250℃ 300℃ 350℃ 1 類 摩擦系數(shù) 0.30～0.70 0.25～0.70 0.20～0.70 —— —— —— 指定摩擦系數(shù)的允許偏差 ±0.10 ±0.12 ±0.12 —— —— —— 磨損率（V），10－7cm3/（N?m） ≤1.00 ≤2.00 ≤3.00 —— —— —— 2 類 摩擦系數(shù) 0.25～0.65 0.25～0.70 0.20～0.70 0.15～0.70

65、 —— —— 指定摩擦系數(shù)的允許偏差 ±0.08 ±0.10 ±0.12 ±0.12 —— —— 磨損率（V），10－7cm3/（N?m） ≤0.50 ≤0.70 ≤1.00 ≤2.00 —— —— 3 類 摩擦系數(shù) 0.25～0.65 0.25～0.70 0.25～0.70 0.20～0.70 0.15～0.70 —— 指定摩擦系數(shù)的允許偏差 ±0.08 ±0.10 ±0.12 ±0.12 ±0.14 —— 磨損率（V），10－7cm3/（N?m） ≤0.50 ≤0.70 ≤1.00 ≤1.50 ≤3.00 ——

66、4 類 摩擦系數(shù) 0.25～0.65 0.25～0.70 0.25～0.70 0.25～0.70 0.25～0.70 0.20～0.70 指定摩擦系數(shù)的允許偏差 ±0.08 ±0.10 ±0.12 ±0.12 ±0.14 ±0.14 磨損率（V），10－7cm3/（N?m） ≤0.50 ≤0.70 ≤1.00 ≤1.50 ≤2.50 ≤3.50 第4章 制動驅(qū)動機構的設計計算 為了確定制動主缸和輪缸直徑、制動踏板上的力、踏板行程、踏板機構傳動比以及采用增壓或助力裝置的必要性，必須進行如下的設計計算。 4.1 輪缸直徑與工作容積 為了確定制動主缸及制動輪缸的直徑、制動踏板力與踏板行程、踏板機構的、傳動比，以及說明采用增壓助力裝置的必要性，必須進行如下的設計計算。 制動輪缸對制動體的作用力與輪缸直徑及制動輪缸中的液壓壓力之間有如下關系式： (4.1) 式中：——考慮制動力調(diào)節(jié)裝置作用下的輪缸或管路液壓，8MPa ~12MPa。