目錄摘 要 I第 1 章 緒 論 .11.1 制動系統(tǒng)設計的意義 11.2 制動系統(tǒng)研究現(xiàn)狀 11.3 本次制動系統(tǒng)應達到的目標 21.4 本次制動系統(tǒng)設計要求 2第 2 章 制動系統(tǒng)方案論證分析與選擇 .32.1 制動器形式方案分析 32.1.1 鼓式制動器 .32.1.2 盤式制動器 .52.2 制動驅動機構的結構形式選擇 .62.2.1 簡單制動系 .62.2.2 動力制動系 72.2.3 伺服制動系 .82.3 液壓分路系統(tǒng)的形式的選擇 82.3.1 ll 型回路 82.3.2 X 型回路 92.3.3 其他類型回路 .92.4 液壓制動主缸的設計方案 9第 3 章 制動器的設計計算 .123.1 制動系統(tǒng)主要參數(shù)數(shù)值 123.1.1 相關主要技術參數(shù) .123.1.2 同步附著系數(shù)的分析 .123.2 制動器有關計算 133.2.1 確定前后軸制動力矩分配系數(shù) .13β3.2.2 制動器制動力矩的確定 .133.2.3 后輪制動器的結構參數(shù)與摩擦系數(shù)的選取 .133.2.4 前輪盤式制動器主要參數(shù)確定 .153.3 制動器制動因素計算 153.3.1 前輪盤式制動效能因素 .153.3.2 后輪鼓式制動效能因素 .153.4 制動器的主要零部件的結構設計 16第 4 章 液壓制動驅動結構的計算 .194.1 后輪制動輪缸直徑與工作容積的設計計算 194.2 前輪盤式制動器液壓驅動結構的計算 194.3 制動主缸與工作容積設計計算 204.4 制動踏板力與踏板行程 214.4.1 制動踏板力 .21pF第 5 章 制動性能分析 .235.1 制動性能評價指標 235.2 制動效能 235.3 制動效能的恒定性 235.4 制動時貨車的方向穩(wěn)定性 235.5 制動器制動力分配曲線分析 245.6 制動減速度 255.7 制動距離 S 255.8 摩擦襯片（襯塊）的磨損特性計算 255.9 駐車制動計算 27第 6 章 總 論 .28致 謝 29參考文獻 30車輛工程專業(yè)畢業(yè)設計（論文）I摘 要國內(nèi)貨車市場迅速發(fā)展，而輕型貨車車是貨車發(fā)展的方向。然而隨著貨車保有量的增加，帶來的安全問題也越來越引起人們的注意，而制動系統(tǒng)則是貨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，隨著貨車市場競爭的加劇，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。本說明書主要介紹了輕型貨車制動系統(tǒng)的設計。首先介紹了貨車制動系統(tǒng)的發(fā)展、結構、分類，并通過對鼓式制動器和盤式制動器的結構及優(yōu)缺點進行分析。最終確定方案采用液壓雙回路前盤后鼓式制動器。除此之外，它還介紹了前后制動器、制動主缸的設計計算，主要部件的參數(shù)選擇及制動管路布置形式等的設計過程。關鍵字：制動系統(tǒng)；制動器；液壓驅動輕型貨車制動系統(tǒng)設計IIAbstractThe rapid development of the domestic vehicle market, saloon car is an important tendency of vehicle. However, with increasing of vehicle, security issues are arising from increasingly attracting attention, the braking system is one of important system of active safety. 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 increasing competition of vehicle market, how to shorten the product development cycle, to improve design efficiency and to lower costs, to improve the market competitiveness of products, and has become a key to success of enterprises.This paper mainly introduces the design of braking system of the santana2000 type of car. Fist of all, braking system’s development, structure and category are shown, and according to the structures, virtues and weakness of drum brake and disc brake, analysis is done. At last, the plan adopting hydroid two-backway brake with front disc and rear drum. Besides, this paper also introduces the designing process of front brake and rear brake, braking cylinder, parameter’s choice of main components braking and channel settings.Key words: braking; brake drum; brake disc; hydroid pressure車輛工程專業(yè)畢業(yè)設計（論文）1第 1 章 緒 論制動系統(tǒng)是車輛的一個重要組成部分，它是保證車輛行駛安全性的一個必要系統(tǒng)。任何一套制動裝置均由制動器和制動驅動機構兩部分組成。制動器是制動系統(tǒng)工作的實際執(zhí)行部件，而制動驅動機構則是制動系統(tǒng)的操縱控制和傳力機構，它發(fā)出制動命令，將動力傳給制動器，產(chǎn)生制動作用。1.1 制動系統(tǒng)設計的意義輕型貨車在現(xiàn)代交通工具中起著舉足輕重的作用，以其方便快捷、靈活機動性深受人們的青睞。貨車制動系是貨車底盤上的一個重要的系統(tǒng)，它是制約貨車運動的裝置。而制動器又是制動系中直接作用制約貨車運動的一個關鍵裝置，是貨車上一個重要的安全保障。貨車的制動性能直接影響到貨車的行駛安全性，關乎人身安全問題，需得到廣泛的重視。隨著公路業(yè)的發(fā)展以及車流密度的日益增大，人們對安全性和可靠性的要求越來越高，所以，為保證人身財產(chǎn)和車輛的安全，必須為其配置可靠的制動系統(tǒng)。通過查閱相關資料，運用所學的專業(yè)相關知識和理論，確定設計方案，進行部件的設計計算和結構設計。使其達到以下要求：具備足夠的制動系統(tǒng)以保障貨車的安全性；本系統(tǒng)采用 X型雙回路的制動管路以保證制動的可靠性；采用真空助力器使其操縱輕便；同時在材料的選擇上盡量選擇對人體無害的材料。1.2 制動系統(tǒng)研究現(xiàn)狀車輛在行駛過程中需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，改善貨車的制動性能始終是貨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，所以才導致貨車的速度逐漸減小到 0，對這一過程中車輛的受力情況的分析有助于制動系統(tǒng)的分析和設計，因此制動過程的受力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系統(tǒng)進行分析和評估：1） 制動效能：即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） 制動時貨車的方向穩(wěn)定性。目前，對于整車制動系統(tǒng)的研究主要通過路試和臺架進行，由于在貨車道輕型貨車制動系統(tǒng)設計2路試驗中車輪扭矩不易測量，因此多數(shù)有關制動系、傳動系的試驗均通過間接測量來進行。貨車在道路上行駛，其車輪與地面作用力是貨車運動變化的依據(jù)，在貨車道路試驗中，如果能夠方便測量出車輪上扭矩的變化,則可為貨車整車制動系統(tǒng)性能研究提供更全面的試驗數(shù)據(jù)和性能評價。1.3 本次制動系統(tǒng)應達到的目標1）具有良好的制動效能；2）具有良好的制動效能的穩(wěn)定性；3）制動時汽車操縱穩(wěn)定性好；4）制動效能的熱穩(wěn)定性好。1.4 本次制動系統(tǒng)設計要求制定出制動系統(tǒng)的結構方案，確定計算制動系統(tǒng)的主要設計參數(shù)制動器主要參數(shù)設計和液壓驅動系統(tǒng)的參數(shù)計算。利用計算機輔助設計繪制裝配圖，布置圖和零件圖。最終進行制動力分配編程，對設計出的制動系統(tǒng)的各項指標進行評價分析。車輛工程專業(yè)畢業(yè)設計（論文）3第 2 章 制動系統(tǒng)方案論證分析與選擇2.1 制動器形式方案分析貨車制動器幾乎均為機械摩擦式，即利用旋轉元件和固定元件兩工作元件間的摩擦產(chǎn)生的制動力矩使貨車減速或停車。一般摩擦式制動器按其旋轉元件的形狀分為盤式和鼓式兩大類。2.1.1 鼓式制動器鼓式制動器是最早形式的貨車制動器，當盤式制動器還沒有出現(xiàn)前，它已經(jīng)廣泛運用于各類貨車上。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兩種結構形式。內(nèi)張型鼓式制動器的摩擦元件是一對帶有圓弧形摩擦蹄片的制動蹄，后者則安裝在制動底板上，而制動底板則緊固在前橋的前梁或后橋橋殼半袖套管的凸緣上，其旋轉的摩擦元件為制動鼓。車輪制動器的制動鼓均固定在輪鼓上。制動時，利用制動鼓的圓柱內(nèi)表面與制動蹄摩擦路片的外表面作為一對摩擦表面在制動鼓上產(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與制動帶摩擦片的內(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。在貨車制動系中，帶式制動器曾僅用作一些貨車的中央制動器，但現(xiàn)代貨車已很少采用。所以內(nèi)張型鼓式制動器通常簡稱為鼓式制動器，通常所說的鼓式制動器就是指這種內(nèi)張型鼓式制動結構。鼓式制動器按蹄的類型分為：1、領從蹄式制動器2-1 領從蹄式制動器 2-2 雙領蹄式制動器輕型貨車制動系統(tǒng)設計4如圖 2-1 所示，圖上方的旋轉箭頭代表貨車前進時制動鼓的旋轉方向（制動鼓正向旋轉） ，則左蹄為領蹄，右蹄為從蹄。貨車倒車時制動鼓的旋轉方向變?yōu)榉聪蛐D，則相應地使領蹄和從蹄也就相互對調了。這種當制動鼓正、反方向旋轉時總具有一個領蹄和一個從蹄的內(nèi)張型鼓式制動器稱為領從蹄式制動器。領蹄所受的摩擦力使蹄壓的更緊，即摩擦力矩具有“增勢”作用，故又稱為增勢蹄；而從蹄所受的摩擦力使蹄有離開制動鼓的趨勢，即摩擦力矩具有“減勢”作用，故又稱為減勢蹄。 “增勢”作用使領蹄所受的法向反力增大，而“減勢”作用使從蹄所受的法向反力減小。領從蹄式制動器的效能及穩(wěn)定性均處于中等水平，但由于其在貨車前進與倒車的制動性能不變，且結構簡單，造價較低，也便于附狀駐車制動結構，故這種結構也廣泛用于中、重型貨車的前、后輪制動器即轎車的后輪制動器。2、雙領蹄式制動器若在貨車前進時兩制動蹄均為領蹄的制動器，則稱為雙領蹄式制動器。顯然，當貨車倒車時這種制動器的兩制動蹄又都變?yōu)閺奶?，故它又可稱為單向雙領蹄式制動器。如圖 2-2 所示，兩制動蹄各用一個單活塞制動輪缸推動，兩套制動蹄、制動輪缸等機件在制動底板上是以制動底板中心作對稱布置的，因此，兩蹄對制動鼓作用的合力恰好互相平衡，故屬于平衡式制動器。雙領蹄式制動器有高的正向制動效能，但倒車時則變?yōu)殡p從蹄式，使制動效能大降。這種結構常用于中級轎車的前輪制動器，這是因為這類汽車前進制動時，前軸的動軸荷及附著力大于后軸，而倒車時則相反。3、雙向雙領蹄式制動器當制動鼓正向和反向旋轉時，兩制動蹄均為領蹄的制動器則稱為雙向雙領蹄式制動器。它也屬于平衡式制動器。由于雙向雙領蹄式制動器在貨車前進或倒車時的制動性能不變，因此廣泛用于中、輕型貨車和部分轎車的前、后輪，但用作后輪制動器時，則需另設中央制動器用于駐車制動。4、單向增力式制動器單向增力式制動器兩蹄下端以頂桿相連接，第二制動蹄支承在其上端底板上的支承銷上。由于制動時兩蹄的法向反力不能相互平衡，因此它居于一種非平衡式制動器。單向增力式制動器在貨車前進制動時的制動效能很高，且高于前述的各制動器，但在倒車制動時，其制動效能卻是最低的。因此，它僅用于少數(shù)輕、中型貨車和轎車上作為前輪制動器。車輛工程專業(yè)畢業(yè)設計（論文）55、雙向增力式制動器將單向增力式制動器的單活塞式制動輪缸換用雙活塞式制動輪缸，其上端的支承銷也作為兩蹄共用的，則成為雙向增力式制動器。對雙向增力式制動器來說，不論貨車前進制動或倒車制動，該制動器均為增力式制動器。雙向增力式制動器在大型高速貨車上用的比較多，而且將其常常作為行車制動與駐車制動共用的制動器，但行車制動是由液壓經(jīng)制動輪缸產(chǎn)生制動蹄的張開力進行制動，而駐車制動則是用制動操作手柄通過鋼索拉繩及杠桿等機械操作系統(tǒng)進行操縱。雙向增力式制動器也廣泛用作貨車的中央制動器，因為駐車制動要求制動器正向、反向的制動效能都很高，而且駐車制動若不用于應急制動時也不會產(chǎn)生高溫，故其熱衰退問題并不突出。但由于結構問題使它在制動過程中散熱和排水性能差，容易導致制動效率下降。因此，在貨車領域上已經(jīng)逐步退出讓位給盤式制動器。但由于成本比較低，仍然在一些經(jīng)濟型車中使用，主要用于制動負荷比較小的后輪和駐車制動。本次設計最終采用的是領從蹄式制動器。2.1.2 盤式制動器 盤式制動器按摩擦副中定位原件的結構不同可分為鉗盤式和全盤式兩大類。（1）鉗盤式鉗盤式制動器按制動鉗的結構形式又可分為定鉗盤式制動器、浮鉗盤式制動器等。?定鉗盤式制動器：這種制動器中的制動鉗固定不動，制動盤與車輪相連并在制動鉗體開口槽中旋轉。具有下列優(yōu)點：除活塞和制動塊外無其他滑動件，易于保證制動鉗的剛度；結構及制造工藝與一般鼓式制動器相差不多，容易實現(xiàn)從鼓式制動器到盤式制動器的改革；能很好的適應多回路制動系的要求。?浮鉗盤式制動器：這種制動器具有以下優(yōu)點：僅在盤的內(nèi)側有液壓缸，故軸向尺寸小，制動器能進一步靠近輪轂；沒有跨越制動盤的油道或油管加之液壓缸冷卻條件好，所以制動液汽化的可能性小；成本低；浮動鉗的制動塊可兼用于駐車制動。（2）全盤式在全盤式制動器中，摩擦副的旋轉元件及固定元件均為圓形盤，制動時各盤摩擦表面全部接觸，其作用原理與摩擦式離合器相同。由于這種制動器散熱輕型貨車制動系統(tǒng)設計6條件較差，其應用遠沒有浮鉗盤式制動器廣泛。通過對盤式、鼓式制動器的比較分析可以得出盤式制動器與鼓式制動器有如下一些突出優(yōu)點：①制動穩(wěn)定性好，它的效能因素與摩擦系數(shù)關系的 K-p 曲線變化平衡，所以對摩擦系數(shù)的要求可以放寬，因而對制動時摩擦面間的溫度、水的影響敏感度就低。所以在汽車高速行駛時均能保證制動的穩(wěn)定性和可靠性。②盤式制動器制動時，貨車減速度與制動管路壓力是線性關系，而鼓式制動器則是非線性關系。③輸出力矩平衡，而鼓式制動器平衡型較差。④制動盤的通風冷卻較好，帶通風孔的制動盤的散熱效果尤佳，故熱穩(wěn)定性較好，制動時所需踏板力也較小。⑤車速對踏板的影響力較小。綜合以上優(yōu)缺點比較及考慮了貨車經(jīng)濟性、安全性等因素，最終確定本次設計采用前盤后鼓式，前盤選用浮鉗盤式制動器，這樣就對貨車行駛的安全性有了較大的保障，因為前輪制動比后輪制動作用更大，后鼓選用領從蹄式制動器，因為在保障安全性的同時，也考慮了經(jīng)濟性，后輪制動相對于前輪制動要求不是那么嚴格。2.2 制動驅動機構的結構形式選擇根據(jù)制動力原的不同，制動驅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。2.2.1 簡單制動系簡單制動系即人力制動系，是靠司機作用于制動踏板上或手柄上的力作為制動力原。而傳力方式又有機械式和液壓式兩種。機械式的靠桿系或鋼絲繩傳力，其結構簡單，造價低廉，工作可靠，但機械效率低，因此僅用于中、小型貨車的駐車制動裝置中。液壓式的簡單制動系通常簡稱為液壓制動系，用于行車制動裝置中。其優(yōu)點是作用滯后時間短（0.1s~0.3s） ，工作壓力大（可達 10MPa~12MPa） ，缸徑尺寸小，可布置在制動器內(nèi)部作為制動蹄的張開機構或制動塊的壓緊機構，使之結構簡單、緊湊，質量小、造價低。但其有限的力傳動比限制了它在貨車上的使用范圍。另外，液壓管路在過度受熱時會形成氣泡而影響傳輸，即產(chǎn)生所車輛工程專業(yè)畢業(yè)設計（論文）7謂“汽阻” ，使制動效能降低甚至失效；而當氣溫過低時（-25 C 或更低時） ，0由于制動液的粘度增大，使工作的可靠性降低，以及當有局部損壞時，使整個系統(tǒng)都不能繼續(xù)工作。液壓式簡單制動系曾廣泛用于汽車、輕型及以下的貨車和部分中型貨車上。但由于其操作較沉重，不能適應現(xiàn)代貨車提高操縱輕便性的要求，故當前僅多用于微型貨車上，在轎車及輕型貨車上已很少采用。2.2.2 動力制動系動力制動系是以發(fā)動機動力形成的氣壓或液壓勢能作為貨車制動的全部力源進行制動，而司機作用于制動踏板或手柄上的力僅用于對制動回路中控制元件的操縱。在簡單制動系中的踏板力與其行程間的反比例關系在動力制動系中便不復存在，因此，此處的踏板力較小且可有適當?shù)奶ぐ逍谐獭恿χ苿酉涤袣鈮褐苿酉?、氣頂液式制動系和全液壓動力制動系三種。（1）氣壓制動系氣壓制動系是動力制動系中最常見的型式，由于可獲得較大的制動驅動力，且主車與被拖的掛車以及貨車列車之間制動驅動系統(tǒng)的連接裝置結構簡單、連接和斷開均很方便，因此被廣泛用于總質量為 8t 以上尤其是 15t 以上的貨車、越野汽車及客車上。但氣壓制動系必須采用空氣壓縮機、儲氣筒、制動閥等裝置，使其結構復雜、笨重、輪廓尺寸大、造價高；管路中氣壓的產(chǎn)生和撤除均比較慢，作用滯后時間較長（0.3s~0.9s） ，因此，當制動閥到制動氣室和儲氣筒的距離較遠時，有必要加設氣動的第二控制元件——繼動閥（即加速閥）以及快放閥；管路工作壓力較低（一般為 0.5MPa~0.7MPa） ，因而制動氣室的直徑大，只能置于制動器外，再通過桿件及凸輪或楔塊驅動制動蹄，使非簧載質量增大；另外，制動氣室排氣時也有較大噪聲。（2）氣頂液式制動系氣頂液式制動系是動力制動系的另一種型式，即利用氣壓系統(tǒng)作為普通的液壓制動系統(tǒng)主缸的驅動力源的一種制動驅動機構。它兼有液壓制動和氣壓制動的主要優(yōu)點。由于其氣壓系統(tǒng)的管路短，故作用滯后時間也較短。顯然，其結構復雜、質量大、造價高，故主要用于重型貨車上，一部分總質量為 9t~11t的中型貨車上也有所采用。（3）全液壓動力制動系全液壓動力制動系除具有一般液壓制動系統(tǒng)的優(yōu)點之外，還具有操縱輕便、制動反應快、制動能力強、受氣阻影響較小、易于采用制動力調節(jié)裝置和防滑輕型貨車制動系統(tǒng)設計8移裝置，及可與動力轉向、液壓懸架、舉升機構及其他輔助設備共用液壓泵和儲油罐等優(yōu)點。但其結構復雜、精密件多，對系統(tǒng)的密封性要求也較高，故并未得到廣泛應用，目前僅用于某些高級轎車、大型客車以及極少數(shù)的重型礦用貨車上。2.2.3 伺服制動系伺服制動系是在人力液壓制動系的基礎上加設一套由其他能源提供的助力裝置。使人力和動力可兼用，即兼用人力和發(fā)動機動力作為制供能源的制動系。在正常情況下，其輸出工作壓力主要由動力伺服系統(tǒng)產(chǎn)生，而在動力伺服系統(tǒng)失效時，仍可全由人力驅動液壓系統(tǒng)產(chǎn)生一定程度的制動力。因此，在中級以上的轎車及輕、中型客、貨車上得到廣泛的應用。按伺服系統(tǒng)能源的不同，又有真空伺服制動系、氣壓伺服制動系和液壓伺服制動系之分。其伺服能源分別為真空能、氣壓能和液壓能。綜上分析，選擇了伺服制動系作為可靠經(jīng)濟的制動系統(tǒng)。2.3 液壓分路系統(tǒng)的形式的選擇圖 2-3 各種液壓分路為了提高制動驅動結構的可靠性，保證行車安全，制動驅動結構至少應有兩套獨立的系統(tǒng)，即應是雙回路系統(tǒng)，也就是說應將貨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，以便當一個回路發(fā)生故障失效時，其他完好的回路仍能可靠地工作。2.3.1 ll 型回路前、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形式，間稱ll 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。這種分路布置方案在各類貨車上均有采用，但在輕型貨車上用得最為廣泛。這一分路方案中后輪制動管路失效，則一旦前輪制動車輛工程專業(yè)畢業(yè)設計（論文）9抱死就會失去轉彎制動能力。對于前輪驅動的貨車，當前輪管路失效而僅由后輪制動時，制動效能將明顯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使貨車甩尾。2.3.2 X 型回路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于一個回路，稱交叉型，簡稱 X 型。其特點是結構也很簡單，一回路失效時也能保證 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，使貨車失去方向穩(wěn)定性。因此，采用這種分路方案的貨車，其主銷偏移距應去負值（至 20mm） ，這樣，不平衡的制動力使車輪反向轉動，改善了貨車的方向穩(wěn)定性。2.3.3 其他類型回路左、右前輪制動器的半數(shù)輪缸與全部后輪制動器輪缸構成一個獨立的回路，而兩前輪制動器的另半數(shù)輪缸構成另一回路，可看成是一軸半對半個軸的分路型式，簡稱 KI 型。兩個獨立的回路分別為兩側前輪制動器的半數(shù)輪缸和一個后輪制動器所組成，即半個軸與一輪對另半個軸與另一輪的型式，簡稱 LL 型。兩個獨立的回路均由每個前、后制動器的半數(shù)輪缸所組成，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。KI、 LL、HH 型的組織結構均較為復雜。LL 型與 HH 型在任一回路失效時，前、后制動力的比值均與正常情況下相同，且剩余的總制動力可達到正常值的 50%左右。 KI 型單用回路，即一軸半時剩余制動力較大，但此時與 LL型一樣，在緊急制動時后輪極易先抱死。綜合以上各個管路的優(yōu)缺點最終選擇 X 性回路。2.4 液壓制動主缸的設計方案為了提高貨車行駛的安全性，根據(jù)交通法規(guī)的要求，一些貨車的行車制動裝置均采用的雙回路制動系統(tǒng)。雙回路制動系統(tǒng)的制動主缸為串列雙腔制動主缸，單腔制動主缸已被淘汰。輕型貨車制動系統(tǒng)設計10圖 2-4 制動主缸工作原理圖貨車制動主缸采用串列雙腔制動主缸。如圖 2-4 所示，該主缸相當于兩個單腔制動主缸串聯(lián)在一起而構成。儲蓄罐中的油經(jīng)每一腔的進油螺栓和各自旁通孔、補償孔流入主缸的前、后腔。在主缸前、后工作腔內(nèi)產(chǎn)生的油壓，分別經(jīng)各自得出油閥和各自的管路傳到前、后制動器的輪缸。主缸不制動時，前、后兩工作腔內(nèi)的活塞頭部與皮碗正好位于前、后腔內(nèi)各自的旁通孔和補償孔之間。當踩下制動踏板時，踏板傳動機構通過制動推桿推動后腔活塞前移，到皮碗掩蓋住旁通孔后，此腔油壓升高。在液壓和后腔彈簧力的作用下，推動前腔活塞前移，前腔壓力也隨之升高。當繼續(xù)踩下制動踏板時，前、后腔的液壓繼續(xù)提高，使前、后制動器制動。撤出踏板力后，制動踏板機構、主缸前、后腔活塞和輪缸活塞在各自的回位彈簧作用下回位，管路中的制動液在壓力作用下推開回油閥流回主缸，于是解除制動。若與前腔連接的制動管路損壞漏油時，則踩下制動踏板時，只有后腔中能建立液壓，前腔中無壓力。此時在液壓差作用下，前腔活塞迅速前移到活塞前頂端到主缸缸體上。此后，后缸工作腔中的液壓方能升高到制動所需的值。若與后腔連接的制動管路損壞漏油時，則踩下制動踏板時，起先只有后缸活塞前移，而不能推動前缸活塞，因后缸工作腔中不能建立液壓。但在后腔活塞直接頂觸前缸活塞時，前缸活塞前移，使前缸工作腔建立必要的液壓而制動。由此可見，采用這種主缸的雙回路液壓制動系，當制動系統(tǒng)中任一回路失效時，串聯(lián)雙腔制動主缸的另一腔仍能工作，只是所需踏板行程增大，導致貨車輛工程專業(yè)畢業(yè)設計（論文）11車制動距離增長，制動力減小，大大提高了工作的可靠性。輕型貨車制動系統(tǒng)設計12第 3 章 制動器的設計計算3.1 制動系統(tǒng)主要參數(shù)數(shù)值3.1.1 相關主要技術參數(shù)空載總質量（N）：21000滿載總質量（N）：42250前軸荷（空載） （kg ）：1346后軸荷（空載） （kg ）：1099前軸荷（滿載） （kg ）：1826后軸荷（滿載） （kg ）：2684質心高度（空載） （mm ）：649質心高度（滿載） （mm ）：824軸距（mm）： 3360空載質心距后軸距離（mm）：1849.32滿載質心距后軸距離（mm）：1360.38滿載質心距前軸距離（mm）：1260.38車輪工作半徑（mm ）：480輪輞直徑（in）：14最高車速：160km/h輪胎：195/60R14 85H同步附著系數(shù)： =0.60φ3.1.2 同步附著系數(shù)的分析（1）當 0.6 時，制動時總是后輪先抱死，這時容易發(fā)生后軸側滑而使0φ汽車失去方向穩(wěn)定性；（3）當 =0.6 時，制動時貨車前、后輪同時抱死，是一種穩(wěn)定工況，但0也喪失了轉向能力。分析表明，貨車在同步附著系數(shù)為 0.6 的路面上制動（前、后車輪同時抱死）時，其制動減速度為 ，即 ， 為制動強度。而在其他附gqdtu0φ=0q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0φ=所以需要加裝真空助力器Ip/`輕型貨車制動系統(tǒng)設計22式中： ——真空助力比，取為 4；I=427.5N500N~700N；`pF所以符合要求。4.4.2 制動踏板工作行程 px)(21mpsix+=式中： ——主缸推桿與活塞的間隙，一般取 1.5mm~2mm，取 =2mm；1ms 1ms——主缸活塞空行程，即主缸活塞由不工作的極限位置到使其皮碗2完全封堵主缸上的旁通孔所經(jīng)過的行程；根據(jù)上式得： mxp 15028)(4=+符合設計要求。車輛工程專業(yè)畢業(yè)設計（論文）23第 5 章 制動性能分析任何一套制動裝置都是由制動器和制動驅動結構兩部分組成。貨車的制動性是指貨車在行駛中能利用外力強制地降低車速至停車或下長坡時維持一定車速的能力。5.1 制動性能評價指標貨車制動性能主要由以下三個方面來評價：1）制動效能，即制動距離和制動減速度；2）制動效能的穩(wěn)定性，即抗衰退性能；3）制動時貨車的方向穩(wěn)定性，即制動時貨車不發(fā)生跑偏、側滑以及失去轉向能 力的性能。5.2 制動效能制動效能是指在良好路面上，貨車以一定初速度制動到停車的制動距離或制動時貨車的減速度。制動效能是制動性能中最基本的評價指標，制動距離越小，制動減速度越大，貨車的制動效能就越好。5.3 制動效能的恒定性制動效能的恒定性主要指的是抗熱衰性能。貨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，因為制動過程實際上是把貨車行駛的動能通過制動器吸收轉換為熱能，所以制動器溫度升高后能否保持在冷態(tài)時的制動效能，已成為設計制動器時需要考慮的一個重要的問題。5.4 制動時貨車的方向穩(wěn)定性制動時貨車的方向穩(wěn)定性，常用制動時貨車給定路徑行駛的能力來評價。若制動時發(fā)生跑偏、側滑或失去轉向能力，則貨車將偏離原來的路徑。制動過程中貨車維持直線行駛，或按預定彎道行駛的能力稱為方向穩(wěn)定性。影響方向穩(wěn)定性的包括制動跑偏、后軸側滑或前輪失去轉向能力三種情況。制動時發(fā)生跑偏、側滑或失去轉向能力時，貨車將偏離給定的行駛路徑。因此，輕型貨車制動系統(tǒng)設計24常用制動時貨車按給定路徑行駛的能力來評價貨車制動時的方向穩(wěn)定性，對制動距離和制動減速度兩指標測試時都要求了其試驗通道的寬度。方向穩(wěn)定性是從制動跑偏、側滑以及失去轉向能力等方面考驗。制動跑偏的原因有兩個：1）貨車左右車輪，特別是轉向軸左右車輪制動器制動力不相等；2）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（互相干澀） 。前者是由于制動調整誤差造成的，是非系統(tǒng)的。而后者是屬于系統(tǒng)性誤差。側滑是指貨車制動時某一軸的車輪或兩軸的車輪發(fā)生橫向滑動的現(xiàn)象。最危險的情況是在高速制動時后軸發(fā)生側滑，防止后軸發(fā)生側滑應使前后軸同時抱死或前軸先抱死而后后軸始終不抱死。理論分析如下，真正的評價是靠實驗的。5.5 制動器制動力分配曲線分析對于一般貨車而言，根據(jù)其前、后軸制動器制動力的分配、載荷情況及路面附著系數(shù)和坡度等因素，當制動器制動力足夠時，制動過程可能出現(xiàn)如下三種情況：1）前輪先抱死拖滑，然后后輪抱死拖滑；2）后輪先抱死拖滑，然后后輪抱死拖滑；3）前、后輪同時抱死拖滑。所以，前、后制動器制動力分配將影響貨車制動時的方向穩(wěn)定性和附著條件利用程度，是設計貨車制動系必須處理妥善處理的問題。根據(jù)所給參數(shù)及制動力分配系數(shù)，應用 MATLAB 編制出制動力分配曲線如下：當 I 線與 線相交時，前、后輪同時抱死；β當 I 線在 線下方時，前輪先抱死；當 I 線在 線上方時，后輪先抱死。通過該圖可以看出相關參數(shù)和制動力分配系數(shù)的合理性。車輛工程專業(yè)畢業(yè)設計（論文）25圖 5-1 制動力分配曲線5.6 制動減速度制動系的作用效果，可以用最大制動減速度及最小制動距離來評價。假設貨車是在水平的、堅硬的道路上行駛，并且不考慮路面附著條件，因此制動力是由制動器產(chǎn)生。此時 GaMjr×=/總式中： 貨車前、后輪制動力矩的總和；：總N238516078521=+總——滾動半徑 =370mm；r rGa——貨車總重 Ga=2100Kg代入數(shù)據(jù)得： 2/18.62037./)160785( smj =×貨車制動減速度應在 5.8~7m/s ，所以符合要求。5.7 制動距離 S在勻減速度制動時，制動距離 S 為254/)/(6.3/12Vat+=式中： 消除蹄與制動鼓間隙時間，取 0.1s；:制動力增長過程所需時間。取 0.2s；:2t故 mS 2.7054/30)/.1(6.3/ 2=×貨車的最大制動距離為： 1/.VST+取 30km/h。VmST9150/3.02=+×=輕型貨車制動系統(tǒng)設計26TS所以符合要求。5.8 摩擦襯片（襯塊）的磨損特性計算摩擦襯片的磨損與摩擦副的材質，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。貨車的制動過程，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貨車全部動力的任務。此時由于在短時間內(nèi)制動摩擦產(chǎn)生的熱量來不及逸散到大氣中，致使制動器溫度升高。此時所謂制動器的能量負荷，能量負荷越大，則摩擦襯片（襯塊）的磨損亦越嚴重。1）比能量耗散率雙軸貨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 β121)(tAvmea+=）（ -2)(2ta式中： ：貨車回轉質量換算系數(shù)，緊急制動時 ；1 1,02=v：貨車總質量；am：貨車制動初速度與終速度，計算時貨車取 27.8m/s；21,v：制動時間，按下式計算tsj6.4/8.721=+=：制動減速度， ；2/610smgj=×：前、后制動器襯片的摩擦面積；21A，=7600mm，質量在 1.5t~2.5t 的貨車摩擦襯片面積在 200~300cm；2故取 =30000mm2A2