【文章內容簡介】 ，如圖 b)滑動鉗盤式 制動器 c)擺動鉗盤式制動器。它們的制動油缸都是單側的，且與油缸同側的制動塊總成為活動的，而另一側的制動塊總成則固定在鉗體上。制動時在油液壓 本科生畢業(yè)設計（論文） 6 力作用下，活塞推動該側活動的制動塊總成壓靠到制動盤，而反作用力則推動制動鉗體連同固定于其上的制動塊總成壓向制動盤的另一側，直到兩側的制動塊總成的受力均等為止。對擺動鉗式盤式制動器來說，鉗體不是滑動而是在于與制動盤垂直的平面內擺動。這就要求制動摩擦襯片為楔形的，摩擦表面對其背面的傾斜角為 6176。左右。在使用過程中，摩擦襯塊逐漸磨損到各處殘存厚度均為 1mm后既應更換。 當浮動鉗 式盤式制動器兼用作行車制動器和駐車制動器時，可不必加設駐車制動用的制動鉗，而只需在行車制動鉗的液壓油缸附近加裝一些用于推動液壓油缸活塞的駐車制動用的機械傳動件即可。 浮動鉗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，同一組制動塊可兼用 于行車制動和駐車制動由于浮動鉗沒有跨越制動盤 的油道和油管，減少了油液的受熱機會，單側油缸 又位于盤的內側，受車輪遮蔽較少，使冷卻條件較 好。另外，單側油缸的活塞比兩側油缸的活塞要長， 圖 22 盤式制動 器結構圖 也增大了油缸的散 0 熱面積，因此制動油液溫度比定鉗式的低 30℃～ 50℃，汽化的可能性較小。但由于制動鉗體為浮動的，必須設法減少滑動處或擺動中心處的摩擦，磨損和噪聲。 經(jīng)過前面各式制動器的優(yōu)缺點的比較后，由于浮動 鉗盤式制動器有結構緊湊，制動塊磨損均勻的優(yōu)點，前輪采用了 浮動 鉗盤式制動器。后輪采用鼓式領從蹄式制動器。 液壓制動管路布置方案 為了提高制動驅動機構的工作可靠性，保證行車安全，制動驅動架構至少應有兩套獨立的系統(tǒng)，即應是雙管路制動系統(tǒng)，也就是說應將汽車的全部制動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，其它完好的回路仍能可靠的工作。 圖 23 為雙軸汽車的液壓式制動驅動機構的雙回路系統(tǒng)的 5 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（ 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形式。其特點是管路布置最為簡單，可與傳統(tǒng)的單輪缸鼓式制動器相配合，成本較低。 本科生畢業(yè)設計（論文） 7 圖（ b）為前后制動管路曾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測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。 圖（ c）的左、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形式，簡稱 HI 型。 圖（ d）的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形式，簡稱 LL 型。 圖（ 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、后軸對前、后半個軸的分路形式，簡稱 HH 型。這種形式的雙回路制動效能最好。 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。 HI型單用回路 3，即一軸辦時剩余制動力較大，但此時與 LL 型一樣，在緊急制動時后輪急易先抱死。 綜合各方面的因素和比較各回路形式的優(yōu)缺點。選擇了 HH型回路。 （ a） （ b） （ c） （ d） （ e） 圖 23 雙軸汽車液壓雙回路系統(tǒng)的 5種分路方案圖 1— 雙腔制動主缸 2— 雙回路系統(tǒng)的一個回路 3— 雙回路系統(tǒng)的另一分路 制動主缸的設計方案 為了提高汽車的行駛安全性，根據(jù)交通法規(guī)的要求，現(xiàn)代汽車的行車制動裝置均采用了雙回路制動系統(tǒng)。雙回路制動系統(tǒng)的制動主缸為串列雙腔制動主缸， 本科生畢業(yè)設計（論文） 8 單腔制動主缸已被淘汰。 福田風景輕型客車的 制動主缸采用串列雙腔制動主缸。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 空心螺栓和各自旁通孔、補償孔流入主缸的前、后腔。在主缸前、后工作腔內產生的油壓，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、后兩工作腔內的活塞頭部與皮碗正好位于前、后腔內各自得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，管路中的制動液借其壓力推開回油閥留回主缸，于是解除制動。 若與前腔相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端頂?shù)街鞲赘左w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，主缸仍能工作，只是所需踏板行程加大，導致汽車制動距離增長，制動力減小。 制動驅動機構形式方案 制動驅動機構將來自駕駛員或是其它力源的力傳給制動器，使之產生需要的制動轉矩。 制動系工作的可靠性在很大程度上取決于制動驅動機構的結構和性能。所以對制動驅動機構首先要求工作可靠；其次是制動轉矩的產生和撤除都應盡可能快，充分發(fā)揮汽車的制動性能；再次是操縱輕便省力；最后是加在踏板上的力 和踩下踏板的距離應該與制動器中產生的制動轉矩有一定的比例關系。 根據(jù)制動力源的不同， 制動驅動機構一般可以分為簡單制動、動力制動和伺服制動三大類。 本科生畢業(yè)設計（論文） 9 簡單制動系 簡單制動系即人力制動系，是靠駕駛員作用于制動踏板上或手柄上的力作為制動力源，而力的傳遞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，結構簡單，造價低廉，工作可靠，但機械效率低，因此僅用于中小型汽車的駐車制動器。由于駐車制動系必須可靠的保證汽車在原地停駐并在任何情況下不致自動滑行。這一點只有用機械鎖止方式才能實現(xiàn)，所以駐車制動系采用了機械傳動裝置。 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。其優(yōu)點是作用滯后時間短（ ～ ），工作壓力大（可達 10MPa～ 12MPa），缸徑尺寸小，可布置在制動器內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汽車上的使用范圍。液壓式簡單制動系曾廣泛用于轎車、輕型及以下的貨車和部分中型貨車上。但由于其操縱架構較沉重，不能適應現(xiàn)代汽車提高操縱輕便性的要求，故當前僅用于微型汽車上，在轎車和輕型汽車上已極少采用。 動力制動系 動力制動系是以發(fā)動機動力形式的氣壓或液壓勢能作為汽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，此處的踏板較小且可有適當?shù)奶ぐ逍谐獭? 伺服制動系 伺服制動系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，使人力與動力可兼用，即兼用人力和發(fā)動機動力作為制動能源的制動系。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、貨汽車上得到廣泛的 應用。 輕型客車制動驅動機構設計當中，通過計算所需的制動力僅靠人力是不夠 ,所以我選擇加裝了真空助力伺服制動系來彌補制動力不足的問題。 本科生畢業(yè)設計（論文） 10 第 3 章 制動系統(tǒng)主要參數(shù)確定 主要設計參數(shù) 汽車總質量：空載時 G0 =1840kg 滿載時 Ga =2400kg 質心位置： 質心距前軸距離： a= 質心距后軸距離： b= 質心高度： 空載時： hg= 滿載時： hg= 軸距： L= 輪距 : B= 輪胎規(guī)格 ： 195/70R15 同步附著系數(shù)的確定 輕型客車制動制動力分配系數(shù) ? 采用恒定值得設計方法。 欲使汽車制動時的總制動力和減速度達到最大值，應使前、后輪有可能被制動同步抱死滑移，這時各軸理想制動力關系為 F 1? +F 2? =? G F 1? / F 2? =（ L2? G） /(L1? hg) 式中： F 1? ：前軸車輪的制動器制動力 F 2? ：后軸車輪的制動器制動力 G：汽車重力 L1：汽車質心至前軸中心線的距離 L2：汽車質心至后軸中心線的距離 hg：汽車質心高度 由上式可知， 前后輪同時抱死時前、后輪制動器制動力是 ? 的函數(shù)，如 下 圖所示，圖上的 I 曲線即為輕型 客 車的前后輪同時抱死的前后輪制動器制動力的分配曲線（理想的前后輪制動器制動力分配曲線）。如果汽車前后輪制動器制動力能按I曲線的要求匹配，則能保證汽車在不同的附著系數(shù)的路面制動時，前后輪同時抱死。 本科生畢業(yè)設計（論文） 11 然而，目前大多數(shù)汽車的前后制動器制動力之比為定值。常用前制動器制動力與汽車總制動力之比來表明分配的比例，稱為制動器制動力分配系數(shù)，并以符號 ? 來表 示，即 ? = F1? / F2? 當汽車在不同 ? 值的路面上制動時，可能有以下 3 種情況。 1)當 ? ＜ 0? 時， ? 線在 I 線下方，制動時總是前輪先抱死。這是一種穩(wěn)定工況，但在制動時汽車有可能喪失轉向能力，附著條件沒有充分 利用。 2)當 ? ＞ 0? 時， ? 線在 I 線上方，制動時總是后輪先抱死，因而容易發(fā)生后軸側滑使汽車失去方向穩(wěn)定性。 3）當 ? = 0? 時，前、后輪同時抱死，是一種穩(wěn)定的工況，但也失去轉向能力。 前、后制動器的制動器制動力分配系數(shù)影響到汽車制動時方向穩(wěn)定性和附著條件利用程度。要確定 ? 值首先要選取同步附著系數(shù) 0? 。 根據(jù)汽車知識手冊查表， 福田風景 輕型客車的同步附著系數(shù)取為 。 制動器制動力分配系數(shù) ? 的確定 根據(jù)公式： ? =（ L2 + 0? ? hg） /L 本科生畢業(yè)設計（論文） 12 得： ? =（ 1250+? 680） /2600= 式中 0? ：同步附著系數(shù) L2 ：汽車重心至后軸中心線的距離 L：軸距 hg:汽車質心高度 前后制動器最大制動力矩的確定 為保證汽車有良好的制動效能和穩(wěn)定性，應合理的確定前、后輪制動器制動力矩。對于選取較大 0? 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 ? ＞ 0? 時，相應的極限制動強度 q＜ ? ，故所需的后軸和前軸的最大制動力矩為 T max2f =Z er?1 = LG （ L1qhg） ? re T max1f =max21 fT??? 其中 680)(1 3 5 0 3 5 01 01 ???? ????? ghL Lq ）（ ?? ? 則 NMTf a x2 ??????? ）（ NMT f