轻型货车及制动系设计说明书

河北工程大学毕业设计

轻型货车及制动系设计,本人QQ740215186,验证时请说” 轻型货车及制动系设计”, 轻型货车及制动系设计全部内容,包括装备图,零件图 ,外文翻译,毕业实习报告,下面是说明书部分,如果想要,请加我QQ,所有内容打包50元,不要怀疑信誉问题,大家都是过来人,没必要为难晚辈.我是14年毕业生,里面全是最新的资料. 有什么不清楚的加我QQ ,想要预览什么图可以先发过去一两个图纸 我的图纸是caxa画的，只要用caxa打开另存就可以转换成cad格式。

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摘 要

制动系统是汽车中最重要的系统之一。因为随着高速公路的不断发展，汽车的车速将越来越高，对制动系的工作可靠性要求日益提高,制动系工作可靠的汽车能保证行驶的安全性。由此可见，本次制动系统设计具有实际意义。

本次设计主要是对轻型货车制动系统结构进行分析的基础上，根据对轻型货车制动系统的要求，设计出合理的符合国家标准和行业标准的制动系统。

首先制动系统设计是根据整车主要参数和相关车型，制定出制动系统的结构方案，其次设计计算确定前、后鼓式制动器的主要尺寸和结构形式等。最后利用计算机辅助设计绘制出了制动器装配图、制动管路布置图以及相关零件图。最终对设计出的制动系统的各项指标进行评价分析。另外在设计的同时考虑了其结构简单、工作可靠、成本低等因素。结果表明设计出的制动系统是合理的、符合国家标准的。

关键词：轻型货车；总体设计；制动；鼓式制动器；

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Abstract

Braking system is one of the most important system in the automotive . because of the continuous development with the highway. The car will become more and more high-speed, braking system on the work of the increasing reliability requirements,Brake work of a reliable car,guarantee the safety of travelling,This shows that, The braking system design of practical significance.

The braking system is one of important system of active safety. Based on the structural analysis and the design requirements of intermediate car’s braking system, a braking system design is performed in this thesis, according to the national and professional standards.

First through analyzing the main parameters of the entire vehicle, the braking system design starts from determination of the structure scheme. SecondlyCalculating and determining the main dimension and structural type of the drum brake，brake master cylinder ans so on，Finally use of computer-aided design drawing draw the engineering drawings of the front and rear brakes, the master brake cylinder, the diagram of the brake pipelines. Furthermore, each target of the designed system is analyzed for checking whether it meets the requirements. some factors are considered in this thesis, such as simple structure, low costs, and environmental protection, etc. The result shows that the design is reasonable and accurate, comparing with the related national standards.

Key words：light truck；brake；drum brake；overall design

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目录

摘 要 ....................................................... I Abstract .................................................. III 第1章 绪论 ................................................. 3

1.1 制动系统设计的意义 ........................................... 3 1.2 制动系统研究现状 ............................................. 3 1.3 对汽车制动系统的展望 ......................................... 4 1.4 本次设计设计内容 ............................................. 5 1.5 汽车制动系统的组成 ........................................... 5 1.6 制动系统类型 ................................................. 6

第2章 车身设计 ............................................. 7

2.1 毕业设计任务中已知相关参数 ................................... 7 2.2 汽车形式的选择 ............................................... 7

2.2.1 驱动形式 ............................................... 7 2.2.2 轴数 ................................................... 7 2.2.3 布置形式 ............................................... 7 2.3 汽车总体参数的确定 ........................................... 8

2.3.1 汽车质量参数的确定 ..................................... 8 2.3.2 汽车主要尺寸的确定 .................................... 10 2.3.3 汽车主要性能参数的选择 ................................ 11 2.4 汽车发动机的选择 ............................................ 14

2.4.1 发动机形式的选择 ...................................... 14 2.4.2 发动机主要性能指标的选择 .............................. 15 2.5 轮胎选择及主减速器传动比的确定 .............................. 17 2.6 汽车总体布置 ................................................ 19

第3章 制动系统的设计 ...................................... 21

3.1 汽车制动器形式的选择 ........................................ 21

3.1.1 制动器的工作形式 ...................................... 21 3.1.2 鼓式制动器的优点及其分类 .............................. 21 3.2 制动系统主要参数的确定 ...................................... 22

3.2.1 轻型货车主要技术参数 .................................. 22

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第2章 车身设计

2.1 毕业设计任务中已知相关参数

表2-1设计所给参数 满载质量 空载质量 质心高度： 3395kg 1895kg 空载:0.74 m 满载:0.85m 空载:1.328 m 质心距后轴距离 满载:0.829m

2.2 汽车形式的选择

汽车的不同形式，主要体现在轴数、驱动形式以及布置形式上的不同。

2.2.1 驱动形式

驱动型式常用4?2、4?4、6?4等代号来表示。其中第一个数字表示车轮的总数，第二个表示驱动轮数。4?2式汽车结构简单、制造成本低，广泛使用在轿车和总质量小于19t的公路用车上。

结合设计要求，因设计货车额定载荷质量偏大，而且总质量小于19t，综合考虐经济成本。所以本设计选择4?2后轮双胎形式。

2.2.2 轴数

汽车可以有两轴、三轴、四轴甚至更多的轴数。影响汽车轴数的因素主要有汽车的总质量、道路法规对轴载质量的限制和轮胎的负荷能力以及汽车的结构等。

包括乘用车、汽车总质量小于19t的公路运输车辆和轴荷不受道路、桥梁限制的非公路行驶车辆（如矿用自卸车等），均采用结构简单、制造成本低廉的两轴方案。

结合设计要求，本设计选用两轴式。

2.2.3 布置形式

发动机前置后桥驱动货车的主要优点是：可以采用直列、V型或卧式发动机，且

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发现发动机故障容易，发动机接近性能良好，维修方便，离合器、变速器等操纵机构的结构简单，比较容易布置，货箱地板高度低。

平头货车的主要优点如下：汽车总长和轴距尺寸短，最小转弯直径小，机动性能良好；不需要发动机罩和翼子板，加上总长缩短的影响，汽车整备质量减小；驾驶员视野得到改善。

发动机前置后桥驱动平头货车的主要缺点是：驾驶室内部拥挤，隔绝发动机工作噪声、气味、热量和振动困难。

综合设计任务，本设计选择发动机前置后桥驱动平头两轴4×2后轮双胎式货车。

2.3 汽车总体参数的确定 2.3.1 汽车质量参数的确定

（1）质量系数

质量系数是指汽车装载质量与汽车整车整备质量的比值，如表2-2所示

表2-2不同类型的汽车质量系数

汽车类型 轻型1.8?ma?6.0 载货型汽车 中型6.0?ma?14.0 ?m0 0.8到1.1 1.2到1.35 1.3到1.7 备注 柴油货车为0.8到1.0 重型ma?14.0 初取

?m0?1

（2）．汽车的装载质量（简称装载量）和载客量

在硬质良好路面上行驶时所允许的额定装载量m??1.8t当汽车在碎石路面上行驶时，装载质量应有所减少（约为好路的75%--85%），约1.37t。

轻型货车要求驾驶和副驾驶，无需多余载客，按亚洲人均体重算，约为65Kg/人。 （3）．整车整备质量

车上带有全部设备（包括随车工具，备胎等），加满燃料和水，但是没有载货和载人时的整车质量。

由质量系数确定：

m0?1895kg

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（4）．汽车总质量的确定

表2-3 汽车总质量计算公式 汽车类型 载货型汽车 公式 ma?m0?m??mp 备注 m0：整备质量m?：装载质量 mp乘客和驾驶员质量每人以65千克计，m1行李大客车 ma?m0?mp?m1 质量，轿车以每人5到10Kg计，长途大客车以10到小轿车

货车的总质量：

ma?m0?mp?m1?mf15Kg计，城市大客车不计 mf：附加设备质量 ma?m0?m??mp=1895kg+1370gk+65kg?2=3395kg

（5）．汽车轴荷分布

汽车的轴荷分配是指汽车在空载或满载静止状态下，各车轴对支承平面的垂直负荷，也可以用占空载或满载总质量的百分比来表示。

各类汽车的轴荷分配见表2-4

表2-4 各类汽车的轴荷分配 车型及驱动形式 乘用车商用货车前置前驱 前置后驱 后置后驱 4?2后轮单胎 4?2后轮双胎，平头式 满载 前轴 0.47-0.60 0.45-0.50 0.40-0.46 0.32-0.40 0.30-0.35 0.19-0.25 后轴 0.40-0.53 0.50-0.55 0.54-0.60 0.60-0.68 0.73-0.75 0.65-0.70 0.75-0.81 前轴 0.56-0.66 0.51-0.56 0.38-0.50 0.50-0.59 0.44-0.49 0.48-0.54 0.31-0.37 空载 后轴 0.34-0.44 0.44-0.49 0.50-0.62 0.41-0.50 0.51-0.56 0.46-0.52 0.63-0.69 长、短头式 0.25-0.27 4?2后轮双胎，6?4后轮双胎 货车形式为后轮双胎。

表 2-5 设计货车的轴荷分配

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空载 前轴 50% 947.5kg

由此可以得出满载时单前轮的负荷为：543.2kg 满载时单后轮的负荷为：577.15kg

后轴 50% 947.5kg 前轴 32% 1086.4kg 满载 后轴 68% 2308.6kg 2.3.2 汽车主要尺寸的确定

表2-6 各类汽车的轴距和轮距 车型 类别 <1.8 轴距L/m 1.7~2.9 2.3~3.6 3.6~5.5 4.5~5.6 轮距B/m 1.15~1.35 1.30~1.65 1.70~2.00 1.84~2.00 4?2货车 总质量1.8~6.0 6.0~14.0 >14.0 mat

（1）．前、后轮距B1和B2

货车的轮距与汽车结构布置形式有关。现初取为

B1?1400mm，B2?1400mm

（2）．轴距L

轻型货车对机动性能要求高，故轴距应取短些。由表2-6可初取对应

L?2700mm

（3）．前悬LF和后悬LR

总质量在1.8-14.0t的货车后悬一般在1200~2200mm之间。初取为

LF?900mm，LR?1400mm

（4）．外廓尺寸

[4]（1）总长： La?L?LF?LR?2700（2.1） ?900?1400?5000mm

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（2）宽度：[4] Ba?La?195（经验公式） （2.2）?60?1920mm3高度：（经验公式）

（2.3） Ha?hm?hp?hB?ht?250?500?1380?30?2160mm 其中轴间底部离地高hm（一般大于最小离地间隙，见以后章节）、地板及下部零件高hp、室内高hB（一般在1120~1380mm之间）和车顶造型高度ht都是预设值。

(4)车箱尺寸：

要求车箱尺寸在运送货物时能装足够的吨数．车箱边板高度对汽车质心高度和装卸货物的方便性有影响，一般在450～650㎜范围内选取。车箱内宽应在汽车外宽符合国家标准下适当选取宽些，有利于缩短边板高度和车箱长度。

参考以上内容和设计需求本设计边板选545mm

车箱前板及保险架离驾驶室后围或相关部件的间隙应不小于40mm。

车箱纵、横梁布置要合理，保证自身有足够的强度和刚度，使车箱底板在长期承载使用状态下，不会产生永久变形。

（5）车头长度

车头长度是指从汽车的前保险杠到驾驶室后尾的距离。车身形式，即长头式还是平头型对车头长度有绝对的影响。此外，车头长度尺寸对汽车外观效果、驾驶室居住性、汽车面积利用率和发动机接近性等有影响。平头货车一般在1400~1500mm。本次设计选择1400mm。

2.3.3 汽车主要性能参数的选择

（1）．动力性参数 1) 最高车速vamax： 根据设计要求[4]

vamax?110kmh

2) 直接档和Ⅰ档最大动力因素D0max和D1max：

轻型货车一般不带挂车，平均车速和加速性的要求也较高，Ⅰ档最大动力因数还标志着起步连续换档的能D1max标志着汽车的最大爬坡能力和越过困难路段的能力，

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力。见表2-7取D0max=0.08, D1max =0.35。

表2-7汽车动力性参数范围

汽车类型 比功率Pb(kw?t) ?1比转矩Tb(N?m?t) ?1直接档最大动力因数 / 0.06-0.10 / / Ⅰ档最大动力因数 / 0.30-0.40 / / 最大货总质量

ma?1.8 16-28 15-21 10-20 6-20 30-44 38-44 33-47 29-50 1.8?ma?6.0 6.0?ma?14.0车 ma?14.0 3) 加速时间t的确定：

货车起步连续换挡加速时间是汽车加速性能的一项重要指标。载货汽车通常用0-60km/h的加速时间来评价。

初选[4]

t?12s

4) 最大爬坡度imax：

根据设计要求，轻型货车要求有较高的机动性和通过性能，所以最大爬坡度应比较大。所本设计以最大爬坡度为0.32。

5) 汽车比功率Pb和比转矩Tb： 按照表2-7初步取：

比功率：发动机最大功率与汽车总质量的比值，可以初取为20kw/t 比转矩：发动机最大转矩与汽车总质量的比值 可以初取为42N.m/t （2）．燃油经济性指标

是指在水平的水泥或沥青路面上以经济车速满载行驶的百公里耗油量 此轻型货车采用柴油机。由表2-8初取单位燃油消耗量为2.4

表2-8 货车单位燃油消耗量 总质量

汽油机 柴油机 总质量12

汽油机 柴油机 河北工程大学毕业设计

mat 〈4 4-6 3.0~4.0 2.8~3.2 2.0~2.8 1.9~2.1 mat 6-12 〉12 2.68~2.82 2.50~2.6 1.55~1.86 1.43~1.53 （3）．汽车的最小转弯直径Dmin[4]

根据设计要求，轻型货车要求机动性比较高所以选择较小的最小转弯直径.本设计汽车最小转弯直径取

Dmin?12m

（4）．汽车通过性

总体设计要确定的通过性几何参数有：最小离地间隙hmin、接近角?1、离去角?2和纵向通过半径?1等。

表2-9 汽车通过性的几何参数 车型 hmin/mm 180-220 ?1/(?) 25-60 ?2/(?) 25-45 ?1/m 2-4 4?2货车 初取

hmin?200mm,?1?40?,?2?30?,?1?3m

（5）．汽车操稳性、制动性及舒适性

汽车转向特性参数通常以0.4g的向心加速度沿定圆转向时前后轮侧偏角之差作为评价参数，在1?~3?间为宜。

车身侧倾角是汽车以0.4g的向心加速度沿定圆等速行驶是车身纵切面与前进方向垂直平面的夹角，在3?~7?间为宜。

制动前俯角是汽车以0.4g的减速度制动时车身水平切面与前进方向水平面间的夹角，在0?~1.5?间为宜。

GB7258—1997机动车运行安全条例中规定的路试检验行车制动和应急制动性能要求如表2-10

表2-10 路试检验行车制动和应急制动性能要求 车辆行车制动 应急制动 13

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类型 制动初车速（制动距离（m）FMDD1(试车道宽度（m） 踏板力（N）（?） 制动制动初车速（距离（m）FMDD(操纵力（N）（?） 手m?s2)（?） m?s2)（?） km?h?1） （?） 轻满型载 货空车 载 30 9 5.4 10 5.0 km?h?1） （?） 700 3.0 450 30 20 2.2 600 脚700 平顺性、空气调节性能、车内噪声、称作环境及驾驶员的操作性能。其中汽车平顺性常用垂直振动参数评价，包括频率和振动加速度等，此外悬架动挠度也用来作为评价参数之一

表2-11 悬架的静挠度、动挠度和偏频

车型 轻型货车 静挠度fc（mm） 50-110 动挠度fd（mm） 60-90 偏频n（Hz） 1.5-2.2 2.4 汽车发动机的选择 2.4.1 发动机形式的选择

（1）．汽油机与柴油机的选用

目前世界上大多数汽车发动机都是采用的往复式内燃机。近20年来也仅仅在少数汽车上出现了新的动力装置，如转子发动机、燃气轮机、高能蓄电池等，但由于技术和经济上的种种原因，这些新型发动机尚未普及。据相关专家们预测：在本世纪初甚至更长的时间内，往复式内燃机仍将是汽车使用发动机的主要类型。所以，也仅仅针对这种发动机讨论选型问题。总体上说，它可分为汽油机和柴油机两大类。在我国现行的汽车上主要采用汽油机，它与柴油机在数量上的百分比为88：12。世界上，汽车发动机的发展趋势是逐步柴油化。现今欧美大型汽车的发动机已经柴油化，中型汽车也多采用柴油机。与汽油机相比，柴油机具有燃料经济性好、工作可靠、寿命长、使用成本低和排污少等优点。但是柴油机也有工作粗暴、振动及噪声大、尺寸和质量大、造价高、起动较困难和易生黑烟等缺点。近年来，柴油机设计的不断完善，它的缺点

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也得到很好的克服，并且提高了转速，所以采用柴油机的轻型车和家用轿车也日益增多。

设计选用平头式车型，发动机布置在驾驶室下面，不存在布置上影响驾驶员的视线的问题，所以可以选用尺寸较汽油机比较大的柴油机，从而获得更好的工作可靠性并且获得更高的燃油经济性，进而降低该车维修费用和运输成本。

（2）．气缸排列方式与冷却方式的选择

按气缸排列的形式分，有直列、水平对置和V型几种。直列式结构简单、宽度小、布置方便。但如果发动机缸数过多就会显得过长，因此直列式只适用于? 6缸的发动机。V形发动机具有长度小、高度低、曲轴刚度大等优点，且易系

列化，主要用在大型轿车和长度受限的重型货车上。V型发动机造价也较高，宽 度大，在平头车上布置较困难，所以这里不会采用。水平对置式的主要优点是平衡性好、高度低，主要用在一些微型轿车上。

综合考虑，选用结构简单、维修容易、工作可靠的直列式四缸发动机。 发动机按冷却方式可分为水冷和风冷两种。风冷发动机的优点是冷却系统比较简单，维修方便，对沙漠和异常气候环境的适应性较好，但也存在冷却不均、消耗功率大和噪声大等显而易见的缺点，在汽车上应用不多，大多用在在22kW以下的小发动机和军用越野车上。大部分汽车都采用水冷发动机，它的主要优点是冷却均匀可靠、散热性能好、噪声小、能解决车内供暖等。

综合考虑，选用水冷发动机。

根据车型以及上述资料选择：四缸直列式水冷柴油机。

2.4.2 发动机主要性能指标的选择

（1）．发动机最大功率Pemax及相应转速np

汽车的动力性的好坏在很大程度上取决于发动机的功率。发动机功率越大，动力性越好。粗略估计发动机功率时，可参考同级别汽车的比功率统计值选定新车所用的比功率值，乘以所设计车型的总质量，即可求得所需的最大功率值。另外，它也可根据汽车应达到的的最大车速vmax，用下式估算最大功率

[4]

Pemax?CA3?1?magfrvmax?Dvmax???T?360076140? （2.4）

Pemax为发动机最大功率（kw）

?T为传动系效率，对驱动桥用单级主减速器的4?2的汽车取0.9

ma为汽车总质量（kg）

g为重力加速度（9.8ms3）

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fr为滚动系数，对货车取0.02

CD为空气阻力系数（货车取0.8-1.0），这里取0.8

A为汽车正面投影面积（m） 。 vmax为最高车速（km/h）

2Pemax?13395?9.8?0.020.8?1.5?2.13(?110??1103)?66.8kW 0.9360076140可选取发动机最大功率：

Pemax?70kW

此外，还应规定最大功率转速nP的范围，它可以根据发动机类型，最高车速，最

n大功率，活塞平均速度和发动机制造条件等因素来确定。目前汽油机的p在

nn3000~7000rmin之间，轿车上的p较高，在4000rmin以上的较多，轻型货车的p在

n4000~5000rmin之间，中型货车的p就更低些。柴油机的np值在1800~4000rmin之间。乘用车和总质量小一些的货车用高速柴油机，常取在3200~4000rmin之间；总质量大一些的货车的柴油机np值在1800~2600rmin之间。

初选该货车的转速：[4]

0/min np?340r （2.5）

（2）．发动机最大转矩Temax及相应转速nT

[4]

Pemax和np确定后，用下式确定Temax

?PemaxT??T?9549 emax （2.6） pnpTemax为最大转矩

?为转矩适应性系数；一般在1.1~1.3之间选取，这里选取1.2

TP为做最大功率转矩

Pemax为最大功率 np为最大功率转速。

Temax?9549可选取发动机最大转矩：

1.2?70?236N?m 3400Temax?250N?m

设计要求np与nT之间有一定的差值，如果它们很接近，将导致直接档的最低稳定车速偏高，使车辆通过十字路口时换挡次数增多。选择nT时希望npnT在1.4~2.0之间，这里取npnT=1.6，所以

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/min nT?np/1.6?212r5 （2.7）

（3）．发动机的适应系数?[4]

???TemaxnP??TPnT???

nP?1.2?1.6?1.92nT （2.8）

?值越大，说明发动机适应性越好。采用?值大的发动机可减少换挡次数，减小传动系磨损和减低油耗。现代汽油机?在1.4~2.4之间，而柴油机在1.6~2.6之间。显然?值在1.6~2.6之间。

综合以上各种因素考虐本设计选用福建力佳四缸N型柴油机 型号为SL4105AB（2100NM）。

型号 生产厂家 汽缸数 燃油种类 气缸排列形式 排量 排放标准 最大输出功率 最大扭矩 SL4105AB 福建力佳 4 柴油 直列 4.052L 欧Ⅰ 70kW ≥250Nm

全负荷最低燃油消耗率 发动机净重 发动机尺寸 额定转速 气缸行程 气缸直径 进气形式 发动机形式 ≤239g/kWh 345KG 970×676×758mm 3000RPM 117mm 105mm 自然进气 四冲程、水冷 表2-12福建力佳四缸N型柴油机SL4105AB部分性能参数

2.5 轮胎选择及主减速器传动比的确定

轮胎及车轮各部件应满足下列基本要求：足够的负荷能力和速度能力，较小的滚动阻力和行驶噪声；良好的均匀性和质量平衡性，耐磨损、抗老化、抗刺扎和良好的气密性；质量小、价格低、拆装方便、互换性好。

子午线胎比斜胎的优点：

1、不易被刺破冠部分有钢丝带束层，很难被硬物刺破，而斜胶胎冠只有尼龙帘线层。

2、可以高速行驶轮胎在行驶过程中与地面接触部分，因为荷重而使周边也产生弯曲，旋转离地时，弯曲部分会恢复原状。在高速运转时，子午线胎由于在帘布层外有钢丝带束层紧箍着，变形弯曲较小，恢复较快。而斜胶胎弯曲部分不来及恢复原状，这时的轮胎会产生波状变形，

表现为轮胎接地部位在后半圆附近，俗称“驻波”。这时轮胎的滚动阻力急剧增大，

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致使胎体温度迅速生高，会使胎面脱掉，产生爆胎。

3、使用寿命长子午线胎胎冠部位的钢丝带束层，钢性很强，轮胎的胎冠可以使用比较硬的橡胶，从而提高轮胎的耐磨性，延长了轮胎的使用寿命。而斜胶胎与子午线胎相比。使用寿命差三分之一。

4、安全性能好子午线胎胎面一般较宽，所以它的抓着力强。制动性能好，操纵稳定性好。

另外由于子午线胎胎侧比较薄（只有一层或两层帘线），在行驶时升温少，散热快，不易使轮胎橡胶老化，减少了爆胎的机率。

5、舒适性好，噪音更低子午线胎胎侧较薄，所以比较柔软，弹性好，能较好减少震荡和噪音。

6、省油由于自重较轻。滚动阻力较小，所以比斜胶胎节省燃料。 子午线轮胎的缺点是：

因胎侧较薄，胎冠较厚，在其与胎侧的过渡区易产生裂口。侧面变形大，导致汽车的侧向’稳定性差，制造技术要求高，成本也高。

尽管子午线轮胎有诸多优点，但它的胎侧因为较薄，所以不如斜交胎的胎侧耐抗击，不论是马路牙子还是路面碎石都很容易割伤胎侧，使轮胎受到致命的伤害而报废。此外，因为子午线轮胎的生产工艺复杂，生产技术要求严格，必须有先进的设备和昂贵的各种原材料，所以子午线轮胎的生产效率也不如斜交胎高，价格较贵。虽然如此，随着高速路的不断发展，斜交胎已不能适应高速路的需要，子午线轮胎做为高速路的宠儿，已越来越受到广大驾驶员的青睐。所以本设计选择子午线轮胎。

根据轴荷分配来考虑轮胎所能承受的最大负荷并根据动力性要求选择合适的轮胎半径R。

根据该车型的最小离地间隙和满载轮荷结合下页表2-12进行初步的选择，选用轮胎的规格为：6层7.00-16：轮胎的最大负荷为6800N，断面宽200mm，普通花纹D750，相应气压p?0.1为3.2MPa，标准轮辋5.50F，轮胎扁平率为0.70，

则轮胎相应的有效半径rk通过下式计算得到[4]

rk=200 mm?70% +（15?25.4mm）/2=330.5mm （2.9）主减速器传动比i0的确定：

由于总体设计中D0max?0.08

Temai0x?TCDA2?vmaxrk21.5D0max?G （2.10） 带入数据

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250?io?0.90.8?1.5?2.13??110221.50.08?0.3305?6.02 9.8?3395得： i0?6.02

汽车起步时第一挡的传动比ik根据有关资料定为3.5。

表 2-12 国产汽车轮胎的规格、尺寸及使用条件

主要尺寸 轮胎规则 层数 断面宽 普通外直径 加深越野最大负荷 N 使用条件 相应气压?0.1 MPa 标准轮辋 允许使用轮辋 花纹 花纹 花纹 轻型货车，中，小客车及其挂车轮胎

6.50-14 6.50-16 (6.50R16) 7.55-15 (7.00R15) 7.00-16 (7.00R16) 7.50-15 (7.50R15) 7.50-16 (7.50R16) 8.25-16 (8.25R16) 9.00-16 (9.00R16)

6 8 6 8 6 8 8 10 8 10 8 10 12 12 8 10 240 225 860 890 870 900 - - 220 810 820 - 180 705 - - 5850 6900 6350 7550 6800 8000 8500 9650 9300 10600 9700 11050 12400 13500 12200 13550 3.2 4.2 3.2(3.5) 4.2(4.6) 3.2(3.5) 4.2(4.6) 4.2(4.6) 5.3(5.6) 4.2(4.6) 5.3(5.6) 4.2(4.6) 5.3(5.6) 6.3(6.7) 5.3(5.6) 3.5(3.9) 4.2(4.6) 6.00G 4.50J 5J 5.50E 5.50F 755 765 765 - 5.50F 200 200 220 750 780 785 760 790 790 - - - 5.50F 6.00G 5.50F 6.00G 6.00G 5.50F 6.50F 5.00F 6.50H 6.50H 6.00G 6.50H 6.00G 2.6 汽车总体布置

整车布置的基准线——零线的确定

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汽车在满载状态下，确定整车的零线(三维坐标面的交线)、正负方向及标注方式。 整车在满载状态、车头向左来确定整车的坐标线。

x坐标线：通过左右前轮中心的铅垂面，在侧视和俯视图上的投影线即为x坐标线，前为、后为“+”，该线标记为

X0。

z坐标线：取车架纵梁上翼面上较长的一段平面，或承载式车身中部底板的下表面，并与水平面平行时，该面在前视和侧视图上的投影线即为z坐标线，上为“+”、下为“-”，标记为Z。

0 y坐标线：通过汽车纵向中心线的铅垂面，在前视和俯视图上的投影线为y坐标线，

Y前视图中右侧为“+”、右侧为“-”，标记为。

0由于设计内容的要求车架总成外形及其横梁的布置在此不做详细设计介绍 汽车总体布置图见图00-07<车身总体布置>

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第3章 制动系统的设计

3.1 汽车制动器形式的选择

3.1.1 制动器的工作形式

1）制动器按其直接作用对象的不同可分为车轮制动器和中央制动器。前者的旋转元件固定装在车轮或半轴上，即制动力矩直接作用在两侧车轮上。后者的制动力矩必须经过驱动桥在分配到两侧车轮上。车轮制动器一般用于行车制动，也有兼用第二制动和驻车制动的。中央制动器用于驻车制动，其优点式制动力矩须经过驱动轴放大后传到车轮。因而容易满足操纵手力小的要求，但在应急制动时往往造成传动轴超载。现在，由于车速高，对应急制动的可靠性要求更严格。在中、高级轿车及总重在15T以下的货车上，多在后轮制动器上附加手动机械驱动机构，也不再设置中央制动器。

2）制动器所用张开式装置的型式可分为液压轮缸、非平衡式凸轮式、平衡凸轮式、楔块式机械张开机构

3）制动系按制动能量的传输方式 制动系统可分为机械式、液压式、气压式、电磁式等。同时采用两种以上传能方式的制动系称为组合式制动系统。 本次设计的轻型货车的行车制动采用的是伺服液压式制动系统，驻车制动采用机械式驻车制动系统。

4）一般制动器都是通过其中的固定元件对旋转元件施加制动力矩，使后者的旋转角速度降低，同时依靠车轮与地面的附着作用，产生路面对车轮的制动力以使汽车减速。凡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的制动器都成为摩擦制动器。目前汽车所用的摩擦制动器就其摩擦副的结构型式可分为鼓式、盘式和带式三大类。他们的区别在于前者的摩擦副中的旋转元件为制动鼓，其圆柱面为工作表面；后者的摩擦副中的旋转元件为圆盘壮制动盘，其端面为工作表面。带式之用做中央制动器。由于本次设计要求，所以本设计采用前后鼓式制动器。

3.1.2 鼓式制动器的优点及其分类

鼓式制动器具有自刹作用：由于刹车时令蹄片外张，车轮旋转连带着外张的刹车鼓扭曲一个角度，刹车时蹄片外张力(刹车制动力)越大，则情形就越明显，因此，一般大型车辆还是使用鼓式刹车，除了成本较低外，大型车与小型车的鼓刹，差别只有大型车采用气动辅助，而小型车采用真空辅助来帮助刹车。 鼓式制动器制造技术要求比较低，因此制造成本要比碟式刹车低。所以本次设计所采用的制动器为鼓式制动器。

鼓式制动器有内张型和外束型两种。前者的制动鼓以内圆为工作表面，应用广泛。后者制动鼓的工作表面则是外圆柱面，应用较少。

鼓式制动器按蹄的类型还分为领从蹄式制动器如图a，双领蹄式如图b，双向双领

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蹄式如图c，，单向自增力式如图d，双向自增力式制动器如图e(图片见附录1）。比较各种制动器的效能因数于摩擦系数可知：增力式制动器效能最高、双领蹄次之、领从蹄又次之、而双从蹄效能最低。但若就效能因数稳定性而言，名词排列正好相反，双从蹄最好，增力式最差。

双领蹄式制动器正向效能相当高，但倒车时则变成双从蹄式，效能大降。很多中级轿车的前轮制动器采用双领蹄式，这是由于这类汽车前进制动时前轴的动轴荷及附着力大于后轴，倒车制动时则相反，正与这种制动器的特点相适应。

双向双领蹄式制动器在 前进和倒退制动时效能不变，故广泛应用于中，轻型货车及部分轿车的前后轮。但用作后轮制动器时需另设中央制动器。

双领蹄式制动器荷双向双领蹄式制动器中有两个轮缸。双领蹄式制动器两蹄片各有其固定支点，并用各具有一个活塞的两个轮缸张开蹄片。双向双领蹄式制动器，两蹄片浮动。用各有两个活塞的轮缸张开双蹄片。与双领蹄式制动器比较，双向双领蹄式制动器的特点式制动鼓无论朝哪个方向转动，制动效能都不变。

增力式制动器的两蹄片之间相互连接，两蹄都式领蹄，次领蹄的轮缸张开后的作用效果很西欧啊或次领蹄的轮缸不存在张开。然而由主领蹄的自行增势作用所造成且比主领蹄张开力后大得多的支点反力F传到次领蹄的下端，成为次领蹄的张开力，采用增力式制动器后，及时制动驱动机构中不用伺服装置，也可以借很西欧啊的踏板力得到很大的制动力矩。但因其效能大不稳定且效能因数太高容易发生制动自馈，故设计时应妥善选择几何参数，吧效能因数限制在一定程度，且需选用摩擦性能稳定的摩擦片。

单向增力时制动器在倒车制动时效能大为降低，之有少数轻，中型货车和轿车用此外，双领蹄式制动器，由于其结构呈中心对称，因而领蹄对鼓作用的合力恰好相互平行，属于平衡式制动器。领从蹄与其他型式制动器均不能保证这种平衡，是非平衡式制动器。非平衡式制动器将对轮毂轴成造成附加径向载荷而且领蹄或次领蹄摩擦片表面单位压力大于从蹄磨损较严重,为使衬片寿命均衡可将从蹄式的衬片包角适当减小。

由于本次设计的是轻型货车制动器，汽车制动力不大，中和考虑成本、安全和各种因素本次设计前后轮都选用a领从蹄式鼓式制动器。

作前轮制动器。

3.2 制动系统主要参数的确定 3.2.1 轻型货车主要技术参数

设计参数：

整车质量：满载：3395kg，空载：1895kg

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质心位置：空载距后轴距离L=1.328m 满载距后轴距离L=0.85m hg=0.74m(空载) hg=0.85m（满载）

轴距：L=2.7m 轮距: B=1.5m

轮胎规格：200/70R15 re=15×25.4+200×0.7×2=661mm （3.1） 根据汽车实用技术手册车轮滚动半径r=661+5-(200+5)×2=256mm （3.2） 轮辋直径为15×25.4=381mm 汽车最高行驶速度：Vamax=110km/h

3.2.2 前、后轮制动力分配系数?的确定

[2]根据公式：制动力分配系数?=（b+?0?hg）/L （3.3）

得：?=（829+0.7?850）/2700=0.53 式中 ?0：同步附着系数

b：汽车重心至后轴中心线的距离 L：轴距 hg:汽车质心高度

轿车制动制动力分配系数?采用恒定值得设计方法。[2]

1?G?GL2?? （3.4）24hgL Ff2??L2?Ff1???2Ff1??2?hgG?hg??3.2.3 同步附着系数确定

欲使汽车制动时的总制动力和减速度达到最大值，应使前、后轮有可能被制动同步抱死滑移，这时各轴理想制动力关系为[2]

F?1+F?2=?G

F?1/ F?2=（L2-?G）/(L1-?hg) （3.5） 式中：F?1：前轴车轮的制动器制动力 F?2：后轴车轮的制动器制动力 G：汽车重力

L1：汽车质心至前轴中心线的距离 L2：汽车质心至后轴中心线的距离 hg：汽车质心高度

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由上式可知，前后轮同时抱死时前、后轮制动器制动力是?的函数，如图所示，图上的I曲线即为轿车的前后轮同时抱死的前后轮制动器制动力的分配曲线（理想的前后轮制动器制动力分配曲线）。如果汽车前后轮制动器制动力能按I曲线的要求匹配，则能保证汽车在不同的附着系数的路面制动时，前后轮同时抱死。

然而，目前大多数汽车的前后制动器制动力之比为定值。常用前制动器制动力与汽车总制动力之比来表明分配的比例，称为制动器制动力分配系数，并以符号? 来表示，即

?= F?1/ F?2

当汽车在不同?值的路面上制动时，可能有以下3种情况。

1)当?＜?0时，?线在I线下方，制动时总是前轮先抱死。这是一种稳定工况，但在制动时汽车有可能丧失转向能力，附着条件没有充分利用。

2)当?＞?0时，?线在I线上方，制动时总是后轮先抱死，因而容易发生后轴侧滑使汽车失去方向稳定性。

3）当?=?0时，前、后轮同时抱死，是一种稳定的工况，但也失去转向能力。 前、后制动器的制动器制动力分配系数影响到汽车制动时方向稳定性和附着条件利用程度。要确定?值首先要选取同步附着系数?0。前、后轮制动力分配系数?的确定由于我国道路条件还较差，车速也不可能设计太高，推荐同步系数的选择轿车

?0=0.55~0.8一般货车取?0=0.45-0.7 本次轻型货车设计取取?0=0.7 取?=0.6

3.2.4 鼓式制动器主要参数的确定

1）制动鼓直径D[2]

轿车D/Dr=0.64~0.74 货车D/Dr=0.70~0.83 （3.6） 这里选D/Dr=297.2/15×25.4=0.78 R=148.6mm 由于给定轻型货车的轮胎规格为200/70R15

所以，前后轮制动鼓直径D=297.2mm 2）摩擦衬片宽度b和 包角θ b/D=0.18 b/297.2=0.18 b=53.5 取60mm

制动鼓半径R确定后，摩擦衬片的宽度b和包角θ便决定了衬片的摩擦面积Ap，Ap越大则制动时所受单位面积的正压力和能量负荷越小，从而磨损特性越好Ap随汽车总重而增加，给定的轻型总重量Ga=3395×9.8/1000=33.27KN查汽车设计书得

[2]

Ap=125~200(cm2)

=90°

Ap=Rbθ=148.6×60×90×π/180=140 cm2符合要求 选取前轮制动器摩擦衬片包角θ摩擦衬片起始角θ

011=45°

后轮摩擦衬片包角θ=90°

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摩擦衬片起始角θ

0=90°—θ/2=90°—90°/2=45° （3.7）

3）制动器中心到张开力P作用线的距离e

在保证轮缸或制动凸轮能够布置于制动鼓内的条件下，应使距离e尽可能大，以提高制动效能。e=90mm

4）制动蹄支承点位置坐标a和c A取0.73R=108.5mm c=0.82 R=121.85mm

5）整车制动性能

同步附着系数?0按公式计算[2] L---轴距 Hg—重心高

?0=(L?-b)/hg （3.8）

?--制动分配系数[2]

（b+?0?hg）/L （3.9） ?=

得：?=（829+0.7? 850）/2700=0.53

?0=(2700?0.53-829)/850=0.71

6）适应性系数?

适应性系数?也称附着系数利用率，它表示整车最大可能利用的制动力矩与附着力之比，既表征在各种道路上附着重量利用的程度。可用下式计算。即当前轮首先抱死时?

?=L2/ [L2+(?0-?)hg] （3.10）当???0时，即当后轮首先抱死时：

?=L1/ [L1+(?-?0)hg]

???0时，取?=0.75，?=L1/[L1+(?-?0)hg]=1871/[1871+0.04?850]=0.98

???0时，取?=0.67，?=L2/ [L2+(?0-?)hg]=829/[829+0.04?850]=0.96 可见当???0时?更大一些。

7）制动器的温升计算

制动时，由于制动鼓和摩擦片之间作用，产生了大量的热。在紧急制动时，因时间短，热量来不及散到大气中去，几乎全被制动鼓所吸收使之温度升高。

实践表明，从速度Va=30km/h紧急制动到完全停车制动鼓的温升不应超过15° 其温升按下式计算: [2]

t?4.19GaVa2/(108458ncg) （3.11）

?4.19?33950?302（/108458?0.482?4?6）?7.87?

合格。

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3.2.5 制动器制动力矩的确定

为保证汽车有良好的制动效能和稳定性，应合理的确定前、后轮制动器制动力矩。对于选取较大?0的各类汽车，应从保证汽车制动时的稳定性出发，来确定各轴的最大制动力矩。当?＞?0时，相应的极限制动强度q＜?，故所需的后轴和前轴的最大制动力矩为[2]

?re Tf2max=Z1?re=G（a-qhg）（3.12）

LTf1max=

?1?? Tf2max （3.13）

其中q=a?/[a+(?-?0)hg]=1871×0.8/[1871+(0.8-0.7) ×850]=0.765 （3.14） 轮胎规格：200/70R15

2re=15×25.4+200×0.7×2=661mm re=330.5mm

则后轴制动力矩[2]Tf2max=G（a-qhg）?re （3.15）

L=33950/2700（1871-0.765×850) ×0.8×330.5=4100000N·mm

一个后轮制动器的制动力矩= Tf2max/2=2050000 N·mm 前轴制动力矩Tf1max=

?1??4100000=3900000 N·mm （3.16） Tf2max=0.53/0.57×

一个前轮制动器的制动力矩= Tf1max/2=1950000 N·mm

3.2.6 制动器制动因数计算

在评价不同结构型式的制动器效能时，常用一种无因数指标，称为制动器效能因数。也就是在制动鼓或制动盘的作用半径上所得到的摩擦力与输入力之比。

1.后轮领从蹄效能因数 ： 1）领蹄的效能因数[2]

Kt1= ?/(?/?cos?sin?)?1=1.36/(0.73/1.1cos16.7°sin16.7°)-1=0.86 （3.17） 制动蹄支承点位置坐标a=108.5mm

?=h/R=(a+e)/R=(108.5+90)/148.6=1.36 （3.18）制动器中心到张开力P作用线的距离e=90mm 制动鼓半径 R=148.6mm 摩擦衬片包角 ?=90°

?=l0/R=163.46/148.6=1.1 （3.19） l0=(4sin?/2)/ (?+sin?)R=163.46mm （3.20）

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摩擦片摩擦系数?=0.3~0.5 取0.3 θ

=90°—θ/2=90°—90°/2=45°

0?=arctan?=arctan0.3=16.7° （3.21）

0?=?/2+?-θ

-θ/2=16.7° （3.22）

2）从蹄的效能因数

?=θ-θ/2-?/2+?=90°-45°-90°+16.7°=-28.3° （3.23）Kt2=?/(?/?cos?sin?)?1=1.36/2.51+1=0.37 （3.24） 后轮总的效能因数 Kt= Kt1 +Kt2=0.86+0.37=1.23

2.前轮领从蹄效能因数： 摩擦衬片包角θ=90° 摩擦衬片起始角θ

01=45°

制动器中心到张开力P作用线的距离e=90mm 制动鼓半径 R=148.6mm 摩擦衬片包角 ?=90°

h2p轮缸张开力P作用线到支承销的距离=42mm 摩擦片摩擦系数?=0.3~0.5 取0.3

?=arctan?=arctan0.3=16.7° θ

0=90°—θ/2=90°—90°/2=45°

0?=?/2+?-θ

-θ/2=16.7°

Kt1= ?/(?/?cos?sin?)?1=1.36/(0.73/1.1cos16.7°sin16.7°)-1=0.86 制动蹄支承点位置坐标a=108.5mm

?=h/R=(a+e)/R=(108.5+90)/148.6=1.36 ?=l0/R=163.46/148.6=1.1

l0=(4sin?/2)/ (?+sin?)R=163.46mm 摩擦片摩擦系数?=0.3~0.5 取0.3

2）从蹄的效能因数

?=θ-θ/2-?/2+?=90°-45°-90°+16.7°=-28.3°

Kt2=?/(?/?cos?sin?)?1=1.36/2.51+1=0.37 前轮轮总的效能因数 Kt= Kt1 +Kt2=0.86+0.37=1.23

3.3 鼓式制动器零部件的结构设计

1）制动蹄

制动蹄包括制动蹄片和摩擦衬片。摩擦衬片选择应满足以下条件：具有稳定的摩擦因数，有良好的耐磨性。要尽可能小的压缩率和膨胀率。制动时不易产生噪音，对环境

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无污染。应采用对人体无害的摩擦材料。有较高的耐挤压强度和冲击强度，和抗剪切能力。摩擦衬块的热导率应控制在一定范围内。制动蹄必须要有一定的强度与刚度，在受力与受压时不易发生变形和扭曲。所以本设计制动蹄选用钢板焊接制造而成。

轿车和微型车，轻型载货汽车的制动蹄广泛采用T形钢辗压或钢板冲压焊接制成。制动蹄腹板和翼缘的厚度分别选用了6mm，衬片的厚度选用了6mm。制动蹄和摩擦片可以铆接，也可以粘接。粘接的优点在于衬片更换前允许磨损的厚度较大，其缺点在于工艺较复杂，且不易更换衬片。铆接的噪声较小。本次设计采用铆接的。 2）制动底板

制动底板是除制动鼓外制动器各零件的安装基体，应保证各安装零件相互间的正确位置，制动底版承受着制动器工作时的制动反力矩，故应有足够的刚度，为此本次设计选用具有凹凸起伏形状的钢板冲压成型的制动底板。 3）摩擦材料

对汽车的摩擦材料有如下要求：

（1）具有高而稳定的摩擦系数，热衰退应该较为缓和，不能在温升到某一值后，摩擦系数骤然下降。 （2）耐磨性好 （3）吸水性和吸油率低

（4）有较高的耐挤压强度和冲压强度 （5）制动时不发生噪声和臭气

（6）尽量采用减少污染和对人体无害的摩擦材料

摩擦材料目前广泛采用的是模压材料，模压材料是将石棉纤维与树胶粘结剂，由无机粉粒及橡胶聚合树脂等配成的用以调态摩擦性能的填充剂，以及主要成分为石墨的噪声消除剂等混合后，在高温下保持较高的机械强度。

另一种为编织材料。其冲击强度比模压材料高4~5倍。但耐磨性差。只适用于轻、中型汽车的鼓式和带式制动器。特别是带式中央制动器。

各种摩擦材料的磨损系数的稳定性为0.3~0.5。计算制动器制动力矩时，一般取值0.3

调整摩擦性能的填充剂与噪声消除剂等混合后，在高温下模压成型的。模压材料的挠性较差故应安衬片或衬块规格模压，其优点是可以选用各种不同的聚合树脂配料，使衬片或衬块具有不同的摩擦性能和其它性能。

基于本次设计情况，本次设计摩擦材料选用编制材料。 4）制动鼓

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制动鼓在工作载荷下将变形，使蹄鼓间单位压力不均匀，且带来了少许踏板行程损失，鼓变形后的不圆柱度过大容易引起制动时的自锁或引起踏板振动。为提高制动鼓的刚度，沿鼓口外圆边铸有周向肋条，也有铸成若干轴向肋条的。加肋条还可以提高散热性能。制动鼓的内工作面应在制动鼓与轮辋装配后进行加工，可以保证两轴线重合。并应在两者装配条件下进行动平衡。需用不平衡度为0.30~0.40N.m制动鼓壁厚，轿车为7~2mm，中型以上货车为13~18mm。壁厚取大些有利于增加热容量。本次设计制动鼓取10mm。

制动鼓应具有高的刚性和较大的热容量，制动时其温升不应超过极限值。制动鼓的材料与摩擦衬片的材料相匹配，应能保证具有高的摩擦系数并使工作表面磨损均匀中吨位和重型货车以及大型客车的制动鼓材料多用灰铸铁，一方面由于铸铁耐磨，易于加工，另一方面单位体积的热容量大。另外，也有用合金铸铁的。不少轻型货车和轿车的制动鼓是组合式的。其圆柱部分用铸铁铸造，腹板用钢板冲压成型。这样可以减少制动鼓质量。故本次设计选用由钢板冲压成型的辐板与铸铁鼓筒部分铸成一体的组合式制动鼓。

6）制动器间隙调节装置

为了保证制动鼓在不转动时能自由转动，制动鼓与制动蹄衬片必须保留一定的间隙，但是又不能过大。因为这样将使制动踏板行程过大，以致驾驶员操纵不便，同时也会推迟制动器起作用的时刻。一般合适的间隙范围在0.25～0.5mm之间；采用间隙自动调节装置时，制动器安装到车上以后，不需要人工精细调整，只需进行一次完全制动即自动调准到合适范围，并在行车过程中能随时补偿过量间隙。

（1）手动调整装置

① 转动调整凸轮和带偏心轴颈的支承销

凸轮固定在制动底板上，支承销固定在制动蹄上，沿某一方向转动调整凸轮时，通过支承销将制动蹄向外顶，制动器间隙将减小。

② 转动调整螺母

有些制动器轮缸两端的端盖制成调整螺母，用一字螺丝刀拨动调整螺母的齿槽，使螺母转动，带螺杆的可调支座便向内或向外作轴向移动，使制动蹄上端靠近或远离制动鼓，制动间隙减小或增大。间隙调整好以后，用锁片插入调整螺母的齿槽中，固定螺母位置。

③ 调整可调顶杆长度

可调顶杆由顶杆体、调整螺钉和顶杆套组成。顶杆套一端具有带齿的凸缘，套内制有螺纹，调整螺钉借螺纹旋入顶杆套内。拨动顶杆套带齿的凸缘，可使调整螺钉沿轴向移动，从而改变了可调顶杆的总长度，调整了制动器间隙。此调整方式仅适用于自增力式制动器。

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（2）自动调整装置

现在很多汽车的制动器都装有制动器间隙自动调整装置，它可以保证制动器间隙始终处于最佳状态，不必经常人工检查和调整。 ① 摩擦限位式间隙自调装置

用以限定不制动时制动蹄内极限位置的限位摩擦环装在轮缸活塞内，限位摩擦环是一个有切口的弹性金属环，压装入轮缸后与缸壁之间的摩擦力可达400～550N。如果制动器间隙过大，活塞向外移动靠在限位环上仍不能正常制动，活塞将在油压作用下克服制动环与缸壁间的摩擦力继续向外移动，摩擦环也被带动外移，解除制动时，制动器复位弹簧不可能带动摩擦环回位，也即活塞的回位受到限制，制动器间隙减小。

制动器的过量间隙一部分由于衬片或衬块磨损所致，另一部分是由于制动器元件变形所致。本次设计过程中，对后制动器采取了自动调节装置。主要是对主领蹄，而次领蹄仍然采用人工调整装置。这样装置从结构上分析较简单，并且加工工艺简单，而且由于后蹄片为从蹄，其间隙的调整期限可以相对加长，并且对于制动力矩和制动效能因数的影响较小。

本次轻型货车制动器设计制动器间隙取0.35mm。 7）制动液

制动液分为三种类型：醇型、矿油型和合成型。其中醇型与矿油型已经淘汰，市面上的制动液为合成型。

醇型

醇型是由低炭醇类和蓖麻油配制而成。在寒冷地区,用蓖麻油34%、丙三醇（甘油）13%、乙醇53%配制成的制动液,在-35 ℃左右仍能保证正常制动。虽然醇型的价格低廉，但由于其高低温性能均差，沸点低，易产生气阻，所以容易引发交通事故。我国自1990年5月起就已淘汰。

矿油型

矿油型是用精制的轻柴油馏分加入稠化剂和其他添加剂制成。此类制动液温度适应性较醇型好，工作温度范围为-70 ℃至150 ℃。它的使用性能良好,但由于其对天然橡胶有溶胀作用，故在使用本制动液以前应将制动系统的所有皮碗、软管更换成耐油橡胶制品，以免受到腐蚀而使制动失灵。中国的矿油型制动液分“7号”和“9号”两种，“7号”用于严寒地区,“9号”用于气温不低于-25 ℃的地区。各种制动液不可混存和混用，否则会出现分层而失去作用。

合成型

合成型为人工合成的制动液，是由聚醚、水溶性聚脂和硅油等为主体，加入润滑剂和添加剂组成。其使用性能良好，工作温度可高达200 ℃以上。它对橡胶和金属的腐蚀作用均很小，适合于高速、大功率、重负荷和制动频繁的汽车使用，因此成为目

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前使用最多最广的一种制动液。

合成型制动液又分为醇醚型、酯型和硅油型三大类型，但使用最多的是醇醚型和酯型。 1. 醇醚型 常见于DOT3。醇醚型的化学成份为低聚乙二醇或丙二醇。低聚乙二醇或丙二醇具有较强的亲水性，所以在使用或贮存的过程中其含水量会逐渐增高。由于刹车油的沸点会随着水份含量的增高而降低，所以其制动性能会随之下降。当你发现需要用力踩刹车才能制动时，一个很可能的原因就是刹车油的水份含量过高。刹车油一般每两年一换。

2.酯型 常见于DOT4。酯型则是在醇醚型的基础上添加大量的硼酸酯。硼酸酯是由低聚乙二醇或丙二醇通过和硼酸的酯化反应而成。硼酸酯的沸点比低聚乙二醇或丙二醇更高，所以其制动性能更好。硼酸酯还具有较强的抗湿能力，它能分解所吸收的水份，从而减缓了由于吸水而导致的沸点下降。所以酯型性能比醇醚型更好，价格也更高。 3.硅油型 常见于DOT5。硅油型的化学成份为聚二甲基硅氧烷。它的沸点在这三类中是最高的，所以价格也最贵。由于聚二甲基硅氧烷具有很强的疏水性，它几乎完全不吸水。然而，正由于它对水份极强的排斥能力，进入其管道内的水份不能与其混溶，而以水相存在。因为相对于刹车油而言，水的沸点极低，所以这不混溶的水分会导致制动性能的急剧下降。因此，硅油型的应用范围较窄。

制动液应能保证液压系统工作的可靠性。对于它有以下几点要求： （1）高温下不易汽化，否则将在管路中产生汽阻现象，使制动系失效。 （2）低温下有良好的流动性。 （3）对液压系统起良好的润滑作用。

（4）不会使之与经常接触的金属件腐蚀，橡胶发生膨胀，变硬或损坏。 （5）吸水性差而溶水性良好。

参考上面数据资料本设计制动液选用合成型制动液的醇醚型。

8）制动主缸

制动主缸有的与贮液室铸成一体，也有二者分制而装合在一起或用油管连接的。二者分制的主缸方便拆装与维修。更加容易加工，降低了产品的成本。因此本设计采用的是二者分制的住的主缸。由于制动管路的布置采用了X型液压制动管路，因而制动主缸采用了串联双腔式制动主缸

9）制动轮缸

制动轮缸有双活塞式和单活塞式两种。前、后轮都为领从蹄式所以采用单活塞式制动轮缸。

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3.4 制动驱动机构的结构形式及选择

制动驱动机构用于将驾驶员或其它力源的力传给制动器，使之产生需要的制动转矩。

制动系统工作的可靠性在很大程度上取决于制动驱动机构的结构和性能。所以首先保证制动驱动机构工作可靠性；其次是制动力的产生和撤除都应尽可能快，充分发挥汽车的制动性能；再次是制动驱动机构操纵轻便省力；最后是加在踏板上的力和踩下踏板的距离应该与制动器中产生的制动力矩有一定的比例关系。保证汽车在最理想的情况下产生制动力矩。

根据制动力源的不同，制动驱动机构一般可以分为简单制动、动力制动和伺服制动三大类。

1）简单制动系即人力制动系，是单靠驾驶员作用于制动踏板上或手柄上的力作为制动力源，而力的传递方式又有机械式和液压式两种。

机械式的靠杆系或钢丝绳传力，结构简单，造价低廉，工作可靠，但机械效率低，传动比小，润滑点多，且难以保证前后轴制动力的正确比例和左右轮制动力的均衡所以在汽车的行车制动装置中已被淘汰。因为这种方式结构简单、经济性好，工作可靠等优点广泛地应用于中，小型汽车的驻车制动器中。本设计选用简单制动系统为驻车制动，车内拉杆用钢丝绳连接到后轮制动蹄上，拉动拉杆进行制动。

液压制动用于行车制动装置。制动的优点是作用滞后时间短(0.1s～0.3s)，工作压力大(可达10MPa～12MPa)，缸径尺寸小，可以安装在制动器内部作为制动蹄的张开机构或制动块的压紧机构，而不需要制动臂等传动件。这样就减少了非黄载质量。液压制动也有器缺点。主要是过度受热后会有一部分制动液液化，在管路中形成气泡，严重影响液压传输，使制动系效能降低，甚至完全失效，液压制动广泛应用在轿车，轻型货车及一部分中型货车上。

2）制动即利用发动机的动力转化而成，并表现为气压或液压形式的势能作为汽车制动的全部力源，驾驶员施加于踏板或手柄上的力仅用于回路中的控制元件的操纵。从而可式踏板力较小，同时又又适当的踏板行程。 （1）气压制动系

气压制动系是动力制动系最常见的型式，由于可获得较大的制动驱动力，且主车与被拖的挂车以及汽车列车之间制动驱动系统的连接装置结构简单、连接和断开均很方便，因此被广泛用于总质量为8t以上尤其是15t以上的载货汽车、越野汽车和客车上。但气压制动系必须采用空气压缩机、储气筒、制动阀等装置，使其结构复杂、笨重、轮廓尺寸大、造价高；管路中气压的产生和撤除均较慢，作用滞后时间较长(0.3s～0.9s)，因此，当制动阀到制动气室和储气筒的距离较远时，有必要加设气动的第二级控制元件——继动阀(即加速阀)以及快放阀；管路工作压力较低(一般为0.5MPa～

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0.7MPa)，因而制动气室的直径大，只能置于制动器之外，再通过杆件及凸轮或楔块驱动制动蹄，使非簧载质量增大；另外，制动气室排气时也有较大噪声。 （2）气顶液式制动系

气顶液式制动系是动力制动系的另一种型式，即利用气压系统作为普通的液压制动系统主缸的驱动力源的一种制动驱动机构。它兼有液压制动和气压制动的主要优点。由于其气压系统的管路短，故作用滞后时间也较短。显然，其结构复杂、质量大、造价高，故主要用于重型汽车上，一部分总质量为9t—11t的中型汽车上也有所采用。 （3）全液压动力制动系

全液压动力制动系除了具有一般液压制动系统的优点外，还具有操纵轻便、制动反应快、制动能力强、受气阻影响较小、易于采用制动力调节装置和防滑移装置，及可与动力转向、液压悬架、举升机构及其他辅助设备共用液压泵和储油罐等优点。但其结构复杂、精密件多，对系统的密封性要求也较高，并未得到广泛应用，目前仅用于某些高级轿车、大型客车以及极少数的重型矿用自卸汽车上。

3）制动系是在人力液压制动系中增加由其他能源提供的助力装置，使人力与动力并用。在正常情况下，其输出工作压力主要由动力伺服系统产生，而在伺服系统失效时，仍可全由人力驱动液压系统产生一定程度的制动力。因此，在中级以上的轿车及轻、中型客、货车上得到了广泛的应用。

按伺服系统能源的不同，又有真空伺服制动系、气压伺服制动系和液压伺服制动系之分。其伺服能源分别为真空能(负气压能)、气压能和液压能。

综上所述，经过比较与分析，本次设计轻型货车采用伺服制动系统液压传动。

3.4.1 制动管路的形式选择

为了提高制动驱动机构的工作可靠性，保证行车安全，制动管路一般都采用分立系统，即全车的所有行车制动器的液压或气压管路分属于两个或更多的相互隔绝的回路。这样，即使其中一个回路失效后，另一个回路仍然可以起作用。一般多设计成双回路。

下图为双轴汽车的液压式制动驱动机构的双回路系统的5种分路方案图。选择分路方案时，主要是考虑其制动效能的损失程度、制动力的不对称情况和回路系统的复杂程度等。

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（a） （b） （c） （d） （e）

图3-2双轴汽车液压双回路系统的5种分路方案图

1—双腔制动主缸2—双回路系统的一个回路3—双回路系统的另一分路

图3-2（a）为一轴对一轴II型，前轴制动器与后桥制动器各用一各回路。其特点是管路布置最为简单，可与传统的单轮缸鼓式制动器相配合使用，成本较低，目前在各类汽车特别使商用车上用的最广泛。对于这种形式，若后轮制动回路失效，则一旦前轮抱死即极易丧失转弯制动能力。对于采用前轮驱动因而前轮制动强于后轮的乘用车，当前制动回路失效而单用后桥制动时，制动力将严重不足，并且，若后桥负荷小于前轴负荷，则踏板力过大时易使后桥车轮抱死而汽车侧滑。

图3-2（b）X型的结构也很简单，直行制动时任一回路失效，剩余的总制动力都能保持正常值的50%，但是，一旦某一管路破损造成制动力不对称，此时前轮超制动力大的一边绕主销转动，使汽车丧失稳定性。因此这种方案适用于主销偏移距为（达20mm）的汽车上，这时，不平衡的制动力使车轮反向转动，改善了汽车稳定性。

图3-2（c）一轴版对半轴HI型。两侧前制动器的半数轮缸和全部后轮制动器轮缸属一个回路，其余的前轮缸属另一回路。

图3-2（d）半轴一轮对半轴一轮LL型。两个回路分别对两侧前轮制动器的半数轮缸和一个后轮制动器器作用。

图3-2（e）双半轴对双半轴HH型。每个回路均只对每个前、后制动器的半数轮缸器作用。这种形式的双回路制动效能最好。

HI，LL，HH型的结构均比较复杂。LL型与HH型在任一回路失效时，前、后制动力的比值均与正常情况下相同，剩余的总制动力可达到正常值的50%左右。HI型单用一轴半回路时剩余制动力较大，但此时与LL型一样，紧急制动情况下后轮极易先抱死。

综合各个方面的因素和比较各回路形式的优缺点。本次设计选择了X型结构。

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3.4.2 液压制动主缸方案的设计

为了提高汽车的行驶安全性，现代汽车的行车制动装置均采用双回路制动系统。双回路制动系统的制动主缸为串列双腔制动主缸，因此用与单回路制动系的单腔制动主缸已被淘汰。制动主缸由灰铸铁制造，也可以采用低碳钢冷挤成形；活塞可用灰铸铁，铝合金或中碳钢制造。

主缸的作用是将驾驶员踩到制动踏板上的压力传递到四个车轮的制动器以使汽车停车。主缸将驾驶员在踏板上的机械压力转变为液压力，在车轮制动器处液压力转（变为机械力。主缸利用液体不可压缩原理，将驾驶员的踏板运动传送到车轮制动器。主缸由储液罐和主缸体构成。储液罐提供主缸工作的制动液。现在的所有储液罐都是分体设计，即两个独立的活塞有两个独立的储液区域。分体设计分别为前轮和后轮，或一个前轮一个后轮的液压系统供液，以防一个液压系统失效影响另一个液压系统。本次设计采用的制动主缸为串列双腔制动主缸。

如图所示，该主缸相当于两个单腔制动主缸串联在一起而构成。储蓄罐中的油经每一腔的进油螺栓和各自旁通孔、补偿孔流入主缸的前、后腔。在主缸前、后工作腔内产生的油压，分别经各自得出油阀和各自的管路传到前、后制动器的轮缸。

主缸不制动时，前、后两工作腔内的活塞头部与皮碗正好位于前、后腔内各自得旁通孔和补偿孔之间。

当踩下制动踏板时，踏板传动机构通过制动推杆15推动后腔活塞12前移，到皮碗掩盖住旁通孔后，此腔油压升高。在液压和后腔弹簧力的作用下，推动前腔活塞7前移，前腔压力也随之升高。当继续踩下制动踏板时，前、后腔的液压继续提高，使前、后制动器制动。

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撤出踏板力后，制动踏板机构、主缸前、后腔活塞和轮缸活塞在各自的回位弹簧作用下回位，管路中的制动液在压力作用下推开回油阀流回主缸，于是解除制动。

若与前腔连接的制动管路损坏漏油时，则踩下制动踏板时，只有后腔中能建立液压，前腔中无压力。此时在液压差作用下，前腔活塞7迅速前移到活塞前端顶到主缸缸体上。此后，后缸工作腔中的液压方能升高到制动所需的值。若与后腔连接的制动管路损坏漏油时，则踩下制动踏板时，起先只有后缸活塞12前移，而不能推动前缸活塞7，因后缸工作腔中不能建立液压。但在后腔活塞直接顶触前缸活塞时，前缸活塞前移，使前缸工作腔建立必要的液压而制动。

由此可见，采用这种主缸的双回路液压制动系，当制动系统中任一回路失效时，串联双腔制动主缸的另一腔仍能工作，只是所需踏板行程加大，导致汽车制动距离增长，制动力减小。大大提高了工作的可靠性。

3.5 章液压制动驱动机构的设计计算

3.5.1 制动轮缸直径d的确定

鼓式制动器制动轮缸直径：[2]

制动力矩M?2= Kt1??/4?d2P0R （3.25） d=37.8mm 取38 一个轮缸工作容积 Vi=?/4?Vi d

1n2?i=?/4?382?2?2=4536mm3 （3.26）

d---一个轮缸活塞的直径 n---轮缸中活塞的数目

?i--一个轮缸活塞在完全制动时的行程，对鼓式制动器可取2mm 后轴上所有轮缸工作容积[2]

V=?1Vi=2×4536=9072mm3 （3.27）

n3.5.2 制动主缸直径d0的计算[2]

考虑到制动软管容积变形，则制动主缸应有的工作容积为V0=1.3 V （3.28） V0=1.3 V V0=1.3?9072=11671mm3

V0=?/4d20S0 ?/4 ?d30=4903mm3 d0=24.6mm S0=(0.8~1.2) d0 取S0= d0

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