制动系统设计
3.1制动系统简述
3.1.1制动系统工作原理
汽车上用以使外界(主要是路面)在汽车某些部分(主要是车轮)施加一定的力，从而对其进行一定程度的强制制动的一系列专门装置统称为制动系统。其作用是：使行驶中的汽车按照驾驶员的要求进行强制减速甚至停车；使已停驶的汽车在各种道路条件下(包括在坡道上)稳定驻车；使下坡行驶的汽车速度保持稳定。
制动系统的一般工作原理是，利用与车身(或车架)相连的非旋转元件和与车轮(或传动轴)相连的旋转元件之间的相互摩擦来阻止车轮的转动或转动的趋势。
3.1.2制动系统组成
一般来说，任何一个汽车制动系都由供能装置、控制装置、传能装置和制动器组成。其中制动器是保证汽车安全行驶的最重要的安全件。目前广泛使用的制动器是摩擦式制动器，即鼓式制动器和盘式制动器，在轻型客车、轿车中，制动器大量采用前盘后鼓或前后轮均采用盘式制动器。
对于制动驱动系统,根据制动力源的不同,可分为:简单制动,动力制动以及伺服制动三类。简单制动系又有机械式和液压式之分：机械式的靠杆系和钢丝绳传力，其结构简单，造价物廉，工作可靠，但是机械效率低，因此仅用于中、小型汽车的驻车制动中；液压式的简单制动系是用于行车装置的，曾广泛用于轿车、轻型及以下的货车和部分中型货车上，但是由于操纵较沉重，不能满足现代汽车提高操纵轻便性的要求，故当前仅多用于微型汽车上。动力制动有气压制动系、气顶液式制动系和全液压动力制动系。气压制动系只适应于中型和以上尤其是重型的载货汽车和客车；气顶液式制动系其结构复杂、质量大、造价高，故主要用于重型汽车上，一部分总质量为9t-11他的中型汽车上也有所采用。全液压动力制动系统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。伺服制动系主要广泛应用于中级以上的轿车及轻、中型客、货车上。
3.2设计制动系应满足的要求
汽车制动系应满足如下要求.
(1)应能适应有关标准和法规的规定。各项性能指标不但应该考虑设计任务书的规定
和国家标准、法规制定的有关要求外，也应考虑销售对象所在国家和地区的法规
和用户要求。
(2)具有足够的制动性能，包括行车制动性能和驻车制动效能。
行车制动效能是由在一定的制动初速度下及最大踏板力下的制动减速度和制动距离两相指标来确定。
驻坡性能是汽车在良好的路面上能无时间限制地停驻的最大坡度（%）来衡量的，一般应大于25%。
（3）工作可靠。为此，汽车至少应有行车制动和驻车制动两套制动装置，且它们的制
动驱动机构应是各自独立的。
（4）制动性能的热稳定性好。汽车的高速制动、短时间的频繁重复制动，尤其是下坡时的连续制动，均会引起制动的温升过快，温度过高。特别是下坡时的频繁制动，可使制动摩擦副摩擦系数急剧减小，使制动效能迅速下降而发生所谓的热衰退现象。制动器发生外能够热衰退后，经过散热、降温和一定次数的和缓作用，是摩擦表面得到磨合，其制动效能可重新恢复，这称为热恢复。
（5）制动效能的水稳定性好。制动器摩擦表面浸水后，会因水的润滑作用而使摩擦副的摩擦系数急剧减小而发生所谓的“水衰退”现象。一般规定在出水后反复制动5～15次，即应恢复其制动效能。
（6）制动时的汽车操纵稳定性好。即以任何速度制动，汽车均不应失去操纵性和方向稳定性。为此，汽车前、后轮制动器的制动力矩应有适当的比例，最好能随各轴间载荷转移情况而变化；同一车轴上的左右车轮制动器的制动力矩应相同。否则，当前轮抱死而侧滑时，将失去操纵性；当后轮抱死而侧滑甩尾时，会失去方向稳定性；当左右轮的制动力矩差值超过15%时，会在制动时发生汽车跑偏。
（7）制动踏板和手柄的位置和行程符合人-机工程学要求，即操作方便性好，操纵轻便、舒适，能减少疲劳。踏板行程:对轿车应不大于150mm；其中考虑了摩擦衬片或衬块的容许磨损量。制动手柄行程应不大于160mm～200mm。各国法律规定，制动的最大踏板力一般为500N～700N。驻车制动的手柄拉力应不大于500N～700N。
（8）作用滞后的时间要尽可能短。
（9）制动时不应产生振动和噪声。
（10）与悬架、转向装置不产生运动干涉，在车轮跳动或汽车转向时不会引起自行制动。
3.3制动系统设计
图3、制动系统方案设计流程
3.3.1制动系统设计方法
设计制动系时，在设计任务下达后，总体设计师必须根据汽车类型以及整车参数分析整车对制动系统的要求，确定制动系统的结构，选择适当的制动器类型。制动系统方案设计流程如图。
由图可知：确定制动系统方案主要考虑一下几个方面的因素：
（1） 行车制动系统的制动控制型式，是由哪些部件组成，如何在整车上进行布置；
（2） 驻车制动各组成部分的确定以及在整车上的布置；
（3） 制动器型式、构造选择以及构件布置图；
（4） 前后轮制动力分配；
3.3.2制动系主要参数及其选择
制动系主要参数选取需要预先已知或者在此前已经计算出的整车参数如下：
①轴距L：2100mm；
②车轮有效半径e r ：
005200.950.95247222
e D D r m m λ===×=； （3-1） 0D ：轮胎外直径（即自由直径）；λ：轮胎变形系数；
③整车整备质量2055563.2m L kg ==，估计为600kg；
④汽车总重量a m =950kg；
⑤空、满载时的轴荷分配：
空载时：前轴负荷'1G =300kg，后轴负荷'
2G =300kg；
满载时：前轴负荷1G =436kg；后轴负荷2G =514kg；
⑥空、满载时的质心高度：
空载时'g h =401mm；满载时g h =495mm；
⑦空、满载时质心距前、后轴距离
空载时：'1L =1050.7mm；'2L =1049.3mm；
满载时：1L =1136mm；2L =964mm；
说明：在以下的计算中，均采用了标准路况：沥青或混凝土路面（干）。
3.3.2.1同步附着参数的确定
一般汽车根据前后轴制动器制动力的分配、载荷情况及道路附着系数和坡度等因素，
当制动器制动力足够时，制动过程会出现三种情况：①前轮先抱死拖滑；②后轮先抱死拖滑；③前后轮同时抱死拖滑。最后一种情况附着条件利用的最好。
一般常用制动器制动力分配系数β来表示分配的比例，1F F μμβ=
，其中F μ为汽车总制
动器制动力。
设同步附着系数0?。当汽车在不同?值路面上制动时：
① 当0??<时，制动时前轮先抱死。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，制动时总是后轮先抱死，因而容易发生后轴侧滑而使汽车丧失
稳定性。
③ 当0??=时，制动时前、后轮同时抱死，这是一种稳定工况，但也丧失转向
能力。
因此，前后制动器制动力分配的比例将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β值就要选取同步附着系数0?。一般来说，我们总是希望前轮先抱死。因此各类轿车和一般载货车的0?值有越来越高的趋势。一般推荐轿车0?取0.6，我国轿车可选取0.55～0.8。道路状况越好则?越大，为了能保证前后轮先后抱死，因而0?取值要大。在观光车中我们取0?为0.75。
在任何附着系数为?的路面上，前、后轮同时抱死的条件为： 121221f f f g f g
F F
G F L h F L h ???+=???+=??? （3-2） 式中：1f F -前制动器制动力；
2f F -后轮制动器制动力；
G -汽车重力；
12L L 、-汽车质心至前、后轴中心线的距离；
g h -汽车重心高度；
在沥青或混凝土路面上，有路面附着系数?=0.75。
Ⅰ、空载时：1L =1050.7mm，2L =1049.3mm；2
06009.8/5880G m g kg m s N ==×= ；g h =401mm；代入上式计算得到：
12835f F N =，21575f F N =。1
28350.644410f f F N F N
β===； Ⅱ、满载时：1L =1136mm；2L =964mm；
29509.8/9310a G m g kg m s N ==×=；g h =495mm；代入上式计算得到：
15924.5f F N =，23385.5f F N =；15924.50.649310f f F N F N
β=
==； 取制动力分配系数为0.64。
3.3.2.2制动器最大制动力矩的确定
制动器所能产生的制动力矩，受车轮的计算力矩的制约，即：
11f f e T F r = （3-3） 12f f e T F r =； （3-4） 式中：e r 为车轮有效半径；247e r mm =
空载时：12835f F N =，21575f F N =；1700f T N m =?，2389f T N m =?；
满载时：15924.5f F N =，23385.5f F N =；11463f T N m =?，2836f T N m =?。 故：一个车轮制动器最大的制动力矩为731.5N m ?。 3.4制动系统方案的确定
3.4.1制动系统方案的提出
对于太阳能观光车，在调研的基础上提出四套可行性方案：
（1）行车制动和驻车制动均采用气压制动系。气压式制动驱动，全盘式制动器。
（2）行车制动和驻车制动均采用气压制动系。气压式制动驱动，前盘后鼓制动器。
（3）行车制动和驻车制动均采用简单制动系。行车制动采用液压式制动驱动，靠制动液传递力，制动器选择前盘后鼓；驻车制动采用机械式制动驱动，靠杆系或者钢丝绳传递力，制动器选择鼓式制动器。
（4）行车制动和驻车制动均采用简单制动系。行车制动采用液压式制动驱动，靠制动液传递力，制动器选择全盘式制动器；驻车制动采用机械式制动驱动，靠杆系或者钢丝绳传递力，制动器选择盘式制动器。
四种方案的实质是对制动器和制动驱动系统的选择，制动器有两种选择：前盘后鼓和全
盘式；制动驱动系统有两种选择：简单制动系和气动制动系。
3.4.2制动系统不同方案比较与选取
3.4.2.1行车制动系统
在太阳能观光车中主要考虑气动制动和简单制动。
气动制动属于动力制动系，以发动机动力形成的气压作为汽车制动的全部力源进行制动，而司机作用于制动踏板或手柄上的力仅用于对制动回路中控制元件的操纵。在简单制动中，踏板力与其行程成反比例关系，但是在气动制动中不存在这样的关系，因此此处的踏板力较小且可有适当的踏板行程。
气压制动系是动力制动系的最常见的型式,由于可以获得较大的制动驱动力，因此可以广泛应用于总质量为8t以上尤其是15t以上的载货汽车、越野汽车和客车上。但气压制动系统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；作用之后时间长；制动气室排气时也有较大噪声。因此气压制动系只适应于中型和以上尤其是重型的载货汽车和客车。
图4、气压制动回路示意图
简单制动系即人力制动系，是靠司机作用于制动踏板上或手柄上的力作为制动力源，而力的制动方式又有机械式和液压式。机械式的靠杆系或钢丝绳传力，其结构简单、造价物廉，工作可靠，但机械效率低，因此仅用于中、小型汽车的驻车制动装置中。液压式的简单制动系通常简称为液压制动系，用于行车制动装置。其优点是作用之后时间短，工作压力大，缸径尺寸小，结构紧凑，质量小，造价低。液压式简单制动系当前广泛应用于微型轿车上。
因此行车制动选择液压式简单制动。对于此观光车，由于其主要行驶在旅游区内，不需要在旅游区外上路，所以采用单回路的单腔制动主缸即可满足要求。在液压传动装置，主要由制动主缸、液压管路、前后轮钳盘式制动器中的液压轮缸、卡套式三通管接头、卡套式端直通管接头以及制动力分配装置等组成，如图所示。
图5、液压传动装置组成示意图
主缸与轮缸间的连接油管除用金属管(紫铜管)外，还采用特制的橡胶制动软管。各液压元件之间及各段油管之间还有各种管接头。制动前，液压系统中充满专门配制的制动液。踩下制动踏板，制动主缸将制动液压入制动轮缸和制动钳，将制动块推向制动盘。在制动器间隙消失并开始产生制动力矩时，液压与踏板力方能继续增长直到完全制动。此过程中，由于在液压作用下，油管的弹性膨胀变形和摩擦元件的弹性压缩变形，踏板和轮缸活塞都可以继续移动一段距离。放开踏板，制动块和轮缸活塞在回位弹簧作用下回位，将制动液压回主缸。
3.4.2.2驻车制动系统
驻车制动选择人力机械式简单制动。驻车制动系统的机械传动装置组成如下图所示。
图6、驻车传动机构组成示意图（主视图）
驻车制动系统与行车制动系统共用后轮制动器。施行驻车制动时，驾驶员将驻车制动操纵杆向上扳起，通过平衡杠杆将驻车制动操纵缆绳拉紧，促动两后轮制动器。由于棘爪的单向作用，棘爪与棘爪齿板啮合后，操纵杆步能反转，驻车制动杆系能可靠地被锁定在制动位置。
欲解除制动，须先将操纵杆扳起少许，再压下操纵杆端头的压杆按钮，通过棘爪压杆使棘爪离开棘爪齿板。然后将操纵杆向下推到解除制动位置。使棘爪得以将整个驻车机械制动
杆系锁止在解除制动位置。驻车制动系统必须可靠地保证汽车在原地停驻，这一点只有用机械锁止方才能实现，因此驻车制动系统多用机械式传动装置。
图7、驻车传动机构组成示意图（俯视图）
3.5制动器设计
3.5.1制动器设计方法
对于制动器的选型，具体采用何种制动器型式要根据轿车的档次，计算的车轮制动力的大小，综合考虑制动效能、稳定性和经济性来确定。制动器设计的流程如下图：
图8、制动器设计的流程图
3.5.2制动器型式与结构的选择
为使汽车制动器性能更好地符合使用要求，设计制动器时，应全面考虑如下几个问题:（1）制动器效能：制动器在单位输入压力或力的作用下所输出的力或力矩称为制动效能。在评比不同结构形式制动器的效能时，常用一种称为制动效能因数(或简称为制动器因数)的无因次指标来衡量。制动效能因数定义为: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。
（2）制动器效能的稳定性：制动器效能的稳定性主要取决于其效能因数K对摩擦系数f的敏
感程度(dk
df
)，而f是一个不稳定的因素。影响摩擦系数的因素除摩擦副的材料外，主要是
摩擦副表面温度和水湿度，其中经常起作用的是温度，因而制动器的热稳定性更为重要。要求制动器的热稳定性好，除了应当选择其效能对f的敏感性较低的制动器型式而外，还要求摩擦材料有较良好的抗衰退性和恢复性，并且应使制动鼓有足够的热容量和散热能力。 （3）制动间隙调整的简便性：制动器间隙调整是汽车保养作业中较频繁的项目之一，故选择调整装置的结构形式和安装位置必须保证调整操作简便。当然最好采用自动调整装置。 （4）制动器的尺寸和质量：由于现代汽车车速日益提高，出于行驶稳定性的考虑，轮胎尺寸往往选择得较小，这样，为保证所要求的制动力矩而确定的制动鼓直径就可能因为过大而难以在轮惘内安装，对于兼充驻车制动器的后轮制动器尤其是如此，因而要选择尺寸小而效能高的制动器型式。对于高速轿车，为提高制动时的稳定性，在前悬架设计中，一般采用较小的主销偏移距，为此，前制动器有时不得不外移到更靠近轮惘，导致其安装布置更为困难。（5）噪声的减轻：影 响噪 声 的主要因素是摩擦材料的摩擦特性，即动摩擦系数对滑动速
度的变化关系。动摩擦系数随滑动速度的增高而降低的程度愈大，愈易激发振动而生成噪声。此外，制动器输入压力愈高，噪声也愈大，而压力高达一定程度以后则不再有噪声。制动器温度对噪声也有影响。
目前广泛使用的制动器是摩擦式制动器，即鼓式制动器和盘式制动器，在轻型客车、轿车中，制动器大量采用前盘后鼓或全盘式制动器。
鼓式制动是靠制动块在制动轮上压紧来实现刹车的。鼓式制动是早期设计的制动系统，其刹车鼓的设计1902年就已经使用在马车上了，直到1920年左右才开始在汽车工业广泛应用。现在鼓式制动器的主流是内张式，它的制动块(刹车蹄)位于制动轮内侧，在刹车的时候制动块向外张开，摩擦制动轮的内侧，达到刹车的目的。
相对于盘式制动器来说，鼓式制动器的制动效能和散热性都要差许多，鼓式制动器的制动力稳定性差，在不同路面上制动力变化很大，不易于掌控。而由于散热性能差，在制动过程中会聚集大量的热量。制动块和轮鼓在高温影响下较易发生极为复杂的变形，容易产生制动衰退和振抖现象，引起制动效率下降。另外，鼓式制动器在使用一段时间后，要定期调校刹车蹄的空隙，甚至要把整个刹车鼓拆出清理累积在内的刹车粉。当然，鼓式制动器也并非一无是处，它造价便宜，而且符合传统设计。四轮轿车在制动过程中，由于惯性的作用，前轮的负荷通常占汽车全部负荷的70%-80%，前轮制动力要比后轮大，后轮起辅助制动作用，因此轿车生产厂家为了节省成本，就采用前盘后鼓的制动方式。不过对于重型车来说，由于车速一般不是很高，刹车蹄的耐用程度也比盘式制动器高，因此许多重型车至今仍使用四轮鼓式的设计。
为了保持制动力分配系数的稳定，太阳能观光车在前后轮上均采用滑动钳盘式制动器。
3.5.3盘式制动器主要参数选择和主要零件设计
图9、制动盘设计图
(1)制动盘直径和厚度
轮胎型号：子午线轮胎165/70R13；其中13为轮辋直径，单位为英寸，换算为mm，为
330.2mm；
车轮选择：为压制钢盘式车轮，通常在中央以螺柱和螺帽拴接在轮毂凸缘上。 轮毂尺寸的确定：
制动盘直径D 选择为轮辋直径的70%～79%；于是可得制动盘直径范围D=231.4mm～260.858mm，选择制动盘外径为256mm。
制动盘选择实心盘式制动器，厚度一般在10mm～20mm，选择12mm。
制动盘材料选择珠光体灰铸铁，结构形状为礼帽形。
（2）摩擦衬块内半径1R 与外半径2R
外半径2R 与内半径1R 的比值不大于1.5。取内半径1R =80mm,外半径2R =120mm。
材料选择无石棉摩擦材料。包角为50度，厚度为14mm。
（3）摩擦衬块工作面积A
摩擦衬块单位面积占有质量在 1.62/kg cm ～3.52
/kg cm 范围内选取。总质量a m =950kg ，故每个制动器的面积要求范围为67.85752cm ～148.43752cm ；计算确定每个制动器的面积A=69.82
cm ，满足要求。
图10、摩擦片设计图
（4）制动背板
制动背板是除制动钳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。制动背板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，由钢板冲压成形的制动背板都具有凹凸起伏的形状。刚度不足会导致制动力矩减小，踏板行程加大，衬片磨损也不均匀。
（5）制动钳
由于在后轮制动器上要焊接制动杠杆支撑耳，所以轮缸的缸体由可焊性好的ZG20SiMn 铸成。制动钳采用铸造，做成整体的。其外缘留有开口，以便不必拆下制动钳便可检查或更换制动块。制动钳体应有高的强度和刚度。在钳体中加工出制动油缸。为了减少传给制动液的热量，将杯形活塞的开口端顶靠制动块的背板。活塞由KTZ700-02制造。为了提高耐磨损性能，活塞的工作表面进行镀铬处理。
图11、制动背板和制动衬片结合设计图
图12、制动钳体设计图
图13、制动间隙自调示意图
（6）制动器工作间隙与间隙自调装置
制动盘与摩擦衬片(摩擦衬块)之间在未制动的状态下应有工作作间隙，以保证制动盘能自由转动。一般，盘式制动器的为0.1～0.3mm。此间隙的存在会导致踏板或手柄的行程损失，因而间隙量应尽量小，在此选定工作间隙为0.1mm。考虑到在制动过程中摩擦副可能产生机械变形和热变形，因此制动器在冷却状态下应有的间隙应通过试验来确定。另外，制动器在工作过程中会因为摩擦衬片(衬块)的磨损而加大，因此制动器必须设有间隙调整机构。
关于制动器的装配图见附录3。
3.5.4盘式制动器设计的验算
3.5.
4.1制动因数BF 和制动器的敏感度
制动因数BF 定义为制动盘摩擦力与制动块的制动力比值，可以看作为制动器的增益因数。
2d l a
F BF H F ==，其中，l H 为衬片摩擦系数； (3-5) 敏感度()()B l d BF S d H =
，对于盘式制动器，敏感度始终为2，为常数。 (3-6) 3.5.4.2摩擦衬块的摩擦特性计算
摩擦衬片的磨损，与摩擦副的材质、表面加工情况、温度、压力以及相对滑磨速度等
多种因素有关，因此在理论上要精确计算磨损性能是困难的。但试验表明，摩擦表面的温度、压力、摩擦系数和表面状态等是影响磨损的重要因素。
叉车的制动过程是将其机械能(动能、势能)的一部分转变为热量而耗散的过程。在制动强度很大的紧急制动过程中，制动器几乎承担了耗散叉车全部动力的任务。此时由于在短时间内热量来不及逸散到大气中，致使制动器温度升高。此即所谓制动器的能量负荷。能量负荷愈大，则衬片(衬块)的磨损愈严重。
磨损和热的性能指标可用衬块在摩擦过程中由最高制动速度到停车所完成的单位衬片的面积的滑摩功，即比滑摩功f L 来衡量。
22
2max 22
950(30/3.6)[]118.15/[L ]22279.2
=1000J/cm 1500/a a f f f m V L L J cm A J cm ∑×=≤==×? 轿车选用 (3-7) 因为最高车速比较小，所以计算得到的比滑摩功值比较小。
3.5.
4.3制动器热容量与温升的核算
应核算制动器的热容量和温升是否满足如下条件：
()d d h h m c m c t L +Δ≥ (3-8) 式中 d m ——各制动盘的总质量；
h m ——与各制动盘相连的受热金属件(如轮毂、轮辐、轮辋、制动钳
体等)的总质量；
d c ——制动盘材料的比热容，对铸铁c=482J／(kg·K)，对铝合金
c=880J／(kg·K)；
h c ——与制动盘相连的受热金属件的比热容；
t Δ——制动盘的温升(一次由a v =30km／h 到完全停车的强烈制动，
温升不应超过15℃)；
L——满载观光车制动时由动能转变的热能，因制动过程迅速，可以认
为制动产生的热能全部为制动器所吸收，即 212
a a v L m β= (3-9) 22(1)2
a a v L m β=? (3-10) 式中 a m ——满载观光车总质量；
a v ——观光制动时的初速度，可取max a a v v =；
β——观光车制动器制动力分配系数。
各制动盘的总质量和为40kg；制动盘材料为45钢，属优质碳素钢，查得比热容为480 J／(kg·K)；与制动盘相连的受热件总质量约为40kg；轮毂、轮辐、轮辋采用40Cr，其比热容为480 J／(kg·K)；制动钳体材料为ZG20SiMn，为合金铸钢，其比热容为520 J／(kg·K)；将数据代入，得到：
4048028.648012520=39168J/K d d h h m c m c +=×+×+×；
22
3095042750022
a a v L m J ==×=； 则可以得到在制动时，制动器的温升0042750010.91539168/d d h h t m c m c J L J K
+Δ=
==<， 所以，制动器散热性能良好。
3.5.
4.4制动力矩计算与验证 盘式制动器的计算用简图如图所示，今假设衬块的摩擦表面与制动盘接触良好，且各处的单位压力分布均匀，则盘式制动器的制动力矩为
2f T fNR =，
式中 ：f ——摩擦系数，取摩擦材料的摩擦系数为0.35。
N——单侧制动块对制动盘的压紧力(见图)； R——作用半径。
图14、盘式制动器的计算用简图
对于常见的扇形摩擦衬块，如果其径向尺寸不大，取R 为平均半径
m R 或有效半径e R 已足够精确。如图所示，平均半径为 121208010022
m R R R mm ++===， (3-11) 式中：1R ，2R
——扇形摩擦衬块的内半径和外半径。
图15、钳盘式制动器的作用半径计算用图
从而得到： 1463/21045022*0.35*0.1
f
T N N fR ===； 其中N 为单侧制动块对制动盘的压紧力； 压强4210450369.8*10/2
N N q Mpa A m ?===。 3.5.4.5制动器与轮毂连接螺栓强度校核 每个制动器需要产生的制动力矩为1463731.52T M N m N m =
= ； 由'T M F r =，其中r 为螺栓分布半径，'F 为制动力矩所产生的总剪切力； 故每个螺栓的剪切应力为'21/4[]/4s F F A d n
σττπ==≤=， (3-12) 其中A 为螺栓剪切面面积，s σ为螺栓材料的屈服应力，n 为安全系数，1d 为螺纹小径；
由上式得出：110.8d mm ≥；选用12M 的六角头螺栓，即可满足强度要求；
3.6制动系统驱动机构的设计计算
3.6.1液压制动驱动机构
3.6.1.1制动轮缸直径与工作容积
（1）作用力P(即N)=10450N，轮缸中液压p 取12Mpa；利用下式计算轮缸直径：
33.2w d mm === (3-13) 根据GB7524-87标准规定的尺寸系列中选取35w d mm =。
此时的制动管路液压也为12Mpa。
(2)一个轮缸的工作容积 2
14n
w w
V d πδ=∑ (3-14) 式中，w d -一个轮缸活塞的直径；
n-轮缸的活塞数目；
δ-一个轮缸活塞在完全制动时的行程；
取δ=8mm，n=1； 代入上式，得到23135876974w V mm π=
×××=； 总工作容积43311
769730788m w V V mm mm ===∑∑。 (3-15)
3.6.1.2制动主缸的直径与工作面积
制动主缸与制动轮缸的缸径之比满足/w m d d =0.9～1.2；
，即制动主缸直径的选择范围为31.5～42mm。根据GB7524-87的系列尺寸，选择制动主缸直径32mm。
制动主缸应有的工作容积'
m V V V =+， V -全部轮缸的总工作容积；
'V -制动软管在液压下变形而引起的容积增量。
初步设计时，取31.1 1.130********.8m V V mm ==×=。
主缸活塞直径与活塞行程 24m m m V d S π=， (3-16)
一般(0.8 1.2)m m S d = ,，计算得到：42m S mm =，/ 1.2m m S d =，满足要求。
3.6.1.3制动踏板力与踏板行程
(1)制动踏板力与制动踏板机构传动比 2114p m p F d p i π
η
= (3-17) 其中，m d -制动主缸活塞直径；
p -制动管路的液压；
p i -制动踏板机构传动比，21
p r i r =； η-制动踏板机构及制动主缸的机械效率，可取0.850.95,=0.95ηη= 取
图16、制动踏板机构传动比示意图
踏板力p F 一般不超过500N～700N，取制动踏板力700p F N =，计算得到：14.5p i =；
（2）制动踏板的全行程（至与地板相碰的行程）应大于正常工作行程。制动器调整正常时的踏板工作行程p x 约为踏板全行程的40%～60%，以保证在制动管路中获得给定的压力。踏板全行程对轿车不应超过100mm～150mm；活塞行程为4mm，计算得到踏板工作行程14.5458mm ×=，取60mm，于是可取踏板行程为120mm，满足设计要求。
3.6.2制动手柄力与行程
制动手柄力由活塞对摩擦片的正压力和制动杠杆的长度来决定，即
制动手柄力
10450
232.2
45
N
F N
l
===， (3-18)
其中，N为活塞对摩擦片的正压力，l为制动杠杆的长度；
制动手柄行程对轿车不应超过160mm，制动手柄行程取150mm。
制动系统匹配设计计算 根据AA车型整车开发计划，AA车型制动系统在参考BB轿车底盘制造平台的基础上进行逆向开发设计，管路重新设计。本计算是以选配C发动机为基础。 AA车型的行车制动系统采用液压制动系统。前、后制动器分别为前通风盘式制动器和实心盘式制动器，制动踏板为吊挂式踏板，带真空助力器，制动管路为双回路对角线(X型)布置，采用ABS。驻车制动系统为机械式手动后盘式制动，采用远距离棘轮拉索操纵机构。因AA车型与参考样车BB的整车参数接近，制动系统采用了BB样车制动系统，因此，计算的目的在于校核前/后制动力、最大制动距离、制动踏板力、驻车制动手柄力及驻坡极限倾角。 设计要符合GB 12676-1999《汽车制动系统结构、性能和试验方法》；GB 13594-2003《机动车和挂车防抱制动性能和试验方法》和GB 7258-2004《机动车运行安全技术条件》的要求，其中的踏板力要求≤500N，驻车制动停驻角度为20％（12），驻车制动操纵手柄力≤400N。 制动系统设计的输入条件 整车基本参数见表1，零部件主要参数见表2。 表1 整车基本参数
表2 零部件主要参数制动系统设计计算 1.地面对前、后车轮的法向反作用力 地面对前、后车轮的法向反作用力如图1所示。 图1 制动工况受力简图由图1，对后轮接地点取力矩得:
式中：FZ1（N）：地面对前轮的法向反作用力；G（N）：汽车重力；b（m）：汽车质心至后轴中心线的水平距离；m（kg）：汽车质量；hg（m）：汽车质心高度；L（m）：轴距；（m/s2）：汽车减速度。 对前轮接地点取力矩，得： 式中：FZ2（N）：地面对后轮的法向反作用力；a（m）：汽车质心至前轴中心线的距离。 2.理想前后制动力分配 在附着系数为ψ的路面上，前、后车轮同步抱死的条件是：前、后轮制动器制动力之和等于汽车的地面附着力；并且前、后轮制动器制动力Fm1、Fm2分别等于各自的附着力，即：
大学生方程式赛车制动系 统设计和优化 Prepared on 22 November 2020
摘要 Formula SAE比赛由美国车辆工程师学会（SAE）于1979年创立，每年在世界各地有600余支大学车队参加各个分站赛，2011年将在中国举办第一届中国大学生方程式赛车，本设计将针对中国赛程规定进行设计。 本说明书主要介绍了大学生方程式赛车制动的设计，首先介绍了汽车制动系统的设计意义、研究现状以及设计目标。然后对制动系统进行方案论证分析与选择，主要包括制动器形式方案分析、制动驱动机构的机构形式选择、液压分路系统的形式选择和液压制动主缸的设计方案，最后确定方案采用简单人力液压制动双回路前后盘式制动器。除此之外，还根据已知的汽车相关参数，通过计算得到了制动器主要参数、前后制动力矩分配系数、制动力矩和制动力以及液压制动驱动机构相关参数。最后对制动性能进行了详细分析。 关键字：制动、盘式制动器、液压
Abstract Formula SAE race was founded in 1979 by the American cars institute of Engineers every year more than 600 teams participate in various races around the world,China will hold the first Formula one for Chinese college students,the design will be for design of the provisions of the Chinese calendar. This paper mainly introduces the design of breaking system of the Formula of all,breaking 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 , this paper also introduces the designing process of front brake and rear break,braking cylinder,parameter's choice of main components braking and channel settings and the analysis of brake performance. Key words:braking,braking disc,hydroid pressure
讲义开发（讲师用） （制动系统匹配计算讲课提纲及内容） 课时_____ 一制动系统匹配计算提纲及内容 1、制动系统匹配计算的目的与要求 制动系统匹配设计主要是根据设计任务书的要求，整车配置、布置及参数，参考同类车型参数，选择制动器型式、结构及参数，然后校核计算，验证所选参数是否满足设计任务书及法规的要求，满足要求后初步确定参数。 公司目前车型主要是M1、N1类，操纵系统为液压操纵、真空助力。因此，本匹配计算主要以上述车型及操纵系统为基础进行基础制动系统及调节装置的匹配计算，ABS或ESP的匹配计算由配套厂家完成。 GB12676-1999《汽车制动系结构、性能和试验方法》、GB7258-2004《机动车运行安全技术条件》，GB13594-2003《机动车和挂车防抱制动性能和试验方法》等对制动系的性能、要求及试验方法都作了详细的规定，因此，制动系设计首先应满足以上法规的要求。同时，为提高整车性能，不同级别的车型，又会对制动性能提出高于以上标准的要求，这些要求会在设计任务书中体现，因此，对设计任务书要求高于法规要求的，要按设计任务书要求设计。 将M1、N1类车与匹配计算有关法规摘录如下： 表1 M1、N1类车有关制动法规要求
注：以上数据为发动机脱开的O型试验要求。 2、制动系统主要参数的选择 制动系统参数选择形式多样，可根据实际情况、用不同的方法确定，以最终保证设计参数合理为准。如：轴荷、重心位置相近的车辆，可借鉴采用参考车型数据；平台化产品，可借用部分参数，选择其它参数；选择参数后要进行校核计算，满足要求后就可以采用；下面以无参考样车时的设计为例，简要说明制动系统主要参数选择的一般步骤。 制动系统参数选择的一般步骤如下：
制动器的计算分析 整车参数 2、制动器的计算分析 2.1前制动器制动力 前制动器规格为?310×100mm，铸造底板，采用无石棉摩擦片，制动调整臂臂长，气室有效面积。当工作压力为P=6×105Pa时，前制动器产生的制动力： F1=2*A c*L/a*BF*?*R/R e*P 桥厂提供数据在P=6×105Pa时，单个制动器最大制动力为F1=3255kgf
以上各式中：A c—气室有效面积 L—调整臂长度 a—凸轮基圆直径 BF—制动器效能因数 R—制动鼓半径 R e—车轮滚动半径 ?—制动系效率 P—工作压力 2.2后制动器制动力 后制动器规格为?310×100mm，铸造底板，采用无石棉摩擦片，制动调整臂臂长，气室有效面积。当工作压力为P=6×105Pa时，前制动器产生的制动力： F2=2*A c*L/a*BF*?*R/R e*P 桥厂提供数据在P=6×105Pa时，单个制动器最大制动力为 F2 =3467kgf
2.3满载制动时的地面附着力 满载制动时的地面附着力是地面能够提供给车轮的最大制动力，正常情况下制动气制动力大于地面附着力是判断整车制动力是否足够的一个标准。地面附着力除了与整车参数有关之外，还与地面的附着系数有关，在正常的沥青路面上制动时，附着系数?值一般在0.5~0.8之间，我们现在按照路面附着系数为0.7来计算前后地面附着力：F?前=G满1×?+G×? 2 =2200×0.7+6000×× =2002kgf F?后=G满2×?-G×? 2 3800×0.7-6000×× = =1487kgf
因为前面计算的前后制动器最大制动力分别为 F1=3255kgf F2=3467kgf 3、制动器热容量、比摩擦力的计算分析 3.1单个制动器的比能量耗散率的计算分析 前制动器的衬片面积A1=2×πR1××L1= 式中（L1=100mm摩擦片的宽度 w1=110°） 后制动器的衬片面积A2=2×πR2××L2= 式中（L2=100m m 摩擦片的宽度w2=） 比能量耗散率 e1=β= e2=β= 上式中：G—满载汽车总质量 V1—制动初速度，计算时取V1=18m/s β—满载制动力分配系数 t—制动时间，计算时取t=3.06s 鼓式制动器的比能量耗散率以不大于1.8W/mm2为宜，故该制动器的比能量耗散率满足要求。 3.2单个制动器的比摩擦力计算分析 计算时取制动减速度j=0.6g
毕业设计（论文）开题报告
1 选题的背景和意义 1.1 选题的背景 在全球面临着能源和环境双重危机的严峻挑战下世界各国汽车企业都在寻求新的解决方案一一如开发新能源技术，发展新能源汽车等等然而. 新能源汽车在研发过程中已出现!群雄争霸的局面在能源领域. 有压缩天然气，液化石油气，煤炼乙醇，植物乙醇，生物乙醇，，生物柴油，甲醇，二甲醚，合成油等等新能源动力汽车在转换能源方面有燃料电池汽车氢燃料汽车纯电动汽车轮毅电机车等等。选择哪种新能源技术作为未来汽车产业发展的主要方向是摆在中国汽车行业面前的重要课题。据有关专家分析进入新世纪以来，以汽车动力电气化为主要特征的新能源电动汽车技术突飞猛进。其中油电混合动力技术逐步进入产业化锂动力电池技术取得重大突破。新能源电动汽车技术的变革为我国车用能源转型和汽车产业化振兴提供了历史机遇[1]。 作为 21 世纪最清洁的能源———电能，既是无污染又是可再生资源，因此电动汽车应运而生，随着人民生活水平和环保觉悟的提高电动汽车越来越受到广泛关注[2]。传统车辆的转向、驱动和制动都通过机械部件连接来操纵，而在电动汽车中，这些系统操纵机构中的机械部件（包括液压件）有被更紧凑、反应更敏捷的电子控制元件系统所取代的趋势。加上四轮能实现± 90°偏转的四轮转向技术，车辆可实现任意角度的平移，绕任意指定转向点转向以及进行原地旋转。线控和四轮转向的有机结合，是当今汽车新技术领域的一大亮点，其突出特点就是操纵灵活和行驶稳定[3]。轮毂电机驱动电动车以其节能环保高效的特点顺应了当今时代的潮流，全方位移动车辆是解决日益突出的城市停车难问题的重要技术途径，因此，全方位移动的线控转向轮毂电机驱动电动车是未来先进车辆发展的主流方向之一。全方位移动车辆可实现常规行驶、沿任意方向的平移、绕任意设定点、零半径原地转向等转向功能[4]。 1.2 国内外研究现状及发展趋势 电动汽车的出现得益于19世纪末电池技术和电机技术的发展较内燃机成熟，而此时石油的运用还没有普及，电动车辆最早出现在英国，1834年Thomas Davenport 在布兰顿演示了采用不可充电的玻璃封装蓄电池的蓄电池车，此车的出现比世界上第一部内燃机型的汽车(1885年)早了半个世纪。1873年英国人Robert Davidson制造的一辆三轮车，它由一块铁锌电池向电机提供电力，这被认为是电动汽车的诞生，这也比第一部内燃机型的汽车早出现了13年。到了1881年，法国人Gustave Trouve 使用铅酸电池制造了第一辆能反复充电的电动汽车。此后三四十年间，电动汽车在当时的汽车发展中占据着重要位置，据统计，到1890年在全世界4200辆汽车中，有
基于MAT LAB 的汽车制动系统 3 设计与分析软件开发 孙益民(上汽汽车工程研究院 【摘要】根据整车制动系统开发需要, 利用MAT LAB 平台开发了汽车制动系统的设计和性能仿真软件。 该软件用户界面和模块化设计方法可有效缩短开发时间, 提高设计效率。并以上汽赛宝车为例, 对该软件的可行性进行了验证。 【主题词】制动系汽车设计 统分成两个小闭环系统, 使设计人员更加容易把 1引言 制动性能是衡量汽车主动安全性的主要指标。如何在较短的开发周期内设计性能良好的制动系统一直是各汽车公司争相解决的课题。 本文拟根据公司产品开发工作需要, 利用现有MA T LAB 软件平台, 建立一套面向设计工程师, 易于调试的制动开发系统, 实现良好的人机互动, 以提高设计效率、缩短产品开发周期。 握各参数对整体性能的影响, 使调试更具针对性。 其具体实施过程如图1所示。 3软件开发
与图1所示的制动系统方案设计流程对应, 软件开发也按照整车参数输入、预演及主要参数确定, 其他参数确定和生成方案报告4个步骤实现。3. 1车辆参数输入 根据整车产品的定位、配置及总布置方案得出空载和满载两种条件下的整车质量、前后轴荷分配、质心高度, 轮胎规格及额定最高车速。以便获取理想的前后轴制动力分配及应急制动所需面临的极限工况。 3. 2预演及主要参数确定 在获取车辆参数后, 设计人员需根据整车参数进行制动系的设计, 软件利用MAT LAB 的G U I 工具箱建立如图2所示调试界面。左侧为各主要参数, 右侧为4组制动效能仿真曲线, 从曲线可以查看给定主要参数下的制动力分配、同步附着系数、管路压力分配、路面附着系数利用率随路况的变化曲线, 及利用附着系数与国标和法规的符合现制动器选型、性能尺寸调节, 查看液压比例阀、感载比例阀、射线阀等多种调压工况的制动效能, 并通过观察了 2汽车制动系统方案设计流程的优化 从整车开发角度, 制动系统的开发流程主要包括系统方案设计、产品开发和试验验证三大环节。制动系统的方案设计主要包含结构选型、参数选择、性能仿真与评估, 方案确定4个环节。以前, 制动系统设计软件都是在完成整个流程后, 根据仿真结果对初始设计参数修正。因此, 设计人员往往要反复多次方可获得良好的设计效果, 而且, 在调试过程中, 一些参数在特定情况下的相互影响不易在调试中发现, 调试的尺度很难把握。 本文将整车设计流程划分为两个阶段:主要参数的预演和确定、其他参数的预演和参数确定。即根据模块化设计思想, 将原来一个闭环设计系 收稿日期:2004-12-27 3本文为上海市汽车工程学会2004年(第11届学术年会优秀论文。
摘要 汽车空调的普及，是提高汽车竞争能力的重要手段之一。随着汽车工业的发展和人们物质生活水平的提高，人们对舒适性，可靠性，安全性的要求愈来愈高。国内近年来，汽车生产厂家越来越多，产量越来越大，大量中高档车需要安装空调。因此，对汽车空调的研究开发特别重要。 本论文针对吉利LG—1空调系统匹配设计,对普通轿车空调系统的设计开发原理和特点进行了比较系统的阐述. 第一章概论 1.1 汽车空调的作用及其发展 汽车工业是我国的支柱产业之一，其发展必然会带动汽车空调产业的发展。汽车空调作为空调技术在汽车上的应用，它能创造车室内热微环境的舒适性，保持车室内空气温度、湿度、流速、洁净度、噪声和余压等在热舒适的标准范围内，不仅有利于保护司乘人员的身心健康，提高其工作效率和生活质量，而且还对增加汽车行始安全性具有积极作用。 就世界上汽车空调技术发展的历史来看，其发展的速度也是惊人的。1927年就诞生了较为简单的汽车空调装置，它只承担冬季向乘员供暖和为挡风玻璃除霜的任务。直到1940年，由美国Packard公司生产出第一台装有制冷机的轿车。1954年才真正将第一台冷暖一体化整体式设备安装在美国Nash牌小汽车上。1964年，在Cadillac轿车中出现了第一台自动控温的汽车空调。1979年，美国和日本共同推出了用微机控制的空调系统，实现了数字显示和最佳控制，标志着汽车空调已进入生产第四代产品的阶段。汽车空调技术发展至今，其功能已日趋完善，能对车室进行制冷，采暖，通风换气，除霜（雾），空气净化等。我国空调产业发长速度虽然较快，但是目前国内车用空调系统生产基本上仍是处于引进技术与开发、研究并举的阶段。 1.2 汽车空调的特点 汽车空调使用的特殊性，决定了它在结构、材料、安装、布置、设计、技术要求等方面与普通空调，如建筑物空调，有着较大的差别： 1）在动力源处理上，车用空调压缩机只能采用开启式的结构型式，这就带来空调系统轴封要求高，制冷剂容易泄漏的问题。 2）作为空调的对象，汽车车室容积狭小，人员密集，其热、湿负荷大，气流分布难以均匀，要求所选配的车用空调机组制冷量要大，能降温迅速。 3）当车用空调装置消耗汽车主发动机的动力时，必须考虑其对汽车动力也操纵性能的影响，也必须考虑车速变化幅度大或变化频繁，给空调系统制冷剂流量控制、制冷量控制、系统设计带来的影响。 4）汽车本身结构非常紧凑，可供安装空调设备觉得空间极为有限，不仅对车用空调装置的外形、体积和质量要求较高，而且对其性能和选型也会带来影响。 5）汽车是运动中的物体，对汽车空调系统各组成部件的振动、噪声、安全、可靠等方面的技术要求严格。6）车用空调装置的结构、外形和布置，必须考虑其对汽车底盘、车身结构件及汽车行驶稳定性、安全性的影响。 第二章课题的目的及现实意义 2.1 课题主要目的 本空调系统的国产化开发是按照浙江吉利轿车的要求进行系统仿制，本着通用性和互换性的原则而进行的。本系统参照于日本威驰轿车空调系统，适用于小型轿车空调系统的研发。 压缩机总成的装配位置与原装系统相同，重新设计压缩机支架及涨紧机构，仍采用V型皮带轮。 风机、干燥器、电磁阀及各部件，位置和型号与威驰轿车原装系统选配相同。 管路走向及固定方式与原装基本相同，对接口尺寸按我公司标准做相应的修改。
编号：-DPJS-011制动系统设计计算报告 项目名称：A级三厢轿车设计开发项目代 号: 编制: 日期: 校对: 日期: 审核: 日期: 批准: 日期: 2011年03月
目录 1 系统概述. ............................................ 错误! 未定义书签 系统设计说明.......................... 错误! 未定义书签 系统结构及组成........................ 错误! 未定义书签 系统设计原理及规范....................... 错误! 未定义书签 2 输入条件. ............................................ 错误! 未定义书签 整车基本参数.......................... 错误! 未定义书签 制动器参数........................... 错误! 未定义书签 制动踏板及传动装置参数 ...................... 错误! 未定义书签 驻车手柄参数.......................... 错误! 未定义书签 3 系统计算及验证. ......................................... 错误! 未定义书签 理想制动力分配与实际制动力分配 .................. 错误! 未定义书签 附着系数、制动强度及附着系数利用率 ................. 错误! 未定义书签管路压强计算.......................... 错误! 未定义书签 制动效能计算.......................... 错误! 未定义书签 制动踏板及传动装置校核 ...................... 错误! 未定义书签 驻车制动计算.......................... 错误! 未定义书签 衬片磨损特性计算......................... 错误! 未定义书签 4 总结. ................................................ 错误! 未定义书签 5 制动踏板与地毯距离. ...................................... 错误! 未定义书签 参考文献. ............................................ 错误! 未定义书签
第1章绪论 1.1制动系统设计的意义 汽车是现代交通工具中用得最多，最普遍，也是最方便的交通运输工具。汽车制动系是汽车底盘上的一个重要系统，它是制约汽车运动的装置。而制动器又是制动系中直接作用制约汽车运动的一个关键装置，是汽车上最重要的安全件。汽车的制动性能直接影响汽车的行驶安全性。随着公路业的迅速发展和车流密度的日益增大，人们对安全性、可靠性要求越来越高，为保证人身和车辆的安全，必须为汽车配备十分可靠的制动系统。 通过查阅相关的资料，运用专业基础理论和专业知识，确定汽车制动器的设计方案，进行部件的设计计算和结构设计。使其达到以下要求：具有足够的制动效能以保证汽车的安全性；同时在材料的选择上尽量采用对人体无害的材料。 1.2制动系统研究现状 车辆在行驶过程中要频繁进行制动操作，由于制动性能的好坏直接关系到交通和人身安全，因此制动性能是车辆非常重要的性能之一，改善汽车的制动性能始终是汽车设计制造和使用部门的重要任务。当车辆制动时，由于车辆受到与行驶方向相反的外力，所以才导致汽车的速度逐渐减小至零，对这一过程中车辆受力情况的分析有助于制动系统的分析和设计，因此制动过程受力情况分析是车辆试验和设计的基础，由于这一过程较为复杂，因此一般在实际中只能建立简化模型分析，通常人们主要从三个方面来对制动过程进行分析和评价： （1）制动效能:即制动距离与制动减速度； 1
（2）制动效能的恒定性：即抗热衰退性； （3）制动时汽车的方向稳定性； 目前，对于整车制动系统的研究主要通过路试或台架进行，由于在汽车道路试验中车轮扭矩不易测量，因此，多数有关传动系!制动系的试验均通过间接测量来进行汽车在道路上行驶，其车轮与地面的作用力是汽车运动变化的根据，在汽车道路试验中，如果能够方便地测量出车轮上扭矩的变化，则可为汽车整车制动系统性能研究提供更全面的试验数据和性能评价。 1.3制动系统设计内容 （1）研究、确定制动系统的构成 （2）汽车必需制动力及其前后分配的确定 前提条件一经确定，与前项的系统的研究、确定的同时，研究汽车必需的制动力并把它们适当地分配到前后轴上，确定每个车轮制动器必需的制动力。 （3）确定制动器制动力、摩擦片寿命及构造、参数 制动器必需制动力求出后，考虑摩擦片寿命和由轮胎尺寸等所限制的空间，选定制动器的型式、构造和参数，绘制布置图，进行制动力制动力矩计算、摩擦磨损计算。 （4）制动器零件设计 零件设计、材料、强度、耐久性及装配性等的研究确定，进行工作图设计。 1.4制动系统设计要求 制定出制动系统的结构方案，确定计算制动系统的主要设计参数制动器主要参数设计和液压驱动系统的参数计算。利用计算机辅助设计绘制装配图 2
王工： 总体上写得不错，需要进一步改进的建议如下： 1.主要零部件的典型结构图。 2.分泵、总泵、吊挂助力器和阀等试验验证与试制验证的方法与标准（结合参考上次L 项目验证计划）细化与补充。 3. 分泵、总泵、吊挂助力器和阀的DFMEA分析的主要内容。 3.做到图文并茂，无经验的年轻的设计人员（《设计手册》主要读者）一看就明白。 4.附一典型车型（如L3360奥铃）的制动系统计算书。 储成高 2003.8.23 制动系统的开发和设计 1.系统概述 一般情况下汽车应具备三个最基本的机能，即：行驶机能、转弯机能和停车机能，而其停车机能则是由整车的制动装置来完成的。作为汽车重要组成部分的制动系统，其性能的好坏将直接影响汽车的行驶安全性，也就是说我们希望在轻轻地踩下制动踏板时汽车能很平稳地停止在所要停车的地方，为了达到这一目的，我们必须充分考虑制动系统的控制机构和执行机构的各种性能。 制动系统一般可分为四种，即行车制动系、应急制动系（也称第二制动系）、驻车制动系和辅助制动系统（一般用于山区、矿山下长坡时）。 各种制动系统一般有执行机构和控制机构两个部分组成。其执行机构是产生阻碍车辆的运动或运动趋势的力（制动力）的部件，通常包括制动鼓、制动蹄、制动盘、制动钳和制动轮缸等；其控制机构是为适应所需制动力而进行操纵控制、供能、调节制动力、传递制动能量的部件，一般包括助力器、踏板、制动主缸、储油杯、真空泵、真空罐、比例阀、ABS、制动管路和报警装置等，有的还包括具有压力保护和故障诊断功能的部件。在其控制机构中如果按其制动能量的传输方式制动系统又可分为：机械式、液压式、气压式和电磁式（同时采用两种以上传能方式的制动系统可称为组合式制动系统，如气顶油等）。 制动系统是影响汽车行驶安全性的重要部分，通常其应具备以下功能：可以降低行驶汽
第一章JZ--7 制动机系统的组成 一、JZ--7 型制动机的特点 1、操纵不同缓解性能的制动机（一次缓解或阶段缓解）。 2、设有过充位，可缩短列车管及副风缸的充风时间，不致引起过量供给及再制动。 3、可实现自动保压（制动后不必再回中立位）。 4、自阀采用柱塞阀结构，操作轻便。 5、由于采用柱塞阀、模板勾贝，可延长检修期，维修方便。 二、JZ 一7型制动机的组成及各部作用 1、自阀：通过手把的转换，实现全列车制动系统的各种性能及作用。如：制动、缓解、保压、加快充风、重联、附挂、回送等。 2、均衡风缸：其压力随自阀转换而变化，从而控制中继阀的动作。如：过充、缓解、制动、过量减压等。 3、中继阀：受自阀（通过均衡风缸压力变化）操纵，控制列车管的充气、排气，从而实现全列车的制动、保压、缓解等作用。自阀过充位列车管可得到30~40kpa的过充压力，自阀回运转位可使过充压力缓缓消除，不致产生再制动。 4、过充风缸：自阀过充位时，可使列车管得到稳定的过充压力，自阀回运转位过充柱塞左侧压力经过充风缸0. 5mm」、孔缓缓排向大气。（与均衡风缸一体） 5、单独制动阀：单独控制机车的制动、保压、缓解，与列车的制动缓解无关。 注：以上各阀与风缸I、U端（主、畐I」台）各一套。 6、分配阀：根据列车管的压力变化而动作，用于控制作用阀的充气、排气、保压以实现机车的制动、保压、缓解。 7、作用阀：受单阀或自阀（分配阀）控制，向制动缸充气或排气，使机车实现制动. 保压.缓解。 8、工作风缸：与列车管、作用风缸共同控制分配阀主阀的动作。 9、作用风缸：除与列车管共同控制分配阀主阀动作外，还控制作用阀的动作并确保作用阀动作可靠；性能完善。 10、降压风缸：与列车管共同控制分配阀畐阀的动作，并确保畐阀动作可靠，性能完善。 11、紧急风缸：与列车管共同控制分配阀紧急部的动作，并确保紧急部动作可靠、性能完善。 12、变向阀：第一变向阀用于转换I、U端（主、畐寸台）单阀以对作用阀的控制，第 二变向阀用于转换单阀与自阀（分配阀）对作用阀的控制。 13、CZDF3 CZDF—8为由监控装置控制的自动停车设备。
摘要 Formula SAE比赛由美国车辆工程师学会（SAE）于1979年创立，每年在世界各地有600余支大学车队参加各个分站赛，2011年将在中国举办第一届中国大学生方程式赛车，本设计将针对中国赛程规定进行设计。 本说明书主要介绍了大学生方程式赛车制动的设计，首先介绍了汽车制动系统的设计意义、研究现状以及设计目标。然后对制动系统进行方案论证分析与选择，主要包括制动器形式方案分析、制动驱动机构的机构形式选择、液压分路系统的形式选择和液压制动主缸的设计方案，最后确定方案采用简单人力液压制动双回路前后盘式制动器。除此之外，还根据已知的汽车相关参数，通过计算得到了制动器主要参数、前后制动力矩分配系数、制动力矩和制动力以及液压制动驱动机构相关参数。最后对制动性能进行了详细分析。 关键字：制动、盘式制动器、液压
Abstract Formula SAE race was founded in 1979 by the American cars institute of Engineers every year more than 600 teams participate in various races around the world,China will hold the first Formula one for Chinese college students,the design will be for design of the provisions of the Chinese calendar. This paper mainly introduces the design of breaking system of the Formula Student.First of all,breaking 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 disc.Besides, this paper also introduces the designing process of front brake and rear break,braking cylinder,parameter's choice of main components braking and channel settings and the analysis of brake performance. Key words:braking,braking disc,hydroid pressure
上海工程技术大学 毕业设计（论文） 开题报告 题目SY1046载货汽车制动系统设计 汽车工程学院（系）车辆工程专业班 学生姓名 学号 指导教师 开题日期：2016 年3 月14 日
开题报告 一、毕业设计题目的来源、理论、实际意义和发展趋势 1、题目：SY1046载货汽车制动系统设计 2、题目来源：生产实践 3、意义： 从汽车诞生时起，车辆制动系统在车辆的安全方面就扮演着至关重要的角色。近年来，随着车辆技术的进步和汽车行驶速度的提高，这种重要性表现得越来越明显。汽车制动系统种类很多，形式多样。传统的制动系统结构型式主要有机械式、气动式、液压式、气-液混合式。它们的工作原理基本都一样，都是利用制动装置，用工作时产生的摩擦热来逐渐消耗车辆所具有的动能，以达到车辆制动减速，或直至停车的目的。伴随着节能和清洁能源汽车的研究开发，汽车动力系统发生了很大的改变，出现了很多新的结构型式和功能形式。新型动力系统的出现也要求制动系统结构形式和功能形式发生相应的改变，例如电动汽车没有内燃机，无法为真空助力器提供真空源，一种解决方案是利用电动真空泵为真空助力器提供真空。[1]制动系统在汽车中是非常重要的，当一辆车在高速上行驶的时候，制动系统突然出现问题导致汽车无法制动，这个是非常危险的，国内很多报道都报道过，某某车辆由于制动系统失灵出现了严重的事故，制动系统作用是：使行驶中的汽车按照驾驶员的要求进行强制减速甚至停车；使已停驶的汽车在各种道路条件下(包括在坡道上)稳定驻车；使下坡行驶的汽车速度保持稳定。对汽车起制动作用的只能是作用在汽车上且方向与汽车行驶方向相反的外力，而这些外力的大小都是随机的、不可控制的，因此汽车上必须装设一系列专门装置以实现上述功能。 2013年7月14日至2014年3月1日期间生产的2013款翼虎汽车，共计191368辆。被福特召回，原因是由于制动真空助力器密封圈缺少润滑油脂，导致密封圈过早磨损，极端情况下密封圈会与隔板分离，导致制动踏板变硬，车主会感觉到真空助力不足从而需要更用力地踩刹车，存在安全隐患。长安福特汽车有限公司将为召回范围内的车辆免费检查并更换有潜在风险的制动真空助力器，以消除安全隐患。 可想而知，汽车拥有传动系统、制动系统、行走系统、转向系统，而可以看出，制动系统是汽车四大系统之一。 本课题研究的是SY1046载货汽车制动系统的设计，这个制动系统对整车来言是重要部件之一，设计的要求双管路前、后鼓式制动系统，进行动力分配，同时进行相关关键部件的校核运算。本设计能充分体现大学期间的知识掌握程度和创新思想，具有重要意义。 4、国内外研究现状与趋势 (1)国外研究现状与趋势：已经普遍应用的液压制动现在已经是非常成熟的技术,随着人们对制动性能要求的提高,防抱死制动系统、驱动防滑控制系统、电子稳定性控制程序、主动避撞技术等功能逐渐融人到制动系统当中,需要在制动系统上添加很多附加装置来实现这些功能,这就使得制动系统结构复杂化,增加了液压回路泄漏的可能以及装配、维修的难度,制动系统要求结
序号：汽车理论课程设计说明书题目：汽车制动性计算 班级： 姓名： 学号： 序号： 指导教师：
目录 1.题目要求 (3) 2.计算步骤 (4) 3.结论 (8) 4.改进措施 (9) 5.心得体会 (9) 6.参考资料 (9)
1. 题目要求 汽车制动性计算 数据： 1 ） 根据所提供的数据，绘制：I 曲线，β线，f 、r 线组； 2） 绘制利用附着系数曲线；绘制出国家标准（GB 12676-1999汽车制动5） 对制动性进行评价。 6） 此车制动是否满足标准GB 12676-1999的要求如果不满足需要采取什么附加措施(要充分说明理由，包括公式和图) 注： 1、 符号中下标a 标示满载，如m a 、h ga 分别表示满载质量和满载质心高度 2、 符号中下标0标示空载，如m 0、h g0分别表示空载质量和空载质心高度
2. 计算步骤 1）由前后轮同时抱死时前后制动器制动力的关系公式： 绘出理想的前后轮制动器制动力分配曲线，即I曲线 由β曲线公式 绘出β曲线，由于空载时和满载时β相同，则β曲线相同。 f线组：当前轮抱死时， 得： r线组：当后轮抱死时， 得： 空载时，将G=3980*，h=，L=3.950m，a=2.200m,b=1.750m,φ=,,,,,,带入公式放在一个坐标系内，绘出空载时r,f曲线： 图1 空载时r，f，I线组 满载时，将G=9000*，h=1.170m，L=3.950m，a=2.95m,b=1m,φ=,,,,,,带入公式放 在一个坐标系内，绘出空载时r,f曲线：
图2 满载时r，f，I线组2）前轴利用附着系数 后轴利用附着系数 将数据带入可绘出利用附着系数与制动强度关系曲线：
摘要 防抱死制动控制系统（ABS）是在传统制动系统的基础上采用智能控制技术，在制动时自动调节制动力防止车轮抱死，充分利用道路附着力，提高制动方向稳定性和操纵稳定性，从而获得最大制动力且缩短制动距离，尽可能地避免交通事故发生的机电一体化安全装置。 本文根据防抱死制动控制系统的工作原理，应用汽车单轮运动的力学模型,分析了制动过程中的运动情况。采用基于车轮滑移率的防抱控制理论，根据车速、轮速来计算车轮滑移率。以MSP430F149单片机为核心，完成了输入电路、输出驱动电路及故障诊断等电路设计，阐述了ABS系统软件各功能模块的设计思想和实现方法，完成了ABS 检测软件、控制软件的设计。 课题所完成的汽车防抱死制动控制系统己通过模拟试验台的基本性能试验，结果表明：汽车防抱死制动控制系统的硬件电路设计合理可行，软件所采用的控制策略正确、有效，系统运行稳定可靠，改善了汽车制动系统性能，基本能够满足汽车安全制动的需要。 本文对汽车防抱死制动系统进行了数学建模，并在Matlab/Simulink 的环境下，对汽车常规制动系统和基于PID 控制器的防抱死制动系统的制动过程进行了仿真，通过对比分析，验证了基于PID 控制器的汽车防抱死制动系统具有良好的制动性能和方向操纵性。 关键词：防抱死制动系统（ABS）；滑移率；控制策略；单片机；建模；仿真；
第一章绪论 1.1 防抱死制动系统概述 1.1.1 防抱死制动系统的产生 当汽车以较高的车速在表面潮湿或有冰雪的路面上紧急制动时，很可能会出现这样一些危险的情况：车尾在制动的过程中偏离行进的方向，严重的时候会出现汽车旋转掉头，汽车失去方向稳定性，这种现象称为侧滑；另一种情况是在制动过程中驾驶员控制不了汽车的行驶方向，即汽车失去方向可操纵性，若在弯道制动，汽车会沿路边滑出或闯入对面车道，即便是直线制动，也会因为失去对方向的控制而无法避让对面的障碍物。产生这些危险状况的原因在于汽车的车轮在制动过程中产生抱死现象，此时，车轮相对于路面的运动不再是滚动，而是滑动，路面作用在轮胎上的侧滑摩擦力和纵向制动力变得很小，路面越滑，车轮越容易出现抱死现象；同时汽车制动的初速度越高，车轮抱死所产生的危险性也越大。这将导致汽车可能会出现下面三种情况： ① 制动距离变长 ②方向稳定性变差，出现侧滑现象，严重时出现旋转掉头 ③ 方向操纵性丧失，驾驶员不能控制汽车的行驶方向 防抱死制动系统ABS（Anti-lock Braking System）是一种主动安全装置，它在制动过程中根据“车辆一路面”状况，采用电子控制方式自动调节车轮的制动力矩来达到防止车轮抱死的目的。即在汽车制动时使车轮的纵向处于附着系数的峰值，同时使其侧向也保持着较高的附着系数，防止车轮抱死滑拖，提高制动过程中的方向稳定性、转向控制能力和缩短制动距离，使制动更为安全有效。 随着汽车行驶速度的提高、道路行车密度的增大、以及人们对汽车行驶安全性的要
制动系统计算分析 一制动技术条件： 1. 行车制动： 2. 应急制动： 3. 驻车制动： 在空载状态下，驻车制动装置应能保证机动车在坡度20%（对总质量为整备质量的1.2倍以下的机动车为15%），轮胎与地面的附着系数不小于0.7的坡道上正反两个方向上保持不动，其时间不应少于5分钟。
二制动器选型 1.最大制动力矩的确定 根据同步附着系数和整车参数，确定前后轴所需制动力矩的范围，最大制动力是汽车附着质量被完全利用的条件下获得的，设良好路面附着系数φ=0.7。满载情况下，确定前后轴制动器所需要的最大制动力矩。 为：前轴 Mu1=G*φ(b+φ*h g)*r e /L (N.m) 后轴 Mu2=G*φ(a-φ*h g)*r e /L (N.m) 或者 Mu1=β/(1-β)* Mu2 【β=(φ*h g+b)/L】 其中 r e -轮胎有效半径 a-质心到前轴的距离 b-质心到后轴的距离 h g -质心高度 L-轴距φ-良好路面附着系数 G-满载总重量（N；g=9.8m/s2） 同理：空载亦如此。 前轴；Mu11 后轴：Mu21 根据满载和空载的情况，确定最大制动力矩，此力满足最大值。 所以：前轮制动器制动力矩（单个）≥Mu1或Mu11/2 后轮制动器制动力矩（单个）≥Mu2或Mu21/2 2.行车制动性能计算（满载情况下） 已知参数：前桥最大制动力矩Tu1(N.m) 单个制动器 后桥最大制动力矩Tu2(N.m) 单个制动器 满载整车总质量M（kg）
Mu1= Tu1*φ*2 (N.m) Mu2= Tu2*φ*2 (N.m) Fu= (Mu1+ Mu2)/r e (N) ②制动减速度 a b=Fu/M (m/s2) ③制动距离 S= U a0*(t21+ t211 /2)/3.6+ U a02 /25.92* a b 其中：U a0 (km/h)-制动初速度， t21+ t211 /2 为气压制动系制动系作用时间（一般在0.3-0.9s） 3.驻车制动性能计算 满载下坡停驻时后轴车轮的附着力矩：Mf Mf=M*g*φ(a*cosα/L -h g*sinα/L)*r e (N.m) 其中附着系数φ=0.7 坡度20%（α=11.31o） 在20%坡上的下滑力矩：M滑 M滑=M*g*sinα*r e (N.m)驻车度α=11.31o 则Mf>M滑时，满足驻车要求。 三储气筒容量校核 设储气筒容积为V储，全部制动管路总容积为∑V管，各制动气室压力腔最大容积之和为∑V s , 其中∑V管约为∑Vs的25%-50%,V储/∑V s=20-40（推荐值）。
制动系统的开发和设计 1．设计依据和原则 1．1 根据况、使用条件及用户群体等）确定制动系统的总体方案，为系统各零部件的选型提供产品信函（或项目描述书）所描述的整车的使用情况（含道路状依据； 包括：制动形式、制动器形式、制动总、分泵（阀）形式等。 1．2 根据车型提供的整车参数，结合各项强制法规的要求，初步分析各所选制动零部件与整车匹配的合理性； 所需参数：质心距前轴a、质心高hg、总质量Ga、前轴负荷G1、前轴质量分配％、后轴负荷G2、后轴质量分配等。 1．3 根据强制法规的要求，制定试验方案进一步验证整车制动系统匹配和各制动元件选型的合理性。 2．设计方案初步规划 2．1 各主要零部件的选型及相关注意事项： 2．1．1 制动器总成 2．1．1．1 通过对所开发车型与已开发同类车型（或标杆车）的比较，初步确定系统各零部件的型式、结构和相关参数，而单纯从整车对制动力的需求方面来说，制动器的制动力越大越好，但由于制动器所产生的制动力与制动器的结构型式、制动器直径、制动器的分泵直径、制动器摩擦副的相对摩擦系数、制动管路压力等等因素有关，故在选取时应遵循以下原则； 2．1．1．2 制动器结构型式的选型原则：根据整车档次、使用地区、用户群体等确定制动器的结构型式；
2．1．1．3 制动器直径的选型原则：由于制动器的直径与轮辋直径有关，在选型时应根据整车布置及轮辋的要求，考虑制动鼓的散热问题，一般制动鼓与轮辋的间隙应不小于10mm，否则会导致制动器散热不良，引起制动鼓早期龟裂、制动衬片烧结、炭化，大大降低制动器的制动效能；另外，制动器与轮辋的间隙太小，制动过程所产生的热量也将大量传导至轮辋上，对轮胎不利。 2．1．1．4 制动器衬片摩擦系数的确定：由于制动器衬片的摩擦系数是决定制动器制动力的主要原因之一，在同型、同规格的制动器中，制动衬片的摩擦系数越高，制动器所产生的制动力越大，但对于不同结构的制动器来说，并不是摩擦系数越高越好，摩擦系数太高对制动鼓（或盘）的磨损也越大，且对于双向自增力式制动器，摩擦系数越高，制动过程越粗暴，对制动底板、制动蹄铁、制动鼓的刚性要求越高，否则在制动过程中越易产生制动器颤动、整车发抖的现象，故对于摩擦系数的选取根据本人的经验建议：双向自增力式制动器的取0.38左右，其它结构型式的制动器取0.45~0.5左右，盘式制动器取0.35左右。 2．1．1．5 制动器分泵直径的选型和确定：在上述参数选定以后，根据整车所需的各轴制动力来确定制动器分泵的直径。对于单个制动器而言，制动器所产生的制动力与制动分泵活塞的有效面积（直径的平方——液压制动器）成正比，在选取过程中应兼顾国家标准规格和社会成熟资源，液压制动器的分泵直径最大不超过32mm。