摘
汽车作陆现代重交通工具许保证性部件谓总成组成制动系中重总成直接影响汽车安全性着高速公路快速发展车流密度日益增交通事断增加关资料介绍车辆身问题造成交通事中制动系统障引起事总数45见制动系统保证行车安全极重系统外制动系统坏直接影响车辆均车速车辆运输效率保证运输济效益重素制动系统行驶中汽车减速保证停车汽车驻留原动见汽车制动系统汽车行驶安全性停车性运输济效益起着重保证作
着高速公路网断扩展汽车车速提高车流密度增汽车制动系工作性求显日益重制动性良制动系工作汽车充分发挥出高速行驶动力性保证行驶安全性见制动系汽车非常重组成部分汽车制动系机构分析设计计算显非常重
文设计东风重型货车制动系统采气压驱动机构凸轮式鼓式制动器安全考虑制动系统气压回路采双回路
关键词：气压制动制动性重型货车传动装置
Abstract
As an important modern landbased transport Automotive components from many large parts namely the socalled assembly which ensure the performance of automotive and braking system which directly affects the safety of motor vehicles is one of the most important assembly With the rapid development of highways and increased traffic density traffic accidents are also increasing According to the information on the vehicle itself as a result of problems caused by traffic accidents the brake system failure caused the accident accounting for the total number of 45 So braking system is an extremely important system to ensure traffic safety In addition the braking system has a direct impact on the quality of the average vehicle speed and vehicle transportation efficiency that is an important factor ensuring costeffective transport It not only can slow down a moving vehicle but also to ensure that the car can be fixed in situ after parking This shows that the vehicle braking system plays an important role in traffic safety the reliability of parking and transport economic efficiency
Today with everexpanding highway network the improvement of vehicle speed and traffic density on the work of automotive braking system relia become increasingly important Only vehicles which have good braking performance and reliable braking system can give full play to their highspeed dynamic performance and to ensure the safety of traveling This shows that the braking system is a very important component of the vehicle thus it’s very important to the analysis and design of brake system bodiesbility requirements
Keywords air brake Brake Heavy trucks Transmission device
目录
1 绪 1
11 研究制动系统意义 1
12 制动系统发展状况 2
13 汽车制动系统展 3
2 制动系总体设计 6
21 制动系设计求 6
22 汽车参数选择 7
23 制动器方案选择 7
24 制动驱动机构方案选择 9
3 制动程动力学参数计算 12
31制动程车轮受制动力 12
32制动距离制动减速度计算 19
33步附着系数附着系数利率计算 20
34制动器制动力矩 23
4 制动器结构零部件设计 25
41 制动器结构参数 25
411 制动鼓径D 25
412 摩擦衬片宽度b包角 26
413 摩擦衬片起始角 27
414 制动器中心张开力作线距离 27
415 制动蹄支承点位置坐标 27
416 摩擦片摩擦系数 27
42 鼓式制动器零部件设计 28
421 制动蹄 28
422 制动鼓 28
423 摩擦衬片 29
424 制动底板 30
425 摩擦材料 30
426 蹄鼓间间隙调整装置 30
427 制动器支撑装置 32
428 凸轮式张开机构 32
5 鼓式制动器设计计算 33
51 驻车制动力计算 33
52 中央制动器计算 34
53 压力衬片长度方分布规律 35
54 计算蹄片制动力矩 37
55 检查制动蹄锁 40
56 摩擦衬片磨损特性计算 40
6 气压制动驱动机构设计计算 43
61 制动气室 44
62 贮气罐 46
63 空气压缩机 48
7 济技术性分析 49
8 总结 51
致谢 52
参考文献 53
附录A 译文 54
附录B 外文 63
1 绪
11 研究制动系统意义
百年汽车工业常胜衰益汽车作商品世界处广阔市场生产批量企业带丰厚利润科学技术断进步汽车逐渐完善满足者需求着国汽车产业断发展新交通法规实施国汽车运输理开始走正轨农运输车逐渐退出市场重型运输卸车逐渐呈现出广阔发展前景然车辆交通安全历关心问题直接关系民生命财产损失汽车制动系统性研究关重汽车制动系行驶中汽车减速停车坡行驶汽车车速保持稳定停驶汽车原（包括斜坡）驻留动机构汽车制动系直接影响着汽车行驶安全性停车性着高速公路迅速发展车速提高车流密度日益增保证行车安全停车汽车制动系工作性显日益重制动性良制动系工作汽车充分发挥动力性
汽车制动系统少两套独立制动装置行车制动装置驻车制动装置：重型汽车常山区行驶汽车增设应急制动装置辅助制动装置牵引车应动制动装置行车制动装置行驶中汽车强制减速停车汽车短坡时保持适稳定车速驱动机构常采双回路回路结构保证工作驻车制动装置汽车时间限制停驻定位置甚斜坡助汽车坡路起步驻车制动装置应采机械式驱动机构液压气压驱动免产生障
应急制动装置行车制动装置意外发生障失效时时利应急制动装置机械力源(强力压缩弹簧)实现汽车制动应急制动装置必独立制动系统利行车制动装置驻车制动装置某制动器件应急制动装置车必备普通手力驻车制动器起应急制动作
辅助制动装置山区行驶汽车利发动机排气制动电涡流制动等辅助制动装置汽车长坡时长时间持续减低保持稳定车速减轻解行车制动器负荷通常总质量5t客车12t载货汽车装备种辅助制动—减速装置套制动装置均制动器制动驱动机构两部分组成制动器鼓式盘式分行车制动脚踩制动踏板操车轮制动器制动全部车轮驻车制动采手制动杆操具专门中央制动器利车轮制动器进行制动中央制动器位变速器传动系中制动变速器第二轴传动轴行车制动驻车制动两套制动装置必须具独立制动驱动机构车必备行车制动装置驱动机构分液压气压两种型式液压传递操力时应制动缸制动轮缸路气压操时应空气压缩机气路道贮气简控制阀制动气室等
数汽车驻车制动应急制动中央制动器优点制动位减速器前变速器第二轴传动轴制动力矩较容易满足操手力求作应急制动时传动轴超载现代汽车车速提高应急制动性求更严中高级轿车部分总质量15t载货汽车轮制动器附加手操机械式驱动机构兼起驻车制动应急制动作取消中央制动器重型载货汽车采气压制动轮制动器设独立气压控制强力弹簧作制动力源应急兼驻车制动驱动机构设置中央制动器重型汽车采述措施外保留气压驱动中央制动器便提高制动系性
12 制动系统发展状况
目前国外汽车制动系统发展致相似国研究现状：目前制动系统供装置力制动伺服制动动力制动三种形式目前力仅控制操机构助力系统分伺服制动气定液压制动液压制动液压制动目前广泛应种制动系统传动装置普遍采气液压通路传递制动器进行压力制动目前通电机进行制动通电机产生制动力直接作制动器进行制动制动器鼓式制动器盘式制动器两种鼓式制动器分种双领蹄式制动器领蹄式制动器等盘式制动器固定钳式制动器浮动钳式制动器等盘式制动器摩擦材料逐渐发展目前国半金属纤维增强复合摩擦材料应普遍企业方根身特点研究新型摩擦材料
约20世纪60年代开始电子技术进步成汽车工业发展动力现代汽车控制系统全电子控制装置实现提高济性动力性性舒适性排放控制系统方面起明显作电子产品汽车应例已成评价品质性指标重
天ABSASR已成欧美日等发达国家汽车标准设备目前ABSASR已欧洲新载货车中普遍欧体法规EEC71320已强制性规定总质量35t某载货车重型车首先装然ABSASR解决紧急制动时附着系数利获较短制动距离制动方稳定性解决制动系统中缺陷ABSASR功时进行制动强度控制车辆制动控制系统发展控制技术发展方面扩控制范围增加控制功方面采优化控制理实施伺服控制高精度控制第方面ABS功扩充ASR外时悬架转控制扩展进ABS仅仅防抱死系统成更综合车辆控制系统
13 汽车制动系统展
天ABSASR已成欧美日等发达国家汽车标准设备
车辆制动控制系统发展控制技术发展方面扩控制范围增加控制功方面采优化控制理实施伺服控制高精度控制
第方面ABS功扩充ASR外时悬架转控制扩展进ABS仅仅防抱死系统成更综合车辆控制系统制动器开发厂商提出未ABSTCSVDC智化运输系统体化运构想着电子控制传动悬架系统转装置发展产生电子控制系统间联系网络产生新功：采电子控制离合器提高汽车静止启动效率制动程中通输入驱动命令电子悬架系统防止车辆俯仰
第二方面智控制技术神网络控制技术现较新控制技术已应汽车制动控制系统中ABSASR解决汽车制动中问题ABSASR进步发展演变成电子控制制动系统(EBS)控制系统发展重方EBS想实际中应开简单问题技术外系统成相关法规投入应关键
百年发展汽车制动系统形式已基固定着电子特规模超规模集成电路发展汽车制动系统形式发生变化凯西海斯(KH)公司辆实验车安装种电—液(EH)制动系统该系统彻底改变制动器操作机理通采4例阀电力电子控制装置KH公司EBM考虑基制动ABS牵引力控制巡航控制制动干预等情况需外增加种附加装置EBM系统潜优点标准制动器更加效分配基制动力制动距离缩短5种完全油液完全电路制动BBW(BrakeByWire)开发传统液压制动装置成历史
BBW未制动控制系统L发展方全电制动传统制动系统传递电液压油压缩空气省略许路传感器缩短制动反应时间包含部分：
（1）电制动器结构液压制动器基类似盘式鼓式两种作动器电动机
（2）电制动控制单元(ECU)接收制动踏板发出信号控制制动器制动接收驻车制动信号控制驻车制动接收车轮传感器信号识车轮否抱死滑等控制车轮制动力实现防抱死驱动防滑种控制系统卫星定位导航系统动变速系统级转系统悬架系统等控制系统制动控制系统高度集成ECU兼顾系统控制
（3）轮速传感器准确时获车轮速度
（4）线束系统传递源电控制信号
（5）电源整电制动系统提供源系统种电源包括生源
结构出种全电路制动系统具传统制动控制系统法拟优点：
（1）整制动系统结构简单省传统制动系统中制动油箱制动缸助力装置液压阀复杂路系统等部件整车质量降低
（2）制动响应时间短提高制动性
（3）制动液维护简单
（4）系统总成制造装配测试简单快捷制动分总成模块化结构
（5）采电线连接系统耐久性良
（6）易改进稍加改进增加种电控制功
全电制动控制系统全新系统制动控制系统带巨变革车辆智控制提供条件想全面推广少问题需解决：
首先驱动源问题采全电路制动控制系统需较源盘式制动器约需1kW驱动量目前车辆12V电力系统提供量车辆动力系统采高压电加源供应满足制动量求时需解决高电压带安全问题
次控制系统失效处理全电制动控制系统面难题制动失效处理存独立动备制动系统需备系统保证制动安全ECU元件失效传感器失效制动器身线束失效保证制动基性实现全电制动控制关键技术系统失效时信息交流协议TTPC
系统旦出现障立发出信息确保信息传递符合法规适合方法重通道分时区(TDMA)保证出现预测信息滞TTPC协议根TDMA制定第三抗干扰处理车辆运行程中会种干扰信号消干扰信号造成影响目前存种抗干扰控制系统基分两种：称式非称式抗干扰控制系统
称式抗干扰控制系统两相CPU样计算程序处理制动信号非称式抗干扰控制系统两CPU样计算程序处理制动信号两种方法优缺点外电制动控制系统软件硬件实现模块化适应种类车型需实现底盘模块化重难题制动转悬架导航等系统综合考虑进算法模块化建立数总线系统低成获控制系统
电制动控制系统首先混合动力制动系统车辆采液压制动电制动两种制动系统种混合制动系统全电制动系统渡方案两套制动系统存结构复杂成偏高
着技术进步述种问题会逐步解决全电制动控制系统会真正代传统液压制动控制系统
综述现代汽车制动控制技术正着电子制动控制方发展全电制动控制巨优越性取代传统液压传统制动控制系统时着汽车电子技术特超规模集成电路发展电子元件成尺寸断降
汽车电子制动控制系统汽车电子系统汽车电子悬架系统汽车动式方摆动稳定系统电子导航系统驾驶系统等融合起成综合汽车电子控制系统未汽车中存孤立制动控制系统种控制单元集中ECU中逐渐代常规控制系统实现车辆控制智化
汽车制动控制技术发展受整汽车工业发展制约巨汽车现潜市场吸引种先进电子技术生物技术信息技术种智技术断应汽车制动控制系统中时需种国际国相关法规健全样装备新制动技术汽车会真正应汽车批量生产中
2 制动系总体设计
21 制动系设计求
1）适应关标准法规规定项性指标满足设计务书规定国家标准关求外应考虑销售象国家区法规户求
2）具足够制动效包括行车制动效驻坡制动效
3）工作汽车少应行车制动驻车制动两套制动装置制动驱动机构应独立行车制动装置制动驱动机构少应两套独立路中套失效时套应保证汽车制动效低正常值30驻车制动装置应采工作机械式制动驱动机构
4）制动效水稳定性制动器摩擦表面浸水会水润滑作摩擦系数急剧减发生谓水衰退现象般规定出水反复制动5—15次应恢复制动效良摩擦材料吸水率低摩擦性恢复迅速应防止泥沙污物等进入制动器工作表面否会制动效降低加速磨损某越野汽车防止水相泥沙侵入采封闭制动器
5）制动时操稳定性速度制动汽车应失操性方稳定性汽车前轮制动器制动力矩应适例轴间载荷转移情况变化轴左右车轮制动器制动力矩应相否前轮抱死侧滑时失操性轮抱死侧滑甩尾会失方稳定性左右轮制动力矩差值超15％时会发生制动时汽车跑偏汽车列车应保证列车轴适制动力分配外应注意挂车间轴制动开始起作时间特挂车间制动开始时间协调
6）制动效热稳定性
7）制动踏板手柄位置行程符合机工程学求操作方便性操轻便舒适减少疲劳
8）作滞时间短
9) 制动时应产生振动噪声
10)悬架转装置产生运动干涉车轮跳动汽车转时会引起行制动
11）制动系中应音响光信号等警报装置便时发现制动驱动件障功失效
12）制动系机件应寿命长制造成低摩擦材料选择应考虑环保求
22 汽车参数选择
货车参数
长宽高（mm）899524702800
轴 距（mm） 5100
质心距前轴（mm）3480
质心距轴（mm）1620
前 轮 距（mm） 2010
轮 距（mm） 1840
离间隙（mm）206
整车整备质量（kg）6900
额定载重量（kg）10100
高 车 速（kmh）90
质心高度 (mm) 空载 1200mm
满载 850mm
吨位级 重卡
23 制动器方案选择
鼓式制动器般制动蹄受力情况进行分类制动效制动鼓受力衡状态车轮旋转方制动效影响均制动器图示进行分类：
图21制动器分类
Figure 21 brake classification
盘式制动器摩擦副中旋转元件端面工作金属圆盘称制动盘固定元件着种结构型式体分两类类工作面积摩擦块金属背板组成制动块制动器中2～4制动块促动装置装横跨制动盘两侧夹钳形支架中总称制动钳种制动盘制动钳组成制动器称钳盘式制动器类固定元件金属背板摩擦片呈圆盘形制动盘全部工作面时摩擦片接触种制动器称全盘式制动器钳盘式制动器作中央制动器目前愈愈级轿车货车作车轮制动器全盘式制动器少数汽车(重型汽车)采车轮制动器
鼓式刹车良刹作刹车令片外张车轮旋转连带着外张刹车鼓扭曲角度(然会容易出)刹车令片外张力(刹车制动力)越情形越明显般型车辆鼓式刹车成较低外型车型车鼓刹差型采气动辅助型车采真空辅助帮助刹车 成较低：鼓式刹车制造技术层次较低先刹车系统制造成碟式刹车低
凸轮式制动器 目前国产汽车部分外国汽车气压制动系统中采凸轮促动车轮制动器设计成领蹄式
货车吨位原制动力力量必须气压（鼓式刹车）方式制动果碟式制动需碟做成相直径鼓式制动需加深鼓深度直径太安装起较方便设计中选鼓式凸轮制动器
24 制动驱动机构方案选择
制动驱动机构驾驶员力源力传制动器产生制动力矩根制动力源制动驱动机构般分简单制动动力制动伺服制动三类力传递方式机械式液压式气压式气压液压式区表
表21制动驱动机构结构形式
Table 21 braking drive mechanism structure
制动力源
力传递方式
途
型式
制动力源
工作介质
型式
工作介质
简单制动系
（力制动系）
司机体力
机械式
杆系钢丝绳
仅驻车制动
液压式
制动液
部分微型汽车行车制动
动力制动系
气压动力制动系
发动机动力
空气
气压式
空气
中重型汽车行车制动
气压液压式
空气制动液
液压动力制动系
制动液
液压式
制动液
私服制动系
真空伺服制动系
司机体力发动机动力
空气
液压式
制动液
轿车微轻中型汽车行车制动
气压伺服制动系
空气
液压伺服制动系
制动液
力制动系统简单制动单驾驶员施加踏板力手柄力作制动力源力制动分机械式液压式两种机构形式机械式完全杆系传力机械效率低传动润滑点难保证前轴制动力正确例左右轮制动力均衡汽车行车制动装置中已淘汰结构简单成低工作驻车制动
液压式简单制动系（通常简称液压制动系）行车制动装置液压制动优点：作滞i时间短(01～03s)工作压力高(达10～12MPa)轮缸尺寸布置制动器部作制动蹄张开机构制动块压紧机构结构简单紧凑质量造价低机械效率高液压制动缺点：度受热部分制动液汽化路中形成气泡影响传输产生谓气阻制动效减低甚失效气温低时（25C更低时）制动液粘度增工作性降低局部损坏时整系统继续工作液压制动广泛应车总质量商车
伺服制动制动源力发动机正常情况输出工作压力动力伺服系统产生动力伺服系统失效时全力驱动液压系统产生定程度制动力（伺服制动转变力制动）中级轿车轻中型客货汽车广泛应
伺服系统源分真空伺服制动系气压伺服制动系液压伺服制动系伺服源分真空（负气压）气压液压
真空伺服制动系利发动机进气中节气门真空度(负压般达005～007 MPa)作动力源般柴油车采真空伺服制动系时需专门真空源—发动机驱动真空泵喷吸器构成气压伺服制动系发动机驱动空气压缩机提供压缩空气作动力源伺服气压般达06～07 MPa输出力相等时气压伺服气室直径真空伺服气室直径双回路制动系中果伺服系统分立式气压伺服真空伺服更适宜者难回路真空度均衡气压伺服系统组成部分较真空伺服系统复杂真空私服制动系总质量11t135t轿车装载质量6t轻中型载货汽车气压伺服制动系广泛装载质量6～12t商车少数种排量40L车
全液压动力制动系发动机驱动油泵产生液压作制动力源制动系液压系统动力转液压系统相开式（常流式）闭式（常压式）两种开式（常流式）系统制动时制动液负荷状况油泵制动阀储液罐断循环流动制动时助阀节流产生需液压进入轮缸闭式（常压式）回路时保持着高液压称常压式制动操反应开式快回路密封求较高油泵出障时开式立补气动作闭式利回路中蓄器液压继续进行干次制动目前汽车全液压动力制动系闭式（常压式）
全液压动力制动系具般液压制动系统点外具操轻便制动反应快制动力强受气阻影响较易采制动力调节装置防滑移装置动力转液压悬架举升机构辅助设备液压泵储油罐等优点机构复杂精密件系统封闭性求较高未广泛应
种形式动力制动动力系统失效时制动作全部丧失
气压制动系统发展早种动力制动系统供装置传动装置全部气压式控制装置数制动踏板机构制动阀等气压控制原件组成踏板机构制动阀间串联液压式操传动装置气压制动获较制动驱动力车拖挂车汽车列车间制动驱动系统连接装置结构简单联接断开方便广泛总质量8t尤15t载货汽车越野汽车客车气压制动系必须采空气压缩机贮气罐制动阀等装置结构复杂笨重轮廓尺寸造价高路中气压产生撤均较慢作滞时间较长(03～09s)制动阀制动气室贮气罐距离较远时必加设气动第二级控制元件——继动阀(加速阀)快放阀路工作压力较低(般05～07MPa)制动气室直径置制动器外通杆件凸轮楔块驱动制动蹄非簧载质量增外制动气室排气时较噪声汽车行驶程中驾驶员常制动器减轻驾驶员工作强度目前汽车基采伺服制动系统动力制动系统载重汽车般均采动力制动系统
设计中选气压制动系统
3 制动程动力学参数计算
31制动程车轮受制动力
汽车受行驶方相反外力时定速度制动较车速直停车外力面空气提供空气阻力相较实际外力面提供称面制动力面制动力越制动距离越短面制动力汽车制动性具决定性影响
面分析车轮制动时受力情况
（1）面制动力
假设滚动阻力偶矩车轮惯性力惯性力偶矩均忽略图车轮直良路面制动时受力情况图41示
图31 车轮制动时受力简图
FIG 31 wheel braking force diagram
车轮制动器中摩擦片制动鼓盘相滑动时摩擦力矩单位面制动力单位N车轮垂直载荷车轴车轮推力面车轮法反作力单位均N
显然力矩衡
（31）
式中车轮效半径（m）
面制动力汽车制动减速行驶外力面制动力取决两摩擦副摩擦力：制动器制动摩擦片制动鼓制动盘间摩擦力轮胎面间摩擦力—附着力
（2）制动器制动力
轮胎周缘克服制动器摩擦力矩需力称制动器制动力符号表示显然
（32）
式中：车轮制动器摩擦副摩擦力矩制动器制动力制动器结构参数决定制动器型式结构尺寸摩擦副摩擦系数车轮半径踏板力关
图32出面制动力车轮制动力附着力三者间关系踩制动踏板时首先消制动系间隙制动器制动力开始增加开始时踏板力较制动器制动力较面制动力足克服制动器制动力车轮滚动时处键入公式踏板力增加成线性增加
图32 面制动力车轮制动力附着力间关系
FIG 32 ground braking force wheels braking force and the relationship between the adhesion
面制动力面摩擦阻力约束反力值面附着力面制动力
（33）
（34）
制动踏板力升定值时面制动力达面制动力车轮开始抱死转出现拖滑现象着制动踏板力制动路压力继续升高制动器制动力继续增加直踏板行程面制动力增加
述分析表明汽车面制动力取决制动器制动力时受面附着力闲置制动器制动力足够面够提供足够附着力获足够面制动力
（3）面前车轮法反作力
图33示忽略汽车滚动阻力偶旋转质量减速时惯性阻力偶矩汽车水路面制动时受力情况
图 33 制动时汽车受力图
FIG 33 braking by trying to the car
制动时车速较低空气阻力忽略计分汽车前轮接点取矩整理前轮面法反作力
（35）
式中：制动强度
—汽车受重力
—汽车轴距
—汽车质心离前轴距离
—汽车质心离轴距离
—汽车质心高度（满载时850mm）
—重力加速度
附着系数路面制动前轮抱死（时抱死分先抱死）时面作前轮法反作力
（37）
式（36）（37）均直线方程式见制动强度附着系数改变时前轴车轮面法反作力变化前轮增轮减
（4）理想前制动器制动力分配曲线
汽车总面制动力：
(38)
式中：—制动强度
—前轴车轮面制动力
—轴车轮面制动力
式（35）式（36）求前轴车轮附着力：
（39）
前已指出制动时前车轮时抱死附着条件利制动时汽车方稳定性均较利时前轮制动器制动力关系曲线常称理想前轮制动器制动力分配曲线附着系数路面前轮制动器制动力分等附着力：
（37）式代入式
（310）
式中：—前轴车轮制动器制动力
—轴车轮制动器制动力
—前轴车轮面制动力
—轴车轮面制动力
—面前轴车轮法反力
— 汽车重力
—汽车质心离前轴距离
— 汽车质心高度
消变量
（311）
已知汽车轴距质心高度总质量质心位置 (质心轴距离)式（311）绘制前制动器制动力理想分配关系曲线简称I曲线图34根式（311）绘制汽车空载满载两种工况I曲线
图34 I曲线示意图
FIG 34 I curve schemes
根方程组（330）两方程直接绘制I曲线假设组值（＝010203……10）值代入方程组（330）具交点两条直线变化值取组交点连接交点制成I曲线见图35
图35 理想前制动器制动力分配曲线
FIG 35 ideal before and after the frictional braking power distribution curve
I曲线时踏板力增长前车轮制动器时抱死时前制动器制动力理想分配曲线前车轮时抱死时I曲线前车轮时抱死时关系曲线
设计中重型货车满载时基数：
汽车重力G17000kg轴距L5100mm质心距前轴a3480mm质心距轴b1620mm面附着系数
数代入（37）（310）
757059N1042941N
（5）具固定值前制动器制动力
两轴汽车前制动器制动力值般固定常数通常前制动器制动力汽车总制动器制动力表明分配例制动器制动力分配系数表示
（312）
式中前制动器制动力汽车总制动器制动力轮制动器制动力
（313）
表示条直线直线通坐标原点斜率
实际前制动器制动力实际分配线简称线图36示
图36载货汽车I曲线曲线
FIG 36 manifest car I curve and curve
32制动距离制动减速度计算
（1）制动距离制动减速度
制动距离汽车行驶安全直接关系指汽车速度时驾驶员开始操控制动控制装置汽车完全停住止驶距离制动距离制动踏板力路面附着条件车辆载荷发动机否结合等许素关种汽车动力性制动效提出求：般轿车轻型货车行驶车速高求制动效高重型货车行驶速度低求稍微低点
制动减速度制动时车速时间导数反映面制动力制动器制动力附着力关
路面面制动力
汽车达减速度（ms）
允许汽车前轮时抱死
式中：—汽车受重力N
—滑动附着系数（07）
—重力加速度 ms
—制动初速度ms
代入数
（2）制动距离分析
（314）
式中：—制动机构滞时间单位s（02s～045s计算时取03s）
—制动器制动力增长程需时间单位s（般02s）
—制动器作时间般02s～09s间
—制动初速度ms计算时总质量10t汽车取65kmh181ms
代入数：
s
综合国外关标准法规：进行制动效试验时制动减速度载货汽车应34～65 ms相应制动距离：货车式中第项反应距离第二项制动距离单位m单位ms
代入数：
662m
显然设计符合求
33步附着系数附着系数利率计算
式(313)表达 (315)
式图 33中条通坐标原点斜率(1)直线汽车实际前制动器制动力分配线简称线图46中线I曲线交B点 B点处附着系数称步附着系数
步附着系数计算公式：
（316）
前制动器制动力固定值汽车附着系数等步附着系数路面前车轮制动器会时抱死汽车值路面制动时情况：
(1)<线位I曲线方制动时总前轮先抱死种稳定工况丧失转力
(2)>线位I曲线方制动时总轮先抱死时容易发生轴侧滑汽车失方稳定性
(3)制动时汽车前轮时抱死种稳定工况失转力
数
汽车重力G170000kg轴距L5100mm质心距前轴a3480mm质心距轴b1620mm面附着系数
代入式（316）
值代入式(415)：
tan11684943°
防止汽车前轮失转力轮产生侧滑希制动程中出现车轮抱死尚车轮抱死时制动减速度该车产生高减速度分析表明汽车步附着系数路面制动(前车轮时抱死)时制动减速度g制动强度附着系数路面制动时达前轮轮抱死时制动强度<表明路面面附着条件充分利
附着条件利情况附着系数利率(附着力利率)表示：
(317)
式中：——汽车总面制动力
G——汽车受重力
——制动强度
时1利率高取107
范围必须满足01+085(02)
设计中
（满足求）
根定步附着系数式（310）式（313）
（318）
（319）
进求 （320）
（321）
时：1
<时：总制动力取决前轮刚刚抱死条件式式（39）（314）
（322）
（323）
（324）
>时：总制动力取决轮刚刚首先抱死条件式（36）式（37）式（313）式（315）
（325）
（326）
（327）
设计中汽车值恒定值遇附着系数常遇附着系数范围致低>良路面紧急制动时总轮先抱死
34制动器制动力矩
保证汽车良制动效稳定性应合理确定前轮制动器制动力矩
制动力汽车附着质量完全利条件获时制动力面作车轮法力成正式(410)知双轴汽车前车轮附着力时充分利前轮时抱死时制动力
（328）
式中：—汽车质心离前轴距离
——步附着系数
——汽车质心高度
制动器产生制动力矩受车轮计算力矩制约
（329）
式中：—前轴制动器制动力
—轴制动器制动力
—作前轴车轮面法反力
—作轴车轮面法反力
—车轮效半径
常遇道路条件较差车速较低选取较步附着系数值汽车保证良路面（例07）够制动轴前轴先抱死滑移（时制动强度）前轴车轮制动器产生制动力力矩
（330）
（331）
选取较值汽车保证汽车制动时稳定性出发确定轴制动力矩时相应极限制动强度需轴前轴制动力矩
（330）
（331）
式中：—该车遇附着系数
—制动强度式确定
—车轮效半径
设计中步附着系数值085应式（324）（325）进行计算数
汽车重力G170000N轴距L5100mm质心距前轴a3480mm质心距轴b1620mm面附着系数汽车车轮效半径
代入式（330）（331）中
车轮制动器制动力矩列计算结果半值
4 制动器结构零部件设计
41 制动器结构参数
411 制动鼓径D
输入力定时制动鼓径越制动力矩越散热力越强增（图41）受轮辋径限制制动鼓轮辋间应保持足够间隙通常求该间隙20—30mm否仅制动鼓散热条件太差轮辋受热粘住胎烤坏气门嘴制动鼓应足够壁厚保证较刚度热容量减少制动时温度制动鼓直径刚度利保证制动鼓加工精度
图41 鼓式制动器参数
FIG 41 drum brake mainly geometric parameters
制动鼓直径轮辋直径范围：
轿车 064074
货车 070083
制动鼓径尺寸应参考专业标准QCT309—1999制动鼓工作直径制动蹄片宽度尺寸系列轿车制动鼓径般轮辋外径125mm150mm载货汽车客车制动鼓径般轮辋外径80mm100mm设计时轮辋直径初步确定制动鼓径（见表51）
表41 制动鼓径
Table 41 brake drum maximum diameter
轮辋直径in
12
13
14
15
16
20
制动鼓径mm
轿车
180
200
240
260
货车客车
220
240
260
300
320
420
制动鼓径尺寸应符合QCT 3091999制动鼓工作直径制动蹄片宽度尺寸系列规定
述表格轮胎标准初选制动鼓径420mm
412 摩擦衬片宽度b包角
径R定摩擦衬片宽b包角 便决定衬片摩擦面积A A Rb 制动蹄蹄总摩擦面积 越单位压力愈磨损特性愈根国外统计资料分析单车轮蹄式制动器总衬片摩擦面积汽车总重增加具体数表42 摩擦衬片面积
表42 制动器衬片摩擦面积
Table 42 brake facing friction area
汽车类型
汽车总质量mt
单制动器总衬片摩擦面积mm
轿车
0915
1525
100200
200300
客车货车
1015
1525
2535
3570
70120
120170
120200
150250(150200)
250400
300650
5501000
6001500(6001200)
根表22选取车总质量m 12t17t时A 6001500cm
b A R 2006mm根ZBT24005—89选取b210mm制动鼓半径RD24202210mm确定衬片摩擦面积ARb
初选100°初选A14002700cm2
413 摩擦衬片起始角
摩擦衬片起始角图51示通常摩擦衬片布置制动蹄外缘中央时适应单位压力分布情况衬片相压力点称布置改善制动效磨损均匀性
β0100°β2100100°250°
414 制动器中心张开力作线距离
满足制动轮缸凸轮够布置制动鼓条件应距离a提高起制动效初步设计时暂取左右
415 制动蹄支承点位置坐标
应保证两蹄支承端面致相互干涉条件（图51）初步设计取08R左右
取40mm
416 摩擦片摩擦系数
选择摩擦片时仅希摩擦系数高更求热稳定性受温度压力影响单纯追求摩擦材料高摩擦系数应提高摩擦系数稳定性降低制动器摩擦系数偏离正常值敏感性求者蹄式制动器非常重摩擦衬片型号性表33[3]
表43张蹄式制动器衬片型号性途
Table 4 3hoof drum brake facing model properties and uses
产品规格
摩擦系数
硬度（HBS）
适范围
SY1107
039045
2050
轿车等轻负荷车
SY0204
036042
2050
中型载重汽车
SY9002
038043
2050
重型载货汽车
表33选取SY1107规格选取摩擦衬片摩擦系数04
42 鼓式制动器零部件设计
421 制动蹄
车微型轻型载货汽车制动蹄广泛采T形型钢辗压钢板压——焊接制成吨位载货汽车制动蹄铸铁铸钢铸铝合金制成制动蹄结构尺寸断面形状应保证刚度型车钢板制制动蹄腹板时开两条径曹蹄弯曲刚度便制动蹄摩擦衬片制动鼓间接触压力均匀衬片磨损较均匀减少制动时尖声重型汽车制动蹄断面工字形山字形字形种
制动蹄腹板翼缘厚度轿车约3mm5mm货车约5mm8mm摩擦衬片厚度轿车45mm5mm货车8mm衬片铆接粘贴制动蹄粘贴允许磨损厚度较寿命增长易更换衬片铆接噪声较
车制动蹄HT200铸造
422 制动鼓
制动鼓应具非常刚性量热容量制动时温升应超极限值制动鼓材料应摩擦衬片材料相匹配保证具高摩擦系数工作表面磨损均匀
中型重型载货汽车中型型客车采灰铸铁HT200合金铸铁制造制动鼓工作载荷作制动鼓会变形导致蹄鼓间单位压力均匀会损失少许踏板行程鼓筒变形布圆柱度时易引起制动器锁踏板振动防止现象发生应提高制动鼓刚度鼓口外缘铸整圈加强肋条常加铸轴肋条提高散热性钢板压制动鼓侧离心浇铸合金铸铁鼓筒组合构成制动鼓
制动鼓工作载荷作会变形致蹄鼓间单位压力均匀会损失少许踏板行程鼓筒变形圆柱度容易引起锁踏板扳动防止现象需提高制动鼓刚度鼓口外缘铸整圈加强肋条加铸干轴肋条提高散热件
制动鼓相轮毂中某直径圆柱表面配合定位两者装配紧固精加工制动鼓工作表面保证两者轴线重合两者装配需进行动衡实验许衡度轿车15Ncm20Ncm货车30Ncm40Ncm
制动鼓壁厚选取刚度强度方面考虑壁厚取利增热容量试验表明壁厚11mm增20mm时摩擦表面均高温度变化般铸造制动鼓壁厚：轿车7mm12mm中重型载货汽车13mm18mm制动鼓闭口侧外缘开孔检查制动器间隙
车选HT200铸造制动鼓
423 摩擦衬片
摩擦衬片材料应该满足求：
（1）具定稳定摩擦数温度压力升高工作速度发生变化时摩擦数变化应
（2）具良耐磨性仅摩擦衬片应足够寿命偶摩擦副磨耗求通常求制动盘磨耗衬块110
（3）压缩率膨胀率压缩变形太影响制动缸排量踏板行程降低制动灵敏度膨胀率摩擦衬块制动盘产生拖磨尤鼓式制动器衬片受热膨胀消间隙产生咬死现象
（4）制动时应产生噪声环境污染
（5）应采体害摩擦材料
（6）较高耐挤压强度击强度足够抗剪切力
（7）应摩擦衬块导热率控制定范围求摩擦衬块300C加热板作30min背板温度超190C防止防尘罩密封圈早老化制动液温度迅速升高
前制动器摩擦衬片增强材料（石棉纤维）粘结剂摩擦性调节剂组成石棉摩阻材料制造容易成低易刮伤偶等优点耐热性差摩擦数温度升高降低磨耗增高环境污染特石棉致癌已逐渐淘汰
金属纤维粘结剂摩擦性调节剂组成半金属磨阻材料具较高耐热性耐磨性年广泛应
424 制动底板
制动底板制动鼓外制动器零件安装基体应保证安装零件相互间正确位置制动底板承受着制动器工作时制动反力矩应足够刚度钢板压成形制动底板均具凹凸起伏形状重型汽车采锻铸铁KTH370—12制动底板刚度足会制动力矩减踏板行程加衬片磨损均匀
425 摩擦材料
摩擦材料基求：
1）摩擦系数高稳定般摩擦材料摩擦系数温度压力相滑动速度工作表面清洁程度变化中温度影响尤显著
2）耐磨性
3）定机械强度良工艺性
4）定耐油耐湿抗腐蚀抗胶合性
5）容许压力伤制动轮
前制动器广泛采着模压材料石棉纤维均树脂粘站剂调整摩擦性填充刑(出机粉粒橡胶聚合树脂等配成)勺噪声消(成分石墨)等混合高温厂模压成型模压材料挠性较差．应衬片衬块规格模压优点选种聚合树脂配料衬片衬块具摩擦性性石棉摩擦材料种金属机机材料纤维粉末代石棉作增强材料成分制造方法石棉模压摩擦材料致相金属纤维粉末含量40称半金属摩擦材料种材料美欧国广泛轿车盘式制动器已成制动摩擦材料流粉末冶金摩擦材料铜粉铁粉成分（占总质量6080）掺石墨粉陶瓷粉等非金属粉末作摩擦系数调整剂粉末冶金方法制成抗热衰退抗水衰退性造价高适高性轿车行驶条件恶劣货车等制动器负荷重汽车
426 蹄鼓间间隙调整装置
保证制动鼓制动时转动制动鼓制动衬片间必须保持定间隙间隙量应制动系许工作性受间隙影响变化中磨损会增间隙分间隙会带许良果：制动器产生制动作时间增长制动器磨损间隙样结果导致制动器产生制动作时间步制动性变坏增加压缩空气制动液消耗量制动踏板行程增加
保证制动鼓制动衬片间期间始终出设定间隙量求采间隙动调整装置现鼓式制动器中采间隙动调整装置日益增
般说鼓式制动器设定间隙02mm05mm盘式制动器01mm03mm(单侧005mm015mm)间隙存会导致踏板手柄行程损失间隙量应量考虑制动程中摩擦副产生热变形机械变形制动器冷状态应设间隙通试验确定
设计中鼓式制动器设定间隙02mm05mm取间隙04mm
鼓式制动器采波尔舍车制动器间隙调整装置摩擦元件装轮缸中装制动蹄腹板
采类间隙调装置时制动器安装汽车需工精细调整需进行次完全制动调整设定间隙行车程中时补偿量间隙种调装置称次调准式
鼓式制动器间隙动调整般方法：
（1）采轮缸张开装置
采方法响应机构调节制动鼓摩擦衬片间间隙1助装制动板调整凸轮偏心支承销手调整制动蹄原始安装位置求间隙凸轮工作表面螺旋线半径增量支承销偏心量应超衬片厚度2助动调整装置制动蹄位间隙量求原始位置制动轮刚采取措施实现工作间隙动调整
（2）采凸轮张开装置
采凸轮张开装置时制动器工作间隙调整通转动凸轮相臂位置实现臂位置保持变凸轮位置改变装臂涡轮蜗杆副实现臂称调整臂
（3）采楔块张开装置
该结构制动器工作间隙助调整套筒棘爪调整螺钉进行动调整套筒外表面切螺旋棘齿套筒孔螺孔套筒侧棘爪端面做成套筒外表面螺旋棘齿相配齿槽果制动时柱塞行程超棘齿轴螺距棘爪移动齿套筒柱塞返回原始位置时棘爪套筒相互作便套筒转动某角落调整螺钉旋出相应距离
现鼓式制动器采谓阶跃式调装置
427 制动器支撑装置
二度制动蹄支承结构简单制动蹄相制动鼓行定位具支承销度制动蹄工作表面制动鼓工作表面轴心应支承位置调例采偏心支承销偏心轮支承销45号钢制造高频淬火支座锻铸铁(KTH 370—12)球墨铸铁(QT 40018)偏心轮保持制动蹄腹板支承孔完件防止零件腐蚀磨损
具长支承销支承保持制动蹄止确安装位置避免侧偏摆时制动底板附加压紧装置制动蹄中部制动底板轮缸活塞顶块张开机构调整推杆端部开槽供制动蹄腹板张开端插入保持制动蹄正确位置
428 凸轮式张开机构
凸轮式张开机构凸轮轴45号钢模锻成体毛坯制造机加工高频淬火处理凸轮轴锻铸铁球墨铸铁支架支撑支架螺栓铆钉固定制动底板提高机构传动效率制动时凸轮滚轮推动制动蹄张开滚轮45号钢制造高频淬火
5 鼓式制动器设计计算
51 驻车制动力计算
汽车坡路停驻时受力简图图61示该图出汽车坡停驻时轴车轮附着力
(51)
理求汽车坡停驻时轴车轮附着力
(52)
图51汽车坡路停驻时受力简图
Figure 51 in the ascent to stop car on the stress diagram
根轴车轮附着力制动力相等条件求汽车坡路坡路停驻时坡度极限倾角根
(53)
求汽车坡时停驻极限坡路倾角
（54）
汽车坡时停驻极限坡路倾角
（55）
般求类汽车停驻坡度应16—20汽车列车停驻坡度约12左右
汽车汽车接式确定坡度倾角坡路停驻应轴驻车制动力矩接确定极限值（处应>缘式中车轮效半径）保证坡路停驻坡度法规规定值
中央驻车制动器制动力矩限值驱动桥减速
设计中重型货车坡时停驻极限坡路倾角
重型货车坡时停驻极限坡路倾角
52 中央制动器计算
设计中中央制动器选取带式带式中央制动器作中重型汽车拖拉机应急制动装置驻车制动装置装汽车变速器第二轴缺点发生油污染（固装发动机变速器）极低热容量需支撑力等现代汽车少采
图52带式中央制动器般结构
FIG 52 belt type central brake general structure
图52示带式制动器衡条件
（56）
式中：—输入力N
—制动带力N
—制动器尺寸mm
—制动带包角（°）
—摩擦系数
—鼓阻力摩擦力N
设计中取200mm30mm60mm041500N代入式（56）
简单带式制动器（0）直接作制动带制动力输入力式出：
图62示带式制动器制动鼓时针旋转时产生制动器数
124
53 压力衬片长度方分布规律
摩擦衬片弹性容易变形外制动鼓蹄片支承变形计算法压力摩擦衬片分布规律较困难通常考虑衬片径变形影响零件影响较忽略计
制动器摩擦材料摩擦系数产生摩擦力制动器数BF影响掌握制动提摩擦面压力分布规律助正确分析制动器数解析方法方法精确计算蹄片长度方压力分布规律较困难摩擦衬片弹性容易变形外制动鼓制动蹄支承会弹性变形摩擦衬片变形量相相通常似计算中考虑衬片径变形影响零件变形影响较忽略计通常作假设：
（1）制动鼓制动蹄绝刚性体
（2）外力作变形仅发生摩擦衬片
（3）压力变形符合虎克定律
制动蹄度两度分设计中前轮采单双领蹄轮领蹄蹄片均绕支承销转动蹄片度
面分析具度紧蹄摩擦衬片径变形规律
图53（a）示制动蹄张开力P作绕支承销点转动张开设转角蹄片某意点A位移
·
（a）（b）具度增势蹄（c）具两度增势蹄
图53 制动蹄摩擦衬片径变形分析简图
FIG 53 brake shoes friction facing radial deformation analysis diagram
制动鼓刚性制动蹄运动限制径位移分量受压缩径压缩量
图53中关系知
径变形量：
（57）
常量单位压力变形成正制动蹄摩擦衬片意点压力写成：
(58)
式（58）表明绕支承销转动制动蹄摩擦衬片压力分布规律呈正弦分布压力作连线呈90°径线
根图53(b)分析简化计算具度增势蹄摩擦衬片径变性规律压力分布规律时摩擦衬片张开力摩擦力作绕支承销中心转动角摩擦衬片表面意点制动提转动切线方变形线段半径延长线投影线段角认：
求摩擦衬片径变形：
考虑等腰三角形知：
代入式摩擦衬片径变形压力变形分：
（59）
54 计算蹄片制动力矩
制动转矩目前般采效数法分析图解法计算书采效数法计算必需先求出制动蹄效数求制动力矩设制动蹄制动力矩效数分TKt输入张开力F制动鼓半径R
（510）
效数单位1系数定结构型式制动蹄已知制动鼓转制动蹄参数相值（参数R）摩擦系数该蹄确定
图张开力计算简图
Figure expansionary force calculation diagram
（1）领蹄 假定蹄鼓间单位压力周均匀分布假定实际情况相差较远算出制动力矩较实际数值根面分析计算知蹄片压力摩擦衬片长度分布符合正弦曲线规律根数学推导领蹄效数
（511）
式中
中h
数代入公式求 2141mm mm
（2）蹄制动效数公式
（512）
式中：
代入公式：
制动器效数设计采非衡式凸轮驱动机构
凸轮张开机构张开力F：
（513）
汽车制动力总F整车质量m百分：
知该制动力符合标准
根计算值F值已知R值代入公式（510）中终：
55 检查制动蹄锁
计算鼓式制动器必须检查蹄锁
果f ﹤c′cosδ1 (R1 c′Sinδ1) 会锁
f04
c′
摩擦力作半径
2141mm
式中
125o
制动器会锁合格
56 摩擦衬片磨损特性计算
摩擦衬片磨损受温度摩擦力滑磨速度制动鼓材质加工情况衬片身材质等许素影响理计算磨损特性极困难实验表明影响磨损特性重素摩擦表面温度摩擦力
量观点说汽车制动程汽车机械部分转变热量耗散程制动强度紧急制动程中制动器承担汽车全部动耗散程时制动时间短实际热量散逸气中制动器吸收致制动器温度升高谓制动器量负荷量负荷越衬片磨损越严重
种汽车总质量制动衬片摩擦面积相必相量评价量负荷指标目前国常指标量耗散率单位时间衬片单位摩擦面积耗散量通常计量单位量耗散率称单位功负荷量负荷
双轴汽车单前轮制动器单轮制动器量耗散率分
（514）
式中：—汽车回转质量换算系数
—汽车总质量
—汽车制动初速度终速度ms计算时总质量10t汽车取kmh（ms）
—制动减速度ms计算时取j07g
—制动时间单位s
—前制动器衬片(衬块)摩擦面积（mm）
—制动力分配系数
紧急制动时似认
（515）
参数值代入式
s
前轮制动器：
轮制动器：
相关标准知鼓式制动器量耗损率18 Wmm宜通计算知均符合条件
6 气压制动驱动机构设计计算
气压制动系必须采空气压缩机贮气罐制动阀等装置结构复杂笨重轮廓尺寸造价高路中气压产生撤均较慢作滞时间较长(03～09s)制动阀制动气室贮气罐距离较远时必加设气动第二级控制元件——继动阀(加速阀)快放阀路工作压力较低(般05～07MPa)制动气室直径置制动器外通杆件凸轮楔块驱动制动蹄非簧载质量增外制动气室排气时较噪声图61汽车气压双回路制动系示意图
图61气压双回路制动系示意图
Fig61Schematic diagram of dualcircuit brake system pressure
1—空气压缩机2—前制动器室3—放气阀4—湿储气囊5—安全阀6—三通7—接头8—储气筒9—单阀10—挂车制动阀11—制动气室12—分离开关13—连接头14—串联双腔活塞式制动阀15—气压表16—气压调节阀
制动系统中采双回路气压制动发动机驱动空压机1压缩空气单阀9首先输入湿气筒4（湿气筒装安全阀5供外界压缩空气放气阀3）压缩空气湿气筒冷进行油水分离分两单阀9进入湿气筒8前腔中回路障失效时回路继续工作汽车保持定制动力提高汽车行驶安全性然绝应仅利制动回路长时间行车免发生意外
中空气压缩机压力达10Mpa压缩空气贮气罐充气调压器调定贮气罐压力般067—073Mpa 安全阀限定贮气罐高压力09Mpa左右空气压缩机停止工作时间保证制动气室空气伺服气室驻车制动操气缸汽车气动装置正常工作计算时取工作气压07Mpa贮气罐应较容积储备减少气压制动系统尤贮气罐体积质量车型采贮气罐压力达18Mpa工作压力达09Mpa高压气制动系统
气压系统设计首先解决空气压缩机贮气罐等压缩空气供装置制动气室空气伺服气室驻车制动操气缸等气压装置间合理匹配进行初步设计计算
61 制动气室
制动气室膜片活塞式两种膜片式结构简单室壁加工求高摩擦副密封性较容许形成较膜片寿命活塞式活塞式制动气室行程较长推力定摩擦损失
制动气室输出推杆推力Q应保证制动器制动蹄需张力例采非衡式凸轮张开装置时两蹄张开力制动气室输出推力Q间关系式
（ 61）
式中a两蹄张开力F1F2凸轮中心力臂
hQ力凸轮轴线力臂
根凸轮形状ah会凸轮转角变化a取30mmh取110mm
输出推力Q制动气室工作面积应
Acm2 （62）
式中：p制动气室工作压力
活塞式制动气室：
A
式中D活塞气缸直径
膜片式制动气室膜片效承压面积式似计算：
A （63）
cm2
式中D制动气室壳体夹持膜片处径：D128mm
d膜片夹盘直径d100mm
Dd表41选取重型货车初选型号16
表61膜片式制动气室参数
Tablet Diaphragm brake chamber parameters
型号
D
（mm）
d
（mm）
dD
压壳体壁厚（mm）
卡箍壁厚（mm）
推杆行程（mm）
16
128
100
0781
30
25
45
24
155
120
0775
30
25
57
30
176
133
0756
30
30
60
已知制动蹄端部行程制动凸轮轮廓参数便求出制动时需凸轮转角求尺寸ah制动气室推杆行程
（64）
式中行程储备系数中考虑摩擦衬片容许磨损量影响程中推杆行程变刚性中间传动机构取1214带摩擦副中间传动机构2224更里取23代入式：
<45mm符合求
制动气室工作容积式计算：
膜片式：
A （65）
膜片式两倍行程计算考虑输入气压高膜片产生限度变形压缩空气充满制动气室全部容积
62 贮气罐
贮气罐钢板焊成外涂防锈漆玻璃钢制造防腐性贮气罐容积应适充气时间长次制动罐中压力降落太空气压缩机停止工作时进行效制动次数太少汽车具空气悬架气动车门开闭机构等量消耗压缩空气装备时加装副贮气罐副贮气罐间应压力控制阀贮气罐气压高060063MPa左右时副贮气罐充气贮气罐气压达述压力值时方出车贮气罐装安全阀贮气罐底装放水阀
设贮气罐容积全部制动路总容积 制动气室压力腔容积通常约2550
980 （66）
制动前贮气罐制动路制动气室隔绝制动气室压力腔容积零路中绝压力气压相等时贮气罐中相压力制动前贮气罐制动路制动气室系统中空气绝压力容积积总：
完全制动时贮气罐中压缩空气制动阀进入制动路制动气室直路气室中相压力达制动阀控制工作压力度贮气罐制动路制动气室隔绝止时制动气室压力腔容积达值时贮气罐中相压力降时述系统中空气绝压力容积积总
设系统中空气膨胀程等温程
空气压缩机工作时进行次完全制动贮气罐压力
相调压器调定贮气罐气压压力降△应超003Mpa设计时般取贮气罐总容积：
（2040）38580cm2
设计时应考虑空气压缩机停止工作情况贮气罐中气压压力降安全压力前连续制动次数n
n
式中 贮气罐空气高绝压力低绝压力
般求n812次
贮气罐直径远壁厚薄壁结构应薄壁圆筒壁厚进行强度计算
图示贮气罐壁取单元体左右侧面作着拉应力侧面作着拉应力单元体外表面表面面圆筒壁作着压根材料力学公式求出：
式中：贮气罐气压
D贮气罐圆筒部分径
t贮气罐壁厚
图62储气罐强度计算简图
Fig62Tank strength calculation diagram
径应力里面外面0变化壁厚非常薄情况值值较起非常忽略计者容器称性单元体界面应剪切应力作样单元体三应力：
0
第三强度理强度条件≤[]：
0≤[]
≤[]
63 空气压缩机
空气压缩机出气率应根汽车启动装置耗气率总确定次制动消耗压缩空气容积V：
10412+9803062cm3
式中—制动气室工作容积
—制动路工作容积
空气压缩机发动机附件气源装置中体提供定气压压缩空气驱动车辆气制动系统辅助气系统装置原动机（通常电动机）机械转换成气体压力装置压缩空气气压发生装置空气压缩机种类工作原理分容积型压缩机速度型压缩机容积型压缩机工作原理压缩气体体积单位体积气体分子密度增加提高压缩空气压力速度型压缩机工作原理提高气体分子运动速度气体分子具动转化气体压力提高压缩空气压力
7 济技术性分析
设计中双回路气压制动系统目前国市场存载货汽车言般装载质量8吨火车种制动装置气压制动系统发展早种动力制动系统特点分析
优点：供装置传动装置全部气压式控制装置数制动踏板机构制动阀等气压控制原件组成踏板机构制动阀间串联液压式操传动装置气压制动获较制动驱动力车拖挂车汽车列车间制动驱动系统连接装置结构简单联接断开方便广泛总质量8t尤15t载货汽车越野汽车客车
缺点：气压制动系必须采空气压缩机贮气罐制动阀等装置结构复杂笨重轮廓尺寸造价高路中气压产生撤均较慢作滞时间较长(03～09s)制动阀制动气室贮气罐距离较远时必加设气动第二级控制元件——继动阀(加速阀)快放阀路工作压力较低(般05～07MPa)制动气室直径置制动器外通杆件凸轮楔块驱动制动蹄非簧载质量增外制动气室排气时较噪声
汽车制动性汽车性直接关系交通安全许交通事制动距离太长紧急制动时丧失方稳定性等情况关汽车制动性汽车安全行驶重保障改善汽车制动性始终汽车设计制造部门重务
汽车制动性指行驶中汽车制动时短距离停车维持行驶方稳定性长坡时维持定车速力评价指标三项：
1)制动效制动距离制动减速度
2)制动效恒定性抗热衰退性
3)制动时汽车方稳定性制动时汽车发生跑偏侧滑失转力性
制动效指良路面汽车定初速制动停车制动距离制动时汽车减速度制动性基评价指标汽车高速行驶长坡连续制动时制动效保持程度称抗热衰退性制动程实际汽车行驶动通制动器吸收转换热制动器温度升高否保持冷状态时制动效成设计制动器时考虑重问题外涉水行驶制动器存水衰退问题制动时汽车方稳定性常制动时汽车定路径行驶力评价制动时发生跑偏侧滑失转力汽车偏离原路径
设计程中考虑制动元件性制动效时考虑制动系统济性保证制动效果时降低成行车制动器选择中考虑重型货车工作环境工作工况求选择鼓式制动器鼓式制动器满足工作条件时相盘式制动器更济制动鼓摩擦衬片等制动元件节省更资金考虑满足制动力求选择四轮鼓式制动器
考虑济性满足设计求前提设计符合求考虑济性意义考虑制动控制系统时选择气压驱动方式样选择考虑重型货车身制动求身质量较够保证工作时安全性更重选择双回路路控制系统保证制动性
够满足制动求时制动元件量选择尺寸减少制造时原料节省降低制动器造价
设计特点：操方便制动性制动系统价格低廉具良济性重型载货汽车制动系统优选
8 总结
老师指导学期毕业设计利完成段充实美时光受益匪浅设计程中学知识发挥智慧时存足
车辆制动性车辆动安全性中重性制动性坏直接影响生命财产安全汽车制动性汽车制动系统决定安全行驶提供保证中制动器性优劣直接影响汽车整车性优劣重交通事制动距离长紧急制动时发生侧滑失转力等情况关汽车制动性汽车安全行驶重保障设计中安全性保证安全性时考虑制动系统操灵活性系统稳定性整系统济性等
安全性考虑设计选气压双回路制动系统回路发生障时回路正常工作样系统制动性效保证目前重型货车中部分采鼓式制动器部分盘式制动器鼓式刹车良刹作设计凸轮式领蹄鼓式制动器领踢会产生增势作产生摩擦力般型车辆鼓式刹车成较低外型车型车鼓刹差型采气动辅助型车采真空辅助帮助刹车 成较低：鼓式刹车制造技术层次较低济性较东风重型货车制动系统设计特点
整设计程中查阅量网资料书籍时结合前学专业基础知识根前重型货车制动系统发展形势断摸索探究设计程中懂问题朱占老师细心指点说次设计学什感觉网图书馆里查阅制动系统相关资料重东西总结起消化吸收复汽车构造汽车理汽车设计机械制造材料学工程图学等相关书籍根资料摸索出制动系统设计思路设计方法根设计思路确定制动系统总体方案然步步进行设计计算包括复杂分析
总讲欣慰完成套安全性造价低廉重型货车制动系统设计设计程中学相关新知识前东西复前学专业基础知识学会制动系统设计思路方法时更加熟练应制图软件事汽车方面设计工作良基础力限文难免会出现疏漏错误处请读者指正
致谢
学期紧张充实工作设计已完成理知识限缺乏实际验设计足处恳请位老师指教次设计朱占老师精心指导完成指导老师丰富理知识实践验严谨治学态度严格教导帮助专业知识方面受益匪浅
次设计中学四年关汽车理汽车构造汽车设计等等学科知识联系起微关怀文完成起极帮助作位老师专业力心培养致衷心感谢
文进行指导审阅评议文答辩位老师次表示感谢祝工作利身体健康
参考文献
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附录A 译文
制动分析利MSCNASTRAN噪音优化
摘
制动分析噪音(噪声振动残酷性)优化已汽车工业领域成重应制动噪声振动成底特律保修工作年约10亿美元噪音优化作目标设计考虑现越越建立预测车辆触觉声学响应关系结构优化设计加频率响应分析助推动设计程样设计目标符合潮流通常设计目标包括化车辆重量调整基eigenmodes应声压车辆振动选定点
制动分析噪音优化两者分析涉求取特征值计算计算感MSC角度Nastran程序CEAD制动分析练特征值分析(复杂)噪音深度贴图模块方法(设计灵敏度深度贴图)模块起调DSADJ优化利文中出两汽车应验证CEAD性优化DSADJ模块超级电脑线导航DSADJ模块约导致巨提高性改善相MSC89折Nastran程序V70噪音优化观察时制动仿真验通汽车会出现该分析方法已成功应通仿真结果符合实验测试汽车四种部分
1简介
制动分析噪音(噪声振动残酷性)优化应世界汽车工业中[12367]MSCNastran程序现越越稳定制动系统模式消制动尖完成优化预测车辆噪音触觉设计考虑声学响应关系制定目标第部分着重制动尖问题分析章节处理NECMSC噪音优化改进性Nastran程序伴方法V707设计优化利性优化80 90观察DSADJ模块导致减少整体户板时间50制动仿真结果出通汽车公司典型汽车应着重MSC Nastran程序V707性完整车辆结构仿真提出种改进性表明MSCNastran程序V707系统SX4SX5 NEC噪音优化
2制动分析
摩擦激振动制动器直热门研究刹车转子耦合垫振动产生舒服噪声根频率振动响应产生车辆分发生缓慢爬行速度2英里时通常发生300Hz结果响亮低频磨削声音车辆制动呻吟着发生速度高2mph产生低频振动赫兹范围制动系统悬架振动强烈声巨响放射性频率降200020000赫兹范围制动尖问题发生结果高分贝嘎嘎作响噪音制动尖问题幅值非线性振动述结果文仅限制动尖问题分析
21制动尖问题分析
研究已发现动态稳定性导致振动噪声程中产生制动尖动态稳定性分析需建立稳定参考运动然动态加性扰动参考运动产生新运动进行分析稳定[12]项研究文拟线性稳定性方法假定谐波运动线性化方法复杂模式MSC Nastran程序摩擦模型转子垫刚度矩阵间联系正常弹簧接触表面调整符合实验测量次 发现线性化复杂模式线性化方法界面复杂模式设置活动制动尖问题分析均摩擦系数测试价值约μ≈05占似摩擦律法产生摩擦外工作制度
正确线性化方法稳定滑动分叉点超越点复杂模式方法更准确非线性瞬态解状态方程进行研制开发摩擦摩擦提供工作体系保护压迫非线性状态振动棒滑动方程解M质量矩阵阻尼矩阵CK刚度矩阵Kq()摩擦单元刚度矩阵稳定滑动衡位置实验测量接触表面接触摩擦单元刚度矩阵中弹簧调整中获压力限元模型进行匹配实验测量稳定滑动位置整摩擦界面滑移结果假设
结果特征方程Kq()切线刚度线性稳定摩擦滑动f位置复杂模式分析 整界面测量假设滑移摩擦系数符合条件稳定滑动结果设置滑动工作体系中稳定严谨程种选择做非线性瞬态分析假设贴振动界面滑移种场合提取系统工作时滑动然界面假定设定光滑复杂模式方法超出分叉点更确保复杂根复杂模型假设根实部阻尼虚部刚度果阻尼模式零稳定方案采果没根稳定阻尼外观设计完成
22 MSC软件程序实现制动报警
制动报警问题分析包括两步骤预处理采静态测量压力分布正常弹簧模型中加调整适应数然复杂模式(索尔107)解决评估动态稳定性材料阻尼结构应阻尼形式制动系统界面弹簧求稳定滑动压缩外接触弹簧调整符合实验压力测量方法果显示张力弹簧果压力太必须清垫转子接触刚度利摩擦DMIG卡片进行建模方法非称切线刚度分析发现防止渗透提供摩擦接触表面发生非称矩阵系统分岔求运行时摩擦系数μ≈05作般测量报警 较低会发生分岔摩擦系数摩擦法律分析需效果
图1MSC软件程序求解程
发现模式复杂Lanczos块双正交方法果没根稳定阻尼设计完成然果稳定阻尼效果设计结合直达稳定性负阻尼发生两运动系统模式干扰运动(90相位差)发生转子界面运动解耦复模态变稳定干扰运动激光系统验证实验MSC软件程序解决方案进行总结图1
23利CEAD计算分析MSC软件模块
提出种效适应块高效双正交Lanczos已实施方法MSC软件 CEAD模块设计该算法计算细节方面二次复杂特征值问题[3]查询该方法具较强作数值计算结果赖适应块方法变量块特优势情况进行聚类分析避免Lanczos程特征值障该方法计算效率块方法(I O效率)隐含执行法算子分解(避免式分解)版约合7000 MSC软件程序区块Lanczos方法已增强提高性性高强度性现方法块Lanczos默认复杂Lanczos(族)方法外错误分析复杂已固定现代化)方法赫斯宗族方法认现代方法MSC软件现方法三种选择求解方法默认方法采新QZ算法(QZ选项赫斯)种适合存中实施问题意图高计算效率速度计算时需更利性计算 方法具更强输入矩阵稳固答案独特解决方案
V707区Lanczos块方法包括干改进 问题提高性方法
（1）默认值参数KSTEPSMBLKSZ IBLKSZ已转变成提高性
（2）三重回路(等级3)贯穿整代码
（3）输入称矩阵称分解程序
（4）输入矩阵真实减少真正算术执行阶段
（5）赫斯方法中非空刚度阻尼质量非空矩阵解决问题没限制涉奇异数学性质输入矩阵
（6）现代复杂特征计算 V705方法动提供类似剩余复杂Lanczos时提供样类型输出块包括左手量
（7）两种现代方法解决类型问题
（ K + p*B ) *Φ 0
（9）该QZ赫斯量采正交法提供独特重复根原赫斯方法更倾反复根提供相特征量
（10）赫斯QZ力效求规程度简化标量附加点利原规建模技术矩阵避免奇异质量相复杂简短解释建模适现效频率响应瞬态响应分析复杂没必确保成分具质量术语颤振分析动力学稳定性(未充分利QZ方法种力交付未版
（11）奇异值分解方法实施生产标准溶液通深度贴图改变供序列研究
3噪音优化
噪音频率响应分析详细分析包括全车辆结垢全动模型完整汽车装配包括轮胎悬架动力总成身体声学腔分析典型汽车噪音模拟计算整车结构(包括底盘动力总成)声学腔触觉声学两者响应计算激振感兴趣领域包括振动触觉反应座位轨道脚趾油底壳转柱声学反应特定点包括声音等级声学腔[67]典型全车辆噪音涉模拟外部部车外力包括道路诱发震动噪音接触周围空气力量空气动力学部力量包括动力组成燃烧反应系统动力衡力轮胎车轮衡力量动力传动系统衡力(轴等)制动诱导力量交通行业噪音优化高质量需设计更快市时间降低生产成涨已需求量噪音优化紧紧分析模态频率响应结构设计优化弯曲扭转振动模式通常基问题振更弯曲扭转刚度值取噪音处理性然项务控制变速箱放低频振动结构(空气腔)通路常突减少车辆重量(越越燃油效率降低材料成原)噪音优化车辆全局优化非常效满足设计目标完整分析动达进行优化设计满足户指定约束目标函数均方根响应(车辆重量等)噪音优化涉求解策略提出种优化助动化全车辆仿真行车设计程
31噪音优化计算求
涉征值优化分析噪音频率响应计算分析灵敏度系数计算优化阶段般情况种设计周期相关意味着特征值分析灵敏度计算重复设计周期背景MSC软件程序轭灵敏度计算做DSADJ模块[4]DSADJ模块利模型计算密集型批假设变量激励频率关优化噪音等方面计算cpu时间巨求 I O存需求详细涉全部车型2500000动态度常规进行实证分析特征值分析般包括8000模式致频率范围变越越普遍种类型分析需非常强电脑—NEC SX4SX5系列超级计算机够满足计算求
32 NEC DSADJ行改进
DSADJ模块设计灵敏度系数计算采伴方法[4]计算涉系列噪音优化务产品该计算密集型更新坐标变换量DSADJ模块性关重 模型优化噪音非常方受广泛激振频率NEC引发DSADJ性提高MSC Nastran程序优化分析噪音工程性改善
事业NEC会MSC软件公司努力部分该课题涉严谨QA程序采取终融入前10月V707MSC软件程序DSADJ模块完全造矢量利改进矢量体系结构SX5 NEC SX4系列超级电脑首先介绍DSADJ改进MSCV705 NEC SX –软件程序
4．DSADJ性提高建成V707项目
DSADJ V70模块导致约9倍性改善作相改进列举V707
（1）执行元件级业务连基础
（2）净水剂品种模式利矩阵元素
（3）时处理解量
（4）果话利集总质量配方
（5）展示元素转变非常效协调操作非普通级级水协调运行解量变换
（6）该典型模式方法减少产品数量50
性质中述改进细节专讨述第9条中显示种汽车噪音优化分析性改进方面增强
41NEC SX4SX5系列超级电脑
1983年产品提供先进高速计算谐波环流SX4系列初1995年4季度交付新型号范围SX5系列SX4SX5系列行超级计算机解决方案提供矢量广泛应求涉密集计算非常存储器超高性存高投入产出利率
SX4构造SX5 CMOS两者规模集成电路技术风冷通稳定芯片技术低成系统CMOS收购低功耗高操作系统性处理器板包含矢量单元标量单位SX4系列包括种样模型范围单独普通紧凑模型 (32亿字节存cpu8存储器)倍数紧凑模型 (512十亿字节存cpu128存储器)达峰值性系统直处理器2千兆秒导致基基系统高峰表现单独普通直64模型1兆秒直外系统SX5系列新家族成员NEC包括广泛范围超级计算机行量模型阁模型单独普通模型(16亿字节存cpu128存储器)外配置(512存cpu4万亿字节)处理器SX5达峰值性系统8千兆秒导致业绩高峰128位基系统单节点直SX5高端SX54兆秒直外系统
5性研究
出两客户数集验证性MSCNastran程序V707制动警报问题分析噪音优化第例子通汽车公司执行制动警报模拟第二种典型噪音提供MSC优化数集V705V707 Nastran程序V70MSC间制造性较
51制动警报问题仿真例子
该模型提供通汽车公司执行制动警报模拟12000赫兹该模型转子护垫卡钳安装支架包含约120000度建立固体元素均固体元素刚性活塞负荷分离器梁荷载作活塞流体转化成线性化开始根针连接模型缸套闸瓦准确非常必解决办法做两步骤先测量摩擦接触仿真复杂模式解决方案物理现象发生直制动假设静止刹车片全接触旋转圆盘界面设置滑移(第22条)转动惯量影响认忽略
图2仿真刹车实例
高频率模式出现国产化低频率模式问题里存问题全球性约束面制动系统局部模型安装附件制动警报问题发生高频范围2千赫< f20千赫合适刹车系统模型安装支架约束面系统级利限元试验结果相关相关频率作解释稳定模式激光视觉相关操作变形形状复杂MSCNastran程序模态真正模式带固定转子频率响应数进行较4根具负阻尼607千赫636千赫 646千赫104千赫数集 范围达12千赫110模式发现利直方图生成种刹车动态测量系统测试压力速度根时间表保守性质似估计具负阻尼根终稳定根源日程激活变异许设计变化尝试稳定系统两运动解耦 两邻示意件容易事种效应许分析求完全稳定系统许紧密间隔模式系统外形状垫衬套(槽)发生变化系统稳定身种变化稳定刹车制动系统制动尖问题测试车辆消
表1CEAD性改善制动仿真例子
52噪音身优化例子
第二案例中种非常限元模型认代表国家艺术设计务形状模型显示图3该模型BIW汽车车身二维壳单元组成91378元素569839动态度269模式励磁频率计算应705号该模型包括111设计变量618反应典型优化分析包括噪音中进行模态频率响应化均方根值结合初始值目标函数9000单元效益进行分析设计周期仅1NEC高性IO库高效异步IO
图3厢式货车身体模型(PSA Peugot)
表2明显性MSCSX4 Nastran程序V707两倍MSC Nastran程序V705MSCNastran程序V707 MSCNastran程序V70相言 cpu时间花DSADJ模块已减少85 更矢量较长矢量长度操作DSADJ模块净余效果整体户cpu时间利MSCNastran程序V707 MSCNastran程序V70V705 MSCNastran程序减少52时利67时26时制造时间(真正)时间降低两倍种分析求 18容量 433容量磁盘I O138字节5字节SCR300显然问题没棘手伴方法然唯访问功强计算机广泛磁盘空间快速I O高效MSCNastran实施高性性HPIO输入输出(NEC SX4)协助实现速度极快IO降低cpu时间
表2提高绩效身体例
表2条形图面结果表
6结束语
仿真结果表明该CEAD制动模块MSCNastran程序V707快倍V705通数验表明Nastran程序V707援助GM复杂模式种效消制动报警问题方法实验结果表明相关性该方法效性强性性Nastran程序V707 NEC增强DSADJ模块中引起重改进Nastran程序V707超级计算机设计NEC SX系列敏感性优化性优化80 90DSADJ观察模块噪音优化问题整体cpu时间完整解决方案减少约50V707 NEC系列超级计算机Nastran MSC性程序非常NVH优化
7致谢
特感谢乔格里芬先生卫伦巴族先生帮助体DSADJ常规事务麦克先生DMAPs整合(Cormac股份限公司)NEC系统Garvey先生NEC台调整数学量作出贡献通标致圣安东尼奥阿兰Jacq MSC巴黎办公室提供车身模型刹车模拟问题通汽车公司提供货车
8声明
MSC理方面支持NECMSCNastran DSADJ增强整合文涉支持MSC计算机厂商MSCNEC系统解释
9参考文献
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附录B 外文
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汽车作陆现代重交通工具许保证性部件谓总成组成制动系中重总成直接影响汽车安全性着高速公路快速发展车流密度日益增交通事断增加关资料介绍车辆身问题造成交通事中制动系统障引起事总数45见制动系统保证行车安全极重系统外制动系统坏直接影响车辆均车速车辆运输效率保证运输济效益重素制动系统行驶中汽车减速保证停车汽车驻留原动见汽车制动系统汽车行驶安全性停车性运输济效益起着重保证作
着高速公路网断扩展汽车车速提高车流密度增汽车制动系工作性求显日益重制动性良制动系工作汽车充分发挥出高速行驶动力性保证行驶安全性见制动系汽车非常重组成部分汽车制动系机构分析设计计算显非常重
文设计东风重型货车制动系统采气压驱动机构凸轮式鼓式制动器安全考虑制动系统气压回路采双回路
关键词：气压制动制动性重型货车传动装置
Abstract
As an important modern landbased transport Automotive components from many large parts namely the socalled assembly which ensure the performance of automotive and braking system which directly affects the safety of motor vehicles is one of the most important assembly With the rapid development of highways and increased traffic density traffic accidents are also increasing According to the information on the vehicle itself as a result of problems caused by traffic accidents the brake system failure caused the accident accounting for the total number of 45 So braking system is an extremely important system to ensure traffic safety In addition the braking system has a direct impact on the quality of the average vehicle speed and vehicle transportation efficiency that is an important factor ensuring costeffective transport It not only can slow down a moving vehicle but also to ensure that the car can be fixed in situ after parking This shows that the vehicle braking system plays an important role in traffic safety the reliability of parking and transport economic efficiency
Today with everexpanding highway network the improvement of vehicle speed and traffic density on the work of automotive braking system relia become increasingly important Only vehicles which have good braking performance and reliable braking system can give full play to their highspeed dynamic performance and to ensure the safety of traveling This shows that the braking system is a very important component of the vehicle thus it’s very important to the analysis and design of brake system bodiesbility requirements
Keywords air brake Brake Heavy trucks Transmission device
目录
1 绪 1
11 研究制动系统意义 1
12 制动系统发展状况 2
13 汽车制动系统展 3
2 制动系总体设计 6
21 制动系设计求 6
22 汽车参数选择 7
23 制动器方案选择 7
24 制动驱动机构方案选择 9
3 制动程动力学参数计算 12
31制动程车轮受制动力 12
32制动距离制动减速度计算 19
33步附着系数附着系数利率计算 20
34制动器制动力矩 23
4 制动器结构零部件设计 25
41 制动器结构参数 25
411 制动鼓径D 25
412 摩擦衬片宽度b包角 26
413 摩擦衬片起始角 27
414 制动器中心张开力作线距离 27
415 制动蹄支承点位置坐标 27
416 摩擦片摩擦系数 27
42 鼓式制动器零部件设计 28
421 制动蹄 28
422 制动鼓 28
423 摩擦衬片 29
424 制动底板 30
425 摩擦材料 30
426 蹄鼓间间隙调整装置 30
427 制动器支撑装置 32
428 凸轮式张开机构 32
5 鼓式制动器设计计算 33
51 驻车制动力计算 33
52 中央制动器计算 34
53 压力衬片长度方分布规律 35
54 计算蹄片制动力矩 37
55 检查制动蹄锁 40
56 摩擦衬片磨损特性计算 40
6 气压制动驱动机构设计计算 43
61 制动气室 44
62 贮气罐 46
63 空气压缩机 48
7 济技术性分析 49
8 总结 51
致谢 52
参考文献 53
附录A 译文 54
附录B 外文 63
1 绪
11 研究制动系统意义
百年汽车工业常胜衰益汽车作商品世界处广阔市场生产批量企业带丰厚利润科学技术断进步汽车逐渐完善满足者需求着国汽车产业断发展新交通法规实施国汽车运输理开始走正轨农运输车逐渐退出市场重型运输卸车逐渐呈现出广阔发展前景然车辆交通安全历关心问题直接关系民生命财产损失汽车制动系统性研究关重汽车制动系行驶中汽车减速停车坡行驶汽车车速保持稳定停驶汽车原（包括斜坡）驻留动机构汽车制动系直接影响着汽车行驶安全性停车性着高速公路迅速发展车速提高车流密度日益增保证行车安全停车汽车制动系工作性显日益重制动性良制动系工作汽车充分发挥动力性
汽车制动系统少两套独立制动装置行车制动装置驻车制动装置：重型汽车常山区行驶汽车增设应急制动装置辅助制动装置牵引车应动制动装置行车制动装置行驶中汽车强制减速停车汽车短坡时保持适稳定车速驱动机构常采双回路回路结构保证工作驻车制动装置汽车时间限制停驻定位置甚斜坡助汽车坡路起步驻车制动装置应采机械式驱动机构液压气压驱动免产生障
应急制动装置行车制动装置意外发生障失效时时利应急制动装置机械力源(强力压缩弹簧)实现汽车制动应急制动装置必独立制动系统利行车制动装置驻车制动装置某制动器件应急制动装置车必备普通手力驻车制动器起应急制动作
辅助制动装置山区行驶汽车利发动机排气制动电涡流制动等辅助制动装置汽车长坡时长时间持续减低保持稳定车速减轻解行车制动器负荷通常总质量5t客车12t载货汽车装备种辅助制动—减速装置套制动装置均制动器制动驱动机构两部分组成制动器鼓式盘式分行车制动脚踩制动踏板操车轮制动器制动全部车轮驻车制动采手制动杆操具专门中央制动器利车轮制动器进行制动中央制动器位变速器传动系中制动变速器第二轴传动轴行车制动驻车制动两套制动装置必须具独立制动驱动机构车必备行车制动装置驱动机构分液压气压两种型式液压传递操力时应制动缸制动轮缸路气压操时应空气压缩机气路道贮气简控制阀制动气室等
数汽车驻车制动应急制动中央制动器优点制动位减速器前变速器第二轴传动轴制动力矩较容易满足操手力求作应急制动时传动轴超载现代汽车车速提高应急制动性求更严中高级轿车部分总质量15t载货汽车轮制动器附加手操机械式驱动机构兼起驻车制动应急制动作取消中央制动器重型载货汽车采气压制动轮制动器设独立气压控制强力弹簧作制动力源应急兼驻车制动驱动机构设置中央制动器重型汽车采述措施外保留气压驱动中央制动器便提高制动系性
12 制动系统发展状况
目前国外汽车制动系统发展致相似国研究现状：目前制动系统供装置力制动伺服制动动力制动三种形式目前力仅控制操机构助力系统分伺服制动气定液压制动液压制动液压制动目前广泛应种制动系统传动装置普遍采气液压通路传递制动器进行压力制动目前通电机进行制动通电机产生制动力直接作制动器进行制动制动器鼓式制动器盘式制动器两种鼓式制动器分种双领蹄式制动器领蹄式制动器等盘式制动器固定钳式制动器浮动钳式制动器等盘式制动器摩擦材料逐渐发展目前国半金属纤维增强复合摩擦材料应普遍企业方根身特点研究新型摩擦材料
约20世纪60年代开始电子技术进步成汽车工业发展动力现代汽车控制系统全电子控制装置实现提高济性动力性性舒适性排放控制系统方面起明显作电子产品汽车应例已成评价品质性指标重
天ABSASR已成欧美日等发达国家汽车标准设备目前ABSASR已欧洲新载货车中普遍欧体法规EEC71320已强制性规定总质量35t某载货车重型车首先装然ABSASR解决紧急制动时附着系数利获较短制动距离制动方稳定性解决制动系统中缺陷ABSASR功时进行制动强度控制车辆制动控制系统发展控制技术发展方面扩控制范围增加控制功方面采优化控制理实施伺服控制高精度控制第方面ABS功扩充ASR外时悬架转控制扩展进ABS仅仅防抱死系统成更综合车辆控制系统
13 汽车制动系统展
天ABSASR已成欧美日等发达国家汽车标准设备
车辆制动控制系统发展控制技术发展方面扩控制范围增加控制功方面采优化控制理实施伺服控制高精度控制
第方面ABS功扩充ASR外时悬架转控制扩展进ABS仅仅防抱死系统成更综合车辆控制系统制动器开发厂商提出未ABSTCSVDC智化运输系统体化运构想着电子控制传动悬架系统转装置发展产生电子控制系统间联系网络产生新功：采电子控制离合器提高汽车静止启动效率制动程中通输入驱动命令电子悬架系统防止车辆俯仰
第二方面智控制技术神网络控制技术现较新控制技术已应汽车制动控制系统中ABSASR解决汽车制动中问题ABSASR进步发展演变成电子控制制动系统(EBS)控制系统发展重方EBS想实际中应开简单问题技术外系统成相关法规投入应关键
百年发展汽车制动系统形式已基固定着电子特规模超规模集成电路发展汽车制动系统形式发生变化凯西海斯(KH)公司辆实验车安装种电—液(EH)制动系统该系统彻底改变制动器操作机理通采4例阀电力电子控制装置KH公司EBM考虑基制动ABS牵引力控制巡航控制制动干预等情况需外增加种附加装置EBM系统潜优点标准制动器更加效分配基制动力制动距离缩短5种完全油液完全电路制动BBW(BrakeByWire)开发传统液压制动装置成历史
BBW未制动控制系统L发展方全电制动传统制动系统传递电液压油压缩空气省略许路传感器缩短制动反应时间包含部分：
（1）电制动器结构液压制动器基类似盘式鼓式两种作动器电动机
（2）电制动控制单元(ECU)接收制动踏板发出信号控制制动器制动接收驻车制动信号控制驻车制动接收车轮传感器信号识车轮否抱死滑等控制车轮制动力实现防抱死驱动防滑种控制系统卫星定位导航系统动变速系统级转系统悬架系统等控制系统制动控制系统高度集成ECU兼顾系统控制
（3）轮速传感器准确时获车轮速度
（4）线束系统传递源电控制信号
（5）电源整电制动系统提供源系统种电源包括生源
结构出种全电路制动系统具传统制动控制系统法拟优点：
（1）整制动系统结构简单省传统制动系统中制动油箱制动缸助力装置液压阀复杂路系统等部件整车质量降低
（2）制动响应时间短提高制动性
（3）制动液维护简单
（4）系统总成制造装配测试简单快捷制动分总成模块化结构
（5）采电线连接系统耐久性良
（6）易改进稍加改进增加种电控制功
全电制动控制系统全新系统制动控制系统带巨变革车辆智控制提供条件想全面推广少问题需解决：
首先驱动源问题采全电路制动控制系统需较源盘式制动器约需1kW驱动量目前车辆12V电力系统提供量车辆动力系统采高压电加源供应满足制动量求时需解决高电压带安全问题
次控制系统失效处理全电制动控制系统面难题制动失效处理存独立动备制动系统需备系统保证制动安全ECU元件失效传感器失效制动器身线束失效保证制动基性实现全电制动控制关键技术系统失效时信息交流协议TTPC
系统旦出现障立发出信息确保信息传递符合法规适合方法重通道分时区(TDMA)保证出现预测信息滞TTPC协议根TDMA制定第三抗干扰处理车辆运行程中会种干扰信号消干扰信号造成影响目前存种抗干扰控制系统基分两种：称式非称式抗干扰控制系统
称式抗干扰控制系统两相CPU样计算程序处理制动信号非称式抗干扰控制系统两CPU样计算程序处理制动信号两种方法优缺点外电制动控制系统软件硬件实现模块化适应种类车型需实现底盘模块化重难题制动转悬架导航等系统综合考虑进算法模块化建立数总线系统低成获控制系统
电制动控制系统首先混合动力制动系统车辆采液压制动电制动两种制动系统种混合制动系统全电制动系统渡方案两套制动系统存结构复杂成偏高
着技术进步述种问题会逐步解决全电制动控制系统会真正代传统液压制动控制系统
综述现代汽车制动控制技术正着电子制动控制方发展全电制动控制巨优越性取代传统液压传统制动控制系统时着汽车电子技术特超规模集成电路发展电子元件成尺寸断降
汽车电子制动控制系统汽车电子系统汽车电子悬架系统汽车动式方摆动稳定系统电子导航系统驾驶系统等融合起成综合汽车电子控制系统未汽车中存孤立制动控制系统种控制单元集中ECU中逐渐代常规控制系统实现车辆控制智化
汽车制动控制技术发展受整汽车工业发展制约巨汽车现潜市场吸引种先进电子技术生物技术信息技术种智技术断应汽车制动控制系统中时需种国际国相关法规健全样装备新制动技术汽车会真正应汽车批量生产中
2 制动系总体设计
21 制动系设计求
1）适应关标准法规规定项性指标满足设计务书规定国家标准关求外应考虑销售象国家区法规户求
2）具足够制动效包括行车制动效驻坡制动效
3）工作汽车少应行车制动驻车制动两套制动装置制动驱动机构应独立行车制动装置制动驱动机构少应两套独立路中套失效时套应保证汽车制动效低正常值30驻车制动装置应采工作机械式制动驱动机构
4）制动效水稳定性制动器摩擦表面浸水会水润滑作摩擦系数急剧减发生谓水衰退现象般规定出水反复制动5—15次应恢复制动效良摩擦材料吸水率低摩擦性恢复迅速应防止泥沙污物等进入制动器工作表面否会制动效降低加速磨损某越野汽车防止水相泥沙侵入采封闭制动器
5）制动时操稳定性速度制动汽车应失操性方稳定性汽车前轮制动器制动力矩应适例轴间载荷转移情况变化轴左右车轮制动器制动力矩应相否前轮抱死侧滑时失操性轮抱死侧滑甩尾会失方稳定性左右轮制动力矩差值超15％时会发生制动时汽车跑偏汽车列车应保证列车轴适制动力分配外应注意挂车间轴制动开始起作时间特挂车间制动开始时间协调
6）制动效热稳定性
7）制动踏板手柄位置行程符合机工程学求操作方便性操轻便舒适减少疲劳
8）作滞时间短
9) 制动时应产生振动噪声
10)悬架转装置产生运动干涉车轮跳动汽车转时会引起行制动
11）制动系中应音响光信号等警报装置便时发现制动驱动件障功失效
12）制动系机件应寿命长制造成低摩擦材料选择应考虑环保求
22 汽车参数选择
货车参数
长宽高（mm）899524702800
轴 距（mm） 5100
质心距前轴（mm）3480
质心距轴（mm）1620
前 轮 距（mm） 2010
轮 距（mm） 1840
离间隙（mm）206
整车整备质量（kg）6900
额定载重量（kg）10100
高 车 速（kmh）90
质心高度 (mm) 空载 1200mm
满载 850mm
吨位级 重卡
23 制动器方案选择
鼓式制动器般制动蹄受力情况进行分类制动效制动鼓受力衡状态车轮旋转方制动效影响均制动器图示进行分类：
图21制动器分类
Figure 21 brake classification
盘式制动器摩擦副中旋转元件端面工作金属圆盘称制动盘固定元件着种结构型式体分两类类工作面积摩擦块金属背板组成制动块制动器中2～4制动块促动装置装横跨制动盘两侧夹钳形支架中总称制动钳种制动盘制动钳组成制动器称钳盘式制动器类固定元件金属背板摩擦片呈圆盘形制动盘全部工作面时摩擦片接触种制动器称全盘式制动器钳盘式制动器作中央制动器目前愈愈级轿车货车作车轮制动器全盘式制动器少数汽车(重型汽车)采车轮制动器
鼓式刹车良刹作刹车令片外张车轮旋转连带着外张刹车鼓扭曲角度(然会容易出)刹车令片外张力(刹车制动力)越情形越明显般型车辆鼓式刹车成较低外型车型车鼓刹差型采气动辅助型车采真空辅助帮助刹车 成较低：鼓式刹车制造技术层次较低先刹车系统制造成碟式刹车低
凸轮式制动器 目前国产汽车部分外国汽车气压制动系统中采凸轮促动车轮制动器设计成领蹄式
货车吨位原制动力力量必须气压（鼓式刹车）方式制动果碟式制动需碟做成相直径鼓式制动需加深鼓深度直径太安装起较方便设计中选鼓式凸轮制动器
24 制动驱动机构方案选择
制动驱动机构驾驶员力源力传制动器产生制动力矩根制动力源制动驱动机构般分简单制动动力制动伺服制动三类力传递方式机械式液压式气压式气压液压式区表
表21制动驱动机构结构形式
Table 21 braking drive mechanism structure
制动力源
力传递方式
途
型式
制动力源
工作介质
型式
工作介质
简单制动系
（力制动系）
司机体力
机械式
杆系钢丝绳
仅驻车制动
液压式
制动液
部分微型汽车行车制动
动力制动系
气压动力制动系
发动机动力
空气
气压式
空气
中重型汽车行车制动
气压液压式
空气制动液
液压动力制动系
制动液
液压式
制动液
私服制动系
真空伺服制动系
司机体力发动机动力
空气
液压式
制动液
轿车微轻中型汽车行车制动
气压伺服制动系
空气
液压伺服制动系
制动液
力制动系统简单制动单驾驶员施加踏板力手柄力作制动力源力制动分机械式液压式两种机构形式机械式完全杆系传力机械效率低传动润滑点难保证前轴制动力正确例左右轮制动力均衡汽车行车制动装置中已淘汰结构简单成低工作驻车制动
液压式简单制动系（通常简称液压制动系）行车制动装置液压制动优点：作滞i时间短(01～03s)工作压力高(达10～12MPa)轮缸尺寸布置制动器部作制动蹄张开机构制动块压紧机构结构简单紧凑质量造价低机械效率高液压制动缺点：度受热部分制动液汽化路中形成气泡影响传输产生谓气阻制动效减低甚失效气温低时（25C更低时）制动液粘度增工作性降低局部损坏时整系统继续工作液压制动广泛应车总质量商车
伺服制动制动源力发动机正常情况输出工作压力动力伺服系统产生动力伺服系统失效时全力驱动液压系统产生定程度制动力（伺服制动转变力制动）中级轿车轻中型客货汽车广泛应
伺服系统源分真空伺服制动系气压伺服制动系液压伺服制动系伺服源分真空（负气压）气压液压
真空伺服制动系利发动机进气中节气门真空度(负压般达005～007 MPa)作动力源般柴油车采真空伺服制动系时需专门真空源—发动机驱动真空泵喷吸器构成气压伺服制动系发动机驱动空气压缩机提供压缩空气作动力源伺服气压般达06～07 MPa输出力相等时气压伺服气室直径真空伺服气室直径双回路制动系中果伺服系统分立式气压伺服真空伺服更适宜者难回路真空度均衡气压伺服系统组成部分较真空伺服系统复杂真空私服制动系总质量11t135t轿车装载质量6t轻中型载货汽车气压伺服制动系广泛装载质量6～12t商车少数种排量40L车
全液压动力制动系发动机驱动油泵产生液压作制动力源制动系液压系统动力转液压系统相开式（常流式）闭式（常压式）两种开式（常流式）系统制动时制动液负荷状况油泵制动阀储液罐断循环流动制动时助阀节流产生需液压进入轮缸闭式（常压式）回路时保持着高液压称常压式制动操反应开式快回路密封求较高油泵出障时开式立补气动作闭式利回路中蓄器液压继续进行干次制动目前汽车全液压动力制动系闭式（常压式）
全液压动力制动系具般液压制动系统点外具操轻便制动反应快制动力强受气阻影响较易采制动力调节装置防滑移装置动力转液压悬架举升机构辅助设备液压泵储油罐等优点机构复杂精密件系统封闭性求较高未广泛应
种形式动力制动动力系统失效时制动作全部丧失
气压制动系统发展早种动力制动系统供装置传动装置全部气压式控制装置数制动踏板机构制动阀等气压控制原件组成踏板机构制动阀间串联液压式操传动装置气压制动获较制动驱动力车拖挂车汽车列车间制动驱动系统连接装置结构简单联接断开方便广泛总质量8t尤15t载货汽车越野汽车客车气压制动系必须采空气压缩机贮气罐制动阀等装置结构复杂笨重轮廓尺寸造价高路中气压产生撤均较慢作滞时间较长(03～09s)制动阀制动气室贮气罐距离较远时必加设气动第二级控制元件——继动阀(加速阀)快放阀路工作压力较低(般05～07MPa)制动气室直径置制动器外通杆件凸轮楔块驱动制动蹄非簧载质量增外制动气室排气时较噪声汽车行驶程中驾驶员常制动器减轻驾驶员工作强度目前汽车基采伺服制动系统动力制动系统载重汽车般均采动力制动系统
设计中选气压制动系统
3 制动程动力学参数计算
31制动程车轮受制动力
汽车受行驶方相反外力时定速度制动较车速直停车外力面空气提供空气阻力相较实际外力面提供称面制动力面制动力越制动距离越短面制动力汽车制动性具决定性影响
面分析车轮制动时受力情况
（1）面制动力
假设滚动阻力偶矩车轮惯性力惯性力偶矩均忽略图车轮直良路面制动时受力情况图41示
图31 车轮制动时受力简图
FIG 31 wheel braking force diagram
车轮制动器中摩擦片制动鼓盘相滑动时摩擦力矩单位面制动力单位N车轮垂直载荷车轴车轮推力面车轮法反作力单位均N
显然力矩衡
（31）
式中车轮效半径（m）
面制动力汽车制动减速行驶外力面制动力取决两摩擦副摩擦力：制动器制动摩擦片制动鼓制动盘间摩擦力轮胎面间摩擦力—附着力
（2）制动器制动力
轮胎周缘克服制动器摩擦力矩需力称制动器制动力符号表示显然
（32）
式中：车轮制动器摩擦副摩擦力矩制动器制动力制动器结构参数决定制动器型式结构尺寸摩擦副摩擦系数车轮半径踏板力关
图32出面制动力车轮制动力附着力三者间关系踩制动踏板时首先消制动系间隙制动器制动力开始增加开始时踏板力较制动器制动力较面制动力足克服制动器制动力车轮滚动时处键入公式踏板力增加成线性增加
图32 面制动力车轮制动力附着力间关系
FIG 32 ground braking force wheels braking force and the relationship between the adhesion
面制动力面摩擦阻力约束反力值面附着力面制动力
（33）
（34）
制动踏板力升定值时面制动力达面制动力车轮开始抱死转出现拖滑现象着制动踏板力制动路压力继续升高制动器制动力继续增加直踏板行程面制动力增加
述分析表明汽车面制动力取决制动器制动力时受面附着力闲置制动器制动力足够面够提供足够附着力获足够面制动力
（3）面前车轮法反作力
图33示忽略汽车滚动阻力偶旋转质量减速时惯性阻力偶矩汽车水路面制动时受力情况
图 33 制动时汽车受力图
FIG 33 braking by trying to the car
制动时车速较低空气阻力忽略计分汽车前轮接点取矩整理前轮面法反作力
（35）
式中：制动强度
—汽车受重力
—汽车轴距
—汽车质心离前轴距离
—汽车质心离轴距离
—汽车质心高度（满载时850mm）
—重力加速度
附着系数路面制动前轮抱死（时抱死分先抱死）时面作前轮法反作力
（37）
式（36）（37）均直线方程式见制动强度附着系数改变时前轴车轮面法反作力变化前轮增轮减
（4）理想前制动器制动力分配曲线
汽车总面制动力：
(38)
式中：—制动强度
—前轴车轮面制动力
—轴车轮面制动力
式（35）式（36）求前轴车轮附着力：
（39）
前已指出制动时前车轮时抱死附着条件利制动时汽车方稳定性均较利时前轮制动器制动力关系曲线常称理想前轮制动器制动力分配曲线附着系数路面前轮制动器制动力分等附着力：
（37）式代入式
（310）
式中：—前轴车轮制动器制动力
—轴车轮制动器制动力
—前轴车轮面制动力
—轴车轮面制动力
—面前轴车轮法反力
— 汽车重力
—汽车质心离前轴距离
— 汽车质心高度
消变量
（311）
已知汽车轴距质心高度总质量质心位置 (质心轴距离)式（311）绘制前制动器制动力理想分配关系曲线简称I曲线图34根式（311）绘制汽车空载满载两种工况I曲线
图34 I曲线示意图
FIG 34 I curve schemes
根方程组（330）两方程直接绘制I曲线假设组值（＝010203……10）值代入方程组（330）具交点两条直线变化值取组交点连接交点制成I曲线见图35
图35 理想前制动器制动力分配曲线
FIG 35 ideal before and after the frictional braking power distribution curve
I曲线时踏板力增长前车轮制动器时抱死时前制动器制动力理想分配曲线前车轮时抱死时I曲线前车轮时抱死时关系曲线
设计中重型货车满载时基数：
汽车重力G17000kg轴距L5100mm质心距前轴a3480mm质心距轴b1620mm面附着系数
数代入（37）（310）
757059N1042941N
（5）具固定值前制动器制动力
两轴汽车前制动器制动力值般固定常数通常前制动器制动力汽车总制动器制动力表明分配例制动器制动力分配系数表示
（312）
式中前制动器制动力汽车总制动器制动力轮制动器制动力
（313）
表示条直线直线通坐标原点斜率
实际前制动器制动力实际分配线简称线图36示
图36载货汽车I曲线曲线
FIG 36 manifest car I curve and curve
32制动距离制动减速度计算
（1）制动距离制动减速度
制动距离汽车行驶安全直接关系指汽车速度时驾驶员开始操控制动控制装置汽车完全停住止驶距离制动距离制动踏板力路面附着条件车辆载荷发动机否结合等许素关种汽车动力性制动效提出求：般轿车轻型货车行驶车速高求制动效高重型货车行驶速度低求稍微低点
制动减速度制动时车速时间导数反映面制动力制动器制动力附着力关
路面面制动力
汽车达减速度（ms）
允许汽车前轮时抱死
式中：—汽车受重力N
—滑动附着系数（07）
—重力加速度 ms
—制动初速度ms
代入数
（2）制动距离分析
（314）
式中：—制动机构滞时间单位s（02s～045s计算时取03s）
—制动器制动力增长程需时间单位s（般02s）
—制动器作时间般02s～09s间
—制动初速度ms计算时总质量10t汽车取65kmh181ms
代入数：
s
综合国外关标准法规：进行制动效试验时制动减速度载货汽车应34～65 ms相应制动距离：货车式中第项反应距离第二项制动距离单位m单位ms
代入数：
662m
显然设计符合求
33步附着系数附着系数利率计算
式(313)表达 (315)
式图 33中条通坐标原点斜率(1)直线汽车实际前制动器制动力分配线简称线图46中线I曲线交B点 B点处附着系数称步附着系数
步附着系数计算公式：
（316）
前制动器制动力固定值汽车附着系数等步附着系数路面前车轮制动器会时抱死汽车值路面制动时情况：
(1)<线位I曲线方制动时总前轮先抱死种稳定工况丧失转力
(2)>线位I曲线方制动时总轮先抱死时容易发生轴侧滑汽车失方稳定性
(3)制动时汽车前轮时抱死种稳定工况失转力
数
汽车重力G170000kg轴距L5100mm质心距前轴a3480mm质心距轴b1620mm面附着系数
代入式（316）
值代入式(415)：
tan11684943°
防止汽车前轮失转力轮产生侧滑希制动程中出现车轮抱死尚车轮抱死时制动减速度该车产生高减速度分析表明汽车步附着系数路面制动(前车轮时抱死)时制动减速度g制动强度附着系数路面制动时达前轮轮抱死时制动强度<表明路面面附着条件充分利
附着条件利情况附着系数利率(附着力利率)表示：
(317)
式中：——汽车总面制动力
G——汽车受重力
——制动强度
时1利率高取107
范围必须满足01+085(02)
设计中
（满足求）
根定步附着系数式（310）式（313）
（318）
（319）
进求 （320）
（321）
时：1
<时：总制动力取决前轮刚刚抱死条件式式（39）（314）
（322）
（323）
（324）
>时：总制动力取决轮刚刚首先抱死条件式（36）式（37）式（313）式（315）
（325）
（326）
（327）
设计中汽车值恒定值遇附着系数常遇附着系数范围致低>良路面紧急制动时总轮先抱死
34制动器制动力矩
保证汽车良制动效稳定性应合理确定前轮制动器制动力矩
制动力汽车附着质量完全利条件获时制动力面作车轮法力成正式(410)知双轴汽车前车轮附着力时充分利前轮时抱死时制动力
（328）
式中：—汽车质心离前轴距离
——步附着系数
——汽车质心高度
制动器产生制动力矩受车轮计算力矩制约
（329）
式中：—前轴制动器制动力
—轴制动器制动力
—作前轴车轮面法反力
—作轴车轮面法反力
—车轮效半径
常遇道路条件较差车速较低选取较步附着系数值汽车保证良路面（例07）够制动轴前轴先抱死滑移（时制动强度）前轴车轮制动器产生制动力力矩
（330）
（331）
选取较值汽车保证汽车制动时稳定性出发确定轴制动力矩时相应极限制动强度需轴前轴制动力矩
（330）
（331）
式中：—该车遇附着系数
—制动强度式确定
—车轮效半径
设计中步附着系数值085应式（324）（325）进行计算数
汽车重力G170000N轴距L5100mm质心距前轴a3480mm质心距轴b1620mm面附着系数汽车车轮效半径
代入式（330）（331）中
车轮制动器制动力矩列计算结果半值
4 制动器结构零部件设计
41 制动器结构参数
411 制动鼓径D
输入力定时制动鼓径越制动力矩越散热力越强增（图41）受轮辋径限制制动鼓轮辋间应保持足够间隙通常求该间隙20—30mm否仅制动鼓散热条件太差轮辋受热粘住胎烤坏气门嘴制动鼓应足够壁厚保证较刚度热容量减少制动时温度制动鼓直径刚度利保证制动鼓加工精度
图41 鼓式制动器参数
FIG 41 drum brake mainly geometric parameters
制动鼓直径轮辋直径范围：
轿车 064074
货车 070083
制动鼓径尺寸应参考专业标准QCT309—1999制动鼓工作直径制动蹄片宽度尺寸系列轿车制动鼓径般轮辋外径125mm150mm载货汽车客车制动鼓径般轮辋外径80mm100mm设计时轮辋直径初步确定制动鼓径（见表51）
表41 制动鼓径
Table 41 brake drum maximum diameter
轮辋直径in
12
13
14
15
16
20
制动鼓径mm
轿车
180
200
240
260
货车客车
220
240
260
300
320
420
制动鼓径尺寸应符合QCT 3091999制动鼓工作直径制动蹄片宽度尺寸系列规定
述表格轮胎标准初选制动鼓径420mm
412 摩擦衬片宽度b包角
径R定摩擦衬片宽b包角 便决定衬片摩擦面积A A Rb 制动蹄蹄总摩擦面积 越单位压力愈磨损特性愈根国外统计资料分析单车轮蹄式制动器总衬片摩擦面积汽车总重增加具体数表42 摩擦衬片面积
表42 制动器衬片摩擦面积
Table 42 brake facing friction area
汽车类型
汽车总质量mt
单制动器总衬片摩擦面积mm
轿车
0915
1525
100200
200300
客车货车
1015
1525
2535
3570
70120
120170
120200
150250(150200)
250400
300650
5501000
6001500(6001200)
根表22选取车总质量m 12t17t时A 6001500cm
b A R 2006mm根ZBT24005—89选取b210mm制动鼓半径RD24202210mm确定衬片摩擦面积ARb
初选100°初选A14002700cm2
413 摩擦衬片起始角
摩擦衬片起始角图51示通常摩擦衬片布置制动蹄外缘中央时适应单位压力分布情况衬片相压力点称布置改善制动效磨损均匀性
β0100°β2100100°250°
414 制动器中心张开力作线距离
满足制动轮缸凸轮够布置制动鼓条件应距离a提高起制动效初步设计时暂取左右
415 制动蹄支承点位置坐标
应保证两蹄支承端面致相互干涉条件（图51）初步设计取08R左右
取40mm
416 摩擦片摩擦系数
选择摩擦片时仅希摩擦系数高更求热稳定性受温度压力影响单纯追求摩擦材料高摩擦系数应提高摩擦系数稳定性降低制动器摩擦系数偏离正常值敏感性求者蹄式制动器非常重摩擦衬片型号性表33[3]
表43张蹄式制动器衬片型号性途
Table 4 3hoof drum brake facing model properties and uses
产品规格
摩擦系数
硬度（HBS）
适范围
SY1107
039045
2050
轿车等轻负荷车
SY0204
036042
2050
中型载重汽车
SY9002
038043
2050
重型载货汽车
表33选取SY1107规格选取摩擦衬片摩擦系数04
42 鼓式制动器零部件设计
421 制动蹄
车微型轻型载货汽车制动蹄广泛采T形型钢辗压钢板压——焊接制成吨位载货汽车制动蹄铸铁铸钢铸铝合金制成制动蹄结构尺寸断面形状应保证刚度型车钢板制制动蹄腹板时开两条径曹蹄弯曲刚度便制动蹄摩擦衬片制动鼓间接触压力均匀衬片磨损较均匀减少制动时尖声重型汽车制动蹄断面工字形山字形字形种
制动蹄腹板翼缘厚度轿车约3mm5mm货车约5mm8mm摩擦衬片厚度轿车45mm5mm货车8mm衬片铆接粘贴制动蹄粘贴允许磨损厚度较寿命增长易更换衬片铆接噪声较
车制动蹄HT200铸造
422 制动鼓
制动鼓应具非常刚性量热容量制动时温升应超极限值制动鼓材料应摩擦衬片材料相匹配保证具高摩擦系数工作表面磨损均匀
中型重型载货汽车中型型客车采灰铸铁HT200合金铸铁制造制动鼓工作载荷作制动鼓会变形导致蹄鼓间单位压力均匀会损失少许踏板行程鼓筒变形布圆柱度时易引起制动器锁踏板振动防止现象发生应提高制动鼓刚度鼓口外缘铸整圈加强肋条常加铸轴肋条提高散热性钢板压制动鼓侧离心浇铸合金铸铁鼓筒组合构成制动鼓
制动鼓工作载荷作会变形致蹄鼓间单位压力均匀会损失少许踏板行程鼓筒变形圆柱度容易引起锁踏板扳动防止现象需提高制动鼓刚度鼓口外缘铸整圈加强肋条加铸干轴肋条提高散热件
制动鼓相轮毂中某直径圆柱表面配合定位两者装配紧固精加工制动鼓工作表面保证两者轴线重合两者装配需进行动衡实验许衡度轿车15Ncm20Ncm货车30Ncm40Ncm
制动鼓壁厚选取刚度强度方面考虑壁厚取利增热容量试验表明壁厚11mm增20mm时摩擦表面均高温度变化般铸造制动鼓壁厚：轿车7mm12mm中重型载货汽车13mm18mm制动鼓闭口侧外缘开孔检查制动器间隙
车选HT200铸造制动鼓
423 摩擦衬片
摩擦衬片材料应该满足求：
（1）具定稳定摩擦数温度压力升高工作速度发生变化时摩擦数变化应
（2）具良耐磨性仅摩擦衬片应足够寿命偶摩擦副磨耗求通常求制动盘磨耗衬块110
（3）压缩率膨胀率压缩变形太影响制动缸排量踏板行程降低制动灵敏度膨胀率摩擦衬块制动盘产生拖磨尤鼓式制动器衬片受热膨胀消间隙产生咬死现象
（4）制动时应产生噪声环境污染
（5）应采体害摩擦材料
（6）较高耐挤压强度击强度足够抗剪切力
（7）应摩擦衬块导热率控制定范围求摩擦衬块300C加热板作30min背板温度超190C防止防尘罩密封圈早老化制动液温度迅速升高
前制动器摩擦衬片增强材料（石棉纤维）粘结剂摩擦性调节剂组成石棉摩阻材料制造容易成低易刮伤偶等优点耐热性差摩擦数温度升高降低磨耗增高环境污染特石棉致癌已逐渐淘汰
金属纤维粘结剂摩擦性调节剂组成半金属磨阻材料具较高耐热性耐磨性年广泛应
424 制动底板
制动底板制动鼓外制动器零件安装基体应保证安装零件相互间正确位置制动底板承受着制动器工作时制动反力矩应足够刚度钢板压成形制动底板均具凹凸起伏形状重型汽车采锻铸铁KTH370—12制动底板刚度足会制动力矩减踏板行程加衬片磨损均匀
425 摩擦材料
摩擦材料基求：
1）摩擦系数高稳定般摩擦材料摩擦系数温度压力相滑动速度工作表面清洁程度变化中温度影响尤显著
2）耐磨性
3）定机械强度良工艺性
4）定耐油耐湿抗腐蚀抗胶合性
5）容许压力伤制动轮
前制动器广泛采着模压材料石棉纤维均树脂粘站剂调整摩擦性填充刑(出机粉粒橡胶聚合树脂等配成)勺噪声消(成分石墨)等混合高温厂模压成型模压材料挠性较差．应衬片衬块规格模压优点选种聚合树脂配料衬片衬块具摩擦性性石棉摩擦材料种金属机机材料纤维粉末代石棉作增强材料成分制造方法石棉模压摩擦材料致相金属纤维粉末含量40称半金属摩擦材料种材料美欧国广泛轿车盘式制动器已成制动摩擦材料流粉末冶金摩擦材料铜粉铁粉成分（占总质量6080）掺石墨粉陶瓷粉等非金属粉末作摩擦系数调整剂粉末冶金方法制成抗热衰退抗水衰退性造价高适高性轿车行驶条件恶劣货车等制动器负荷重汽车
426 蹄鼓间间隙调整装置
保证制动鼓制动时转动制动鼓制动衬片间必须保持定间隙间隙量应制动系许工作性受间隙影响变化中磨损会增间隙分间隙会带许良果：制动器产生制动作时间增长制动器磨损间隙样结果导致制动器产生制动作时间步制动性变坏增加压缩空气制动液消耗量制动踏板行程增加
保证制动鼓制动衬片间期间始终出设定间隙量求采间隙动调整装置现鼓式制动器中采间隙动调整装置日益增
般说鼓式制动器设定间隙02mm05mm盘式制动器01mm03mm(单侧005mm015mm)间隙存会导致踏板手柄行程损失间隙量应量考虑制动程中摩擦副产生热变形机械变形制动器冷状态应设间隙通试验确定
设计中鼓式制动器设定间隙02mm05mm取间隙04mm
鼓式制动器采波尔舍车制动器间隙调整装置摩擦元件装轮缸中装制动蹄腹板
采类间隙调装置时制动器安装汽车需工精细调整需进行次完全制动调整设定间隙行车程中时补偿量间隙种调装置称次调准式
鼓式制动器间隙动调整般方法：
（1）采轮缸张开装置
采方法响应机构调节制动鼓摩擦衬片间间隙1助装制动板调整凸轮偏心支承销手调整制动蹄原始安装位置求间隙凸轮工作表面螺旋线半径增量支承销偏心量应超衬片厚度2助动调整装置制动蹄位间隙量求原始位置制动轮刚采取措施实现工作间隙动调整
（2）采凸轮张开装置
采凸轮张开装置时制动器工作间隙调整通转动凸轮相臂位置实现臂位置保持变凸轮位置改变装臂涡轮蜗杆副实现臂称调整臂
（3）采楔块张开装置
该结构制动器工作间隙助调整套筒棘爪调整螺钉进行动调整套筒外表面切螺旋棘齿套筒孔螺孔套筒侧棘爪端面做成套筒外表面螺旋棘齿相配齿槽果制动时柱塞行程超棘齿轴螺距棘爪移动齿套筒柱塞返回原始位置时棘爪套筒相互作便套筒转动某角落调整螺钉旋出相应距离
现鼓式制动器采谓阶跃式调装置
427 制动器支撑装置
二度制动蹄支承结构简单制动蹄相制动鼓行定位具支承销度制动蹄工作表面制动鼓工作表面轴心应支承位置调例采偏心支承销偏心轮支承销45号钢制造高频淬火支座锻铸铁(KTH 370—12)球墨铸铁(QT 40018)偏心轮保持制动蹄腹板支承孔完件防止零件腐蚀磨损
具长支承销支承保持制动蹄止确安装位置避免侧偏摆时制动底板附加压紧装置制动蹄中部制动底板轮缸活塞顶块张开机构调整推杆端部开槽供制动蹄腹板张开端插入保持制动蹄正确位置
428 凸轮式张开机构
凸轮式张开机构凸轮轴45号钢模锻成体毛坯制造机加工高频淬火处理凸轮轴锻铸铁球墨铸铁支架支撑支架螺栓铆钉固定制动底板提高机构传动效率制动时凸轮滚轮推动制动蹄张开滚轮45号钢制造高频淬火
5 鼓式制动器设计计算
51 驻车制动力计算
汽车坡路停驻时受力简图图61示该图出汽车坡停驻时轴车轮附着力
(51)
理求汽车坡停驻时轴车轮附着力
(52)
图51汽车坡路停驻时受力简图
Figure 51 in the ascent to stop car on the stress diagram
根轴车轮附着力制动力相等条件求汽车坡路坡路停驻时坡度极限倾角根
(53)
求汽车坡时停驻极限坡路倾角
（54）
汽车坡时停驻极限坡路倾角
（55）
般求类汽车停驻坡度应16—20汽车列车停驻坡度约12左右
汽车汽车接式确定坡度倾角坡路停驻应轴驻车制动力矩接确定极限值（处应>缘式中车轮效半径）保证坡路停驻坡度法规规定值
中央驻车制动器制动力矩限值驱动桥减速
设计中重型货车坡时停驻极限坡路倾角
重型货车坡时停驻极限坡路倾角
52 中央制动器计算
设计中中央制动器选取带式带式中央制动器作中重型汽车拖拉机应急制动装置驻车制动装置装汽车变速器第二轴缺点发生油污染（固装发动机变速器）极低热容量需支撑力等现代汽车少采
图52带式中央制动器般结构
FIG 52 belt type central brake general structure
图52示带式制动器衡条件
（56）
式中：—输入力N
—制动带力N
—制动器尺寸mm
—制动带包角（°）
—摩擦系数
—鼓阻力摩擦力N
设计中取200mm30mm60mm041500N代入式（56）
简单带式制动器（0）直接作制动带制动力输入力式出：
图62示带式制动器制动鼓时针旋转时产生制动器数
124
53 压力衬片长度方分布规律
摩擦衬片弹性容易变形外制动鼓蹄片支承变形计算法压力摩擦衬片分布规律较困难通常考虑衬片径变形影响零件影响较忽略计
制动器摩擦材料摩擦系数产生摩擦力制动器数BF影响掌握制动提摩擦面压力分布规律助正确分析制动器数解析方法方法精确计算蹄片长度方压力分布规律较困难摩擦衬片弹性容易变形外制动鼓制动蹄支承会弹性变形摩擦衬片变形量相相通常似计算中考虑衬片径变形影响零件变形影响较忽略计通常作假设：
（1）制动鼓制动蹄绝刚性体
（2）外力作变形仅发生摩擦衬片
（3）压力变形符合虎克定律
制动蹄度两度分设计中前轮采单双领蹄轮领蹄蹄片均绕支承销转动蹄片度
面分析具度紧蹄摩擦衬片径变形规律
图53（a）示制动蹄张开力P作绕支承销点转动张开设转角蹄片某意点A位移
·
（a）（b）具度增势蹄（c）具两度增势蹄
图53 制动蹄摩擦衬片径变形分析简图
FIG 53 brake shoes friction facing radial deformation analysis diagram
制动鼓刚性制动蹄运动限制径位移分量受压缩径压缩量
图53中关系知
径变形量：
（57）
常量单位压力变形成正制动蹄摩擦衬片意点压力写成：
(58)
式（58）表明绕支承销转动制动蹄摩擦衬片压力分布规律呈正弦分布压力作连线呈90°径线
根图53(b)分析简化计算具度增势蹄摩擦衬片径变性规律压力分布规律时摩擦衬片张开力摩擦力作绕支承销中心转动角摩擦衬片表面意点制动提转动切线方变形线段半径延长线投影线段角认：
求摩擦衬片径变形：
考虑等腰三角形知：
代入式摩擦衬片径变形压力变形分：
（59）
54 计算蹄片制动力矩
制动转矩目前般采效数法分析图解法计算书采效数法计算必需先求出制动蹄效数求制动力矩设制动蹄制动力矩效数分TKt输入张开力F制动鼓半径R
（510）
效数单位1系数定结构型式制动蹄已知制动鼓转制动蹄参数相值（参数R）摩擦系数该蹄确定
图张开力计算简图
Figure expansionary force calculation diagram
（1）领蹄 假定蹄鼓间单位压力周均匀分布假定实际情况相差较远算出制动力矩较实际数值根面分析计算知蹄片压力摩擦衬片长度分布符合正弦曲线规律根数学推导领蹄效数
（511）
式中
中h
数代入公式求 2141mm mm
（2）蹄制动效数公式
（512）
式中：
代入公式：
制动器效数设计采非衡式凸轮驱动机构
凸轮张开机构张开力F：
（513）
汽车制动力总F整车质量m百分：
知该制动力符合标准
根计算值F值已知R值代入公式（510）中终：
55 检查制动蹄锁
计算鼓式制动器必须检查蹄锁
果f ﹤c′cosδ1 (R1 c′Sinδ1) 会锁
f04
c′
摩擦力作半径
2141mm
式中
125o
制动器会锁合格
56 摩擦衬片磨损特性计算
摩擦衬片磨损受温度摩擦力滑磨速度制动鼓材质加工情况衬片身材质等许素影响理计算磨损特性极困难实验表明影响磨损特性重素摩擦表面温度摩擦力
量观点说汽车制动程汽车机械部分转变热量耗散程制动强度紧急制动程中制动器承担汽车全部动耗散程时制动时间短实际热量散逸气中制动器吸收致制动器温度升高谓制动器量负荷量负荷越衬片磨损越严重
种汽车总质量制动衬片摩擦面积相必相量评价量负荷指标目前国常指标量耗散率单位时间衬片单位摩擦面积耗散量通常计量单位量耗散率称单位功负荷量负荷
双轴汽车单前轮制动器单轮制动器量耗散率分
（514）
式中：—汽车回转质量换算系数
—汽车总质量
—汽车制动初速度终速度ms计算时总质量10t汽车取kmh（ms）
—制动减速度ms计算时取j07g
—制动时间单位s
—前制动器衬片(衬块)摩擦面积（mm）
—制动力分配系数
紧急制动时似认
（515）
参数值代入式
s
前轮制动器：
轮制动器：
相关标准知鼓式制动器量耗损率18 Wmm宜通计算知均符合条件
6 气压制动驱动机构设计计算
气压制动系必须采空气压缩机贮气罐制动阀等装置结构复杂笨重轮廓尺寸造价高路中气压产生撤均较慢作滞时间较长(03～09s)制动阀制动气室贮气罐距离较远时必加设气动第二级控制元件——继动阀(加速阀)快放阀路工作压力较低(般05～07MPa)制动气室直径置制动器外通杆件凸轮楔块驱动制动蹄非簧载质量增外制动气室排气时较噪声图61汽车气压双回路制动系示意图
图61气压双回路制动系示意图
Fig61Schematic diagram of dualcircuit brake system pressure
1—空气压缩机2—前制动器室3—放气阀4—湿储气囊5—安全阀6—三通7—接头8—储气筒9—单阀10—挂车制动阀11—制动气室12—分离开关13—连接头14—串联双腔活塞式制动阀15—气压表16—气压调节阀
制动系统中采双回路气压制动发动机驱动空压机1压缩空气单阀9首先输入湿气筒4（湿气筒装安全阀5供外界压缩空气放气阀3）压缩空气湿气筒冷进行油水分离分两单阀9进入湿气筒8前腔中回路障失效时回路继续工作汽车保持定制动力提高汽车行驶安全性然绝应仅利制动回路长时间行车免发生意外
中空气压缩机压力达10Mpa压缩空气贮气罐充气调压器调定贮气罐压力般067—073Mpa 安全阀限定贮气罐高压力09Mpa左右空气压缩机停止工作时间保证制动气室空气伺服气室驻车制动操气缸汽车气动装置正常工作计算时取工作气压07Mpa贮气罐应较容积储备减少气压制动系统尤贮气罐体积质量车型采贮气罐压力达18Mpa工作压力达09Mpa高压气制动系统
气压系统设计首先解决空气压缩机贮气罐等压缩空气供装置制动气室空气伺服气室驻车制动操气缸等气压装置间合理匹配进行初步设计计算
61 制动气室
制动气室膜片活塞式两种膜片式结构简单室壁加工求高摩擦副密封性较容许形成较膜片寿命活塞式活塞式制动气室行程较长推力定摩擦损失
制动气室输出推杆推力Q应保证制动器制动蹄需张力例采非衡式凸轮张开装置时两蹄张开力制动气室输出推力Q间关系式
（ 61）
式中a两蹄张开力F1F2凸轮中心力臂
hQ力凸轮轴线力臂
根凸轮形状ah会凸轮转角变化a取30mmh取110mm
输出推力Q制动气室工作面积应
Acm2 （62）
式中：p制动气室工作压力
活塞式制动气室：
A
式中D活塞气缸直径
膜片式制动气室膜片效承压面积式似计算：
A （63）
cm2
式中D制动气室壳体夹持膜片处径：D128mm
d膜片夹盘直径d100mm
Dd表41选取重型货车初选型号16
表61膜片式制动气室参数
Tablet Diaphragm brake chamber parameters
型号
D
（mm）
d
（mm）
dD
压壳体壁厚（mm）
卡箍壁厚（mm）
推杆行程（mm）
16
128
100
0781
30
25
45
24
155
120
0775
30
25
57
30
176
133
0756
30
30
60
已知制动蹄端部行程制动凸轮轮廓参数便求出制动时需凸轮转角求尺寸ah制动气室推杆行程
（64）
式中行程储备系数中考虑摩擦衬片容许磨损量影响程中推杆行程变刚性中间传动机构取1214带摩擦副中间传动机构2224更里取23代入式：
<45mm符合求
制动气室工作容积式计算：
膜片式：
A （65）
膜片式两倍行程计算考虑输入气压高膜片产生限度变形压缩空气充满制动气室全部容积
62 贮气罐
贮气罐钢板焊成外涂防锈漆玻璃钢制造防腐性贮气罐容积应适充气时间长次制动罐中压力降落太空气压缩机停止工作时进行效制动次数太少汽车具空气悬架气动车门开闭机构等量消耗压缩空气装备时加装副贮气罐副贮气罐间应压力控制阀贮气罐气压高060063MPa左右时副贮气罐充气贮气罐气压达述压力值时方出车贮气罐装安全阀贮气罐底装放水阀
设贮气罐容积全部制动路总容积 制动气室压力腔容积通常约2550
980 （66）
制动前贮气罐制动路制动气室隔绝制动气室压力腔容积零路中绝压力气压相等时贮气罐中相压力制动前贮气罐制动路制动气室系统中空气绝压力容积积总：
完全制动时贮气罐中压缩空气制动阀进入制动路制动气室直路气室中相压力达制动阀控制工作压力度贮气罐制动路制动气室隔绝止时制动气室压力腔容积达值时贮气罐中相压力降时述系统中空气绝压力容积积总
设系统中空气膨胀程等温程
空气压缩机工作时进行次完全制动贮气罐压力
相调压器调定贮气罐气压压力降△应超003Mpa设计时般取贮气罐总容积：
（2040）38580cm2
设计时应考虑空气压缩机停止工作情况贮气罐中气压压力降安全压力前连续制动次数n
n
式中 贮气罐空气高绝压力低绝压力
般求n812次
贮气罐直径远壁厚薄壁结构应薄壁圆筒壁厚进行强度计算
图示贮气罐壁取单元体左右侧面作着拉应力侧面作着拉应力单元体外表面表面面圆筒壁作着压根材料力学公式求出：
式中：贮气罐气压
D贮气罐圆筒部分径
t贮气罐壁厚
图62储气罐强度计算简图
Fig62Tank strength calculation diagram
径应力里面外面0变化壁厚非常薄情况值值较起非常忽略计者容器称性单元体界面应剪切应力作样单元体三应力：
0
第三强度理强度条件≤[]：
0≤[]
≤[]
63 空气压缩机
空气压缩机出气率应根汽车启动装置耗气率总确定次制动消耗压缩空气容积V：
10412+9803062cm3
式中—制动气室工作容积
—制动路工作容积
空气压缩机发动机附件气源装置中体提供定气压压缩空气驱动车辆气制动系统辅助气系统装置原动机（通常电动机）机械转换成气体压力装置压缩空气气压发生装置空气压缩机种类工作原理分容积型压缩机速度型压缩机容积型压缩机工作原理压缩气体体积单位体积气体分子密度增加提高压缩空气压力速度型压缩机工作原理提高气体分子运动速度气体分子具动转化气体压力提高压缩空气压力
7 济技术性分析
设计中双回路气压制动系统目前国市场存载货汽车言般装载质量8吨火车种制动装置气压制动系统发展早种动力制动系统特点分析
优点：供装置传动装置全部气压式控制装置数制动踏板机构制动阀等气压控制原件组成踏板机构制动阀间串联液压式操传动装置气压制动获较制动驱动力车拖挂车汽车列车间制动驱动系统连接装置结构简单联接断开方便广泛总质量8t尤15t载货汽车越野汽车客车
缺点：气压制动系必须采空气压缩机贮气罐制动阀等装置结构复杂笨重轮廓尺寸造价高路中气压产生撤均较慢作滞时间较长(03～09s)制动阀制动气室贮气罐距离较远时必加设气动第二级控制元件——继动阀(加速阀)快放阀路工作压力较低(般05～07MPa)制动气室直径置制动器外通杆件凸轮楔块驱动制动蹄非簧载质量增外制动气室排气时较噪声
汽车制动性汽车性直接关系交通安全许交通事制动距离太长紧急制动时丧失方稳定性等情况关汽车制动性汽车安全行驶重保障改善汽车制动性始终汽车设计制造部门重务
汽车制动性指行驶中汽车制动时短距离停车维持行驶方稳定性长坡时维持定车速力评价指标三项：
1)制动效制动距离制动减速度
2)制动效恒定性抗热衰退性
3)制动时汽车方稳定性制动时汽车发生跑偏侧滑失转力性
制动效指良路面汽车定初速制动停车制动距离制动时汽车减速度制动性基评价指标汽车高速行驶长坡连续制动时制动效保持程度称抗热衰退性制动程实际汽车行驶动通制动器吸收转换热制动器温度升高否保持冷状态时制动效成设计制动器时考虑重问题外涉水行驶制动器存水衰退问题制动时汽车方稳定性常制动时汽车定路径行驶力评价制动时发生跑偏侧滑失转力汽车偏离原路径
设计程中考虑制动元件性制动效时考虑制动系统济性保证制动效果时降低成行车制动器选择中考虑重型货车工作环境工作工况求选择鼓式制动器鼓式制动器满足工作条件时相盘式制动器更济制动鼓摩擦衬片等制动元件节省更资金考虑满足制动力求选择四轮鼓式制动器
考虑济性满足设计求前提设计符合求考虑济性意义考虑制动控制系统时选择气压驱动方式样选择考虑重型货车身制动求身质量较够保证工作时安全性更重选择双回路路控制系统保证制动性
够满足制动求时制动元件量选择尺寸减少制造时原料节省降低制动器造价
设计特点：操方便制动性制动系统价格低廉具良济性重型载货汽车制动系统优选
8 总结
老师指导学期毕业设计利完成段充实美时光受益匪浅设计程中学知识发挥智慧时存足
车辆制动性车辆动安全性中重性制动性坏直接影响生命财产安全汽车制动性汽车制动系统决定安全行驶提供保证中制动器性优劣直接影响汽车整车性优劣重交通事制动距离长紧急制动时发生侧滑失转力等情况关汽车制动性汽车安全行驶重保障设计中安全性保证安全性时考虑制动系统操灵活性系统稳定性整系统济性等
安全性考虑设计选气压双回路制动系统回路发生障时回路正常工作样系统制动性效保证目前重型货车中部分采鼓式制动器部分盘式制动器鼓式刹车良刹作设计凸轮式领蹄鼓式制动器领踢会产生增势作产生摩擦力般型车辆鼓式刹车成较低外型车型车鼓刹差型采气动辅助型车采真空辅助帮助刹车 成较低：鼓式刹车制造技术层次较低济性较东风重型货车制动系统设计特点
整设计程中查阅量网资料书籍时结合前学专业基础知识根前重型货车制动系统发展形势断摸索探究设计程中懂问题朱占老师细心指点说次设计学什感觉网图书馆里查阅制动系统相关资料重东西总结起消化吸收复汽车构造汽车理汽车设计机械制造材料学工程图学等相关书籍根资料摸索出制动系统设计思路设计方法根设计思路确定制动系统总体方案然步步进行设计计算包括复杂分析
总讲欣慰完成套安全性造价低廉重型货车制动系统设计设计程中学相关新知识前东西复前学专业基础知识学会制动系统设计思路方法时更加熟练应制图软件事汽车方面设计工作良基础力限文难免会出现疏漏错误处请读者指正
致谢
学期紧张充实工作设计已完成理知识限缺乏实际验设计足处恳请位老师指教次设计朱占老师精心指导完成指导老师丰富理知识实践验严谨治学态度严格教导帮助专业知识方面受益匪浅
次设计中学四年关汽车理汽车构造汽车设计等等学科知识联系起微关怀文完成起极帮助作位老师专业力心培养致衷心感谢
文进行指导审阅评议文答辩位老师次表示感谢祝工作利身体健康
参考文献
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附录A 译文
制动分析利MSCNASTRAN噪音优化
摘
制动分析噪音(噪声振动残酷性)优化已汽车工业领域成重应制动噪声振动成底特律保修工作年约10亿美元噪音优化作目标设计考虑现越越建立预测车辆触觉声学响应关系结构优化设计加频率响应分析助推动设计程样设计目标符合潮流通常设计目标包括化车辆重量调整基eigenmodes应声压车辆振动选定点
制动分析噪音优化两者分析涉求取特征值计算计算感MSC角度Nastran程序CEAD制动分析练特征值分析(复杂)噪音深度贴图模块方法(设计灵敏度深度贴图)模块起调DSADJ优化利文中出两汽车应验证CEAD性优化DSADJ模块超级电脑线导航DSADJ模块约导致巨提高性改善相MSC89折Nastran程序V70噪音优化观察时制动仿真验通汽车会出现该分析方法已成功应通仿真结果符合实验测试汽车四种部分
1简介
制动分析噪音(噪声振动残酷性)优化应世界汽车工业中[12367]MSCNastran程序现越越稳定制动系统模式消制动尖完成优化预测车辆噪音触觉设计考虑声学响应关系制定目标第部分着重制动尖问题分析章节处理NECMSC噪音优化改进性Nastran程序伴方法V707设计优化利性优化80 90观察DSADJ模块导致减少整体户板时间50制动仿真结果出通汽车公司典型汽车应着重MSC Nastran程序V707性完整车辆结构仿真提出种改进性表明MSCNastran程序V707系统SX4SX5 NEC噪音优化
2制动分析
摩擦激振动制动器直热门研究刹车转子耦合垫振动产生舒服噪声根频率振动响应产生车辆分发生缓慢爬行速度2英里时通常发生300Hz结果响亮低频磨削声音车辆制动呻吟着发生速度高2mph产生低频振动赫兹范围制动系统悬架振动强烈声巨响放射性频率降200020000赫兹范围制动尖问题发生结果高分贝嘎嘎作响噪音制动尖问题幅值非线性振动述结果文仅限制动尖问题分析
21制动尖问题分析
研究已发现动态稳定性导致振动噪声程中产生制动尖动态稳定性分析需建立稳定参考运动然动态加性扰动参考运动产生新运动进行分析稳定[12]项研究文拟线性稳定性方法假定谐波运动线性化方法复杂模式MSC Nastran程序摩擦模型转子垫刚度矩阵间联系正常弹簧接触表面调整符合实验测量次 发现线性化复杂模式线性化方法界面复杂模式设置活动制动尖问题分析均摩擦系数测试价值约μ≈05占似摩擦律法产生摩擦外工作制度
正确线性化方法稳定滑动分叉点超越点复杂模式方法更准确非线性瞬态解状态方程进行研制开发摩擦摩擦提供工作体系保护压迫非线性状态振动棒滑动方程解M质量矩阵阻尼矩阵CK刚度矩阵Kq()摩擦单元刚度矩阵稳定滑动衡位置实验测量接触表面接触摩擦单元刚度矩阵中弹簧调整中获压力限元模型进行匹配实验测量稳定滑动位置整摩擦界面滑移结果假设
结果特征方程Kq()切线刚度线性稳定摩擦滑动f位置复杂模式分析 整界面测量假设滑移摩擦系数符合条件稳定滑动结果设置滑动工作体系中稳定严谨程种选择做非线性瞬态分析假设贴振动界面滑移种场合提取系统工作时滑动然界面假定设定光滑复杂模式方法超出分叉点更确保复杂根复杂模型假设根实部阻尼虚部刚度果阻尼模式零稳定方案采果没根稳定阻尼外观设计完成
22 MSC软件程序实现制动报警
制动报警问题分析包括两步骤预处理采静态测量压力分布正常弹簧模型中加调整适应数然复杂模式(索尔107)解决评估动态稳定性材料阻尼结构应阻尼形式制动系统界面弹簧求稳定滑动压缩外接触弹簧调整符合实验压力测量方法果显示张力弹簧果压力太必须清垫转子接触刚度利摩擦DMIG卡片进行建模方法非称切线刚度分析发现防止渗透提供摩擦接触表面发生非称矩阵系统分岔求运行时摩擦系数μ≈05作般测量报警 较低会发生分岔摩擦系数摩擦法律分析需效果
图1MSC软件程序求解程
发现模式复杂Lanczos块双正交方法果没根稳定阻尼设计完成然果稳定阻尼效果设计结合直达稳定性负阻尼发生两运动系统模式干扰运动(90相位差)发生转子界面运动解耦复模态变稳定干扰运动激光系统验证实验MSC软件程序解决方案进行总结图1
23利CEAD计算分析MSC软件模块
提出种效适应块高效双正交Lanczos已实施方法MSC软件 CEAD模块设计该算法计算细节方面二次复杂特征值问题[3]查询该方法具较强作数值计算结果赖适应块方法变量块特优势情况进行聚类分析避免Lanczos程特征值障该方法计算效率块方法(I O效率)隐含执行法算子分解(避免式分解)版约合7000 MSC软件程序区块Lanczos方法已增强提高性性高强度性现方法块Lanczos默认复杂Lanczos(族)方法外错误分析复杂已固定现代化)方法赫斯宗族方法认现代方法MSC软件现方法三种选择求解方法默认方法采新QZ算法(QZ选项赫斯)种适合存中实施问题意图高计算效率速度计算时需更利性计算 方法具更强输入矩阵稳固答案独特解决方案
V707区Lanczos块方法包括干改进 问题提高性方法
（1）默认值参数KSTEPSMBLKSZ IBLKSZ已转变成提高性
（2）三重回路(等级3)贯穿整代码
（3）输入称矩阵称分解程序
（4）输入矩阵真实减少真正算术执行阶段
（5）赫斯方法中非空刚度阻尼质量非空矩阵解决问题没限制涉奇异数学性质输入矩阵
（6）现代复杂特征计算 V705方法动提供类似剩余复杂Lanczos时提供样类型输出块包括左手量
（7）两种现代方法解决类型问题
（ K + p*B ) *Φ 0
（9）该QZ赫斯量采正交法提供独特重复根原赫斯方法更倾反复根提供相特征量
（10）赫斯QZ力效求规程度简化标量附加点利原规建模技术矩阵避免奇异质量相复杂简短解释建模适现效频率响应瞬态响应分析复杂没必确保成分具质量术语颤振分析动力学稳定性(未充分利QZ方法种力交付未版
（11）奇异值分解方法实施生产标准溶液通深度贴图改变供序列研究
3噪音优化
噪音频率响应分析详细分析包括全车辆结垢全动模型完整汽车装配包括轮胎悬架动力总成身体声学腔分析典型汽车噪音模拟计算整车结构(包括底盘动力总成)声学腔触觉声学两者响应计算激振感兴趣领域包括振动触觉反应座位轨道脚趾油底壳转柱声学反应特定点包括声音等级声学腔[67]典型全车辆噪音涉模拟外部部车外力包括道路诱发震动噪音接触周围空气力量空气动力学部力量包括动力组成燃烧反应系统动力衡力轮胎车轮衡力量动力传动系统衡力(轴等)制动诱导力量交通行业噪音优化高质量需设计更快市时间降低生产成涨已需求量噪音优化紧紧分析模态频率响应结构设计优化弯曲扭转振动模式通常基问题振更弯曲扭转刚度值取噪音处理性然项务控制变速箱放低频振动结构(空气腔)通路常突减少车辆重量(越越燃油效率降低材料成原)噪音优化车辆全局优化非常效满足设计目标完整分析动达进行优化设计满足户指定约束目标函数均方根响应(车辆重量等)噪音优化涉求解策略提出种优化助动化全车辆仿真行车设计程
31噪音优化计算求
涉征值优化分析噪音频率响应计算分析灵敏度系数计算优化阶段般情况种设计周期相关意味着特征值分析灵敏度计算重复设计周期背景MSC软件程序轭灵敏度计算做DSADJ模块[4]DSADJ模块利模型计算密集型批假设变量激励频率关优化噪音等方面计算cpu时间巨求 I O存需求详细涉全部车型2500000动态度常规进行实证分析特征值分析般包括8000模式致频率范围变越越普遍种类型分析需非常强电脑—NEC SX4SX5系列超级计算机够满足计算求
32 NEC DSADJ行改进
DSADJ模块设计灵敏度系数计算采伴方法[4]计算涉系列噪音优化务产品该计算密集型更新坐标变换量DSADJ模块性关重 模型优化噪音非常方受广泛激振频率NEC引发DSADJ性提高MSC Nastran程序优化分析噪音工程性改善
事业NEC会MSC软件公司努力部分该课题涉严谨QA程序采取终融入前10月V707MSC软件程序DSADJ模块完全造矢量利改进矢量体系结构SX5 NEC SX4系列超级电脑首先介绍DSADJ改进MSCV705 NEC SX –软件程序
4．DSADJ性提高建成V707项目
DSADJ V70模块导致约9倍性改善作相改进列举V707
（1）执行元件级业务连基础
（2）净水剂品种模式利矩阵元素
（3）时处理解量
（4）果话利集总质量配方
（5）展示元素转变非常效协调操作非普通级级水协调运行解量变换
（6）该典型模式方法减少产品数量50
性质中述改进细节专讨述第9条中显示种汽车噪音优化分析性改进方面增强
41NEC SX4SX5系列超级电脑
1983年产品提供先进高速计算谐波环流SX4系列初1995年4季度交付新型号范围SX5系列SX4SX5系列行超级计算机解决方案提供矢量广泛应求涉密集计算非常存储器超高性存高投入产出利率
SX4构造SX5 CMOS两者规模集成电路技术风冷通稳定芯片技术低成系统CMOS收购低功耗高操作系统性处理器板包含矢量单元标量单位SX4系列包括种样模型范围单独普通紧凑模型 (32亿字节存cpu8存储器)倍数紧凑模型 (512十亿字节存cpu128存储器)达峰值性系统直处理器2千兆秒导致基基系统高峰表现单独普通直64模型1兆秒直外系统SX5系列新家族成员NEC包括广泛范围超级计算机行量模型阁模型单独普通模型(16亿字节存cpu128存储器)外配置(512存cpu4万亿字节)处理器SX5达峰值性系统8千兆秒导致业绩高峰128位基系统单节点直SX5高端SX54兆秒直外系统
5性研究
出两客户数集验证性MSCNastran程序V707制动警报问题分析噪音优化第例子通汽车公司执行制动警报模拟第二种典型噪音提供MSC优化数集V705V707 Nastran程序V70MSC间制造性较
51制动警报问题仿真例子
该模型提供通汽车公司执行制动警报模拟12000赫兹该模型转子护垫卡钳安装支架包含约120000度建立固体元素均固体元素刚性活塞负荷分离器梁荷载作活塞流体转化成线性化开始根针连接模型缸套闸瓦准确非常必解决办法做两步骤先测量摩擦接触仿真复杂模式解决方案物理现象发生直制动假设静止刹车片全接触旋转圆盘界面设置滑移(第22条)转动惯量影响认忽略
图2仿真刹车实例
高频率模式出现国产化低频率模式问题里存问题全球性约束面制动系统局部模型安装附件制动警报问题发生高频范围2千赫< f20千赫合适刹车系统模型安装支架约束面系统级利限元试验结果相关相关频率作解释稳定模式激光视觉相关操作变形形状复杂MSCNastran程序模态真正模式带固定转子频率响应数进行较4根具负阻尼607千赫636千赫 646千赫104千赫数集 范围达12千赫110模式发现利直方图生成种刹车动态测量系统测试压力速度根时间表保守性质似估计具负阻尼根终稳定根源日程激活变异许设计变化尝试稳定系统两运动解耦 两邻示意件容易事种效应许分析求完全稳定系统许紧密间隔模式系统外形状垫衬套(槽)发生变化系统稳定身种变化稳定刹车制动系统制动尖问题测试车辆消
表1CEAD性改善制动仿真例子
52噪音身优化例子
第二案例中种非常限元模型认代表国家艺术设计务形状模型显示图3该模型BIW汽车车身二维壳单元组成91378元素569839动态度269模式励磁频率计算应705号该模型包括111设计变量618反应典型优化分析包括噪音中进行模态频率响应化均方根值结合初始值目标函数9000单元效益进行分析设计周期仅1NEC高性IO库高效异步IO
图3厢式货车身体模型(PSA Peugot)
表2明显性MSCSX4 Nastran程序V707两倍MSC Nastran程序V705MSCNastran程序V707 MSCNastran程序V70相言 cpu时间花DSADJ模块已减少85 更矢量较长矢量长度操作DSADJ模块净余效果整体户cpu时间利MSCNastran程序V707 MSCNastran程序V70V705 MSCNastran程序减少52时利67时26时制造时间(真正)时间降低两倍种分析求 18容量 433容量磁盘I O138字节5字节SCR300显然问题没棘手伴方法然唯访问功强计算机广泛磁盘空间快速I O高效MSCNastran实施高性性HPIO输入输出(NEC SX4)协助实现速度极快IO降低cpu时间
表2提高绩效身体例
表2条形图面结果表
6结束语
仿真结果表明该CEAD制动模块MSCNastran程序V707快倍V705通数验表明Nastran程序V707援助GM复杂模式种效消制动报警问题方法实验结果表明相关性该方法效性强性性Nastran程序V707 NEC增强DSADJ模块中引起重改进Nastran程序V707超级计算机设计NEC SX系列敏感性优化性优化80 90DSADJ观察模块噪音优化问题整体cpu时间完整解决方案减少约50V707 NEC系列超级计算机Nastran MSC性程序非常NVH优化
7致谢
特感谢乔格里芬先生卫伦巴族先生帮助体DSADJ常规事务麦克先生DMAPs整合(Cormac股份限公司)NEC系统Garvey先生NEC台调整数学量作出贡献通标致圣安东尼奥阿兰Jacq MSC巴黎办公室提供车身模型刹车模拟问题通汽车公司提供货车
8声明
MSC理方面支持NECMSCNastran DSADJ增强整合文涉支持MSC计算机厂商MSCNEC系统解释
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附录B 外文
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