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
制动力F=G*j=6000×0.6=3600kgf
前制动力F1=F*β=3600×0.48=1728kgf
后制动力F2=F*（1-β）=1872kgf
前制动力矩M1= F1*R e=1728*0.38=648
后制动力矩M2= F2*R e=702
单个前制动器的比摩擦力
单个前制动器的比摩擦力
f01= =
单个后制动器的比摩擦力
f02= =
在j=0.6g时，鼓式制动器的比摩擦力以不大于0.48N/mm2为宜，故该制动器的比摩擦力满足要求。
四、整车行车制动性能计算分析
本车满载状态下载荷G=6000kg,总重大于3.5T，属于N2类货车，下面结合GB12676-1999的相关要求进行行车制动的性能计算分析。
1、同步附着系数的计算
空、满载制动力分配系数β===
空、满载时同步附着系数
?0空===
?0满===
根据GB12676-1999对N2类车的要求：在初速度V=60km/h时，制动距离和平均减速度必须满足：
S max=0.15V+=36.69m
MSDD min=5m/s2
实际地面附着系数取?=0.7，因为实际地面附着系数比满载同步附着系数（?0满=）大，根据计算公式：
当?≥?0时，S=u a0+，j=
上式中：S为制动距离，j为制动减速度，u a0=60km/h
把整车数据和以上计算数据代入公式中可得：
S=u a0+ =×60+=29.8m
j===5.25m/
2.满载前回路失效时制动性能计算
根据GB12676-1999对N2类车的要求，
在初速度为50km/h应急制动时，制动距离和平均减速度必须满足：
提升机制动系统计算 Company Document number：WTUT-WT88Y-W8BBGB-BWYTT-19998
提升机制动系统的验算 一、副井最大静张力、静张力差的验算： 副井技术参数： 绞车型号：2JK —20 罐笼自重：3450kg 一次提物载重量：6332kg 提人重量：1275kg 提升高度：540m 每米绳重m 最大静张力：17000kg 最大静张力差：11500kg 变位质量：64228（kg s2/m ） 楔形连接器：227 kg 盘形制动器型号：TS-215（闸瓦面积749cm 2,摩擦半径1.7m ，油缸作用面积138cm 2,液压缸直径15.4cm,活塞杆直径7.0cm ，一个油缸产生的最大正压力6300kg ）。 液压站型号：GE131B 型（制动油最大压力,最大输油量：9L/min,油箱储油量：500L ，允许最高油温：65℃）。 1、最大静张力的验算： PH Q Q Q F Z j +++=21m ax = 718+2448+3450+227+3569 =10413kg<18000kg 式中： Q 1—矿车重量 Q 2—碴重量 Q Z —罐笼自重(包括楔形连接器) P — 钢丝绳自重 H — 提升高度
通过计算，提升机最大静张力10413kg 小于提升机允许的最大静张力18000kg ，符合《煤矿安全规程规程》第382条规定要求。 2、最大静张力差的验算： PH Q Q F c ++=21m ax =3166+3443 =6609kg 〈12500kg 式中：Q 1—矿车重量， kg Q 2—碴重量， kg 通过计算，提升机最大静张力差6609kg ，小于提升机允许的12500kg ，符合《煤矿安全规程》第382条规定要求。 二、安全制动力矩的验算： 1、安全制动力矩： 式中： M Z —安全制动力矩 μ — 闸瓦与制动盘摩擦系数， R m — 摩擦半径，1.7m n — 制动闸副数，8副 N — 制动盘正压力 N=)/(C K F n l +?- K — 碟形弹簧刚度，4100kg/mm ?— 闸瓦最大间隙，2mm n l — 一组碟形弹簧片数，8片 C — 制动器各运动部分的阻力，
§3 制动器的设计计算 3.1制动蹄摩擦面的压力分布规律 从前面的分析可知，制动器摩擦材料的摩擦系数及所产生的摩擦力对制动器因数有很大影响。掌握制动蹄摩擦面上的压力分布规律，有助于正确分析制动器因数。在理论上对制动蹄摩擦面的压力分布规律作研究时，通常作如下一些假定： (1)制动鼓、蹄为绝对刚性； (2)在外力作用下，变形仅发生在摩擦衬片上； (3)压力与变形符合虎克定律。 1.对于绕支承销转动的制动蹄 如图29所示，制动蹄在张开力P 作用下绕 支承销O ′点转动张开，设其转角为θΔ，则蹄片 上某任意点A 的位移AB 为 AB =A O ′·θΔ 由于制动鼓刚性对制动蹄运动的限制，则其径向位移分量将受压缩，径向压缩为AC AC =AB COS β 即 AC =A O ′θΔCOS β 从图29中的几何关系可看到 A O ′COS β=D O ′=O O ′Sin ? AC =O O ′Sin ?θΔ? 因为θΔ?′O O 为常量，单位压力和变形成正比，所以蹄片上任意一点压力可写成 q=q 0Sin ? (36) 亦即，制动器蹄片上压力呈正弦分布，其最大压力作用在与O O ′连线呈90°的径向线上。 2.浮式蹄 在一般情况下，若浮式蹄的端部支承在斜支座面 上，如图30所示，则由于蹄片端部将沿支承面作滚动 或滑动，它具有两个自由度运动，而绕支承销转动的 蹄片只有一个自由度的运动，因此，其压力分布状况 和绕支承销转动的情况有所区别。 现分析浮式蹄上任意一点A 的运动情况。今设定蹄片和支座面之间摩擦足够大，制动蹄在张开力作用
下，蹄片将沿斜支座面上作滚动，设Q 为其蹄片端部圆弧面之圆心，则蹄片上任意一点A 的运动可以看成绕Q 作相对转动和跟随Q 作移动。这样A 点位移由两部分合成：相对运动位移和牵连运动位移BC ，它们各自径向位移分量之和为 (见图 30)。 AD =AB COS β+BC COS(?-α) 根据几何关系可得出 AD =(θΔ·OQ +BC Sin α) Sin ?+BC COS αCOS ? 式中θΔ为蹄片端部圆弧面绕其圆心的相对转角。 令 θΔ·OQ +BC Sin ?=C 1 BC COS α=C 2 在一定转角θΔ时，1C 和2C 都是常量。同样，认为A 点的径向变形量AD 和压力成正比。这样，蹄片上任意点A 处的压力可写成 q=q 1Sin ?+q 2COS ? 或 q=q 0Sin(?+?0) 也就是说，浮式蹄支承在任意斜支座面上时，其理论压力分布规律仍为正弦分布，但其最大压力点在何处，难以判断。 上述分析对于新的摩擦衬片是合理的，但制动器在使用过程中摩擦衬片有磨损，摩擦衬片在磨损的状况下，压力分布又应如何呢?按照理论分析，如果知道摩擦衬片的磨损特性，也可确定摩擦衬片磨损后的压力分布规律。根据国外资料，对于摩擦片 磨损具有如下关系式 fqv K W 11= 式中 W 1——磨损量； K 1——磨损常数； f ——摩擦系数； q——单位压力； v ——磨擦衬片与制动鼓之间的相对滑 动速度。 通过分析计算所得压力分布规律如图31所 示。图中表明在第11次制动后形成的单位 面积压力仍为正弦分布αsin 132=q 。如果摩 擦衬片磨损有如下关系： 2222v fq K W = 式中 2K ——磨损常数。 则其磨损后的压力分布规律为αsin C q =(C
制动器设计说明书
摘要 制动器可以分两大类，工业制动器和汽车制动器，汽车制动器又分为行车制动器（脚刹）和驻车制动器。在行车过程中，一般都采用行车制动（脚刹），便于在前进的过程中减速停车，不单是使汽车保持不动。若行车制动失灵时才采用驻车制动。当车停稳后，就要使用驻车制动（手刹），防止车辆前滑和后溜。停车后一般除使用驻车制动外，上坡要将档位挂在一档（防止后溜），下坡要将档位挂在倒档（防止前滑）。 使机械运转部件停止或减速所必须施加的阻力矩称为制动力矩。制动力矩是设计、选用制动器的依据，其大小由机械的型式和工作要求决定。制动器上所用摩擦材料（制动件）的性能直接影响制动过程，而影响其性能的主要因素为工作温度和温升速度。摩擦材料应具备高而稳定的摩擦系数和良好的耐磨性。摩擦材料分金属和非金属两类。前者常用的有铸铁、钢、青铜和粉末冶金摩擦材料等，后者有皮革、橡胶、木材和石棉等。 臂架式盘式制动器是一种新型的主要适用于起重运输机械的制动装置。本论文着重介绍了其特点、关键零部件的选择或设计计算方法、主要性能参数及一些台架试验结果。除此之外还着重介绍了制动臂、松闸器等关键部件的设计参数及注意事项，同时细节方面对于制动器的静力矩也做了详细的计算设计。 Abstract Brakes can be divided into two categories, industrial brakes and automotive bra kes, automotive brake is divided into brake (foot brake) and the parking brake. In the driving process, generally used brake (foot brake), to facilitate the p rocess of deceleration in the forward stop, not just the car to remain intact. If the traffic Zhidongshiling when using the parking brake. When the car comple tely stopped, it has to use the parking brake (hand brake), to prevent the vehi cle front and rear slip slide. After stopping the general addition to the parki ng brake, the uphill hanging in a stall to stall (after the slide to prevent), downhill to hang in the reverse gear (to prevent forward slip.) Mechanical moving parts to stop or slow down the resistance of the moment must be applied as the brake torque. Braking torque is the design, selection based o n the brake, the size of the pattern and work by the mechanical requirements of the decision. Friction material used on brake (brake parts) directly affects t he performance of the braking process, and the main factors affecting the perfo rmance of the working temperature and the temperature rise speed. Friction mate rial should have high and stable friction coefficient and good wear resistance. Metallic and nonmetallic friction materials sub-categories. The former are com monly used cast iron, steel, bronze, and powder metallurgy friction materials, which have leather, rubber, wood and asbestos. Disc brake arm frame is a new major for the braking device handling equipment. This paper focuses on its characteristics, key components of the selection or d esign methods, the main performance parameters and some bench test results. Hig hlights in addition to the brake arm, loose brake components, etc. The key desi gn parameters and considerations, while the details of the static torque for th e brake has also done a detailed calculation of design.
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：
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
五、制动系统的设计 1.前言 1.1适用范围 1.2引用标准 1.3轿车制动规范对制动系统制动性的总体要求 1.4制动系统的设计方法 1.5整车参数 1.6设计期望值 2 行车制动系统的设计 2.1制动器总成的设计 2.2人力制动系和伺服制动系 2.3踏板总成的设计 2.4传感器设计 2.5 ABS的设计 3 应急制动及驻车制动的设计
五、制动系统的设计 1.前言 1.1适用范围： 本设计指南适用于在道路上行驶的汽车的制动系统 1.2引用标准 GB 7258—1997 ****** 1.3轿车制动规范对制动系统制动性的总体要求 汽车应设置足以使其减速、停车和驻车的制动系统。设置对前、后轮分别操纵的行车制动装置。应具有行车制动系。汽车应具有应急制动功能和应具有驻车制动功能。汽车行车制动、应急制动和驻车制动的各系统以某种方式相联，它们应保证当其中一个或两个系统的操纵机构的任何部件失效时(行车制动的操纵踏板、操纵连接杆件或制动阀的失效除外)仍具有应急制动功能。制动系应经久耐用，不能因振动或冲击而损坏。
1.4制动系统的设计方法1.4.2制动系统方案的确定
1.4.3制动系统方案确定的顺序 1.5整车参数 1.5.1整车制动系统布置方案
参数项目空载满载前轴负荷(kg) 后轴负荷(kg) 总质量G(kg) 重心高度hg(mm) 轴距L(mm) 车轮滚动半径(mm) 最大车速(km/h) 重心距前轴距离a(mm) 重心距后轴距离b(mm) 1.6设计期望值 1.6.1制动能力 汽车制动时，地面作用于车轮的切线力称为地面制动力F xb ，它是使汽车制动 而减速行驶的外力。在轮胎周缘克服制动器摩擦力矩M u 所需的力称为制动器制 动力F u 。 地面制动力是滑动摩擦约束反力，其最大值受附着力的限制。附着力F Φ 与 F xbmax 的关系为F xbmax ＝F Φ ＝F z ·Φ。F z 为地面垂直反作用力，Φ为轮胎—道路附着 系数，其值受各种因素影响。若不考虑制动过程中Φ值的变化，即设为一常值，则当制动踏板力或制动系压力上升到某一值，而地面制动力达最大值即等于附着力时，车轮将抱死不动而拖滑。踏板力或制动系压力再增加，制动器制动力F u 由于制动器摩擦力矩的增长，仍按直线关系继续上升，但是地面制动力达到附着力的值后就不再增加了。制动过程中，这三种力的关系，如图1所示。 汽车的地面制动力首先取决于制动器制动力，但同时又受轮胎。道路附着条件的限制。所以只有当汽车具有足够的制动器摩擦力矩，同时轮胎与道路又能提供高的附着力时，汽车才有足够的地面制动力而获得良好的制动性。 图2是汽车在水平路面上制动时的受力情形 (忽略了汽车的滚动阻力偶矩、空气阻力以及旋转质量减速时产生的惯性力偶矩) 。此外，下面的分析中还忽略制动时车轮边滚边滑的过程，附着系数只取一个定值Φ，惯性阻力为：
错误！未找到引用源。盘式制动器设计说明书 一汽车制动系概述 使行驶中的汽车减速甚至停车，使下坡行驶的汽车的速度保持稳定，以及使已经停驶的汽车保持不动，这些作用统称为汽车制动。 对汽车起到制动作用的是作用在汽车上，其方向与汽车行驶方向相反的外力。作用在行驶汽车上的滚动阻力，上坡阻力，空气阻力都能对汽车起制动作用，但这外力的大小是随机的，不可控制的。因此，汽车上必须设一系列专门装置，以便驾驶员能根据道路和交通等情况，借以使外界在汽车上某些部分施加一定的力，对汽车进行一定程度的强制制动。这种可控制的对汽车进行制动的外力，统称为制动力。这样的一系列专门装置即成为制动系。 1 制动系的功用：使汽车以适当的减速度降速行驶直至停车；在下坡行驶时，使汽车保持适当的稳定车速；使汽车可靠的停在原地或--=-坡道上。 2 制动系的组成 任何制动系都具有以下四个基本组成部分： （1）供能装置——包括供给、调节制动所需能量以及改善传能介质状态的各种部件。其中，产生制动能量的部位称为制动能源。 （2）控制装置——包括产生制动动作和控制制动效果的各种部件。 （3）传动装置——包括将制动能量传输到制动器的各个部件。 （4）制动器——产生阻碍车辆的运动或运动趋势的力的部件，其中也包括辅助制动系中的缓速装置。 较为完善的制动系还具有制动力调节装置以及报警装置、压力保护装置等附加装置。 3 制动系的类型 （1）按制动系的功用分类 1）行车制动系——使行使中的汽车减低速度甚至停车的一套专门装置。 2）驻车制动系——是以停止的汽车驻留在原地不动的一套装置。 3）第二制动系——在行车制动系失效的情况下，保证汽车仍能实现减速或停车的一套装置。在许多国家的制动法规中规定，第二制动系是汽车必须具备的。 4）辅助制动系——在汽车长下坡时用以稳定车速的一套装置。 （2）按制动系的制动能源分类 1）人力制动系——以驾驶员的肢体作为唯一的制动能源的制动系。 2）动力制动系——完全靠由发动机的动力转化而成的气压或液压形式的势能进行制动的制动系。 3）伺服制动系——兼用人力和发动机动力进行制动的制动系。 按照制动能量的传输方式，制动系又可分为机械式、液压式、气压式和电磁等。同时采用两种以上传能方式的制动系，可称为组合式制动系。 4 设计制动系时应满足如下主要要求： 1）具有足够的制动效能。行车制动能力是用一定制动初速度下的制动减速度和制动距离两相指标来评定的；驻坡能力是以汽车在良好路面上能可靠的停驻
盘式制动器设计说明书 一汽车制动系概述 使行驶中的汽车减速甚至停车，使下坡行驶的汽车的速度保持稳定，以及使已经停驶的汽车保持不动，这些作用统称为汽车制动。 对汽车起到制动作用的是作用在汽车上，其方向与汽车行驶方向相反的外力。作用在行驶汽车上的滚动阻力，上坡阻力，空气阻力都能对汽车起制动作用，但这外力的大小是随机的，不可控制的。因此，汽车上必须设一系列专门装置，以便驾驶员能根据道路和交通等情况，借以使外界在汽车上某些部分施加一定的力，对汽车进行一定程度的强制制动。这种可控制的对汽车进行制动的外力，统称为制动力。这样的一系列专门装置即成为制动系。 1 制动系的功用：使汽车以适当的减速度降速行驶直至停车；在下坡行驶时，使汽车保持适当的稳定车速；使汽车可靠的停在原地或--=-坡道上。 2 制动系的组成 任何制动系都具有以下四个基本组成部分： （1）供能装置——包括供给、调节制动所需能量以及改善传能介质状态的各种部件。其中，产生制动能量的部位称为制动能源。 （2）控制装置——包括产生制动动作和控制制动效果的各种部件。 （3）传动装置——包括将制动能量传输到制动器的各个部件。 （4）制动器——产生阻碍车辆的运动或运动趋势的力的部件，其中也包括辅助制动系中的缓速装置。 较为完善的制动系还具有制动力调节装置以及报警装置、压力保护装置等附加装置。 3 制动系的类型 （1）按制动系的功用分类 1）行车制动系——使行使中的汽车减低速度甚至停车的一套专门装置。 2）驻车制动系——是以停止的汽车驻留在原地不动的一套装置。 3）第二制动系——在行车制动系失效的情况下，保证汽车仍能实现减速或停车的一套装置。在许多国家的制动法规中规定，第二制动系是汽车必须具备的。 4）辅助制动系——在汽车长下坡时用以稳定车速的一套装置。 （2）按制动系的制动能源分类 1）人力制动系——以驾驶员的肢体作为唯一的制动能源的制动系。 2）动力制动系——完全靠由发动机的动力转化而成的气压或液压形式的势能进行制动的制动系。 3）伺服制动系——兼用人力和发动机动力进行制动的制动系。 按照制动能量的传输方式，制动系又可分为机械式、液压式、气压式和电磁等。同时采用两种以上传能方式的制动系，可称为组合式制动系。 4 设计制动系时应满足如下主要要求： 1）具有足够的制动效能。行车制动能力是用一定制动初速度下的制动减速度和制动距离两相指标来评定的；驻坡能力是以汽车在良好路面上能可靠的停驻的最大坡度来评定的。详见GB/T7258-2004
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
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、制动主缸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前、后制动器装配图、制动主缸装配图、制动管路布置图。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；制动；鼓式制动器；制动主缸；液压系统.
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 front、rear 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；master cylinder；hydraulic pressure system
Q/XRF xxx公司 Q/XRF-J009-2015 xxxx 制动系统设计规范 编制:日期: 校对:日期: 审核:日期: 批准:日期: 2015-03-15发布 2015-03-15实施 xxx公司发布
目录 一概述 (2) 1.1 制动系统基本介绍 (2) 1.2 制动系统的结构简图 (2) 二法规要求 (3) 2.1 GB12676-1999法规要求 (3) 2.2 GB 7258-2012法规要求 (4) 三制动动力学 (4) 3.1 稳定状态下的加速和制动 (4) 3.2 制动系统设计与匹配的总布置设计硬点或输入参数 (5) 3.3、理想的前、后制动器制动力分配曲线 (6) 3.3.1 基本理论 (6) 四计算算例与分析改进方法 (7) 4.1 前、后轮制动器制动力矩的确定 (8) 4.1.1制动器的制动力矩计算 (8) 4.1.2确定车型的制动器制动力矩 (11) 4.2 比例阀的设计 (12) 4.2.1 举例基本参数 (13) 4.2.2 GMZ1的校核 (13) 4.2.3 GZM2的校核 (14) 4.2.4设计优化曲线 (15) 4.3 总泵的校核 (17) 4.3.1基本参数 (17) 4.3.2基本理论 (18) 4.3.3校核结果 (18)
一概述 制动系是汽车的一个重要的组成部分。它直接影响汽车的行驶安全性。为了保证汽车有良好的制动效能，本规范指导汽车的制动性能及制动系结构的设计。 1.1 制动系统基本介绍 微型电动货车的行车制动系统采用液压制动系统。前、后制动器分别为盘式制动器和鼓式制动器，前制动盘为空心通风盘，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以防止车辆在紧急制动情况下发生车轮抱死。驻车制动系统为机械式手动后轮鼓式制动，采用远距离棘轮拉索操纵机构。 1.2 制动系统的结构简图 图1 制动系统的结构简 1. 真空助力器带制动主缸总成 2.制动踏板 3.车轮 4.轮速传感器 5. 制动管路 6. 制动轮缸 7.ABS控制器
制动系统设计规范 1.范围： 本规范介绍了制动器的设计计算、各种制动阀类的功能和匹配、以及制动管路的布置。 本规范适用于天龙系列车型制动系统的设计。 2.引用标准： 本规范主要是在满足下列标准的规定（或强制）范围之内对制动系统的零、部件进行设计和整车布置。GB12676-1999汽车制动系统结构、性能和试验方法 GB/T13594机动车和挂车防抱制动性能和试验方法 GB7258-1997机动车运行安全技术条件 3.概述： 在设计制动系统时，应首先考虑满足零部件的系列化、通用化和零件设计的标准化。先从《产品开发项目设计定义书》上猎取新车型在设计制动系统所必须的下列信息。再设计制动器、匹配各种制动阀，以满足整车制动力和制动法规的要求。确定了制动器的规格和各种制动阀之后，再完成制动器在前、后桥上的安装，各种制动阀在整车上的布置，以及制动管路的连接走向。 3.1车辆类型：载货汽车、工程车、牵引车 3.2驱动形式：4×2、6×4、8×4 3.3主要技术及性能参数：长×宽×高、轴距、空/满载整车重心高坐标、轮距、整备质量、额定载质量、总质量、前/后桥承载吨位、（前/后）桥空载轴荷、（前/后）桥满载轴荷、最高车速、最大爬坡度等。 3.4制动系统的配置：双回路气/液压制动、弹簧制动、鼓/盘式制动器、防抱制动系统、手动/自动调整臂、无石棉摩擦衬片、感载阀调节后桥制动力、缓速器、排气制动。 4.制动器： 本规范仅对鼓式制动器的各主要元件和设计计算加以阐述，盘式制动器的选型和计算将暂不列入本规范的讨论范围之内。 4.1鼓式制动器主要元件： 4.1.1制动鼓： 由于铸铁耐磨，易于加工，且单位体积的热容量大，所以，重型货车制动鼓的材料多用灰铸铁。不少轻型货车和轿车的制动鼓为组合式，其圆柱部分用铸铁，腹板则用钢压制件。
课题名称：汽车制动系统的结构设计与计算 第一章：制动器结构型式即选择 一、汽车已知参数： 汽车轴距(mm):3800 车轮滚动半径（mm ）:407.5 汽车空载时的总质量（kg ）:3330 汽车满载时的总质量（kg ）6330 空载时，前轴负荷G=mg=12348.24N 后轴负荷为38624.52N 满载时，前轴负荷G=mg=9963.53N 后轴负荷为43157.62N 空载时质心高度为750mm 满载时为930mm 质心距离前轴距离空载时为2.36m 满载时为2.62m 汽车设计课程设计
质心距离后轴距离满载时为1.44m 满载时为1.18m 二、鼓式制动器工作原理 鼓式制动器的工作原理与盘式制动器的工作原理基本相同：制动蹄压住旋转表面。这个表面被称作鼓。 许多车的后车轮上装有鼓式制动器，而前车轮上装有盘式制动器。鼓式制动器具有的元件比盘式制动器的多，而且维修难度更大，但是鼓式制动器的制造成本低，并且易于与紧急制动系统结合。 我们将了解鼓式制动器的工作原理、检查紧急制动器的安装情况并找出鼓式制动器所需的维修类别。 我们将鼓式制动器进行分解，并分别说明各个元件的作用。 图1 鼓式制动器的各个元件 与盘式制动器一样，鼓式制动器也带有两个制动蹄和一个活塞。但是鼓式制动器还带有一个调节器机构、一个紧急制动机构和大量弹簧。 图2仅显示了提供制动力的元件。
图2. 运行中的鼓式制动器 当您踩下制动踏板时，活塞会推动制动蹄靠紧鼓。这一点很容易理解，但是为什么需要这些弹簧呢？ 这就是鼓式制动器比较复杂的地方。许多鼓式制动器都是自作用的。图5中显示，当制动蹄与鼓发生接触时，会出现某种楔入动作，其效果是借助更大的制动力将制动蹄压入鼓中。 楔入动作提供的额外制动力，可让鼓式制动器使用比盘式制动器所用的更小的活塞。但是，由于存在楔入动作，在松开制动器时，必须使制动蹄脱离鼓。这就是需要一些弹簧的原因。其他弹簧有助于将制动蹄固定到位，并在调节臂驱动之后使它返回。 为了让鼓式制动器正常工作，制动蹄必须与鼓靠近，但又不能接触鼓。如果制动蹄与鼓相隔太远（例如，由于制动蹄已磨损），那么活塞需要更多的制动液才能完成这段距离的行程，并且当您使用制动器时，制动踏板会下沉得更靠近地板。这就是大多数鼓式制动器都带有一个自动调节器的原因。 当衬块磨损时，制动蹄和鼓之间将产生更多的空间。汽车在倒车过程中停止时，会推动制动蹄，使它与鼓靠紧。当间隙变得足够大时，调节杆会摇动足够的幅度，使调节器齿轮前进一个齿。调节器上带有像螺栓一样的螺纹，因此它可以在转动时松开一点，并延伸以填充间隙。每当制动蹄磨损一点时，调节器就会再前进一点，因 此它总是使制动蹄与鼓保持靠近。 一些汽车的调节器在使用紧急制动器时会启动。如果紧急制动器有很长一段时间没有使用了，则调节器可能无法再进行调整。因此，如果您的汽车装有这类调节器，一周应至少使用紧急制动器一次。 汽车上的紧急制动器必须使用主制动系统之外的动力源来启动。鼓式制动器的设计允许简单的线缆启动机构。 鼓式制动器最常见的维修是更换制动蹄。一些鼓式制动器的背面提供了一个检查孔，可以通过这个孔查看制动蹄上还剩下多少材料。当摩擦材料已磨损到铆钉只剩下0.8毫米长时，应更换制动蹄。如果摩擦材料是与后底板粘合在一起的（不是用铆钉），则当剩余的摩擦材料仅为1.6毫米厚时，应更换制动蹄。
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。
Q/XRF-J009-2015 xxxx 制动系统设计规范 xxx公司发布 Q/XRF XXX公 司 2015-03-15 发布2015-03-15实施
目录 一概述................................................... 2... 1.1 制动系统基本介绍 (2) 1.2 制动系统的结构简图 (2) 二法规要求............................................... 3... 2.1 GB12676-1999 法规要求 (3) 2.2 GB 7258-2012 法规要求 (4) 三制动动力学 (4) 3.1 稳定状态下的加速和制动 (4) 3.2 制动系统设计与匹配的总布置设计硬点或输入参数 (5) 3.3 、理想的前、后制动器制动力分配曲线 (6) 3.3.1 基本理论 (6) 四计算算例与分析改进方法................................. 7.. 4.1 前、后轮制动器制动力矩的确定 (8) 4.1.1 制动器的制动力矩计算 (8) 4.1.2 确定车型的制动器制动力矩 (11) 4.2 比例阀的设计 (12) 4.2.1 举例基本参数 (13) 4.2.2 GMZ1 的校核 (13) 4.2.3 GZM2 的校核 (14) 4.2.4 设计优化曲线 (15) 4.3 总泵的校核 (17) 4.3.1 基本参数 (17) 4.3.2 基本理论 (18) 4.3.3 校核结果 (18)
概述 制动系是汽车的一个重要的组成部分。它直接影响汽车的行驶安全性。为了保证汽车有良好的制动效能，本规范指导汽车的制动性能及制动系结构的设计。 1.1制动系统基本介绍 微型电动货车的行车制动系统采用液压制动系统。前、后制动器分别为盘式制动器和鼓式制动器，前制动盘为空心通风盘，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以防止车辆在紧急制动情况下发生车轮抱死。驻车制动系统为机械式手动后轮鼓式制动，采用远距离棘轮拉索操纵机构。 1.2 制动系统的结构简图 图1 制动系统的结构简 1.真空助力器带制动主缸总成 2.制动踏板 3.车轮 4.轮速传感器 5.制动管路 6.制动轮缸 7.ABS控制器
课程设计 小型轿车后轮鼓式制动器设计 学生姓名： 专业班级： 指导教师： 学院： 年月
东北林业大学 课程设计任务书 小型轿车后轮鼓式制动器设计 学生姓名： 专业班级： 指导教师： 学院：
小型轿车后轮鼓式制动器设计 摘要 随着汽车保有量的增加，带来的安全问题也越来越引起人们的注意，制动系统是汽车主动安全的重要系统之一。如何开发出高性能的制动器系统，为安全行驶提供保障是我们要解决的主要问题。另外，随着汽车市场竞争的加剧，如何缩短开发周期、提高设计效率，降低成本等，提高产品的市场竞争力，已经成为企业成功的关键。 本说明书主要介绍了小型轿车（0.9t）后轮鼓式制动器的设计计算，主要零部件的参数选择的设计过程。 关键词：汽车；鼓式制动器
目录 摘要 1绪论.........................................................................................................错误！未定义书签。 1.1概述 .................................................................................................... 错误！未定义书签。 1.2设计要求 ............................................................................................ 错误！未定义书签。 1.3设计目标 ............................................................................................ 错误！未定义书签。 2 鼓式制动器结构参数选择.....................................................................错误！未定义书签。 2.1制动鼓直径D或半径R.................................................................... 错误！未定义书签。 2.2制动蹄摩擦衬片的包角β和宽度b................................................. 错误！未定义书签。 2.3 摩擦衬片起始角β0 ........................................................................... 错误！未定义书签。 2.4 张开力P的作用线至制动器中心的距离a ..................................... 错误！未定义书签。 2.5制动蹄支撑销中心的坐标位置k与c.............................................. 错误！未定义书签。 2.6 摩擦片系数f ..................................................................................... 错误！未定义书签。 2.7 制动轮缸直径 d和管路压力p....................................................... 错误！未定义书签。 w 3制动蹄片上制动力矩的有关计算..........................................................错误！未定义书签。 4 鼓式制动器主要零部件结构设计及校核计算.....................................错误！未定义书签。 4.1鼓式制动器主要零件结构设计 ........................................................ 错误！未定义书签。 4.1.1 制动鼓............................................................................................. 错误！未定义书签。 4.1.2 制动蹄............................................................................................. 错误！未定义书签。 4.1.3 制动底板......................................................................................... 错误！未定义书签。 4.1.4 制动蹄的支撑................................................................................. 错误！未定义书签。 4.1.5 制动轮缸......................................................................................... 错误！未定义书签。 4.1.6 自动间隙调整机构......................................................................... 错误！未定义书签。 4.1.7 制动蹄回位弹簧............................................................................. 错误！未定义书签。 4.2 校核 .................................................................................................... 错误！未定义书签。 4.2.1 摩擦力矩和摩擦材料的校核......................................................... 错误！未定义书签。 4.2.2 摩擦衬片的磨损特性计算............................................................. 错误！未定义书签。 4.2.3 制动蹄支撑销剪切应力的校核计算............................................. 错误！未定义书签。结论 (14) 参考文献 (15) 附录 (16) 致谢 (17)