客车制动说明书

摘要

汽车制动系是用于使行驶中的汽车减速或停车，使下坡行驶的汽车的车速保持稳定以

及使已停驶的汽车在原地（包括在斜坡上）驻留不动的机构。汽车制动系直接影响着汽车行驶的安全性和停车的可靠性。制动系统应包括2套独立的制动系统，行车制动系统和驻车制动系。制动系一般包括鼓式制动器和盘式制动器两种。轿车一般采用前盘后鼓的制动形式。中重型汽车一般采用前后都是鼓式的制动形式。制动系统的驱动机构主要有液压式和气压式两种。轻型汽车一般采用液压。中重型汽车一般采用气压驱动形式。本次设计为中型客车的制动系统。采用前后两轮皆凸轮式领从蹄式制动器，驱动形式为气压式双回路驱动形式。

关键词：鼓式制动器

盘式制动器气压式驱动

Abstract

The automobile braking system was used to decelerate or to stop the running automobile, make sure the automobile which is on downhill travel vehicle speed maintenance to stabilize as well as to cause the automobile which stopped trips at in-situ (including in pitch) to be resident the motionless organization. The automobile braking system is affecting the automobile travel security and the parking reliability directly. Braking system including two set of independent braking systems, driving braking system and in motionless braking system. Generally speaking, the braking system includes the drum brake and the disc brake two kinds. The passenger vehicles always choose the front tray the back drum brake form. And the heavy automobile uses the form which of drum both front and back. The braking system driving mechanism mainly has the hydraulic pressure type and the steam pressure type two kinds. The light car uses the hydraulic pressure generally. The heavy automobile usually uses the barometric pressure actuation form. This design is for medium passenger train braking system. Around uses two turn all cam types to lead from the horseshoe brake, the actuation form actuates form for the barometric pressure type double return route.

Key word: drum brake disc brake air pressure-driven

1 绪论

车辆制动系统在车辆安全方面扮演着至关重要的角色. 特别是近年来, 随着车辆技术的进步和汽车形式速度的提高, 这种重要性越来越明显. 所以, 研究客车制动对于汽车和社会生活有着很重要的意义.

汽车制动系是用于使行驶中的汽车减速或停车，使下坡行驶的汽车的车速保持稳定以及使已停驶的汽车在原地（包括在斜坡上）驻留不动的机构。汽车制动系直接影响着汽车行驶的安全性和停车的可靠性。随着告诉公路的迅速发展和车速的提高以及车流密度的日益增大，为了保证制动性能的良好，制动性能可靠的汽车，才能充分发挥其动力性能。 汽车制动系至少应有2套独立的制动装置，即行车制动装置和驻车制动装置；重型汽车或经常在山区行驶的 汽车要增设应急制动装置及辅助制动装置；牵引车还应有自动制动装置。

行车制动装置用于使行驶中的汽车强制减速或停车，并使汽车在下坡时保持适当的稳定车速。其驱动机构常采用双回路或多回路结构，以保证其工作可靠。

驻车制动装置用于使汽车可靠而无时间限制地停驻在一定地位置甚至斜坡上，它也有助于汽车在坡度上起步。驻车制动装置应用机械式驱动机构而不使用液压或气压驱动，以免其产生故障。

应急制动装置用于当行车制动装置意外发生故障失效时，则可利用其机械力源实现汽车制动。

辅助制动装置用在山区行驶地汽车上，利用发动机排气制动或电涡流制动等辅助制动装置。通常在总质量大于5t 的客车上和总质量大于12t 的载货汽车上装备这种辅助制动-减速装置。

自动制动装置用于当挂车与牵引汽车连接的制动管路渗漏或断开时，使挂车自动制动。

GB12676－1999对制动装置必须具有的功能提出了具体的要求。

对制动系的主要要求有：制动效能高；制动稳定性能好；操纵轻便性；作用滞后性，包括产生制动和减除制动的滞后性；可靠性，制动系的零件必须非常可靠；制动热稳定性；制动水稳定性；防避公害。

我的设计题目是客车制动系统的设计. 决定采用鼓式制动器，制动方式采用领从蹄式，行车制动装置的驱动机构分液压和气压两种型式，用液压传递操纵力时还应有制动主缸，制动轮缸以及管路；用气压操纵时还应有空气压缩机，气路管道，储气筒控制阀和制动气室等。我采用气压助力制动。

2 制动器的结构与选择

2.1 鼓式制动器

鼓式制动器多采用内张蹄式。他的优点是：制动鼓的散热性能好；密封较易，蹄片的刚度大，蹄片压紧制动鼓时位移小，制动蹄的驱动装置（凸轮或分泵）安装紧凑以及制动效率较高等。鼓式制动器按其结构型式可分为：简单平衡式，平衡式和自动增力式。也即：领从蹄式；双领蹄式，双向领蹄式，双从蹄式，单向增力式，双向增力式。

领从蹄式制动器的两块蹄片有固定的支点，张开装置有两种型式，第一种用凸轮式或契块式张开装置。其中平衡凸轮和契块张开装置中的制动凸轮和制动契块都是浮动的，故能保证两蹄张力相等。非平衡式的制动凸轮的中心是固定的，不能浮动，故不能保证作用在两蹄上的张开力相等，第二种用两个活塞直径相等的轮缸，可保证作用在两蹄片的张开力相等。

由各制动器结构型式决定增力式制动器效能提高，双领蹄式次之，领从蹄式又次之，而双从蹄式的制动效能最低，就工作稳定性而言，名次与前述正好相反，双从蹄最好，增力式最差。

双领蹄式制动器的缺点是倒车时由于制动鼓方向转动的改变，使制动效能降低很多。但很多中级轿车的前轮（的改变）仍采用制动器中的双领蹄式。

双向双领蹄式制动器在前进，倒车制动效能不便，故广泛用于中，轻型货车及部分轿车的前后轮。但用于后轮制动器时需另设中央制动器。

双领蹄式和双向领蹄式制动器中有两个轮缸，适用于双回路制动系，不过，轮缸，管接头及油管多则造价高，且易发生泄漏及接油管因振动而破损等现象。

领从蹄式制动器效能和稳定性都适中，但由于其前进，倒车制动效能均不便，构造简单，造价较低，便于付装驻车制动驱动机构，所以现在仍然广泛用作中，中型客车前后轮以及轿车后轮的制动器。

综上所述，几种鼓式制动器的比较见表1

2.2 盘式制动器

按摩擦副中固定元件的结构，盘式制动器可分为钳盘式和全盘式两大类。

钳盘动器按制动钳的结构型式区分，主要有以下几种：固定钳式，浮动钳式。

固定钳式在汽车上应用最早，其优点是：除活塞和制动块以外无其他滑动键，易于保证钳的刚度，结构及制造工艺与一般的制动轮缸相差不大，容易实现从鼓式到盘式的改型；很能适应分路系统的要求。

近年来，由于汽车性能要求提高，固定钳结构上的缺点暴露较为明显，因而导致浮动钳（特别是滑动钳）的迅速发展。首先，固定钳式至少只有有两个油缸分置于制动盘两侧，因而必须用横跨制动盘的内部油道或外部油管（桥管）来连同，这就使制动器的径向和轴向尺寸都较大，因而，在车轮中，特别是在主销偏移距较小的现代轿车的前轮中，布置比较困难，因此有的固定钳不得不采用油缸结构，外侧用两个直径较小的油缸来代替直径较大的单油缸，浮动钳式在盘的外侧没有油缸，可以将制动器进一步移近轮毂，其次，在严酷的使用条件下，固定钳容易使制动液温度过高而气化，浮动钳则由于没有垮越制动盘的油道或油管，减少了受热机会，单侧油缸又位于盘的内侧，受车轮遮敝较少而冷却条件较好等原因，制动温度可比用固定钳时低30到50度，冷却可能性小。再者，采用浮动钳可将油缸和活塞等粗密件减去一半，造价大为降低。最后浮动钳的同组制动块可兼作行车和驻车制动器。制动钳的安装可以车轴之前或之后。 与鼓式制动器相比，盘式制动器有以下优点：

1）热稳定性好，原因是一般无自行增势作用，称片摩擦表面分布较鼓式中的称片更为均匀，此外，制动鼓在受热膨胀后，工作半径增大，使其中只能与蹄片中部接触，从而降低了制动效能，这称为机械衰退。制动盘的轴向热膨胀极小，径向热膨胀根本与性能无关，故无机械热衰退问题。

2）水稳定性较。制动块对盘的单位压力高，易于将水济出，因而浸水后效能降低不

多。又由于离心力作用及称片对盘的摩擦拭作用，出水后只需经一两次制动即可恢复正常，鼓式制动器则需10多次的 制动方能恢复。 3）制动力矩与汽车运动方向无关

4）易于构成双回路制动系，使系统有较好的可靠性和安全性。

5）制动盘的热膨胀不致如制动鼓热膨胀那样引起制动踏板行程损失，这也使间隙自动调整装置的设计可以简化。

6）称片比鼓式中的称片容易更换，一般保养作业也较简单。

7）称片与制动盘之间的间隙小，这就缩小了制动协调时间和增加了力传动比。

盘式制动器的主要缺点是：

1）难以完全防止尘污和锈蚀（封闭的多片全盘式制动器除外）。

2）兼作驻车制动器时，所需附加的手驱动机构比较复杂。

3 制动器驱动机构以及选择

3.1 机械式驱动机构

这是一种最简单，最老式，最经济的驱动装置，但因缺点很多，故目前在汽车上除了用来驱动手制动器外，一般已不采用。

3.2 液压式驱动机构

液压式驱动机构被广泛应用于现代小客车和中小型载重车上。液压式驱动机构的优点是：

1）在结构上传动比大，机械效率高，作用滞后时间较短尺寸紧凑，便于布置。 2）制动系内的压力相等，左右车轮的制动是同时进行的，减少了跑偏的可能性，前后轮的制动力可以有一定的比例。

3）当汽车振跳，悬挂弹性元件以及汽车转向时，不会发生自行制动现象。 4）不需润滑和经常调整。

其主要缺点时一旦漏油或侵入空气，会使制动失灵；低温时制动液可能变浓，高温时可能使液压系统产生气阻。

3.3 气压式驱动机构

为了操纵轻便，一般对整车总重量大于8t 以及大客车常采用气压驱动机构。 气压驱动机构的优点是：

1）以空气作为力和功的载体，制动作用完成后无需收回，空气使回路结构简化。 2）管路系统中不会出现气阻现象。

3）管路中备有的压缩空气可以供作驱动汽车上的其他工作装置。 4）有利于挂车的制动。

主要缺点是：工作气压（49－68.6kpa ）造成驱动机构体积和重量大，作用滞后时间0.3－0.9s 。结构复杂，成本高，安装调整量加大，此外，气压制动系工作时会发出噪声。

制动器驱动机构型式根据汽车的型式，总重，造价和用途的不同而不同，但主要由的总重而决定，因为制动力同总重直接有关，即Pt=G。一般说来，整车总重小于5t 的汽车，大部分采用液压驱动；整车总重在5－8t 的汽多采用带真空加压或气压加力液压驱动；整车大于8t 的汽车多采用气压驱动。这仅是大概范围，并不是绝对的。

本设计为总载荷为12.5t 的中型客车，故采用气压驱动机构，

至此可将本制动系统设计为气压双回路系统。控制管路从制动阀开始，当塌下制动踏板时，拉杆带动制动阀位置，储气筒前腔的压缩空气通过制动阀上腔进入制动室，推动后

制动凸轮旋转，使后轮制动；同时，储气筒后腔的压缩空气通过制动阀下腔进入其制动室，推动前轮旋转，使前轮制动。

4 制动系参数设计

4.1 整车布置参数的确定

表2 金龙中型客车XMQ6100C 参数

由已知参数可知 对重心距前轴后轴的距离近似计算

G ⨯a -N ⨯L 0=

其中 N=8750kg

L=5000mm

G=12500kg ，则

a =N*L/G=3500mm

由 b=L -a ＝1500mm

重心高度根据查的资料推算为（3520-245）*1/3+245=1337mm 采用10.00R20-18层级子午线，纵向曲折花纹轮胎。 由中国国家标准可知滚动半径R r =400mm。

4.2 制动器主要参数确定

4.2.1 制动鼓内径D

轮辋名义直径Dr ＝20in ， 则

Dr=20⨯25.4=508mm

1） （

货车客车制动鼓直径D 与Dr 的比值在0.70－0.83之间 取D

=0.81

所以制动鼓的直径为D=411.48mm

查QC/T309-1999《制动鼓工作直径及制动蹄片宽度尺寸系列》选取D=420mm

4.2.2 摩擦衬片宽度b 和包角θ

有关实验结果表明，在适当通风的双制动蹄的鼓式制动器中，摩擦片包角在90度到100度之间，制动鼓的温度最低，摩擦片磨损最小，而制动效率最好。因为在这种情况下，制动鼓工作面暴露多散热较好。包角过小，虽然散热好点，但摩擦片面积减小的过多，单位压力增加，磨损加快，本次设计取θ＝100︒

制动鼓半径R 和包角θ既定后，摩擦面积A p 便决定了衬片的摩擦衬片的宽度b ，因为

A p = Rb θ （2）

制动器个蹄衬片总的摩擦面积∑A p 愈大，则制动时所受单位面积的正压力和能量负荷愈小，从而磨损特性愈好。根据国外统计资料来分析，单个车轮鼓式制动器的衬片的摩擦面积A p 随着汽车总质量的增加而增大，如表5-2：

该车的单个制动制动蹄片的衬片摩擦面积取前轮A p =800 c㎡，后轮A p =1000 c㎡ 则根据式（2）计算得前轮b= 109.138mm，后轮b=136.423mm

查QC/T309-1999《制动鼓工作直径及制动蹄片宽度尺寸系列》选取前轮b=100mm， 后轮b=125mm。

中型客车用较厚的摩擦片 取厚度为12mm 。

表3 制动器衬片摩擦面积

4.2.3 制动摩擦片起始角θ

θ

，有时为了适应压力分布情况 2

将衬片相对于最大压力点对称布置，以改善制动效能和磨损均匀性，

即

100︒

θ ＝90︒－＝40︒

2

一般将衬片布置在制动蹄的中央，即令θ ＝90︒－

4.2.4 摩擦片摩擦系数μ

μ对于制动力矩影响很大，通常μ＝0.3－0.45之间，也有更高的，对摩擦系数的主要要求之一是具有一定的稳定的值，而对于温度的压力影响较小，单纯地追求摩擦系数高地摩擦材料不全面，应提高摩擦系数地稳定性和降低制动器对摩擦系数偏高正常值地敏感性，而后者对蹄式制动器来说式最重要。

设计时 双向增力式制动器μ＝0.35 双领蹄式制动器 μ＝0.45。

故本次设计取μ＝0.45

4.2.5 制动器中心到张开力p 作用线距离e

e 时保证制动轮缸和制动凸轮能够布置的条件下，e 应尽可能大，以提高制动效能，初步设计定为e ＝0.8R 左右。则

e ＝0.8R ＝0.8⨯420/2=168mm

4.2.6 制动蹄支撑点位置坐标a 和c

在保证两蹄支撑端毛面不致互相干涉的条件下，使a 尽可能大而c 尽可能小，初步设计定a=0.8R＝0.8⨯420/2=168mm ，暂取c ＝20。

4.2.7 制动蹄腹板厚度h

制动蹄腹板厚度h 影响制动蹄工作时的刚度，由于本设计的对象载重量较大，设计 取h ＝8mm

4.3 前后制动力分配及最大制动力矩的确定

4.3.1 制动力和制动力分配系数

汽车制动时其力矩方程为

T f －F B r e =0 （3）

其中

T f －制动器对车轮作用的制动力矩（Nm ） F B －地面作用于车轮上的制动力（N ） r e －车轮的有效半径（m ）

定义F f ＝T f /r e 称为制动器的制动力

加大制动踏板力，以加大T f 时 F f 和F B 也随之增大，但不可能大于附着力F ψ即

F B ≤F ϕ＝Z ϕ 或F B max =F ϕ=Z ϕ

ϕ－轮胎的附着系数 Z －地面对车轮的法向支持力 根据汽车制动时的受力分析

Z 1=

h du G

(L 2+g ) （4） L g dt Z G

2=

L (L h g du 1-g dt

) L －汽车轴距

L 1－质心距离前轴的距离 L 2－质心距离后轴的距离

h g －质心的高度

du

dt

－制动减速度 汽车的总制动力为

F B =F B 1+F B 2=

G du

g dt

＝Gq q －制动强度

F B 1 、F B 2 前后轴车轮的地面的制动力 前后轴车轮的附着力为

F L 2ϕ1=(G

L +F h g L ) ϕ=G

B L

(L 2+qh g ) ϕ F ϕ2=(G

L 1L -F h g G

B L ) ϕ=L

(L 1-qh g ) ϕ 制动过程有可能出现以下3种情况

1）轮先抱死拖滑，后后轮抱死拖滑。 2）后轮先抱死拖滑，后前轮抱死拖滑。 3）前后轮同时抱死拖滑。

不难求得在任何ϕ的路面上，前后轮同时抱死即前后轴附着力充分利用的条件为

F f 1+F f 2=F B 1+F B 2 F L 2+ϕh g f 1/F f 2=

L 1-ϕh g

5） 6） 7）

8）

（（（（

由上式可得

1F f 2=2(

Gb

+2F f 1) （9） h g

令β=

F f 1F f

为汽车制动力分配系数

F f 1F f

L 2+ϕh g

L 1-ϕh g +L 2+ϕh g

β=

=

=

1500+0.5⨯1337

3500-0.5⨯1337+1500+0.5⨯1337=0.4337

4.3.2 制动器最大制动力矩的确定

对于道路条件较差、车速较低，因而选取了较小的同步附着系数的汽车，为了保证在 φ>φ0的较好的路面上能够制动到后轴和前轴车轮先后抱死滑移，前后轮制动器所能产生的最大制动力矩：其中取ϕ=0.7

T f 1max =Z 1ϕr e ==

G

(L 2+ϕh g ) ϕr e L

125000

(1500+0.7⨯1337) ⨯0.7⨯0.4 5000

=17051.3Nm

T f 2max =

1-β

T f 1max =22264.6Nm

β

5 制动器的设计计算

在初步设计以后，即可对制动器进行制动转矩、磨损和发热等性能验算，并与所要求的数据比较。根据各项验算和比较的结果对初选的参数进行必要的修改，直到基本参数能满足要求为止，最后方进行详细的结构设计。

5.1 制动蹄的压力中心及压力中心圆

如图1所示的制动鼓对制动蹄衬片的沿圆弧面分布的法向压力及切向的摩擦力，可用与之等效的集中的合力NT 来代替。合力NT 作用与于同一点，此点称为该制动蹄的压力中心，即图一E 点。制动蹄的压力中心位于一个以l 0为直径、圆心在其衬片包角平分线上并且通过制动鼓中心的圆上，该圆即称为压力中心圆。 压力中心圆直径l0的计算的公式如下

θ4sin

4⨯sin 50 L 0=R =⨯210=236mm （10）

100︒θ+sin θπ+sin100 180︒

5.2 制动蹄的效能因数

目前汽车上制动器的形式很多，同一制动器的制动转矩的计算方法各异。一般常用的计算方法有分析法，效能因数法和分析图解法。在这里仅介绍效能因数法。

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称为效能因数。设制动器输出的制动转矩为M μ，则在制动鼓或制动盘的作用半径R 上所得到的摩擦力为M μ/R，从而制动器效能因数

K=Mμ/R/P=Mμ/PR （11）

式中P 为输入力，一般取施于两制动蹄的张开力的平均值为输入力，即P=（P 1+P2）/2。 下面给出了一些典型结构的制动器效能因数的计算公式。

5.2.1 领蹄的效能因数

如图2所示，OE 与衬片包角平分线OV 的夹角，最大压力线OX 与OV 的夹角，浮式制动蹄支承端可在平行于制定器对称面的支承面滑动。

压力中心E 的角坐标

β=π/2+γ– 0–θ/2 （12）

式中γ=tg-1μ，μ为摩擦系数；θ0为衬片起始角；θ为衬片包角。

领蹄的效能因数：

K t =δ/[ε/(ρcos βsin γ)-1] （13） 式中：δ=h/R, ε=a/R ,ρ=l0/R。h=a+e=168+168=336mm

带入数据计算得：

K t1= 336

168

=1.778 -1⨯0.914⨯0.41210

5.2.2 从蹄的效能因数

从蹄的效能因数：

K t 2 =δ/[ε/(ρcos βsin γ)+1] （14）

式中符号的定义与前面相同。带入数据K t 2=0.552

一般在计算时采用当量效能因数（整个制动器的效能因数）。对于非平衡式凸轮张开装置的领从蹄式制动器，当量效能因数为：

K t =4Kt1K t2/（K t1+Kt2） （15）

对于双领蹄和双从蹄式制动器以及平衡式凸轮张开装置的领从蹄制动器，当量效能因数为：

K t =Kt1+Kt2=1.778+0.552=2.33

每一制动器的制动转矩

M μt =Kt PR （16）

显然，求出Kt 后，再根据既定的P 和R 的数量值就可求出M μt 。也可根据设计要求规

定的M μt 值来调整P 、R 和Kt 的值。

P=1/2（P 1+P2）

已知：

M μt 1=Mμ1max /2=8525.7N·m

M μt 2=Mμ1max /2 =11132.3N·m

由M μt=KtPR得，

P 前=17424.3N ， P 后=22751.5N 。

5.3 制动性能计算

5.3.1 制动减速度j

假设汽车是在水平的、坚硬的道路上行驶，并且不考虑路面的附着条件，因此制动力只是由制动器产生。这时制动减速度由下式计算

j=M 总g/Gar 0 （17）

已知：g=10m/s2

M μ总=Mμ1ma x+Mμ2max

=17051.3+22264.6

=39316N·m

则

j=39316⨯10/(125000⨯0.4)= 7.86m/s2

一般还要在考虑附着条件的情况下对制动减速度进行验算。在考虑附着条件时，最大制动力Fa 为：

Fa=φGa （18）

这时的制动减速度

j`=Fag/Ga=0.6g

一般来说总是j`

5.3.2 理论制动距离

在匀速度为j 时的制动S 理为：

S 理＝1u a 2() （19） 2j 3.6

式中：u a －制动初速度 当车速υ=30km/h时，

S 理＝1u a 2130() =() 2=4.42m ≤7.0m 2j 3.62⨯7.863.6

符合GB7258-87法规规定。

5.3.3 制动器的升温计算

制动时制动器将汽车的功能转化为热能。一部分热能传到空气中，一部分被制动部件所吸收，使其温度升高，磨损加剧。制动器的制动鼓的温升计算公式为

G a v a 21 τ= （20） 108500ZCg 鼓

v a －汽车开始制动时的速度。

g 鼓－每个制动鼓的重量 g 鼓＝25kg

C －制动鼓的热容量 C=0.125/kg︒C

Z －制动鼓数量 Z=4

故

G a v a 21 τ=⨯108500ZCg 鼓

112500⨯302

=⨯ 1085004⨯0.125⨯25

=8.29 c ≤15︒

速度从30kg/h制动到完全停车的情况下，制动温度升高不应超过15 c 满足要求。

5.4 驻车制动计算

汽车可能停驻的极限上坡路倾角α可根据后轴上的制动力和附着力相等的条件求得： 极限上坡路倾角：

α=tg-1[(φL 1)/(L-φhg )] （21）

-1=tg[(0.7⨯3500)/(5000-0.7⨯1337)]

=31.1˚

极限下坡路倾角：

α=tg-1[(φL 1)/(L+φhg)] （22）

=tg-1[(0.7⨯3500)/(5000+0.7⨯1337)]

=22.4˚

一般要求各类汽车的最大停驻坡度不小于16%~20%，对于汽车列车来说，停驻坡度为12%左右。

为了使汽车能在接近α的坡道上停驻，则后轴上的驻车制动转矩的上限为Gar e sin α。单个后轮驻车制动器的制动转矩的上限为½Gar e sin α；中央驻车制动器的制动转矩上限为Gar e sin α/i0。

采用的是中央驻车制动器，选取i 0=6故其制动转矩上限为：

M= Gare sin α/i0

=125000⨯0.4⨯sin31.1˚/6

=4304.4N·m

5.5 制动器主要零件设计

5.5.1 制动鼓

制动鼓的材料多用灰铸铁，因铸铁耐磨，易于加工，并且单位体积的热容量大。制动鼓在工作载荷下将变形，使蹄鼓间单位压力不均且带来少许踏板行程损失。鼓变形后的圆柱度误差过大容易引起制动时的自锁或引起踏板振动，所以制动鼓应加肋条以提高刚度，加肋条的另一个目的是提高散热性能。制动鼓壁厚主要是从刚度、强度方面来考虑，一般铸造的制动鼓壁厚，轿车为7~12mm，中型以上货车或客车为13~18mm。制动鼓在闭口一边可开小孔，用以检查制动器间隙。本车为中型客车，故制动鼓材料选取灰铸铁，制动鼓壁厚选取15mm 。

5.5.2 制动蹄

轿车和轻型货车的制动蹄广泛用T 型钢辗压或用钢板焊接制成，中型客车的则多用铸铁或铸钢铸成，其断面有“工”字形，“山”字形和“门”字形几种。制动蹄腹板和翼缘

的厚度，轿车为3~5mm，客车的为5~8mm，摩擦衬片的厚度，轿车多用4.5~5mm，客车的则在8mm 以上，制动蹄和摩擦片可以铆接，也可以粘接。粘接的优点在于衬片更换前允许磨损的厚度较大，其缺点是工艺较复杂，且不易换衬片。铆接的噪声较小。对于液压制动的，制动蹄与制动分泵接触部分是做成带圆弧的平面，以便与活塞或分泵盖接触。另一端仍是在肋上打孔和蹄销相连或是二蹄用可调的螺钉连接。对于气压制动的，同凸轮接触的一端可以是经热处理过的平面，接触部分可以同蹄制成一体或另嵌一垫片，磨损后易于更换；也可以在蹄上装一滚轮，滚轮能提高制动效率。另一端则是与蹄销连接的孔，可在空内压入铜套或塑料套。

本车的制动蹄腹板和翼缘的厚度取为8mm ，摩擦衬片厚度为12mm ，制动蹄和制动衬片之间铆接。制动蹄与凸轮接触处嵌一垫片，垫片与制动蹄用螺钉连接。

5.5.3 制动底板

制动底板承受全部制动反力矩，故应有足够的刚度。为此，制动底板都冲压成凹凸起伏状。重型车则往往用铸造的制动底板座以代替压制的制动底板。

制动底板是除了制动鼓外制动器各零件的安装基体，因此还应保证各安装零件相互间的正确位置。

5.5.4 制动凸轮

制动凸轮有三种形式：圆弧形凸轮、渐开线形凸轮和阿基米德螺线形凸轮。圆弧形凸轮形状简单，易于机械加工。但是此种凸轮由于转动比是变化的，故当左右制动器间隙不同，凸轮转角不同时，则作用于蹄片的力亦不同，从而增加了制动跑偏的可能性。渐开线形凸轮的转动比是不变的，因此可以减少制动跑偏的现象。这种凸轮对气驱动的制动器是比较适宜的。但在大量生产中凸轮外形皆为拉力拉削制成，而渐开线形拉力制造工艺较复杂，且不易检查。阿基米德螺线形凸轮的转动比是随着转角的增加而减小的。这种凸轮对气驱动的制动器是比较适宜的，因其不需要借助传动比的增加来加大对蹄的作用力。同时由于其传动比的变小，则使左右制动器因间隙不同，凸轮转角不同而出现的制动转矩不同之现象亦较小。此种凸轮的加工较圆弧形凸轮要稍复杂，而比渐开线形凸轮容易。

5.5.5 摩擦材料

对汽车摩擦材料要求：

1）具有高而稳定的摩擦系数，热衰退应当较为缓和。不能在温度升到某一数值后摩擦系数卓然下降；

2）耐磨性好；

3）吸水性和吸油率低；

4）有较高的的耐挤压强度和冲击强度；

5）制动时不产生噪声和臭气。

汽车制动摩擦材料目前在鼓式和盘式制动器中广泛应用的是模压材料。其主要成分是石棉纤维，一般约占40%~70%，它能在高温下保持较高的机械强度。还有一种是编织材料，是先用长纤维石棉和铜丝或锌丝制成合丝，编织成布，然后浸渗树脂粘合剂，干燥后经辊压而成。编织材料有很好的的挠性，可以由用户自行裁剪后直接到仍何半径的制动蹄或制动带上。

模压材料挠性较差，故必须在模压过程中即形成各种规格的衬片或衬块成品。其主要优点是可以选用各种不同的聚合树脂配料，使衬片或衬块具有不同的额摩擦性能和其他性能。编织材料在高温下（100~120˚C ）具有较高的摩擦系数（μ=0.4以上），冲击强度比模压材料高4~5倍，但耐热性差，再200~250˚C 以上即不能承受较高的单位压力，且磨损交大，故编织材料只适用轻、中型汽车的鼓式和带式制动器，特别是带式中央制动器。

本设计采用石棉纤维材料。

5.6 比能量耗散率

从能量的观点来说，汽车制动过程即是将汽车的机械能（动能和势能）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，制动器几乎承担了汽车全部动能耗散的任务。此时由于制动时间很短，实际上热量还来不及逸散到大气中，而为制动器所吸收，致使制动器温度升高。这就是所谓的制动器的能量负荷。能量符合愈大，则衬片

（衬块）磨损将愈严重。

各种汽车的总重及其制动器衬片（衬块）的摩擦面积各不相同。因而有必要用一种相对的量作为评价能量负荷的指标。目前各国常用的指标是能量耗散率，即每单位衬片（衬块）摩擦面积的每单位时间耗散的能量。通常所用的计量单位为W/mm2。比能量耗散率有时也称为单位功负荷，或即简称能量负荷。

双轴汽车的单个前轮及后论制动器的比能量耗散率分别为

e 1=δGa(υ12-υ22) β/(4tA) （23）

e 2=δGa(υ12-υ22)(1-β)/(4tA) （24）

t=(υ1-υ2)/j （25）

在紧急制动到停车的情况下，υ2=0并可认为δ=1，故

e 1=Gaυ12β/(4tA)

e 2=Gaυ12（1-β）/(4tA)

据有关文献推荐，鼓式制动器的比能量耗散率以不大于1.8W/mm2为宜。计算时取减速度j=0.6g。制动初速度υ1：轿车用100km/h(27.8m/s)；总重35kN 以下的客车用80km/h(22.2m/s)；总重35kN 以上的客车用65km/h(18m/s)。轿车的盘式制动器在同上的υ1和j 的条件下，比能量耗散率应不大于6.0W/mm2。对于最高车速低于以上规定的制动初速度的汽车，按上述条件算出的e 值允许略大于1.8W/mm2。比能量耗散率过高不仅引起衬片（衬块）上午加速磨损，且有可能使制动鼓或制动盘更早发生龟裂。

已知：G a =125000N ，δ=1 ，υ1=18m/s ，υ2=0 ，j=0.6g ，A=800cm2，β=0.398 t= V 1 V 2=3s

j

故计算得：e 1=1.257W/mm2

因此满足要求。

6 制动驱动机构设计

6.1 制动驱动机构概述

制动驱动机构将来自驾驶员或其它力源的力传给制动器，使之产生制动力矩。汽车制动系的动力制动驱动机构制一般可分为简单制动、动力制动和伺服制动三大类。

简单制动单靠驾驶员施加的踏板力或手柄力作为制动力源，故亦称人力制动。其中，又分为机械式和液压式两种。机械式因其结构简单，成本低，工作可靠(故障少) ，还广泛地应用于中、小型汽车的驻车制动装置中。

动力制动有：液压式、气压式和气—液综合式。整车质量小于5t 的汽车，多选用液压式；在5t 至8t 之间的汽车多用带加刀器的液压式；总质量在8t 以上的汽车则多用气压式。大吨位的载货车和高级轿车常用液压—气压综合式。

6.2 制动驱动方式的选择

气压制动是应用最多的动力制动之一。其主要优点为操纵轻便、工作可靠、不易出故障、维修保养方便；此外，其气源除供制动用外，还可以供其它装置使用。其主要缺点是必须有空气压缩机、贮气筒、制动阀等装置，使结构复杂、笨重、成本高；管路中压力的建立和撤除都较慢，即作用滞后时间较长(0．3～0．9s) ，因而增加了空驶距离和停车距离，为此在制动阀到制动气室和贮气筒的距离过远的情况下，有必要加设气动的第二级元件——继动阀(亦称加速阀) 以及快放阀；管路工作压力低，一般为0．5～0．7MPa ，因

而制动气室的直径必须设计得大些，且只能置于制动器外部，再通过杆件和凸轮或楔块驱动制动蹄，这就增加了簧下质量；制动气室排气有很大噪声。气压制动在总质量8t 以上的货车和客车上得到广泛应用。由于主、挂车的摘和挂都很方便，所以汽车列车也多用气压制动。

本设计所参照的XMQ6100C 中型客车的总质量为12500kg ，决定采用气压式制动驱动机构。

6.3 制动器室及其计算

制动气室分为膜片式和活塞式两种。膜片式的结构简单，对壁室的加工精度不高，无摩擦副，密封性好。本次设计为膜片式制动气室。

两蹄的张开力p 和制动气室输出的推力Q 之间的关系为

a Q =(p 1+p 2) （26） 2h

式中： a/2 －p 1， p 2 对凸轮中心的力臂。

h － Q 力对凸轮轴线的力臂。

为了输出推力Q ，则制动气室的工作面积为

A =Q a (p 1+p 2) = （27） p 2hp

p －制动气室的工作压力。

对于膜片式制动气室，膜片的有效承受压面积可按下式近似计算：

πA =(D 2+dD +d 2) （28） 12

式中 D －制动气室壳体在夹持膜片处的内径

d －膜片夹盘直径

制动气室推杆的行程为 ：

2h l =λ （29） a

式中 λ－行程储备系数对于在使用推杆过程中推杆行程不变的刚性传动机构，取λ＝1.2到1.4之间，对于带有摩擦副的中间传动机构。λ＝2.2到2.4之间或更大些。则

2h 2⨯336l =γ=⨯1.2=4.8 a 168

制动气室的工作容积V s 可按下列公式计算

V s =A 2l =π

6(D 2+dD +d 2) l （30）

＝4.8⨯2⨯0.523⨯（D 2+dD +d 2）

＝31040mm 3

7 结论

通过参考XMQ6100C 中型客车的质量参数，和一系列的计算，设计出的金龙型40座大客车的制动系前后轮均为鼓式制动器，并且是领从蹄式制动器，其动力机构为凸轮促动的双回路的气压制动。以下为所设计制动器的主要参数：

制动鼓内径为420mm ，

摩擦衬片的宽度为前轮100mm ，后轮125mm,

包角为100︒，

摩擦衬片起始角为40︒，

制动器中心到张开力作用线的距离为168mm ，

制动蹄支撑点到制动器中心的距离为168mm 。

经校核，该制动系制动满足使用要求。

参考文献

（1）鲁民巧. 汽车构造. 机械工业出版社 , 2003

（2）陈家瑞. 汽车构造. 吉林工业大学汽车工程系, 2002第三版

（3）林宁. 汽车设计. 机械工业出版社 , 1997

（4）刘维信. 汽车设计. 清华大学出版社,2001

（5）张洪欣. 汽车设计. 机械工业出版社, 1981

（6）余志生. 汽车理论. 机械工业出版社, 2003第三版

（9）魏朗, 王囤. 现代汽车制动防抱死系统实用技术. 人民交通出版社，2001

（10）邓贤贵, 徐达. 汽车专业英语. 人民交通出版社, 2004

（11）麻右良, 丁卫东. 汽车电器与电子控制系统. 机械工业出版社, 2004

（12）齐志鹏. 汽车制动系统的结构原理与检修. 人民邮电出版社，2002

（10）濮良贵. 机械设计. 高等教育出版社 ，2002

（11）田继森，吴学斌，王旭如， 周忠良. 旅客列车制动专家系统诊断方法研究. 铁道机车车辆 ，2006年 06期

（12）贾沪之.25T 型客车制动故障分析及措施. 铁道车辆 ，2006年 10期

（13）李文仁. 客车盘形制动装置制动力设计急待规范. 铁道机车车辆， 2006年 04期

（14）陈洁，潘全章. 104型客车空气分配阀结构模块化改造及其应用探讨. 铁道机车车辆， 2007年 01期

（15）王献方. 沈飞SFQ6984型客车气压制动系统漏气原因与就车诊断方法. 汽车维修， 2006年 06期

（16）杨柳. 气压制动系统的故障诊断. 汽车与安全 ，2000年 04期

（17）曹正策，吴森， 田韶鹏. 串联式混合动力城市客车再生制动控制模式研究. 拖拉机与农用运输车 ，2006年 02期

（18）罗立明， 曹正策，张振宇. 城市公交客车工况与制动特性分析. 北京汽车， 2006年 02期

（19） Druzhinina M ， Moklegaard L ， StefanopoulouA.G. Compression braking control for heavy-duty vehicles . American Control Conference 2000，Proceedings of the 2000 28-30 June 2000

（20） Ozdalyan B，.Blundell M.V. Anti-lock braking system simulation and modelling in ADAMS . Simulation '98. International Conference on (Conf. Publ. No. 457)， 30 Sept.-2 Oct. 1998