阁瑞斯轻型客车制动系统设计方案说明书学士学位论文.doc

本科生毕业设计（论文）
摘 要
随着高速公路的不断发展，汽车车速的不断提高，车流密度也不断增大。现代汽车对制动系的工作可靠性要求日益提高。因为只有制动性能良好，制动系工作可靠的汽车才能充分发挥出其高速行驶的动力性能并保证行驶的安全性。由此可见，本次制动系统设计具有实际意义。
对于福田风景轻型客车的制动系统设计，首先制定出制动系统的结构方案，本设计确定采用前盘后鼓式制动器，串联双腔制动主缸，HH型交叉管路布置。其次计算制动系统的主要设计参数(确定同步附着系数，制动力分配系数，制动器最大制动力矩)，制动器主要参数设计和液压驱动系统的参数计算。再次利用计算机辅助设计绘制装配图，布置图和零件图。最终进行制动力分配编程，对设计出的制动系统的各项指标进行评价分析。
通过本次设计的计算结果表明设计出的制动系统是合理的、符合标准的。其满足结构简单、成本低、工作可靠等要求。

关键词：福田风景轻型客车；制动系统设计；前盘后鼓式制动器；制动主缸

Abstract
With the continuous development of highways, the continuous improvement of vehicle speed, traffic density has increased continuously. Hyundai Motor brake on the work of the increasing reliability requirements. Only good braking performance, the braking system of reliable car to give full play to its high-speed driving performance and to ensure that the momentum on security. Evidently, this braking system design of practical significance.
For the design of Foton View Light Bus,First developed structure of the braking system, the design determined by pre-and post-drum brakes, dual-chamber tandem brake master cylinders, HH-cross-line layout. This was followed by calculation of the main braking system design parameters (attachment coefficient determined simultaneously, the braking force distribution coefficient, the biggest brake brake torque), the main parameters of design and brake hydraulic drive system parameters. Drawing once again use computer-aided design assembly drawing, layout plans and parts. Final braking force distribution of programming, the design of the braking system of indicators to evaluate the analysis.
Through this design calculations designed to show that the braking system is reasonable, in line with standards. To meet its structure is simple, low cost, reliability requirements.
Keywords：Foton View Light Bus；Brake System Design；Qianpanhougu brake；Brake master cylinders

目 录
第1章 绪论 1
1.1制动系统工作原理 1
1.2汽车制动系统的组成 2
1.3汽车制动系统的类型 2
1.4 汽车制动系统的功用和要求 3
1.4.1 汽车制动系统的功用 3
1.4.2 汽车制动系统的设计要求 3
第2章 制动系统设计方案 4
2.1 制动器结构形式方案 4
2.2液压制动管路布置方案 6
2.3制动主缸的设计方案 7
2.4制动驱动机构形式方案 8
2.4.1简单制动系 9
2.4.2动力制动系 9
2.4.3伺服制动系 9
第3章 制动系统主要参数确定 10
3.1 轻型货车主要设计参数 10
3.2 同步附着系数的确定 10
3.3 制动器制动力分配系数的确定 11
3.4 前后制动器最大制动力矩的确定 12
3.5 制动器主要参数的确定 12
3.5.1 制动鼓直径的确定 12
3.5.2 制动器主要参数的确定和包角的确定 13
3.5.3 摩擦衬片起始角的确定 13
3.5.4 制动器中心到张开力作用线距离的确定 13
3.5.5 制动蹄支销连线至制动器中心值的确定 13
3.5.6 支销中心距的确定 13
3.5.7 摩擦片摩擦系数的确定 13
第4章 制动器的设计与计算 14
4.1 前、后鼓式制动器制动转矩计算 14
4.1.1 制动蹄的压力中心 14
4.1.2 制动蹄的效能因数 14
4.1.3 每一制动器的制动转矩 15
4.2 制动性能计算 15
4.2.1 制动减速度 15
4.2.2 制动距离 15
第5章 制动驱动机构设计 17
5.1 制动轮缸直径的确定 17
5.2 制动主缸直径的确定 17
5.3 制动踏板力的确定 17
5.4 制动踏板工作行程的确定 18
第6章 评价分析 19
6.1 汽车制动性能评价指标 19
6.2 制动效能 19
6.3 制动效能的恒定性 19
6.4 制动时汽车的方向稳定性 19
6.5 前、后制动器制动力分配 20
6.5.1 地面对前、后车轮的法向作用力 20
6.5.2 理想的前、后制动器制动力分配曲线 21
6.6 制动系统的发展趋势 22
第7章 结论 26
参考文献 27
致 谢 28
附录一 外文翻译 29
附录二 相关程序 38

38

第1章 绪论
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。随着高速公路的迅速发展和车速的提高以及车流密度的日益增大，为了保证行车安全，停车可靠，汽车制动系的工作可靠性显得日益重要。也只有制动性能良好，制动系工作可靠的汽车，才能充分发挥其动力性能。
汽车制动系至少应有行车制动装置和驻车制动装置。行车制动装置用于使行驶中的汽车强制减速或停车，并使汽车在下段坡时保持适当的稳定车速。驻车制动装置用于使汽车可靠而无时间限制地停住在一定位置甚至在斜坡上，它也有助于汽车在坡路上起步。
1.1制动系统工作原理
本设计要求前盘后鼓式制动器，现用鼓式制动系统来说明制动原理。下面是简单的制动系统工作原理示意图1—1。

图1—1 制动系统工作原理示意图
一般制动系统的工作原理可用图1—1所示的一种简单的液压制动系统示意图来说明。一个以内圆面为工作表面的金属制动鼓8固定在车轮轮毂上，随车轮一同旋转。在固定不动的制动底板11上，有两个支承销12，支承着两个弧形制动蹄10的下端。制动蹄的外圆面上又装有一般是非金属的摩擦片9。制动底板上还装有液压制动轮缸6，用油管5与装在车架上的液压制动主缸4相连通。主缸中的活塞3可由驾驶员通过制动踏板1来操纵。
制动系统不工作时，制动鼓的内圆面与制动蹄摩擦片的外圆面之间保持有一定的间隙，使车轮与制动鼓可以自由旋转。
要使行驶中的汽车减速，驾驶员应踩下制动踏板1，通过推杆2和主缸活塞3，使主缸内的油液在一定压力下流入轮缸，并通过两个轮缸活塞7推使两制动蹄绕支承销传动，上端向两边分开而以其摩擦片压紧在制动鼓的内圆面上。这样，不旋转的制动蹄就对着旋转的制动鼓作用一个摩擦力矩M，其方向与车轮旋转方向相反。制动鼓将力矩M传到车轮后，由于车轮与路面间有附着作用，车轮对路面作用一个向前的周缘力F，同时路面也对车轮作用着一个向后的反作用力，即制动力F。制动力F由车轮经车桥和悬架传给车架及车身，迫使整个汽车产生一定的减速度。制动力越大，则汽车减速度也越大。当放开制动踏板时，复位弹簧13即将制动蹄拉回复位，摩擦力矩M和制动力F消失，制动作用即行终止。
1.2汽车制动系统的组成
任何制动系统都有以下四个基本组成部分：
1）功能装置：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零件，其中生产制动能量的部分称为制动能源。
2）控制装置：包括产生制动动作和控制动作和效果的各种部件，制动踏板机构即是最简单的一种控制装置。
3）传动装置：包括将制动能量传输到制动器的各个部件。如制动主缸和制动轮缸。
4）制动器：产生阻碍车辆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。
较为完善的制动系统还具有制动力调节装置，压力保护装置等。
1.3汽车制动系统的类型
1）按制动系统的功用分类
（1）行车制动系统——使行驶中的汽车减低速度甚至停车的一套专门装置。
（2）驻车制动系统——使已停驶的汽车驻留原地不动的一套装置。
（3）第二制动系统——在行车制动系统失效的情况下保证汽车仍能实现减速或停车的一套装置。
（4）辅助制动系统——在汽车下长坡时用以稳定车速的一套装置。
2）按制动系统的制动能源分类
（1）人力制动系统——以驾驶员的肌体作为唯一制动能源的制动系统。
（2）动力制动系统——完全依靠发动机动力转化成的气压或液压进行制动的制动系统。
（3）伺服制动系统——兼用人力和发动机动力进行制动的制动系统。
　　按照制动能量的传输方式，制动系统又可分为机械式、液压式、气压式和电磁式等。同时采用两种传能方式的制动系统可称为组合式制动系统，如气顶液制动系统。
1.4 汽车制动系统的功用和要求
1.4.1 汽车制动系统的功用
汽车制动系必须具备如下基本功能：
① 在行车过程中能以适当的减速度使汽车降低到所需值（包括零值）；
② 使汽车在下坡行驶时保持适当的稳定速度；
③ 使汽车可靠地在原地（包括在斜坡上）停驻。
因此，制动系中至少应有两套独立的制动装置——行车制动装置和驻车制动装置。前者用以保证第一项功能，并在坡道不长的情况下保证第二项功能；后者则主要保证第三项功能，并有助于汽车在坡道上起步。
1.4.2 汽车制动系统的设计要求
对汽车制动系必须具备如下基本功能：
① 应具有足够的制动力，工作可靠。
② 操纵应轻便。
③ 制动稳定。
④ 制动应平稳。
⑤ 避免自行制动。
⑥ 散热性好，摩擦片的抗热衰退能力要高，磨损后的间隙应能调整，并且
能防水、防油、防尘等。
⑦ 工作可靠性。
⑧ 公害程度。

第2章 制动系统设计方案
汽车制动系统的设计是一项综合性、系统性的设计，它涉及到制动系统的整体设计和零件设计，设计要求中体现了既有对整体的要求，又有对各零件各自性能的要求。
对制动系整体性能，除了上面所说的以外，还有使用性能良好，故障少等要求。对零部件除了能实现各自功能外，还要求它与其他组装起来的配合能力，协作能力良好，因此，在制动系统设计前，应先提出制动系统综合设计方案。
根据对制动系统的要求，并配合制动系统得结构形式的特点，参考近年来制动系统设计趋势，综合设计题目要求等。福田风景轻型客车的制动系设计方案确定如下：
2.1 制动器结构形式方案
目前各类汽车所用的摩擦制动器可分为鼓式和盘式两大类。福田风景轻型客车制动系统采用前盘后鼓式的制动器。
鼓式制动器的摩擦副中的旋转元件为制动鼓，其工作表面为圆柱面。鼓式制动器有内张型和外束型两种。前者的制动鼓以内圆柱面为工作表面，在汽车上应用广泛；后者制动鼓的工作表面则是外圆柱面，目前只有极少数汽车用作驻车制动器。内张型鼓式制动器都采用带摩擦片的制动蹄作为固定元件。位于制动鼓内部的制动蹄在一端承受促动力时，可绕其另一端的支点向外旋转，压靠在制动鼓内圆面上，产生摩擦力矩（制动力矩）。
鼓式制动器按制动蹄的属性分类为：领从蹄式、双领蹄式、双向双领蹄式、双从蹄式、单向增力式和双向增力式六种。领从蹄式制动器的效能和稳定性都处于中游，但由于其顺、倒车制动的性能不变，构造简单，造价较低，便于附装驻车制动驱动机构，故鼓式制动器我选用领从蹄式制动器。
盘式制动器摩擦副中的旋转元件是以端面工作的金属圆盘，被称为制动盘。
盘式制动器的旋转元件是一个垂向安放且以两侧表面为工作表面的制动盘，其固定摩擦元件一般是位于制动盘两侧并带有摩擦片的制动块。制动时，当制动盘被两侧的制动块夹紧时，摩擦表面便产生作用于制动盘上的摩擦力矩。
其固定元件则有着多种结构型式，大体上可分为两类。一类是工作面积不大的摩擦块与其金属背板组成的制动块，每个制动器中有2～4个。这些制动块及其促动装置都装在横跨制动盘两侧的夹钳形支架中，总称为制动钳。这种由制动盘和制动钳组成的制动器称为钳盘式制动器。另一类固定元件的金属背板和摩擦片也呈圆盘形，制动盘的全部工作面可同时与摩擦片接触，这种制动器称为全盘式制动器。
全盘式制动器的旋转件也是以端面工作的金属圆盘，其固定元件是呈圆盘形的金色背板和摩擦片。工作时制动盘和摩擦片间的摩擦面间的摩擦面全部接触。
1）固定钳式盘式制动器
固定钳式盘式制动器如图2-1中a）图所示，其制动钳体固定在转向节上，在制动钳体上有两个液压油缸，其中各装有一个活塞。当压力油液进入两个油缸外腔时，推动两个活塞向内将位于制动钳两侧的制动块总成压紧到制动盘上，从而将车轮制动。当放松制动踏板使油液压力减小时，回味弹簧则将两制动块总成及活塞推离制动盘。
固定钳盘式制动器在汽车上的应用较浮动钳式的要早，其制动钳的刚度好，除活塞和制动块外无其他滑动件。但由于需采用两个油缸并分置于制动盘的两侧，使结构尺寸较大，布置也较困难；需两组高精度的液压缸和活塞，成本较高；制动产生的热经制动钳体上的油路传到制动油液，易使其由于温度过高而产生气泡，影响制动效果。另外，由于两侧制动块均靠活塞推动，很难兼用于由机械操纵的驻车制动，必须另加装一套驻车制动用的辅助制动钳，或是采用盘鼓结合式后轮制动器，其中作为驻车用的鼓式制动器由于直径较小，只能是双向增力式的。这种“盘中鼓”的结构很紧凑，但双向增力式制动器的调整不方便。

图2-1钳盘式制动器示意图
a)定钳盘式制动器；b)滑动钳盘式制动器；c）摆动钳盘式制动器
2）浮动钳式盘式制动器
浮动钳盘式制动器的制动钳体是浮动的。其浮动方式有两种，如图b)滑动钳盘式制动器c)摆动钳盘式制动器。它们的制动油缸都是单侧的，且与油缸同侧的制动块总成为活动的，而另一侧的制动块总成则固定在钳体上。制动时在油液压力作用下，活塞推动该侧活动的制动块总成压靠到制动盘，而反作用力则推动制动钳体连同固定于其上的制动块总成压向制动盘的另一侧，直到两侧的制动块总成的受力均等为止。对摆动钳式盘式制动器来说，钳体不是滑动而是在于与制动盘垂直的平面内摆动。这就要求制动摩擦衬片为楔形的，摩擦表面对其背面的倾斜角为6°左右。在使用过程中，摩擦衬块逐渐磨损到各处残存厚度均为1mm后既应更换。
当浮动钳式盘式制动器兼用作行车制动器和驻车制动器时，可不必加设驻车制动用的制动钳，而只需在行车制动钳的液压油缸附近加装一些用于推动液压油缸活塞的驻车制动用的机械传动件即可。
浮动钳盘式制动器只在制动盘的一侧装油缸，
其结构简单，造价低廉，易于布置，结构尺寸紧凑，
可将制动器进一步移近轮毂，同一组制动块可兼用
于行车制动和驻车制动由于浮动钳没有跨越制动盘
的油道和油管，减少了油液的受热机会，单侧油缸
又位于盘的内侧，受车轮遮蔽较少，使冷却条件较
好。另外，单侧油缸的活塞比两侧油缸的活塞要长， 图2-2 盘式制动器结构图
也增大了油缸的散0热面积，因此制动油液温度比定钳式的低30℃～50℃，汽化的可能性较小。但由于制动钳体为浮动的，必须设法减少滑动处或摆动中心处的摩擦，磨损和噪声。
经过前面各式制动器的优缺点的比较后，由于浮动钳盘式制动器有结构紧凑，制动块磨损均匀的优点，前轮采用了浮动钳盘式制动器。后轮采用鼓式领从蹄式制动器。
2.2液压制动管路布置方案
为了提高制动驱动机构的工作可靠性，保证行车安全，制动驱动架构至少应有两套独立的系统，即应是双管路制动系统，也就是说应将汽车的全部制动的液压或气压管路分成两个或更多个相互独立的回路，以便当一个回路发生故障失效时，其它完好的回路仍能可靠的工作。
图2-3为双轴汽车的液压式制动驱动机构的双回路系统的5种分路方案图。选择分路方案时，主要是考虑其制动效能的损失程度、制动力的不对称情况和回路系统的复杂程度等。
图（a）为前、后轮制动管路各成独立的回路系统，即一轴对一轴的分路形式。其特点是管路布置最为简单，可与传统的单轮缸鼓式制动器相配合，成本较低。
图（b）为前后制动管路曾对角连接的两个独立的回路系统，即前轴的一侧车轮制动器与后桥的对测车轮制动器同属于一个回路称交叉型，简称X型。其特点是结构也很简单，一回路失效时仍能保持50%的制动效能，并且制动力的分配系数和同步附着系数没有变化，保证了制动时与整车负荷的适应性。此时前、后各有一侧车轮有制动作用，使制动力不对称，导致前轮将朝制动起作用车轮的一侧绕主销转动，使汽车失去方向稳定性。
图（c）的左、右前轮制动器的半数轮缸与全部后轮制动器轮缸构成一个独立的回路，而两前轮制动器的另半数轮缸构成另一回路，可看成是一轴半对半个轴的分路形式，简称HI型。
图（d）的两个独立的回路分别为两侧前轮制动器的半数轮缸和一个后轮制动器所组成，即半个轴与一轮对另半个轴与另一轮的形式，简称LL型。
图（e）的两个独立的回路均由每个前、后制动器的半数缸所组成，即前、后轴对前、后半个轴的分路形式，简称HH型。这种形式的双回路制动效能最好。
HI，LL，HH型的结构均较复杂。LL型与HH型在任一回路失效时，前、后制动力的比值均与正常情况下相同，且剩余的总制动力可达到正常值的50%左右。HI型单用回路3，即一轴办时剩余制动力较大，但此时与LL型一样，在紧急制动时后轮急易先抱死。
综合各方面的因素和比较各回路形式的优缺点。选择了HH型回路。
（a） （b） （c） （d） （e）
图2-3 双轴汽车液压双回路系统的5种分路方案图
1—双腔制动主缸2—双回路系统的一个回路3—双回路系统的另一分路
2.3制动主缸的设计方案
为了提高汽车的行驶安全性，根据交通法规的要求，现代汽车的行车制动装置均采用了双回路制动系统。双回路制动系统的制动主缸为串列双腔制动主缸，单腔制动主缸已被淘汰。
福田风景轻型客车的制动主缸采用串列双腔制动主缸。该主缸相当于两个单腔制动主缸串联在一起而构成。储蓄罐中的油经每一腔的空心螺栓和各自旁通孔、补偿孔流入主缸的前、后腔。在主缸前、后工作腔内产生的油压，分别经各自得出油阀和各自的管路传到前、后制动器的轮缸。
主缸不制动时，前、后两工作腔内的活塞头部与皮碗正好位于前、后腔内各自得旁通孔和补偿孔之间。
当踩下制动踏板时，踏板传动机构通过推杆推动后腔活塞前移，到皮碗掩盖住旁通孔后，此腔油压升高。在液压和后腔弹簧力的作用下，推动前腔活塞前移，前腔压力也随之升高。当继续踩下制动踏板时，前、后腔的液压继续提高，使前、后制动器制动。
撤出踏板力后，制动踏板机构、主缸前、后腔活塞和轮缸活塞在各自的回位弹簧作用下回位，管路中的制动液借其压力推开回油阀留回主缸，于是解除制动。
若与前腔相连接的制动管路损坏漏油时，则踩下制动踏板时，只有后腔中能建立液压，前腔中无压力。此时在液压差作用下，前腔活塞迅速前移到活塞前端顶到主缸缸体上。此后，后缸工作腔中的液压方能升高到制动所需的值。
若与后腔连接的制动管路损坏漏油时，则踩下制动踏板时，起先只有后缸活塞前移，而不能推动前缸活塞，因后缸工作腔中不能建立液压。但在后腔活塞直接顶触前缸活塞时，前缸活塞前移，使前缸工作腔建立必要的液压而制动。
由此可见，采用这种主缸的双回路液压制动系，当制动系统中任一回路失效时，主缸仍能工作，只是所需踏板行程加大，导致汽车制动距离增长，制动力减小。
2.4制动驱动机构形式方案
制动驱动机构将来自驾驶员或是其它力源的力传给制动器，使之产生需要的制动转矩。
制动系工作的可靠性在很大程度上取决于制动驱动机构的结构和性能。所以对制动驱动机构首先要求工作可靠；其次是制动转矩的产生和撤除都应尽可能快，充分发挥汽车的制动性能；再次是操纵轻便省力；最后是加在踏板上的力 和踩下踏板的距离应该与制动器中产生的制动转矩有一定的比例关系。
根据制动力源的不同，制动驱动机构一般可以分为简单制动、动力制动和伺服制动三大类。
2.4.1简单制动系
简单制动系即人力制动系，是靠驾驶员作用于制动踏板上或手柄上的力作为制动力源，而力的传递方式又有机械式和液压式两种。
机械式的靠杆系或钢丝绳传力，结构简单，造价低廉，工作可靠，但机械效率低，因此仅用于中小型汽车的驻车制动器。由于驻车制动系必须可靠的保证汽车在原地停驻并在任何情况下不致自动滑行。这一点只有用机械锁止方式才能实现，所以驻车制动系采用了机械传动装置。
液压式的简单制动系通常简称为液压制动系，用于行车制动装置。其优点是作用滞后时间短（0.1s～0.3s），工作压力大（可达10MPa～12MPa），缸径尺寸小，可布置在制动器内部作为制动蹄的张开机构或制动块的压紧机构，使之结构简单，紧凑，质量小，造价低。但其有限的力传动比限制了它在汽车上的使用范围。液压式简单制动系曾广泛用于轿车、轻型及以下的货车和部分中型货车上。但由于其操纵架构较沉重，不能适应现代汽车提高操纵轻便性的要求，故当前仅用于微型汽车上，在轿车和轻型汽车上已极少采用。
2.4.2动力制动系
动力制动系是以发动机动力形式的气压或液压势能作为汽车制动的全部力源进行制动，而司机作用于制动踏板或手柄上的力仅用于对制动回路中控制元件的操纵。在简单制动系中的踏板力与其行程间的反比例关系在动力制动系中便不复存在，因此，此处的踏板较小且可有适当的踏板行程。
2.4.3伺服制动系
伺服制动系在人力液压制动系的基础上加设一套由其他能源提供的助力装置，使人力与动力可兼用，即兼用人力和发动机动力作为制动能源的制动系。在正常情况下，其输出工作压力主要由动力伺服系统产生，而在动力伺服系统失效时，仍可全由人力驱动液压系统产生一定程度的制动力。因此，在中级以上的轿车及轻、中型客、货汽车上得到广泛的应用。
轻型客车制动驱动机构设计当中，通过计算所需的制动力仅靠人力是不够,所以我选择加装了真空助力伺服制动系来弥补制动力不足的问题。

第3章 制动系统主要参数确定
3.1主要设计参数
汽车总质量：空载时G=1840kg
满载时G=2400kg
质心位置： 质心距前轴距离：a=1.35m
质心距后轴距离：b=1.25m
质心高度： 空载时：hg=0.66m
满载时：hg=0.68m
轴距：L=2.6m
轮距: B=1.46m
轮胎规格：195/70R15
3.2 同步附着系数的确定
轻型客车制动制动力分配系数采用恒定值得设计方法。
欲使汽车制动时的总制动力和减速度达到最大值，应使前、后轮有可能被制动同步抱死滑移，这时各轴理想制动力关系为
F+F=G
F/ F=（L2-G）/(L1-hg)
式中：F：前轴车轮的制动器制动力
F：后轴车轮的制动器制动力
G：汽车重力
L1：汽车质心至前轴中心线的距离
L2：汽车质心至后轴中心线的距离
hg：汽车质心高度
由上式可知，前后轮同时抱死时前、后轮制动器制动力是的函数，如下图所示，图上的I曲线即为轻型客车的前后轮同时抱死的前后轮制动器制动力的分配曲线（理想的前后轮制动器制动力分配曲线）。如果汽车前后轮制动器制动力能按I曲线的要求匹配，则能保证汽车在不同的附着系数的路面制动时，前后轮同时抱死。
然而，目前大多数汽车的前后制动器制动力之比为定值。常用前制动器制动力与汽车总制动力之比来表明分配的比例，称为制动器制动力分配系数，并以符号 来表示，即
= F/ F
当汽车在不同值的路面上制动时，可能有以下3种情况。
1)当＜时，线在I线下方，制动时总是前轮先抱死。这是一种稳定工况，但在制动时汽车有可能丧失转向能力，附着条件没有充分利用。
2)当＞时，线在I线上方，制动时总是后轮先抱死，因而容易发生后轴侧滑使汽车失去方向稳定性。
3）当=时，前、后轮同时抱死，是一种稳定的工况，但也失去转向能力。
前、后制动器的制动器制动力分配系数影响到汽车制动时方向稳定性和附着条件利用程度。要确定值首先要选取同步附着系数。
根据汽车知识手册查表，福田风景轻型客车的同步附着系数取为0.72。
3.3 制动器制动力分配系数的确定
根据公式：=（L+hg）/L
得：=（1250+0.72680）/2600=0.6691
式中 ：同步附着系数
L：汽车重心至后轴中心线的距离
L：轴距
hg:汽车质心高度
3.4 前后制动器最大制动力矩的确定
为保证汽车有良好的制动效能和稳定性，应合理的确定前、后轮制动器制动力矩。对于选取较大的各类汽车，应从保证汽车制动时的稳定性出发，来确定各轴的最大制动力矩。当＞时，相应的极限制动强度q＜，故所需的后轴和前轴的最大制动力矩为
T=Z=（L1-qhg）r
T=
其中
则

3.5 制动器主要参数的确定
3.5.1 制动鼓和制动盘直径的确定
前、后车轮选择一样的型号，所以轮辋直径也是一样的。
制动鼓直径与轮辋之比/取0.76；制动盘直径与轮辋之比 /也取0.76。
则由D/1525.4=0.76，得：D===290mm
3.5.2 制动器主要参数的确定和包角的确定
摩擦衬片宽度b按照国产摩擦片规格，一般b/D=0.16～0.26，取b/D=0.20
则b/290=0.20 b=58 取b=60mm
摩擦衬片包角～时，磨损最小，制动鼓温度最低，制动效能最高。则摩擦衬片包角θ取。
3.5.3 摩擦衬片起始角的确定
一般将衬片布置在制动鼓的中央，即摩擦起始角=。
3.5.4 制动器中心到张开力作用线距离的确定
e=0.8R=0.8×145=115mm。
3.5.5 制动蹄支销连线至制动器中心值的确定
初步设计时取=0.8R=0.8×145=115mm。
3.5.6 支销中心距的确定
C=0.15R=0.15×145=21.75mm 则2C=2×21.75=43.5mm。
3.5.7 摩擦片摩擦系数的确定
国产的制动摩擦材料摩擦系数=0.30～0.40为适宜值，则取0.38。

第4章 制动器的设计与计算
4.1 前、后鼓式制动器制动转矩计算
4.1.1 制动蹄的压力中心
压力中心圆直径。
4.1.2 制动蹄的效能因数
领蹄的效能因数
式中：。
从蹄的效能因数
式中：。

则

4.1.3 每一制动器的制动转矩
前轴的制动转矩
后轴的制动转矩

其中
则前制动器的转矩
后制动器的转矩
4.2 制动性能计算
4.2.1 制动减速度
假设汽车是在水平的，坚硬的道路上行驶，并且不考虑路面附着条件，因此制动力是由制动器产生。此时
=
式中 ：汽车前、后轴制动转矩的总合。
代入数据得=(5135000+1997000)×9.8/2800×9.8×324=7.59
考虑附着条件，对制动减速度进行验算
=
＞成立，故符合条件。
4.2.2 制动距离
在匀减速度制动时，制动距离S:
S=
式中，S以计；为经验系数，对于客车取0.1；为制动初速度，以计，以计。
根据《汽车知识手册》可知，取，安全制动距离=制动距离+反应距离。
查表可知，安全制动距离=31.5+22=53.5
则
S=0.1×80+80/（3.6×2×7.59）=32.6≤53.5
故符合国家标准。

第5章 制动驱动机构设计
5.1 制动轮缸直径的确定
前轮盘式制动器制动轮缸直径：（管路压力取12）
由
得 取
后轮鼓式制动器制动轮缸直径：
由
得 取
5.2 制动主缸直径的确定
1）一个轮缸的工作容积：

前轮轮缸工作容积：
后轮轮缸工作容积：
2）所有轮缸的总工作容积：

5.3 制动踏板力的确定
在紧急制动时，制动踏板力用下式计算：

式中：——踏板机构传动比，取5.4；
——踏板机构及液压主缸的机械效率，可取～0.86。
根据上式得：

这样就需要增加伺服制动系，选用真空助力机构。

式中： ：真空助力比，取2.5。

故符合要求。
5.4 制动踏板工作行程的确定

式中： ：踏板机构传动比，取=5.4；
：主缸中推杆与活塞间隙，取；
：主缸活塞行程，取。

故符合要求。

第6章 评价分析
6.1 汽车制动性能评价指标
汽车制动性能主要由以下三个方面来评价：
1）制动效能，即制动距离和制动减速度；
2）制动效能的稳定性，即抗衰退性能；
3）制动时汽车的方向稳定性，即制动时汽车不发生跑偏、侧滑、以及失去转向能力的性能。
6.2 制动效能
制动效能是指在良好路面上，汽车以一定初速度制动到停车的制动距离或制动时汽车的减速度。制动效能是制动性能中最基本的评价指标。本次所设计的《轻型客车制动系统设计》在经过前述的参数选择和设计计算后，经过汽车标准手册的验证，保证了轿车所能达到的性能，计算结果符合要求。
6.3 制动效能的恒定性
制动效能的恒定性主要指的是抗热衰性能。汽车在高速行驶或下长坡连续制动时制动效能保持的程度。因为制动过程实际上是把汽车行驶的动能通过制动器吸收转换为热能，所以制动器温度升高后能否保持在冷态时的制动效能，已成为设计制动器时要考虑的一个重要问题。
本次设计的制动器是用珠光体灰铸铁制成制动盘，无石棉作为摩擦材料，正常制动时，摩擦副的温度在200℃左右。
6.4 制动时汽车的方向稳定性
制动时汽车的方向稳定性，常用制动时汽车给定路径行驶的能力来评价。若制动时发生跑偏、侧滑或失去转向能力。则汽车将偏离原来的路径。
制动过程中汽车维持直线行驶，或按预定弯道行驶的能力称为方向稳定性。影响方向稳定性的包括制动跑偏、后轴侧滑或前轮失去转向能力三种情况。制动时发生跑偏、侧滑或失去转向能力时，汽车将偏离给定的行驶路径。因此，常用制动时汽车按给定路径行驶的能力来评价汽车制动时的方向稳定性，对制动距离和制动减速度两指标测试时都要求了其试验通道的宽度。
制动跑偏的原因主要是左、右轮特别是左、右转向轮制动力不相等引起的，通过维修和调整可以减轻，以致消除跑偏现象。因此，国标GB7258-2004对制动力平衡做了具体要求:在制动力增长全过程中同时测得的左右轮制动力差的最大值，与全过程中测得的该轴左右轮最大制动力中大者之比，对前轴不应大于20%，对后轴(及其它轴)在轴制动力不小于该轴轴荷的60%时不应大于24%;当后轴(及其它轴)制动力小于该轴轴荷的60%时，在制动力增长全过程中同时测得的左右轮制动力差的最大值不应大于该轴轴荷的80%。
侧滑是指车轮连带车轴的侧向滑移，这常常是由于紧急制动车轮被抱死后，侧向附着系数趋于零，使胎面丧失了抵抗侧滑的能力造成的。只要各车轮制动力稍不平衡，车辆就出现甩尾、回转，完全失去了方向操纵稳定性。一般情况下，若后轴车轮比前轴车轮先抱死拖滑，就可能发生后轴侧滑;前轴车轮比后轴车轮先抱死拖滑或前后轴车轮同时抱死，则能防止后轴侧滑，但前轴车轮抱死后将失去转向能力。因此，从保证汽车方向稳定性的角度考虑，最理想的情况就是防止任何车轮抱死，前后车轮都处于滚动状态。
6.5 前、后制动器制动力分配
对于一般汽车而言，根据其前、后轴制动器制动力的分配、载荷情况及路面附着系数和坡度等因素，当制动器制动力足够时，制动过程可能出现如下三种情况：
1）前轮先抱死拖滑，然后后轮抱死拖滑。
2）后轮先抱死拖滑，然后前轮抱死拖滑。
3）前、后轮同时抱死拖滑。
所以，前、后制动器制动力分配将影响汽车制动时的方向稳定性和附着条件利用程度，是设计汽车制动系必须妥善处理的问题。
6.5.1 地面对前、后车轮的法向作用力
在分析前、后制动器制动力分配比例以前，必须先了解在制动时地面作用于前、后车轮的法向反作用力。
地面对前轮法向反作用力为：

地面对后轮的法向反作用力：

6.5.2 理想的前、后制动器制动力分配曲线
制动时前、后车轮同时抱死，对附着条件的利用、制动时汽车的方向稳定性均较为有利。此时的前、后轮制动器制动力和的曲线关系，常称为理想的前、后轮制动器制动力分配曲线。在任何附着系数的道路上，前、后轮同时抱死的条件是：前、后制动器制动力之和等于附着力，并且前、后轮制动力分配等于各自的附着力，即：

消去变量，得

由上式画成的曲线，即前、后轮同时抱死时，前、后制动器制动力的关系曲线。见下图。
综合上述，仔细严谨地分析论证，所设计的轻型客车制动系统在保证制动性能达到要求，可以实现。
通过合理选择同步附着系数，计算制动器制动力分配曲线，把它们进行比较、分析、论证。
通过这些工作，描述了地面附着条件的利用程度，说明了实际制动力分配的合理性与可行性。

6.6 制动系统的发展趋势
从汽车诞生时起，车辆制动系统在车辆的安全方面就扮演着至关