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車輛與動力工程學院畢業(yè)設計說明書
3噸柴油動力貨車設計（車架、制動系設計）
摘 要
設計任務是：3噸柴油動力貨車車架與制動系統(tǒng)。根據(jù)本次設計的任務分別對各種類型的車架、制動器進行結構型式分析，確定設計方案。
車架設計部分：采用邊梁式前后等寬車架，由于車架的作用是增加車身的強度和剛度，以承受彎曲和扭曲載荷。本部設計的重點是其結構設計，重點對其縱橫梁的布置，確定其尺寸參數(shù),給出了強度計算方法并作精確的校核計算，對車架應力作了分析，驗證了車架強度和剛度。
制動系統(tǒng)設計部分：通過制動器的各個主要部件的受力分析及制動力的大小和車輪尺寸確定制動蹄片的大小及制動輪缸的直徑；制動器均采用鼓式制動器: 前制動器是雙領蹄式制動器，后制動器是領從蹄式制動器，其驅(qū)動機構采用雙回路結構;駐車制動采用手動駐車，其驅(qū)動機構是機械式驅(qū)動機構。通過理論的推倒計算，并根據(jù)總體參數(shù)和制動器的結構參數(shù)，對該車的制動性能等做細致的分析。
關鍵詞：車架，制動系統(tǒng)，制動器，行車制動，駐車制動。
THREE TON DIESEL-POWERED LORRY DESIGN(FRAME、BRAKING SYSTEM DESIGN)
ABSTRACT
The tasks of design are: 3 ton diesel-powered lorry frame and braking system design. According to the design of the respective tasks of all types of frame, brake structural pattern analysis, design.
Frame design: using side rail type frame which is the same length between front and after, the frame is the role of the body to increase strength and rigidity, and to withstand bending and twisting load. This section is designed to focus on the structural design, focusing on its vertical beam settings, to determine its size, given the strength calculation method for precise calculations and checks made on the frame stress analysis, test the strength and stiffness of the frame.
Braking System design: Brake through each of the major components of the braking force and Analysis of the size and dimension of the wheel brake pads and round brake cylinder diameter size; The vehicle brake brakes forms is the former floating caliper brake, the brakes after leading from the foot brake, drive double-loop structure; Parking brake manually in the car, drive a mechanical drive. Through theoretical to the implementation, according to the overall parameters and structural parameters brake, of the car's braking performance so meticulous analysis.
KEY WORDS: frame,braking system , brakes , service brake ,parking brake.
目 錄
第一章 前 言 ········································· 4
第二章 車架設計 ······································ 5
§2.1 概述 ··········································· 5
§2.2 車架的結構設計································ 5
§2.3 車架的制造工藝及材料 ························ 8
§2.4 車架的計算····································· 9
§2.5 車架實驗 ······································15
第三章 制動系統(tǒng)設計 ·································17
§3.1 概述 ········································17
§3.2 制動器的結構設計······························18
§3.3 制動器的設計計算······························22
§3.4 制動驅(qū)動機構及其設計計算·····················31
§3.5 應急制動和駐車制動的計算···················· 34
§3.6 制動器主要零件的結構設計···················· 36
第四章 總結 ·········································38
參考文獻 ··············································39
致 謝··················································40
英文資料················································41
譯 文··················································48
IV
車輛與動力工程學院畢業(yè)設計說明書
第一章 前 言
自1886年第一輛汽車產(chǎn)生以來，汽車工業(yè)從無到有，迅速發(fā)展，產(chǎn)量大幅度的增加，技術月新日異。汽車的種類也不斷的增多，功能也在不斷增加，其性能得到不斷的提高，因此汽車車架和制動系統(tǒng)的性能要求就會更高些，以適應其特點的要求。
車輛的主要的總成，部件等都安裝在車架上，車架是個重要的承載總成，它還承受各機構產(chǎn)生的反作用力和行駛中的動載荷，因此，車架的設計要求有高的強度和剛度，盡量結構簡單，輕量化。制動系統(tǒng)性能的好壞直接影響汽車的安全制動，所以設計時要盡量提高其制動器的制動性能，以保證汽車制動的安全性。
本次設計的主要任務是設計3噸柴油動力貨車的車架和制動系統(tǒng)的設計，通過對汽車車架和制動系的結構分析，和參數(shù)的選擇，最終確定其布置設計方案。
車架設計部分，重點對車架的結構形式進行分析，選擇車架形式，初選其主要的結構尺寸，然后根據(jù)車架在實際的運行過程中的受力狀況進行強度和剛度校核，最終確定其結構尺寸。同樣制動系統(tǒng)的設計本著結構設計簡單，經(jīng)濟使用的原則，其行車制動均選擇鼓式制動器，駐車制動采用結構簡單的機械式后輪駐車制動。
在設計的過程中，我得到李老師和馬老師的幫助，并且參考了不少的專業(yè)書籍和行業(yè)雜志和標準，在此一并感謝。
。
第二章 車架設計
§2.1 概述
車架是汽車的裝配基體和承載基體，其功用是支撐連接汽車的各總成或零部件，將它組成完整的汽車。同時，車架還承受來自車內(nèi)外的各種載荷。
為了車架完成上述功能，通常對車架有如下要求：
（一） 要求有足夠的強度，保證在各個復雜受力的情況下車架不受破壞。要求有足夠的疲勞強度以保證其有足夠的可靠性與壽命，縱梁等主要零件在使用期內(nèi)不應有嚴重的變形和開列。
（二） 要求有足夠的彎曲強度。保證汽車在各個受力復雜的使用條件下，安裝在車架上的各總成不致因為車架的變形而早期損壞或失去正常的工作能力。車架的最大彎曲撓度通常應不大于10mm。
(三) 要求有適當?shù)呐まD(zhuǎn)剛度。當汽車行駛于不平路面時，為了保證汽車對路面不平度的適應性，提高汽車的平順性和通過能力，要求車架具有合適的扭轉(zhuǎn)剛度。但車架扭轉(zhuǎn)剛度不宜過大，否則使車架和懸架系統(tǒng)的載荷增大并使汽車輪胎的接地性變差，使通過性變壞。通常在使用中其軸間扭角約為1°/m。
（四） 要求盡量減輕質(zhì)量。保證強度，剛度的前提下，車架的自身質(zhì)量應盡可能的小，以減小整車質(zhì)量，因此，車架應按等強度的原則進行設計。通常要求車架的質(zhì)量應小于整車整備質(zhì)量的10％。從被動安全性考慮，乘用車車架應具有易于吸收撞擊能量的特點。此外，車架設計時還應該考慮車型系列化及改裝車等方面的要求。
§2.2 車架的結構設計
§2.2.1車架的結構型式
根據(jù)縱梁的結構的特點，車架可分為以下幾種結構型式：
（一）周邊式車架
該車架的目的主要是盡可能的降低地板的高度，這種車架前后兩端縱梁收縮，中部縱梁加寬，前端寬度取決于前輪的最大轉(zhuǎn)向角，后端的寬度取決于后輪距，中部的寬度取決于車門門檻梁的內(nèi)壁寬。這種車架的最大的特點是：前后狹窄端通過所謂的緩沖臂或抗扭盒與中部縱梁焊接相連，前緩沖臂位于前圍板下部傾斜踏板前方，后緩沖臂位于后座下方。由于它是一種曲柄式結構，容許緩沖臂有一定程度的彈性變形，它可以吸收來自不平路面的沖擊和降低車內(nèi)的噪音。其缺點：結構復雜而且成本較高。所以周邊式車架廣泛用于中高級以上轎車。
（二）X型車架
由于車架的中部為汽車縱向?qū)ΨQ平面上的一根矩形斷面的空心脊梁，其前后端焊以叉型梁，形成俯視圖上的X形狀。其目的可以提高車架的抗扭剛度。但是地板中間的凸包拱起太大，影響后座乘客擱腳，此外由于制造工藝較復雜，所以用的并不太廣。
（三）梯形車架
又稱邊兩式車架，是由兩根互相平行的縱梁和若干根橫梁組成。其彎曲剛度較大，而當承受扭矩時，各部分同時產(chǎn)生彎曲和轉(zhuǎn)矩。其優(yōu)點是便于安裝車身，車箱和布置其他總成，易于汽車的改裝和變型，因此被廣泛的用在載貨汽車，越野汽車，特種車輛等車上。
該車架寬度有三種形式：
（1） 前窄后寬
對前輪轉(zhuǎn)向和轉(zhuǎn)向拉桿留出足夠的空間，往往采用這種型式
（2） 前寬后窄
由于重型貨車車輛后軸載荷大，輪胎和鋼板彈簧都加寬，同時又有安裝尺寸大的發(fā)動機，所以只好減少前輪的轉(zhuǎn)向角，使車架成為前寬后窄的形式。
（3） 前后等寬
只要總布置允許，應盡量采用這種方法，因為在沖壓不等寬的縱梁時，容易在轉(zhuǎn)折處的上下冀面上產(chǎn)生“波紋區(qū)”引起引力集中致使早期出現(xiàn)裂紋或斷裂。同時，前后等寬車架制造工藝簡單。
本次設計的是3噸柴油貨車的車架，根據(jù)貨車的特點，由以上車架型式的分析，應力求結構簡單制造容易，各總成安裝方便，可選用前后等寬的結構型式。
§2.2.2車架的結構設計
(一) 縱梁的結構
縱梁是車架的主要承載元件，也是車架中最大的加工件，其形狀力求簡單。其長度大體與總車長度相當，車架總長6400mm。本車架設計選擇了扭轉(zhuǎn)剛度較大、橫截而高度相對較小的上、下翼而和腹板均為平直的等直矩形截面縱梁(非標型鋼)。
（二）橫梁的結構
橫梁將左右縱梁聯(lián)在一起，構成一完整的車架，并保證車架有足夠的扭轉(zhuǎn)剛度，限制其變形和降低某些部位的應力。橫梁還起著支撐某些總成的作用。因此.車架橫梁的布置及結構型式.首先必須滿足整車兌布置的要求。
（三）橫梁與縱梁的連接
選擇橫梁的斷面形狀時既要考慮其受載情況又要考慮其支撐總成的支撐方便封閉斷面梁和管梁的扭轉(zhuǎn)剛度大，宜用于需要加強扭轉(zhuǎn)剛度處。
正確選擇和合理的設計橫梁和縱梁的節(jié)點結構是橫梁設計的重要問題.常見橫梁與縱梁的連接方式有以下幾種形式：（見圖2-1）
圖2-1 橫梁與縱梁的聯(lián)接
(1)橫梁和上下翼緣相連接（圖2-1a）
該種連接方式優(yōu)點是利于提高縱梁的抗扭剛度。缺點是當車架產(chǎn)生較大扭轉(zhuǎn)變形時，縱梁上下翼面應力將大幅度增加，易引起縱梁上下翼面的早期損壞。由于車架前后兩端扭轉(zhuǎn)變形較小，因此本車架前后兩端采用了該種連接方式為了提高縱梁的扭轉(zhuǎn)剛度采用了縱向連接尺寸較大的連接板。
(2)橫梁和縱梁的腹板相連接（圖2-1b）
橫梁僅固定在腹板上,這種連接形式連接剛度較差，允許截面產(chǎn)生自由蹺曲，可以在車架下翼面變形較大區(qū)域采用，以避免縱梁上下翼面早期損壞。本車架中部變形較大，因此在中部的兩個橫梁采用該種連接方式。
(3)橫梁同時和縱梁的任意翼緣以及腹板相連接（圖2-1c）
橫梁同時與縱梁的腹板及上或下翼板相連，此種連接方式兼有以上兩種方式連接的特點，但作用在縱梁上的力直接傳遞到橫梁上，對橫梁的強度要求較高。由于該車平衡懸架的推力桿與平衡懸架支架上的兩根橫梁連接，因此，這兩根橫梁與縱梁共同承受平衡懸架傳遞過來的垂直力(反)和縱向力(牽引力、制動力)。
（4）橫梁在縱梁上的固定方法
橫梁在縱梁上的固定可分為鉚接，焊接和螺栓連接等幾種方法。鉚接的成本低，適合大量生產(chǎn)，在此情況下橫梁的彎曲剛度取決于鉚釘?shù)臄?shù)量及其布置。
焊接能保證有很高的彎曲剛度，且連接牢固，不致有松動危險，但要求較高的焊接質(zhì)量，合理的焊接夾具，適用于小批量生產(chǎn)和閉口截面車架。
螺栓連接主要采用在某些為了適應各種特殊使用條件的汽車車架上，以使裝在車架上的某些部件得以互換或拆卸。其缺點在長期的使用中，容易松動。
為了降低成本和適于批量生產(chǎn)，本車架縱梁和橫梁的連接方式采用鉚接。
§2.3車架的制造工藝及材料
車架材料應具有足夠的屈服極限和疲勞極限，低的應力集中敏感性，良好的冷沖壓性和焊接性能低碳和中碳低合金鋼能滿足這些要求。車架材料與所選定的制造工藝密切相關。拉伸尺寸較大或形狀復雜的沖壓件需要采用沖壓性能好的低碳鋼或低碳合金鋼08、09MnL、09MnREL等鋼板制造；拉伸尺寸不大，形狀有不復雜的沖壓件常采用強度稍高的20、25、46MnL、09SiVL、10TiL等鋼板制造。有的重型貨車、自卸車、越野車為了提高車架強度，減小質(zhì)量而采用中碳合金鋼板熱壓成型，在經(jīng)過熱處理，例如采用30Ti鋼板的縱梁經(jīng)正火后抗拉強度既由450MPa（HB156）提高到480～620MPa（HB170）。鋼板經(jīng)冷沖壓成型后，其疲勞強度降低，靜強度提高，延伸率較小的材料的降低幅度更大，常用車架材料在沖壓成型后的疲勞強度為140～160MPa。
貨車根據(jù)其裝載質(zhì)量的不同輕、中型貨車縱梁的鋼板厚度為5.0～7.0mm，重型貨車沖壓縱梁的鋼板厚度為7.0～9.0mm，槽型鋼斷面縱梁上、下翼緣的寬度尺寸約為其腹板高度尺寸的35%～50%。
車架的縱橫梁和其它3零件制造，多采用鋼板的冷沖壓工藝在大型壓力機上沖孔及形成；也有采用槽鋼、工字鋼、管料等型材料制造的，貨車車架的組裝多采用冷鉚工藝，必需時也可采用特制的放松螺栓聯(lián)接，為了保證車架的裝配尺寸，組裝時必須有可靠的定位和夾緊，特別應保證有關總成在車架聲的定位尺寸及支承點的相對位置精度。
我國汽車行業(yè)多用16MnL作為車架的縱、橫梁板材，這種低碳合金鋼熱扎錳鋼板的屈服極限和強度極限都比普通碳素鋼結構鋼高得多，能保證車架在惡劣條件下可靠地工作。對于形狀復雜或要求深度壓延的橫梁可采用普通碳素鋼。用16MnL或碳素鋼制造的車架均不進行熱處理。
所以，本車架縱橫梁均采用16MnL。
§2.4 車架的計算
§2.4.1 車架的受載分析
汽車的使用條件復雜，其受力情況也十分復雜，隨著汽車使用條件的變化，車架上的載荷變化也很大。車架的載荷大致可以分為以下幾種：
(一) 靜載荷
靜載荷是指汽車靜止時，車架所承受的懸架彈簧以上部分載荷，它包括：車架質(zhì)量，車身質(zhì)量。安裝在車架上的各總成與附屬的質(zhì)量以及有效載荷（乘客或貨物的總質(zhì)量）的總和。
（二）對稱的垂直動載荷
這種載荷是當汽車在平坦的道路上以較高車速行駛時產(chǎn)生的。其大小與作用在車架上的靜載荷及其分部有關，還取決于靜載荷作用處的垂直振動加速度大小，路面的反作用力使車架承受對稱垂直動載荷。這種載荷使車架產(chǎn)生彎曲變形。
（三）斜對稱的動載荷
這種載荷是當汽車在崎嶇不平的道路上行駛時產(chǎn)生的。此時汽車的前后幾個車輪可能不在同一平面上，從而使車架連同車身一同歪斜，其大小與路面不平的程度以及車身，車架和懸架的剛度有關。這種動載荷會使車架產(chǎn)生扭轉(zhuǎn)變形。
（四）其他載荷
汽車轉(zhuǎn)彎行駛時，離心力將使汽車受到側向力的作用：汽車加速或制動時，慣性力會導致車架前后部載荷的重新分配；當一前輪正面撞在路面凸包上時，將使車架產(chǎn)生水平方向的剪切變形；安裝在車架上的各總成（如發(fā)動機，轉(zhuǎn)向搖臂及減震器）工作時所產(chǎn)生的力；由于載荷作用線不通過縱梁截面的彎曲中心（如油箱，備胎和懸架等）而使縱梁產(chǎn)生附加的局部轉(zhuǎn)矩。
綜上所述，汽車車架實際上受到空間力系的作用，受載情況錯綜復雜，而車架縱梁與橫梁的截面形狀和接合特點又是多樣的，這樣使得汽車的車架受載更加復雜化。
§2.4.2 車架的設計計算
車架是一個復雜的薄壁框架結構，在車架設計的初期階段，可對車架縱梁進行簡化的彎曲強度計算，以次來確定車架的斷面尺寸。下面進行車架的簡化計算：
彎曲強度計算的基本假設：
（一）因為車架的左右是對稱的，左右的縱梁受力相差不大，故認為縱梁是支撐在汽車前后軸上的簡支梁。
（二）空車時的簧上質(zhì)量（包括車架質(zhì)量在內(nèi)）均勻的分布在左右二縱梁的全長上，其值可以根據(jù)汽車底盤結構的統(tǒng)計數(shù)據(jù)大致計算。一般對于輕型和中型載貨汽車來說，簧上質(zhì)量約為空車質(zhì)量的2/3；汽車的有效載荷均勻的分布在車廂全長上。
（三）所有的作用力均通過縱梁截面的彎曲中心。實際上，縱梁的某些部位會由于安裝外伸部件而產(chǎn)生局部扭轉(zhuǎn)，在設計時通常在此安裝一根橫梁，使得這種對縱梁的扭轉(zhuǎn)變?yōu)閷M梁的彎矩。故這種假定不會造成明顯的計算誤差。
通過上述假設，將車架由一個靜不定的平面框架結構，簡化成為一個位于支座上的靜定結構。
§2.4.3 縱梁的彎矩計算
要計算車架縱梁的彎矩，先計算車架的前后支反作用力：
（2-1）
式中： --前輪中心支座對任意縱梁（左縱梁或右縱梁）的反作用力，N;
----縱梁總長，mm；
-----汽車的軸距，mm；
-----縱梁后端到后軸之間的距離，mm；
g------重力加速度，9.8m/；
圖2-3 車架上的載荷的均布情況
----車廂后端到后軸之間的距離，mm;
-----空車時的簧上質(zhì)量（含車架自身的重量），kg;
------汽車的裝載質(zhì)量，kg;
-----車廂總長，mm。
=6400mm, =3650mm, =1735mm, =4500mm, =1795mm,
=2000 kg, =6000 kg, =2705mm。將上述值代入式（2-1），得：
在計算縱梁彎矩時，將總量分成兩段區(qū)域，每一區(qū)段的均部載荷可簡化為作用于區(qū)段中點的集中力。縱梁各端面上的彎矩計算采用彎矩差法，可使計算工作量大大減少。彎矩差法認為：縱梁上某一端面上的彎矩為該端面之前所有力對這點的轉(zhuǎn)矩之和。
（一）駕駛室長度段縱梁的彎矩計算
在該段內(nèi)，根據(jù)彎矩差法，則有：
（2－2）
式中： ---- 縱梁上某一截面的彎矩,Nmm;
---- 截面到前輪中心的距離， mm;
---- 車架縱梁前端到前輪中心的距離，mm。
（二）駕駛室后端到后軸段縱梁彎矩的計算
在該區(qū)段內(nèi)，根據(jù)彎矩差法，縱梁某一斷面的彎矩為：
（2-3）
式中： ------縱梁某一截面的彎矩，Nmm;
------截面到前輪中心的距離，mm;
-----車廂前端到后輪中心的距離，mm。
縱梁某一斷面上的剪力為該斷面之前所有力的和。
（2-4）
式中： ----縱梁某段面上的剪力，N。
由上可知，縱梁的最大彎矩一定發(fā)生在該段縱梁內(nèi)。其位置可采用求對求導數(shù)并令其為零的辦法得到。
（2-5）
得 x=1515mm.
由上式求得縱梁發(fā)生最大彎矩的位置，將x=1515mm代入彎矩計算公式，則可求得總量受到的最大彎矩。
得。
縱梁受到的最大的剪力則發(fā)生在汽車后軸附近。當==3650mm時，剪應力最大，其最大剪應力為為
（2-6）
則 =-3368.998N
以上是僅考慮汽車靜載工況下，總量斷面彎矩和剪力的計算。實際上，汽車行駛時還受到各種動載荷的作用。因此，汽車行駛時實際受到的最大彎矩和最大剪力為
= （2-7）
= （2-8）
式中 -----動載系數(shù)，對于轎車，客車=1.75,載貨汽車=2.5，越野汽車=3.0。疲勞安全系數(shù)。
即為 ：
§2.4.4 縱梁的抗彎截面系數(shù)的計算
車架的縱梁和橫梁截面系數(shù)W按材料力學的方法計算。
對于環(huán)矩形截面，
（2-9）
其中：B，矩形環(huán)斷面外寬，82.5mm；H，矩形環(huán)斷面外高，150mm；
b，矩形環(huán)斷面內(nèi)寬，77.5mm；h，矩形環(huán)斷面內(nèi)高，140mm；
所以
§2.4.5 彎曲應力計算
縱梁斷面的最大彎曲應力為：
（2-10）
得：
按上式求得的彎矩應力不應大于材料的許用應力[].許用應力可按下式計算：
（2-11）
式中-----材料的屈服極限，對于材料， ；
-----安全系數(shù)，一般安全系數(shù)取1.15~1.40。
則得
[]=
則有 ≤[];
所以,該車架的彎曲強度可靠。即可確定其截面尺寸。
§2.4.6 車架的剛度計算
為保證車輛及其各總成，裝置能正?？煽康墓ぷ鳎囓嚰芸v梁在其全長的范圍內(nèi)的垂直彎曲變形量，必須滿足相應的剛度要求：
式中：-----縱梁前，后支承中心處承受1000N集中載荷時的最大垂直撓度，cm;
-------汽車的軸距，m;
-----縱梁截面的慣性矩， 。
本車架縱梁截面的慣性矩為:
所以,車架的縱梁的剛度足夠。
§2.5 車架實驗
車架的實驗內(nèi)容包括：應力測定、剛度測定、可靠性測定與耐久性臺架試驗、隨整車進行的可靠性道路試驗或試車場試驗以及使用實驗等。
（一）車架的應力測定
對車架的應力測定可較快的得出其應力分布情況，找出薄弱環(huán)節(jié)和產(chǎn)生的原因以及改進后的效果。除了要進行靜彎曲和靜扭轉(zhuǎn)的應力測定外，還以整車在道路模擬實驗臺上、試車場以及在使用條件下進行動應力測定。這對車架的設計定型很有指導作用。
（二）車架的剛度測定
包括對車架的彎曲剛度及扭轉(zhuǎn)剛度進行測定。
測定車架的彎曲剛度時，是在前后軸處設置剛性支承并模擬實際負荷情況加載。
測定車架的扭轉(zhuǎn)剛度時應注意車架在實驗臺上的緊固情況，以避免實驗裝置對其剛度產(chǎn)生影響。
（三）可靠性與耐久性能臺架試驗
包括車架彎曲疲勞試驗和扭轉(zhuǎn)疲勞試驗。等副疲勞試驗臺是較為簡單的實驗裝置，有機械式，液壓式，和激振式的，常用作進行車架對比實驗。程控疲勞試驗臺能更好地模擬車架在實際使用中的載荷狀況。后者也常用于整車狀態(tài)下的疲勞試驗。
（四）隨整車進行的可靠性道路試驗或試車場實驗以及使用實驗
讓滿載的汽車行駛于試車場的專門路段上來進行車架的疲勞試驗和扭轉(zhuǎn)疲勞試驗。
第三章 制動系統(tǒng)設計
§3.1 概述
（一）制動系的組成
制動系是由制動器和制動驅(qū)動機構組成。
制動裝置可分為行車，駐車，應急，輔助制動4種裝置。制動系統(tǒng)至少有兩套獨立穩(wěn)定的制動裝置，即行車制動裝置和駐車制動裝置。
行車制動裝置使行駛的汽車減速或停車，并且使汽車在下坡時保持是適當?shù)姆€(wěn)定車速。其驅(qū)動機構常采用雙回路或多回路結構，保證工作可靠。
駐車制動裝置用于汽車可靠的停在原地，它有助于汽車在坡路上起步。其驅(qū)動機構常采用機械式，而不用氣壓或液壓驅(qū)動機構，避免產(chǎn)生故障。
應急制動裝置用于行車制動裝置發(fā)生意外故障失效時，利用機械源控制的應急制動裝置實現(xiàn)汽車制動，同時在人力的控制下它還能兼做駐車制動裝置。
輔助制動裝置通過裝設緩速器等輔助制動，實現(xiàn)汽車下長坡時，保持穩(wěn)定車速的作用，減輕或解除行車制動裝置的負荷。
本次設計主要采用了行車制動裝置和駐車制動裝置兩套裝置。
（二）制動系的基本功用：
（1）使汽車迅速減速直至停車；
（2）使汽車在下長坡時保持穩(wěn)定的車速；
（3）使汽車可靠的停在原地（包括坡路上）。
（三）制動系的設計要求
（1）足夠的制動力。制動力包括行車制動能力和駐車制動能力。行車制動能力是用一定制動初速度或最大制動踏板力下的制動減速度和制動距離兩項指標評定。駐坡制動能力是汽車在良好的路面上能可靠停駐的最大坡度。一般不小于20%。
（2）可靠性好。制動系各零部件工作可靠。汽車至少有行車和駐車制動兩套制動裝置，行車制動裝置至少有兩套獨立的制動驅(qū)動管路。其中一條管路失效時，另一條管路應保證制動能力不低于原規(guī)定制的30%。制動系應設立必要的安全設備和報警裝置。
（3）制動操縱穩(wěn)定性好。汽車以任何速度制動都不應該喪失操作性和方向穩(wěn)定性。汽車前后輪制動力矩分配比例合適，最好能隨各軸間載荷轉(zhuǎn)移情況變化而變化；同一軸上左右輪制動器的制動力矩應相同，避免制動時某一車輪先抱死側滑，造成汽車無法操縱，喪失方向穩(wěn)定性，或甩尾，跑偏，甚至掉頭等危險情況。
（4）操縱輕便。要求制動踏板和手柄的位置和行程要符合人機工程學要求，要求操縱制動系所需要的力不應過大。
（5）作用滯后時間短。作用滯后時間包括產(chǎn)生制動和解除制動的滯后時間，要求滯后時間盡可能的短。
（6）制動熱穩(wěn)定性好。制動器摩擦片的抗熱衰退能力要高，受熱恢復較快。
（7）制動水穩(wěn)定性好。能防止水和污泥進入制動器表面，摩擦片浸水后恢復摩擦系數(shù)能力要好。
（8）減少公害。制動系及輪胎的工作噪音要低。制動襯片的材料在制造和使用的過程中，盡量減少對環(huán)境的污染。
§3.2制動器的結構設計。
制動器按制動對象分為車輪制動器和中央制動器，后者制動傳動軸或變速器輸出軸。所有汽車都用車輪制動器作為行車制動器。
制動器有摩擦式、液力式和電磁式等幾種。電磁式制動器雖有作用滯后小、易于連接且接頭可靠等優(yōu)點，但因成本高而只在一部分重型汽車上用來做車輪制動器或緩速器。液力式制動器只用作緩速器。目前廣泛使用的仍為摩擦式制動器。
摩擦式制動器按摩擦副的結構形式不同，分為鼓式、盤式和帶式三種。帶式只用作中央制動器。以鼓式，盤式制動器應用最廣泛。
（一）鼓式制動器的結構分析
鼓式制動器主要有制動鼓，制動蹄，傳力杠桿和驅(qū)動裝置組成。帶摩擦片的制動蹄作為固定元件，大多采用兩個蹄，并以鉸支點的形式安裝于鼓內(nèi)，制動的過程中2個襯塊都以的角度緊貼于制動輪表面上。制動器工作時，摩擦所產(chǎn)生的熱量大部分由制動鼓向外散出，為承受較大的熱應力，制動鼓應有足夠的質(zhì)量。制動鼓在非工作狀態(tài)，其摩擦片與制動鼓之間應有合適的間隙。
制動蹄有不同的張開裝置：液壓輪缸式，凸輪式，楔塊式，還有用氣動或電動方式作為制動蹄驅(qū)動裝置。
鼓式制動器按制動蹄的屬性可分為領從蹄式、雙領蹄式、雙向雙領蹄式、雙從蹄式、單向增力式、雙向增力式等幾種，如圖2—1所示。
圖3-1 鼓式制動器示意圖
不同形式鼓式制動器的主要區(qū)別有：①蹄片固定支點的數(shù)量和位置不同。②張開裝置的形式與數(shù)量不同。③制動時兩塊蹄片之間有無相互作用。因蹄片的固定支點和張開力位置不同，使不同形式鼓式制動器的領、從蹄數(shù)量有差別，并使制動效能不同。
制動器在單位輸入壓力或力的作用下所輸出的力或力矩，稱為制動器效能。在評比不同形式制動器的效能時，常用一種稱為制動器效能因數(shù)的無因次指標。制動器效能因數(shù)的定義為，在制動鼓或制動盤的作用半徑只上所得到的摩擦力(Mp/R)與輸入力之比，即
K= Mp/
式中，K為制動器效能因數(shù)；Mp為制動器輸出的制動力矩。
制動器效能的穩(wěn)定性是指其效能因數(shù)K對摩擦因數(shù)／的敏感性(／)。使用中f隨溫度和水濕的程度變化。要求制動器的效能穩(wěn)定性好，即是其效能對f的變化敏感性較低。
領從蹄式制動器的效能和穩(wěn)定性都很適中。由于其前進倒車制動效能不變，結構簡單，制造成本，便于組成駐車制動機構，因此應用較為廣泛。
雙領蹄式制動器正向效能較高，但反向時它變成雙從蹄，效能大大降低。
雙向雙領蹄式制動器在前進，倒車制動時性能不變，但用作后輪制動器時，需另設中央制動器構成駐車制動器。
雙領蹄式和雙向雙領蹄式制動器中有兩個輪缸，適用于雙管路制動系，但雙缸制動器因零件數(shù)目增多，造價增高，容易出現(xiàn)油液泄漏，油管破損現(xiàn)象。
雙從蹄式制動器制動效能最低，但制動穩(wěn)定性最好，除偶爾用于對穩(wěn)定性要求很高的高級轎車上，一般不采用。
增力式制動器的效能較其他形式大的多，不大的制動踏板力就能得到很大的制動力矩，但其效能不太穩(wěn)定，效能太高也易產(chǎn)生自鎖。
單向增力式制動器在倒車時制動效能大大降低，只有少數(shù)中輕型貨車和轎車用它做前輪制動器。
雙向增力式制動器正反向制動效能都很高，能產(chǎn)生大的駐車制動力矩。它不用于緊急制動，因而不產(chǎn)生高溫，也無熱衰退的憂患，又可省去助力驅(qū)動機構。
（二） 鼓式制動器主要參數(shù)的初選
（1）制動鼓內(nèi)徑D
輸入力一定時，制動鼓內(nèi)徑越大，制動力矩越大，且散熱能力也越強。但增大D(圖3-2)受輪輞內(nèi)徑限制。制動鼓與輪輞之間應保持足夠的間隙，通常要求該間隙不小于20mm，否則不僅制動鼓散熱條件太差，而且輪輞受熱后可能粘住內(nèi)胎或烤壞氣門嘴。制動鼓應有足夠的壁厚，用來保證有較大的剛度和熱容量，以減小制動時的溫升。制動鼓的直徑小，剛度就大，并有利于保證制動鼓的加工精度。
圖3-2 鼓式制動器的主要參數(shù)
制動鼓直徑與輪輞直徑之比D／Dr，的范圍如下 ：
轎車：D／Dr=
貨車：D／Dr=
已知輪輞直徑Dr=352mm，則可得
制動鼓內(nèi)徑D=（）mm，則取制動鼓的直徑D=290mm。
（2）摩擦襯片寬度b和包角β
摩擦襯片寬度尺寸b的選取對摩擦襯片的使用壽命有影響。襯片寬度尺寸應取窄些，則磨損速度快，襯片壽命短；若襯片寬度尺寸取寬些，則質(zhì)量大，不易加工，并且增加了成本。
試驗表明，摩擦襯片包角：90o～100o時，磨損最小，制動鼓溫度最低，且制動效能最高。β角減小雖然有利于散熱，但單位壓力過高將加速磨損。實際上包角兩端處單位壓力最小，因此過分延伸襯片的兩端以加大包角，對減小單位壓力的作用不大，而且將使制動不平順，容易使制動器發(fā)生自鎖。因此，包角一般不宜大于120o,所以取包角β=100°。
襯片寬度b較大可以減少磨損，但過大將不易包裝與制動鼓全面接觸。本次設計參考國產(chǎn)車摩擦片規(guī)格，取b=100mm。
（3）摩擦襯片起始角
一般將襯片布置在制動蹄的中央，即令=90o-θ／2。有時為了適應單位壓力的分布情況，將襯片相對于最大壓力點對稱布置，以改善磨損均勻性和制動效能。則=90o-θ／2=90°-100°/2=40°。
（4）制動器中心到張開力作用線的距離e
在保證輪缸或制動凸輪能夠布置于制動鼓內(nèi)的條件下，應使距離e(圖3—2)盡可能大，以提高制動效能。初步設計時可暫定e=0.8R左右。
即： e=0.8145=116mm,取e=110mm。
（5）制動蹄支承點位置坐標a和c
應在保證兩蹄的支承端毛面不致互相干涉的條件下，使a盡可能大而c盡可能小(圖3—2)。初步設計時，也可暫定a=0.8R左右。
即：a=0.8160=116mm,取a=110mm,c=30mm。
§3.3 制動器的設計計算
制動器設計中需要的重要參量：
汽車軸距： L=3650mm
車輪滾動半徑： =389.7 mm
汽車滿載質(zhì)量： =6000Kg
汽車空載質(zhì)量： =3000Kg
滿載時質(zhì)心高度： =800mm
空載時質(zhì)心高度： =723mm
質(zhì)心距前軸的距離： =1617mm =2208mm
質(zhì)心距后軸的距離： =2033mm =1442mm
§3.3.1 制動力與制動力分配系數(shù)
（一）制動力
汽車制動時，如果忽略路面對車輪的滾動阻力矩和汽車回轉(zhuǎn)質(zhì)量的慣性力矩，則任一角速度的車輪，其力矩平衡方程為：
(3-1)式中： ——制動器對車輪作用的制動力矩，即制動器的摩擦力矩，其方向與車輪旋轉(zhuǎn)方向相反，Nm；
——地面作用于車輪上的制動力，即地面與輪胎之間的摩擦力，有稱為地面制動力，其方向與汽車行駛的方向相反，N；
——車輪的有效半徑，m。則：
（3-2）
并稱之為制動器制動力，它是在輪胎周緣克服制動器摩擦力矩所需的力，因此又稱為制動器周緣力。與地面制動力的方向相反，當車輪角速度時，大小亦相等，且僅由制動器結構參數(shù)所決定。即取決于制動器的結構形式、尺寸、摩擦副的摩擦系數(shù)及車輪有效半徑等，并與制動踏板力即制動系的液壓、或氣壓成正比。當加大踏板力以增大時，和均隨之增大。但地面制動力受著條件的限制，其值不可能大于附著力，即：
或
（3-3）
式中 ——輪胎與地面間的附著系數(shù)；
——地面對車輪的法向反力。
制動器制動力和地面制動力達到附著力值時，車輪即被抱死并在地面上滑移。此后制動力矩即表現(xiàn)為靜摩擦力矩，而即成為與相平衡以阻止車輪再旋轉(zhuǎn)的周緣力極限值。當制動達到后，地面制動力達到附著力值后就不在增大，而制動器制動力由于踏板力的增大使摩擦力矩增大而繼續(xù)上升。（圖3-3所示）
圖3-3 制動力與踏板力的關系
根據(jù)汽車制動時的整車受力分析，考慮到制動時的軸荷轉(zhuǎn)移，可求得地面對前、后軸車輪的法向反力為：
在任何附著系數(shù)的路面上，前后車輪同時抱死的條件是：前后制動器制動力之和等于附著力，并且前后制動器制動力分別等于各自的附著力，即：
（二）制動力分配系數(shù)
前輪制動器制動力與汽車總制動器制動力的比值稱為汽車制動器制動力分配系數(shù)，用符號 表示 。
則聯(lián)和式（3-9），可得：
（3-4）
帶入數(shù)據(jù)即可得：
§3.3.2 同步附著系數(shù)的計算
為了防止汽車的前輪失去轉(zhuǎn)向能力和后輪產(chǎn)生側滑，希望在制動過程中，在即將出現(xiàn)車輪抱死但尚無任何車輪抱死時的制動減速度，為該車可能產(chǎn)生的最高減速度。分析表明，汽車在同步系數(shù)的路面上制動（前后輪同時抱死）時，其制動減速度為，即，q為制動強度。而在其他附著系數(shù)的路面上制動時，達到前輪或后輪即將抱死時的制動強度，這表明只有在的路面上，地面的附著條件才得到充分的利用。國內(nèi)有推薦滿載時同步附著系數(shù)轎車取≥0.6；貨車取≥0.5為宜。
因為：
（3-5）
則： （3-6）
則：
§3.3.3 前、后輪制動器最大制動力矩的確定
前后制動器多能產(chǎn)生的最大制動力矩為：
（3-7） （3-8）
§3.3.4前、后輪制動器張開力的確定
為計算有一個自由度的蹄片上的力矩，在摩擦襯片表面取一橫
向微元面積，如圖3—4所示。它位于α角內(nèi)，面積為bRdα，其
中b為摩
擦襯片寬度。由鼓作用在微元面積上的法向力為：
（3-9）
同時，摩擦力fdFl產(chǎn)生的制動力矩為：(f為摩擦因數(shù)，計算時取0.3)
從到區(qū)段積分上式得到
（3-10）
當法向壓力均勻分布時，
（3-11）
從式(3-10)和式(3-11)能計算出不均勻系數(shù)為：
從式(3-10)和式(3-11)能計算出制動力矩與壓力之間的關系。但是，
實際計算時還必須建立制動力矩與張開力F。的關系。
緊蹄產(chǎn)生的制動力矩用下式表達：
(3-12)
式中，為緊蹄的法向合力；為摩擦力的作用半徑(圖3-5)。
為計算隨張開力而變的力，列出蹄上的力平衡方程式:
(3-13)
式中，為軸和力的作用線之間的夾角；為支承反力在軸上的投影。
解聯(lián)立方程式(3—10)得到：
圖3-4 制動力矩計算簡圖 圖3-5 張開力計算簡圖
(3-14)
（3-15)
對于松蹄也能用類似的方程式表示，即：
(3-16)為計算、、及、值，必須求法向力及其分量，沿著相應的軸線作用有和力，它們的合力為(圖3-4)。根據(jù)式(3-9)有：
所以
根據(jù)式(3-10)和式(3-12)并考慮到：
式中 R=145mm,=22°, =122°=100°=40°代入可得：， =162mm。
mm。
鼓式制動器不自鎖條件為：
。
所以不會自鎖。
D1==152.3mm
D2==70.3mm
。
取=10公斤/ 。
所以帶入（3-11）得=1100028N mm。
因為，
所以
制動器有兩塊蹄片，鼓上制動力矩等于摩擦之和
所以后輪制動器的制動力矩：
前后制動器制動力矩的關系為：
(3-17)
推出前輪制動器制動力矩為：
所以前輪張開力
。
§3.3.5 襯片磨損特性計算
摩擦襯片的磨損，與摩擦副的材質(zhì)，表面加工情況、溫度、壓力
以及相對滑磨速度的多種因素有關，因此在理論上要精確計算磨損性
能是很困難的。但實驗表明，摩擦表面的溫度、壓力、摩擦系數(shù)和表
面狀態(tài)等是影響磨損的重要因素。
汽車的制動過程是將其機械能（動能、勢能）的一部分轉(zhuǎn)變?yōu)闊?
量而耗散的過程。在制動強度很大的緊急制動過程中，制動器幾乎承
擔了耗散汽車全部動力的任務。此時由于在短時間內(nèi)熱量來不及逸散
到大氣中，致使制動器溫度升高此即所謂的制動器的能量負荷。能量
負荷愈大，則襯片的磨損愈嚴重。
制動器的能量負荷常以其比能量耗散率作為評價指標。比能量耗
散率又稱為單位功負荷或能量負荷，它表示單位摩擦面積在單位時間
內(nèi)耗散的能量，其單位為w/mm。
雙軸汽車的單個前輪制動器和單個后輪制動器的比能量耗散率分別為：
（3-18）
式中，——汽車回轉(zhuǎn)質(zhì)量換算系數(shù)；
——汽車總質(zhì)量；
——汽車制動初速度與終速度，m/s；計算時3.5t以上的貨車取=65km/h（18m/s）；
j——制動減速度。，計算時取j=0.6g；
t——制動時間，s；
A、A——前后制動器襯片的摩擦面積；
——制動力分配系數(shù)。
在緊急制動到=0時，并可近似的認為=1，則有：
(3-19)
鼓式制動的比能量耗損率以不大于1.8w/mm為易，但當制動初速度低于式（3-13）下面所規(guī)定的值時，則允許略大于1.8w/mm。轎車盤式制動器的比能量耗散率應不大于6.0w/mm。比能量耗散率
過高，不久會加速制動襯片的磨損，而且可能引起制動鼓或盤的龜裂。
其中： =0.55，t=3秒。
所以： =1.782w/mm2
=1.458w/mm2
故符合要求。
磨損特性指標也可用襯片的比摩擦力即單位面積的摩擦力來衡量。
單個車輪制動器的比摩擦力為：
式中：——單個制動器的制動力矩；
R ——制動半徑
A——單個制動器的襯片摩擦面積。
當制動減速度j=0.6g時，鼓式制動器的比摩擦力F不大于0.48N/mm為宜。
所以： F =0.222
故符合要求。
§3.4 制動驅(qū)動機構及其設計計算
制動驅(qū)動機構將來自駕駛員或其它力源的力傳給制動器，使之產(chǎn)生力矩。
制動驅(qū)動機構直接影響汽車使用的安全性，因此，制動驅(qū)動機構
應工作可靠，反映靈敏，隨動作用好，操縱輕便省力。
§3.4.1 制動驅(qū)動機構的形式
根據(jù)制動力源的不同，制動驅(qū)動機構一般可分為簡單制動、動力制動和伺服制動三大類。
（一）簡單制動系
即人力制動，是靠司機作用于制動踏板上或手柄上的力作為動力源。力的傳遞方式又有機械式和液壓式兩種。機械式靠桿系和鋼絲繩傳力，其結構簡單，造價低廉，工作可靠，但機械效率低，故僅用于中小型汽車的制動裝置中。液壓式簡單制動系通常簡稱為液壓制動系，用于行車制動裝置。其優(yōu)點是作用滯后時間短（0.1～0.3s），工作壓力高（可達10～12mpa），輪缸尺寸小，可布置在制動蹄內(nèi)部作為制動蹄張開機構或制動塊壓緊機構，使之結構簡單、緊湊、質(zhì)量小、造價低。但其有限的力傳動比限制了它在汽車上的使用范圍。液壓式簡單制動系曾廣泛用于轎車、輕型及輕型以下的貨車及部分中型貨車上。
（二）動力制動系
動力制動系是以發(fā)動機動力形成的氣壓或液壓勢能作為汽車制動的全部力源進行制動，而司機作用于制動踏板或手柄上的力僅作用于對制動回路中控制元件的操縱。在簡單制動系中的踏板力其行程間的反比例關系在制動系中便不復存在，因此，此處的踏板力較小且可有適當?shù)奶ぐ逍谐獭?
氣壓制動系是動力制動器最常見的型式，由于可獲得較大制動驅(qū)動力且主車與被拖的掛車以及汽車列車之間制動驅(qū)動系統(tǒng)之間的連接裝置結構簡單、連接和斷開都很方便。
氣、液式制動系是動力制動系的另一種形式，即利用氣壓系統(tǒng)作為普通的液壓制動系主缸的驅(qū)動力源的一種制動驅(qū)動機構。它兼有液壓制動和氣壓制動的主要優(yōu)點。由于氣壓系統(tǒng)的管路短，作用滯后時間也較短。顯然，其結構復雜、質(zhì)量大、造價高，故主要用于重型汽車上。
（三）伺服制動系
伺服制動系是在人力液壓制動系中增加由其它能源提供的助力裝置，使人力與動力并用。在正常情況下，其輸出工作壓力主要由動力伺服系統(tǒng)產(chǎn)生，而在伺服系統(tǒng)失效時，仍可全由人力驅(qū)動液壓系統(tǒng)產(chǎn)生一定程度的制動力。因此，在中級以上的轎車及輕、中型客車、貨車上得到廣泛的應用。
綜上所述，故選用簡單制動系統(tǒng)。
§3.4.2 液壓驅(qū)動機構的設計與計算
1、制動輪缸直徑d的確定
制動輪缸對制動蹄（塊）施加的張開力與輪剛直徑d和制動管路壓力p的關系為：
（3-20）
制動管路壓力不超過10～12mpa。
取p=10mpa
得：
又因為輪缸直徑d應在標準規(guī)定的尺寸系列中選取，
故取 ： ，
2、制動主缸的直徑的確定。
第i個輪缸的工作容積為
式中，為第個輪缸活塞的直徑：n為輪缸中活塞的數(shù)目；為第i個輪缸活塞在完全制動時的行程。
在初步設計時，對鼓式制動器可取=2～2.5mm。
所有輪缸的總工作容積為
式中，m為輪缸的數(shù)目。
所以V=13345mm
制動主缸應有的工作容積為
式中，為制動軟管的容積變形。
在初步設計時，制動主缸的工作容積可取為
1.1V （轎車）
1.3V （貨車）
主缸活塞行程和活塞直徑可用下確定
（3-21）
一般
取：
則可得 。
又因為主缸的直徑d0應在標準規(guī)定尺寸系列中選取，
故取 。
3、制動踏板力Fp
制動踏板力Fp用下式計算
（3-22）
式中，為踏板機構的傳動比；為踏板機構及液壓主缸的機構效率，可取
=0.85～0.95
其中
=2 =0.85
所以 N
制動踏板力應滿足以下要求：最大踏板力一般為500N（轎車）或700N（貨車）。
故滿足要求。
4、制動踏板工作行程
踏板行程（計入襯片或襯片的允許磨損量）對轎車最大不應大于100-150mm, 對商用車不大于180mm。
在本次設計中根據(jù)本車的特點，故取=131mm。
§3.5 應急制動和駐車制動的計算
§3.5.1 應急制動
應急制動時，后輪一般都將抱死滑移， 此時的后橋制動力矩為：
式中： --------汽車滿載總質(zhì)量，；
--------重力加速度，9.8m/；
--------汽車軸距，m；
--------地面附著系數(shù)；
--------車輪的有效半徑；
--------汽車質(zhì)心到前軸的距離。
則可得：
§3.5.2 駐車制動
汽車在上坡路上停駐的受力情況如圖所示，由此不難得出停駐時的后橋附著力為
汽車在下坡路上停駐時的后橋附著力為
汽車可能停駐的極限上坡傾角，根據(jù)后軸上的附著力與制動力相等的條件下可得：
圖3-7 汽車在坡路上停駐的受力分析
汽車可能停駐在極限下傾角為：
一般要求各類汽車的最大駐坡度不小于。
則 汽車滿載時的極限上傾角為：
滿載時的下傾角為：
所以滿足要求。
§3.6 制動器主要零件的結構設計
（一）制動鼓
制動鼓應具有高的剛性和大的熱容量，制動時其溫升不應超過極限值。制動鼓的材料與摩擦襯片的材料相匹配，應能保證具有高的摩擦系數(shù)并使工作表面磨損均勻。中型、重型貨車和中型、大型客車多采用灰鑄鐵HT200或合金鑄鐵制。
制動鼓在工作載荷作用下會變形，致使蹄鼓間單位壓力不均勻，且會損失少許踏板行程。鼓筒變形后的不圓柱度過大容易引起自鎖或踏板振動。為防止這些現(xiàn)象需提高制動鼓的剛度。為此，沿鼓口的外緣鑄有整圈的加強肋條，也有的加鑄若干軸向肋條以提高其散熱性能。
制動鼓壁厚的選取主要是從剛度和強度方面考慮。壁厚取大些也有助于增大熱容量，但試驗表明，壁厚從11mm增至20mm，摩擦表面平均最高溫度變化并不大。一般鑄造制動鼓的壁厚：轎車為7～12mm，中、重型貨車為13～18mm。
故本設計制動鼓壁厚取15mm。
（二）制動蹄
轎車和輕型、微型貨車的制動蹄廣泛采用T形型鋼輾壓或鋼板沖壓—焊接制成；大噸位貨車的制動蹄則多用鑄鐵、鑄鋼或鑄鋁合金制成。制動蹄的斷面形狀和尺寸應保證其剛度好，但小型車鋼板制的制動蹄腹板上有時開有一、兩條徑向槽，使蹄的彎曲剛度小些，以便使制動蹄摩擦襯片與鼓之間的接觸壓力均勻，因而使襯片磨損較為均勻，并減少制動時的尖叫聲。重型汽車制動蹄的斷面有工字形、山字形和Ⅱ字形幾種。制動蹄腹板和翼緣的厚度，轎車的約為3—5mm；貨車的約為5～8mm。摩擦襯片的厚度，轎車多用4.5～5mm；貨車多在8mm以上。襯片可以鉚接或粘接在制動蹄上，粘接的允許其磨損厚度較大。
本次設計腹板的厚度選取6mm，翼板厚度6mm,摩擦襯片采用粘接固定在制動蹄上。
（三） 制動底板
制動底板是除制動鼓外制動器各零件的安裝基體，應保證各安裝零件相互間的正確位置。制動底板承受著制動器工作時的制動反力矩，故應有足夠的剛度。為此，由鋼板沖壓成形的制動底板都具有凹凸起伏的形狀。重型汽車則采用可鍛鑄鐵KTH 370—12的制動底座以代替鋼板沖壓的制動底板。剛度不足會導致制動力矩減小，踏板行程加大，襯片磨損也不均勻。
（四）制動輪缸
液壓制動系采用的活塞式制動蹄張開機構，其結構簡單，在車輪制動器中布置方便。輪缸的缸體由灰鑄鐵HT250制成。其缸筒為通孔，需搪磨?；钊射X合金制造?；钊舛藟河袖撝频拈_槽頂塊，以支承插入槽中的制動蹄腹板端部或端部接頭。輪缸的工作腔由裝在活塞上的橡膠密封圈或靠在活塞內(nèi)端面處的橡膠皮碗密封。多數(shù)制動輪缸有兩個等直徑活塞；少數(shù)有四個等直徑活塞；雙領蹄式制動器的兩蹄則各用一個單活塞制動輪缸推動。
總 結
本設計是3噸柴油貨車車架和制動系的設計,經(jīng)過查資料和參考以往的設計,制動系設計采用液壓為動力源的行車制動和以人力手動機械式的駐車車制動.行車制動均采用鼓式制動器，駐車制動采用附裝在后輪制動器上。即行車制動和駐車制動同用一套制動蹄片和制動鼓。它的特點是可以減少制動系所占的空間,使其總體結構簡化,并且在后輪行車制動失效時駐車車制動可以充當剎車,使其安全性能更高。制動系的零件減少,制動系總質(zhì)量也降低了,從而使制造成本也降低。缺點是:因為駐車制動是附裝在后輪制動鼓內(nèi)使得制動鼓內(nèi)的結構變的復雜,零件較多,加工工藝復雜了,精度要求較高,行車和駐車同用摩擦蹄片使得磨損較快并易出現(xiàn)故障。
車架設計時，則對車架的結構形式進行了綜合的分析，力求結構簡單，制造容易，各總成安裝方便等原因，采用前后等寬的梯形車架；且盡量把各構件的外形設計成直線型，曲線或折彎的構件過多，會降低車架的強度和剛度；對于承受扭轉(zhuǎn)應力的構件應采用閉口截面梁；當然車架主車架必須滿足其相應的彎曲剛度與扭轉(zhuǎn)剛度的要求，用簡支架理論確定了車架縱梁橫梁的抗彎截面系數(shù)，初步確定了縱、橫梁的截面尺寸，再對整車中收受最大力的危險截面進行強度、剛度的校核，最終得出本次梯形車架滿足要求。
總之，這次畢業(yè)設計是我大學學習中的一項重要的環(huán)節(jié)，它不僅使我進一步的加深對專業(yè)知識總結鞏固，同時發(fā)現(xiàn)自己的不足之處，而且使我學會怎樣更好的的去思考問題、處理問題。這對我今后的工作學習是非常有幫助的。
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致 謝
此次設計，是對以前所學知識的一次全面回顧和掌握的過程，同時也是對運用所學知識解決實際問題的一次鍛煉。在設計過程中，是我認識到了自己知識的缺乏，使我明白了在以后工作過程中不斷學習的重要性。由于自身知識和能力的限制，此次設計難免存在不足之處。例如，某些計算部分不夠完整，計算數(shù)據(jù)不夠合理，整體設計不夠合理等。
在設計中，李水良老師提出的要求和建議使我們學到了如何認真的對待一項工作，也使我們養(yǎng)成了對待任何事情都要認真、嚴肅的態(tài)度，同時也使我們學會了如何在工作中克服浮躁心理。李水良老師本人治學嚴謹?shù)膽B(tài)度給我們留下了非常深刻的印象，從他的身上我們學到了許多課本上學不到的寶貴經(jīng)