華晨寶馬三系鉗盤式制動(dòng)器CAD圖紙,華晨,寶馬,三系鉗盤式,制動(dòng)器,cad,圖紙 3汽車整車參數(shù)計(jì)算 華晨寶馬三系 整備質(zhì)量1510Kg 滿載質(zhì)量 滿載質(zhì)心高 軸距 滿載質(zhì)心距前軸距離 最大車速 輪胎規(guī)格 1990Kg 550mm 2810mm 1405mm 210km/h 225/50 R17 即車輪名義斷面寬度為225mm，扁平率為50%，輪轂名義直徑為17英寸，轉(zhuǎn)化過(guò)來(lái)為17*25.4=431.8mm 故車輪有效半徑為r=431.8/2+225*50%=328.4mm 4制動(dòng)系的主要參數(shù)及其選擇 4.1 制動(dòng)力與制動(dòng)力分配系數(shù) 設(shè)前后輪制動(dòng)器的制動(dòng)力為、，理想的前后輪制動(dòng)器動(dòng)力分配曲線公式： 滿載時(shí)： 式中：—前軸車輪的制動(dòng)器制動(dòng)力,N —后軸車輪的制動(dòng)器制動(dòng)力,N G—汽車重力，N — 汽車質(zhì)心離后軸距離,mm — 汽車質(zhì)心高度 ，mm L—汽車軸距，mm 代入數(shù)據(jù)： 對(duì)于轎車而言，滿載時(shí)的同步附著系數(shù)，滿足要求 選定 代入數(shù)據(jù)： 所以制動(dòng)分配系數(shù)β=0.63 4.2制動(dòng)強(qiáng)度和附著系數(shù)利用率 ①當(dāng) 最大制動(dòng)力 制動(dòng)強(qiáng)度 附著系數(shù)利用率 ②當(dāng)時(shí)，前輪先抱死 最大制動(dòng)力 制動(dòng)強(qiáng)度 附著系數(shù)利用率 ③當(dāng)時(shí)，后輪先抱死 最大制動(dòng)力 附著系數(shù)利用率 4.3制動(dòng)器最大制動(dòng)力矩 按所遇路面良好 一個(gè)前后輪的最大制動(dòng)力矩分別為： 4.4制動(dòng)因數(shù) 對(duì)于鉗盤式制動(dòng)器，設(shè)兩側(cè)制動(dòng)塊對(duì)制動(dòng)盤的壓緊力均為P，則制動(dòng)盤在其兩側(cè)工作面的作用半徑上所受的摩擦力為2,此處f為盤與制動(dòng)襯塊間的摩擦系數(shù)，于是鉗盤式制動(dòng)器的制動(dòng)器因數(shù)為BF=2f=2X0.3=0.6。 4.5駐車計(jì)算 圖4汽車在上坡路上停駐時(shí)的受力情況 根據(jù)受力圖不難得出停駐時(shí)的后橋附著力為： 汽車在下坡路上停駐時(shí)的后橋附著力為： 汽車可能停駐的極限上坡路傾角，可根據(jù)后橋上的附著力與制動(dòng)力相等的條件求得，即由 得到 式中，是保證汽車上坡行駛的縱向穩(wěn)定性的極限坡路傾角。 代入數(shù)據(jù) 得 同理可得下坡極限坡路傾角 代入數(shù)據(jù) 得 5盤式制動(dòng)器制動(dòng)器的設(shè)計(jì) 5.1制動(dòng)盤直徑 制動(dòng)盤直徑D應(yīng)盡可能取大些，這時(shí)制動(dòng)盤的有效半徑得到增加，可以減小制動(dòng)鉗的夾緊力，降低襯塊的單位壓力和工作溫度。受輪輞直徑的限制，制動(dòng)盤的直徑通常選擇為輪輞直徑的70%～79%，取75%。 由于輪胎規(guī)格為225/50 R17 17英寸即431.8mm，所以制動(dòng)盤直徑D=431.8×75%=323.85，為方便加工及保證尺寸的一致性，在此將尺寸取整，故取320mm；驗(yàn)算：320/431.8*100%=74.1%，滿足70%~79%要求。 制動(dòng)盤直徑為70%～79%輪輞直徑，根據(jù)輪輞提供給制動(dòng)器的可利用空間，并本著制動(dòng)盤直徑盡可能大的原則及運(yùn)動(dòng)時(shí)不發(fā)生干涉。初選制動(dòng)盤的直徑d＝140mm。 5.2制動(dòng)盤厚度 制動(dòng)盤厚度h對(duì)制動(dòng)盤質(zhì)量和工作時(shí)的溫升有影響，為使質(zhì)量小些，制動(dòng)盤不宜取得很大，為了減少溫升，制動(dòng)盤厚度又不宜取得過(guò)小，制動(dòng)盤可以作成實(shí)心的，或者為了散熱通風(fēng)需要在制動(dòng)盤中間鑄出通風(fēng)孔道，而我所選的車型制動(dòng)器采用的便是通風(fēng)盤式，而通風(fēng)式制動(dòng)盤厚度取為20~ 50mm,采用較多的是20~ 30mm,取25mm。 5.3摩擦襯塊外半徑 內(nèi)半徑 推薦摩擦襯塊外半徑R2,與內(nèi)半徑R的比值不大于1.5。若此比值偏大，工作時(shí)襯塊的外緣與內(nèi)側(cè)圓周速度相差較多,磨損不均勻,接觸面積減少，最終將導(dǎo)致制動(dòng)力矩變化大。 取,由于摩擦襯塊外徑略小于制動(dòng)盤半徑==160 故取160mm 所以 5.4制動(dòng)襯塊工作面積A 由于制動(dòng)襯塊為扇形，選定其到圓心的夾角為60° 所以 5.5摩擦襯塊摩擦系數(shù)f 選擇摩擦襯塊時(shí),不僅希望其摩擦系數(shù)要高些，更要求其熱穩(wěn)定性要好，受溫度和壓力的影響要小。不能單純地追求摩擦材料的高摩擦系數(shù)，各種制動(dòng)器用摩擦材料的摩擦系數(shù)的穩(wěn)定值約為0.3~0.5， 一般來(lái)說(shuō)，摩擦系數(shù)愈高的材料，其耐磨性愈差，所以在制動(dòng)器設(shè)計(jì)時(shí)并非一定要追求高摩擦系數(shù)的材料。在假設(shè)的理想條件下計(jì)算制動(dòng)器的制動(dòng)力矩，為使計(jì)算結(jié)果接近實(shí)際，取f=0.3。 另外，在選擇摩擦材料時(shí)，應(yīng)盡量采用減少污染和對(duì)人體無(wú)害的材料，故選用粉末冶金材料。 5.6制動(dòng)襯塊的設(shè)計(jì)計(jì)算 假定襯塊的摩擦面全部與制動(dòng)盤接觸，且各處單位壓力分布均勻，則制動(dòng)器的制動(dòng)力矩為 式中f為摩擦系數(shù);為單側(cè)制動(dòng)塊對(duì)制動(dòng)盤的壓緊力;R為作用半徑。對(duì)于常見的具有扇形摩擦表面的襯塊，其徑向?qū)挾炔皇呛艽?，取R等于平均半徑或有效半徑，在實(shí)際中已經(jīng)足夠精確。 平均半徑為 式中，，為摩擦襯塊扇形表面的外半徑和內(nèi)半徑。 有效半徑是扇形的面積中心至制動(dòng)盤中心的距離， 式中， 因?yàn)閙＜1，，故，且m越小，兩者差值越大。 應(yīng)當(dāng)指出，若，m過(guò)小，即扇形的徑向的寬度過(guò)大，襯塊摩擦面上各不同半徑處的滑磨速度相差太遠(yuǎn)，磨損將不均勻，因而單位壓力分布均勻這一假設(shè)條件不能成立， 則上述計(jì)算方法也就不適用。m值一般不小于0.65。 制動(dòng)盤工作面的加工精度應(yīng)達(dá)到下述要求:平面度公差為0.012mm,表面粗糙度R,值為0.7 ~1.3μm，兩摩擦表面的平行度公差不應(yīng)大于0.05mm,制動(dòng)盤的端面圓跳動(dòng)公差不應(yīng)大于O.03mm。通常制動(dòng)盤采用摩擦性能良好的珠光體灰鑄鐵制造。為保證足夠的強(qiáng)度和耐磨性能，其牌號(hào)不應(yīng)低于HT250。 5.7襯片磨損特性的計(jì)算 摩擦襯片(襯塊)的磨損受溫度、摩擦力、滑磨速度、制動(dòng)鼓(制動(dòng)盤)的材質(zhì)及加工情況，以及襯片(襯塊)本身材質(zhì)等許多因素的影響，因此在理論上計(jì)算磨損性能極為困難。但試驗(yàn)表明，影響磨損的最重要的因素還是摩擦表面的溫度和摩擦力。 從能量的觀點(diǎn)來(lái)說(shuō)，汽車制動(dòng)過(guò)程即是將汽車的機(jī)械能(動(dòng)能和勢(shì)能)的一部分轉(zhuǎn)變?yōu)闊崃慷纳⒌倪^(guò)程。在制動(dòng)強(qiáng)度很大的緊急制動(dòng)過(guò)程中，制動(dòng)器幾乎承擔(dān)了汽車全部動(dòng)能耗散的任務(wù)。此時(shí)，由于制動(dòng)時(shí)間很短，實(shí)際上熱量還來(lái)不及逸散到大氣中就被制動(dòng)器所吸收，致使制動(dòng)器溫度升高。這就是所謂制動(dòng)器的能量負(fù)荷。能量負(fù)荷越大，則襯片(襯塊)的磨損越嚴(yán)重。對(duì)于盤式制動(dòng)器的襯塊，其單位面積上的能量負(fù)荷比鼓式制動(dòng)器襯片大許多倍，所以制動(dòng)盤的表面溫度比制動(dòng)鼓的高。 各種汽車的總質(zhì)量及其制動(dòng)襯片(襯塊)的摩擦面積各不相同，因而有必要用一種相對(duì)的量作為評(píng)價(jià)能量負(fù)荷的指標(biāo)。目前，各國(guó)常用的指標(biāo)是比能量耗散率，即單位時(shí)間內(nèi)襯片(襯塊)單位摩擦面積耗散的能量，通常所用的計(jì)量單位為。比能量耗散率有時(shí)也稱為單位功負(fù)荷，或簡(jiǎn)稱能量負(fù)荷。 雙軸汽車的單個(gè)前輪及后輪制動(dòng)器的比能量耗散率分別為 式中，--汽車總質(zhì)量（t） ----汽車回轉(zhuǎn)質(zhì)量換算系數(shù)； --制動(dòng)器初速度和終速度（m/s）； j--制動(dòng)減速度（）； --前、后制動(dòng)器襯片（襯塊）的摩擦面積（）； β--制動(dòng)力分配系數(shù)。 在緊急制動(dòng)到停車的情況下，，并認(rèn)為，故 據(jù)有關(guān)文獻(xiàn)推薦，鼓式制動(dòng)器的比能量耗散率以不大于1.8為宜，計(jì)算時(shí)取堿速度j=0.6g。制動(dòng)初速度：乘用車用100km/h(27. 8m/s);總質(zhì)量3.5t以下的商用車用80km/h(22.2m/s);總質(zhì)量3.5t 以上的商用車用65km/h(18m/s)。乘用車的盤式制動(dòng)器在同上的和j的條件下，比能量耗散率應(yīng)不大于6.0。對(duì)于最高車速低于以上規(guī)定的制動(dòng)初速度的汽車，按上述條件算出的e值允許略大于1.8。比能量耗散率過(guò)高不僅引起襯片(襯塊)的加速磨損，且有可能使制動(dòng)鼓或制動(dòng)盤更早發(fā)生龜裂。 即乘用車的盤式制動(dòng)器在（27.8m/s）和j=0.6g條件下， 由于設(shè)計(jì)驅(qū)動(dòng)輪制動(dòng)器僅計(jì)算后摩擦襯塊的摩擦特性 代入數(shù)據(jù)得 另一個(gè)磨損特性指標(biāo)是襯片(襯塊)單位摩擦面積的制動(dòng)器摩擦力，化摩擦力越大，則磨損越嚴(yán)重。單個(gè)車輪制動(dòng)器的比摩擦力為 式中，為單個(gè)制動(dòng)器的制動(dòng)力矩；R為襯塊平均半徑或有效半徑；A為單個(gè)制動(dòng)器的襯片（襯塊）摩擦面積。 當(dāng)前輪處于最大制動(dòng)力矩時(shí)，代入數(shù)據(jù)為: 當(dāng)后輪處于最大制動(dòng)力矩時(shí)，代入數(shù)據(jù)為: 6制動(dòng)器主要零部件的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 6.1制動(dòng)盤 制動(dòng)盤結(jié)構(gòu)形狀有平板形和禮帽形，由于所設(shè)計(jì)的是鉗盤式制動(dòng)器，故采用后者即禮帽形制動(dòng)盤，其圓柱部分長(zhǎng)度取決于布置尺寸。為了改善冷卻，所設(shè)計(jì)的鉗盤式制動(dòng)器的制動(dòng)盤鑄成中間有徑向通風(fēng)槽的雙層盤，可大大增加散熱面積，但盤的整體厚度較大。 制動(dòng)盤工作面的加工精度應(yīng)達(dá)到下述要求:平面度小于等于0. 01mm,表面粗糙度值小于等于0.06mm，兩摩擦表面的不平行度小于等于0.01mm，制動(dòng)盤的端面圓跳動(dòng)小于等于0.03mm。 6.4摩擦材料 制動(dòng)摩擦材料應(yīng)具有高而穩(wěn)定的摩擦系數(shù)，抗熱衰退性能好，不能在溫度升到某一數(shù)值后摩擦系數(shù)突然急劇下降,材料的耐磨性好,吸水率低，有較高的耐擠壓和耐沖擊性能;制動(dòng)時(shí)不產(chǎn)生噪聲和不良?xì)馕?，?yīng)盡量采用少污染和對(duì)人體無(wú)害的摩擦材料。 經(jīng)過(guò)綜合考慮，制動(dòng)盤采用摩擦性能良好的珠光體灰鑄鐵鑄造，為保證足夠的強(qiáng)度和耐磨性能，其牌號(hào)為HT250。 摩擦襯塊選用減少污染和對(duì)人體無(wú)害的粉末冶金材料。 7制動(dòng)驅(qū)動(dòng)機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì)與計(jì)算 6.2制動(dòng)鉗 制動(dòng)鉗由球墨鑄鐵QT400-18制造，做成整體的，其外緣留有開口，以便不必拆下制動(dòng)器便可檢查或更換制動(dòng)塊。制動(dòng)鉗體應(yīng)有高的強(qiáng)度和剛度。在鉗體中加工出制動(dòng)油缸。為了減少傳給制動(dòng)液的熱量，將杯形活塞的開口端頂靠制動(dòng)塊的背板?；钊射撝圃?，為了提高耐磨損性能，活塞的工作表面要進(jìn)行鍍鉻處理。6.3制動(dòng)塊 制動(dòng)塊由背板和摩擦襯塊構(gòu)成，兩者直接牢固地壓嵌或鉚接或連接在一起。襯塊多為扇形，也有矩形、正方形或長(zhǎng)圓形的。活塞應(yīng)能壓住盡量多的制動(dòng)塊面積，以免襯塊發(fā)生卷角而引起尖叫聲。制動(dòng)塊背板由鋼板制成。為了避免制動(dòng)時(shí)產(chǎn)生的熱量傳給制動(dòng)鉗而引起制動(dòng)液氣化和減小制動(dòng)噪聲，可在摩擦襯塊與背板之間或在背板后粘（或噴涂）一層隔熱減震墊（膠）。由于單位壓力大和工作溫度高等特點(diǎn)，摩擦襯塊的磨損較快，因此其厚度較大。一般情況下，輕型汽車的摩擦塊厚度在7.5 mm～16 mm之間，中、重型汽車的摩擦襯塊的厚度在14 mm～22 mm之間。許多盤式制動(dòng)器裝有摩擦襯塊達(dá)到磨損極限時(shí)的報(bào)警裝置，以便能及時(shí)更換摩擦襯塊。 7.1制動(dòng)驅(qū)動(dòng)機(jī)構(gòu)的形式 制動(dòng)驅(qū)動(dòng)機(jī)構(gòu)將來(lái)自駕駛員或其它力源的力傳給制動(dòng)器，使之產(chǎn)生制動(dòng)力矩。根據(jù)制動(dòng)力源的不同，制動(dòng)驅(qū)動(dòng)機(jī)構(gòu)一般可分為簡(jiǎn)單制動(dòng)、動(dòng)力制動(dòng)和伺服制動(dòng)三大類。 根據(jù)制動(dòng)器各方面綜合考慮采用液壓市制動(dòng)驅(qū)動(dòng)機(jī)構(gòu) 液壓式驅(qū)動(dòng)機(jī)構(gòu): 優(yōu)點(diǎn): a.制動(dòng)時(shí)可以得到必要安全性，因?yàn)橐簤合到y(tǒng)內(nèi)系統(tǒng)內(nèi)壓力相等，左右輪制動(dòng)同時(shí)進(jìn)行; b.易保證制動(dòng)力正確分配到前、后輪，因?yàn)榍?、后輪分泵可以做出不同直?c.車振或懸架變形不發(fā)生自行制動(dòng);，d.不須潤(rùn)滑和時(shí)常調(diào)整;缺點(diǎn): a當(dāng)管路一處泄漏，則系統(tǒng)失效;b低溫油液變濃，高溫則汽化;c不可長(zhǎng)時(shí)間制動(dòng)。 但綜合來(lái)看，油壓制動(dòng)還是可取的，且得到了廣泛的應(yīng)用。 7.2分路系統(tǒng) 為了提高制動(dòng)工作可靠性，應(yīng)采用分路系統(tǒng)，即全車的所有行車制動(dòng)器的液壓或氣壓管路分為兩個(gè)或更多的互相獨(dú)立的回路，其中一個(gè)回路失效后，仍可利用其它完好的回路起制動(dòng)作用。 雙軸汽車的雙回路制動(dòng)系統(tǒng)有以下常見的五種分路形式: 圖4分路系統(tǒng) 1)一軸對(duì)一軸(Ⅱ)型，如圖a所示，前軸制動(dòng)器與后橋制動(dòng)器各用一個(gè)回路(“Ⅱ型”是其形象的簡(jiǎn)稱，下同)。 2)交叉(X)型，如圖b所示，前軸的一側(cè)車輪制動(dòng)器與后橋的對(duì)側(cè)車輪制動(dòng)器同屬一個(gè)回路。 3)一軸半對(duì)半軸(HI)型，如圖c所示，兩側(cè)前制動(dòng)器的半數(shù)輪缸和全部后制動(dòng)器輪缸屬于一個(gè)回路，其余的前輪缸則屬于另一回路。 4)半軸一輪對(duì)半軸一輪(LL)型，如圖d所示，兩個(gè)回路分別對(duì)兩側(cè)前輪制動(dòng)器的半數(shù)輪缸和一個(gè)后輪制動(dòng)器起作用。 5)雙半軸對(duì)雙半軸(HH)型，如圖e所示。每個(gè)回路均只對(duì)每個(gè)前、后制動(dòng)器的半數(shù)輪缸起作用。 Ⅱ型的管路布置較為簡(jiǎn)單，可與傳統(tǒng)的單輪缸(或單制動(dòng)氣室)鼓式制動(dòng).器配合使用，成本較低，目前在各類汽車特別是貨車上用得最廣泛。這種形式若后制動(dòng)回路失效，則一旦前輪抱死即極易喪失轉(zhuǎn)彎制動(dòng)能力。對(duì)于采用前輪驅(qū)動(dòng)因而前制動(dòng)器強(qiáng)于后制動(dòng)器的轎車，當(dāng)前制動(dòng)回路失效而單用后橋制動(dòng)時(shí)，制動(dòng)力將嚴(yán)重不足(小于正常情況下的一半)，并且若后橋負(fù)荷小于前軸，則踏板力過(guò)大時(shí)易使后橋車輪抱死而汽車側(cè)滑。 X型的結(jié)構(gòu)也很簡(jiǎn)單。直行制動(dòng)時(shí)任一- 回路失效，剩余總制動(dòng)力都能保持正常值的50%。但是，一旦某一管路損壞造成制動(dòng)力不對(duì)稱，此時(shí)前輪將朝制動(dòng)力大的一邊繞主銷轉(zhuǎn)動(dòng)，使汽車喪失穩(wěn)定性。因此，這種方案適用于主銷偏移距為負(fù)值(達(dá)20mm)的汽車上。這時(shí)，不平衡的制動(dòng)力使車輪反向轉(zhuǎn)動(dòng)，改善了汽車穩(wěn)定性。 HI、HH、LL型結(jié)構(gòu)都比較復(fù)雜。LL型和HH型在任一回路失效時(shí)，前、后制動(dòng)力比值均與正常情況下相同。LL型和HH型的剩余總制動(dòng)力可達(dá)正常值的50%左右。HI型單用一軸半回路時(shí)剩余制動(dòng)力較大，但此時(shí)與LL型一樣，緊急制動(dòng)情況下后輪很容易先抱死。所以本次設(shè)計(jì)選擇X型的布置方案。 8液壓制動(dòng)驅(qū)動(dòng)機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì)計(jì)算 8.1制動(dòng)輪缸直徑d的確定 制動(dòng)輪缸對(duì)制動(dòng)蹄(塊)施加的張開力與輪缸直徑d和制動(dòng)管路壓力p的關(guān)系為 制動(dòng)管路壓力一般不超過(guò)10—12MPa，對(duì)盤式制動(dòng)器可更高。壓力越高，對(duì)管路(首先是制動(dòng)軟管及管接頭)的密封性要求越嚴(yán)格，但驅(qū)動(dòng)機(jī)構(gòu)越緊湊。輪缸直徑d應(yīng)在標(biāo)準(zhǔn)規(guī)定的尺寸系列中選（HG2865-1997)，具體為19mm、22mm、24mm、25mm、28mm、30mm、32mm、35mm、38mm、40mm、45mm、50mm、55mm。 我們這里油壓選取12MPa，代入數(shù)據(jù)得到后輪輪缸直徑45mm，前輪輪缸直徑為35mm。 8.2制動(dòng)主缸直徑的確定 第i個(gè)輪缸的工作容積為 式中，為第i個(gè)輪缸活塞的直徑；n為輪缸中活塞的數(shù)目；為第i個(gè)輪缸活塞在完全制動(dòng)時(shí)的行程，初步設(shè)計(jì)時(shí)，制動(dòng)器可取=2.0—2.5mm，這里取=2mm 前輪制動(dòng)器單個(gè)輪缸工作容積 后輪制動(dòng)器單個(gè)輪缸工作容積 輪缸的總?cè)莘e： =2（3178+1924）10204 在初步設(shè)計(jì)時(shí)，制動(dòng)主缸的工作容積可取為：對(duì)于乘用車 主缸活塞行程和活塞直接為 一般=（0.8—1.2）。 我們這里取 主缸的直徑應(yīng)符合QC/T311—1999中規(guī)定的尺寸系列，具體為19mm、22mm、26mm、28mm、32mm、35mm、38mm、40mm、45mm。 代入數(shù)據(jù)得到主缸直徑 得 查表后取26mm，即=26mm 8.3制動(dòng)踏板力 制動(dòng)踏板力為 式中，為踏板機(jī)構(gòu)的傳動(dòng)比（=4-7）；為踏板機(jī)構(gòu)及液壓主缸的機(jī)械效率，可取=0.82—0.86，這里我們?nèi)?.85；K為真空助力器增力背數(shù)，這里我們?nèi)?。 代入數(shù)據(jù)： 制動(dòng)踏板力應(yīng)滿足以下要求:最大踏板力一般為500N(轎車)或700N(貨車)。設(shè)計(jì)時(shí)，制動(dòng)踏板力可在200~350N的范圍內(nèi)選取。 8.4制動(dòng)踏板工作行程 式中，為主缸中推桿與活塞間的間隙，一般=1.5—2.0mm，這里?。粸橹鞲谆钊目招谐?，即主缸活塞從不工作的極限位置到使其皮碗完全封堵主缸上的旁通孔所經(jīng)過(guò)的行程。 代入數(shù)據(jù) 制動(dòng)器調(diào)整正常時(shí)的踏板工作行程Sp，只應(yīng)占計(jì)及制動(dòng)襯片(襯塊)的容許磨損量在內(nèi)的踏板行程的40%-60%。 為了避免空氣侵入制動(dòng)管路，在計(jì)算制動(dòng)主缸活塞回位彈簧(同時(shí)也是回油閥彈簧)時(shí)，應(yīng)保證踏板放開后，制動(dòng)管路中仍保持0.05--0. 14MPa的殘余壓力。 踏板行程(計(jì)人襯片或襯塊的允許磨損量)對(duì)轎車最大應(yīng)不大于100~150mm，對(duì)貨車不大于180mm。此外，作用在制動(dòng)手柄上的力對(duì)轎車最大不大于400N，對(duì)貨車不大于600N;制動(dòng)手柄行程對(duì)轎車最大不大于160mm，對(duì)貨車不大于220mm。 3汽車整車參數(shù)計(jì)算 華晨寶馬三系 整備質(zhì)量1510Kg 滿載質(zhì)量 滿載質(zhì)心高 軸距 滿載質(zhì)心距前軸距離 最大車速 輪胎規(guī)格 1990Kg 550mm 2810mm 1405mm 210km/h 225/50 R17 即車輪名義斷面寬度為225mm，扁平率為50%，輪轂名義直徑為17英寸，轉(zhuǎn)化過(guò)來(lái)為17*25.4=431.8mm 故車輪有效半徑為r=431.8/2+225*50%=328.4mm 4制動(dòng)系的主要參數(shù)及其選擇 4.1 制動(dòng)力與制動(dòng)力分配系數(shù) 設(shè)前后輪制動(dòng)器的制動(dòng)力為、，理想的前后輪制動(dòng)器動(dòng)力分配曲線公式： 滿載時(shí)： 式中：—前軸車輪的制動(dòng)器制動(dòng)力,N —后軸車輪的制動(dòng)器制動(dòng)力,N G—汽車重力，N — 汽車質(zhì)心離后軸距離,mm — 汽車質(zhì)心高度 ，mm L—汽車軸距，mm 代入數(shù)據(jù)： 對(duì)于轎車而言，滿載時(shí)的同步附著系數(shù)，滿足要求 選定 代入數(shù)據(jù)： 所以制動(dòng)分配系數(shù)β=0.63 4.2制動(dòng)強(qiáng)度和附著系數(shù)利用率 ①當(dāng) 最大制動(dòng)力 制動(dòng)強(qiáng)度 附著系數(shù)利用率 ②當(dāng)時(shí)，前輪先抱死 最大制動(dòng)力 制動(dòng)強(qiáng)度 附著系數(shù)利用率 ③當(dāng)時(shí)，后輪先抱死 最大制動(dòng)力 附著系數(shù)利用率 4.3制動(dòng)器最大制動(dòng)力矩 按所遇路面良好 一個(gè)前后輪的最大制動(dòng)力矩分別為： 4.4制動(dòng)因數(shù) 對(duì)于鉗盤式制動(dòng)器，設(shè)兩側(cè)制動(dòng)塊對(duì)制動(dòng)盤的壓緊力均為P，則制動(dòng)盤在其兩側(cè)工作面的作用半徑上所受的摩擦力為2,此處f為盤與制動(dòng)襯塊間的摩擦系數(shù)，于是鉗盤式制動(dòng)器的制動(dòng)器因數(shù)為BF=2f=2X0.3=0.6。 4.5駐車計(jì)算 圖4汽車在上坡路上停駐時(shí)的受力情況 根據(jù)受力圖不難得出停駐時(shí)的后橋附著力為： 汽車在下坡路上停駐時(shí)的后橋附著力為： 汽車可能停駐的極限上坡路傾角，可根據(jù)后橋上的附著力與制動(dòng)力相等的條件求得，即由 得到 式中，是保證汽車上坡行駛的縱向穩(wěn)定性的極限坡路傾角。 代入數(shù)據(jù) 得 同理可得下坡極限坡路傾角 代入數(shù)據(jù) 得 5盤式制動(dòng)器制動(dòng)器的設(shè)計(jì) 5.1制動(dòng)盤直徑 制動(dòng)盤直徑D應(yīng)盡可能取大些，這時(shí)制動(dòng)盤的有效半徑得到增加，可以減小制動(dòng)鉗的夾緊力，降低襯塊的單位壓力和工作溫度。受輪輞直徑的限制，制動(dòng)盤的直徑通常選擇為輪輞直徑的70%～79%，取75%。 由于輪胎規(guī)格為225/50 R17 17英寸即431.8mm，所以制動(dòng)盤直徑D=431.8×75%=323.85，為方便加工及保證尺寸的一致性，在此將尺寸取整，故取320mm；驗(yàn)算：320/431.8*100%=74.1%，滿足70%~79%要求。 制動(dòng)盤直徑為70%～79%輪輞直徑，根據(jù)輪輞提供給制動(dòng)器的可利用空間，并本著制動(dòng)盤直徑盡可能大的原則及運(yùn)動(dòng)時(shí)不發(fā)生干涉。初選制動(dòng)盤的直徑d＝140mm。 5.2制動(dòng)盤厚度 制動(dòng)盤厚度h對(duì)制動(dòng)盤質(zhì)量和工作時(shí)的溫升有影響，為使質(zhì)量小些，制動(dòng)盤不宜取得很大，為了減少溫升，制動(dòng)盤厚度又不宜取得過(guò)小，制動(dòng)盤可以作成實(shí)心的，或者為了散熱通風(fēng)需要在制動(dòng)盤中間鑄出通風(fēng)孔道，而我所選的車型制動(dòng)器采用的便是通風(fēng)盤式，而通風(fēng)式制動(dòng)盤厚度取為20~ 50mm,采用較多的是20~ 30mm,取25mm。 5.3摩擦襯塊外半徑 內(nèi)半徑 推薦摩擦襯塊外半徑R2,與內(nèi)半徑R的比值不大于1.5。若此比值偏大，工作時(shí)襯塊的外緣與內(nèi)側(cè)圓周速度相差較多,磨損不均勻,接觸面積減少，最終將導(dǎo)致制動(dòng)力矩變化大。 取,由于摩擦襯塊外徑略小于制動(dòng)盤半徑==160 故取160mm 所以 5.4制動(dòng)襯塊工作面積A 由于制動(dòng)襯塊為扇形，選定其到圓心的夾角為60° 所以 5.5摩擦襯塊摩擦系數(shù)f 選擇摩擦襯塊時(shí),不僅希望其摩擦系數(shù)要高些，更要求其熱穩(wěn)定性要好，受溫度和壓力的影響要小。不能單純地追求摩擦材料的高摩擦系數(shù)，各種制動(dòng)器用摩擦材料的摩擦系數(shù)的穩(wěn)定值約為0.3~0.5， 一般來(lái)說(shuō)，摩擦系數(shù)愈高的材料，其耐磨性愈差，所以在制動(dòng)器設(shè)計(jì)時(shí)并非一定要追求高摩擦系數(shù)的材料。在假設(shè)的理想條件下計(jì)算制動(dòng)器的制動(dòng)力矩，為使計(jì)算結(jié)果接近實(shí)際，取f=0.3。 另外，在選擇摩擦材料時(shí)，應(yīng)盡量采用減少污染和對(duì)人體無(wú)害的材料，故選用粉末冶金材料。 5.6制動(dòng)襯塊的設(shè)計(jì)計(jì)算 假定襯塊的摩擦面全部與制動(dòng)盤接觸，且各處單位壓力分布均勻，則制動(dòng)器的制動(dòng)力矩為 式中f為摩擦系數(shù);為單側(cè)制動(dòng)塊對(duì)制動(dòng)盤的壓緊力;R為作用半徑。對(duì)于常見的具有扇形摩擦表面的襯塊，其徑向?qū)挾炔皇呛艽?，取R等于平均半徑或有效半徑，在實(shí)際中已經(jīng)足夠精確。 平均半徑為 式中，，為摩擦襯塊扇形表面的外半徑和內(nèi)半徑。 有效半徑是扇形的面積中心至制動(dòng)盤中心的距離， 式中， 因?yàn)閙＜1，，故，且m越小，兩者差值越大。 應(yīng)當(dāng)指出，若，m過(guò)小，即扇形的徑向的寬度過(guò)大，襯塊摩擦面上各不同半徑處的滑磨速度相差太遠(yuǎn)，磨損將不均勻，因而單位壓力分布均勻這一假設(shè)條件不能成立， 則上述計(jì)算方法也就不適用。m值一般不小于0.65。 制動(dòng)盤工作面的加工精度應(yīng)達(dá)到下述要求:平面度公差為0.012mm,表面粗糙度R,值為0.7 ~1.3μm，兩摩擦表面的平行度公差不應(yīng)大于0.05mm,制動(dòng)盤的端面圓跳動(dòng)公差不應(yīng)大于O.03mm。通常制動(dòng)盤采用摩擦性能良好的珠光體灰鑄鐵制造。為保證足夠的強(qiáng)度和耐磨性能，其牌號(hào)不應(yīng)低于HT250。 5.7襯片磨損特性的計(jì)算 摩擦襯片(襯塊)的磨損受溫度、摩擦力、滑磨速度、制動(dòng)鼓(制動(dòng)盤)的材質(zhì)及加工情況，以及襯片(襯塊)本身材質(zhì)等許多因素的影響，因此在理論上計(jì)算磨損性能極為困難。但試驗(yàn)表明，影響磨損的最重要的因素還是摩擦表面的溫度和摩擦力。 從能量的觀點(diǎn)來(lái)說(shuō)，汽車制動(dòng)過(guò)程即是將汽車的機(jī)械能(動(dòng)能和勢(shì)能)的一部分轉(zhuǎn)變?yōu)闊崃慷纳⒌倪^(guò)程。在制動(dòng)強(qiáng)度很大的緊急制動(dòng)過(guò)程中，制動(dòng)器幾乎承擔(dān)了汽車全部動(dòng)能耗散的任務(wù)。此時(shí)，由于制動(dòng)時(shí)間很短，實(shí)際上熱量還來(lái)不及逸散到大氣中就被制動(dòng)器所吸收，致使制動(dòng)器溫度升高。這就是所謂制動(dòng)器的能量負(fù)荷。能量負(fù)荷越大，則襯片(襯塊)的磨損越嚴(yán)重。對(duì)于盤式制動(dòng)器的襯塊，其單位面積上的能量負(fù)荷比鼓式制動(dòng)器襯片大許多倍，所以制動(dòng)盤的表面溫度比制動(dòng)鼓的高。 各種汽車的總質(zhì)量及其制動(dòng)襯片(襯塊)的摩擦面積各不相同，因而有必要用一種相對(duì)的量作為評(píng)價(jià)能量負(fù)荷的指標(biāo)。目前，各國(guó)常用的指標(biāo)是比能量耗散率，即單位時(shí)間內(nèi)襯片(襯塊)單位摩擦面積耗散的能量，通常所用的計(jì)量單位為。比能量耗散率有時(shí)也稱為單位功負(fù)荷，或簡(jiǎn)稱能量負(fù)荷。 雙軸汽車的單個(gè)前輪及后輪制動(dòng)器的比能量耗散率分別為 式中，--汽車總質(zhì)量（t） ----汽車回轉(zhuǎn)質(zhì)量換算系數(shù)； --制動(dòng)器初速度和終速度（m/s）； j--制動(dòng)減速度（）； --前、后制動(dòng)器襯片（襯塊）的摩擦面積（）； β--制動(dòng)力分配系數(shù)。 在緊急制動(dòng)到停車的情況下，，并認(rèn)為，故 據(jù)有關(guān)文獻(xiàn)推薦，鼓式制動(dòng)器的比能量耗散率以不大于1.8為宜，計(jì)算時(shí)取堿速度j=0.6g。制動(dòng)初速度：乘用車用100km/h(27. 8m/s);總質(zhì)量3.5t以下的商用車用80km/h(22.2m/s);總質(zhì)量3.5t 以上的商用車用65km/h(18m/s)。乘用車的盤式制動(dòng)器在同上的和j的條件下，比能量耗散率應(yīng)不大于6.0。對(duì)于最高車速低于以上規(guī)定的制動(dòng)初速度的汽車，按上述條件算出的e值允許略大于1.8。比能量耗散率過(guò)高不僅引起襯片(襯塊)的加速磨損，且有可能使制動(dòng)鼓或制動(dòng)盤更早發(fā)生龜裂。 即乘用車的盤式制動(dòng)器在（27.8m/s）和j=0.6g條件下， 由于設(shè)計(jì)驅(qū)動(dòng)輪制動(dòng)器僅計(jì)算后摩擦襯塊的摩擦特性 代入數(shù)據(jù)得 另一個(gè)磨損特性指標(biāo)是襯片(襯塊)單位摩擦面積的制動(dòng)器摩擦力，化摩擦力越大，則磨損越嚴(yán)重。單個(gè)車輪制動(dòng)器的比摩擦力為 式中，為單個(gè)制動(dòng)器的制動(dòng)力矩；R為襯塊平均半徑或有效半徑；A為單個(gè)制動(dòng)器的襯片（襯塊）摩擦面積。 當(dāng)前輪處于最大制動(dòng)力矩時(shí)，代入數(shù)據(jù)為: 當(dāng)后輪處于最大制動(dòng)力矩時(shí)，代入數(shù)據(jù)為: 6制動(dòng)器主要零部件的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 6.1制動(dòng)盤 制動(dòng)盤結(jié)構(gòu)形狀有平板形和禮帽形，由于所設(shè)計(jì)的是鉗盤式制動(dòng)器，故采用后者即禮帽形制動(dòng)盤，其圓柱部分長(zhǎng)度取決于布置尺寸。為了改善冷卻，所設(shè)計(jì)的鉗盤式制動(dòng)器的制動(dòng)盤鑄成中間有徑向通風(fēng)槽的雙層盤，可大大增加散熱面積，但盤的整體厚度較大。 制動(dòng)盤工作面的加工精度應(yīng)達(dá)到下述要求:平面度小于等于0. 01mm,表面粗糙度值小于等于0.06mm，兩摩擦表面的不平行度小于等于0.01mm，制動(dòng)盤的端面圓跳動(dòng)小于等于0.03mm。 6.4摩擦材料 制動(dòng)摩擦材料應(yīng)具有高而穩(wěn)定的摩擦系數(shù)，抗熱衰退性能好，不能在溫度升到某一數(shù)值后摩擦系數(shù)突然急劇下降,材料的耐磨性好,吸水率低，有較高的耐擠壓和耐沖擊性能;制動(dòng)時(shí)不產(chǎn)生噪聲和不良?xì)馕叮瑧?yīng)盡量采用少污染和對(duì)人體無(wú)害的摩擦材料。 經(jīng)過(guò)綜合考慮，制動(dòng)盤采用摩擦性能良好的珠光體灰鑄鐵鑄造，為保證足夠的強(qiáng)度和耐磨性能，其牌號(hào)為HT250。 摩擦襯塊選用減少污染和對(duì)人體無(wú)害的粉末冶金材料。 7制動(dòng)驅(qū)動(dòng)機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì)與計(jì)算 6.2制動(dòng)鉗 制動(dòng)鉗由球墨鑄鐵QT400-18制造，做成整體的，其外緣留有開口，以便不必拆下制動(dòng)器便可檢查或更換制動(dòng)塊。制動(dòng)鉗體應(yīng)有高的強(qiáng)度和剛度。在鉗體中加工出制動(dòng)油缸。為了減少傳給制動(dòng)液的熱量，將杯形活塞的開口端頂靠制動(dòng)塊的背板?；钊射撝圃?，為了提高耐磨損性能，活塞的工作表面要進(jìn)行鍍鉻處理。6.3制動(dòng)塊 制動(dòng)塊由背板和摩擦襯塊構(gòu)成，兩者直接牢固地壓嵌或鉚接或連接在一起。襯塊多為扇形，也有矩形、正方形或長(zhǎng)圓形的?；钊麘?yīng)能壓住盡量多的制動(dòng)塊面積，以免襯塊發(fā)生卷角而引起尖叫聲。制動(dòng)塊背板由鋼板制成。為了避免制動(dòng)時(shí)產(chǎn)生的熱量傳給制動(dòng)鉗而引起制動(dòng)液氣化和減小制動(dòng)噪聲，可在摩擦襯塊與背板之間或在背板后粘（或噴涂）一層隔熱減震墊（膠）。由于單位壓力大和工作溫度高等特點(diǎn)，摩擦襯塊的磨損較快，因此其厚度較大。一般情況下，輕型汽車的摩擦塊厚度在7.5 mm～16 mm之間，中、重型汽車的摩擦襯塊的厚度在14 mm～22 mm之間。許多盤式制動(dòng)器裝有摩擦襯塊達(dá)到磨損極限時(shí)的報(bào)警裝置，以便能及時(shí)更換摩擦襯塊。 7.1制動(dòng)驅(qū)動(dòng)機(jī)構(gòu)的形式 制動(dòng)驅(qū)動(dòng)機(jī)構(gòu)將來(lái)自駕駛員或其它力源的力傳給制動(dòng)器，使之產(chǎn)生制動(dòng)力矩。根據(jù)制動(dòng)力源的不同，制動(dòng)驅(qū)動(dòng)機(jī)構(gòu)一般可分為簡(jiǎn)單制動(dòng)、動(dòng)力制動(dòng)和伺服制動(dòng)三大類。 根據(jù)制動(dòng)器各方面綜合考慮采用液壓市制動(dòng)驅(qū)動(dòng)機(jī)構(gòu) 液壓式驅(qū)動(dòng)機(jī)構(gòu): 優(yōu)點(diǎn): a.制動(dòng)時(shí)可以得到必要安全性，因?yàn)橐簤合到y(tǒng)內(nèi)系統(tǒng)內(nèi)壓力相等，左右輪制動(dòng)同時(shí)進(jìn)行; b.易保證制動(dòng)力正確分配到前、后輪，因?yàn)榍啊⒑筝喎直每梢宰龀霾煌睆?c.車振或懸架變形不發(fā)生自行制動(dòng);，d.不須潤(rùn)滑和時(shí)常調(diào)整;缺點(diǎn): a當(dāng)管路一處泄漏，則系統(tǒng)失效;b低溫油液變濃，高溫則汽化;c不可長(zhǎng)時(shí)間制動(dòng)。 但綜合來(lái)看，油壓制動(dòng)還是可取的，且得到了廣泛的應(yīng)用。 7.2分路系統(tǒng) 為了提高制動(dòng)工作可靠性，應(yīng)采用分路系統(tǒng)，即全車的所有行車制動(dòng)器的液壓或氣壓管路分為兩個(gè)或更多的互相獨(dú)立的回路，其中一個(gè)回路失效后，仍可利用其它完好的回路起制動(dòng)作用。 雙軸汽車的雙回路制動(dòng)系統(tǒng)有以下常見的五種分路形式: 圖4分路系統(tǒng) 1)一軸對(duì)一軸(Ⅱ)型，如圖a所示，前軸制動(dòng)器與后橋制動(dòng)器各用一個(gè)回路(“Ⅱ型”是其形象的簡(jiǎn)稱，下同)。 2)交叉(X)型，如圖b所示，前軸的一側(cè)車輪制動(dòng)器與后橋的對(duì)側(cè)車輪制動(dòng)器同屬一個(gè)回路。 3)一軸半對(duì)半軸(HI)型，如圖c所示，兩側(cè)前制動(dòng)器的半數(shù)輪缸和全部后制動(dòng)器輪缸屬于一個(gè)回路，其余的前輪缸則屬于另一回路。 4)半軸一輪對(duì)半軸一輪(LL)型，如圖d所示，兩個(gè)回路分別對(duì)兩側(cè)前輪制動(dòng)器的半數(shù)輪缸和一個(gè)后輪制動(dòng)器起作用。 5)雙半軸對(duì)雙半軸(HH)型，如圖e所示。每個(gè)回路均只對(duì)每個(gè)前、后制動(dòng)器的半數(shù)輪缸起作用。 Ⅱ型的管路布置較為簡(jiǎn)單，可與傳統(tǒng)的單輪缸(或單制動(dòng)氣室)鼓式制動(dòng).器配合使用，成本較低，目前在各類汽車特別是貨車上用得最廣泛。這種形式若后制動(dòng)回路失效，則一旦前輪抱死即極易喪失轉(zhuǎn)彎制動(dòng)能力。對(duì)于采用前輪驅(qū)動(dòng)因而前制動(dòng)器強(qiáng)于后制動(dòng)器的轎車，當(dāng)前制動(dòng)回路失效而單用后橋制動(dòng)時(shí)，制動(dòng)力將嚴(yán)重不足(小于正常情況下的一半)，并且若后橋負(fù)荷小于前軸，則踏板力過(guò)大時(shí)易使后橋車輪抱死而汽車側(cè)滑。 X型的結(jié)構(gòu)也很簡(jiǎn)單。直行制動(dòng)時(shí)任一- 回路失效，剩余總制動(dòng)力都能保持正常值的50%。但是，一旦某一管路損壞造成制動(dòng)力不對(duì)稱，此時(shí)前輪將朝制動(dòng)力大的一邊繞主銷轉(zhuǎn)動(dòng)，使汽車喪失穩(wěn)定性。因此，這種方案適用于主銷偏移距為負(fù)值(達(dá)20mm)的汽車上。這時(shí)，不平衡的制動(dòng)力使車輪反向轉(zhuǎn)動(dòng)，改善了汽車穩(wěn)定性。 HI、HH、LL型結(jié)構(gòu)都比較復(fù)雜。LL型和HH型在任一回路失效時(shí)，前、后制動(dòng)力比值均與正常情況下相同。LL型和HH型的剩余總制動(dòng)力可達(dá)正常值的50%左右。HI型單用一軸半回路時(shí)剩余制動(dòng)力較大，但此時(shí)與LL型一樣，緊急制動(dòng)情況下后輪很容易先抱死。所以本次設(shè)計(jì)選擇X型的布置方案。 8液壓制動(dòng)驅(qū)動(dòng)機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì)計(jì)算 8.1制動(dòng)輪缸直徑d的確定 制動(dòng)輪缸對(duì)制動(dòng)蹄(塊)施加的張開力與輪缸直徑d和制動(dòng)管路壓力p的關(guān)系為 制動(dòng)管路壓力一般不超過(guò)10—12MPa，對(duì)盤式制動(dòng)器可更高。壓力越高，對(duì)管路(首先是制動(dòng)軟管及管接頭)的密封性要求越嚴(yán)格，但驅(qū)動(dòng)機(jī)構(gòu)越緊湊。輪缸直徑d應(yīng)在標(biāo)準(zhǔn)規(guī)定的尺寸系列中選（HG2865-1997)，具體為19mm、22mm、24mm、25mm、28mm、30mm、32mm、35mm、38mm、40mm、45mm、50mm、55mm。 我們這里油壓選取12MPa，代入數(shù)據(jù)得到后輪輪缸直徑45mm，前輪輪缸直徑為35mm。 8.2制動(dòng)主缸直徑的確定 第i個(gè)輪缸的工作容積為 式中，為第i個(gè)輪缸活塞的直徑；n為輪缸中活塞的數(shù)目；為第i個(gè)輪缸活塞在完全制動(dòng)時(shí)的行程，初步設(shè)計(jì)時(shí)，制動(dòng)器可取=2.0—2.5mm，這里取=2mm 前輪制動(dòng)器單個(gè)輪缸工作容積 后輪制動(dòng)器單個(gè)輪缸工作容積 輪缸的總?cè)莘e： =2（3178+1924）10204 在初步設(shè)計(jì)時(shí)，制動(dòng)主缸的工作容積可取為：對(duì)于乘用車 主缸活塞行程和活塞直接為 一般=（0.8—1.2）。 我們這里取 主缸的直徑應(yīng)符合QC/T311—1999中規(guī)定的尺寸系列，具體為19mm、22mm、26mm、28mm、32mm、35mm、38mm、40mm、45mm。 代入數(shù)據(jù)得到主缸直徑 得 查表后取26mm，即=26mm 8.3制動(dòng)踏板力 制動(dòng)踏板力為 式中，為踏板機(jī)構(gòu)的傳動(dòng)比（=4-7）；為踏板機(jī)構(gòu)及液壓主缸的機(jī)械效率，可取=0.82—0.86，這里我們?nèi)?.85；K為真空助力器增力背數(shù)，這里我們?nèi)?。 代入數(shù)據(jù)： 制動(dòng)踏板力應(yīng)滿足以下要求:最大踏板力一般為500N(轎車)或700N(貨車)。設(shè)計(jì)時(shí)，制動(dòng)踏板力可在200~350N的范圍內(nèi)選取。 8.4制動(dòng)踏板工作行程 式中，為主缸中推桿與活塞間的間隙，一般=1.5—2.0mm，這里??；為主缸活塞的空行程，即主缸活塞從不工作的極限位置到使其皮碗完全封堵主缸上的旁通孔所經(jīng)過(guò)的行程。 代入數(shù)據(jù) 制動(dòng)器調(diào)整正常時(shí)的踏板工作行程Sp，只應(yīng)占計(jì)及制動(dòng)襯片(襯塊)的容許磨損量在內(nèi)的踏板行程的40%-60%。 為了避免空氣侵入制動(dòng)管路，在計(jì)算制動(dòng)主缸活塞回位彈簧(同時(shí)也是回油閥彈簧)時(shí)，應(yīng)保證踏板放開后，制動(dòng)管路中仍保持0.05--0. 14MPa的殘余壓力。 踏板行程(計(jì)人襯片或襯塊的允許磨損量)對(duì)轎車最大應(yīng)不大于100~150mm，對(duì)貨車不大于180mm。此外，作用在制動(dòng)手柄上的力對(duì)轎車最大不大于400N，對(duì)貨車不大于600N;制動(dòng)手柄行程對(duì)轎車最大不大于160mm，對(duì)貨車不大于220mm。