封面II摘要汽車制動系統是汽車的重要組成部分，是汽車安全行駛的重要一環。本次以東風公路客車為對象，設計一種后輪制動的液壓助力操縱式鼓式制動系統。設計初，查閱先關書籍和文獻，更深入了解液壓助力操縱式鼓式制動系統的結構和運動原理。然后針對本次設計車型，確定主要零部件的類型和結構，比如：制動器選擇領從蹄式鼓式制動器，制動管路選擇X型管路，制動主缸選擇串聯雙腔式制動主缸，制動輪缸選擇雙活塞式制動輪缸，最終確定了總體設計方案。然后，對制動器的主要零部件、制動力矩和制動因素等參數進行了設計計算，對操縱機構中制動輪缸和制動主缸的直徑和工作容積進行設計和計算，對制動踏板力和踏板行程進行了設計計算，再對制動效能、制動效能的穩定性、制動效能方向的穩定性進行了設計和計算。最終得出本次設計參數。關鍵字：液壓；鼓式制動器；制動系統；制動主缸；X型管路

AbstractTheautomobilebrakesystemisanimportantpartoftheautomobileandanimportantpartofthesafedrivingofthevehicle.TakingDongfenghighwaybusasanexample,ahydraulicassistedbrakingdrumbrakesystemwithrearwheelbrakeisdesigned.Atthebeginningofthedesign,consultthebooksanddocumentsfirst,andfurtherunderstandthestructureandmovementprincipleofthehydraulicpowerassisteddrumbrakesystem.Then,thetypeandstructureofthemainpartsaredeterminedforthedesignofthemodel,forexample,thebrakecollarisselectedfromthedrumtypedrumbrake,thebrakelineselectstheXtypepipe,themaincylinderofthebrakeisselectedinseriesdoublechamberbrakemaincylinder,thebrakewheelcylinderchoosesthedoublepistontypebrakewheelcylinder,andtheoveralldesignschemeisfinallydetermined.Then,themainparts,brakingtorqueandbrakingfactorsofthebrakearedesignedandcalculated.Thediameterandtheworkingvolumeofthebrakewheelcylinderandthemainbrakecylinderaredesignedandcalculated.Thebrakepedalforceandthepedalstrokearedesignedandcalculated,andthestabilityofthebrakingefficiencyandthebrakingefficiencyisalsocarriedout.Thestabilityofbrakingefficiencyisdesignedandcalculated.Finally,thedesignparametersareobtained.Keywords:Hydraulicpressure;drumbrake;brakingsystem;brakemastercylinder;Xtypepipeline.

目錄TOC\o"1-3"\f\h\z21373摘要 I12405Abstract II2117第1章緒論 1126371.1制動系統設計的意義 1282651.2制動系統研究現狀 1287961.3本次制動系統應達到的目標 1225411.4本次制動系統設計要求 119374第2章制動系統概述及制動方案的確定 3222062.1制動器的分類 353512.2制動器方案的確定 5186432.3制動器操縱結構分類 5318802.4液壓制動系統管路的分析和布置方案的確定 6253202.4.1H型管路 670382.4.2X型管路 776932.4.3雙T型管路 77962.5液壓制動主缸方案的確定 730886第3章后輪鼓式制動器的設計與計算 10105183.1后輪鼓式制動器主要設計參數的確定 1099963.2后輪鼓式制動器相關參數的確定 10307293.2.1前后軸制動力矩分配系數β的確定 10313393.2.2后輪鼓式制動器制動力矩的確定 11208383.2.3后輪制動器的結構參數與摩擦系數的選取 11142063.3后輪鼓式制動器制動因數的計算 12296473.4后輪鼓式制動器主要零部件材料的選取 139221第4章液壓制動操縱機構的設計 1543754.1后輪制動輪缸直徑及工作容積的設計計算 1523584.2制動主缸直徑及工作容積的設計計算 15311104.3制動踏板力與踏板行程 1667804.3.1制動踏板力 16118024.3.2制動踏板工作行程 1727440第5章制動性能的分析 18311845.1制動性能評價指標 18131175.2制動效能 18292465.2.1制動減速度 18250395.2.2制動距離S 195245.3制動效能的穩定性 19139435.4制動時汽車的方向穩定性 20296985.5駐車制動的計算 207274總論 2227596致謝 238390參考文獻 24全套設計加QQ11970985或197216396PAGE10緒論制動系統設計的意義汽車是現代廣泛使用的交通工具，在現代交通運輸中起著重要作用，其安全性、舒適性和穩定性越來越被人民所重視。汽車的制動系統是保證汽車安全行駛的重要一環，其穩定性和可靠性直接影響汽車行駛安全，因此，對汽車制動系統的研究特別重要。本次畢業設計以東風公路客車為對象，設計一種后輪制動的液壓助力操縱式鼓式制動系統。設計初，查閱相關書籍和文獻，確定設計思路，然后由東風公路客車的分析和計算，確定了后輪制動系統的設計方案，包括制動器類型的選擇，制動回路的選擇，制動主缸類型的選擇、主動輪缸類型的選擇，得出了制動系統總體設計方案。然后依次對相關重要零部件進行設計和計算。制動系統研究現狀目前，主要通過路試或則試驗臺測試來驗證汽車制動系統的穩定性。在道路中測試，不容易車輪扭矩，大多需要通過其他測試其他參數，間接得出結論，比如可以通過車輪行駛時與地面之間的作用力和其余相關參數，共同推出車輪行駛時扭矩的變化，，以便對整車制動系統的性能提供更準確更完善的參考依據。本次制動系統應達到的目標1）具有良好的制動效能，制動時間短，制動反應迅速快2）具有良好的制動效能的穩定性，至少配備兩條助力制動系統。3）制動時汽車操縱穩定性好，踏板或則手柄的操縱力在合適的范圍內。4）制動效能的熱穩定性好，擁有良好的受熱、受壓、受彎性能。本次制動系統設計要求針對設計車型，選擇和計算出相關零部件類型，確定出制動系統的結構方案，然后依次對相關零部件進行設計和計算，比如：制動器、制動主缸、制動輪缸和制動管路等。然后由相關設計參數，繪制制動器裝配圖，制動主缸裝配圖和相關零件圖，并進行主要零部件三維建模，制作簡單的運動動畫。

制動系統概述及制動方案的確定制動器的分類汽車制動器幾乎均為機械摩擦式，即利用旋轉元件與固定元件兩工作表面間的摩擦產生的制動力矩使汽車減速或停車。一般摩擦式制動器按其旋轉元件的形狀分為鼓式和盤式兩大類。本次設計主要針對鼓式制動器，因此，需要對鼓式制動器進行詳細闡述。鼓式制動器出現早于盤式制動器，按照制動類型，分為內張型和外束型兩種類型。內張型鼓式制動器制動時，通過帶有圓弧形摩擦蹄片的制動蹄與制動鼓的內表面接觸，從而產生制動效果。外束型鼓式制動器也叫帶式制動，即用過帶有摩擦片的制動帶與制動鼓的圓柱外表面接觸，從而產生制動效果。因為帶式制動器的制動效能低，且穩定性較差，故現代汽車已經很少采用帶式制動器作為汽車的制動器了。通常所說的鼓式制動器均指內張型的鼓式制動器。鼓式制動器按照制動蹄的類型可分為如下：圖2.1鼓式制動器類型按照制動蹄的類型不同，有領從蹄式制動器、雙領蹄式制動器、雙向雙領蹄式制動器、單向增力式制動器、雙向增力式制動器幾種類型。領從蹄式制動器制動時，制動蹄會向兩邊張開。按照張開方向是否與制動鼓的旋轉方向一致或相反，分為領蹄和從蹄。制動蹄張開的轉動方向與制動鼓的旋轉方向一致的制動蹄，稱為領蹄；反之，則稱為從蹄。領從蹄式制動器按照張開裝置的不同，分為：凸輪式、制動輪缸式、鍥塊式、曲柄式等類型，目前運用最多的是凸輪式（圖2.1（a）所示）和制動輪缸式（圖2.1（b）所示）。凸輪式的張開裝置主要是氣壓驅動，制動輪缸式的張開裝置主要是液壓驅動。如圖2.1（a）和2.1（b）所示，蹄1為領蹄，蹄2為從蹄，領蹄因為張開方向與制動鼓旋轉方向一致，所以所受的摩擦力有增強作用，即摩擦力矩有“增勢”作用，又稱為增勢蹄；而從蹄式的張開方向與制動鼓旋轉方向相反，所以所受的摩擦力具有減弱作用，即摩擦力矩具有“減勢”作用，故又稱為減勢蹄。2.雙領蹄式制動器雙領蹄式制動器的兩制動蹄各用一個單活塞制動輪缸推動，前進時兩制動蹄均為領蹄，倒車時兩制動蹄又均變為從蹄，因此，又稱為單向雙領蹄式制動器，其如圖2.1（c）所示。該種類型兩制動輪缸式相對于制動底板中心對稱布置，制動摩擦力相等，故屬于平衡式制動器。該種類型，前進時都為領蹄，故有較好的制動效能，但倒車時為從蹄，制動效能顯著下降。常用于中級轎車的前輪。3.雙向雙領蹄式制動器雙向雙領蹄式制動器的兩個制動蹄均為領蹄，不管在前進還是倒車情況下都不變。該結構擁有兩個浮動式的制動蹄片，且各有一個雙活塞制動輪缸，其結構如圖2.1（d）所示。該種結構類型，制動效能較好，且制動時左右領蹄的制動力矩相等，因而摩擦片摩擦程度相當，壽命相等。該種類型缺點是：結構上復雜，且制動鼓與制動蹄的間隙調整較為困難。因為制動效能好，故該種類型應用還是比較廣泛，主要用于后輪。單向增力式制動器單向增力式鼓式制動器如圖2.1（e）所示，該種類型上部有一個制動輪缸產生推力，下部有一個推桿式兩固定的制動蹄連接成一體，制動時兩制動蹄均與制動鼓旋轉方向一致，屬于領蹄，但分為主領蹄和次領蹄之分。主領蹄由于制動輪缸的作用產生張力，次領蹄是由于祝領蹄的摩擦力帶動推桿，從而產生張力。雙向增力式制動器雙向增力式制動器如圖2.1（f）所示，該結構上部安裝有一個雙向制動輪缸，且輪缸上方有一個不能同時使用的公用支點，兩制動蹄下部安裝有推桿，使之連接為一個整體。制動時兩制動蹄均為領蹄，沒有主、次之分，但由于制動力矩不同，所以摩擦不均勻，摩擦片壽命不同。制動器方案的確定在確定后輪鼓式制動器時，需要考慮經濟性、穩定性、制動效能等因素，綜合以上各種鼓式制動器的結構及優缺點，選用領從蹄式制動器作為本次設計的東風公路客車的后輪制動器。制動器操縱結構分類根據助力原的不動，可將操縱機構分為機械式、氣壓式、液壓式和氣壓—液壓式四種類型。機械式主要依靠桿件或則鋼絲繩傳遞作用力，結構比較簡單、工作也可靠，但機械效率低，操縱制動踏板比較費力，因此不適合中、大型汽車的制動系統。氣壓式作用運用發動機的氣壓作為動力介質，通過氣壓增力器和真空制動主缸等機構進行增壓助力，使制動踏板或則制動手柄操縱省力。使用該種類型能獲得較大的制動力，但因為采用的是可壓縮的氣體，所以之后時間相較于液壓要長一些，排氣時噪聲也較大。液壓式已制動液作為動力介質，通過液壓增力器和液壓制動主缸等機構進行增壓助力，該結構類型操縱輕便、制動效能好、制動反應也快，因此，主要運用于中、大型汽車上。氣壓—液壓式是另一種助力制動類型，利用氣壓系統作為普通的液壓制動系統主缸的驅動力源的一種制動系統，擁有氣壓和液壓的主要優點，但結構復雜、造價較高、質量比較重，目前主要運用在大型汽車或則重型的工程裝備車輛上。本次設計的制動操縱系統也是采用液壓助力式。液壓制動系統管路的分析和布置方案的確定液壓制動系統關系到行駛安全，因此必須保證其安全可靠，且有檢測報警裝置，因此，在管路中設計時，至少要有兩套相互獨立系統，即便一條管路損壞，另一條管路也可以正常工作。液壓管路的布置類型較多，但主要有H型、X型和雙T型應用較為廣泛，其余小眾類別，如HI型、LL型、HH型等類型在此不做介紹。圖2.2液壓系統管路的布置類型H型管路H型管路如圖2.2（a）所示，該種管路采用兩前輪共用一條液壓管路，兩后輪共用一條液壓管路，前后輪的制動管路成獨立的回路系統，該種類型管路布置簡單，成本較低，但缺點是一條管路的損壞將會增加另一條管路的負荷，會出現失去轉向能力（后輪管路失效）或則導致汽車甩尾（前輪管路失效）的現象發生。X型管路X型回路如圖2.2（b）所示，該種管路采用對角線上的前后輪共用一條獨立的液壓回路，即前輪的一側和后路的對稱側共用一條回路，共兩條回路，是交叉布置。優點是結構簡單，各條管路制動效能平衡，制動力分配系數沒有變化，保證整車負荷穩定，缺點是，一條液壓管路損壞，會導致制動力不對稱。對角線上的前、后輪共用一條管路。任一條管路出現故障時，制動力減半，一般用于轎車。雙T型管路雙T型管路如圖2.2（c）所示，該種管路采用兩前輪和一后輪共用一條管路，每個前輪的兩條管路是獨立的，前輪制動輪缸采用雙腔結構。制動性能較高，但結構較為復雜，成本高。經過綜合比較，最終確定本次設計的制動系統管路選用X型管路。液壓制動主缸方案的確定制動主缸是液壓制動系統中的重要部件，其作用是將踏板力轉變成液壓力，它的可靠性和穩定性直接影響到汽車的制動安全，因此現在汽車都摒棄了單回路制動系統，而選用雙回路制動系統，即本次的制動主缸選用串聯雙腔式制動主缸。串聯雙腔式制動主缸如圖2.3所示，第二活塞位于缸體的中間位置，將主缸分成左右兩個工作腔，每個工作腔內的液壓經各自的管路分別傳到前后制動器，每個工作腔分別通過補償孔和回油孔與儲油罐相通。圖2.3串聯雙腔式制動主缸結構圖制動時，如圖2.4所示。駕駛員踩下制動踏板→推桿前移→第一活塞左移（此時平衡腔右腔出液壓油）→第二活塞左移（此時平衡腔左腔出液壓油）→制動輪缸。解除制動時，活塞在彈簧作用下回位，高壓油液從制動管路流回制動主缸。圖2.4串聯雙腔式制動主缸制動時狀態因為是決定制動的重要部件，因此，必須保證安全可靠，就算一條回路損壞，仍然可以進行制動。下面介紹兩種情況下串聯雙腔式制動主缸的狀態。第一制動管路損壞第一制動管路損壞，如圖2.5所示。其運動如下：后活塞運動至接觸前活塞→左腔高壓→第二制動管路通油→平衡活塞兩端腔體中液壓不等→平衡活塞右移→滑動銷下移→觸發報警開關→儀表盤上報警燈閃爍。圖2.5串聯雙腔式制動主缸第一制動管路損壞時的狀態2.第二制動管路損壞第二制動管路損壞，如圖2.6所示。其運動如下：第二活塞運動到接觸主缸缸體→右腔高壓→第一制動管路通油→平衡活塞兩端腔體中液壓不等→產生警告信號。圖2.6串聯雙腔式制動主缸第二制動管路損壞時的狀態綜上分析，任何一個管路單獨損壞，回減小制動效能，但不會危及制動安全，需要在報警燈閃爍時，及時修理。后輪鼓式制動器的設計與計算后輪鼓式制動器主要設計參數的確定本次以東風商用公路客車為對象，設計一種后輪制動的液壓助力操縱式鼓式制動系統，其設計參數如參數如表3.1所示。表3.1東風商用公路客車設計參數車身長/寬/高7985mm/2450mm/3320mm軸距3800mm汽車質心離前軸的距離2200mm汽車質心離前軸的距離1600mm整車整備質量7550kg最小離地間隙200mm輪胎規格7.50R20最大總質量10350kg質心高度（空載）1350mm質心高度（滿載）1250mm車輪工作半徑470mm同步附著系數0.6后輪鼓式制動器相關參數的確定前后軸制動力矩分配系數β的確定根據公式：（3-1）得：后輪鼓式制動器制動力矩的確定最大附著力矩的計算公式如下：（3-2）式中：Φ——該車所能遇到的最大附著系數；q——制動強度；——車輪有效半徑；——后軸最大制動力矩；G——汽車滿載質量；L——汽車軸距；其中制動強度q可表示如下：q==（3-3）故后軸=因此，單邊后輪的制動力矩為=0.61N.mm后輪制動器的結構參數與摩擦系數的選取1、制動鼓內徑D輪胎規格為7.50R20D=20根據商用車制動鼓內徑D與輪轂直徑的比值在0.64～0.74取D/=0.7，則D=356mm。2、制動蹄摩擦襯片的包角β和寬度b制動蹄摩擦襯片的包角β在β=～范圍內選取。取β=b/D>0.18B>0.18×356=64mm取b=75mm。3、摩擦襯片初始角的選取根據=-（/2）=張開力P作用線至制動器中心的距離a根據a=0.8R得：a=0.8×177.8=142.24mm制動蹄支撐銷中心的坐標位置k與c根據c=0.8R得：c=0.8×177.8=142.24mm5、摩擦片摩擦系數在選擇摩擦材料時，希望其污染少，熱穩定性好，摩擦系數高，受溫度和壓力的影響小，且對人體無害。本次選取摩擦系數f=0.3。后輪鼓式制動器制動因數的計算本次選用的領從蹄式制動器，即有兩塊制動蹄，分別為領蹄和從蹄，下面分別對其進行制動因素計算。領蹄制動蹄因數鼓式制動器受力如圖3.1所示。圖3.1鼓式制動器簡化受力圖根據公式（3-5）h/b=2;c/b=0.8得=0.792、從蹄制動蹄因數：根據公式（3-6）得=0.48后輪鼓式制動器主要零部件材料的選取1、摩擦材料制動摩擦材料時制動的最后環節，因此，要求摩擦材料耐磨，摩擦系數好，熱穩定性好，具有較好的抗壓、抗彎、抗剪切和耐沖擊性能，而且制動時不能產生太大噪聲、不會產生有害氣體，對人體和環境危害小。當前，大多汽車制動器的摩擦片采用模壓材料，該種材料以石棉纖維為主要材料，混合有一些課調節摩擦性能的填充劑、樹脂粘接劑、噪聲消除劑等材料，然后按照制動蹄外形尺寸，高溫模壓成型。本次設計的制動鼓摩擦材料選用模壓材料。摩擦襯片厚度為轎車4．5mm～5mm；貨車多為8mm以上，本次取摩擦襯片厚度為10mm。2、制動鼓制動鼓與摩擦襯片匹配，因此需要要求制動鼓工作表面具有較好的摩擦系數、剛度、熱穩定性，能抗壓、耐沖擊，摩擦時噪聲不大等特質。本次設計制動鼓材料選擇HT20-40。制動鼓與輪轂連接，保證與輪轂同步轉動，通過對中的圓柱表面配合定位，與摩擦襯片配合的內工作表面需要精加工。制動鼓的厚度會直接影響剛度和強度，因此需要取大些，但實驗表明，壁厚在11～20mm之間，摩擦表面的溫度變化不大，現實中，經驗規定，家用轎車壁厚為7mm～12mm，中、重和客車等商用汽車為13mm～18mm。本次選擇制動鼓厚度為15mm。3、制動蹄制動蹄材料選取為HT200，制動蹄腹板厚度，轎車的約為3mm～5mm；貨車、客車的約為5mm～8mm，本次取制動蹄厚度為6mm。4、制動底板制動底板上安裝有各制動零部件，是一個基體需要保證各零件之間的正確安裝位置，制動底板會承受著制動器制動時的制動力矩，因此要求其有足夠的剛度。本次設計制動底板選用45號鋼。5、制動蹄的支承制動蹄的支撐應能夠保證制動蹄正確的安裝位置，避免側向偏置，材料可選擇45號鋼，然后進行淬火處理。制動蹄上回安裝有一個壓緊裝置是制動蹄保持正確位置不動。6、制動輪缸制動輪缸選用的是雙活塞式制動輪缸，選用華賽是制動蹄張開機構，該結構工作簡單，制動可靠，布置也方便，因此得到廣泛運用。制動輪缸的缸體選料選擇HT250鑄造，活塞可由鋁合金制造，活塞外端有頂塊，其主要作用為支撐插入槽中的制動蹄端部接頭，輪缸的工作腔由裝在活塞上的橡膠密封圈或靠在活塞內端面處的橡膠皮碗密封。

液壓制動操縱機構的設計后輪制動輪缸直徑及工作容積的設計計算根據公式（4-1）式中：p——制動工作狀態下制動輪缸的液壓，p=8Mp～12Mp，本次取p=10MpP——制動狀態下受到的壓力，對于客車后輪一般取6500N以上，本次取P=7065N則：=30mm根據GB7524-87標準規定的尺寸中選取,因此選取制動輪缸直徑為30mm。一個輪缸的工作容積根據公式（4-2）式中：——一個輪缸活塞的直徑；n——輪缸活塞的數目；δ——一個輪缸完全制動時的行程：δ可取2mm-2.5mm，本次設計取δ=2mm——消除制動蹄與制動鼓間的間隙所需的輪缸活塞行程。——由于摩擦襯片變形而引起的輪缸活塞。，——分別為鼓式制動器的變形與制動鼓的變形而引起的輪缸活塞行程。得：=2826mm制動主缸直徑及工作容積的設計計算制動主缸應有的工作容積=1.1V式中：V——前后輪缸的總的工作容積，該車選用的是后鼓式制動器，假設各制動器容易一樣，則總工作容積V=4VW1=4×2826=11305mm3，正常情況下，前輪制動力矩要設計大一些，即前輪制動輪缸的工作容積為后輪的1.3～1.4，取1.38，得前輪制動輪缸的工作容積為Vw2=3925mm3，則計算出總工作容積為：V=2Vw1+2VW2=13502mm3——制動軟管在掖壓下變形而引起的容積增量；則客車的制動主缸的工作容積可取為=1.1V=1.1×13502=14852.2mm主缸直徑和活塞行程S根據公式：（4-3）一般S=(0.8-1.2)d取S=d得===26.65mm根據GB7524-87標準規定的尺寸中選取,因此主缸直徑為28mm。==28mm制動踏板力與踏板行程制動踏板力根據公式：（4-4）式中：——制動主缸活塞直徑；P——制動工作狀態下制動輪缸的液壓，p=8Mp～12Mp，本次取p=10Mp；——制動踏板機構傳動比；取=4；——制動踏板機構及制動主缸的機械效率，可取=0.85～0.95。取=0.9根據上式得：=1710N>300N所以需要加裝液壓助力器。式中：：液壓助力比，取6。=1710/6=285.1N<300N所以符合設計規定要求。制動踏板工作行程制動踏板的工作行程xp可用如下公式表示：（4-5）式中：——制動主缸推桿與活塞的間隙，一般取1.5～2mm；本次設計取=2mm；——制動主缸活塞空行程，本次設計取=2mm；Sm——制動主缸活塞行程，以上求得為28mm根據上式得：=128mm＜150mm符合設計要求。

制動性能的分析汽車制動系統由制動器和制動操縱機構兩部分組成。本章將對汽車的制動性能做分析和計算。制動性能評價指標汽車制動性能主要包括以下三個方面：1）制動效能，即制動距離s和制動減速度j；2）制動效能的穩定性，即抗衰退的能力；3）制動時汽車的方向穩定性，即制動時汽車不發生跑偏、側滑以及失去轉向的能力。制動效能制動效能是指在汽車在良好路面上行駛時，然后制動剎車所產生的制動距離和制動減速度的統稱。制動效能是制動性能中比較重要的一個評價指標。制動距離越小，制動減速度越大，汽車月容易制動，則汽車的制動效能就越好。制動減速度汽車的最大減速度由下式確定：(5-1)由此得出(5-2)式中：——汽車所受重力，N——附著系數，取得0.7g——重力加速度，=9.8m/s2v——制動初速度，m/s.故最大減速度=0.7g=6.86m/s客車制動減速度應在5.8—7m/s,所以符合要求。制動距離S對于公路客車，制動距離公式如下：制動距離S=(5-3)式中：——機構制動滯后時間，取0.2s——制動器制動力增長過程所需時間，取0.6s+——制動作用時間，一般在0.2s～0.9s之間v——制動初速度，由表取為80km/h將數據帶入公式（5-3）求得：

我國一般要求制動減速度j不小于0.6g(5.88m／s2)，對于小型客車（9座以下）和輕型貨車（總重3.5t以下）制動初速度50～80km/h、踏板力不大于500N;由以上計算及表可得制動距離S=41.1m<=50.7m。故該制動系的制動距離滿足使用要求。制動效能的穩定性制動效能的恒定性主要指的是抗熱衰性能。汽車在高速行駛或下長坡連續制動時制動效能保持的程度。因為制動過程實際上是把汽車行駛的動能通過制動器吸收轉換為熱能，所以制動器溫度升高后能否保持在冷態時的制動效能，已成為設計制動器時要考慮的一個重要問題。制動時汽車的方向穩定性制動時汽車的方向穩定性，常用制動時汽車給定路徑行駛的能力來評價。若制動時發生跑偏、側滑或失去轉向能力。則汽車將偏離原來的路徑。方向穩定性是從制動跑偏、側滑以及失去轉向能力等方面考驗。制動跑偏的原因有兩個1）汽車左右車輪，特別是轉向軸左右車輪制動器制動力不相等。2）制動時懸架導向桿系與轉向系拉桿在運動學上的不協調（互相干涉）前者是由于制動調整誤差造成的，是非系統的。而后者是屬于系統性誤差。側滑是指汽車制動時某一軸的車輪或兩軸的車輪發生橫向滑動的現象。最危險的情況是在高速制動時后軸發生側滑。防止后軸發生側滑應使前后軸同時抱死或前軸先抱死后軸始終不抱死。駐車制動的計算1)汽車可能停駐的極限上坡路傾斜角=式中：：車輪與輪面摩擦系數，取0.7；：汽車質心至前軸間距離，為2.2m；：軸距，為3.8m。：汽車質心高度，為1.25m。最大停駐坡高度應不小于16%～20%，故符合要求。2）汽車可能停駐的極限下坡路傾斜角==18.23最大停駐坡高度應不小于16%～20%，故符合要求。

總論本次畢業設計以東風商用車公路客車為對象，設計一種后輪制動的液壓助力操縱式鼓式制動系統。設計初，查閱先關書籍和文獻，更深入了解液壓助力操縱式鼓式制動系統的結構和運動原理。然后針對本次設計車型，確定主要零部件的類型和結構，比如：制動器選擇領從蹄式鼓式制動器，制動管路選擇X型管路，制動主缸選擇串聯雙腔式制動主缸，制動輪缸選擇雙活塞式制動輪缸，最終確定總體設計方案。然后對制動器、操縱機構和制動性能進行了具體的設計和計算，最終得出本次設計參數。本次設計，我收集和查閱了大量的相關資料，認真整理和分析了設計流程和制動系統原理。期間也有大量的問題不懂，但最終都通過詢問或自我學習得到解決，期間不乏一些撥云見霧的喜悅，也有攪盡腦汁的惆悵，很值得回味的一段歷程。通過本次設計，我的知