摘要 汽车作为陆地上的现代重要交通工具，由许多保证其性能的大部件，即所谓“总成”组成，制动系就是其中一个重要的总成，它直接影响汽车的安全性。随着高速公路的快速发展和车流密度的日益增大，交通事故也不断增加。据有关资料介绍，在由于车辆本身的问题而造成的交通事故中，制动系统故障引起的事故为总数的45%。可见，制动系统是保证行车安全的极为重要的一个系统。此外，制动系统的好坏还直接影响车辆的平均车速和车辆的运输效率，也就是保证运输经济效益的重要因素。制动系统既可以使行驶中的汽车减速，又可保证停车后的汽车能驻留原地不动。由此可见，汽车制动系统对于汽车行驶的安全性，停车的可靠性和运输经济效益起着重要的保证作用。
当今，随着高速公路网的不断扩展、汽车车速的提高以及车流密度的增大，对汽车制动系的工作可靠性要求显得日益重要。只有制动性能良好和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，制动系是汽车非常重要的组成部分，从而对汽车制动系的机构分析与设计计算也就显得非常重要了。
本论文是设计东风重型货车的制动系统，采用的是气压驱动机构的凸轮式鼓式制动器。为了安全考虑制动系统的气压回路采用双回路。
关键词：气压制动；
制动性；
重型货车；
传动装置；
Abstract As an important modern land-based transport, Automotive components from many large parts ,namely, the so-called “assembly“ which ensure the performance of automotive, and braking system which directly affects the safety of motor vehicles is one of the most important assembly. With the rapid development of highways and increased traffic density, traffic accidents are also increasing. According to the information on the vehicle itself as a result of problems caused by traffic accidents, the brake system failure caused the accident accounting for the total number of 45%. So braking system is an extremely important system to ensure traffic safety. In addition, the braking system has a direct impact on the quality of the average vehicle speed and vehicle transportation efficiency, that is, an important factor ensuring cost-effective transport. It not only can slow down a moving vehicle, but also to ensure that the car can be fixed in situ after parking. This shows that the vehicle braking system plays an important role in traffic safety, the reliability of parking, and transport economic efficiency. Today, with ever-expanding highway network, the improvement of vehicle speed and traffic density, on the work of automotive braking system relia become increasingly important. Only vehicles which have good braking performance and reliable braking system can give full play to their high-speed dynamic performance and to ensure the safety of traveling. This shows that the braking system is a very important component of the vehicle, thus it’s very important to the analysis and design of brake system bodies.bility requirements Keywords: air brake; Brake; Heavy trucks; Transmission device; 目录 1 绪论 1 1.1 研究制动系统的意义 1 1.2 制动系统的发展状况 2 1.3 对汽车制动系统的展望 3 2 制动系的总体设计 6 2.1 制动系的设计要求 6 2.2 汽车参数的选择 7 2.3 制动器方案的选择 7 2.4 制动驱动机构方案选择 9 3 制动过程的动力学参数计算 12 3.1制动过程车轮所受的制动力 12 3.2制动距离与制动减速度计算 19 3.3同步附着系数与附着系数利用率计算 20 3.4制动器的最大制动力矩 23 4 制动器的结构及主要零部件设计 25 4.1 制动器的结构参数 25 4.1.1 制动鼓内径D 25 4.1.2 摩擦衬片宽度b包角 26 4.1.3 摩擦衬片起始角 27 4.1.4 制动器中心到张开力作用线的距离 27 4.1.5 制动蹄支承点位置坐标 和 27 4.1.6 摩擦片摩擦系数 27 4.2 鼓式制动器主要零部件的设计 28 4.2.1 制动蹄 28 4.2.2 制动鼓 28 4.2.3 摩擦衬片 29 4.2.4 制动底板 30 4.2.5 摩擦材料 30 4.2.6 蹄与鼓之间的间隙调整装置 30 4.2.7 制动器支撑装置 32 4.2.8 凸轮式张开机构 32 5 鼓式制动器的设计计算 33 5.1 驻车制动能力的计算 33 5.2 中央制动器的计算 34 5.3 压力沿衬片长度方向的分布规律 35 5.4 计算蹄片上的制动力矩 37 5.5 检查制动蹄有无自锁 40 5.6 摩擦衬片磨损特性计算 40 6 气压制动驱动机构的设计计算 43 6.1 制动气室 44 6.2 贮气罐 46 6.3 空气压缩机 48 7 经济技术性分析 49 8 总结 51 致谢 52 参考文献 53 附录A 译文 54 附录B 外文 63 1 绪论 1.1 研究制动系统的意义 近百年来，汽车工业之所以常胜不衰主要得益于汽车作为商品在世界各处都有广阔的市场，生产批量大而给企业带来丰厚的利润。最主要的是科学技术的不断进步，使汽车能逐渐完善并满足使用者的需求。随着我国汽车产业的不断发展和新交通法规的实施，我国的汽车及其运输管理开始走向正轨，农用运输车将逐渐退出市场，而重型运输自卸车逐渐呈现出广阔的发展前景。然而车辆交通安全历来是人们最为关心的问题之一，它直接关系到人民生命和财产的损失，因此汽车制动系统的可靠性研究至关重要。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以停驶的汽车在原地（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。
汽车制动系统至少有两套独立的制动装置，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，并使汽车在下短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位置甚至在斜坡上，它也有助于汽车在坡路上起步。驻车制动装置应采用机械式驱动机构而不用液压或气压驱动，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而失效时，这时则可利用应急制动装置的机械力源(如强力压缩弹簧)实现汽车制动。应急制动装置不必是独立的制动系统，它可利用行车制动装置或驻车制动装置的某些制动器件。应急制动装置也不是每车必备，因为普通的手力驻车制动器也可以起应急制动的作用。
辅助制动装置用于山区行驶的汽车上，利用发动机排气制动或电涡流制动等辅助制动装置，则可使汽车下长坡时长时间而持续地减低或保持稳定车速并减轻或解除行车制动器的负荷。通常，在总质量为5t以上的客车上和12t以上的载货汽车上装备这种辅助制动—减速装置。任何一套制动装置均由制动器和制动驱动机构两部分组成。制动器有鼓式与盘式之分。行车制动是用脚踩下制动踏板操纵车轮制动器来制动全部车轮，而驻车制动则多采用手制动杆操纵，且具有专门的中央制动器或利用车轮制动器进行制动。中央制动器位于变速器之后的传动系中，用于制动变速器第二轴或传动轴。行车制动和驻车制动这两套制动装置必须具有独立的制动驱动机构，而且每车必备。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和制动轮缸以及管路；
用气压操纵时还应有空气压缩机、气路管道、贮气简、控制阀和制动气室等。
过去，大多数汽车的驻车制动和应急制动都使用中央制动器，其优点是制动位于主减速器之前的变速器第二轴或传动轴的制动力矩较小，容易满足操纵手力小的要求。但在用作应急制动时，往往使传动轴超载。现代汽车由于车速提高，对应急制动的可靠性要求更严，因此，在中、高级轿车和部分总质量在1.5t以下的载货汽车上，多在后轮制动器上附加手操纵的机械式驱动机构，使之兼起驻车制动和应急制动的作用，从而取消了中央制动器。重型载货汽车由于采用气压制动，故多对后轮制动器另设独立的由气压控制而以强力弹簧作为制动力源的应急兼驻车制动驱动机构，也不再设置中央制动器。但也有一些重型汽车除了采用了上述措施外，还保留了由气压驱动的中央制动器，以便提高制动系的可靠性。
1.2 制动系统的发展状况 目前国内外汽车制动系统的发展大致相似，国内研究现状：目前制动系统的供能装置主要是，人力制动、伺服制动、动力制动三种形式。目前，人力仅是来控制操纵机构，助力系统分为伺服制动、气定液压制动、液压制动。液压制动是目前得到广泛应用的一种制动系统。传动装置上，普遍都是采用气或液压通过管路传递到制动器上，进行压力制动。目前，也有通过电机进行制动的，通过电机产生的制动力直接作用在制动器上进行制动。制动器主要有鼓式制动器、盘式制动器两种。鼓式制动器分为很多种、双领蹄式制动器、领从蹄式制动器等。盘式制动器有固定钳式制动器、浮动钳式制动器等。盘式制动器的摩擦材料在逐渐的发展，目前国内多以半金属纤维增强复合摩擦材料应用最为普遍。但一些企业和地方根据本身的特点，也在研究新型摩擦材料。
大约从20世纪60年代开始，电子技术的进步成为汽车工业发展的最大动力。现代汽车的控制系统几乎全由电子控制装置实现，在提高经济性、动力性、可靠性、舒适性和排放控制系统方面起到明显的作用。因此，电子产品在汽车上的应用比例，已成为评价其品质、性能指标的重要依据。
今天，ABS/ASR已经成为欧美和日本等发达国家汽车的标准设备。目前，ABS/ASR已在欧洲新载货车中普遍使用，并且欧共体法规EEC/71/320已强制性规定在总质量大于3.5t的某些载货车上使用，重型车是首先装用的。然而ABS/ASR只是解决了紧急制动时附着系数的利用，并可获得较短的制动距离及制动方向稳定性，但是它不能解决制动系统中的所有缺陷。因此ABS/ASR功能，同时可进行制动强度的控制。车辆制动控制系统的发展主要是控制技术的发展。一方面是扩大控制范围、增加控制功能；
另一方面是采用优化控制理论，实施伺服控制和高精度控制。在第一方面，ABS功能的扩充除ASR外，同时把悬架和转向控制扩展进来，使ABS不仅仅是防抱死系统，而成为更综合的车辆控制系统。
1.3 对汽车制动系统的展望 今天，ABS/ASR已经成为欧美和日本等发达国家汽车的标准设备。
车辆制动控制系统的发展主要是控制技术的发展。一方面是扩大控制范围、增加控制功能；
另一方面是采用优化控制理论，实施伺服控制和高精度控制。
在第一方面，ABS功能的扩充除ASR外，同时把悬架和转向控制扩展进来，使ABS不仅仅是防抱死系统，而成为更综合的车辆控制系统。制动器开发厂商还提出了未来将ABS/TCS和VDC与智能化运输系统一体化运用的构想。随着电子控制传动、悬架系统及转向装置的发展，将产生电子控制系统之间的联系网络，从而产生一些新的功能，如：采用电子控制的离合器可大大提高汽车静止启动的效率；
在制动过程中，通过输入一个驱动命令给电子悬架系统，能防止车辆的俯仰。
在第二个方面，一些智能控制技术如神经网络控制技术是现在比较新的控制技术，已经有人将其应用在汽车的制动控制系统中。ABS/ASR并不能解决汽车制动中的所有问题。因此由ABS/ASR进一步发展演变成电子控制制动系统(EBS)，这将是控制系统发展的一个重要的方向。但是EBS要想在实际中应用开来，并不是一个简单的问题。除技术外，系统的成本和相关的法规是其投入应用的关键。
经过了一百多年的发展，汽车制动系统的形式已经基本固定下来。随着电子，特别是大规模、超大规模集成电路的发展，汽车制动系统的形式也将发生变化。如凯西-海斯(K-H)公司在一辆实验车上安装了一种电—液(EH)制动系统，该系统彻底改变了制动器的操作机理。通过采用4个比例阀和电力电子控制装置，K-H公司的EBM就能考虑到基本制动、ABS、牵引力控制、巡航控制制动干预等情况，而不需另外增加任何一种附加装置。EBM系统潜在的优点是比标准制动器能更加有效地分配基本制动力，从而使制动距离缩短5%。一种完全无油液、完全的电路制动BBW(Brake-By-Wire)的开发使传统的液压制动装置成为历史。
BBW是未来制动控制系统的L发展方向。全电制动不同于传统的制动系统，因为其传递的是电，而不是液压油或压缩空气，可以省略许多管路和传感器，缩短制动反应时间。其主要包含以下部分：
（1）电制动器。其结构和液压制动器基本类似，有盘式和鼓式两种，作动器是电动机；
（2）电制动控制单元(ECU)。接收制动踏板发出的信号，控制制动器制动；
接收驻车制动信号，控制驻车制动；
接收车轮传感器信号，识别车轮是否抱死、打滑等，控制车轮制动力，实现防抱死和驱动防滑。由于各种控制系统如卫星定位、导航系统，自动变速系统，无级转向系统，悬架系统等的控制系统与制动控制系统高度集成，所以ECU还得兼顾这些系统的控制；
（3）轮速传感器。准确、可靠、及时地获得车轮的速度；
（4）线束。给系统传递能源和电控制信号；
（5）电源。为整个电制动系统提供能源。与其他系统共用。可以是各种电源，也包括再生能源。
从结构上可以看出这种全电路制动系统具有其他传统制动控制系统无法比拟的优点：
（1）整个制动系统结构简单，省去了传统制动系统中的制动油箱、制动主缸、助力装置。液压阀、复杂的管路系统等部件，使整车质量降低；
（2）制动响应时间短，提高制动性能；
（3）无制动液，维护简单；
（4）系统总成制造、装配、测试简单快捷，制动分总成为模块化结构；
（5）采用电线连接，系统耐久性能良好；
（6）易于改进，稍加改进就可以增加各种电控制功能。
全电制动控制系统是一个全新的系统，给制动控制系统带来了巨大的变革，为将来的车辆智能控制提供条件。但是，要想全面推广，还有不少问题需要解决：
首先是驱动能源问题。采用全电路制动控制系统，需要较多的能源，一个盘式制动器大约需要1kW的驱动能量。目前车辆12V电力系统提供不了这么大的能量，因此，将来车辆动力系统采用高压电，加大能源供应，可以满足制动能量要求，同时需要解决高电压带来的安全问题。
其次是控制系统失效处理。全电制动控制系统面临的一个难题是制动失效的处理。因为不存在独立的主动备用制动系统，因此需要一个备用系统保证制动安全，不论是ECU元件失效，传感器失效还是制动器本身、线束失效，都能保证制动的基本性能。实现全电制动控制的一个关键技术是系统失效时的信息交流协议，如TTP/C。
系统一旦出现故障，立即发出信息，确保信息传递符合法规最适合的方法是多重通道分时区(TDMA)，它可以保证不出现不可预测的信息滞后。TTP/C协议是根据TDMA制定的。第三是抗干扰处理。车辆在运行过程中会有各种干扰信号，如何消除这些干扰信号造成的影响，目前存在多种抗干扰控制系统，基本上分为两种：即对称式和非对称式抗干扰控制系统。
对称式抗干扰控制系统是用两个相同的CPU和同样的计算程序处理制动信号。非对称式抗干扰控制系统是用两个不同的CPU和不一样的计算程序处理制动信号。两种方法各有优缺点。另外，电制动控制系统的软件和硬件如何实现模块化，以适应不同种类的车型需要；
如何实现底盘的模块化，是一个重要的难题。只有将制动、转向、悬架、导航等系统综合考虑进来，从算法上模块化，建立数据总线系统，才能以最低的成本获得最好的控制系统。
电制动控制系统首先用在混合动力制动系统车辆上，采用液压制动和电制动两种制动系统。这种混合制动系统是全电制动系统的过渡方案。由于两套制动系统共存，使结构复杂，成本偏高。
随着技术的进步，上述的各种问题会逐步得到解决，全电制动控制系统会真正代替传统的以液压为主的制动控制系统。
综上所述，现代汽车制动控制技术正朝着电子制动控制方向发展。全电制动控制因其巨大的优越性，将取代传统的以液压为主的传统制动控制系统。同时，随着其他汽车电子技术特别是超大规模集成电路的发展，电子元件的成本及尺寸不断下降。
汽车电子制动控制系统将与其他汽车电子系统如汽车电子悬架系统、汽车主动式方向摆动稳定系统、电子导航系统、无人驾驶系统等融合在一起成为综合的汽车电子控制系统，未来的汽车中就不存在孤立的制动控制系统，各种控制单元集中在一个ECU中，并将逐渐代替常规的控制系统，实现车辆控制的智能化。
但是，汽车制动控制技术的发展受整个汽车工业发展的制约。有一个巨大的汽车现有及潜在的市场的吸引，各种先进的电子技术、生物技术、信息技术以及各种智能技术才不断应用到汽车制动控制系统中来。同时需要各种国际及国内的相关法规的健全，这样装备新的制动技术的汽车就会真正应用到汽车的批量生产中。
2 制动系的总体设计 2.1 制动系的设计要求 1）能适应有关标准和法规的规定。各项性能指标除满足设计任务书的规定和国家标准的有关要求外，也应考虑销售对象国家和地区的法规和用户要求。
2）具有足够的制动效能。包括行车制动效能和驻坡制动效能。
3）工作可靠。汽车至少应有行车制动和驻车制动两套制动装置且它们的制动驱动机构应是各自独立的。行车制动装置的制动驱动机构至少应有两套独立的管路，当其中一套失效时，另一套应保证汽车制动效能不低于正常值的30%；
驻车制动装置应采用工作可靠的机械式制动驱动机构。
4）制动效能的水稳定性好。制动器摩擦表面浸水后，会因水的润滑作用使摩擦系数急剧减小而发生所谓的“水衰退”现象。一般规定在出水后反复制动5—15次，即应恢复其制动效能。良好的摩擦材料吸水率低，其摩擦性能恢复迅速。也应防止泥沙、污物等进入制动器工作表面，否则会使制动效能降低并加速磨损。某些越野汽车为了防止水相泥沙侵入而采用封闭的制动器。
5）制动时的操纵稳定性好。即以任何速度制动，汽车都不应当失去操纵性和方向稳定性。为此，汽车前、后轮制动器的制动力矩应有适当的比例，最好能随各轴间载荷转移情况而变化；
同一轴上左、右车轮制动器的制动力矩应相同。否则当前轮抱死而侧滑时，将失去操纵性；
后轮抱死而侧滑甩尾，会失去方向稳定性；
当左、右轮的制动力矩差值超过15％时，会发生制动时汽车跑偏。对于汽车列车，除了应保证列车各轴有适当的制动力分配外，也应注意主、挂车之间各轴制动开始起作用的时间，特别是主、挂车之间制动开始时间的协调。
6）制动效能的热稳定性好。
7）制动踏板和手柄的位置和行程符合人-机工程学的要求，即操作方便性好，操纵轻便、舒适，能减少疲劳。
8）作用滞后的时间要尽可能地短。
9) 制动时不应产生振动和噪声。
10)与悬架、转向装置不产生运动干涉，在车轮跳动、汽车转向时不会引起自行制动。
11）制动系中应有音响或光信号等警报装置，以便能及时发现制动驱动件的故障和功能失效。
12）制动系的机件应使用寿命长、制造成本低，对摩擦材料的选择也应考虑到环保要求 2.2 汽车参数的选择 货车的主要参数 长宽高（mm）899524702800 轴 距（mm） 5100 质心距前轴（mm）3480 质心距后轴（mm）1620 前 轮 距（mm） 2010 后 轮 距（mm） 1840 最小离地间隙（mm）206 整车整备质量（kg）6900 额定载重量（kg）10100 最 高 车 速（km/h）90 质心高度 (mm) 空载 1200mm 满载 850mm 吨位级别 重卡 2.3 制动器方案的选择 鼓式制动器一般可按其制动蹄受力情况进行分类，它们的制动效能、制动鼓的受力平衡状态以及车轮旋转方向对制动效能的影响均不同，制动器主要由图示进行分类：
图2-1制动器的分类 Figure 2-1 brake classification 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。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。钳盘式制动器过去只用作中央制动器，但目前则愈来愈多地被各级轿车和货车用作车轮制动器。全盘式制动器只有少数汽车(主要是重型汽车)采用为车轮制动器。
鼓式刹车有良好的自刹作用，由于刹车来令片外张，车轮旋转连带着外张的刹车鼓扭曲一个角度(当然不会大到让你很容易看得出来)刹车来令片外张力(刹车制动力)越大，则情形就越明显，因此，一般大型车辆还是使用鼓式刹车，除了成本较低外，大型车与小型车的鼓刹，差别可能只有大型采气动辅助，而小型车采真空辅助来帮助刹车。
成本较低：鼓式刹车制造技术层次较低，也是最先用于刹车系统，因此制造成本要比碟式刹车低 凸轮式制动器 目前，所有国产汽车及部分外国汽车的气压制动系统中，都采用凸轮促动的车轮制动器，而且大多设计成领从蹄式。
大货车因为吨位的原因制动力的力量也必须要大，所以用气压（就是鼓式刹车）的方式制动，如果使用碟式制动，需要把碟做成相当大的直径，而使用鼓式制动，只需要加深鼓的深度就可以了，直径可以不太大，所以安装起来比较方便。所以在本设计中选用的是鼓式凸轮制动器。
2.4 制动驱动机构方案选择 制动驱动机构将来自驾驶员或其他力源的力传给制动器，使之产生制动力矩。根据制动力源的不同，制动驱动机构一般可分为简单制动、动力制动和伺服制动三大类。而力的传递方式又有机械式，液压式，气压式和气压-液压式的区别，如下表。
表2-1制动驱动机构的结构形式 Table 2-1 braking drive mechanism structure 制动力源 力的传递方式 用途 型式 制动力源 工作介质 型式 工作介质 简单制动系 （人力制动系） 司机体力 机械式 杆系或钢丝绳 仅用于驻车制动 液压式 制动液 部分微型汽车的行车制动 动力制动系 气压动力制动系 发动机动力 空气 气压式 空气 中，重型汽车的行车制动 气压-液压式 空气，制动液 液压动力制动系 制动液 液压式 制动液 私服制动系 真空伺服制动系 司机体力与发动机动力 空气 液压式 制动液 轿车，微，轻，中型汽车的行车制动 气压伺服制动系 空气 液压伺服制动系 制动液 人力制动系统是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，人力制动。其又分为机械式和液压式两种机构形式。机械式完全靠杆系传力，由于机械效率低，传动比小，润滑点多，且难以保证前、后轴制动力的正确比例和左、右轮制动力的均衡，所以在汽车的行车制动装置中已被淘汰。但因其结构简单，成本低，工作可靠，主要用在驻车制动。
液压式简单制动系（通常简称为液压制动系）用于行车制动装置。液压制动的优点是：作用滞i后时间短(0.1～0.3s)，工作压力高(可达10～12MPa)，轮缸尺寸小，可布置在制动器内部作为制动蹄张开机构或制动块压紧机构，使之结构简单、紧凑、质量小、造价低；
机械效率高。液压制动的主要缺点是：过度受热后，部分制动液汽化，在管路中形成气泡而影响传输，即产生所谓“气阻”，使制动效能减低甚至失效，而当气温过低时（-25C和更低时），由于制动液的粘度增大，使工作的可靠性降低，以及当有局部损坏时，使整个系统都不能继续工作。液压制动曾被广泛应用于乘用车和总质量不大的商用车。
伺服制动的制动能源是人力和发动机并用。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（即由伺服制动转变为人力制动）。因此，在中级以上的轿车及轻，中型客，货汽车上得到了广泛的应用。
按伺服系统能源的不同，可分为真空伺服制动系、气压伺服制动系和液压伺服制动系。其伺服能源分别为真空能（负气压能），气压能和液压能。
真空伺服制动系是利用发动机进气管中节气门后的真空度(负压，一般可达0.05～0.07 MPa)作动力源，一般的柴油车若采用真空伺服制动系时，则需有专门的真空源—由发动机驱动的真空泵或喷吸器构成。气压伺服制动系是由发动机驱动的空气压缩机提供压缩空气作为动力源，伺服气压一般可达0.6～0.7 MPa。故在输出力相等时，气压伺服气室直径比真空伺服气室直径小得多。且在双回路制动系中，如果伺服系统也是分立式的，则气压伺服比真空伺服更适宜，因此后者难于使各回路真空度均衡。但气压伺服系统的其他组成部分却较真空伺服系统复杂得多。真空私服制动系多用于总质量在1.1t-1.35t以上的轿车及装载质量在6t以下的轻，中型载货汽车上，气压伺服制动系则广泛用于装载质量为6～12t的商用车，以及少数几种排量在4.0L以上的乘用车。
全液压动力制动系是用发动机驱动油泵产生的液压作为制动力源。其制动系的液压系统与动力转向的液压系统相同，也有开式（常流式）和闭式（常压式）两种。开式（常流式）系统在不制动时，制动液在无负荷状况下由油泵经制动阀到储液罐不断地循环流动，制动时则借助于阀的节流而产生所需的液压进入轮缸。闭式（常压式）回路因平时保持着高液压，故又称常压式。它对制动操纵的反应比开式的快，但对回路的密封要求较高。当油泵出故障时，开式的将立即补气之动作用，而闭式的还有可能利用回路中的蓄能器的液压继续进行若干次制动。故目前汽车用的全液压动力制动系多用闭式（常压式）的。
全液压动力制动系除具有一般液压制动系统的有点外，还具有操纵轻便，制动反应快，制动能力强，受气阻影响较小，易于采用制动力调节装置和防滑移装置，及可与动力转向，液压悬架，举升机构及其他辅助设备共用液压泵和储油罐等优点。但其机构复杂，精密件多，对系统的封闭性要求也较高，故并未得到广泛应用。
各种形式的动力制动在动力系统失效时，制动作用即全部丧失。
气压制动系统是发展最早的一种动力制动系统。其供能装置和传动装置全部是气压式的。其控制装置大多数是由制动踏板机构和制动阀等气压控制原件组成，也有的在踏板机构和制动阀之间还串联有液压式操纵传动装置。气压制动由于可获得较大的制动驱动力且主车与被拖的挂车以及汽车列车之间制动驱动系统的连接装置结构简单联接和断开都很方便,因此广泛用于总质量为8t以上尤其是15t以上的载货汽车,越野汽车和客车上.但气压制动系必须采用空气压缩机,贮气罐,制动阀等装置,使结构复杂,笨重,轮廓尺寸大,造价高;管路中气压的产生和撤除均较慢,作用滞后时间较长(0.3～0.9s),因此在制动阀到制动气室和贮气罐的距离较远时有必要加设气动的第二级控制元件——继动阀(即加速阀)以及快放阀;管路工作压力较低(一般为0.5～0.7MPa),因而制动气室的直径大,只能置于制动器之外,再通过杆件及凸轮或楔块驱动制动蹄,使非簧载质量增大;另外,制动气室排气时也有较大噪声。汽车在行驶过程中驾驶员要经常使用制动器，为了减轻驾驶员的工作强度，目前汽车基本上都采用了伺服制动系统或动力制动系统。载重汽车一般均采用动力制动系统。
在本设计中选用的是气压制动系统。
3 制动过程的动力学参数计算 3.1制动过程车轮所受的制动力 汽车受到与行驶方向相反的外力时，才能从一定的速度制动到较小的车速或直至停车。这个外力只能由地面和空气提供。但由于空气阻力相对较小，所以实际外力主要是由地面提供的，称之为地面制动力。地面制动力越大，制动距离也越短，所以地面制动力对汽车制动性具有决定性影响。
下面分析一个车轮在制动时的受力情况。
（1）地面制动力 假设滚动阻力偶矩、车轮惯性力和惯性力偶矩均可忽略图，则车轮在平直良好路面上制动时的受力情况如图4-1所示。
图3-1 车轮制动时受力简图 FIG. 3-1 wheel braking force diagram 是车轮制动器中摩擦片与制动鼓或盘相对滑动时的摩擦力矩，单位为；
是地面制动力，单位为N；
为车轮垂直载荷、为车轴对车轮的推力、为地面对车轮的法向反作用力，它们的单位均为N。
显然，从力矩平衡得到 （3-1） 式中，为车轮的有效半径（m）。
地面制动力是使汽车制动而减速行驶的外力，但地面制动力取决于两个摩擦副的摩擦力：一个是制动器内制动摩擦片与制动鼓或制动盘间的摩擦力，一个是轮胎与地面间的摩擦力—附着力。
（2）制动器制动力 在轮胎周缘为了克服制动器摩擦力矩所需的力称为制动器制动力，以符号表示，显然 （3-2） 式中：是车轮制动器摩擦副的摩擦力矩。制动器制动力是由制动器结构参数所决定的。它与制动器的型式、结构尺寸、摩擦副的而摩擦系数和车轮半径以及踏板力有关。
图3-2给出了地面制动力、车轮制动力及附着力三者之间的关系。当踩下制动踏板时，首先消除制动系间隙后，制动器制动力开始增加。开始时踏板力较小，制动器制动力也较小，地面制动力足以克服制动器制动力，而使得车轮滚动。此时，=，在此处键入公式。且随踏板力增加成线性增加。
图3-2 地面制动力、车轮制动力及附着力之间的关系 FIG. 3-2 ground braking force, wheels braking force and the relationship between the adhesion 但是地面制动力是地面摩擦阻力的约束反力，其值不能大于地面附着力或最大地面制动力，即: （3-3） （3-4） 当制动踏板力上升到一定值时，地面制动力达到最大地面制动力=,车轮开始抱死不转而出现拖滑现象。随着制动踏板力以及制动管路压力的继续升高，制动器制动力继续增加，直至踏板最大行程，但是地面制动力不再增加。
上述分析表明，汽车地面制动力取决于制动器制动力，同时又受到地面附着力的闲置。只有当制动器制动力足够大，而且地面又能够提供足够大的附着力，才能获得足够大的地面制动力。
（3）地面对前、后车轮的法向反作用力 图3-3所示为，忽略汽车的滚动阻力偶和旋转质量减速时的惯性阻力偶矩，汽车在水平路面上制动时的受力情况。
图 3-3 制动时的汽车受力图 FIG. 3-3 braking by trying to the car 因为制动时车速较低，空气阻力可忽略不计，则分别对汽车前后轮接地点取矩，整理得前、后轮的地面法向反作用力、为 （3-5） 式中：，为制动强度， —汽车所受重力；
—汽车轴距；
—汽车质心离前轴距离；
—汽车质心离后轴距离；
—为汽车质心高度（满载时=850mm）；
—重力加速度；
若在附着系数为的路面上制动，前、后轮都抱死（无论是同时抱死或分别先后抱死），此时。地面作用于前、后轮的法向反作用力为 （3-7） 式（3-6）、（3-7）均为直线方程，由上式可见，当制动强度或附着系数改变时，前后轴车轮的地面法向反作用力的变化是很大的，前轮增大，后轮减小。
（4）理想的前、后制动器制动力分配曲线 汽车总的地面制动力为：
(3-8) 式中：—制动强度；
—前轴车轮的地面制动力；
—后轴车轮的地面制动力。
由式（3-5）、式（3-6）求得前、后轴车轮附着力：
（3-9） 前已指出，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关系曲线，常称为理想的前、后轮制动器制动力分配曲线。在任何附着系数的路面上，前、后轮制动器制动力分别等于各自的附着力，即：
将（3-7）式代入上式，得 （3-10） 式中：—前轴车轮的制动器制动力，；
—后轴车轮的制动器制动力，；
—前轴车轮的地面制动力；
—后轴车轮的地面制动力；
，—地面对前、后轴车轮的法向反力；
— 汽车的重力；
，—汽车质心离前、后轴距离；
— 汽车质心高度。
消去变量，得 （3-11） 如已知汽车轴距、质心高度、总质量、质心的位置 (质心至后轴的距离)，就可用式（3-11）绘制前、后制动器制动力的理想分配关系曲线，简称I曲线。图3-4就是根据式（3-11）绘制的汽车在空载和满载两种工况的I曲线。
图3-4 I曲线示意图 FIG. 3-4 I curve schemes 根据方程组（3-30）的两个方程也可直接绘制I曲线。假设一组值（＝0.1,0.2,0.3,……,1.0）,每个值代入方程组（3-30），就具有一个交点的两条直线，变化值，取得一组交点，连接这些交点就制成I曲线，见图3-5。
图3-5 理想的前、后制动器制动力分配曲线 FIG. 3-5 ideal before and after the frictional braking power distribution curve I曲线时踏板力增长到使前、后车轮制动器同时抱死时前、后制动器制动力的理想分配曲线。前、后车轮同时抱死时，，，所以I曲线也是前、后车轮同时抱死时，和的关系曲线。
在本设计中，重型货车在满载时的基本数据如下：
汽车的重力G=17000kg.轴距L=5100mm，质心距前轴a=3480mm,质心距后轴b=1620mm.地面附着系数。
将以上数据代入（3-7）（3-10），得 , =75705.9N，=104294.1N。
（5）具有固定比值的前、后制动器制动力 两轴汽车的前、后制动器制动力的比值一般为固定的常数。通常用前制动器制动力对汽车总制动器制动力之比来表明分配比例，即制动器制动力分配系数，它可表示为 （3-12） 式中，为前制动器制动力；
为汽车总制动器制动力，，为后轮制动器制动力。故 ， 且 （3-13） 若用表示，则其为一条直线，此直线通过坐标原点，且其斜率为 它是实际前、后制动器制动力实际分配线，简称为线。如图3-6所示。
图3-6载货汽车的I曲线和曲线 FIG. 3-6 manifest car I curve and curve 3.2制动距离与制动减速度计算 （1）制动距离与制动减速度 制动距离与汽车的行驶安全有直接关系，它指的是汽车速度为时，从驾驶员开始操控制动控制装置到汽车完全停住为止所驶过的距离。制动距离与制动踏板力、路面附着条件、车辆载荷、发动机是否结合等许多因素有关。由于各种汽车的动力性不同，对制动效能也提出了不同的要求：一般轿车、轻型货车行驶车速高，所以要求制动效能也高；
重型货车行驶速度低，要求就稍微低一点。
制动减速度是制动时车速对时间的导数，即。它反映了地面制动力的大小，因此与制动器制动力及附着力有关。
在不同的路面上，由于地面制动力为 故汽车能达到的减速度（m/s）为 若允许汽车的前、后轮同时抱死，则 式中：—汽车所受重力，N；
—滑动附着系数；
（=0.7） —重力加速度， m/s；
—制动初速度，m/s；
代入数据得到 （2）制动距离的分析 （3-14） 式中：—制动机构滞后时间，单位s；
（0.2s～0.45s，计算时取0.3s） —制动器制动力增长过程所需的时间，单位s；
（一般为0.2s） —制动器的作用时间，一般在0.2s～0.9s之间；
—制动初速度，m/s；
计算时总质量10t以上的汽车取=65km/h=18.1m/s；
代入数据得：
s 综合国外有关标准和法规：进行制动效能试验时的制动减速度，载货汽车应为3.4～6.5 m/s；
相应的最大制动距离：货车为，式中第一项为反应距离；
第二项为制动距离，单位为m；
单位为m/s。
代入数据得：
6.62m 显然，，故本设计符合要求。
3.3同步附着系数与附着系数利用率计算 由式(3-13)可表达为 (3-15) 上式在图 3-3中是一条通过坐标原点且斜率为(1-)/的直线，是汽车实际前、后制动器制动力分配线，简称线。图4-6中线与I曲线交于B点， B点处的附着系数=,则称为同步附着系数。
同步附着系数的计算公式是：
（3-16） 对于前、后制动器制动力为固定比值的汽车，只有在附着系数等于同步附着系数的路面上，前、后车轮制动器才会同时抱死。当汽车在不同值的路面上制动时，可能有以下情况：
(1)当<，线位于I曲线下方，制动时总是前轮先抱死。它虽是一种稳定工况，但丧失转向能力。
(2)当>，线位于I曲线上方，制动时总是后轮先抱死，这时容易发生后轴侧滑使汽车失去方向稳定性。
(3)当，制动时汽车前、后轮同时抱死，是一种稳定工况，但也失去转向能力。
将以下数据 汽车的重力G=170000kg.轴距L=5100mm，质心距前轴a=3480mm,质心距后轴b=1620mm.地面附着系数。
代入式（3-16），得 把值代入式(4-15)得：
tan==1.168；
=49.43° 为了防止汽车的前轮失去转向能力和后轮产生侧滑，希望在制动过程中，在即将出现车轮抱死但尚无任何车轮抱死时的制动减速度，为该车可能产生的最高减速度。分析表明，汽车在同步附着系数的路面上制动(前、后车轮同时抱死)时，其制动减速度为g，即=，为制动强度。而在其他附着系数的路面上制动时，达到前轮或后轮即将抱死时的制动强度<，这表明只有在=的路面上，地面的附着条件才得到充分利用。
附着条件的利用情况用附着系数利用率(附着力利用率)表示：
(3-17) 式中：——汽车总的地面制动力；
G——汽车所受重力；
——制动强度。
当=时，=，=1,利用率最高。取=1，则===0.7 在的范围内，必须满足0.1+0.85(-0.2)。
本设计中， （满足要求） 根据所定的同步附着系数，由式（3-10）及式（3-13）得 （3-18） （3-19） 进而求得 （3-20） （3-21） 当=时：，，故，=；
=1 当<时：可能得到的最大总制动力取决于前轮刚刚抱死的条件，即。由式和和式（3-9），（3-14）得 （3-22） （3-23） （3-24） 当>时：可能得到的最大总制动力取决于后轮刚刚首先抱死的条件，即。由式（3-6）、式（3-7）、式（3-13）和式（3-15）得 （3-25） （3-26） （3-27） 本设计中汽车的值恒定，其值小于可能遇到的最大附着系数，使其在常遇附着系数范围内不致过低。在>的良好路面上紧急制动时，总是后轮先抱死。
3.4制动器的最大制动力矩 为保证汽车有良好的制动效能和稳定性，应合理地确定前，后轮制动器的制动力矩。
最大制动力是在汽车附着质量被完全利用的条件下获得的，这时制动力与地面作用于车轮的法向力,成正比。由式(4-10)可知，双轴汽车前、后车轮附着力同时被充分利用或前、后轮同时抱死时的制动力之比为 （3-28） 式中：,—汽车质心离前、后轴距离；
——同步附着系数；
——汽车质心高度。
制动器所能产生的制动力矩，受车轮的计算力矩所制约，即 （3-29） 式中：—前轴制动器的制动力，；
—后轴制动器的制动力，；
—作用于前轴车轮上的地面法向反力；
—作用于后轴车轮上的地面法向反力；
—车轮有效半径。
对于常遇的道路条件较差，车速较低因而选取了较小的同步附着系数值的汽车，为了保证在的良好的路面上（例如=0.7）能够制动到后轴和前轴先后抱死滑移（此时制动强度），前、后轴的车轮制动器所能产生的最大制动力力矩为 （3-30） （3-31） 对于选取较大值的汽车，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，故所需的后轴和前轴的最大制动力矩为 （3-30） （3-31） 式中：—该车所能遇到的最大附着系数；
—制动强度，由式确定；
—车轮有效半径。
本设计中，同步附着系数的值为0.85，所以应用式（3-24）、（3-25）进行计算。将以下数据 汽车的重力G=170000N.轴距L=5100mm，质心距前轴a=3480mm,质心距后轴b=1620mm.地面附着系数。汽车车轮的有效半径 代入式（3-30）、（3-31）中，得 一个车轮制动器的最大制动力矩为上列计算结果的半值。
4 制动器的结构及主要零部件设计 4.1 制动器的结构参数 4.1.1 制动鼓内径D 输入力一定时，制动鼓内径越大，则制动力矩越大，且散热能力也越强。但的增大（图4-1）受轮辋内径限制，制动鼓与轮辋之间应保持足够的间隙，通常要求该间隙不小于20—30mm，否则不仅制动鼓散热条件太差，而且轮辋受热后可能粘住内胎或烤坏气门嘴。制动鼓应有足够的壁厚，用来保证有较大的刚度和热容量，以减少制动时的温度。制动鼓的直径小，刚度就大，并有利于保证制动鼓的加工精度。
图4-1 鼓式制动器主要几何参数 FIG. 4-1 drum brake mainly geometric parameters 制动鼓直径与轮辋直径之比的范围如下：
轿车 =0.64-0.74 货车 =0.70-0.83 制动鼓内径尺寸应参考专业标准QC/T309—1999《制动鼓工作直径及制动蹄片宽度尺寸系列》。轿车制动鼓内径一般比轮辋外径小125mm-150mm，载货汽车和客车的制动鼓内径一般比轮辋外径小80mm-100mm，设计时亦可按轮辋直径初步确定制动鼓内径（见表5-1）。
表4-1 制动鼓最大内径 Table 4-1 brake drum maximum diameter 轮辋直径/in 12 13 14 15 16 20 制动鼓最大内径/mm 轿车 180 200 240 260 -- -- 货车、客车 220 240 260 300 320 420 制动鼓内径尺寸应符合QC/T 309-1999《制动鼓工作直径及制动蹄片宽度尺寸系列》的规定。
由上述表格和轮胎标准初选制动鼓内径420mm 4.1.2 摩擦衬片宽度b包角 径R既定后。摩擦衬片宽b和包角 便决定了衬片的摩擦面积A ，而A =Rb ，制动蹄各蹄总的摩擦面积 越大则单位压力愈小从而磨损特性愈好。根据国外统计资料分析，单个车轮蹄式制动器总的衬片摩擦面积随汽车总重而增加具体数如表4-2 摩擦衬片面积 表4-2 制动器衬片摩擦面积 Table 4-2 brake facing friction area 汽车类型 汽车总质量m/t 单个制动器总的衬片摩擦面积/mm 轿车 0.9-1.5 1.5-2.5 100-200 200-300 客车与货车 1.0-1.5 1.5-2.5 2.5-3.5 3.5-7.0 7.0-12.0 12.0-17.0 120-200 150-250(多为150-200) 250-400 300-650 550-1000 600-1500(多600-1200) 由根据表2-2选取对于车总质量m =12t-17t时，A =600-1500cm 则b= A /R =200.6mm，根据ZBT24005—89选取b=210mm制动鼓半径R=D/2=420/2=210mm确定后，衬片的摩擦面积为A=Rb 初选=100°初选A=1400/2=700cm2 4.1.3 摩擦衬片起始角 摩擦衬片起始角如图5-1所示。通常是将摩擦衬片布置在制动蹄外缘得得中央。有时为了适应单位压力的分布情况，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的均匀性。
β0=100°-β/2=100-100°/2=50° 4.1.4 制动器中心到张开力作用线的距离 在满足制动轮缸或凸轮能够布置在制动鼓内的条件下，应使距离a尽可能地大，以提高起制动效能，初步设计时可暂取左右。
4.1.5 制动蹄支承点位置坐标 和 应在保证两蹄支承端面不致相互干涉的条件下，使尽可能大而尽可能小（图5-1）。初步设计可取=0.8R左右。
,取为40mm 4.1.6 摩擦片摩擦系数 选择摩擦片时不仅希望其摩擦系数要高些，更要求其热稳定性要好，受温度和压力的影响要小。不能单纯地追求摩擦材料的高摩擦系数，应提高对摩擦系数的稳定性和降低制动器对摩擦系数偏离正常值的敏感性的要求，后者对蹄式制动器是非常重要的。摩擦衬片的型号及性能如表3-3[3] 表4-3内张蹄式制动器衬片型号性能及用途 Table 4 - 3hoof drum brake facing model properties and uses 产品规格 摩擦系数 硬度（HBS） 适用范围 SY-1107 0.39-0.45 20-50 主要用于轿车等轻负荷车 SY0204 0.36-0.42 20-50 主要用于中型载重汽车 SY-9002 0.38-0.43 20-50 主要用于重型载货汽车 由表3-3选取SY-1107规格选取摩擦衬片摩擦系数为0.4 4.2 鼓式制动器主要零部件的设计 4.2.1 制动蹄 车和微型、轻型载货汽车的制动蹄广泛采用T形型钢辗压或钢板冲压——焊接制成；
大吨位载货汽车的制动蹄则多用铸铁、铸钢或铸铝合金制成。制动蹄的结构尺寸和断面形状应保证其刚度好，但小型车用钢板制的制动蹄腹板上有时开有一、两条径向曹，使蹄的弯曲刚度小些，以便使制动蹄摩擦衬片于制动鼓之间的接触压力均匀，因而使衬片的磨损较为均匀，并可减少制动时的尖叫声。重型汽车制动蹄的断面有工字形、山字形和字形几种。
制动蹄腹板和翼缘的厚度，轿车的约为3mm-5mm；
货车的约为5mm-8mm。摩擦衬片的厚度，轿车多为4.5mm-5mm；
货车多为8mm以上。衬片可铆接或粘贴在制动蹄上，粘贴的允许其磨损厚度较大，使用寿命增长，但不易更换衬片；
铆接的噪声较小。
本车制动蹄HT200铸造 4.2.2 制动鼓 制动鼓应具有非常好的刚性和大量的热容量，制动时其温升不应超过极限值。制动鼓的材料应于摩擦衬片的材料相匹配，以保证具有高的摩擦系数并使工作表面磨损均匀。
中型、重型载货汽车和中型、大型客车多采用灰铸铁HT200或合金铸铁制造的制动鼓；
在工作载荷作用下制动鼓会变形，导致蹄与鼓间的单位压力不均匀，且会损失少许踏板行程。鼓筒变形后的布圆柱度过大时也易引起制动器的自锁或踏板振动。为防止这些现象发生，应提高制动鼓的刚度。为此，沿鼓口的外缘铸有整圈的加强肋条，也常加铸一些轴向肋条以提高其散热性能。也有在钢板冲压的制动鼓内侧离心浇铸上合金铸铁内鼓筒，组合构成制动鼓。
制动鼓在工作载荷作用下会变形，致使蹄鼓间单位压力不均匀，且会损失少许踏板行程。鼓筒变形后的不圆柱度过大容易引起自锁或踏板扳动。为防止这些现象需提高制动鼓的刚度。为此，沿鼓口的外缘铸有整圈的加强肋条，也有的加铸若干轴向肋条以提高其散热件能。
制动鼓相对于轮毂的对中是以某一直径的圆柱表面的配合来定位，并在两者装配紧固后精加工制动鼓内工作表面，以保证两者的轴线重合。两者装配后还需要进行动平衡实验。其许用不平衡度对轿车为15Ncm-20Ncm；
对货车为30Ncm-40Ncm。
制动鼓壁厚的选取主要是从其刚度和强度方面考虑。壁厚取大些也有利于增大其热容量，但试验表明，壁厚由11mm增至20mm时，摩擦表面的平均最高温度变化并不大。一般铸造制动鼓的壁厚：轿车为7mm-12mm；
中、重型载货汽车为13mm-18mm。制动鼓在闭口一侧外缘可开小孔，用于检查制动器间隙。
本车选用HT200铸造制动鼓。
4.2.3 摩擦衬片 摩擦衬片的的材料应该满足如下要求：
（1）具有一定的稳定的摩擦因数。在温度、压力升高和工作速度发生变化时，摩擦因数的变化应尽可能小。
（2）具有良好的耐磨性。不仅摩擦衬片应有足够的使用寿命，而且对偶摩擦副的磨耗也要求尽可能小。通常要求制动盘的磨耗不大于衬块的1/10。
（3）要有尽可能小的压缩率和膨胀率。压缩变形太大影响制动主缸的排量和踏板行程，降低制动灵敏度。膨胀率过大，摩擦衬块和制动盘要产生拖磨，尤其是对鼓式制动器衬片受热膨胀消除间隙后，可能产生咬死现象。
（4）制动时不应产生噪声，对环境无污染。
（5）应采用对人体无害的摩擦材料。
（6）有较高的耐挤压强度和冲击强度，以及足够的抗剪切能力。
（7）应将摩擦衬块的导热率控制在一定得范围。要求摩擦衬块在300C加热板上作用30min后，背板的温度不超过190C，防止防尘罩、密封圈过早老化和制动液温度迅速升高。
以前制动器摩擦衬片使用的是由增强材料（石棉及其他纤维），粘结剂，摩擦性能调节剂组成的石棉摩阻材料。它有制造容易，成本低，不易刮伤对偶等优点。但由于它又有耐热性能差，摩擦因数随温度升高而降低，磨耗增高和对环境有污染，特别是石棉能致癌，所以已逐渐被淘汰。
由金属纤维、粘结剂和摩擦性能调节剂组成的半金属磨阻材料，具有较高的耐热性和耐磨性，今年来得到广泛的应用。
4.2.4 制动底板 制动底板是除制动鼓外制动器各零件的安装基体，应保证各安装零件相互间的正确位置。制动底板承受着制动器工作时的制动反力矩，因此它应有足够的刚度。为此，由钢板冲压成形的制动底板均具有凹凸起伏的形状。重型汽车则采用可锻铸铁KTH370—12的制动底板。刚度不足会使制动力矩减小，踏板行程加大，衬片磨损也不均匀。
4.2.5 摩擦材料 摩擦材料的基本要求：
1）摩擦系数高而稳定。一般摩擦材料的摩擦系数，都随温度、压力、相对滑动速度、工作表面的清洁程度而变化，其中温度影响尤为显著。
2）耐磨性好。
3）有一定的机械强度和良好的工艺性。
4）有一定的耐油、耐湿、抗腐蚀及抗胶合性能。
5）容许比压力大及不伤制动轮。
当前，在制动器广泛采用着模压材料，它是以石棉纤维为主并均树脂粘站剂、调整摩擦性能的填充刑(出无机粉粒及橡胶、聚合树脂等配成)勺噪声消除别(主要成分为石墨)等混合后，在高温厂模压成型的。模压材料的挠性较差．故应按衬片或衬块规格模压。其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摩擦性能及其他性能。无石棉摩擦材料是以多种金属、有机、无机材料的纤维或粉末代替石棉作为增强材料，其他成分和制造方法与石棉模压摩擦材料大致相同。若金属纤维和粉末的含量在40%以上，则称为半金属摩擦材料，这种材料在美、欧各国广泛用于轿车的盘式制动器上，已成为制动摩擦材料的主流。粉末冶金摩擦材料是以铜粉或铁粉为主要成分（占总质量的60%-80%），掺上石墨粉、陶瓷粉等非金属粉末作为摩擦系数调整剂，用粉末冶金方法制成。其抗热衰退和抗水衰退性能好，但造价高，适用于高性能轿车和行驶条件恶劣的货车等制动器负荷重的汽车。
4.2.6 蹄与鼓之间的间隙调整装置 为了保证制动鼓在不制动时能自由转动，制动鼓与制动衬片之间，必须保持一定间隙。此间隙量应尽可能小，因为制动系的许多工作性能受此间隙影响而变化。使用中因磨损会增大此间隙，过分大的间隙会带来许多不良的后果：制动器产生制动作用的时间增长；
各制动器因磨损不同，间隙也不一样，结果导致各制动器产生制动作用的时间不同，即同步制动性能变坏；
增加了压缩空气或制动液的消耗量，并使制动踏板行程增加。
为保证制动鼓与制动衬片之间在使用期间始终有出设定的间隙量，要求采用间隙自动调整装置。现在鼓式制动器中采用间隙自动调整装置的也日益增多。
一般来说，鼓式制动器的设定间隙为0.2mm-0.5mm；
盘式制动器的为0.1mm-0.3mm(单侧为0.05mm-0.15mm)。此间隙的存在会导致踏板或手柄的行程损失，因而间隙量应尽量小，考虑到制动过程中摩擦副可能产生热变形和机械变形，因此，制动器在冷却状态下应设的间隙要通过试验来确定。
设计中，鼓式制动器的设定间隙为0.2mm-0.5mm，取间隙为0.4mm。
鼓式制动器也有采用波尔舍乘用车的制动器间隙调整装置的，摩擦元件可以装在轮缸中，也可以装在制动蹄腹板上。
采用这类间隙自调装置时，制动器安装在汽车上后不需要人工精细调整，只需要进行一次完全制动即可调整到设定间隙，并且在行车过程中随时补偿过量间隙。因此，可将这种自调装置称为一次调准式。
鼓式制动器间隙自动调整的一般方法：
（1）采用轮缸张开装置 可采用不同的方法及其响应机构调节制动鼓与摩擦衬片间的间隙。1.借助于装在制动地板上的调整凸轮和偏心支承销，用手调整制动蹄的原始安装位置以得到所要求的间隙。凸轮工作表面螺旋线的半径增量和支承销的偏心量应超过衬片的厚度。2.借助于自动调整装置使制动蹄位于间隙量所要求的原始位置。也可在制动轮刚上采取措施实现工作间隙的自动调整 （2）采用凸轮张开装置 采用凸轮张开装置时，制动器的工作间隙调整可通过转动凸轮相对于臂的位置来实现，而臂的位置则保持不变。凸轮位置的改变是靠装在臂上的涡轮蜗杆副来实现的，因此臂又称为调整臂 （3）采用楔块张开装置 该结构的制动器工作间隙是借助于调整套筒，棘爪和调整螺钉进行自动调整。在套筒的外表面上切有螺旋棘齿，而套筒的内孔则为螺孔。朝向套筒一侧的棘爪端面则做成与套筒外表面的螺旋棘齿相配的齿槽。如果在制动时柱塞的行程超过棘齿的轴向螺距，则棘爪移动一个齿。当套筒和柱塞返回原始位置时，棘爪和套筒的相互作用便使套筒转动某一角落，从而使调整螺钉旋出相应的距离。
现在的鼓式制动器多采用所谓阶跃式自调装置。
4.2.7 制动器支撑装置 二自由度制动蹄的支承，结构简单，并能使制动蹄相对制动鼓自行定位。为了使具有支承销的一个自由度的制动蹄的工作表面与制动鼓的工作表面同轴心，应使支承位置可调。例如采用偏心支承销或偏心轮。支承销由45号钢制造并高频淬火。其支座为可锻铸铁(KTH 370—12)或球墨铸铁(QT 40018)偏心轮可保持制动蹄腹板上的支承孔的完好件并防止这些零件的腐蚀磨损。
具有长支承销的支承能可靠地保持制动蹄的止确安装位置，避免侧向偏摆。有时在制动底板上附加一压紧装置，使制动蹄中部靠向制动底板，而在轮缸活塞顶块上或在张开机构调整推杆端部开槽供制动蹄腹板张开端插入，以保持制动蹄的正确位置。
4.2.8 凸轮式张开机构 凸轮式张开机构的凸轮及其轴是由45号钢模锻成一体的毛坯制造，在机加工后经高频淬火处理。凸轮及其轴是由可锻铸铁或球墨铸铁的支架支撑，而支架则用螺栓或铆钉固定在制动底板上。为了提高机构的传动效率，制动时凸轮是经过滚轮推动制动蹄张开。滚轮由45号钢制造并高频淬火。
5 鼓式制动器的设计计算 5.1 驻车制动能力的计算 汽车在上坡路上停驻时的受力简图如图6-1所示，由该图可得出汽车上坡停驻时的后轴车轮的附着力为 (5-1) 同理可求得汽车下坡停驻时后轴车轮的附着力为 (5-2) 图5-1汽车在上坡路上停驻时的受力简图 Figure 5-1 in the ascent to stop car on the stress diagram 根据后轴车轮附着力与制动力相等的条件可求得汽车在上坡路和下坡路上停驻时的坡度极限倾角，，即根据 (5-3) 求得汽车在上坡时可能停驻的极限上坡路倾角为 （5-4） 汽车在下坡时可能停驻的极限下坡路倾角为 （5-5） 一般要求各类汽车的最大停驻坡度不应小于16%—20%；
汽车列车的最大停驻坡度约为12%左右。
为了使汽车汽车能在接近于由上式确定的坡度倾角为的坡路上停驻，则应使后轴上的驻车制动力矩接近于由所确定的极限值（此处不应是因为>的缘故，式中的为车轮的有效半径），并保证在下坡路上能停驻的坡度不小于法规规定值。
中央驻车制动器的制动力矩上限值为，为后驱动桥的主减速比。
设计中，此重型货车在上坡时可能停驻的极限上坡路倾角为 重型货车在上坡时可能停驻的极限下坡路倾角为 5.2 中央制动器的计算 设计中中央制动器选取带式。带式中央制动器曾作为中，重型汽车及拖拉机的应急制动装置和驻车制动装置，装在汽车变速器的第二轴上，其主要缺点是发生油污染（固装在发动机及变速器之后），极低的热容量以及需要大的支撑力等，故在现代汽车上很少采用。
图5-2带式中央制动器的一般结构 FIG. 5-2 belt type central brake general structure 对于图5-2所示的带式制动器，其平衡条件为 （5-6） 式中：—输入力，N；
，—制动带力，N；
—制动器尺寸，mm；
—制动带包角，（°）；
—摩擦系数；
—鼓阻力，摩擦力，N。
设计中取=200mm，=30mm，=60mm，=，=0.4，=1500N代入式（5-6）得 ,,; 对于简单的带式制动器（=0，=），直接作用在制动带上的制动力或输入力可由下式得出：
如图6-2所示的带式制动器，制动鼓顺时针旋转时产生的制动器因数为 1.24 5.3 压力沿衬片长度方向的分布规律 除摩擦衬片因有弹性容易变形外，制动鼓、蹄片和支承也有变形，所以计算法向压力在摩擦衬片上的分布规律比较困难。通常只考虑衬片径向变形的影响，其他零件的影响较小而忽略不计。
制动器摩擦材料的摩擦系数及所产生的摩擦力对制动器因数BF有很大的影响，掌握制动提摩擦面上的压力分布规律，有助于正确分析制动器因数。但用解析方法方法精确计算沿蹄片长度方向的压力分布规律比较困难，因为除了摩擦衬片有弹性容易变形外，制动鼓，制动蹄以及支承也会有弹性变形，但与摩擦衬片的变形量相比，则相对很小，故在通常的近似计算中只考虑衬片径向变形的影响，其他零件变形的影响较小，可忽略不计，即通常作如下一些假设：
（1）制动鼓，制动蹄为绝对刚性体 （2）在外力作用下，变形仅发生在摩擦衬片上 （3）压力与变形符合虎克定律 制动蹄有一个自由度和两个自由度之分，本设计中前轮所采用的单向双领蹄和后轮所用的领从蹄的蹄片均为绕支承销转动的蹄片，为一个自由度。
下面分析具有一个自由度的紧蹄摩擦衬片的径向变形规律。
如图5-3（a）所示，制动蹄在张开力P作用下绕支承销点转动张开，设其转角为，则蹄片上某任意点A的位移 =· ；
（a）、（b）具有一个自由度的增势蹄；
（c）具有两个自由度的增势蹄 图5-3 制动蹄摩擦衬片径向变形分析简图 FIG. 5-3 brake shoes friction facing radial deformation analysis diagram 由于制动鼓刚性对制动蹄运动的限制，则其径向位移分量将受压缩，径向压缩量为 由图5-3中的几何关系可知 == 故得径向变形量为：
（5-7） 由于为常量，而单位压力与变形成正比，故制动蹄摩擦衬片上任意一点的压力可写成：
(5-8) 式（5-8）表明绕支承销转动的制动蹄摩擦衬片的压力分布规律呈正弦分布，其最大压力作用在连线呈90°的径向线上。
也可以根据图5-3(b)来分析并简化计算具有一个自由度的增势蹄摩擦衬片的径向变性规律和压力分布规律。此时摩擦衬片在张开力和摩擦力的作用下，绕支承销中心转动角。摩擦衬片表面任意点沿制动提转动的切线方向的变形即为线段在半径延长线上的投影，即线段。由于角很小，可以认为：
则所求的摩擦衬片的径向变形为：
考虑到，则由等腰三角形可知：
代入上式，得摩擦衬片的径向变形和压力变形分别为：
（5-9） 5.4 计算蹄片上的制动力矩 制动转矩目前一般采用效能因数法或分析图解法计算，本书采用效能因数法计算。为此必需先求出制动蹄的效能因数，而后求制动力矩。设制动蹄的制动力矩和效能因数分别为T和Kt，输入张开力F，制动鼓半径为R，则 （5-10） 效能因数是单位为1的系数。对于一定结构型式的制动蹄，只要已知制动鼓转向，制动蹄的主要几何参数的相对值（即这些参数与R之比）以及摩擦系数，该蹄的即可确定。
图-张开力计算简图 Figure - expansionary force calculation diagram （1）领蹄 假定蹄鼓之间的单位压力是沿周向均匀分布的，这一假定与实际情况相差较远，据此算出的制动力矩较实际数值大，根据上面的分析计算可知，蹄片压力沿摩擦衬片长度的分布符合正弦曲线规律，根据数学推导得领蹄效能因数为 （5-11） 式中 其中h==. 将数据代入公式求得 214.1mm mm 所以 （2）从蹄制动效能因数，其公式为 （5-12） 式中：
代入公式得：,,， 由此可得制动器的效能因数，本设计采用的是非平衡式凸轮驱动机构，所以得 对于凸轮张开机构，张开力F：
（5-13） 汽车制动力总和F与整车质量m的百分比：
则可知该制动力符合标准。
根据以上计算后得到的值，F值，以及已知的R值代入公式（5-10）中，最终到：
5.5 检查制动蹄有无自锁 计算鼓式制动器，必须检查蹄有无自锁的可能。
如果f ﹤c′cosδ1 /(R1- c′Sinδ1) 就不会自锁。
f=0.4 c′== 摩擦力的作用半径 =214.1mm 式中 125o 所以制动器不会自锁，合格。
5.6 摩擦衬片磨损特性计算 摩擦衬片的磨损受温度、摩擦力、滑磨速度、制动鼓的材质及加工情况，以及衬片本身材质等许多因素的影响，因此在理论上计算磨损特性极为困难。但实验表明，影响磨损特性的最重要的因素还是摩擦表面的温度和摩擦力。
从能量的观点来说，汽车制动过程即是将汽车的机械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过程。此时，由于制动时间很短，实际上热量还来不及散逸到大气中就被制动器所吸收，致使制动器温度升高。这就是所谓的制动器的能量负荷。能量负荷越大，则衬片的磨损越严重。
各种汽车的总质量及其制动衬片的摩擦面积各不相同，因而有必要对相对的量最为评价能量负荷的指标。目前，各国常用的指标是比能量耗散率，即单位时间内衬片单位摩擦面积耗散的能量，通常用的计量单位为。比能量耗散率又称为单位功负荷或能量负荷。
双轴汽车的单个前轮制动器和单个后轮制动器的比能量耗散率分别为 （5-14） 式中：—汽车回转质量换算系数；
—汽车总质量；
，—汽车制动初速度与终速度，m/s；
计算时总质量10t以上的汽车取=km/h（m/s）；
—制动减速度，m/s，计算时取j=0.7g；
—制动时间，单位为s；
—前、后制动器衬片(衬块)的摩擦面积；
（mm） —制动力分配系数。
在紧急制动到时，并可近似地认为，则有 （5-15） 把个参数值代入上式得 s 前轮制动器：
后轮制动器：
由相关标准知，鼓式制动器的比能量耗损率以不大于1.8 W/mm为宜。通过以上计算可知，，均符合条件。
6 气压制动驱动机构的设计计算 气压制动系必须采用空气压缩机,贮气罐,制动阀等装置,使结构复杂,笨重,轮廓尺寸大,造价高;管路中气压的产生和撤除均较慢,作用滞后时间较长(0.3～0.9s),因此在制动阀到制动气室和贮气罐的距离较远时有必要加设气动的第二级控制元件——继动阀(即加速阀)以及快放阀;管路工作压力较低(一般为0.5～0.7MPa),因而制动气室的直径大,只能置于制动器之外,再通过杆件及凸轮或楔块驱动制动蹄,使非簧载质量增大;另外,制动气室排气时也有较大噪声。图6-1为一汽车的气压双回路制动系示意图。
图6-1气压双回路制动系示意图 Fig6-1.Schematic diagram of dual-circuit brake system pressure 1—空气压缩机；
2—前制动器室；
3—放气阀；
4—湿储气囊；
5—安全阀；
6—三通管；
7—管接头；
8—储气筒；
9—单向阀；
10—挂车制动阀；
11—后制动气室；
12—分离开关；
13—连接头；
14—串联双腔活塞式制动阀；
15—气压表；
16—气压调节阀；
此制动系统中，采用的是双回路气压制动。由发动机驱动的空压机1将压缩空气经单向阀9首先输入湿气筒4（湿气筒上装有安全阀5和供外界使用的压缩空气放气阀3）。压缩空气在湿气筒内冷却并进行油水分离之后，在分别经过两个单向阀9进入湿气筒8的前后腔，当其中一个回路因故障而失效时，另一回路可继续工作，以使汽车保持有一定的制动能力，因此也提高了汽车的行驶安全性。然而，绝不应如此仅利用一个制动回路长时间行车，以免发生意外。
其中，空气压缩机以压力达到1.0Mpa的压缩空气向贮气罐充气但由调压器调定的贮气罐压力，一般为0.67—0.73Mpa 而安全阀限定的贮气罐最高压力则为0.9Mpa左右。为了在空气压缩机停止工作的时间内仍能保证制动气室、空气伺服气室、驻车制动操纵气缸以及汽车上的其他气动装置正常工作，在计算时可取工作气压为0.7Mpa，贮气罐有也应有较大的容积储备。为了减少气压制动系统尤其是贮气罐的体积和质量，个别车型也有采用贮气罐压力达1.8Mpa、工作压力达0.9Mpa的高压气制动系统的。
气压系统设计首先要解决好空气压缩机、贮气罐等压缩空气的供给装置与制动气室、空气伺服气室、驻车制动操纵气缸等气压使用装置间的合理匹配。为此，就要进行初步的设计计算。
6.1 制动气室 制动气室有膜片和活塞式两种。膜片式的结构简单，对室壁的加工要求不高，无摩擦副，密封性较好，但所容许的形成较小，膜片寿命也不及活塞式的。活塞式制动气室的行程较长，推力一定，但有摩擦损失。
制动气室输出的推杆推力Q应保证制动器制动蹄所需的张力。例如，当采用非平衡式凸轮张开装置时，两蹄的张开力与制动气室输出的推力Q之间的关系可由下式 （ 6-1） 式中:a是两蹄张开力F1,F2对凸轮中心的力臂；
h-Q力对凸轮轴线的力臂。
根据凸轮形状的不同，a和h可能会随凸轮转角而变化a取30mm，h取110mm。
为了输出推力Q,则制动气室的工作面积应为 A==cm2 （6-2） 式中：p-制动气室的工作压力。
对于活塞式制动气室：
A= 式中:D-活塞或气缸直径。
对于膜片式制动气室，膜片的有效承压面积可按下式近似地计算：
A= （6-3） =cm2 式中:D-制动气室壳体夹持膜片处的内径：D=128mm d-膜片夹盘直径:d=100mm D和d由表4-1选取,重型货车初选型号为16 表6-1膜片式制动气室的参数 Tablet. Diaphragm brake chamber parameters 型号 D （mm） d （mm） d/D 冲压壳体壁厚（mm） 卡箍壁厚（mm） 推杆最大行程（mm） 16 128 100 0.781 3.0 2.5 45 24 155 120 0.775 3.0 2.5 57 30 176 133 0.756 3.0 3.0 60 若已知制动蹄端部行程及制动凸轮轮廓几何参数，便于求出制动时所需的凸轮转角，并据以求得尺寸a与h，于是制动气室推杆行程为 = （6-4） 式中-行程储备系数，其中还考虑了摩擦衬片容许磨损量的影响。对于在使用过程中推杆行程不变的刚性中间传动机构，取=1.2-1.4；
对于带有摩擦副的中间传动机构，则=2.2-2.4或更大些。这里取=2.3。代入式：
==<45mm符合要求 制动气室的工作容积可按下式计算：
膜片式：
=A= （6-5） = 膜片式的用两倍行程计算，是因为考虑到输入气压很高，膜片产生限度的变形，而压缩空气几乎充满制动气室的全部容积。
6.2 贮气罐 贮气罐由钢板焊成，内外涂以防锈漆，也有用玻璃钢制造的，其防腐性很好。贮气罐的容积大小应适当，过大将使充气时间过长；
过小将使每次制动后罐中压力降落太大，因而当空气压缩机停止工作时，可能进行的有效制动次数太少。当汽车具有空气悬架、气动车门开闭机构等大量消耗压缩空气的装备时，往往加装副贮气罐，。主、副贮气罐间应有压力控制阀，使得只有在主贮气罐的气压高于0.60-0.63MPa左右时才向副贮气罐充气。主贮气罐的气压达到上述压力值时方可出车。贮气罐上装有安全阀，贮气罐底装有放水阀。
设贮气罐容积为全部制动管路的总容积为 ，各制动气室压力腔最大容积之和为通常约为的25%-50%。
=980 （6-6） 制动前贮气罐与制动管路、制动气室隔绝。制动气室压力腔的容积为零，管路中的绝对压力与大气压相等。若此时贮气罐中的相对压力为，则制动前由贮气罐-制动管路-制动气室系统中空气的绝对压力与容积的乘积之总和为：
完全制动时，贮气罐中的压缩空气经制动阀进入所有制动管路和各制动气室，直至管路和气室中的相对压力达到制动阀所控制的最大工作压力后、再度将贮气罐与制动管路及制动气室隔绝为止。此时制动气室压力腔容积达到最大值，同时贮气罐中的相对压力降至。此时上述系统中的空气绝对压力与容积的乘积得总和为 设系统中空气的膨胀过程为等温过程，则 即 所以在空气压缩机不工作时，进行一次完全制动后的贮气罐压力将为 相对于调压器调定的贮气罐气压的压力降△应不超过0.03Mpa。设计时一般取贮气罐的总容积为：
=（20-40）=38580cm2 设计时还应考虑在空气压缩机停止工作的情况下，贮气罐中气压由最大压力降至最小安全压力前的连续制动次数n为 n= 式中: -贮气罐内空气的最高绝对压力和最低绝对压力。
一般要求n=8-12次 贮气罐的直径远大于其壁厚，是一薄壁结构，应按薄壁圆筒对其壁厚进行强度计算。
如图所示，在贮气罐壁上取一单元体，其左右侧面作用着拉应力，上下侧面作用着拉应力。单元体的外表面为自由表面，内面为圆筒壁，作用着内压。根据材料力学的公式，可求出：
= = 式中：-贮气罐内的气压 D-贮气罐圆筒部分内径 t-贮气罐壁厚。
图6-2储气罐强度计算简图 Fig6-2.Tank strength calculation diagram 由于径向应力有从里面的-到外面的0的变化，在壁厚非常薄的情况下，值与、值比较起来非常小，故可忽略不计，再者，由于容器的对称性，故单元体界面上也不应有剪切应力作用。这样，单元体的三个主应力：
==；
==；
==0 按第三强度理论的强度条件-≤[]有：
-0≤[] ≤[] 6.3 空气压缩机 空气压缩机的出气率应根据汽车各个启动装置耗气率的总和来确定。每次制动所消耗的压缩空气的容积V为：
10412+980=3062cm3 式中:—制动气室的工作容积， —制动管路的工作容积 空气压缩机是发动机的附件是气源装置中的主体，是提供一定气压的压缩空气来驱动车辆气制动系统和辅助用气系统的装置。它是将原动机（通常是电动机）的机械能转换成气体压力能的装置，是压缩空气的气压发生装置。空气压缩机的种类很多，按工作原理可分为容积型压缩机和速度型压缩机。容积型压缩机的工作原理是压缩气体的体积，使单位体积内气体分子的密度增加以提高压缩空气的压力；
速度型压缩机的工作原理是提高气体分子的运动速度，使气体分子具有的动能转化为气体的压力能，从而提高压缩空气的压力。
7 经济技术性分析 本设计中是双回路的气压制动系统。就目前我国市场上存在的载货汽车而言，一般装载质量在8吨以上的火车使用这种制动装置。气压制动系统是发展最早的一种动力制动系统。其特点分析如下: 优点：其供能装置和传动装置全部是气压式的。其控制装置大多数是由制动踏板机构和制动阀等气压控制原件组成，也有的在踏板机构和制动阀之间还串联有液压式操纵传动装置。气压制动由于可获得较大的制动驱动力且主车与被拖的挂车以及汽车列车之间制动驱动系统的连接装置结构简单联接和断开都很方便，因此广泛用于总质量为8t以上尤其是15t以上的载货汽车，越野汽车和客车上。
缺点：由于气压制动系必须采用空气压缩机,贮气罐,制动阀等装置,使结构复杂,笨重,轮廓尺寸大,造价高;管路中气压的产生和撤除均较慢,作用滞后时间较长(0.3～0.9s),因此在制动阀到制动气室和贮气罐的距离较远时有必要加设气动的第二级控制元件——继动阀(即加速阀)以及快放阀;管路工作压力较低(一般为0.5～0.7MPa),因而制动气室的直径大,只能置于制动器之外,再通过杆件及凸轮或楔块驱动制动蹄,使非簧载质量增大;另外,制动气室排气时也有较大噪声。
汽车的制动性是汽车的主要性能之一。它直接关系到交通安全，许多交通事故都是由于制动距离太长、紧急制动时丧失方向稳定性等情况有关，因此，汽车的制动性是汽车安全行驶的重要保障。改善汽车的制动性，始终是汽车设计制造和使用部门的重要任务。
汽车的制动性是指在行驶中的汽车在制动时，能在短距离内停车且维持行驶方向稳定性和在下长坡时能维持一定车速的能力。其评价指标主要有以下三项：
1)制动效能，即制动距离与制动减速度。
2)制动效能的恒定性，即抗热衰退性能。
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。
制动效能是指在良好路面上，汽车以一定初速制动到停车的制动距离或制动时汽车的减速度。它是制动性能最基本的评价指标。汽车高速行驶或下长坡连续制动时制动效能保持的程度，称为抗热衰退性能。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状态时的制动效能，己成为设计制动器时要考虑的一个重要问题。此外，涉水行驶后，制动器还存在水衰退问题。制动时汽车的方向稳定性，常用制动时汽车按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。
在设计的过程中不但要考虑到制动元件的可靠性和制动的效能，同时也要考虑到制动系统的经济性。要保证制动的效果同时也要尽可能的降低成本。在行车制动器的选择中考虑到重型货车工作环境及工作工况的要求，选择为鼓式制动器，鼓式制动器在满足其工作条件的同时相比盘式制动器更经济，在制动鼓、摩擦衬片等制动元件可以节省更多资金。所以考虑到要满足制动能力的要求，选择为四轮都为鼓式制动器。
考虑经济性是在满足设计要求的前提下，只有设计符合要求考虑经济性才是有意义的。在考虑制动控制系统时选择为气压驱动的方式，这样的选择也是主要考虑到重型货车的本身对于制动的要求，由于本身质量较大，能够保证工作时的安全性更为重要，并且选择为双回路的管路控制系统来保证制动的可靠性。
在能够满足制动要求时，各制动元件尽量选择尺寸小些，以此来减少制造时对于原料的节省，从而可以降低制动器的造价。
最后本设计的特点是：操纵方便、制动性可靠、制动系统价格低廉，具良好的经济性。是重型载货汽车制动系统的优选。
8 总结 在老师的指导下，一学期的毕业设计顺利的完成了。这段充实美好的时光让我受益匪浅。在设计过程中学习到了很多知识发挥了自己的智慧，同时也存在很多的不足。
车辆的制动性能是车辆主动安全性能中最重要的性能之一，制动性能的好坏直接影响人的生命财产安全。汽车的制动性能是由汽车的制动系统决定的，它主要是给安全行驶提供保证，其中其制动器性能的优劣将直接影响汽车整车性能的优劣。重大交通事故往往与制动距离过长、紧急制动时发生侧滑和失去转向能力等情况有关，因此汽车的制动性能是汽车安全行驶的重要保障。所以在本设计中以安全性为主，在保证安全性的同时考虑制动系统的操纵灵活性、系统的稳定性和整个系统的经济性等。
为了安全性的考虑，本设计选用的是气压双回路制动系统，当一个回路发生故障时另一个回路仍能正常工作。这样的系统使得制动性能得到有效保证。在目前的一些重型货车中，大部分采用的是鼓式制动器，还有部分盘式制动器。鼓式刹车有良好的自刹作用，此设计是凸轮式领从蹄鼓式制动器，领踢会产生增势作用，产生很大的摩擦力。一般大型车辆还是使用鼓式刹车，除了成本较低外，大型车与小型车的鼓刹，差别可能只有大型采气动辅助，而小型车采真空辅助来帮助刹车。
成本较低：鼓式刹车制造技术层次较低，经济性较好。这是对东风重型货车制动系统设计的特点。
在整个设计的过程中，自己查阅大量的网上资料和书籍，同时结合以前所学过的专业基础知识，根据当前重型货车制动系统的发展形势不断摸索、探究。设计过程中很多不懂的问题，得到了朱占平老师的细心指点。要说这次设计学习到了什么，我感觉还是很多的。在网上和图书馆里，我查阅了跟制动系统相关的所有资料，把重要的东西都总结在一起自我消化吸收。自己又复习了汽车构造、汽车理论、汽车设计、机械制造、材料学、工程图学等的相关书籍。根据所有的资料，自己摸索出了制动系统的设计思路和设计方法。根据设计思路确定制动系统的总体方案，然后一步一步的进行设计计算包括一些复杂的分析。
总得来讲，自己很欣慰的完成了一套安全性能好、造价低廉的重型货车制动系统设计。在设计过程中，我学习到了很多相关的新知识和前沿的东西，复习了自己以前学过的专业基础知识，学会了制动系统的设计思路和方法。同时自己有更加熟练的应用制图软件，为以后自己从事汽车方面的设计工作打下了良好的基础。但自己能力有限，本文难免会出现疏漏错误之处，请读者多多指正。
致谢 经过一学期紧张充实的工作，本设计已经完成。由于本人的理论知识有限，缺乏实际经验，本设计还有很多不足之处，恳请各位老师多多指教。此次设计是在朱占平老师的精心指导下完成的。指导老师丰富的理论知识、实践经验和严谨的治学态度给了我严格的教导和帮助，使我在专业知识方面受益匪浅。
在这次设计中，大学四年的有关汽车理论、汽车构造、汽车设计等等很多学科的知识联系到一起。还有无微不至的关怀对我论文的完成起到了极大的帮助作用。在此对各位老师对我专业能力的心培养致以最衷心的感谢！ 最后，我要向对本文进行指导、审阅、评议和所有论文答辩的各位老师再次表示感谢，祝你们工作顺利身体健康 参考文献 [1] 王宵峰主编.汽车底盘设计[M].北京：清华大学版社.2010 [2] 余志生主编.汽车理论（第2版）[M].北京：机械工业版社.1989 [3] 陈家瑞主编.汽车构造（第4版）[M].北京：人民交通出版社,2002 [4] 刘惟信编著.汽车制动系的结构分析与设计计算[M].北京:清华大学出版社,2004 [5] 张洪欣主编.汽车设计[M].北京：机械工业出版社,1998 [6] 行业标准-机械(CSIC-JB). JB/T 7021-2006.鼓式制动器连接尺寸[M].北京：机械工业出版社,2007-01-04 [7] 陈家瑞主编.汽车构造（第4版）[M].北京：人民交通出版社,2002 [8] 制动鼓工作直径及制动蹄片宽度尺寸系列[M]. QC/T 309—1999 eigenvalue [9] 梁萍主编.机械工程制图[M]成都：西南交通大学出版社.2003 [10] 汽车工程手册编辑委员会.汽车工程手册[M].北京：人民交通出版社，2002 [11] Kung SW Dunlap KB, Ballinger RS. Complex eigenvalue analysis for reducing low frequency brake squeal. Technical Report 2000-01-0444[J].Warrendale (PA): SAE:2000 附录A 译文 制动分析和利用MSC.NASTRAN的噪音优化 摘要 制动分析和噪音(噪声、振动和残酷性)优化已在汽车工业领域成为重要的应用。制动噪声和振动的成本只在底特律保修工作每年大约10亿美元。噪音的优化作为目标设计的考虑现在越来越多的被用来建立预测车辆触觉和声学响应关系。结构优化设计,加上频率响应分析有助于推动设计过程,这样的设计目标符合潮流。通常的设计目标,包括最小化的车辆的重量、调整基本eigenmodes和对应的声压车辆或振动在选定的地点。
制动分析和噪音优化两者都是分析涉及求取的特征值的计算。从计算感和MSC的角度。Nastran程序,CEAD制动分析练习的特征值分析(复杂),噪音的深度贴图模块方法和(设计灵敏度深度贴图)模块一起调用DSADJ优化利用。在本文中,给出了两个汽车上的应用,验证了CEAD的性能优化和DSADJ模块超级电脑的无线导航。在DSADJ模块大约导致巨大的提高。性能改善相比是MSC8-9折。Nastran程序V70为噪音的优化观察。同时,制动仿真和经验在通用汽车将会出现。该分析方法已成功地应用于通用和仿真结果符合实验测试的汽车的四种不同的部分。
1简介 制动分析和噪音(噪声、振动和残酷性)优化的主要的应用在世界汽车工业中[1、2、3、6、7]。MSC.Nastran程序现在越来越多地被用来稳定制动系统模式,以消除制动尖叫,完成优化预测车辆噪音触觉和设计考虑声学响应关系到制定目标。第一部分着重制动尖叫问题分析。在下一章节处理NEC在MSC噪音的优化和改进性能。Nastran程序伴随方法V70.7为设计优化利用。性能优化的80% - 90%都观察到在DSADJ模块导致减少整体用户主板时间由近50%。最后,从制动仿真结果给出了通用汽车公司的典型汽车上的应用,着重在MSC .Nastran程序V70.7的性能。一个完整的车辆结构仿真,提出了一种改进的性能,这表明MSC.Nastran程序V70.7系统在SX-4和SX-5 NEC噪音的优化。
2制动分析 摩擦激振动的制动器一直是一个热门的研究。刹车转子的耦合和垫的振动产生一个不舒服的噪声。根据频率的振动响应,由此产生的车辆可分为如下:发生在一个缓慢的爬行速度小于2英里/小时。通常这发生300Hz以下。可结果是一个响亮的低频磨削的声音。车辆制动呻吟着发生在速度高于2mph和产生的低频振动赫兹范围。制动系统及悬架振动的强烈和一声巨响是放射性的。频率下降2,000-20,000赫兹范围制动尖叫问题发生，它的结果在一个高分贝嘎嘎作响的噪音。制动尖叫问题是由于大幅值非线性振动。论述和结果本文仅限于制动尖叫问题分析。
2.1制动尖叫问题分析 研究已经发现了动态的不稳定性导致的振动、噪声过程中产生制动尖叫。动态稳定性的分析,需要建立一个稳定的参考运动。然后给他们一个动态的可加性扰动参考运动和由此产生的新运动进行了分析,为稳定[1,2]。这项研究在本文拟用的线性稳定性的方法,假定一个谐波运动,所以线性化方法可用于复杂的模式。在MSC. Nastran程序摩擦用于模型和转子垫刚度矩阵之间的联系。正常的弹簧在接触表面调整符合实验测量。其次, 发现线性化复杂的模式。在线性化方法,界面复杂模式设置是活动的,得到用于制动尖的问题分析。。一个平均摩擦系数测试价值约为μ≈0.5使用,它占近似的摩擦的律法。这产生了最大摩擦外的工作制度。
正确的线性化方法,为稳定的滑动的分叉点。超越这一点上,复杂的模式方法是更为准确的非线性瞬态解比。状态方程进行了研制与开发的摩擦。摩擦提供工作体系,并且是一个无保护的压迫。非线性状态振动棒滑动方程的解:M是质量矩阵、阻尼矩阵C,K的刚度矩阵和Kq()摩擦单元刚度矩阵。稳定的滑动平衡位置,就是实验测量在接触表面。接触摩擦单元刚度矩阵中弹簧调整中获得了压力的有限元模型进行匹配的实验测量。稳定的滑动的位置是在整个摩擦界面滑移，结果是假设, 结果是,特征方程,Kq()是切线刚度的线性稳定摩擦滑动f的位置。对于复杂的模式分析, 由于在整个界面测量可以假设滑移和摩擦系数。在符合条件下稳定的滑动，结果当设置在滑动最大工作体系中稳定,这是一个严谨的过程。另一种选择是做一个非线性瞬态分析,假设贴在振动界面滑移。在这种场合下,只有在提取系统工作时滑动。然而,当界面是假定被设定在光滑的、复杂的模式的方法被使用，超出了分叉点更为确保的。复杂的根是，复杂的模型是。假设根的实部是阻尼和虚部是刚度。如果阻尼的模式是小于零,不稳定的方案可以采用。如果没有根与不稳定的阻尼,外观设计完成。
2.2 MSC.软件程序实现对制动报警 制动报警问题分析包括两个步骤:一个预处理采用静态测量压力分布和正常的弹簧模型中加以调整以适应数据。然后一个复杂的模式(索尔107)是解决评估动态稳定性。材料阻尼结构应用于阻尼形式的制动系统。界面弹簧都要求在稳定的滑动压缩。此外,接触弹簧调整符合实验压力的测量方法。如果显示张力弹簧或如果压力太小,他们必须清除。垫、转子接触刚度利用摩擦并且使用DMIG卡片进行了建模方法。一个非对称切线刚度分析发现,防止渗透,提供摩擦接触表面。发生在非对称矩阵系统是一个分岔的要求。在运行时,摩擦系数μ≈0.5作为一般的测量在报警, 在较低可能会发生分岔的摩擦系数,但最好是摩擦的法律是分析，所需得到这个效果。
图1:MSC.软件程序求解过程 随后发现的模式是复杂的Lanczos块双正交方法。如果没有根与不稳定的阻尼,设计完成了。然而,如果不稳定的阻尼效果,设计结合直到它达到稳定性。当负阻尼发生,两运动在一个系统的模式。干扰运动(90的相位差)发生在转子的界面。当这些运动解耦、复模态变得稳定。这些干扰的运动是可以激光系统验证实验。MSC.软件程序解决方案进行了总结于图1。
2.3利用CEAD计算分析的MSC.软件模块 提出了一种有效自适应块和高效双正交Lanczos已经实施的方法MSC.软件 CEAD模块的设计。该算法和计算的细节方面的二次复杂的特征值问题,可以在[3]查询。该方法具有较强的作用，数值计算结果依赖于自适应块的方法。一个变量大小的块特别有优势的情况下进行了聚类分析,避免Lanczos过程特征值的故障。该方法的计算效率,主要是由于块方法(I / O效率),以及隐含的执行乘法算子的分解(避免因式分解)。在版本约合7000 MSC.软件程序,区块Lanczos方法已增强,以提高其性能、可靠性和个高强度性。现在的方法是块Lanczos默认的复杂Lanczos(族)方法。此外,很多错误分析在复杂的已经被固定的现代化)方法。赫斯和宗族的方法被认为是现代方法。在MSC.软件现在的方法有三种选择求解的方法。默认方法采用新QZ算法(QZ选项为赫斯)。它是由一种适合在内存中实施问题的意图。而高计算效率、速度计算时需要更多利用可靠性计算。因此, 比其他的方法具有更强大。它每当输入矩阵稳固的答案得到一个独特的解决方案。
在V70.7区Lanczos块方法包括若干改进, 在大的问题可大大提高其性能的方法: （1）默认值的参数,并KSTEPS,MBLKSZ IBLKSZ已经转变成提高性能。
（2）三重回路(等级3)贯穿于整个尽可能所有的代码。
（3）每当输入对称矩阵，对称分解程序可以被使用。
（4）每当输入矩阵是真实的,减少真正的算术执行阶段。
（5）赫斯方法其中的一个非空的刚度和阻尼和/或质量非空矩阵得到，可以解决任何问题。是没有限制涉及奇异,数学性质,或其他的输入矩阵。
（6）现代复杂特征计算, 在V70.5方法自动提供类似的剩余那些复杂的Lanczos。他们同时也提供了同样的类型的输出块,包括左手向量。
（7）两种现代的方法可以解决的类型问题。
（ K + p*B ) *Φ = 0. （9）该QZ赫斯向量,采用正交法提供了独特的重复的根。原来的赫斯方法更倾向于为反复的根提供相同的特征向量。
（10）赫斯QZ的能力,可以有效的去除要求所有规程和自由度简化标量和附加点的利用。原来的的规则和建模技术矩阵避免奇异质量相当复杂。简短的解释是,任何建模,适用于现在也有效频率响应和瞬态响应分析是在复杂的。没有必要,以确保所有成分具有质量的术语。颤振分析动力学稳定性(还未充分利用QZ方法。这种能力将被交付在未来版本。
（11）奇异值分解方法不是实施生产使用的标准溶液,但可通过深度贴图改变供序列研究。
3.噪音优化 如今,噪音频率响应分析的详细分析,包括全车辆结垢全自动模型。完整的汽车装配包括轮胎,悬架、动力总成、身体和声学腔。分析了典型汽车噪音,模拟计算了整车结构(包括底盘及动力总成)以及声学腔。触觉和声学两者都是响应计算的激振感兴趣的领域。包括振动触觉反应座位上的轨道,脚趾油底壳和转向柱的声学反应,而在特定的地点包括声音等级的声学腔[6、7]。典型的全车辆噪音可能涉及模拟外部或内部在车上。外力包括道路诱发震动/噪音和由于接触周围的空气的力量的空气动力学。内部的力量包括动力组成燃烧反应系统、动力不平衡力、轮胎/车轮平衡力量、动力传动系统不平衡力(轴等)和制动诱导的力量。在交通行业对噪音优化高质量的需要设计、更快上市时间,降低生产成本上涨已经使得有很大的需求量。噪音优化紧紧地分析与模态频率响应结构设计优化。弯曲和扭转振动模式通常是一个基本主要的问题,因为共振。因此,更好的弯曲和扭转刚度值都是可取的噪音和处理的性能。然而,这项任务控制的变速箱/放大的低频振动沿结构(和空气腔)通路经常冲突,为了去减少车辆的重量(越来越好燃油效率,降低材料成本的原因)。噪音的优化是车辆使用全局优化非常有效的满足设计目标的完整的分析。它自动地到达进行优化设计,满足了用户指定的约束和目标函数最小均方根响应(车辆的重量等)。自从噪音优化涉及的求解策略,提出了一种优化,以及它有助于自动化全车辆仿真和行车的设计过程。
3.1噪音优化计算要求 涉及本征值的优化分析噪音频率响应计算分析和灵敏度系数计算,在优化阶段。一般情况下,多种设计周期是相关的,这意味着特征值分析和灵敏度计算重复,每个设计周期。在此背景下MSC.软件程序、共轭灵敏度计算做DSADJ模块[4]。DSADJ模块是利用模型计算密集型的大小以及与大批假设变量和激励频率有关。因此,优化、噪音等方面计算对cpu时间有巨大的要求, 以及I / O内存需求。详细涉及全部车型2,500,000动态的自由度被常规进行了实证分析和特征值分析一般包括8000模式。大致频率范围内,变得越来越普遍。这种类型的分析需要非常强大的电脑—NEC SX-4和SX-5系列超级计算机能够满足这些计算的要求。
3.2 NEC DSADJ自行改进 DSADJ模块的设计灵敏度系数的计算采用伴随方法[4]。这些计算涉及一系列的噪音优化任务产品,该计算密集型的更新和坐标变换向量。DSADJ模块的性能是至关重要的,因此, 模型优化对噪音非常大的地方受到的广泛的激振频率。NEC引发了DSADJ性能的提高。MSC. Nastran程序优化分析噪音工程性能改善。
这是一个大的事业,NEC会同MSC软件公司的努力的一部分。该课题涉及一个严谨的QA程序并采取了最终融入之前10个月V70.7MSC.软件程序。DSADJ模块是完全可能再造矢量,并利用改进的矢量的体系结构和SX-5 NEC SX-4系列的超级电脑。首先介绍了DSADJ改进是MSC.V70.5 NEC SX –软件程序上。
4．DSADJ性能的提高就建成了V70.7的项目 DSADJ V70模块导致大约9倍性能改善作为相比。一些主要的改进,列举了在V70.7如下: （1）执行元件级业务在上,而不是一个连一个的基础。
（2）净水剂品种模式利用矩阵的元素。
（3）同时处理多个解向量。
（4）如果可能的话,利用集总质量配方。
（5）展示对元素转变非常有效的协调操作,而非一个普通级级水平。为协调运行多个解向量变换。
（6）该典型模式方法减少产品的数量几乎50%。
它们的性质中,上述改进的细节是专用的,而不在此讨论。由于上述第9条中显示了一种汽车噪音的优化分析，性能改进方面的得到增强。
4.1NEC SX-4和SX-5系列的超级电脑 1983年以来，产品提供了最先进的高速计算谐波环流。SX-4系列最初是在1995年4个季度交付的。最新型号的范围是SX-5系列。这SX-4和SX-5系列,这是并行超级计算机解决方案,提供矢量广泛的应用要求涉及密集的计算,非常大的主存储器,超高性能的内存和很高的投入产出的利率。
SX-4构造和SX-5 CMOS两者都是大规模集成电路技术使用风冷。通过稳定的芯片技术，低成本系统CMOS收购、低功耗、高操作系统的可靠性。每个处理器板包含一个矢量单元和一个标量单位。这SX-4系列包括各种各样的模型范围从单独普通的紧凑模型 (最多32亿字节内存的cpu上,和8存储器)到倍数紧凑模型 (最多512十亿字节的内存的cpu上,和128存储器)。达到峰值性能的系统直到每个处理器是2千兆每秒,导致基因的基因系统高峰表现为一个单独普通直到64模型和1兆每秒直到为另外的系统。SX-5系列最新的家族成员是NEC和包括广泛的范围超级计算机并行向量模型从内阁模型到单独普通模型(最多16亿字节内存的cpu上,和128存储器)和另外配置(最多512内存的cpu上,和4万亿字节)。每个处理器在SX-5,达到峰值性能的系统是8千兆每秒，导致业绩高峰128位的基因系统为单节点直到SX-5和高端的SX-5的4兆每秒直到另外系统。
5.性能研究 给出了两个客户的数据集,验证了性能MSC。Nastran程序V70.7为制动警报问题的分析,以及对噪音的优化。第一个例子是来自通用汽车公司与它执行制动警报的模拟,而第二种则是一个典型的噪音所提供MSC优化数据集。V70.5和V70.7 Nastran程序V70，MSC之间制造的性能比较。
5.1制动警报问题仿真例子 该模型提供的通用汽车公司。它执行制动警报的模拟到12000赫兹。该模型由转子、护垫、卡钳和安装支架。包含大约120,000的自由度。它是建立固体元素这些均与固体的元素。一个刚性的活塞和负荷分离器是用来梁在荷载作用的活塞。流体转化成线性化的开始。一根针连接模型和缸套、闸瓦准确,是非常必要的。解决的办法是在做两个步骤:先是测量摩擦接触仿真，之后是一个复杂的模式解决方案。物理现象发生一直在制动假设静止刹车片全接触旋转圆盘,界面设置在滑移(第2.2条)。转动惯量的影响被认为是可以忽略的。
图2:几何仿真刹车的实例 自从在高频率的模式出现,国产化比低频率的模式问题在哪里存在的问题都是全球性的,所以一个约束到地面制动系统的局部模型在安装附件使用。按照制动警报问题发生在高频范围2千赫< f小于20千赫,它是很合适的,只是刹车系统模型与安装支架约束于地面。在系统级,利用有限元与试验结果相关。相关的频率作为解释如下。对于不稳定的模式、激光视觉相关操作变形形状的复杂的MSC.Nastran程序模态。真正的模式和带有固定的转子频率响应数据进行了比较。有4根具有负阻尼:6.07千赫,6.36千赫, 6.46千赫,及10.4千赫。因为这个数据集, 在范围多达12个千赫110模式被发现。利用主要的直方图所生成的一种刹车动态测量系统。测试不同的压力和速度根据时间表。这是由于保守性质的近似。它估计具有负阻尼的根。最终,所有不稳定的根源是由于日程激活的变异。许多设计上的变化,尝试稳定系统。当两个运动解耦, 一对两个其他邻近示意的是件容易的事。由于这种效应许多分析都要求完全稳定系统。这是由于许多紧密间隔模式的系统。此外,形状的垫衬套(槽)也随之发生了很大的变化,系统稳定本身。这种变化稳定了刹车制动系统的制动尖叫问题是测试车辆和消除。
表1:CEAD性能改善制动仿真例子 5.2噪音本身优化的例子 第二个案例中是一种非常大的有限元模型,这是被认为代表一个国家的艺术设计的任务。几何形状的模型被显示在图3。该模型是一个B-I-W大多是汽车车身的二维壳单元组成的。有91,378元素和569,839动态的自由度。269模式下的励磁频率的计算和应用了705号。该模型包括111个设计变量和618反应。一个典型的优化分析包括噪音,其中进行的模态频率响应和一个最小化的均方根值的结合。的初始值的目标函数是9000单元和效益进行了分析设计周期仅为1。NEC高性能I/O库是用来高效异步I/O。
图3。厢式货车身体模型(由PSA Peugot)。
从表2,这是明显的性能对MSC。在SX-4 Nastran程序V70.7是两倍,MSC. Nastran程序V70.5。MSC.Nastran程序V70.7和 MSC.Nastran程序V70相比而言, cpu时间花在DSADJ模块已经减少了几乎85% 。这主要是由于更好的矢量和较长的矢量长度为操作DSADJ内的模块。这个净余的效果,是整体的用户cpu时间利用MSC.Nastran程序V70.7, 与MSC.Nastran程序V70和V70.5 MSC.Nastran程序减少了从52个小时利用到了6.7小时,只有2.6小时。以后的制造时间(或真正的)时间也被降低两倍多。这种分析的要求, 18容量 433容量磁盘的I / O,13.8字节和5字节的SCR300。显然,这个问题是没有可用的棘手的伴随方法,至今仍然是唯一可访问到功能强大的计算机有广泛的可用磁盘空间以及快速I / O和高效的MSC.Nastran实施。高性能的可用性HPIO输入输出(NEC SX-4)曾经协助实现速度极快的I/O和降低cpu时间。
表2:提高绩效的身体为例 表2条形图都是用下面结果表。
6.结束语 仿真结果表明,该CEAD制动模块MSC.Nastran程序V70.7几乎快一倍,在V70.5为通用的数据。经验表明,Nastran程序V70.7援助下，GM论复杂模式是一种有效的消除制动报警问题的方法。实验结果表明相关性,而与该方法的有效性和强大性。在性能上，Nastran程序V70.7。
NEC增强的DSADJ模块中引起了重大改进。Nastran程序V70.7超级计算机上设计NEC SX系列敏感性和优化。性能优化从80% - 90%的DSADJ观察模块为噪音优化问题。整体cpu时间为完整的解决方案减少了大约50%。V70.7 NEC系列超级计算机上Nastran. MSC的性能程序是非常可能是最好的NVH优化。
7.致谢 特别感谢乔格里芬先生和大卫伦巴族先生和帮助于一体的DSADJ常规事务的麦克先生,并且为DMAPs整合。(Cormac股份有限公司)NEC系统Garvey先生为用于NEC平台调整数学的向量作出贡献。通过标致,圣安东尼奥,阿兰Jacq MSC在巴黎的办公室提供的车身模型，刹车模拟问题是通用汽车公司所提供的货车。
8.声明 MSC在理论方面支持NEC和在MSC.Nastran DSADJ增强整合。但是,本文不涉及对于支持的MSC其他计算机厂商MSC的NEC系统任何解释。
9.参考文献 [1] Nack.由有限元素制动警报问题和动态测量系统的结果的分析和比较[J], 拉斯维加斯, 9月12日至15日,召开对ASME的程序设计工程技术会议, 1999. [2]Nack.摩擦诱发振动:刹车的呻吟[M].美国汽车工程师协会论文,1995. [3]Komzsik,刘建荣.汽车刹车 计算分析[M].德国杜塞尔多夫,1998. [4]约翰逊,E.H. 伴随MSC的灵敏度分析[M].MSC.Nastran程序用户的研讨会,航天新港海滩, 1997. [5]约翰逊, 刘建荣,梁月明. MSC.Nastran程序噪音优化和NEC超级计算机利用[M].第1全球航空用户的研讨会,1999. [6]W.L.应用程序分析和优化. 在世界汽车工业中三大国际会议上发表的高性能计算[J].1997. [7]邓恩.MSC.Nastran程序V68X——工具为噪音反应优化[M], 在世界汽车工业中三大国际会议上发表的高性能计算,1997. [8]刘崇智.Martinius结构优化[M].1985. [9]摩尔.MSC.Nastran程序设计灵敏度和优化用户指南[M],美国航天航空局,1994. 附录B 外文
