畢業(yè)設計論文哈飛賽豹轎車制動系統(tǒng)設計

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1、黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 摘 要 汽車是現(xiàn)代交通工具中用得最多，最普遍，也是最方便的交通運輸工具。汽車制動系是汽車底盤上的一個重要系統(tǒng),它是制約汽車運動的裝置。而制動器又是制動系中直接作用制約汽車運動的一個關健裝置，是汽車上最重要的安全件。汽車的制動性能直接影響汽車的行駛安全性。隨著公路業(yè)的迅速發(fā)展和車流密度的日益增大,人們對安全性、可靠性要求越來越高，為保證人身和車輛的安全,必須為汽車配備十分可靠的制動系統(tǒng)。 本說明書主要設計了哈飛賽豹轎車制動系統(tǒng)。首先介紹了汽車制動系統(tǒng)的發(fā)展、結構、分類，并通過對鼓式制動器和盤式制動器的結構及優(yōu)缺點進行分析。最終確定方案采用液壓雙回路前盤后鼓式

2、制動器。除此之外，它還對前后制動器、制動主缸進行設計計算，主要部件的參數(shù)選擇及制動管路布置形式等的設計過程。 關鍵字：制動；鼓式制動器；盤式制動器；液壓；制動主缸 ABSTRACT Automobile is the modern traffic tools, the most common used most, also be the most convenient traffic transportation. Automobile brake system is automobile chassis to an important system, it is restr

3、icted by the car of the movement of the device. And the brake is brake system directly effect the automobile sport in a restricted key device, is the most important safety car parts. The automobile braking performance directly influence the car driving safety. With the rapid development of the indus

4、try and highway traffic density increases day by day, the people to the safety and reliability of the demand is higher and higher, to ensure the safety of the person and vehicles, must be equipped with very reliable car brake system. This manual mainly designed saibao hafei car brake system. First

5、this paper reviewed the automobile braking system development, structure, classification, and through to the drum brake disc brake and the structure of the advantages and disadvantages and analyzed. Ultimately determine the scheme adopts hydraulic double circuit qianpan hougu type brake. In addition

6、, it's still around to brake and brake main cylinder design, calculation of the main parts of parameter selection and brake pipe, the design process of decorate a form, etc. Key words: Braking; Brake drum; Brake disc; Hydroid pressure；Braking cylinder 44 第1章 緒 論 1.1汽車制動系的研究的目的和意義

7、汽車制動系是用于使行駛中的汽車減速或停車，使下坡行駛的汽車車速保持穩(wěn)定以及使已停止的汽車停在原地（包括在斜坡上）駐留不動的機構，汽車制動系直接影響著汽車行駛的安全性和停車的可靠性。隨著高速公路的迅速發(fā)展和車速的提高以及車流密度的日益增大，為了保證行車安全，停車可靠，汽車制動系的工作可靠性顯得日益重要。也只有制動性能良好，制動系工作可靠的汽車才能充分發(fā)揮其性能。 汽車制動系至少應有兩套獨立的制動裝置，即行車制動裝置和駐車制動裝置，重型汽車或經常在山區(qū)行駛的汽車要增設應急制動裝置及輔助制動裝置，牽引汽車還應有自動制動裝置。 行車制動裝置用于使行駛中的汽車強制減速或停車，并使汽車在下斷坡時保持適

8、當?shù)姆€(wěn)定的車速。其驅動機構常采用雙回路或多回路機構，以保證其工作可靠。 駐車制動裝置用于使汽車可靠而無時間限制地停駐在一定位置甚至在斜坡上，它也有助于汽車在坡路上起步。駐車制動裝置應采用機械式驅動機構而不用液壓或氣壓驅動，以免其發(fā)生故障。 應急制動裝置用于當行車制動裝置意外發(fā)生故障而失效時，則可利用其機械力源（如強力壓縮彈簧）實現(xiàn)汽車制動。應急制動裝置不必是獨立的制動系統(tǒng)，它可利用行車制動裝置或駐車制動裝置的某些制動器件。應急制動裝置也不是每車必備的，因為普通的手力駐車制動器也可以起到應計制動的作用。 輔助制動裝置用在山區(qū)行駛的汽車上，利用發(fā)動機排氣制動或電渦流制動等的輔助制動裝置，可使

9、汽車下長坡時長時間而持續(xù)地減低或保持穩(wěn)定車速，并減輕或解除行車制動器的負荷。 1.2汽車制動系統(tǒng)的研究現(xiàn)狀和發(fā)展趨勢 1）制動控制系統(tǒng)的歷史 最原始的制動控制只是駕駛員操縱一組簡單的機械裝置向制動器施加作用力，這時的車輛的質量比較小，速度比較低，機械制動雖已滿足車輛制動的需要，但隨著汽車自質量的增加，助力裝置對機械制動器來說已顯得十分必要。這時，開始出現(xiàn)真空助力裝置。1932年生產的質量為2860kg的凱迪拉克V16車四輪采用直徑419.1mm的鼓式制動器，并有制動踏板控制的真空助力裝置。林肯公司也于1932年推出V12轎車，該車采用通過四根軟索控制真空加力器的鼓式制動器。 隨著科學

10、技術的發(fā)展及汽車工業(yè)的發(fā)展，尤其是軍用車輛及軍用技術的發(fā)展，車輛制動有了新的突破，液壓制動是繼機械制動后的又一重大革新。Duesenberg Eight車率先使用了轎車液壓制動器?？巳R斯勒的四輪液壓制動器于1924年問世。通用和福特分別于1934年和1939年采用了液壓制動技術。到20世紀50年代，液壓助力制動器才成為現(xiàn)實。 20世紀80年代后期，隨著電子技術的發(fā)展，世界汽車技術領域最顯著的成就就是防抱制動系統(tǒng)(ABS)的實用和推廣。ABS集微電子技術、精密加工技術、液壓控制技術為一體，是機電一體化的高技術產品。它的安裝大大提高了汽車的主動安全性和操縱性。防抱裝置一般包括三部分：傳感器、控制

11、器(電子計算機)與壓力調節(jié)器。傳感器接受運動參數(shù)，如車輪角速度、角加速度、車速等傳送給控制裝置，控制裝置進行計算并與規(guī)定的數(shù)值進行比較后，給壓力調節(jié)器發(fā)出指令。 2）制動控制系統(tǒng)的現(xiàn)狀 當考慮基本的制動功能量，液壓操縱仍然是最可靠、最經濟的方法。即使增加了防抱制動(ABS)功能后，傳統(tǒng)的“油液制動系統(tǒng)”仍然占有優(yōu)勢地位。但是就復雜性和經濟性而言，增加的牽引力控制、車輛穩(wěn)定性控制和一些正在考慮用于“智能汽車”的新技術使基本的制動器顯得微不足道。 傳統(tǒng)的制動控制系統(tǒng)只做一樣事情，即均勻分配油液壓力。當制動踏板踏下時，主缸就將等量的油液送到通往每個制動器的管路，并通過一個比例閥使前后平衡。而A

12、BS或其他一種制動干預系統(tǒng)則按照每個制動器的需要時對油液壓力進行調節(jié)。 目前，車輛防抱制動控制系統(tǒng)(ABS)已發(fā)展成為成熟的產品，并在各種車輛上得到了廣泛的應用，但是這些產品基本都是基于車輪加、減速門限及參考滑移率方法設計的。方法雖然簡單實用，但是其調試比較困難，不同的車輛需要不同的匹配技術，在許多不同的道路上加以驗證；從理論上來說，整個控制過程車輪滑移率不是保持在最佳滑移率上，并未達到最佳的制動效果。 滑移率控制的難點在于確定各種路況下的最佳滑移率，另一個難點是車輛速度的測量問題，它應是低成本可靠的技術，并最終能發(fā)展成為使用的產品。對以滑移率為目標的ABS而言，控制精度并不是十分突出的問

13、題，并且達到高精度的控制也比較困難；因為路面及車輛運動狀態(tài)的變化很大，多種干擾影響較大，所以重要的問題在于控制的穩(wěn)定性，即系統(tǒng)魯棒性，應保持在各種條件下不失控。防抱系統(tǒng)要求高可靠性，否則會導致人身傷亡及車輛損壞。 因此，發(fā)展魯棒性的ABS控制系統(tǒng)成為關鍵?，F(xiàn)在，多種魯棒控制系統(tǒng)應用到ABS的控制邏輯中來。除傳統(tǒng)的邏輯門限方法是以比較為目的外，增益調度PID控制、變結構控制和模糊控制是常用的魯棒控制系統(tǒng)，是目前所采用的以滑移率為目標的連續(xù)控制系統(tǒng)。模糊控制法是基于經驗規(guī)則的控制，與系統(tǒng)的模型無關，具有很好的魯棒性和控制規(guī)則的靈活性，但調整控制參數(shù)比較困難，無理論而言，基本上是靠試湊的方法。然而

14、對大多數(shù)基于目標值的控制而言，控制規(guī)律有一定的規(guī)律。 車輪的驅動打滑與制動抱死是很類似的問題。在汽車起動或加速時，因驅動力過大而使驅動輪高速旋轉、超過摩擦極限而引起打滑。此時，車輪同樣不具有足夠的側向力來保持車輛的穩(wěn)定，車輪切向力也減少，影響加速性能。由此看出，防止車輪打滑與抱死都是要控制汽車的滑移率，所以在ABS的基礎上發(fā)展了驅動防滑系統(tǒng)(ASR)。 ABS只有在極端情況下(車輪完全抱死)才會控制制動，在部分制動時，電子制動使可控制單個制動缸壓力，因此反應時間縮短，確保在任一瞬間得到正確的制動壓力。近幾年電子技術及計算機控制技術的飛速發(fā)展為EBS的發(fā)展帶來了機遇。德國自20世紀80年代以

15、來率先發(fā)展了ABS/ASR系統(tǒng)并投入市場，在EBS的研究與發(fā)展過程中走到了世界的前列。 3）制動控制系統(tǒng)的發(fā)展 今天，ABS/ASR已經成為歐美和日本等發(fā)達國家汽車的標準設備。 車輛制動控制系統(tǒng)的發(fā)展主要是控制技術的發(fā)展。一方面是擴大控制范圍、增加控制功能；另一方面是采用優(yōu)化控制理論，實施伺服控制和高精度控制。 經過了一百多年的發(fā)展，汽車制動系統(tǒng)的形式已經基本固定下來。隨著電子，特別是大規(guī)模、超大規(guī)模集成電路的發(fā)展，汽車制動系統(tǒng)的形式也將發(fā)生變化。如凱西-海斯(K-H)公司在一輛實驗車上安裝了一種電-液(EH)制動系統(tǒng)，該系統(tǒng)徹底改變了制動器的操作機理。通過采用4個比例閥和電力電子控制

16、裝置，K-H公司的EBM就能考慮到基本制動、ABS、牽引力控制、巡航控制制動干預等情況，而不需另外增加任何一種附加裝置。EBM系統(tǒng)潛在的優(yōu)點是比標準制動器能更加有效地分配基本制動力，從而使制動距離縮短5%。一種完全無油液、完全的電路制動BBW(Brake-By-Wire)的開發(fā)使傳統(tǒng)的液壓制動裝置成為歷史。 4) 全電路制動(BBW) BBW是未來制動控制系統(tǒng)的L發(fā)展方向。全電制動不同于傳統(tǒng)的制動系統(tǒng)，因為其傳遞的是電，而不是液壓油或壓縮空氣，可以省略許多管路和傳感器，縮短制動反應時間。全電制動的結構如圖2所示。其主要包含以下部分： (a)電制動器。其結構和液壓制動器基本類似，有盤式和

17、鼓式兩種，作動器是電動機； (b)電制動控制單元(ECU)。接收制動踏板發(fā)出的信號，控制制動器制動；接收駐車制動信號，控制駐車制動；接收車輪傳感器信號，識別車輪是否抱死、打滑等，控制車輪制動力，實現(xiàn)防抱死和驅動防滑。由于各種控制系統(tǒng)如衛(wèi)星定位、導航系統(tǒng)，自動變速系統(tǒng)，無級轉向系統(tǒng)，懸架系統(tǒng)等的控制系統(tǒng)與制動控制系統(tǒng)高度集成，所以ECU還得兼顧這些系統(tǒng)的控制； (c)輪速傳感器。準確、可靠、及時地獲得車輪的速度； (d)線束。給系統(tǒng)傳遞能源和電控制信號； (e)電源。為整個電制動系統(tǒng)提供能源。與其他系統(tǒng)共用?？梢允歉鞣N電源，也包括再生能源。 從結構上可以看出這種全電路制動系統(tǒng)具有其他傳

18、統(tǒng)制動控制系統(tǒng)無法比擬的優(yōu)點： (a)整個制動系統(tǒng)結構簡單，省去了傳統(tǒng)制動系統(tǒng)中的制動油箱、制動主缸、助力裝置。液壓閥、復雜的管路系統(tǒng)等部件，使整車質量降低； (b)制動響應時間短，提高制動性能； (c)無制動液，維護簡單； (d)系統(tǒng)總成制造、裝配、測試簡單快捷，制動分總成為模塊化結構； (e)采用電線連接，系統(tǒng)耐久性能良好； (f)易于改進，稍加改進就可以增加各種電控制功能。 全電制動控制系統(tǒng)是一個全新的系統(tǒng)，給制動控制系統(tǒng)帶來了巨大的變革，為將來的車輛智能控制提供條件。但是，要想全面推廣，還有不少問題需要解決： 電制動控制系統(tǒng)首先用在混合動力制動系統(tǒng)車輛上，采用液壓制動和

19、電制動兩種制動系統(tǒng)。這種混合制動系統(tǒng)是全電制動系統(tǒng)的過渡方案。由于兩套制動系統(tǒng)共存，使結構復雜，成本偏高。 隨著技術的進步，上述的各種問題會逐步得到解決，全電制動控制系統(tǒng)會真正代替?zhèn)鹘y(tǒng)的以液壓為主的制動控制系統(tǒng)。 5) 結論 綜上所述，現(xiàn)代汽車制動控制技術正朝著電子制動控制方向發(fā)展。全電制動控制因其巨大的優(yōu)越性，將取代傳統(tǒng)的以液壓為主的傳統(tǒng)制動控制系統(tǒng)。同時，隨著其他汽車電子技術特別是超大規(guī)模集成電路的發(fā)展，電子元件的成本及尺寸不斷下降。 汽車電子制動控制系統(tǒng)將與其他汽車電子系統(tǒng)如汽車電子懸架系統(tǒng)、汽車主動式方向擺動穩(wěn)定系統(tǒng)、電子導航系統(tǒng)、無人駕駛系統(tǒng)等融合在一起成為綜合的汽車電子控制

20、系統(tǒng)，未來的汽車中就不存在孤立的制動控制系統(tǒng)，各種控制單元集中在一個ECU中，并將逐漸代替常規(guī)的控制系統(tǒng)，實現(xiàn)車輛控制的智能化。 但是，汽車制動控制技術的發(fā)展受整個汽車工業(yè)發(fā)展的制約。有一個巨大的汽車現(xiàn)有及潛在的市場的吸引，各種先進的電子技術、生物技術、信息技術以及各種智能技術才不斷應用到汽車制動控制系統(tǒng)中來。同時需要各種國際及國內的相關法規(guī)的健全，這樣裝備新的制動技術的汽車就會真正應用到汽車的批量生產中。 1.3 汽車制動系統(tǒng)的設計要求 本設計研究的主要內容：設計完成汽車制動系統(tǒng)，包括制動系統(tǒng)的類型選擇、總體布置形式，制動系統(tǒng)各零部件的結構設計和性能分析。 設計要求： （1）各項性

21、能指標除應滿足設計任務書的規(guī)定和國家要求、法規(guī)制定的有關要求外，也要考慮到我的制動系統(tǒng)應符合現(xiàn)在國內汽車市場的低成本和高性能的要求。 （2）具有足夠的制動效能，包括行車制動效能和駐車制動效能。行車制動效能是由在一定的制動初速度下及最大踏板力下的制動減速器和制動距離兩項指標來評定的。制動距離直接影響著汽車的行駛安全性。 （3）工作可靠。為此，設計兩套系統(tǒng)：行車制動系統(tǒng)和駐車制動系統(tǒng)，且它們的驅動機構是獨立的，而行車制動裝置的制動驅動機構至少應有兩套獨立的管路，當其中一套失效時，另一套應保證汽車制動效能不低于正常值的30%；駐車制動裝置應采用工作可靠的機械式制動驅動機構。 （4）制動效能熱穩(wěn)

22、定性好。汽車的高速制動、短時間的頻繁重復制動，尤其使下長坡時的連續(xù)制動，均會引起制動器的溫升過快，溫度過高。提高摩擦材料的高溫摩擦穩(wěn)定性，增大制動鼓、盤的熱容量，改善其散熱性或采用強制冷卻裝置，都是提高抗熱衰退的措施。 （5）制動效能的水穩(wěn)定性好。制動器摩擦表面浸水后，會因水的潤滑作用而使摩擦副的摩擦系數(shù)急劇減小而發(fā)生所謂的“水衰退”現(xiàn)象。一般規(guī)定在出水后反復制動5～15次，即應恢復其制動效能。良好的摩擦材料的吸水率低，其摩擦性能恢復迅速。另外也應防止泥沙等進入制動器摩擦副工作表面，否則會使制動效能降低并加速磨損。 （6）制動時的汽車操縱穩(wěn)定性好。即以任何速度制動，汽車均不應失去操縱性和方

23、向穩(wěn)定性。通過ABS來調節(jié)前后輪的制動油壓來實現(xiàn)。為此，汽車前、后輪制動器的制動力矩應有適當?shù)谋壤詈媚茈S各軸間載荷轉移情況而變化；同一車軸上的左、右車輪制動器的制動力矩應相同。否則當前輪抱死而側滑時，將失去操縱性；當后輪抱死而側滑甩尾時，會失去方向穩(wěn)定性；當左、右輪的制動力矩差值超過15%時，會在制動時發(fā)生汽車跑偏。 （7）制動踏板和手柄的位置和行程符合人—機工程學要求，即操作儀方便性好，操縱輕便、舒適，減少疲勞。 （8）制動系的機件應使用壽命長，制造成本低；對摩擦材料的選擇也應考慮到環(huán)保要求，應力求減小制動時飛散到大氣中的有害于人體的石棉纖維。 （9）制動時不應產生振動和噪聲。

24、（10）與懸架、轉向裝置不產生運動干涉，在車輪跳動或汽車轉向時不會引起自行制動。 （11）制動系中應有音響或光信號等警報裝置，以便能及時發(fā)現(xiàn)制動驅動機件的故障和功能失效；制動系中應有必要的安全裝置，在行駛中掛車一旦脫掛，亦應有安全裝置驅使駐車制動將其停駐。 （12）能全天候使用。氣溫高時液壓制動管路不應有氣阻現(xiàn)象；氣溫低時，氣制動管路不應出現(xiàn)結冰現(xiàn)象。 （13）作用滯后的時間要盡可能短，包括從制動踏板開始動作至達到給定制動效能水平所需的時間和從放開踏板至完全解除制動的時間。 第2章 制動系統(tǒng)總體方案的確定 2.1 制動系統(tǒng)的分類及作用 制動系統(tǒng)按功用分為行車制動系統(tǒng)、駐車制動系統(tǒng)、

25、應急制動系統(tǒng)和輔助制動系統(tǒng)。汽車制動系至少應有前兩套制動系統(tǒng)，而重型汽車或者經常在山區(qū)行駛的汽車要增設應急制動系統(tǒng)及輔助制動系統(tǒng)。 行車制動系統(tǒng)用于使行駛中的汽車強制減速或停車，并使汽車在下短坡時保持適當?shù)姆€(wěn)定車速。其驅動機構常采用雙回路或多回路結構，以保證其工作可靠。 駐車制動系統(tǒng)使已停駛的汽車駐留在原地不動的一套裝置。應采用機械式驅動機構而不用液壓或氣壓驅動，以免其產生故障。 應急制動系統(tǒng)也叫第二制動系統(tǒng)，是在用于行車制動系統(tǒng)發(fā)生意外故障而失效時，保證汽車仍能實現(xiàn)減速或停車的一套裝置。應急系統(tǒng)也不是每車必備的，因為普通的手力駐車裝置也可起到應急制動的作用。 輔助制動系統(tǒng)通常安裝在常

26、行駛于山區(qū)的汽車上，利用發(fā)動機排氣或者電渦流制動等的輔助制動裝置，可使汽車下長坡時長時間而持續(xù)地減低或保持車速，并減輕或解除行車制動器的負荷。 按制動系統(tǒng)的制動能源分類 （1） 人力制動系統(tǒng)—以駕駛員的肌體作為惟一制動能源的制動系統(tǒng)。 （2） 動力制動系統(tǒng)—完全靠由發(fā)動機的動力轉化而成的氣壓或液壓形式的勢能進行制動的制動系統(tǒng)。 （3） 伺服制動系統(tǒng)—兼用人力和發(fā)動機進行制動的制動系統(tǒng)。 人力目前仍是國內中低檔車最為適合的制動能源，它符合了降低成本同時又有可靠的性能保證。所以我選擇人力為我的制動系統(tǒng)的能源。 按照能量的傳輸方式，制動系統(tǒng)又可分為機械式、液壓式、氣壓式和電磁式

27、。在行車制動系統(tǒng)上我選用液壓式，反應迅速，性能好。而在駐車制動系統(tǒng)上我選用機械式，性能穩(wěn)定，故障少。 通過以上的分析，本次設計主要圍繞行車制動系統(tǒng)和駐車制動系統(tǒng)來設計，而應急系統(tǒng)為了節(jié)省成本就利用現(xiàn)有的駐車系統(tǒng)來代替。本次設計的汽車使用范圍是在城市內行駛，所以不設計輔助制動系統(tǒng)（如圖2.1所示）。 圖2.1 總體布置圖 2.2 制動系統(tǒng)的主要參數(shù)的確定及計算 在制動器設計中需預先給定的整車參數(shù)有： 表2.1 制動系統(tǒng)整車參數(shù) 整車質量 空載 滿載 1420kg 1850kg 質心位置 a b 1.35m 1.25m 質心高度 空載 滿載 軸

28、 距 0.95m 0.85m 2.6m 其 他 最高車速 車輪工作半徑 輪 胎 同步附著系數(shù) 180km/h 370mm 185/65R14 =0.6 而對汽車制動性能有重要影響的制動系參數(shù)有：制動力及其分配系數(shù)、同步附著系數(shù)、制動器最大制動力矩與制動器因數(shù)等。 2.2.1 制動力與制動力分配系數(shù) 根據(jù)公式： （2.1） 得： 2.2.2 同步附著系數(shù) 同步附著系數(shù)是汽車制動性能的一個重要參數(shù)，由汽車結構參數(shù)所決定的。它是制動器動力分配系數(shù)為b的汽車的實際前、后制動器制動力分配線，簡稱b線，與汽

29、車理想的前、后制動器動力分配曲線I線的交點。對于前、后制動器制動力為固定比值的汽車，只有在附著系數(shù)等于同步附著系數(shù)的路面上，汽車前、后車輪才會同時抱死，當汽車在不同w植的路面上制動時，可能出現(xiàn)以下3種情況。 （1）當時：制動時總是前輪先抱死，這是一種穩(wěn)定工況，單失去轉向能力。 （2）當時：制動時總是后輪先抱死，這時容易發(fā)生后軸側滑而使汽車失去方向穩(wěn)定性。 （3）當時：制動時前、后輪同時抱死，是一種穩(wěn)定工況，但也失去轉向能力。 現(xiàn)代的道路條件大為改善，汽車行駛速度也大為提高，因此汽車因制動時后輪先抱死的后果十分嚴重。由于車速高，它不僅會引起側滑甩尾甚至會發(fā)生調頭而喪失操縱穩(wěn)定性，因此后輪

30、先抱死的情況十分嚴重，所以現(xiàn)在各類汽車的值都均有增大趨勢。轎車0.6；貨車0.5。 （2.2） 故取=0.6 2.2.3 制動器最大制動力矩 由輪胎與路面附著系數(shù)所決定的前后軸最大附著力矩： （2.3） 式中：Φ——該車所能遇到的最大附著系數(shù)； 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； q===0.66 故后軸==1.57Nmm 后輪的制動力矩為=0.785Nmm 前軸= T==0.67/(1-0.67)1.57=3.2Nmm

31、前輪的制動力矩為3.2/2=1.6Nmm 2.2.4 制動器因數(shù) 制動器因數(shù)定義為在制動鼓或制動盤的作用半徑上所產生的摩擦力與輸入力之比，即 （2.4） 式中：—制動器的摩擦力矩； —制動盤或制動鼓的作用半徑； —輸入力，一般取加于兩制動蹄的張開力的平均值輸入力。 對于鉗盤式制動器，設兩側制動塊對制動盤的壓緊力均為P，即制動盤在其兩側的作用半徑上所受的摩擦力為2,此處為盤與制動襯塊餓摩擦系數(shù)，于鉗盤式制動器的制動器因數(shù)為

32、 （2.5） f——取0.5 得BF=2×0.5=1 對于鼓式制動器，當時，則有 如圖2.2 ，假設在張力P的作用下，制動蹄的摩擦襯片與鼓之間作用力的合力N的B點上。這一法向力引起作用于制動蹄襯片上的摩擦力為，為摩擦系數(shù)。a,b,c,h,R及a為結構尺寸。 圖2.2 受力圖 對領題繞支點A的力矩平衡方程，即 （2.6） 由上式得到領蹄的制動

33、蹄因數(shù)為 （2.7） 代入參數(shù)得：=0.79 當制動鼓逆轉時，上述制動蹄則又成為從蹄，這時摩擦力的方向相反，用上述分析方法，同樣可得出從蹄繞支點A的力矩平衡方程，即 （2.8） 由上式得從蹄的制動蹄因數(shù)為 （2.9） 代入參數(shù)得：=0.48 2.3 本章小結 本章先選定了要設計的制動系統(tǒng)的類型。然后確定了本設計的汽車的技術參數(shù)，通過這

34、些參數(shù)，計算出了要設計的制動系統(tǒng)的制動力、制動力分配系數(shù)、同步附著系數(shù)、制動器最大制動力矩、制動器因數(shù)等重要參數(shù)。這些參數(shù)是保證該制動系統(tǒng)正常工作的前提。 第3章 制動驅動機構的設計 3.1 制動驅動機構的結構型式選擇 簡單制動系即人力制動系，是靠司機作用于制動踏板上或手柄上的力作為制動力源而力的傳遞方式，又有機械式和液壓式。我的駐車制動系統(tǒng)為機械式，行車制動系統(tǒng)為液壓式。 駐車制動系統(tǒng)的機械式為桿系傳力，其機構簡單，造價低廉，而且性能穩(wěn)定。由駕駛員拉動手柄，通過鋼絲繩傳遞力到后駐車制動器，產生駐車效果。 行車制動系統(tǒng)為液壓式，作用滯后時間0.2s，工作壓力10MPa。工作原理可用如

35、圖3-1所示的一種簡單的液壓制動系統(tǒng)工作原理示意圖來說明。一個以內圓柱面為工作表面的金屬制動鼓8固定在車輪輪轂上，隨車輪一同旋轉。在固定不動的制動底板11上有兩個支承銷12，支承著兩個弧形制動蹄10的下端。制動蹄的外圓柱面上裝有摩擦片9。制動底板上還還裝有液壓制動輪缸6，用油管5與裝在車駕上的液壓制動主缸4相連通。主缸活塞3可由駕駛員通過制動踏板機構來操縱。 １制動踏板；２推桿；３制動活塞；４制動主缸；５油管； ６制動輪缸；７輪缸活塞；８制動

36、鼓；９摩擦片；１０制動蹄； １１制動底板；１２支承銷；１３制動蹄回位彈簧 圖3-1　　制動裝置原理圖 工作原理為：駕駛員踩下踏板時，作用力由活塞推桿2傳給活塞3，活塞就移動，克服主缸內部的作用力，油液由主缸流出經油管5到達制動器的輪缸，使制動輪缸活塞推動制動蹄產生制動。鉗盤式制動器原理一樣。 為防止空氣進入制動系油液系統(tǒng)，當放松制動踏板時，制動系的油液系統(tǒng)應保持一定的剩余壓力（0.5kg/cm）。 3.2 液壓制動驅動機構的設計計算 3.2.1 制動輪缸直徑與工作容積 前輪制動輪缸直徑與工作容積的設計計算 （3.1） 式中：p——考

37、慮到制動力調節(jié)裝置作用下的輪缸或灌錄液壓，p=8Mp～12Mp.取p=10Mp 根據(jù)轎車使用與維護手冊得 P=19625N 得=50mm 根據(jù)GB7524-87標準規(guī)定的尺寸中選取,因此輪缸直徑為50mm。 一個輪缸的工作容積 （3.2） 式中：——一個輪缸活塞的直徑； n ———輪缸活塞的數(shù)目； δ——一個輪缸完全制動時的行程： （3.3） 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

38、動鼓的變形而引起的輪缸活塞行程。 得一個輪缸的工作容積=3925mm 全部輪缸的工作容積 （3.4） 式中：m——輪缸的數(shù)目； V=2V+2V=22826+23925=13502mm 3.2.2 制動主缸直徑與工作容積 制動主缸應有的工作容積 （3.5） 式中：V——全部輪缸的總的工作容積； ——制動軟管在掖壓下變形而引起的容積增量； V=13502mm 轎車的制動主缸的工作容積可取為=1.1V=1.1×13502=14852.2 mm 主缸直徑和活塞行程S

39、 （3.6） 一般S=(0.8-1.2)d 取S= d 得===26.65mm 根據(jù)GB7524-87標準規(guī)定的尺寸中選取,因此主缸直徑為28mm。 ==28mm 3.2.3 制動踏板力與踏板的行程 制動踏板力可用下式驗算： （3.7） 式中：—制動主缸活塞直徑； —制動管路的液壓； —制動踏板機構傳動比，=4； h—制動踏板機構及制動主缸的機械效率，可取h=0.9。 求得：=1710N500N-700N 所以需要加裝真空助力器。

40、 （3.8） 式中：：真空助力比，取4。 =1710/4=427.5N500N-700N 所以符合要求 （3.9） 式中：—主缸中推桿與活塞的間隙，取2mm ； —主缸活塞空行程，即主缸活塞由不工作的極限位置到使其皮碗完全封堵主缸上的旁通孔的行程，取2mm 。 求得：=128mm＜150mm，符合設計要求。 3.3 本章小結 這一章進行了液壓驅動機構的設計，通過對不同的制動能源的利弊分析，選用了液壓式作為這套制動系統(tǒng)的行車制動的能源，又選用了機械式作為駐車制動的

41、能源。然后開始了對液壓制動驅動結構的計算包括制動輪缸、制動主缸、真空助力器、踏板的行程與制動踏板力、油管和油管接頭等一些重要元件。 第4章 制動器設計和計算 汽車制動器幾乎均為機械摩擦式，通過其中的固定元件對旋轉元件施加制動力矩，使后者的旋轉角速度降低，同時依靠車輪與路面的附著作用，產生路面對車輪的制動力，以使汽車減速或停車。 汽車制動器按其在汽車上的位置分為車輪制動器和中央制動器。前者安裝在車輪處，并用腳踩制動踏板進行操縱，故又稱為腳制動；后者安裝在傳動系的某軸上，并用手拉操縱桿進行操縱，故又成為手制動。車輪制動器一般應用于行車制動，也有兼用第二制動和駐車制動。中央制動器一般只用于駐車

42、制動和緩速制動。 4.1 制動器方案確定 4.1.1鼓式制動器 鼓式制動器是最早形式的汽車制動器，當盤式制動器還沒有出現(xiàn)前，它已經廣泛用干各類汽車上。鼓式制動器又分為內張型鼓式制動器和外束型鼓式制動器兩種結構型式。內張型鼓式制動器的摩擦元件是一對帶有圓弧形摩擦蹄片的制動蹄，后者則安裝在制動底板上，而制動底板則緊固在前橋的前梁或后橋橋殼半袖套管的凸緣上，其旋轉的摩擦元件為制動鼓。車輪制動器的制動鼓均固定在輪鼓上。制動時，利用制動鼓的圓柱內表面與制動蹄摩擦路片的外表面作為一對摩擦表面在制動鼓上產生摩擦力矩，故又稱為蹄式制動器。外束型鼓式制動器的固定摩擦元件是帶有摩擦片且剛度較小的制動帶，其旋

43、轉摩擦元件為制動鼓，并利用制動鼓的外因柱表面與制動帶摩擦片的內圓弧面作為一對摩擦表面，產生摩擦力矩作用于制動鼓，故又稱為帶式制動器。在汽車制動系中，帶式制動器曾僅用作一些汽車的中央制動器，但現(xiàn)代汽車已很少采用。所以內張型鼓式制動器通常簡稱為鼓式制動器，通常所說的鼓式制動器就是指這種內張型鼓式結構。鼓式制動器按蹄的類型分為： （1）領從蹄式制動器 汽車倒車時制動鼓的旋轉方向變?yōu)榉聪蛐D，則相應地使領蹄與從蹄也就相互對調了。這種當制動鼓正、反方向旋轉時總具有一個領蹄和一個從蹄的內張型鼓式制動器稱為領從蹄式制動器。領蹄所受的摩擦力使蹄壓得更緊，即摩擦力矩具有“增勢”作用，故又稱為增勢蹄；而從蹄所

44、受的摩擦力使蹄有離開制動鼓的趨勢，即摩擦力矩具有“減勢”作用，故又稱為減勢蹄?！霸鰟荨弊饔檬诡I蹄所受的法向反力增大，而“減勢”作用使從蹄所受的法向反力減小。 領從蹄式制動器的效能及穩(wěn)定性均處于中等水平，但由于其在汽車前進與倒車時的制動性能不變，且結構簡單，造價較低，也便于附裝駐車制動機構，故這種結構仍廣泛用于中、重型載貨汽車的前、后輪制動器及轎車的后輪制動器。 （2）雙領蹄式制動器 若在汽車前進時兩制動蹄均為領蹄的制動器，則稱為雙領蹄式制動器。顯然，當汽車倒車時這種制動器的兩制動蹄又都變?yōu)閺奶愎仕挚煞Q為單向雙領蹄式制動器。兩制動蹄各用一個單活塞制動輪缸推動，兩套制動蹄、制動輪缸等機件在

45、制動底板上是以制動底板中心作對稱布置的，因此，兩蹄對制動鼓作用的合力恰好相互平衡，故屬于平衡式制動器。 雙領蹄式制動器有高的正向制動效能，但倒車時則變?yōu)殡p從蹄式，使制動效能大降。這種結構常用于中級轎車的前輪制動器，這是因為這類汽車前進制動時，前軸的動軸荷及 附著力大于后軸，而倒車時則相反。 （3）雙向雙領蹄式制動器 當制動鼓正向和反向旋轉時，兩制動助均為領蹄的制動器則稱為雙向雙領蹄式制動器。它也屬于平衡式制動器。由于雙向雙領蹄式制動器在汽車前進及倒車時的制動性能不變，因此廣泛用于中、輕型載貨汽車和部分轎車的前、后車輪，但用作后輪制動器時，則需另設中央制動器用于駐車制動。 （4）單向增力

46、式制動器 單向增力式制動器如圖所示兩蹄下端以頂桿相連接，第二制動蹄支承在其上端制動底板上的支承銷上。由于制動時兩蹄的法向反力不能相互平衡，因此它居于一種非平衡式制動器。單向增力式制動器在汽車前進制動時的制動效能很高，且高于前述的各種制動器，但在倒車制動時，其制動效能卻是最低的。因此，它僅用于少數(shù)輕、中型貨車和轎車上作為前輪制動器。 （5）雙向增力式制動器 將單向增力式制動器的單活塞式制動輪缸換用雙活塞式制動輪缸，其上端的支承銷也作為兩蹄共用的，則成為雙向增力式制動器。對雙向增力式制動器來說，不論汽車前進制動或倒退制動，該制動器均為增力式制動器。 雙向增力式制動器在大型高速轎車上用的較多

47、，而且常常將其作為行車制動與駐車制動共用的制動器，但行車制動是由液壓經制動輪缸產生制動蹄的張開力進行制動，而駐車制動則是用制動操縱手柄通過鋼索拉繩及杠桿等機械操縱系統(tǒng)進行操縱。雙向增力式制動器也廣泛用作汽車的中央制動器，因為駐車制動要求制動器正向、反向的制動效能都很高，而且駐車制動若不用于應急制動時也不會產生高溫，故其熱衰退問題并不突出。 但由于結構問題使它在制動過程中散熱和排水性能差，容易導致制動效率下降。因此，在轎車領域上己經逐步退出讓位給盤式制動器。但由于成本比較低，仍然在一些經濟型車中使用，主要用于制動負荷比較小的后輪和駐車制動。所以本次設計最終采用的是雙向曾力式制動器。 4.1.

48、2盤式制動器 盤式制動器按摩擦副中定位原件的結構不同可分為鉗盤式和全盤式兩大類。 （1）鉗盤式 鉗盤式制動器按制動鉗的結構型式又可分為定鉗盤式制動器、浮鉗盤式制動器等。 ①定鉗盤式制動器：這種制動器中的制動鉗固定不動，制動盤與車輪相聯(lián)并在制動鉗體開口槽中旋轉。具有下列優(yōu)點：除活塞和制動塊外無其他滑動件，易于保證制動鉗的剛度；結構及制造工藝與一般鼓式制動器相差不多，容易實現(xiàn)從鼓式制動器到盤式制動器的改革；能很好地適應多回路制動系的要求。 ②浮動盤式制動器：這種制動器具有以下優(yōu)點：僅在盤的內側有液壓缸，故軸向尺寸小，制動器能進一步靠近輪轂；沒有跨越制動盤的油道或油管加之液壓缸冷卻條件好

49、，所以制動液汽化的可能性?。怀杀镜?；浮動鉗的制動塊可兼用于駐車制動。 （2）全盤式 在全盤式制動器中，摩擦副的旋轉元件及固定元件均為圓形盤，制動時各盤摩擦表面全部接觸，其作用原理與摩擦式離合器相同。由于這種制動器散熱條件較差，其應用遠沒有浮鉗盤式制動器廣泛。 通過對盤式、鼓式制動器的分析比較可以得出盤式制動器與鼓式制動器比較有如下均一些突出優(yōu)點: （1）制動穩(wěn)定性好.它的效能因素與摩擦系數(shù)關系的K-p曲線變化平衡，所以對摩擦系數(shù)的要求可以放寬，因而對制動時摩擦面間為溫度、水的影響敏感度就低。所以在汽車高速行駛時均能保證制動的穩(wěn)定性和可靠性。 （2）盤式制動器制動時，汽車減速度與制動管

50、路壓力是線性關系，而鼓式制動器卻是非線性關系。 （3）輸出力矩平衡.而鼓式則平衡性差。 （4）制動盤的通風冷卻較好，帶通風孔的制動盤的散熱效果尤佳，故熱穩(wěn)定性好，制動時所需踏板力也較小。 （5）車速對踏板力的影響較小。 綜合以上優(yōu)缺點最終確定本次設計采用前盤后鼓式。前盤選用浮動盤式制動器，后鼓采用雙向曾力式制動器。 4.2 鼓、盤式制動器的主要參數(shù)的確定 4.2.1 鼓式制動器的結構參數(shù)和摩擦系數(shù) 1．結構參數(shù) (1)制動鼓直徑D或半徑R 當輸入力P一定時，制動鼓的直徑越大，則制動力矩就越大，且使制動器的散熱性能越好。但直徑D的尺寸受到輪輞直徑的限制，而且D的增大也使制動鼓的

51、質量增加，使汽車的非懸掛質量增加，不利于汽車的平順性。制動鼓與輪輞之間應有一定的間隙，此間隙一般不應小于20mm～30mm，以利于散熱通風，也可避免由于輪輞過熱而損壞輪胎。由此間隙要求及輪輞的尺寸即可求得制動鼓D的尺寸。另外，制動鼓直徑D與輪輞直徑之比的一般范圍為； 轎車 =0.64～0.74 貨車 =0.70～0.83 轎車制動鼓內徑一般比輪輞外徑小125mm～150mm 。綜上取得制動鼓內徑D=220mm ，輪輞直徑=350mm 。制動鼓外徑269mm。 （2）制動蹄摩擦襯片的包角b及寬度b 如圖4．1所示，包角b通常在b=范圍內選取，試驗表明，摩

52、擦襯片包角b=～時磨損最小，制動鼓的溫度也最低，而制動效能則最高。再減小b雖有利于散熱，但由于單位壓力過高將加速磨損。包角b也不宜大于，因為過大不僅不利于散熱，而且易使制動作用不平順，甚至可能發(fā)生自鎖。選取b=。 摩擦襯片寬度b較大可以降低單位壓力、減少磨損，但b的尺寸過大則不易保證 與制動鼓全面接觸。通常是根據(jù)在緊急制動時使其單位壓力不超過2.5MPa的條件來選擇襯片寬度b的。選取b=45mm 。 （3）摩擦襯片起始角 摩擦襯片起始角通常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，以改善制動效能和磨損的均勻性。 取 圖4.1 制動蹄摩擦襯片參數(shù) （4）張開力

53、的作用線至制動器中線的距離a 在滿足制動輪缸或凸輪能布置在制動鼓內的條件下，應使距離a盡可能地大，以提高其制動效能。a=0.8R左右，求得a=99.6mm 。 （5）制動蹄支削中心的坐標位置k與c 制動蹄支銷中心的坐標尺寸k應盡可能地小，以使尺寸c盡可能地大，初步設計可取c=0.8R左右，取c=99.6mm 。 2．摩擦片摩擦系數(shù) 選擇摩擦片時，不僅要希望其摩擦系數(shù)要高些，而且還要求其穩(wěn)定性好。受溫度和壓力的影響小。不宜單純地追求摩擦材料的高摩擦系數(shù)，應提高對摩擦系數(shù)的穩(wěn)定性和降低制動器對摩擦系數(shù)偏離正常值的敏感性的要求。后者對蹄式制動器是非常重要的。各種制動器用摩擦材料的摩擦系數(shù)

54、的穩(wěn)定值約為0.3～0.5，少數(shù)可達到0.7。一般來說，摩擦系數(shù)愈高的材料，起耐磨性愈差。所以在制動器設計時，并非一定要追求高摩擦系數(shù)的材料。選取f=0.3。 4.2.2 盤式制動器主要參數(shù)的確定 1.制動盤直徑D 制動盤直徑D希望盡量大些，這時制動盤的有效半徑得以增大，就可以降低制動鉗的夾緊力，降低摩擦襯快的單位壓力和工作溫度。但制動盤直徑D受輪輞直徑的限制。通常，制動盤的直徑D選擇為輪輞直徑的70%～79%。所以求得制動盤直徑D=256mm 。 2.制動盤厚度h 制動盤厚度直接影響制動盤質量和工作時的溫升。為使質量不致太大，制動盤厚度應取小些；為了降低制動時的溫升，制動盤厚度不宜

55、過小。通常，實心制動盤厚度可取為10 mm～20 mm；只有通風孔道的制動盤的兩丁作面之間的尺寸，即制動盤的厚度取為20 mm～50 mm，但多采用20 mm～30 mm。 取h=20mm 。 3.摩擦襯塊內半徑與外半徑 推薦摩擦襯塊的外半徑與內半徑的比值不大于1.5。若此比值偏大，工作時摩擦襯塊外緣與內緣的圓周速度相差較大，則其磨損就會不均勻，接觸面積將減小，最終會導致制動力矩變化大。 4.摩擦襯塊厚度與摩擦面積 摩擦襯塊厚度取14mm,推薦根據(jù)制動摩擦襯塊單位面積占有的汽車質量在1.6kg/～3.5 kg/內選取。摩擦面積取76cm。 4.3 制動器的設計與計算 4.3.1 制

56、動蹄摩擦面的壓力分布規(guī)律及徑向變形規(guī)律 由前面的分析可知，制動器摩擦材料的摩擦系數(shù)及所產生的摩擦力對制動蹄因數(shù)BF有很大影響。掌握制動蹄摩擦面上的壓力分布規(guī)律，有助于正確分析制動器因數(shù)。但用分析方法精確計算沿蹄片長度方向上的壓力分布規(guī)律比較困難，因為除了摩擦襯片有彈性變形外，制動蹄、制動鼓以及支承也會有彈性變形，但與摩擦襯片的變形量相比，則相對很小。故在通常的近似計算中只考慮襯片徑向變形的影響，其他零件變形的影響較小，可忽略不計。即通常作以下一些假定。 （1） 制動鼓、制動蹄為絕對剛性體； （2） 在外力作用下，變形僅發(fā)生在摩擦襯片上； （3） 壓力與變形符合虎克定律。 可根據(jù)圖4-

57、2來分析計算具有一個自由度的增勢蹄摩擦襯片的徑向變形規(guī)律和壓力分布規(guī)律。此時摩擦襯片在張開力和摩擦力的作用下，繞支承銷中心轉動dg角。摩擦襯片表面任意點沿制動蹄轉動的切線方向餓變形即為線段，其徑向變形分量是線段在半徑延長線上的投影，即線段。由于dg角很小，可以認為=90則所求的摩擦襯片的徑向變形為 （4.1） 圖4.2摩擦襯片的徑向變形規(guī)律和壓力分布 考慮到，則由等腰三角形可知 （4.2） 代入上式，得摩擦襯片的徑向變形和壓力分別為

58、 （4.3） 通過上式可看出摩擦片的徑向變形和壓力都是關于張開角a的正弦函數(shù)。 4.3.2 制動蹄片上的制動力矩 在計算鼓式制動器時，必須建立制動蹄對制動鼓的壓緊力與所產生的制動力矩之間的關系。 增勢蹄產生的制動力矩可表達如下： （4.4） 式中：—摩擦系數(shù)（前面以選擇0.3）； —單元法向力的合力； —摩擦力的作用半徑。 如圖4-3求得力與張開力的關系式，寫出制動蹄上力的平衡力方程式：

59、 （4.5） 圖4.3 制動蹄對制動鼓的壓緊力關系 式中：—支承反力在軸上的投影； —軸與力的作用線之間的夾角。- 對式（4.5）求解，得 （4.6） 將式（4.6）代入（4.4），得增勢蹄的制動力矩為 = （4.7） 所以增勢蹄的力矩是關于的直線函數(shù)。 對于減勢蹄同上。 4.3.3 摩擦襯塊的磨損特性計算 摩擦襯片的磨損與摩擦副的材質，表面加工情況、溫度、壓力以及相對滑磨速度等多種因素有關，因此在理論上要精確計算磨損性能是困難的。但試驗表明，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。

60、 汽車的制動過程，是將其機械能（動能、勢能）的一部分轉變?yōu)闊崃慷纳⒌倪^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制動摩擦產生的熱量來不及逸散到大氣中，致使制動器溫度升高。此即所謂制動器的能量負荷。能量負荷愈大，則摩擦襯片（襯塊）的磨損亦愈嚴重。 1）比能量耗散率 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 （4.8） （4.9） 式中：：汽車回轉質量換算系數(shù)，緊急制動時，； ：汽車總質量； ，：汽車制動初速度

61、與終速度，/；計算時轎車取27.8/； ：制動時間，；按下式計算 t==27.8/6=4.6 ：制動減速度，， 0.6×106； ，：前、后制動器襯片的摩擦面積；=7600mm,質量在1.5—2.5/t的轎車摩擦襯片面積在200-300cm, 故取=30000mm ：制動力分配系數(shù)。 則 ==5.7 轎車盤式制動器的比能量耗散率應不大于6.0，故符合要求。 ==0.7 轎車鼓式制動器的比能量耗散率應不大于1.8，故符合要求。 2）比滑磨功 磨損和熱的性能指標

62、可用襯片在制動過程中由最高制動初速度至停車所完成的單位襯片面積的滑磨功，即比滑磨功來衡量： （4.10） 式中：：汽車總質量 ：車輪制動器各制動襯片的總摩擦面積， ==752cm； : []：許用比滑磨功，轎車取1000J/～1500J/。 L =1497J/≤1000J/～1500J/ 故符合要求。 4.3.4 制動器熱容量和溫升的核算 制動器熱容量和溫升是否滿足下列條件： （4.11） 式中

63、：—各制動鼓（盤）的總質量； —與各制動鼓（盤）相連的受熱金屬件（如輪轂、輪輻、輪輞、制動鉗體等）的總質量； —制動鼓（盤）材料的比熱容，對鑄鐵c=482，對鋁合金c=880； —與制動鼓（盤）相連的受熱金屬件的比熱容； —制動鼓（盤）的溫升（一次=30km/h到完全停車的強烈制動，溫升不應超過15）； L—滿載汽車制動時由動能轉變的熱能，由于制動過程迅速，可以認為制動產生的熱能全部為前、后制動器所吸收，并按前、后制動力的分配比率給前、后制動器，即 （4.12） 式中：—滿載汽車總質量； —汽車制動時的初速度

64、，可取=； b—汽車制動器制動力分配系數(shù)。 式中的=5kg, =20kg.將其他已知的參數(shù)代入式（4-8）得：前輪鉗盤式制動器和后鼓式制動器的熱容量和溫升都滿足。 4.3.5 盤式制動器制動力矩的計算 盤式制動器的計算用簡圖4-4若襯塊表面與制動盤接觸良好，且各處的單位壓力 分布均勻，則盤式制動器的制動力矩為 圖4.4 盤式制動器的計算用簡圖 式中：—摩擦系數(shù)； —單側制動塊對制動盤的壓緊力； —作用半徑。 對于常見的扇形摩擦襯塊，其徑向尺寸不大了

65、，R為平均半徑或有效半徑已足夠精確。平均半徑為 （4.13） 式中；—扇形摩擦襯塊的內半徑和外半徑。 所以盤式制動器的力矩方程為：，是關于活塞給予制動塊對制動盤的壓緊力的一個直線函數(shù)。 根據(jù)圖4.4，在任一單元面積上的摩擦力對盤中心的力矩為，式中q為襯塊與制動盤之間的單位面積上的壓力，則單側制動塊作用于制動盤上的制動力矩為 （4.14） 單側襯塊給予制動盤的總摩擦力為 （4.15） 得有效半徑為 （4.16）

66、 令，則有 （4.17） 因，故當。但當m過小即扇形的徑向寬度過大時，襯塊摩擦表面在不同半徑處的滑磨速度相差太大，磨損將不均勻，因而單位壓力分布將不均勻，則上述計算方法失效。 4.3.6駐車制動計算 汽車在上坡路上停駐時的受力簡圖如圖4-5由該圖得出汽車上坡停駐時的后軸附著力為 （4.18） 同樣求出汽車下頗停駐的后軸車輪的附著力為 （4.19） 根據(jù)后軸車輪附著力與后輪駐車制動的制動力相等的條件可求得汽車在上坡路和下坡路上停駐的坡度極限傾角，即由 （4.20） 求得汽車在上坡時可能停駐的極限上坡路傾角為 （4.21） 代入汽車參數(shù)，求得23.22 汽車在下坡時可能停駐的極限下坡路傾角為 （4.22） 代入汽車參數(shù)，求得16.83 一般要求各類汽車的最大停駐坡度不應小于16%～20%。