轎車后輪盤式制動(dòng)器設(shè)計(jì)

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目 錄第一章 緒 論 .11.1 制動(dòng)系統(tǒng)的基本概念 .11.2 制動(dòng)系統(tǒng)發(fā)展史 21.3 研究方向 31.4 課題主要內(nèi)容： 31.5 課題研究方案： 4第二章 制動(dòng)器的結(jié)構(gòu)形式選擇 .52.1 盤式制動(dòng)器結(jié)構(gòu)形式 52.2 鼓式制動(dòng)器結(jié)構(gòu)形式簡(jiǎn)介 52.3 7250 型轎車制動(dòng)器結(jié)構(gòu)的最終確定 7第三章 制動(dòng)器主要參數(shù)選擇 93.1 制動(dòng)力與制動(dòng)力分配系數(shù) 93.2 同步附著系數(shù) .143.3 制動(dòng)強(qiáng)度和附著系數(shù)利用率 .163.4 制動(dòng)器最大制動(dòng)力矩 .173.5 制動(dòng)器因數(shù) .193.6 駐車制動(dòng)計(jì)算 .193.7 鼓式制動(dòng)器主要參數(shù)的確定 .21第四章 制動(dòng)器的設(shè)計(jì) .234.1 盤式制動(dòng)器主要參數(shù)的確定 .234.2 摩擦襯塊的磨損特性計(jì)算 .244.2.1 比能量耗散率 .244.2.2 比滑磨功 .254.3 盤式制動(dòng)器制動(dòng)力矩的計(jì)算 .26第五章 盤中鼓制動(dòng)器現(xiàn)狀與未來 295.1 盤式制動(dòng)器取代鼓式原因 .295.2 鼓式制動(dòng)器現(xiàn)狀 .305.3 DIH 盤中鼓結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)原因 .305.4 盤中鼓式制動(dòng)器未來 .315.5 盤中鼓需要發(fā)展的方向 .33第六章 制動(dòng)器主要零部件的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 346.1 制動(dòng)盤 .346.2 制動(dòng)鉗 .356.3 制動(dòng)塊 .356.4 摩擦材料 .356.5 制動(dòng)器間隙的調(diào)整方法及相應(yīng)機(jī)構(gòu) .36第七章 制動(dòng)性能分析。 387.1 制動(dòng)性能評(píng)價(jià)指標(biāo) .387.1.1 制動(dòng)效能 .387.1.2 制動(dòng)效能的恒定性 .397.1.3 制動(dòng)時(shí)汽車的方向穩(wěn)定性 .397.2 制動(dòng)器制動(dòng)力分配曲線分析 .40參考文獻(xiàn) .421第一章 緒 論1.1制動(dòng)系統(tǒng)的基本概念令正在運(yùn)行的車輛速度降低以至于停車，或者當(dāng)進(jìn)行下坡路段時(shí)可以用來穩(wěn)定車輛的行駛速度，也可以令停在道路上的車保持不動(dòng)，將能夠完成如此相應(yīng)功能的部件就是我們常說的車輛制動(dòng)器；在車上裝備一系列實(shí)現(xiàn)能夠完成制動(dòng)這一個(gè)功能裝置，以便幫助駕駛員根據(jù)交通情況和路況做出相應(yīng)反應(yīng)與操作，這些對(duì)汽車進(jìn)行外力可控的裝置系統(tǒng)被稱為制動(dòng)系，而實(shí)現(xiàn)這功能的外力就是我們說的制動(dòng)力。將那些令正在前進(jìn)中的汽車速度下降或者停車的系統(tǒng)稱為行車制動(dòng)；令靜止的汽車靜止在最開始停車的位置的制動(dòng)系就是駐車制動(dòng)。這兩種制動(dòng)系是一輛汽車所必須裝備的，用以保證實(shí)現(xiàn)汽車的行駛安全性與駐車穩(wěn)定性。圖 1.1 汽車制動(dòng)系組成2所有的制動(dòng)系都應(yīng)當(dāng)具有以下四個(gè)部分（如圖 1.1 所示）：供能裝置：包括供給、調(diào)節(jié)能量及改善介質(zhì)狀態(tài)。控制裝置：產(chǎn)生制動(dòng)力和控制效果的一種部件。傳動(dòng)裝置：向制動(dòng)器的相應(yīng)部分進(jìn)行能量傳遞的。制動(dòng)器：產(chǎn)生阻礙汽車運(yùn)動(dòng)及運(yùn)動(dòng)趨勢(shì)的相關(guān)汽車工作組件，也包括輔助制動(dòng)的緩速裝置。按制動(dòng)能源分類可分為：以駕駛員作為制動(dòng)源的人力制動(dòng)系；全部靠汽車引擎所產(chǎn)生的動(dòng)力轉(zhuǎn)化為氣壓或液壓能為以完成制動(dòng)就被稱為動(dòng)力制動(dòng)系，其制動(dòng)源是發(fā)動(dòng)機(jī)驅(qū)動(dòng)的空氣壓縮機(jī)或油泵；兼用人力與汽車引擎動(dòng)力來實(shí)現(xiàn)車輛制動(dòng)的制動(dòng)系稱為伺服制動(dòng)系。駐車制動(dòng)一般采用人力式或動(dòng)力式。對(duì)汽車制動(dòng)進(jìn)行相關(guān)評(píng)價(jià)也是汽車安全性的關(guān)鍵部分，通常制動(dòng)也是車輛整體的關(guān)鍵結(jié)構(gòu)單元。如今汽車業(yè)十分發(fā)達(dá)，人們對(duì)汽車的性能要求也在不斷提高。一套安全、環(huán)保、經(jīng)濟(jì)的制動(dòng)系可以很大幅度的提高汽車性能，這也是設(shè)計(jì)人員不斷完善的目標(biāo)。1.2 制動(dòng)系統(tǒng)發(fā)展史腓尼基人（又稱閃族人在黎巴嫩和敘利亞沿海一帶）已經(jīng)可以用簡(jiǎn)單裝置來制動(dòng)他們的戰(zhàn)車，并且在 18、19 世紀(jì)的馬車上利用的掛在鏈條上的制動(dòng)閘瓦或楔塊來制動(dòng)車輛。19 世紀(jì)末汽車制造才開始進(jìn)入系統(tǒng)化。威廉?邁巴赫把大部分時(shí)間花費(fèi)于將內(nèi)燃機(jī)轉(zhuǎn)速?gòu)?180r/min 改進(jìn)到到當(dāng)時(shí)可用的 600r/min。1885 年“賴特車”車速達(dá)到 12km/h。車輛傳動(dòng)系統(tǒng)摩擦大，所以不用制動(dòng)也能減速。在1902 年制動(dòng)廠商考慮采用行之有效的純機(jī)械制動(dòng)器包括蘭徹斯特的盤式制動(dòng)器、路易斯雷諾的內(nèi)閘瓦式制動(dòng)器、邁巴赫的外帶式制動(dòng)器。機(jī)械操縱內(nèi)制動(dòng)蹄式制動(dòng)器利用使制動(dòng)蹄從內(nèi)向外緊貼到制動(dòng)鼓上的撐桿進(jìn)行工作。由于其結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、緊湊，所以把低成本廉價(jià)的結(jié)構(gòu)類型稱為單作用制動(dòng)器在一些輕型轎車的后輪制3動(dòng)器應(yīng)用比較多。1.3 研究方向當(dāng)今社會(huì)，轎車采用盤式制動(dòng)器、鼓式制動(dòng)器和盤鼓相互組合形式。隨著盤式制動(dòng)器的經(jīng)濟(jì)性提高與其性能的卓越性，而鼓式制動(dòng)器雖然價(jià)格低廉但工作環(huán)境要求相對(duì)嚴(yán)格導(dǎo)致使用范圍正在不斷被吞噬。但是考慮到鼓式制動(dòng)器作為后輪制動(dòng)器時(shí)駐車制動(dòng)簡(jiǎn)單，然而盤式制動(dòng)器為滿足這一功能更為復(fù)雜。如今中高型轎車由于價(jià)格較高要求性能優(yōu)越，其中大部分已經(jīng)采用前輪通風(fēng)盤式制動(dòng)器后輪盤式制動(dòng)器，一些大牌已經(jīng)率先采用四輪碟剎并且基本上普及了通風(fēng)盤式制動(dòng)器這一種性能優(yōu)質(zhì)制動(dòng)器。如今有兩大類后輪盤式制動(dòng)器：盤中鼓式制動(dòng)器即盤鼓結(jié)合式制動(dòng)器 DIH 與供駐車制動(dòng)用的輔助制動(dòng)鉗即 DBA 盤式制動(dòng)器浮盤式。當(dāng)今社會(huì)帶駐車制動(dòng)功能的盤中鼓式盤式制動(dòng)器縱然不是未來制動(dòng)器發(fā)展的大體趨勢(shì)不過還是可以改觀現(xiàn)階段鼓式制動(dòng)器面臨的危機(jī)。另外，現(xiàn)代汽車制動(dòng)控制技術(shù)朝著電動(dòng)控制發(fā)展，全部應(yīng)用電子控制系統(tǒng)的制動(dòng)器存在相當(dāng)大的可用性與開發(fā)潛力，或?qū)⒋嬉郧澳切┑囊砸簤涸橹鞯目刂葡到y(tǒng)。而盤中鼓制動(dòng)器由于行車完全采用盤式制動(dòng)器不存在對(duì)制動(dòng)鉗安裝多余裝置并保證了制動(dòng)鉗體尺寸標(biāo)注與布置合理性，同時(shí)利用盤式制動(dòng)器的中心鼓可以有效減少使用面積的浪費(fèi)，鼓式制動(dòng)器僅在駐車時(shí)候應(yīng)用不影響盤制動(dòng)器故此性能可以保證。由于僅在駐車時(shí)使用完全符合汽車電控要求同時(shí)鼓式制動(dòng)器采用機(jī)械式與電控式并不受影響，實(shí)現(xiàn)全車電控的目標(biāo)要求。但是由于在制動(dòng)盤內(nèi)部，鼓式制動(dòng)器工作條件更加惡劣，制動(dòng)鼓受制動(dòng)盤尺寸所限制因此制動(dòng)鼓的設(shè)計(jì)尤為困難與要求。這是盤中鼓的一大困難。1.4 課題主要內(nèi)容：題目簡(jiǎn)介：后輪驅(qū)動(dòng)；總長(zhǎng) 4755mm，總寬 1795mm，軸距 2725mm；空載時(shí)質(zhì)心高 670mm，滿載時(shí)質(zhì)心高 635mm；前輪距 1560mm，后輪距 1560mm；整備質(zhì)量 1545kg，總質(zhì)量 1895kg；空載時(shí)前軸荷 896kg，后軸荷 649kg；滿載時(shí)前軸荷 985kg，后軸荷 910kg；發(fā)動(dòng)機(jī)排量 2.5L，最大功率 124kw/6000r/min，最大4轉(zhuǎn)矩 226 N·m /4000r/min；最高車速：210km/h；后輪胎 205/60 R16。依據(jù)提供的轎車的技術(shù)參數(shù)及性能參數(shù)，同時(shí)全面考慮制動(dòng)器的應(yīng)用條件，不難得出以下設(shè)計(jì)要求：1）具有足夠的制動(dòng)效能。2）工作可靠。3）無論汽車在任意速度下制動(dòng)，汽車均不發(fā)生喪失操縱性和方向穩(wěn)定性。4）防止水和污泥污染侵蝕制動(dòng)器工作表面。5）制動(dòng)能力的熱穩(wěn)定性良好。6）操縱輕便，并具有良好的隨動(dòng)性。7）制動(dòng)時(shí)，制動(dòng)系產(chǎn)生的噪聲盡可能小，盡量避免散發(fā)出對(duì)人體有危害的石棉纖維等物質(zhì)，減少公害。8）作用滯后性應(yīng)盡可能好。9）摩擦襯片應(yīng)有足夠的使用壽命。10）摩擦副磨損后，有消除因磨損而產(chǎn)生間隙的機(jī)構(gòu)，且調(diào)整容易，最好設(shè)置自動(dòng)調(diào)整。11）當(dāng)制動(dòng)驅(qū)動(dòng)裝置的元件發(fā)生故障并使基本功能遭到破壞時(shí)，汽車制動(dòng)系應(yīng)有音響或光信號(hào)報(bào)警等提示。 1.5 課題研究方案：1）制動(dòng)器的結(jié)構(gòu)方案的選取和相關(guān)設(shè)計(jì)。分析 7250 型車制動(dòng)器的設(shè)計(jì)要求，通過對(duì)比、校核驗(yàn)算以及參考相應(yīng)說明，挑選出符合標(biāo)準(zhǔn)的結(jié)構(gòu)方案。2）對(duì)制動(dòng)器主要參數(shù)篩選并選取其中適當(dāng)?shù)臄?shù)據(jù)。選擇制動(dòng)力、最大制動(dòng)力矩、制動(dòng)力分配系數(shù)、制動(dòng)強(qiáng)度等。3）制動(dòng)器的設(shè)計(jì)和計(jì)算。同時(shí)按照設(shè)計(jì)方案與參數(shù)來進(jìn)行有關(guān)制動(dòng)器制動(dòng)因數(shù)設(shè)計(jì)計(jì)算、摩擦襯塊的磨損特性分析等4）對(duì)后輪制動(dòng)器的主要零部件的設(shè)計(jì)計(jì)算5第二章 制動(dòng)器的結(jié)構(gòu)形式選擇2.1 盤式制動(dòng)器結(jié)構(gòu)形式盤式制動(dòng)器按摩擦片定位件安裝位置不同可分為全盤式和鉗盤式兩類。（1）鉗盤式鉗盤式制動(dòng)器按照其制動(dòng)鉗結(jié)構(gòu)型式不同又有定鉗盤式與浮鉗盤式之分。①定鉗盤式制動(dòng)器：制動(dòng)鉗不隨著車輪轉(zhuǎn)動(dòng)而隨動(dòng)，通過連接件將制動(dòng)盤與車輪相互裝配并在保證鉗體可以自由轉(zhuǎn)動(dòng)不受到開口槽限制產(chǎn)生干涉。這一方案所具有優(yōu)點(diǎn)：只有活塞與制動(dòng)塊是滑動(dòng)件，便于保證制動(dòng)鉗剛度；結(jié)構(gòu)及加工工藝簡(jiǎn)單，實(shí)現(xiàn)從鼓式到盤式的變換更加平滑過渡；符合多回路的要求。②浮動(dòng)盤式制動(dòng)器：浮動(dòng)式制動(dòng)器的鉗體是相對(duì)浮動(dòng)的。其浮動(dòng)結(jié)構(gòu)有兩種，一種是鉗體可以進(jìn)行平行滑動(dòng)；另一種是制動(dòng)鉗體繞著支承銷進(jìn)行擺動(dòng)。所以有滑動(dòng)與擺動(dòng)這一分別，滑動(dòng)應(yīng)用較為廣泛。所具有的優(yōu)點(diǎn)：因?yàn)樵谥苿?dòng)盤的內(nèi)側(cè)裝有制動(dòng)輪缸，可以降低其軸向尺寸，將會(huì)使制動(dòng)器更加接近輪轂；無橫跨制動(dòng)盤的油路或油管，液壓缸發(fā)生氣化的可能性降低同時(shí)其相對(duì)好的冷卻條件也是不可缺少的要素。（2）全盤式全盤式制動(dòng)器的摩擦旋轉(zhuǎn)件與固定零件均采用圓盤這一形式，工作過程中制動(dòng)器摩擦面與制動(dòng)盤相互接觸，其工作原理與摩擦式離合器相似。但由于散熱條件不好，所以如今的應(yīng)用并不廣泛。2.2 鼓式制動(dòng)器結(jié)構(gòu)形式簡(jiǎn)介鼓式制動(dòng)器是最早開始使用的制動(dòng)器結(jié)構(gòu)形式。鼓式制動(dòng)器結(jié)構(gòu)型式又分為內(nèi)張式和外束式兩類。內(nèi)張型鼓式制動(dòng)器的摩擦元件是圓弧形摩擦制動(dòng)蹄，固定在制動(dòng)底板，而制動(dòng)底板與后驅(qū)動(dòng)橋的橋殼中半袖套管的凸緣相互連接緊固，其制動(dòng)鼓為旋轉(zhuǎn)的摩擦件。外束式鼓式制動(dòng)器其固定摩擦元件是小剛度制動(dòng)帶，旋轉(zhuǎn)摩擦件為制動(dòng)鼓，工作時(shí)鼓的外表面與制動(dòng)帶的外圓弧面相互接觸產(chǎn)生一個(gè)阻礙運(yùn)動(dòng)的摩擦力矩并與制動(dòng)鼓產(chǎn)生相應(yīng)制動(dòng)作用，因此也常常叫其6為帶式制動(dòng)器。圖 2.1 鼓式制動(dòng)器簡(jiǎn)圖（1）領(lǐng)從蹄式制動(dòng)器如果汽車行駛時(shí)制動(dòng)鼓的旋轉(zhuǎn)方向如圖 2.1 里所示，則制動(dòng)蹄 1 為領(lǐng)蹄，制動(dòng)蹄 2 為從蹄。汽車倒車時(shí)制動(dòng)鼓的旋轉(zhuǎn)方向?qū)?huì)相反轉(zhuǎn)動(dòng)，所以導(dǎo)致領(lǐng)蹄與從蹄作用相互對(duì)調(diào)。領(lǐng)從蹄式制動(dòng)器的效能及制動(dòng)穩(wěn)定性都處于各類制動(dòng)器的中間位置，由于汽車行駛中與倒車停車時(shí)制動(dòng)性能基本無太大改變，且結(jié)構(gòu)相對(duì)其他鼓式制動(dòng)器并不復(fù)雜同時(shí)造價(jià)低廉，使駐車制動(dòng)機(jī)構(gòu)安裝布置相對(duì)容易，所以被廣泛應(yīng)用于中、重型貨車的車輪制動(dòng)器及部分小型汽車的后輪制動(dòng)器。（2）雙領(lǐng)蹄式制動(dòng)器當(dāng)汽車行駛時(shí)兩制動(dòng)蹄都是領(lǐng)蹄的制動(dòng)器，就稱作雙領(lǐng)蹄式制動(dòng)器。必然在汽車倒車時(shí)制動(dòng)器的兩個(gè)制動(dòng)蹄都轉(zhuǎn)換為從蹄。因此又可叫做單向雙領(lǐng)蹄式7制動(dòng)器。雙領(lǐng)蹄式制動(dòng)器在行駛中擁有較高的制動(dòng)效能，當(dāng)進(jìn)行倒車時(shí)則會(huì)使制動(dòng)效能大幅度下降。（3）雙向雙領(lǐng)蹄式制動(dòng)器當(dāng)制動(dòng)鼓正、反向旋轉(zhuǎn)時(shí)，制動(dòng)器的制動(dòng)蹄都會(huì)有領(lǐng)蹄作用的制動(dòng)器也就是常說的雙向雙領(lǐng)蹄式制動(dòng)器。雙向雙領(lǐng)蹄式制動(dòng)器在汽車行駛與倒車時(shí)制動(dòng)性能基本上無太多變化。 （4）單向增力式制動(dòng)器單向增力式制動(dòng)器就如同圖 2.1 在下端用頂桿使兩個(gè)制動(dòng)蹄片相配合，第二制動(dòng)蹄在支撐銷作用下將制動(dòng)蹄固定在制動(dòng)底板上。單向增力式制動(dòng)器在汽車行駛時(shí)可以保證在相對(duì)較好制動(dòng)效能區(qū)間內(nèi)實(shí)現(xiàn)制動(dòng)，不過當(dāng)汽車掛倒檔時(shí)期間，就會(huì)導(dǎo)致制動(dòng)效能變?yōu)樽畈睢＃?） 雙向增力式制動(dòng)器將單向增力式制動(dòng)器的制動(dòng)輪缸改用雙作用式輪缸代替，同時(shí)將用來實(shí)現(xiàn)支承功能的支承銷也改為雙蹄共用式，改裝后就是雙向增力式制動(dòng)器。無論汽車在行駛中制動(dòng)或倒車停車時(shí)進(jìn)行制動(dòng)均為增力式制動(dòng)器。盤式制動(dòng)器的主要缺點(diǎn)：（1） 難以徹底防止塵污和銹蝕（封閉的多片全盤式制動(dòng)器除外） 。（2） 兼作駐車制動(dòng)器時(shí)，需附加的手驅(qū)動(dòng)機(jī)構(gòu)復(fù)雜。（3） 在制動(dòng)驅(qū)動(dòng)機(jī)構(gòu)中須裝有助力器。（4） 因?yàn)橐r塊工作表面小，磨損過快，導(dǎo)致使用壽命下降，需用高材質(zhì)的襯塊。2.3 7250 型轎車制動(dòng)器結(jié)構(gòu)的最終確定制動(dòng)通俗來說就是通過摩擦力做功將汽車的動(dòng)能轉(zhuǎn)換為熱能消耗掉，使汽車喪失動(dòng)力而被迫停下來。由此可知，散熱性能的好壞直接對(duì)制動(dòng)系性能有很大影響。如果經(jīng)常處于高溫下工作就會(huì)對(duì)能量轉(zhuǎn)換過程產(chǎn)生負(fù)面影響，造成制動(dòng)器性能的下降。如何解決散熱問題，對(duì)于改進(jìn)汽車的制動(dòng)性能是十分關(guān)鍵的?，F(xiàn)代汽車的車輪除了應(yīng)用鋁合金車圈降低溫升外，還傾向于盤式制動(dòng)器這一個(gè)8散熱性能良好的制動(dòng)器。當(dāng)然，盤式制動(dòng)器也具有一定缺陷。而鼓式制動(dòng)器價(jià)格相對(duì)于盤式制動(dòng)器來說較為經(jīng)濟(jì)。在制動(dòng)過程中，由于汽車行駛慣性后輪的負(fù)荷通常占總負(fù)荷的40%－50%，因此后輪制動(dòng)力相對(duì)于前輪來說要略小。轎車制造廠家為了提高利潤(rùn)增大經(jīng)濟(jì)性，用前輪盤式制動(dòng)后輪鼓式制動(dòng)的方式進(jìn)行裝配。伴隨車速提高與要求的不斷提升，最近采用四輪碟剎的轎車數(shù)量正在逐步提升，尤其是中高端轎車，都裝配前后輪均為盤式行車制動(dòng)或汽車前車輪采用通風(fēng)盤式。經(jīng)過分析考慮轎車后輪采用浮動(dòng)鉗盤式制動(dòng)器。后輪采用普通實(shí)心盤，并且在后輪上設(shè)置純機(jī)械式的鼓式制動(dòng)器以實(shí)現(xiàn)駐車制動(dòng)，并保證盤式制動(dòng)器的應(yīng)用性能不受到影響。9第三章 制動(dòng)器主要參數(shù)選擇盤式制動(dòng)器設(shè)計(jì)流程通常為：根據(jù)所給數(shù)據(jù)查閱設(shè)計(jì)要求，根據(jù)行業(yè)信息對(duì)整車參數(shù)進(jìn)行確定。在制動(dòng)器結(jié)構(gòu)型式及整車參數(shù)選取確定之后，依靠已有參數(shù)并借鑒同類型汽車的后輪制動(dòng)器，初選制動(dòng)器主要參數(shù)，依據(jù)參數(shù)進(jìn)行制動(dòng)器的初步設(shè)計(jì)；制動(dòng)力矩與磨損性能的設(shè)計(jì)計(jì)算與驗(yàn)證計(jì)算合理性，要求進(jìn)行相應(yīng)的數(shù)據(jù)對(duì)比設(shè)計(jì)分析，直到與設(shè)計(jì)要求相比合理才算是計(jì)算合理。下一步根據(jù)驗(yàn)算結(jié)果，對(duì)初選的參數(shù)進(jìn)行相應(yīng)修正，直到所有性能參數(shù)均可以滿足標(biāo)準(zhǔn)；最后進(jìn)行制動(dòng)器各部分相應(yīng)結(jié)構(gòu)參數(shù)分析與相應(yīng)設(shè)計(jì)。1.尺寸參數(shù)：長(zhǎng)度：4755mm； 寬度：1795mm； 高度：1450mm 軸距：2725mm ；前輪距：1560mm ； 后輪距：1560質(zhì)心高度：空載 670mm ； 滿載 635m質(zhì)心到前軸的距離：空載 1145 ； 滿載 1308質(zhì)心到后軸的距離：空載 1580 ； 滿載 14172.質(zhì)量參數(shù)：整車整備質(zhì)量：1545kg ； 總質(zhì)量：1895kg ；前軸載荷：空載 896kg 滿載 985kg后軸載荷：空載 649kg 滿載 910kg3.性能參數(shù)發(fā)動(dòng)機(jī)排量：2.5L；最大功率：124kw/6000r/min最大轉(zhuǎn)矩：226 N*m /4000r/min最高車速：210km/h。輪胎有效半徑：326mm3.1 制動(dòng)力與制動(dòng)力分配系數(shù)10汽車制動(dòng)時(shí)，可以忽略路面對(duì)車輪的滾動(dòng)阻力矩和回轉(zhuǎn)質(zhì)量的慣性力矩，則在任何角速度 下力矩平衡方程為0＞?(3.1)0??eBfrFT式中： ——對(duì)輪胎的制動(dòng)力矩也就是摩擦力矩,旋轉(zhuǎn)方向與車輪相反，N ·m fT；——作用于車輪上的制動(dòng)力即摩擦力，即地面制動(dòng)力，與汽車行駛方BF向相反，N ；——車輪有效半徑，m 。er假設(shè)當(dāng)時(shí)車速 ，汽車停止時(shí)速度 。剎車距離smhkV/2./80?0?TV。由， s16?avt2?得 ` NFsB352/6.172由前后輪分配可知：(設(shè) )09??一個(gè)后輪 NFB 5169%)691(*352*212 ??因此，由公式（3.1）求得 mrFTeBf ?8令 (3.2) 這個(gè)被稱為制動(dòng)器制動(dòng)力，是克服制動(dòng)effr?器摩擦力矩所要的力，也叫做制動(dòng)周緣力。 和 的方向相反，當(dāng)車輪Bf時(shí)，二者大小也相等。 取決于制動(dòng)器的結(jié)構(gòu)尺寸、布置型式、有效半0＞?fF徑及摩擦副之間的摩擦系數(shù)等，和踏板力成正比關(guān)系。若增大踏板力則 也隨fT之變大，同時(shí) 和 都將隨之增大。不過由于地面制動(dòng)力 受到附著條件相fB BF應(yīng)關(guān)系的限制，其大小不能超過附著力 ，即?F(3.3) ?ZFB??11(3.4) ?ZFB?max式中： ——輪胎與地面間的附著系數(shù)； ——地面對(duì)車輪的法向反力。?當(dāng)制動(dòng)器制動(dòng)力 和地面制動(dòng)力 達(dá)到附著力 這個(gè)值時(shí)，車輪就將抱f B?F死并在地面滑移。此后制動(dòng)力矩 即體現(xiàn)靜摩擦力矩，而fTeffrT/?圖 3.1 制動(dòng)力與踏板力 的關(guān)系PF圖 3.2 制動(dòng)時(shí)的汽車受力圖當(dāng)制動(dòng)時(shí)達(dá)到 =0 以后，地面制動(dòng)力 達(dá)到附著力 值后就將無法實(shí)?BF?現(xiàn)繼續(xù)增長(zhǎng)，而制動(dòng)器制動(dòng)力 隨踏板力 的增大將會(huì)伴隨摩擦力矩 提高fP fT而逐步增加（圖 3.1） 。車輛整體在制動(dòng)時(shí)受力分析圖（圖 3.2） ，并考慮制動(dòng)時(shí)產(chǎn)生軸荷轉(zhuǎn)移，地面對(duì)后軸車輪的法向反力 為2Z(3.5))(12dtughLGZ??式中：G——汽車所受重力；L——汽車軸距；12——汽車質(zhì)心離前軸距離；1L——汽車質(zhì)心高度； ghg——重力加速度；——汽車制動(dòng)減速度。dtu算得 NZ5872?汽車總的地面制動(dòng) (3.6)GqdtugFBB??21式中： （ ）—— 制動(dòng)強(qiáng)度，稱為比減速度或比制動(dòng)力；qgdtu?——前后軸車輪的地面制動(dòng)力。12,BF由式（3.5） 、式（3.6）求得前、后軸車輪附著力??? )()( 112 ggBqhLGLhG????（3.7）在這里附著系數(shù) ，不難求得 4114N0.72F?上式表明：汽車在附著系數(shù) 的路面上剎車時(shí)，汽車附著力也就是極限制動(dòng)力并非是固定不變，而是一個(gè)關(guān)于制動(dòng)強(qiáng)度 與制動(dòng)力 的函數(shù)。在車輪制qBF動(dòng)力足夠大時(shí)，由于前、后軸荷分配、道路附著系數(shù)和坡度影響；前、后輪制動(dòng)器制動(dòng)力的分配等給各類因素，制動(dòng)過程會(huì)有如下三種不同工況，即(1)前輪先抱死拖滑，后輪后抱死拖滑；(2)后輪先抱死拖滑，前輪后抱死拖滑；(3)前、后車輪同時(shí)抱死。第（3）種這種條件下附著條件利用得最高。由式(3.6)、式(3.7)得在隨意的附著系數(shù) 的路面行駛，前、后車輪同時(shí)抱死的條件是：?GFFBff ???2121(3.8))/()(// 12121 ggff hL?13式中： ——前輪的制動(dòng)器制動(dòng)力， ；1fF111ZFBf??——后輪的制動(dòng)器制動(dòng)力， ；2f 222f——前輪的地面制動(dòng)力；1B——后輪的地面制動(dòng)力；2F——地面對(duì)前、后輪的法向反力；ZG——汽車重力；——質(zhì)心離前、后軸距離；2L——質(zhì)心高度。gh由式(3.8)知前、后車輪一起抱死時(shí)，前、后輪制動(dòng)器的制動(dòng)力 ， 是1fF2f一個(gè)關(guān)于 的函數(shù)。將(3.8)中 消去可以得到后輪制動(dòng)力??(3.9)??????????)2(421112 fgfggf hGLFLhGF式中： L——汽車的軸距。圖 3.3 某汽車的 I 曲線和 曲線?畫出 ， 為坐標(biāo)的曲線，也就是理想的前、后輪制動(dòng)器制動(dòng)力分配曲1fF2f線，也就是我們常說的 I 曲線，圖 3. 3。若車輛前、后制動(dòng)器的制動(dòng)力 ，1fF按 I 曲線的分配，那么可以保證汽車無論在何種附著系數(shù) 的路面上剎車時(shí)，2f ?均可以實(shí)現(xiàn)前、后車輪同時(shí)抱死。目前大多數(shù)兩軸式汽車的前、后制動(dòng)器制動(dòng)14力之比是一個(gè)定值，將前制動(dòng)的制動(dòng)力 與全部制動(dòng)器的總制動(dòng)力 之比來1fFfF體現(xiàn)分配的比例系數(shù)，也就是制動(dòng)器制動(dòng)力分配系數(shù) ： ?211fff???（3.10）在附著條件限定范圍內(nèi)，地面制動(dòng)力等于相應(yīng)的制動(dòng)周緣力，故 通常稱為制?動(dòng)力分配系數(shù)。在 7250 型轎車設(shè)計(jì)過程中：由式（3.8）； ; NZFBf 890111 ??? NZFBf 412222 ???68.0211?fffffF?3.2 同步附著系數(shù)由式(3.10)可表達(dá)為 (3.11)???112ffF在圖 3.3 中一條通過坐標(biāo)原點(diǎn)而且斜率是(1- )/ 的直線，這就是汽車實(shí)?際前、后制動(dòng)器制動(dòng)力分配線，也就是 線。圖中 線與 I 曲線交于 B 點(diǎn)， B點(diǎn)處的附著系數(shù) = ,此時(shí) 為該汽車的同步附著系數(shù)。?00汽車的同步附著系數(shù)是車輛制動(dòng)性能的一個(gè)主要參考數(shù)據(jù)，由車輛結(jié)構(gòu)參數(shù)所決定。不受道路條件控制的，這在汽車出廠時(shí)就已經(jīng)確定無法隨意更改。同步附著系數(shù)的設(shè)計(jì)公式是： 。 求出本設(shè)計(jì)中汽車的 ghL20????69.0??對(duì)于前、后制動(dòng)器制動(dòng)力為某一個(gè)確定數(shù)值的汽車，只有當(dāng)行駛在附著系數(shù)等于同步附著系數(shù) 的路面上，前、后車輪制動(dòng)器才會(huì)同時(shí)抱死。當(dāng)汽車在0?不同 值的路面上剎車時(shí)，就會(huì)有如下情況發(fā)生： ?15(1)當(dāng) ， 線位于 I 曲線上方，汽車剎車時(shí)基本上是后輪先拖滑，容易出0現(xiàn)后軸側(cè)滑失去方向穩(wěn)定性是一種十分危險(xiǎn)的工況。(3)當(dāng) ，制動(dòng)時(shí)汽車前、后輪同時(shí)抱死，是穩(wěn)定工況，當(dāng)然也將會(huì)喪失0??轉(zhuǎn)向能力。為了預(yù)防汽車的前輪喪失轉(zhuǎn)向能力與后輪抱死側(cè)滑，我們?cè)O(shè)計(jì)過程中盡量保證在車輛剎車時(shí)，即剛剛要出現(xiàn)車輪抱死但還不存在任何車輪抱死時(shí)的汽車制動(dòng)減速度，這也就是這車有可能產(chǎn)生的最高制動(dòng)減速度。實(shí)驗(yàn)證明，汽車在同步附著系數(shù) 的路面上行駛并剎車( 前、后車輪同時(shí)抱死 )前提下，其制動(dòng)減0?速度為 ，即 ，q 為制動(dòng)強(qiáng)度。當(dāng)行駛在非同步附著系數(shù)g *qdu0?t 0?的路面上，滿足前輪或后輪即將抱死時(shí)的制動(dòng)強(qiáng)度 q 時(shí)的 q 和 的變化于什么有關(guān)。 根據(jù)所定的同步附著系?00?0?數(shù) ，由式（3.10）及式（ 3.11）得 Lhg02????（3.13）Lhg01????進(jìn)而求得 qhLGqFgB)(021 ????（3.14）GqFgB )()()1( 012????（3.15）當(dāng) = 時(shí)： ， ，故 ，此時(shí)?011?B?22?B NB38q= ； =1。?17當(dāng) 時(shí)：或許得到的最大總制動(dòng)力受到后輪剛剛抱死的條件限制，即?0。由式（3.6） 、式（3.7） 、式（3.13）和式（3.15）得22FB?gBhLGF)(01????（3.19）ghq)(01???（3.20）ghL)(01??（3.21）畢業(yè)設(shè)計(jì)計(jì)算過程里的 值是確定不變的，其 值應(yīng)當(dāng)小于遇到的最大附?0著系數(shù)，這樣可以保證在平常工作的附著系數(shù)范圍內(nèi) 不致過低。在 的良??0好路面上突然剎車時(shí)，基本上都是后輪先抱死。3.4 制動(dòng)器最大制動(dòng)力矩18為使汽車擁有更好的制動(dòng)效能和優(yōu)秀的穩(wěn)定性，所以需要正確無誤地進(jìn)行前，后輪制動(dòng)器的制動(dòng)力矩設(shè)計(jì)。最大制動(dòng)力是當(dāng)汽車附著條件被完全利用的前提下取得的，此刻制動(dòng)力同陸地作用在車輪的法向力 , 成正比。由(3.8)可知，一般轎車前、后車輪附1Z2著力同時(shí)完美實(shí)現(xiàn)功能，換句話說前、后輪同時(shí)抱死時(shí)的制動(dòng)力之比為 16.201221 ????gf hLF?式中： , ——汽車質(zhì)心離前、后軸距離;1L2——同步附著系數(shù)；0?——汽車質(zhì)心高度。gh制動(dòng)器工作過程中創(chuàng)造的制動(dòng)力矩是受到車輪的驗(yàn)算力矩所限制，即； effrFT11?effrFT22?式中： ——前軸制動(dòng)器的制動(dòng)力， ；1fF?1Zf——后軸制動(dòng)器的制動(dòng)力， ；2f 2f——作用于前軸車輪上的地面法向反力；——作用于后軸車輪上的地面法向反力；2Z——車輪有效半徑。er相對(duì)于工作在道路條件惡劣、低速行駛車輛不得不選取小的同步附著系數(shù)，為了保證其能在 的條件相對(duì)優(yōu)質(zhì)的路面上（例如 =0.69）實(shí)現(xiàn)剎車0?0???過程中后軸和前軸先后抱死滑移（此時(shí)制動(dòng)強(qiáng)度 ） ，前、后軸制動(dòng)器能擁q?有最大制動(dòng)力矩為： mNrhLGrZTegef ???2847)(21*max ??Tff ??19maxax12?對(duì)于選取同步附著系數(shù) 值略大的汽車，從制動(dòng)穩(wěn)定性這一點(diǎn)考慮，來設(shè)0?19計(jì)各軸的最大制動(dòng)力矩。當(dāng) 時(shí)，此時(shí)所對(duì)應(yīng)極限制動(dòng)強(qiáng)度 ，因此需0????q要的前軸與后軸的最大制動(dòng)力矩為(3.22)egf rqhLGT)(1max2??(3.23)maxax21ff T?設(shè)計(jì)依照于小的同步附著系數(shù) 值的車輛，確保在 的相對(duì)條件較好0?0??的路面上（例如 =0.69）可以達(dá)到制動(dòng)時(shí)后軸和前軸先后抱死滑移（此時(shí)制動(dòng)?強(qiáng)度 ） ，前、后軸的車輪制動(dòng)器所能產(chǎn)生的最大制動(dòng)力力矩為?qegef rhLGrZT??)(21max1 ??（3.24）maxmax12ffT??（3.25）式中： ——該車所能遇到的最大附著系數(shù)；?——制動(dòng)強(qiáng)度，由式(4-20)確定；q——車輪有效半徑。er一個(gè)車輪制動(dòng)器的最大制動(dòng)力矩為計(jì)算結(jié)果的二分之一。3.5 制動(dòng)器因數(shù)式(3.1)提供了制動(dòng)器因數(shù) BF 的計(jì)算公式，其代表了制動(dòng)器效能，也就是制動(dòng)器效能因數(shù)。從根本上來說是制動(dòng)器在單位作用力或單位壓力輸入時(shí)所能輸出的力矩或力，對(duì)不同型式制動(dòng)器的制動(dòng)效能進(jìn)行評(píng)估。制動(dòng)器因數(shù)可按照為在剎車碟片的作用半徑上的摩擦力與輸入力之比， (3.26)PRTBFf?式中： ——制動(dòng)器的摩擦力矩；fT20R——制動(dòng)鼓或制動(dòng)盤的作用半徑；P——輸入力，一般取施加在兩制動(dòng)蹄的張開力的平均值為輸入力。其中鉗盤式制動(dòng)器，兩側(cè)制動(dòng)塊對(duì)剎車碟片的壓緊力均為 P，則剎車碟片在其兩側(cè)工作面的作用半徑上所受的摩擦力為 2 P（ 為盤與f制動(dòng)襯塊間的摩擦系數(shù)） 。因此可以求得該形式制動(dòng)器的制動(dòng)器因數(shù)為：(3.27)fPBF2?式中：f 為摩擦系數(shù)，本設(shè)計(jì)中取 f=0.33；則 BF=0.663.6 駐車制動(dòng)計(jì)算汽車在上坡路停車時(shí)的受力如圖 3.4 所示。由下圖可推導(dǎo)求出車輛在上坡停駐時(shí)后輪的附著力為： )sinco(12 ??gahLgmZ??同樣可求出汽車在下坡時(shí)停車的后軸車輪的附著力為： )si(12 ga??圖 3.4 汽車在上坡路上停車時(shí)的受力簡(jiǎn)圖根據(jù)后軸車輪附著力與制動(dòng)力相等這一個(gè)已知關(guān)系，可計(jì)算出汽車在上、下坡路段上駐車時(shí)的坡度極限傾角 ， ，即由????sin)sico(1gmhLgmaga ??21求得汽車在上坡時(shí)停車所能達(dá)到的極限坡路傾角為：ghL????1arctn（3.28）在本設(shè)計(jì)中： '53218.6359.0271arctnarctn1 ???????ghL?汽車在下坡時(shí)可以停車的最大下坡路傾角為：(3.29)' 1arctngLh??在本設(shè)計(jì)中： '716.6359.0278rtarct1 ??????gL?通常需要各種汽車的最大駐坡度不小于 ，所以滿足要求。6%:單獨(dú)駐車制動(dòng)器的所能達(dá)到最大制動(dòng)力矩為 mNrgmTeao ???1282sin*?3.7 鼓式制動(dòng)器主要參數(shù)的確定鑒于 DIH 的傳統(tǒng)和可靠性要優(yōu)越于 BIR 新型的機(jī)械滾珠斜面式制動(dòng)器，故此駐車由鼓式制動(dòng)器來承擔(dān)。由于駐車制動(dòng)情況特殊，工作條件簡(jiǎn)單并且相對(duì)于行車制動(dòng)工作環(huán)境要明顯好。因此完全采用全機(jī)械式自增力式鼓式制動(dòng)器。鼓式制動(dòng)器幾乎實(shí)現(xiàn)完全密閉同時(shí)駐車機(jī)構(gòu)簡(jiǎn)單襯塊面積大，磨損較小等優(yōu)點(diǎn)，所以用鼓式制動(dòng)器符合汽車駐車制動(dòng)要求。不過由于該鼓式制動(dòng)器受到盤式制動(dòng)器尺寸限制無法安裝國(guó)檢標(biāo)準(zhǔn)進(jìn)行加工，其制動(dòng)器的制動(dòng)鼓尺寸由制動(dòng)盤內(nèi)鼓所決定。所以需要專門的一套標(biāo)準(zhǔn)進(jìn)行設(shè)計(jì)。由于鼓式制動(dòng)器只用于駐車制動(dòng)所以進(jìn)行需要進(jìn)行手制動(dòng)力的驗(yàn)算校核。如圖 3.5 的駐車操縱過程中，當(dāng)車輪有向前方的滾動(dòng)趨勢(shì)時(shí)，對(duì)制動(dòng)蹄進(jìn)行相應(yīng)的力學(xué)分析，不難得到如下計(jì)算22???????????cff RNFlQ2232 1111 0)(由于 是制動(dòng)蹄與制動(dòng)鼓之間的摩擦系數(shù)，故 ，帶入,NFf?? ?fF方程組求得 與1f2f（3.30RRclQRclQFTff ????????????????32131)21 )((）通過對(duì)制動(dòng)蹄杠桿受力分析，同時(shí)令 ，可得：12ll??帶入上式，則可以得到：FQF????)1(,211??（3.31）RRlRlTcc ??????? ?????33 )(設(shè)施加在制動(dòng)手柄上的駕駛員操縱力為 P，此時(shí)后輪制動(dòng)器采用相同駐車制動(dòng)機(jī)構(gòu)時(shí)制動(dòng)驅(qū)動(dòng)力 F 為： m????21（3.32）其中 P------施加在制動(dòng)手柄上的拉力，圖 3.5 駐車制動(dòng)器簡(jiǎn)圖（a）制動(dòng)器簡(jiǎn)圖 （b）受力分析23----駐車驅(qū)動(dòng)機(jī)構(gòu)的總杠桿比?---駐車時(shí)驅(qū)動(dòng)機(jī)構(gòu)的效率，一般取m? 8.06.0??m?將公式 32 帶入公式 31，使 不難得到駐車時(shí)制動(dòng)操作桿所需要拉0T?力應(yīng)不大于 500N 否則要調(diào)整總杠桿比 或者改變制動(dòng)蹄杠桿 進(jìn)行調(diào)節(jié)。??該設(shè)計(jì)過程中已知數(shù)據(jù) 7.,35.0,90130,1,1577220,5.,2812320 ????????lRlllcmNT????求出 F=3438N,P=458N.由于 所以基本符合標(biāo)準(zhǔn)。NP5048?第四章 制動(dòng)器的設(shè)計(jì)4.1 盤式制動(dòng)器主要參數(shù)的確定（1）制動(dòng)盤直徑 D制動(dòng)盤直徑 D 應(yīng)盡量選擇數(shù)值較大的數(shù)，這樣可以將制動(dòng)盤的有效半徑擴(kuò)大，同時(shí)也將減弱制動(dòng)鉗所產(chǎn)生的制動(dòng)力，降低摩擦襯塊的工作溫度和工作壓力，但是由于存在輪輞尺寸的相應(yīng)要求，制動(dòng)盤直徑一般選取輪輞 70％～79％為宜，需要注意當(dāng)整車質(zhì)量超過兩噸是計(jì)算應(yīng)取最大值。此次設(shè)計(jì)過程中： 取 D=310mmmDr 864.30.25*16%76??24（2）制動(dòng)盤厚度 h制動(dòng)盤厚度 h 對(duì)制動(dòng)盤整體重量和工作溫升有很大影響與限制。為了設(shè)計(jì)輕量化，制動(dòng)盤厚度又不宜過大，但由于尺寸問題厚度又應(yīng)該取大些。制動(dòng)盤一般制成實(shí)心的，但是為了散熱好，也可在制動(dòng)盤的工作表面之間鑄出通風(fēng)孔。一般情況下，實(shí)心剎車碟片的厚度大約范圍在 10mm-20mm；通風(fēng)盤式制動(dòng)盤的工作表面之間的尺寸，即制動(dòng)盤的厚度取為 20mm-50mm,采用 20mm-30mm較為廣泛。在本設(shè)計(jì)中：后制動(dòng)盤采用實(shí)心盤，取厚度 h=15mm（3）摩擦襯塊內(nèi)半徑 與外半徑1R2建議摩擦襯塊外半徑 與內(nèi)半徑 的比值不大于 1.5.一旦二者比值偏大，21工作時(shí)襯塊的外緣與內(nèi)側(cè)圓周速度相差將會(huì)變得較大，導(dǎo)致部分局部位置磨損嚴(yán)重，接觸面積縮小，最終將造成制動(dòng)力矩波動(dòng)頻繁。此次設(shè)計(jì)過程中：取=118mm, =155mm1R2（4）摩擦襯塊的工作面積 A 一般摩擦襯塊的單位面積占有汽車質(zhì)量在 區(qū)間內(nèi)進(jìn)22/5.3/6.1cmkgckg?行選取，如今考慮摩擦材料的更新?lián)Q代性能不斷改良，該范圍可以略微擴(kuò)大些。鑒于這種類型的汽車在設(shè)計(jì)時(shí)多采用的是半金屬摩擦材料，該摩擦材料的摩擦系數(shù)要明顯優(yōu)于石棉材料。此次設(shè)計(jì)制動(dòng)器襯塊的工作面積初步確定為 70 。2cm4.2 摩擦襯塊的磨損特性計(jì)算制動(dòng)器摩擦襯片的磨損，與其摩擦副的制造材料、工作期間溫度變化、摩擦副加工表面粗糙度、制動(dòng)壓力大小以及相對(duì)滑磨速度快慢等多種因素有關(guān)。不過試驗(yàn)表明，摩擦表面的摩擦系數(shù)、工作溫度、制動(dòng)時(shí)的壓力與制動(dòng)器表面加工情況等是影響制動(dòng)器襯片磨損的重要因素。汽車在制動(dòng)過程中是將動(dòng)能絕大部分變?yōu)闊崃坎⒉粩嗪谋M的過程。在制動(dòng)強(qiáng)度巨大的緊急制動(dòng)特殊情況下，制動(dòng)器幾乎承載將汽車動(dòng)力轉(zhuǎn)換為熱量并快速消耗的使命。如果短時(shí)間內(nèi)制動(dòng)造成的大量熱能不能及時(shí)傳導(dǎo)到空氣中并被25消耗掉，這樣會(huì)導(dǎo)致制動(dòng)器的溫度不斷升高。這就我們常說的制動(dòng)器的能量負(fù)荷。負(fù)荷增加，則襯片(襯塊)工作強(qiáng)度就會(huì)越大這樣磨損就會(huì)越加嚴(yán)重。4.2.1 比能量耗散率制動(dòng)器的能量負(fù)荷高低常以其比能量耗散率作為評(píng)定標(biāo)準(zhǔn)。比能量耗散率又稱為單位能量負(fù)荷，是單位面積的摩擦材料在一定時(shí)間內(nèi)消耗的能量的體現(xiàn)，其單位為 。2/mW一般轎車的單獨(dú)一個(gè)前輪制動(dòng)器和單獨(dú)后輪制動(dòng)器的比能量耗散率分別為????????)1(2*1122??tAvea（4.1） jvt21??——汽車總質(zhì)量；am， ——汽車制動(dòng)初速度與末速度 ；計(jì)算轎車取1v2 sm/ smhkv/8.27/10?——制動(dòng)時(shí)間 ；ts——前、后制動(dòng)器摩擦材料的摩擦面積（ ） ；21,A 225.64cA?——汽車回轉(zhuǎn)質(zhì)量換算系數(shù)；?——制動(dòng)減速度， ，計(jì)算時(shí)取 j=0.6g；j 2/sm——制動(dòng)力分配系數(shù)。?當(dāng)急剎車也就是 時(shí)，并可近似地認(rèn)為 ，則有02?v1??（4.2）)1(22??tAmea把個(gè)參數(shù)值代入上式得26sjvt728.41?? 22212 /75.0)69.1(0378.4.195)( mWtAmea ?????比能量耗散率一旦過高則會(huì)造成襯片（襯塊）的急劇磨損，甚至比能量耗散率還有可能在一定概率下會(huì)導(dǎo)致制動(dòng)鼓或制動(dòng)盤的龜裂效應(yīng)。因此推薦取減速度 j=0.6g，制動(dòng)初速度 ：轎車采用 100km/h，鼓式制動(dòng)器的比能量耗散率以1v不高于 為宜。取同樣的 和 j 時(shí)，轎車的盤式制動(dòng)器的比能量耗散2/8.1mW1v率建議不大于 較為適宜。式中 t 為 100Km/h 速度下的所需要的剎車2/0.6時(shí)間，其值為 。A1、A2 為前后制動(dòng)器摩擦襯片的面積。 =0.69，求得s74 ?，符合要求。2/5.e?4.2.2 比滑磨功襯片磨損和產(chǎn)生熱量的相應(yīng)技術(shù)指標(biāo)也依靠在制動(dòng)過程中制動(dòng)器襯塊由最高制動(dòng)速度到完全停止時(shí)單位襯塊面積上所產(chǎn)生的滑磨功，即比滑磨功 來體fL現(xiàn)：??faf LAvmL???2x（4.3）式中： ——汽車總質(zhì)量，kg；am——汽車最高制動(dòng)車速，m/sxv——車輛各制動(dòng)器的摩擦襯塊材料的摩擦面積之和，A? 2cm——設(shè)計(jì)允許用比滑磨功，對(duì)轎車取fL????2210/150/fJcmJc?:可求得： 因?yàn)?1018 在規(guī)定范圍內(nèi)，滿足要求。2/87.*89mXLf ?274.3 盤式制動(dòng)器制動(dòng)力矩的計(jì)算圖 4.1 盤式制動(dòng)器的計(jì)算用圖盤式制動(dòng)器的計(jì)算如圖 4.1 所示，若摩擦襯塊與制動(dòng)盤接觸情況較好，同時(shí)所有工作接觸位置的壓力相對(duì)平均進(jìn)行分配，則盤式制動(dòng)器的制動(dòng)力矩為（4.4）fNRTf2?式中：f——摩擦系數(shù)，取值 0.33；N——一側(cè)制動(dòng)塊對(duì)制動(dòng)盤的壓緊力R——作用半徑，取為 133mm。