鼓式制动器说明指导书.doc

8t载货汽车后桥鼓式制动器及其控制系统设计
摘 要
汽车制动系是用以强制行驶中汽车减速或停车，使下坡形式汽车车速保持稳定以及使已停使汽车在原地（涉及在斜坡上）驻留不动机构。随着高速公路发展和车速提高及车流密度日益增大，为了保证行车安全，汽车制动系工作可靠性显得日益重要，也只有制动性能良好，制动系工作可靠汽车，才干充分发挥其动力性能。
本设计是轻型货车制动系设计,通过查资料和参照以往设计,采用液压为动力源行车制动和以人力手动机械式驻车车制动.行车制动采用鼓式制动器驻车制动采用附装在后轮上。即行车制动和驻车制动同用一套制动蹄片和制动鼓。它特点是可以减少制动系所占空间,使其总体构造简化,并且在后轮行车制动失效时驻车车制动可以充当刹车,使其安全性能更高。

核心词：轻型载货车，制动器，设计

Design of bridge of drum brake and
control system of 8t truck rear

ABSTRACT

Automotive brake system is used to force the moving car slow down or stop，so that the car's speed downhill form stable and to have stopped the car in place (including the slope) resides not move the body. With the development of highway and the speed increases and increasing traffic density，in order to ensure traffic safety，vehicle brake system operational reliability is becoming increasingly important，and only the brake good，reliable car brake system，can fully play its dynamic performance.
The design is light truck brake system design，through to find information and reference the previous design，the use of hydraulic brake for the power source and the human hand mechanical parking brake. Brake drum brake used in brake attached to the rear wheel using the. The brake and parking brake with a set of brake shoes and brake drums. It can reduce the braking system is characterized by the amount of space，so the overall structure is simplified，and the failure of the rear brake parking brake can act as a brake to secure higher performance.

Key words：light trucks， brake， design

摘 要 1
ABSTRACT 2
第一章 制动系概述 6
1.1 概述 6
1.2 制动器构造形式 7
第二章 鼓式制动器重要零件设计参数计算 17
2.1 鼓式制动器设计计算 17
2.2 摩擦衬片磨损特性计算 22
2.3制动力与制动力分派系数 23
2.4同步附着系数 27
2.5 制动器最大制动力矩 27
第三章 驻车车制动设计计算 29
3.1 满载时 29
3.2 空载时 30
第四章 制动性能分析 33
4.1 制动性能评价指标 33
4.2 制动效能 33
4.3 制动效能恒定性 33
4.4 制动时汽车方向稳定性 33
第五章 制动器重要零件构造设计 35
5.1制动鼓 35
5.2 制动蹄 36
5.3 制动底板 36
5.4 制动蹄支承 37
5.5 制动轮缸 37
5.6 摩擦材料 37
5.7 制动器间隙 38
第六章 制动驱动机构构造形式选取及设计计算 40
结 论 44
参照文献 45

第一章 制动系概述

1.1 概述

汽车制动系是用以强制行驶中汽车减速或停车，使下坡形式汽车车速保持稳定以及使已停使汽车在原地（涉及在斜坡上）驻留不动机构。随着高速公路发展和车速提高及车流密度日益增大，为了保证行车安全，汽车制动系工作可靠性显得日益重要，也只有制动性能良好，制动系工作可靠汽车，才干充分发挥其动力性能。
汽车制动系至少应有两套独立制动装置，即行车制动装置和驻车制动装置。
行车制动装置用作强制行驶中汽车减速或停车，并使汽车在下短坡时保持恰当稳定车速。其驱动机构常采用单回路、双回路或多回路构造，以保持其工作可靠。
行车制动装置由制动器和制动驱动机构两某些构成。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所有车轮。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操纵主缸和制动轮缸以及管路；用气压操纵是 还应有空气压缩机、气路管道、贮气筒、控制阀和制动气室等。
行车制动应满足如下规定：
1.适应关于规定和法规规定。各项性能指标除应满足设计任务书规定和国标、法规制定关于规定外，也应考虑销售对象国家和地区法规和顾客规定。
2.具备足够制动效能。行车制动效能是用在一定制动初速度下或最大踏板力下制动减速度和制动距离两项指标来评估。
3.工作可靠。行车制动装置制动驱动机构至少应有两套独立管路，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30%。
4.制动效能热稳定性好。
5.制动时操纵稳定性好。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、后轮制动器制动力矩应有恰当比例，最佳能随各轴间载荷转移状况而变化；同一轴上左、右车轮制动器制动力矩应相似。
6.制动踏板位置和行程符合人——机工程学规定，即操作以便性好，操纵轻便， 舒服，能减少疲劳。踏板行程不不不大于170mm,其中考虑了摩擦衬片或衬块容许磨损量。各国法规规定，制动最大踏板力普通为700N。设计时，紧急制动（约占制动总次数5%～10%）踏板力选用范畴为350～550N采用伺服制动或动力制动应取小值。
7.作用滞后时间要尽量短，涉及从制动踏板开始动作至达到给定制动效能水平时间（制动滞后时间）和从开放踏板至完全解除制动时间（解除制动滞后时间）。
8.制动时不应产生振动和噪声。
9.与悬架、转向装置不产生运动干涉，在车轮跳动或汽车转向时不会引起自行制动。
10.制动系中应有音响或光信号等报警装置以便能及时发现制动驱动机件故障和功能失效；制动系中也应有必要安全装置；例如一旦主，挂之间连接制动管路损坏，应有防止压缩空气继续漏失装置；在行驶过程中挂车一旦脱挂，亦应有安全装置驱使驻车制动将其停驻。
11.能全天侯使用，气温高时液压制动管路不应有气阻现象；气温低时制动管路不应浮现结冰。
12.制动系机件应使用寿命长，制导致本低；对摩擦材料选取也应考虑到环保规定，应力求减小制动时飞散到大气中有害于人体石棉纤维。

1.2 制动器构造形式
除了辅助制动装置是运用发动机排气或其他缓速办法对下长坡汽车进行减缓或稳定车速外，汽车制动器几乎都是机械摩擦式，既是运用固定元件与旋转元件工作表面间摩擦而产生制动力矩使汽车减速或停车。
汽车制动器按其在汽车上位置分车轮制动器和中央制动器，前者是安装在车轮处，后者则安装在传动系某轴上，例如变速器第二轴后端或传动轴前端。摩擦式制动器按其旋转元件形状有可分为鼓式和盘式两大类。鼓式制动器又分为内张式鼓式制动器和外束型鼓式制动器。内张型鼓式制动器固定摩擦元件是一对带有摩擦蹄片制动蹄，后者又安装在制动底板上，而制动底板则又紧固于前梁或后桥壳突缘上或变速器壳或与其相固定支架上；其旋转摩擦元件为固定在轮毂上或变速器第二轴后端制动鼓，并运用制动鼓圆柱内表面与制动蹄摩擦片外表面作为一对摩擦表面在制动鼓上产生摩擦力矩，故又称为蹄式制动器。外束型鼓式制动器固定摩擦元件是带有摩擦片且刚度较小制动带；其旋转摩擦元件为制动鼓，并运用制动鼓外圆柱表面和制动带摩擦片内圆弧面作为一对摩擦表面，产生摩擦力矩作用于制动鼓，故又称带式制动器。在汽车制动器中带式制动器曾仅用于某些汽车中央制动器，当前汽车已很少使用。由于外束型鼓式制动器普通简称为带式制动器，并且在汽车上已很少使用，因此内张型鼓式制动器普通称为鼓式制动器，而普通所说鼓式制动器即是这种内张型鼓式构造。盘式制动器旋转元件是一种垂向安放且以两侧面为工作面制动盘，其固定摩擦元件普通是位于制动盘两侧并带有摩擦片制动块。当制动盘被两侧制动块夹紧时，摩擦表面便产生作用于制动盘上摩擦力矩。盘式制动器惯用作轿车车轮制动器，也可用于各种汽车中央制动器。
综上所述，故选鼓式制动器。

1.3鼓式制动器构造型式及选取
鼓式制动器可按其制动蹄受力状况分类，她们制动效能、制动鼓受力平衡状况以及车轮旋转方向对制动效能影响均不同。
制动蹄按其张开时转动方向和制动鼓旋转方向是一致，有领蹄和从蹄之分。制动蹄张开时旋转方向和制动鼓旋转方向是一致制动蹄，称为领蹄；反之，则称为从蹄。

1.领从蹄式
领从蹄式制动器每块蹄片均有自己固定点，并且两固定支点位于两蹄同一端（图1-1a）。张开装置有两种形式，第一种用凸轮或楔块式张开装置。其中，平衡凸块和楔块式张开装置中制动凸轮和制动楔块是浮动，故能保证作用在两蹄上张开力相等。第二种用两个活塞直径相等轮缸（液压传动），可保证作用在两蹄上张开力相等。
领丛蹄式制动器效能和效能稳定性，在各式制动器中居中游：迈进、倒退行驶制动效果不变；构造简朴，成本低；便于附装驻车制动驱动机构；调节蹄片与制动鼓之间间隙工作容易。但领丛蹄式制动器也有两蹄片上单位压力不等（在两蹄上摩擦衬片面积相似条件下），故两蹄片磨损不均匀，寿命不同特点。此外，因只有一种轮缸，两蹄必要在同一驱动回路作用下工作。
领丛蹄式制动器得到广泛应用，特别是轿车和轻型货车、客车后轮制动器用得较多。

图.领从蹄式制动器

2.双领蹄式
双领蹄式制动器两块蹄片各有自己固定支点，并且两固定支点位于两蹄不同端，如图1-1b所示，领蹄固定端在下方，从蹄固定端在上方。每块蹄片有各自独立张开装置，并且位于与固定支点相相应一方。
汽车迈进制动时，这种制动器制动效能相称高。由于有两个轮缸，故可以用两个各自独立回路分别驱动两蹄片。除此之外，这种制动器尚有调节蹄片和制动鼓之间间隙工作容易进行和两蹄片上单位压力相等，使之磨损均匀，寿命相似等长处。双领蹄式制动器制动效能稳定性，仅强于增力式制动器。当倒车制动时，由于两蹄片皆为双从蹄，使制动效能明显下降。与领从蹄制动器比较，由于多了一种轮缸，使构造略显复杂。
这种制动器合用于迈进制动时前轴轴荷及附着力不不大于后轴，而倒车制动时则相反汽车上。它之因此不用于后轮，还由于两个互相成中心对称轮缸，难以附加驻车制动驱动机构。

图.双领从蹄式制动器

3.双向双领蹄式
双向双领蹄式制动器构造特点是两蹄片浮动，用各有两个活塞轮缸张开蹄片（图1-1c）.
无论是迈进或者是后退制动时，这种制动器两块蹄片始终为领蹄，因此制动效能相称高，并且不变。由于制动器内设有两个轮缸，因此合用于双回路驱动机构。当一条管路失效后，制动器转变为领从蹄式制动器。除此之外，双向双领蹄制动器两蹄片上单位压力相等，因而磨损均匀，寿命相似。双向双领蹄式制动器因有两个轮缸，故构造上复杂，且调节蹄片与制动鼓之间间隙工作困难是它缺陷。
这种制动器得到比较广泛应用。如用于后轮，则需要另设中央制动器。

图.双向双领蹄式制动器

4.双从蹄式
双从蹄式制动器两蹄片各有一种固定支点，并且两固定支点位于两蹄片不同端，并用各有一种活塞两轮缸张开蹄片（图1-1d）。
双从蹄式制动器制动效能稳定性最佳，但因制动器效能最低，因此很少采用。

5.单向增力式
单向增力式制动器两蹄片只有一种固定支点，两蹄下端经推杆互相连接成一体，制动器仅有一种轮缸用来产生推力张开蹄片（图1-1e）。
汽车迈进制动时，两蹄片皆为领蹄，次领蹄上不存在轮缸张开力，并且由于领蹄上摩擦力经推杆作用到次领蹄，使制动器效能很高，居各式制动器之首。与双向增力式制动器比较，这种制动器构造比较简朴。因两块蹄片都是领蹄，因此制动器效能稳定性相称差。倒车制动时，两领蹄又皆为从蹄，成果制动效能很低。因两蹄片上单位压力不等，导致蹄片磨损不均匀，寿命不同样。这种制动器只有一种轮缸，故不合用于双回路驱动机构；此外由于两蹄片下部联动，使调节蹄片间隙工作变得困难。
少数轻、中型货车用来作前制动器。

图.单向增力式制动器

6.双向增力式
双向增力式制动器两蹄片端部各有一种制动时不同步使用共同支点，支点下方有一种轮缸，内装两个活塞用来同步驱动张开两蹄片，两蹄片下方经推杆连接成一体（图1-1f）。
与单向增力式不同是次蹄片上也作用有来自轮缸活塞推压张开力，尽管这个张开力制动力矩能大到主领蹄制动力矩2——3倍。因而，采用这种制动器后，虽然制动驱动机构中不用伺服装置，也可以借助很小踏板力得到很大制动力矩。这种制动器迈进与倒车制动效果不变。
双向增力式制动器因两蹄片均为领蹄，因此制动器效能稳定性比较差。除此之外，两蹄片上单位压力不等，故磨损不均匀 ，寿命不同。调节间隙工作与单向增力式同样比较困难。因只有一种轮缸，故制动器不合用于有双回路驱动机构。

图. 双向增力式制动器

1.4 鼓式制动系重要参数及其选取
制动系设计中需要给定整车参数有：
型式 平头、双轴、后桥驱动、轻型载货汽车
载重量 4905
全长 5998
最宽 2100
总高 2330
轴距 3860
整备重量 （涉及燃料、水、备胎） 2825
满载总重 7860
空车轴荷分派 前轴 1412.5 50%
后轴 1412.5 50%
满载轴荷分派 前轴 2594 33%
后轴 5266 67%
最大爬坡度 25度
最高车速 满载时 98km/h
设计乘员数 2人 满人数质量为130kg

1.鼓式制动器重要参数拟定
1.1制动鼓内径D：
轮辋直径Dr=16*22=352mm；
输入力F一定期，制动鼓内径越大，制动力矩越大，且散热能力也越强。但增大D受轮辋内径限制，制动鼓与轮辋之间应保持足够间隙，普通规定该间隙不不不大于20mm，否则不但制动鼓散热条件太差，并且轮辋受热后也许粘住内胎或烤坏气门嘴。制动鼓应有足够壁厚，用来保证有较大刚度和热容量，以减小制动时温升。制动鼓直径小，刚度就大，并且有助于保证制动鼓加工精度。
制动鼓与轮辋直径之比D/Dr范畴如下：
轿车： D/Dr=0.64～0.74
货车： D/Dr=0.70～0.83
D = 352*0.82 = 289 mm； （1-1）
轮毂内径：D=290mm。
1.2制动蹄摩擦衬片包角β和宽度b
实验表白摩擦衬片包角β角减小虽然有助于散热，但单位压力过高将加速磨损。事实上包角两端处单位压力最小。因而过度延伸衬片两端以加大包角，对减小单位压力作用不大，并且将使制动不平顺，容易使制动器发生自锁。因而，包角普通不适当不不大于120°。
故取 β = 110°
摩擦衬片宽度尺寸b选用对摩擦衬片使用寿命有影响。衬片宽度尺寸取窄些，则磨损速度快，衬片寿命短；若衬片宽度尺寸取宽些则质量大，不易加工，并且增长成本，过大也不适当保证与制动鼓全面接触。
制动鼓半径R拟定后，衬片摩擦面积为Ap=Rβb.制动器各蹄衬片总得摩擦面积越大，制动时所受单位面积正压力和能量负荷越小，从而磨损特性越好。
依照国外记录资料分析，单个车轮鼓式制动器衬片面积随汽车总质量增大而增大，
由货车质量单个制动器总衬片面积Ap=150～250cm
（1-2）
取b=65 mm
1.3摩擦衬片起始角
普通将衬片布置在制动蹄中央，即令
如图所示，有时为了适应单位压力分布状况，将衬片相对于最大压力点对称布置，以改进制动效能和磨损均匀性和制动性能。故取
（1-3）
1.4张开力作用线到制动器中心距离a
在保证轮缸或制动凸轮可以布置于制动鼓内条件下，应使距离a尽量大，以提高制动效能：
（1-4）
取a=110mm
图1-3 鼓式制动器重要几何参数

1.5制动蹄支撑点位置坐标k和c
在保证两蹄支撑端面不致互相干涉条件下，使c尽量大，k尽量小，暂定
c =0.8R =120 mm 取c=110mm
k = 20 mm.
1.6摩擦片摩擦系数f
选取摩擦片时不但但愿其摩擦系数要高些，更规定其稳定性要好，受高温度和压力影响要小。不能单纯地追求摩擦材料高摩擦系数，应提高对摩擦系数稳定性和减少制动器对摩擦系数偏离正常值敏感性规定，后者对蹄式制动器是非常重要。各种制动器用摩擦材料摩擦系数稳定值约为0.3～0.5，少数可达0.7。普通来说，摩擦系数愈高材料，其耐磨性愈差。因此在制动器设计时并非一定要追求高摩擦系数材料。
故取 f=0.30。

第二章 鼓式制动器重要零件设计参数计算

2.1 鼓式制动器设计计算

1.压力沿衬片长度方向分布规律
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，因此计算法向力在摩擦衬片上分布规律比较困难。普通只考虑衬片径向变形影响，其她零件变形影响较小而忽视不计。
制动蹄有一种自由度和两个自由度之分，本设计制动蹄有两个自由度，两个自由度紧蹄摩擦衬片径向变形规律，如图2-1所示将坐标原点取在制动鼓中心o点。y坐标轴线通过蹄片瞬时转动中心a点。
图2-1 计算制动蹄摩擦称片径向变形简图
制动时，由于摩擦衬片变形，蹄片一面绕瞬时转动中心移动，同步还顺着摩擦力作用方向沿支承面移动。成果蹄片中心位于O点，因而未变化摩擦衬片表面轮廓（E，E线）就沿OO方向移动进入制动鼓内，显然，表面上所有点在这个方向变形是同样，位于半径OB上任意点B变形就是BBˊ线段，因此同样某些点径向变为

考虑到和因此对于紧蹄径向变形和压力P为：
（2-1）
式中：----------为任意半径OB和y轴之间夹角；
-----------最大压力线OO与X轴之间夹角；
------------半径OB和OO线之间夹角；
因此可以以为：对于尚未磨合新制动蹄衬片，沿其长度方向压力分布符合正弦曲线规律。
沿摩擦衬片长度方向压力分布不均匀限度，可用不均匀系数评价：

式中-------制动蹄衬片上最大压力；
-------在同等制动力矩作用下，假想压力分布均匀时压力。
在计算鼓式制动器时，必要建立制动蹄对制动鼓压紧力与所产生制动力矩之间关系。
为计算制动蹄片上力矩TTf1，在摩擦衬片表面上取一横向单元面积，并使其位于与y1轴交点为a处，单元面积为bRda，其中b为摩擦衬片宽度，R为制动鼓半径，da为单元面积包角，如图（5）所示。
由制动鼓作用在摩擦衬片单元面积法向反力为：
（2-2）
而摩擦力fdN产生制动力矩为

在由区段上积分上式，得
（2-3）
当法向压力均布时
（2-4）
不均匀系数

图2-2 制动力矩计算用简图

其中：
前面已选定为35度

因此：
式（2-3）和（2-4）给出是由压力计算制动力矩办法，单在实际计算中采用由张开力p计算制动力矩T 办法则更为以便。前蹄产生制动力矩TTf可表达如下：
（2-5）
式中 N——单元法向合力；
——摩擦力fN作用半径（见图2-2）
为了求力N1和张开力P1关系式，写出制动蹄上力平衡方程式：
（2-6）
式中 作用线之间夹角；
S1x——支撑反力Q在X1轴上投影。
解式 （2-6），得
（2-7）

图2-3 张开力计算用简图
对于前蹄可用下式表达为
（2-8）
对于后蹄可类似地表达为
（2-9）
为了拟定，必规定出法向力N及其分量。如果将dN（见图2-3）看作是它投影在x1轴和y1轴上分量dNx 和dNy合力，依照式（2-2）有：
（2-10）
（2-11）
因而

式中

因此

依照式（2-3）和式（2-5），并考虑到

则有

因此： R1=152.6mm R2=158.7mm
又因：
其中 º
因此：
对具备两蹄制动器来说，其制动鼓上制动力矩等于两蹄摩擦力矩之和，即
（2-12）
对于液压驱动制动器来说，，所需张开力为

（阐明：制动力矩T，由法规规定满载时最小制动距离是计算出所需最大刹车制动力矩得出）
因此： P=7000N；
计算鼓式制动器，必要检查蹄有无自锁也许。由式（2-7）得出自锁条件。当式（2-7）中分母等于零时，蹄自锁，即

如果式

成立，则不会自锁。
由于：

故，制动蹄不会自锁。

2.2 摩擦衬片磨损特性计算
摩擦衬片磨损，与摩擦副材质，表面加工状况、温度、压力以及相对滑磨速度各种因素关于，因而在理论上要精准计算磨损性能是很困难。但实验表白，摩擦表面温度、压力、摩擦系数和表面状态等是影响磨损重要因素。
汽车制动过程是将其机械能（动能、势能）一某些转变为热量而耗散过程。在制动强度很大紧急制动过程中，制动器几乎承担了耗散汽车所有动力任务。此时由于在短时间内热量来不及逸散到大气中，致使制动器温度升高此即所谓制动器能量负荷。能量负荷愈大，则衬片磨损愈严重。
制动器能量负荷常以其比能量耗散率作为评价指标。比能量耗散率又称为单位功负荷或能量负荷，它表达单位摩擦面积在单位时间内耗散能量，其单位为w/mm。
双轴汽车单个前轮制动器和单个后轮制动器比能量耗散率分别为
（2-13）
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3.5t以上货车取=65km/h（18m/s）；
j——制动减速度。，计算时取j=0.6g；
t——制动时间，s；
A、A——先后制动器衬片摩擦面积；
——制动力分派系数。
在紧急制动到=0时，并可近似以为=1，则有

(2-14)
鼓式制动比能量耗损率以不不不大于1.8w/mm为易，但当制动初速度低于式（2-13）下面所规定值时，则容许略不不大于1.8w/mm。轿车盘式制动器比能量耗散率应不不不大于6.0w/mm。比能量耗散率过高，不久会加速制动衬片磨损，并且也许引起制动鼓或盘龟裂。
其中=1.92
因此：e1=1.36w/mm
e2=1.88w/mm
故符合规定。
磨损特性指标也可用衬片比摩擦力即单位面积摩擦力来衡量。
单个车轮制动器比摩擦力为

式中，——单个制动器制动力矩；
R ——制动半径
A——单个制动器衬片摩擦面积。
当制动减速度j=0.6g时，鼓式制动器比摩擦力F不不不大于0.48N/mm为宜。
因此： F =0.31
故符合规定。

2.3制动力与制动力分派系数
汽车制动时，如果忽视路面对车轮滚动阻力矩和汽车回转质量惯性力矩，则任一角速度车轮，其力矩平衡方程为：
(2-15)
式中 ——制动器对车轮作用制动力矩，即制动器摩擦力矩，其方向与车轮旋转方向相反，N*m；
——地面作用于车轮上制动力，即地面与轮胎之间摩擦力，有称为地面制动力，其方向与汽车行驶方向相反，N；
——车轮有效半径，m。
令

并称之为制动器制动力，它是在轮胎周缘克服制动器摩擦力矩所需力，因而又称为制动器周缘力。与地面制动力方向相反，当车轮角速度时，大小亦相等，且仅由制动器构造参数所决定。即取决于制动器构造形式、尺寸、摩擦副摩擦系数及车轮有效半径等，并与制动踏板力即制动系液压、或气压成正比。当加大踏板力以增大时，和均随之增大。但地面制动力受着条件限制，其值不也许不不大于附着力，即

或

式中 ——轮胎与地面间附着系数；
Z——地面对车轮法向反力。
制动器制动力和地面制动力达到附着力值时，车轮即被抱死并在地面上滑移。此后制动力矩即体现为静摩擦力矩，而即成为与相平衡以制止车轮再旋转周缘力极限值。当制动达到后，地面制动力达到附着力值后就不在增大，而制动器制动力由于踏板力增大使摩擦力矩增大而继续上升。
依照汽车制动时整车受力分析，考虑到制动时轴荷转移，可求得地面对前、后轴车轮法向反力为：
（2-16）

图2-4制动力与踏板力FP关系

式中 G——汽车所受重力；
L——汽车轴距；
——汽车质心离前轴距离；
L——汽车质心离后轴距离；
——汽车质心高度；
g ——重力加速度；
——汽车制动减速度。
汽车总地面制动力为
　　　　　（2-17）
式中q——制动强度，亦称比减速度或比制动力；
——先后轴车轮地面制动力。
由以上两式可求得前、后轴车轮附着力为
（2-18）
上式表白：汽车在附着系数为任一拟定值路面上制动时，各轴附着力即为极限制动力并非为常数，而是制动强度q或总制动力FB 函数。当汽车各车轮制动器制动力足够时，依照汽车前、后轴轴荷分派，前、后车轮制动器制动力分派、道路附着系数和坡度状况等，制动过程也许浮现状况有三种，即：
1.轮先抱死拖滑，然后后轮再抱死拖滑；
2.后轮先抱死拖滑，然后前轮再抱死拖滑；
3.前、后轮同步抱死拖滑。
在以上三种状况中，显然是最后一种状况附着条件运用最佳。由上面公式可以求出在任何附着系数路面上，先后轮同步抱死即先后轴车轮附着力同步被充分运用条件是：
（2-19）
式中；
；
——前轴车轮地面制动力；
——后轴车轮地面制动力；
——地面对前、后轴车轮法向反力；
——汽车质心离前、后轴距离
G——汽车重力；
——汽车质心高度。
由上式可知，前、后轮制动器制动力函数。
上式可消去，得

式中L——汽车轴距。
将上式绘成觉得坐标曲线，即为抱负前、后制动器制动力分派曲线，简称I曲线，如图（2-5）所示。如果汽车前、后制动器制动力能按曲线I规律分派，则能保证汽车在任何附着系数路面上制动时，都能使前、后车轮同步抱死。然而，当前大多两轴汽车特别是货车先后制动力之比为一定值，并此前制动器制动力与汽车总制动器制动力之比；表面分派比例，称为汽车制动器制动力分派系数：
（2-20）
又由于在附着条件所限定范畴内，地面制动力在数值上等于相应制动周缘力，故又可通称为制动力分派系数。

图2-5 I曲线与线

2.4同步附着系数
上式又可表达为：

上式在图中是一条通过坐标原点且斜率为（1-）/直线，它是具备制动器制动力分派系数为汽车实际前、后制动器动力分派线，简称线。图中线与I曲线交点处附着系数为同步附着系数。它是汽车制动性能一种重要参数，有汽车构造系数所决定。国外有文献推荐满载时同步附着系数，轿车取。
故取=0.6。

2.5 制动器最大制动力矩
应合理拟定前、后轮制动器制动力矩，以保证汽车有良好制动效能和稳定性。
最大制动力是汽车附着质量被完全运用条件下获得，这时制动力与地面作用于车轮法向力成正比。双轴汽车前、后轮附着力同步被充分运用或前、后轮同步抱死时制动力之比为

式中 ——汽车质心离前、后轮距离；
——同步附着系数；
——汽车质心高度。
因此：
制动器所能产生制动力矩，受车轮计算力矩所制约，即
（2-21）
式中——前轴制动器制动力，；
——后轮制动器制动力，；
——作用于前轴车轮上地面法向反力；
——作用于后轴车轮地面法向反力；
——车轮有效半径。
对于常遇道路条件较差、车速较低因而选用了较小同步系数值汽车，为了保证在良好路面上可以制动到后轴和前轴先抱死滑移（此时制动强度q=），前、后轴车轮制动器所能产生最大制动力矩为：

因此：
=3.18
=3.16。

第三章 驻车车制动设计计算

汽车也许停驻极限上坡角，依照后轮上附着力与制动力相等条件可得：
（3-1）
汽车也许停驻极限下坡角，同理可得：
（3-2）
普通规定各类最大驻坡不不大于16%～20%，在驻车制动器设计中，安装制动器空间及驻车制动力源等条件容许范畴内，应求后桥上驻车制动力矩接近由所拟定极限值mgResin（由于不不大于），并保证下坡能停驻坡度不不大于法规值。单个后轮驻车制动器制动力矩上限为1/2mgResin。

3.1 满载时
图3-1为汽车在上坡路上停驻时后轴车轮附着力为： 即
（3-3）
同样可求出汽车下坡停驻时后轴车轮附着力为

故可求得汽车在上坡也许停驻上坡角为

同样可求得汽车在上坡也许停驻上坡角为

为使汽车能在接近于上式拟定坡度a路面上停驻，则应使后轴上驻车制动力矩接近于a所拟定极限值mgResinga1，并保证在下坡路面上停驻坡度不不大于法规规定值。
单个后轮驻车制动器制动力矩上限为
=

3.2 空载时
分析与重载时相似把空载参数代入得：
汽车在上坡也许停驻上坡角为 =23.2
同样可求得汽车在上坡也许停驻上坡角为
驻车制动所需制动力矩：
如图所示汽车在上坡路上驻车时受力状况。由此不难得出驻车时后桥附着力
（3-4）
汽车在下坡路上停驻时后桥附着力为：
（3-5）
某货车
三者对坡路倾角a关系，如图所示。
汽车也许停驻极限上坡倾角 可依照后桥上附着力与制动力相等条件得：
（3-6）
得到
式中， 是保证汽车上坡行驶时纵向稳定性极限坡路倾角，如图所示例车 。
同理可推出汽车也许停驻极限下坡路倾角为
（3-6）

图3-1汽车受力图

图3-2曲线图

上述例车在
在驻车制动器设计中，在安装制动器空间，制动力源等条件容许范畴内，应力求后桥上驻车制动力矩接近于由 所拟定极限值 并保证下坡路上能停驻坡度不不大于法规规定值。
单个后轮驻车制动器制动力上限为 ，中央驻车制动器制动力矩上限为 。

第四章 制动性能分析

任何一套制动装置都是由制动器和制动驱动机构两某些构成。
汽车制动性是指汽车在行驶中能运用外力强制地减少车速至停车或下长坡时能维持一定车速能力。

4.1 制动性能评价指标
1）汽车制