jn150鼓式后制動器設(shè)計畢業(yè)設(shè)計論文

1、湖北汽車工業(yè)學(xué)院科技學(xué)院畢業(yè)設(shè)計任務(wù)書學(xué)生姓名： 專 業(yè)：車輛工程設(shè)計（論文）題目：jn150鼓式后制動器設(shè)計設(shè)計內(nèi)容1、根據(jù)給定的設(shè)計參數(shù)，選擇設(shè)計方案，計算并確定零部件各參數(shù)繪出制動器的裝配圖及典型零件圖。2、查閱相關(guān)參考文獻，完成開題報告，文獻綜述，英文翻譯。3、撰寫設(shè)計說明書一份，正文字數(shù)不少于40頁。 指 導(dǎo) 教 師 前 言1 本課題的目的和意義 近年來，國內(nèi)、外對汽車制動系統(tǒng)的研究與改進的大部分工作集中在通過對汽車制動過程的有效控制來提高車輛的制動性能及其穩(wěn)定性，如abs 技術(shù)等，而對制動器本身的研究改進較少。然而，對汽車制動過程的控制效果最終都須通過制動器來實現(xiàn)，現(xiàn)代汽車普遍采用

2、的摩擦式制動器的實際工作性能是整個制動系中最復(fù)雜、最不穩(wěn)定的因素，因此改進制動器機構(gòu)、解決制約其性能的突出問題具有非常重要的意義。對于蹄鼓式制動器，其突出優(yōu)點是可利用制動蹄的增勢效應(yīng)而達到很高的制動效能因數(shù)，并具有多種不同性能的可選結(jié)構(gòu)型式，以及其制動性能的可設(shè)計性強、制動效能因數(shù)的選擇范圍很寬、對各種汽車的制動性能要求的適應(yīng)面廣，至今仍然在除部分轎車以外的各種車輛的制動器中占主導(dǎo)地位。但是，傳統(tǒng)的蹄鼓式制動器存在本身無法克服的缺點，主要表現(xiàn)于：其制動效能的穩(wěn)定性較差，其摩擦副的壓力分布均勻性也較差，襯片磨損不均勻；另外，在摩擦副局部接觸的情況下容易使制動器制動力矩發(fā)生較大的變化，因此容易使左

3、右車輪的制動力產(chǎn)生較大差值，從而導(dǎo)致汽車制動跑偏。對于鉗盤式制動器，其優(yōu)點在于：制動效能穩(wěn)定性和散熱性好，對摩擦材料的熱衰退較不敏感，摩擦副的壓力分布較均勻，而且結(jié)構(gòu)較簡單、維修較簡便。但是，鉗盤式制動器的缺點在于：其制動效能因數(shù)很低（只有0.7 左右），因此要求很大的促動力，導(dǎo)致制動管路內(nèi)液體壓力高，而且其摩擦副的工作壓強和溫度高；制動盤易被污染和銹蝕；當(dāng)用作后輪制動器時不易加裝駐車制動機構(gòu)等。 因此，現(xiàn)代車輛上迫切需要一種可克服已有技術(shù)不足之處的先進制動器，它可充分發(fā)揮蹄鼓式制動器制動效能因數(shù)高的優(yōu)點，同時具有摩擦副壓力分布均勻、制動效能穩(wěn)定以及制動器間隙自動調(diào)節(jié)機構(gòu)較理想等優(yōu)點。2 商用

4、車制動系概述 汽車制動系是用以強制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)定以及使已停駛的汽車在原地(包括在斜坡上)駐留不動的機構(gòu)。從汽車誕生時起，車輛制動系統(tǒng)在車輛的安全方面就扮演著至關(guān)重要的角色。近年來，隨著車輛技術(shù)的進步和汽車行駛速度的提高，這種重要性表現(xiàn)得越來越明顯。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)揮其動力性能。汽車制動系統(tǒng)種類很多，形式多樣。傳統(tǒng)的制動系統(tǒng)結(jié)構(gòu)型式主要有機械式、氣動式、液壓式、氣液混合式。它們的工作原理基本都一樣，都是利用制動裝置，用工作時產(chǎn)生的摩擦熱來逐漸消耗車輛所具有的動能，以達到車輛制動減速，或直至停車的目的。汽車制動系至少應(yīng)有兩套

5、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(jīng)常在山區(qū)行駛的汽車要增設(shè)應(yīng)急制動裝置及輔助制動裝置，牽引汽車應(yīng)有自動制動裝置等。 作為制動系的主要組成部分，在車輛上常用的傳統(tǒng)蹄鼓式制動器包括領(lǐng)從蹄型、雙領(lǐng)蹄型、雙從蹄型、雙向自增力型等不同的結(jié)構(gòu)型式。3 鼓式制動器技術(shù)研究進展和現(xiàn)狀長期以來，為了充分發(fā)揮蹄鼓式制動器的重要優(yōu)勢，旨在克服其主要缺點的研究工作和技術(shù)改進一直在進行中，尤其是對蹄鼓式制動器工作過程和性能計算分析方法的研究受到高度重視。這些研究工作的重點在于制動器結(jié)構(gòu)和實際使用因素等對制動器的效能及其穩(wěn)定性等的影響，取得了一些重要的研究成果，得到了一些比較可行、有效的改進措施，

6、制動器的性能也有了一定程度的提高。1978 年，brian ingram 等提出一種蹄平動的鼓式制動器形式；這種制動器的制動蹄因為受到滑槽的限制，只能平動不能轉(zhuǎn)動，因此沒有增勢效應(yīng)，也沒有減勢效應(yīng)，與盤式制動器類似，理論上制動效能和摩擦系數(shù)的關(guān)系是線性的，制動穩(wěn)定性較好，同時，可以有效地防止傳統(tǒng)鼓式制動器普遍的摩擦片偏磨現(xiàn)象，但制動效能因數(shù)較低。1997年，提出了一種“電控自增力鼓式制動器”設(shè)計方案，該制動器是通過機械的方法來實現(xiàn)鼓式制動器的自增力，制動效能因數(shù)的變化范圍為26。應(yīng)用一套電控機械裝置調(diào)整領(lǐng)蹄的支承點來提高制動器的制動效能數(shù)，以補償由于摩擦材料的熱衰退而引起的摩擦系數(shù)降低。該制動

7、器達到相同的制動力矩所要求的輸入力是盤式制動器1/7。該系統(tǒng)的控制裝置允許每個制動器單獨工作，從而提高了行車的安全性，另外對駕駛和操縱舒適性也有所提高，但仍然存在一些問題，諸如系統(tǒng)復(fù)雜、高能耗、高成本、維護困難等。1999年提出一種四蹄八片（塊）式制動器，通過對結(jié)構(gòu)參數(shù)合理匹配設(shè)計，制動效能因數(shù)有一定地提高，同時制動效能_因數(shù)對摩擦系數(shù)的敏感性也可以有適當(dāng)?shù)馗纳?，這就在一定程度上改善了制動效能的穩(wěn)定性。2000 年，提出一種具有多自由度聯(lián)動蹄的新型蹄鼓式制動器，該型式的制動器使得制動效能因數(shù)及其穩(wěn)定性得到顯著提高；摩擦副間壓力分布趨于均勻，可保證摩擦副間接觸狀態(tài)的穩(wěn)定，并延長摩擦片使用壽命；性

8、能參數(shù)可設(shè)計性強，可根據(jù)對制動效能的需要，較靈活地進行制動器設(shè)計。另外，近年來則出現(xiàn)了一些全新的制動器結(jié)構(gòu)形式，如磁粉制動器、濕式多盤制動器、電力液壓制動臂型盤式制動器、濕式盤式彈簧制動器等。對于關(guān)鍵磁性介質(zhì)磁粉，選用了抗氧化性強、耐磨、耐高溫、流動性好的軍工磁粉；磁轂組件選用了超級電工純鐵dt4，保證了空轉(zhuǎn)力矩小、重復(fù)控制精度高的性能要求；在熱容量和散熱等方面，采用了雙側(cè)帶散熱風(fēng)扇，設(shè)計了散熱風(fēng)道等，使得該技術(shù)有著極好的應(yīng)用前景3。 盡管對蹄鼓式制動器的設(shè)計研究取得了一定的成績，但是對傳統(tǒng)蹄鼓式制動器的設(shè)計仍然有著不可替代的基礎(chǔ)性和研發(fā)性作用，也可為后續(xù)設(shè)計提供理論參考。4 研究重點以及目的

9、研究重點：根據(jù)設(shè)計車型的特點，合理計算該車型制動系統(tǒng)制動力及制動器最大制動力矩、鼓式制動器的結(jié)構(gòu)形式及選擇、鼓式制動器主要參數(shù)的計算與確定、摩擦襯塊的磨損特性計算、制動器熱容量和溫升的核算、制動力矩的計算與校核、在二維或三維設(shè)計平臺auto cad中完成鼓式制動器零件圖以及裝配圖的繪制、設(shè)計合理性的分析和評價等。本次設(shè)計的目的是通過合理整和已有的設(shè)計，閱讀大量文獻，掌握機械設(shè)計的基本步驟和要求，以及傳統(tǒng)的機械制圖的步驟和規(guī)則；掌握鼓式制動器總成的相關(guān)設(shè)計方法，以進一步扎實汽車設(shè)計基本知識；學(xué)會用auto cad,pro/e等三維軟件進行基本的二維或三維建模和制圖，同時提高分析問題及解決問題的能

10、力。提出將各種設(shè)計方法互相結(jié)合,針對不同的設(shè)計內(nèi)容分別應(yīng)用不同的方法,以促進其設(shè)計過程方法優(yōu)化、設(shè)計結(jié)果精益求精。目 錄中文摘要i英文摘要ii第1章 鼓式制動器結(jié)構(gòu)形式及選擇11.1鼓式制動器的形式結(jié)構(gòu)11.2 鼓式制動器按蹄的屬性分類21.2.1 領(lǐng)從蹄式制動器21.2.2 雙領(lǐng)蹄式制動器61.2.3 雙向雙領(lǐng)蹄式制動器71.2.4 單向増力式制動器91.2.5 雙向増力式制動器9第2章 制動系的主要參數(shù)及其選擇132.1 制動力與制動力分配系數(shù)132.2 同步附著系數(shù)182.3制動器最大制動力矩202.4 鼓式制動器的結(jié)構(gòu)參數(shù)與摩擦系數(shù)212.4.1 制動鼓內(nèi)徑d222.4.2 摩擦襯片寬

11、度b和包角222.4.3 摩擦襯片起始角242.4.4 制動器中心到張開力p作用線的距離a242.4.5 制動蹄支承點位置坐標k和c242.4.6 襯片摩擦系數(shù)f24第3章 制動器的設(shè)計計算253.1浮式領(lǐng)從蹄制動器(平行支座面) 制動器因素計算253.2制動驅(qū)動機構(gòu)的設(shè)計計算273.2.1所需制動力計算273.2.2制動踏板力驗算283.2.3 確定制動輪缸直徑293.2.4輪缸的工作容積293.2.5 制動器所能產(chǎn)生的制動力計算303.3制動蹄片上的制動力矩313.4制動蹄上的壓力分布規(guī)律353.5 摩擦襯片的磨損特性計算373.6 制動器的熱容量和溫升的核算403.7行車制動效能計算41

12、3.8 駐車制動的計算42第4章 制動器主要零件的結(jié)構(gòu)設(shè)計454.1制動鼓454.2 制動蹄464.3 制動底板464.4 制動蹄的支承474.5 制動輪缸474.6 摩擦材料474.7 制動器間隙48結(jié) 論50致 謝51參考文獻52附 錄 153附 錄 254摘要鼓式制動也叫塊式制動，現(xiàn)在鼓式制動器的主流是內(nèi)張式，它的制動蹄位于制動輪內(nèi)側(cè)，剎車時制動塊向外張開，摩擦制動輪的內(nèi)側(cè)，達到剎車的目的。制動系統(tǒng)在汽車中有著極為重要的作用，如果失效將會造成災(zāi)嚴重的后果。制動系統(tǒng)的主要部件就是制動器，在現(xiàn)代汽車上仍然廣泛使用的是具有較高制動效能的蹄鼓式制動器。本設(shè)計就摩擦式鼓式制動器進行了相關(guān)的設(shè)計和計

13、算。在設(shè)計過程中，以實際產(chǎn)品為基礎(chǔ)，根據(jù)我國工廠目前進行制動器新產(chǎn)品開發(fā)的一般程序，并結(jié)合理論設(shè)計的要求，首先根據(jù)給定車型的整車參數(shù)和技術(shù)要求，確定制動器的結(jié)構(gòu)形式及、制動器主要參數(shù)，然后計算制動器的制動力矩、制動蹄上的壓力分布、蹄片變形規(guī)律、制動效能因數(shù)、制動減速度、耐磨損特性、制動溫升等，并在此基礎(chǔ)上進行制動器主要零部件的結(jié)構(gòu)設(shè)計。最后，完成裝配圖和零件圖的繪制。關(guān)鍵詞：鼓式制動器，制動力矩，制動效能因數(shù)，制動減速度，制動溫升abstractdrum brake, also known as block-type brake, drum brakes, now within the mai

14、nstream style sheets, and its brake shoes located inside the brake wheel, brake brake blocks out when open, the inside wheel friction brake, to achieve the purpose of the brakes.in the vehicle braking system has a very important role, failure will result in disaster if serious consequences. the main

15、 parts of the braking system is the brake, in the modern car is still widely used in high performance brake shoe - brake drum. the design of the friction drum brakes were related to the design and calculation. in the design process, based on the actual product, according to our current brake factory

16、 general new product development process, and theoretical design requirements, the first model of the vehicle according to the given parameter and the technical requirements, determine the brake structure and, brake main parameters, and then calculate the braking torque brake, brake shoes on the pre

17、ssure distribution, deformation shoe, brake effectiveness factor, braking deceleration, wear characteristics, brake temperature, etc., and in this brake on the basis of the structural design of major components. finally, assembly drawings and parts to complete mapping.key words：drum brake, braking t

18、orque, brake efficiency factor, braking deceleration, brake temperature rising第1章 鼓式制動器結(jié)構(gòu)形式及選擇除了輔助制動裝置是利用發(fā)動機排氣或其他緩速措施對下長坡的汽車進行減緩或穩(wěn)定車速外，汽車制動器幾乎都是機械摩擦式的，既是利用固定元件與旋轉(zhuǎn)元件工作表面間的摩擦而產(chǎn)生制動力矩使汽車減速或停車的。鼓式制動器又分為內(nèi)張型鼓式制動器和外束型鼓式制動器。內(nèi)張型鼓式制動器的固定摩擦元件是一對帶有摩擦蹄片的制動蹄，后者又安裝在制動底板上，而制動底板則又緊固于前梁或后橋殼的突緣上（對車輪制動器）或變速器殼或與其相固定的支架上（

19、對中央制動器）；其旋轉(zhuǎn)摩擦元件固定在輪轂上或變速器第二軸后端的制動鼓，并利用制動鼓的圓柱表面與制動蹄摩擦片的外表面作為一對摩擦表面在制動鼓上產(chǎn)生摩擦力矩，故稱為蹄式制動器。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；其旋轉(zhuǎn)摩擦元件為制動鼓，并利用制動鼓的外圓柱表面和制動帶摩擦片的內(nèi)圓弧面作為一對摩擦表面，產(chǎn)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某些汽車的中央制動器，現(xiàn)代汽車已經(jīng)很少使用，所以內(nèi)張型鼓式制動器通常簡稱為鼓式制動器，而通常所說的鼓式制動器即是指這種內(nèi)張型鼓式制動器。1.1鼓式制動器的形式結(jié)構(gòu) 鼓式制動器可按其制動蹄的受力情況

20、分類（見圖1.1），它們的制動效能，制動鼓的受力平衡狀況以及對車輪旋轉(zhuǎn)方向?qū)χ苿有艿挠绊懢煌?圖 1.1 鼓式制動器簡圖(a)領(lǐng)從蹄式（用凸輪張開）；（b）領(lǐng)從蹄式（用制動輪缸張開）；（c）雙領(lǐng)蹄式（非雙向，平衡式）； （d）雙向雙領(lǐng)蹄式；（e）單向增力式；（f）雙向増力式制動蹄按其張開時的轉(zhuǎn)動方向和制動鼓的轉(zhuǎn)動方向是否一致，有領(lǐng)蹄和從蹄之分。制動蹄張開的轉(zhuǎn)動方向與制動鼓的旋轉(zhuǎn)方向一致的制動蹄，稱為領(lǐng)蹄；反之，則稱為從蹄。1.2 鼓式制動器按蹄的屬性分類 1.2.1 領(lǐng)從蹄式制動器 如圖1.1（a），（b）所示，若圖上的旋轉(zhuǎn)箭頭代表汽車前進時的制動鼓的旋轉(zhuǎn)方向（制動鼓正向旋轉(zhuǎn)），則蹄1為

21、領(lǐng)蹄，蹄2為從蹄。汽車倒車時制動鼓的旋轉(zhuǎn)方向改變，變?yōu)榉聪蛐D(zhuǎn)，隨之領(lǐng)蹄與從蹄也就相互對調(diào)。這種當(dāng)制動鼓正，反向旋轉(zhuǎn)時總具有一個領(lǐng)蹄和一個從蹄的內(nèi)張型鼓式制動器，稱為領(lǐng)從蹄式制動器。由圖1.1（a），（b）可見，領(lǐng)蹄所受的摩擦力矩使蹄壓得更緊，即摩擦力矩具有“增勢”作用，故稱為增勢蹄；而從蹄所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(lǐng)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。 圖 1.2 perrot公司的s凸輪制動器圖 1.3 俄kama3汽車的s凸輪式車輪制動器1 制動蹄；2凸輪；3制動底板；4調(diào)整臂；5凸輪支座及制動

22、氣室；6滾輪對于兩蹄的張開力的領(lǐng)從蹄式制動器結(jié)構(gòu)，如圖1.1（b）所示，兩蹄壓緊制動鼓的法向反力應(yīng)相等。但當(dāng)制動鼓旋轉(zhuǎn)并制動時，領(lǐng)蹄由于摩擦力矩的“增勢”作用，使其進一步壓緊制動鼓使其所受的法向反力加大；從蹄由于摩擦力矩的“減勢”作用而使其所受的法向反力減少。這樣，由于兩蹄所受的法向反力不等，不能相互平衡，其差值要由車輪輪轂承受。這種制動時兩蹄法向反力不能相互平衡的制動器稱為非平衡式制動器。液壓或鍥塊驅(qū)動的領(lǐng)從蹄式制動器均為非平衡式結(jié)構(gòu)，也叫簡單非平衡式制動器。非平衡式制動器對輪轂軸承造成附加徑向載荷，而且領(lǐng)蹄摩擦襯片表面的單位壓力大于從蹄的，磨損較嚴重。為使襯片壽命均勻。可將從蹄的摩擦襯片包

23、角適當(dāng)?shù)販p小。對于如圖1.1（a）所示具有定心凸輪張開裝置的領(lǐng)從蹄制動器，在制動時，凸輪機構(gòu)保證了兩蹄等位移，因此作用于兩蹄上的法向反力和由此產(chǎn)生的制動力矩應(yīng)分別相等，而作用于兩蹄的張開力，則不等，并且必然有0的車輪，其力矩平衡方程為-=0 式（2.1）式中： 制動器對車輪作用的制動力矩，即制動器的摩擦力矩，其方向與車輪旋轉(zhuǎn)方向相反， 地面作用于車輪上的制動力，即地面與輪胎之間的摩擦力，又稱地面制動力，其方向與汽車行駛方向相反，n； 車輪有效半徑，m。令 式（2.2）并稱之為制動器制動力，它是在輪胎周緣克服制動器摩擦力矩所需的力，因此又稱為制動周緣力。與地面制動力的方向相反，當(dāng)車輪角速度0時，

24、大小亦相等，且僅由制動器結(jié)構(gòu)參數(shù)所決定。即取決于制動器結(jié)構(gòu)形式，尺寸，摩擦副的摩擦系數(shù)及車輪半徑等，并與制動踏板力即制動系的液壓或氣壓成正比。當(dāng)加大踏板力以加大，和均隨之增大。但地面制動力受附著條件的限制，其值不可能大于附著力，即 =z 式（2.3） 或 = z 式（2.4） 式中 輪胎與地面間的附著系數(shù)； z 地面對車輪的法向反力。 當(dāng)制動器制動力和地面制動力達到附著力值時，車輪即被抱死并在地面上滑移。此后制動力矩即表現(xiàn)為靜摩擦力矩，而=/即成為與相平衡以阻止車輪再旋轉(zhuǎn)的周緣力的極限值。當(dāng)制動到=0以后，地面制動力達到附著力值后就不再增大，而制動器制動力由于踏板力增大使摩擦力矩增大而繼續(xù)上升

25、（見圖2.1）圖 2.1 制動器制動力，地面制動力與踏板力的關(guān)系根據(jù)汽車制動時的整車受力分析，考慮到制動時的軸荷轉(zhuǎn)移，可求得地面對前，后軸車輪的法向反力,為：= = 式（2.5） 式中：g 汽車所受重力，n； l 汽車軸距，mm； 汽車質(zhì)心離前軸距離，mm； 汽車質(zhì)心離后軸距離，mm； 汽車質(zhì)心高度，mm； 附著系數(shù)。 取一定值附著系數(shù)=0.8；質(zhì)心高度空載時，根據(jù)經(jīng)驗公式：【b/（2*）】=地面附著系數(shù)， 式中：b為最大輪距，為質(zhì)心高度?？汕蟮脼橘|(zhì)心高度=【b/(2*地面附著系數(shù))】= mm=1204.38mm由于本車空載時總高為2600mm，而質(zhì)心高度約為空載時總高的35%45%，即260

26、0*35%=9102600*45%=1170，即所求結(jié)果符合要求。ffafbacb圖231質(zhì)心位置：空載時：用平行力的合成和分解法可求得空載時，fa=3640kg，f=6800kg，fb=3160kg，同向平行力的合成：兩個平行力fa和fb相距ab，則合力f的大小為fafb，作用點c滿足faacfbbc的關(guān)系（如圖23） 可求得ac =108588*103mm，即汽車質(zhì)心離前軸距離=1.08588*103mm mm。滿載時：組合法可求得對于由好幾部分質(zhì)量已知且質(zhì)心位置已知的質(zhì)點系組成的系統(tǒng)： 質(zhì)量：（質(zhì)點系1)，質(zhì)量（質(zhì)點系2)，質(zhì)量（質(zhì)點系3)，質(zhì)量（質(zhì)點系i)，位置：（質(zhì)點系1)，（質(zhì)點系

27、2)，（質(zhì)點系3)，（質(zhì)點系i)， 整個系統(tǒng)的質(zhì)心位置仍由下式?jīng)Q定： = 例如：一個質(zhì)點m（位置為）和一個剛體m（其質(zhì)心位置為）組成的系統(tǒng)的質(zhì)心的位置為： =可求得滿載時汽車質(zhì)心離后軸距離，=1.30146*103mm可求得滿載時汽車質(zhì)心高度=1.20775*103mm所以在空，滿載時由式（2.5）可得前后制動反力z為以下數(shù)值故 滿載時：=80856.82n =6673.12n 空載時：=6460.11n =2038.85n由以上兩式可求得前、后軸車輪附著力即為車輛工況前軸法向反力，n后軸法向反力,n汽車滿載80856.826673.12汽車空載6460.112038.85 表2.1圖 2.2

28、 制動時的汽車受力圖汽車總的地面制動力為 =+=gq 式（2.6）式中q（q=） 制動強度，亦稱比減速度或比制動力；由于汽車的最低穩(wěn)定車速為14km/h，最大制動距離為9.510km，可求得q= = =0.787 ， 前后軸車輪的地面制動力。由以上兩式可求得前，后車輪附著力為= = 式（2.7）由已知條件及式（2.7）可得得前、后軸車輪附著力即地面最大制動力為故 滿載時：=66472.43n =64497.46n 空載時：=51472.30n =1839.70n故滿載時前、后軸車輪附著力即地面最大制動力為：車輛工況前軸車輪附著力，n后軸車輪附著力,n汽車空載51472.301839.70汽車滿

29、載66472.4364497.46表 2.2上式表明：汽車附著系數(shù)為任意確定的路面上制動時，各軸附著力即極限制動力并非為常數(shù)，而是制動強度q或總之動力的函數(shù)。當(dāng)汽車各車輪制動器的制動力足夠時，根據(jù)汽車前，后的周和分配，前，后車輪制動器制動力的分配，道路附著系數(shù)和坡度情況等，制動過程可能出現(xiàn)的情況有三種，即 （1）前輪先抱死拖滑，然后后輪再抱死拖滑； （2）后輪先抱死拖滑，然后前輪再抱死拖滑； （3）前，后輪同時抱死拖滑。 由以上三種情況中，顯然是最后一種情況的附著條件利用得最好。 由式（2.6），（2.7）不難求得在任何附著系數(shù)的路面上，前，后車輪同時抱死即前，后軸車輪附著力同時被充分利用的條

30、件是+=+=g = 式（2.8）式中 前軸車輪的制動器制動力，=； 后軸車輪的制動器制動力，=； 前軸車輪的地面制動力； 后軸車輪的地面制動力； ， 地面對前，后軸車輪的法向反力； g 汽車重力； ， 汽車質(zhì)心離前，后軸距離； 汽車質(zhì)心高度。 由式（2.8）可知，前，后車輪同時抱死時，前，后制動器的制動力，是的函數(shù)。 由式（2.8）中消去，得 式（2.9）式中 l 汽車的軸距。 將上式繪成以，為坐標的曲線，即為理想的前，后輪制動器制動力分配曲線，簡稱i曲線，如圖2.3所示。如果汽車前，后制動器的制動力，能按i曲線的規(guī)律分配，則能保證汽車在任何附著系數(shù)的路面上制動時，能使前后車輪同時抱死。然而，

31、目前大多數(shù)兩軸汽車由其是貨車的前后制動力之比為一定值，并以前制動與總制動力之比來表明分配的比例，稱為汽車制動器制動力分配系數(shù) = 式（2.10）聯(lián)立式（2.8）和式（2.10）可得 = 帶入數(shù)據(jù)得 滿載時： = 0.57 空載時： =0.97 由于在附著條件限定的范圍內(nèi)，地面制動力在數(shù)值上等于相應(yīng)的制動周緣力，故又可通稱為制動力分配系數(shù)。又由于滿載和空載時的理想分配曲線非常接近，故應(yīng)采用結(jié)構(gòu)簡單的非感載式比例閥，同時整個制動系應(yīng)加裝abs防抱死制動系統(tǒng)。圖 2.3 某載貨汽車的i曲線與線2.2 同步附著系數(shù) 由式（2.10）可得表達式 = 式（2.11） 上式在圖2.3中是一條通過坐標原點斜率

32、為的直線，它是具有制動器制動力分配系數(shù)的汽車的實際前，后制動器制動力分配線，簡稱線。圖中線與i曲線交于b點，可求出b點處的附著系數(shù)=，則稱線與i線交線處的附著系數(shù)為同步附著系數(shù)。它是汽車制動性能的一個重要參數(shù)，由汽車結(jié)構(gòu)參數(shù)所決定。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)路面上，前、后車輪制動器才會同時抱死。的計算公式是： 式（2.12）由已知條件以及式（2.12）可得滿載時：=0.81空載時：=0.80當(dāng)汽車在不同值得路面制動時，可能有以下情況：（1） 當(dāng)，線位于曲線上方，制動時總是后輪先抱死。這時候容易發(fā)生后軸側(cè)滑使汽車失去方向穩(wěn)定性。（3） 當(dāng)=，制動時前后、

33、輪同時抱死。它雖然是一種穩(wěn)定工況，但也喪失轉(zhuǎn)向能力。為防止汽車的前輪失去轉(zhuǎn)向能力和后輪側(cè)滑，希望在制動過程中，在即將出現(xiàn)車輪抱死但尚無任何車輪抱死時的減速度，為該車可能產(chǎn)生的最高減速度。分析表明，汽車在同步附著系數(shù)的路面上制動（前、后車輪同時抱死）時，其制動減速度為=qg=g，即q=，q為制動強度。而在其他附著系數(shù)的路面上制動時，達到前輪后者后輪即將抱死的制動強度q，這表明只有在=的路面上，地面的附著條件才得到充分利用。附著條件的利用情況可用附著系數(shù)利用率（或附著力利用率）來表達，可定義為： = 式（2.13）式中 -汽車總的地面制動力；g-汽車所受重力； q-汽車制動強度；當(dāng)=時，q=，=1

34、，利用率最高。直至20世紀50年代，當(dāng)時道路條件還不很好，汽車行駛速度也不高，后輪側(cè)滑抱死的情況后果也不顯得像前輪抱死喪失轉(zhuǎn)向能力那樣嚴重，因此往往將值定得較低，即處于常遇附著系數(shù)范圍內(nèi)的中間偏低區(qū)段。但當(dāng)今道路條件大為改善，汽車行駛速度虎也大為提高，因而汽車制動時后輪先抱死引起的后果十分嚴重。由于車速高，它不僅會引起側(cè)滑甩尾甚至?xí)纛^而喪失操縱穩(wěn)定性。后輪先抱死的情況是最不希望發(fā)生的。因此各類轎車和一般載貨汽車的值有增大的趨勢。國外的文獻推薦滿載時的同步附著系數(shù)，轎車取0.6，貨車取0.5為宜。現(xiàn)代汽車多裝有比例閥或感載比例閥等制動調(diào)節(jié)裝置，可根據(jù)制動強度、載荷等因素來改變前、后制動器的制動

35、力比值，使之接近理想制動力分配曲線。為保證汽車制動時的方向穩(wěn)定性和足夠的附著系數(shù)利用率，聯(lián)合歐洲經(jīng)濟委員會（ece）的制動法規(guī)規(guī)定，在各種載荷情況下，轎車在0.15q0.8，其他汽車在0.15q0.3的范圍內(nèi)，前輪均能先抱死；在車輪尚未抱死的情況下，在0.20.8的范圍內(nèi)，必須滿足q 0.1+0.85（0.2）.動強度和附著系數(shù)利用率上面已給出了制動強度q和附著系數(shù)利用率的定義式，如式(7)和式(13)所示。下面再討論一下當(dāng)=、時的q和。根據(jù)所定的同步附著系數(shù)，可以由式（9）及式（11）求得 （2-14 ） 1 （2-15 ） 進而求得 （2-16） （2-17 ）當(dāng)=時； =，=，故=g*，

36、q=；=1。當(dāng)時； 可能得到的最大制動力取決于后輪剛剛抱死的條件，即=。由式（7）（8）（13）（17）得 （2.21） （2.22） （2.23） 對于值恒定的汽車，為使其在常遇附著系數(shù)范圍內(nèi)不致過低，其值總是選的小于可能遇到的最大附著系數(shù)。所以在的良好路面上緊急制動時，后輪先抱死。2.4制動器最大制動力矩應(yīng)合理的確定前，后制動器的制動力矩，以保證汽車有良好的制動效能和穩(wěn)定性。最大制動力是在汽車附著質(zhì)量被完全利用的條件下獲得的，這時制動力與地面作用于車輪的法向力,成正比。由式（2.8）可知，雙軸汽車前，后車輪附著力同時被充分利用或前，后同時抱死時的制動力之比為= 式（2.24） 式中 , 汽

37、車質(zhì)心離前，后軸距離； 同步附著系數(shù)； 汽車質(zhì)心高度。= = =1.309通常，上式的比值：轎車約為1.31.6；貨車約為0.50.7.制動器所能產(chǎn)生的制動力矩，受車輪的計算力矩所制約，即 = 式（2.25） = 式（2.26） 式中： 前軸制動器的制動力，； 后軸制動器的制動力，； 作用于前軸車輪上的地面法向反力； 作用于前軸車輪上的地面法向反力； 車輪有效半徑。 根據(jù)市場上的大多數(shù)微型貨車輪胎規(guī)格及國家標準gb 9744-2007；選取的輪胎型145/80r12。由gb2978可得有效半徑=270mm對于常遇到的道路條件較差，車速較低因而選取了較小的同步附著系數(shù)值的汽車，為保證在的良好路面

38、上（例如=0.8）能夠制動到后軸和前軸先后抱死滑移，前，后軸的車輪制動器所能產(chǎn)生的最大制動力矩為= （2.27）= （2.28） 由式（2.19），式（2.20）可得=1844.15 = =1391.20當(dāng)汽車各車輪制動器的制動力足夠時，根據(jù)汽車前、后軸的軸荷分配，前、后車輪制動器制動力的分配、道路附著系數(shù)和坡度情況等，制動過程可能出現(xiàn)的情況有三種，即(1)前輪先抱死拖滑，然后后輪再抱死拖滑； (2)后輪先抱死拖滑，然后前輪再抱死拖滑；(3)前、后輪同時抱死拖滑。在以上三種情況中，顯然是最后一種情況的附著條件利用得最好。制動器因數(shù)式(3-1)給出了制動器因數(shù)bf的表達式，它表示制動器的效能，又稱為制動器效能因數(shù)。其實質(zhì)是制動器在單位