月全國計算機(jī)等級考試三級信息管理筆試真題

1、目錄摘要IABSTRACTII第1章 概述- 1 -第2章 制動器設(shè)計方案的論證和選擇- 5 -2.1 鼓式制動器的結(jié)構(gòu)型式及選擇- 6 -2.1.1 領(lǐng)從蹄式制動器- 6 -2.1.2 雙領(lǐng)蹄式制動器- 8 -2.1.3 雙向雙領(lǐng)蹄式制動器- 8 -2.1.4 單向增力式制動器- 9 -2.1.5 雙向增力式制動器- 9 -2.2 盤式制動器的結(jié)構(gòu)型式及選擇- 11 -2.2.1 固定鉗式盤式制動器- 11 -2.2.2 浮動鉗式盤式制動器- 11 -2.3 盤式和鼓式制動器比較- 13 -第3章 制動系的主要參數(shù)及其選擇- 15 -3.1 制動力與制動力分配系數(shù)- 15 -3.2 同步附著

2、系數(shù)- 18 -3.3 制動強(qiáng)度和附著系數(shù)利用率- 21 -3.4 制動器最大制動力矩- 22 -3.5 制動器因數(shù)- 23 -第4章 制動器的設(shè)計計算- 25 -4.1 桑塔納2000GSI的設(shè)計參數(shù)- 25 -4.2 盤式制動器主要參數(shù)的確定- 25 -4.3 盤式制動器最大制動力矩的計算- 26 -4.4 制動器單側(cè)制動塊最大壓緊力的計算- 27 -4.5 摩擦襯塊的磨損特性計算- 28 -第5章 制動器主要零部件的結(jié)構(gòu)設(shè)計- 31 -5.1 制動器主要零部件的結(jié)構(gòu)設(shè)計- 31 - 制動盤- 31 -5.1.2 制動鉗- 31 -5.1.3 制動塊- 31 -5.1.4 活塞- 32 -

3、5.2 摩擦材料- 32 -5.3 制動器間隙的調(diào)整方法- 33 -第6章 制動驅(qū)動機(jī)構(gòu)的結(jié)構(gòu)型式選擇- 34 -6.1 制動驅(qū)動機(jī)構(gòu)的結(jié)構(gòu)型式及選擇- 34 -6.1.1 簡單制動系- 34 -6.1.2 動力制動系- 34 -6.1.3 伺服制動系- 35 -6.1.4 制動驅(qū)動機(jī)構(gòu)的選擇- 36 -6.2 制動管路的多回路系統(tǒng)- 36 -6.2.1 雙回路系統(tǒng)的回路形式- 36 -6.2.2 雙回路系統(tǒng)的選擇- 37 -結(jié)論- 38 -參考文獻(xiàn)- 40 -致謝- 41 -汽車前輪制動器的結(jié)構(gòu)分析與設(shè)計計算摘 要關(guān)鍵詞： 制動效能，The Structure Analysis and De

4、sign Calculation of Automobile Front Wheel Brakedetermined the basic parameters of the brake by analyzing and calculating designed reasonably the main brake parts of the structure, using a ventilation brake disk, and chose reasonably materials of the main components, in particular, friction material

5、s which selected semi-metallic friction materials (asbestos-free) and had good high-speed and high temperature stability and good anti-recession. Repeated appraisals indicate that the design meets 第1章 概 述汽車制動系是用以強(qiáng)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(jī)構(gòu)。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

6、證行車安全，汽車制動系統(tǒng)的工作可靠性顯得日益重要。也只有制動性能良好、制動裝置工作可靠的汽車，才能充分發(fā)揮其動力性能。汽車制動系至少應(yīng)有兩套獨(dú)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。行車制動裝置用作強(qiáng)制行駛中的汽車減速或停車，并使汽車在下短坡時保持適當(dāng)?shù)姆€(wěn)定車速。其驅(qū)動機(jī)構(gòu)常采用雙回路或多回路結(jié)構(gòu)，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斜坡上，它也有助于汽車在坡路上起步。駐車制動裝置應(yīng)采用機(jī)械式驅(qū)動機(jī)構(gòu)而不用液壓或氣壓式的，以免其產(chǎn)生故障。應(yīng)急制動裝置用于當(dāng)行車制

7、動裝置意外發(fā)生故障而失效時，則可利用應(yīng)急制動裝置的機(jī)械力源(如強(qiáng)力壓縮彈簧)實(shí)現(xiàn)汽車制動。應(yīng)急制動裝置不必是獨(dú)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(yīng)急制動裝置也不是每車必備，因為普通的手力駐車制動器也可以起應(yīng)急制動的作用。輔助制動裝置用于山區(qū)行駛的汽車上，利用發(fā)動機(jī)排氣制動、電渦流或液力緩速器等輔助制動裝置，則可使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(fù)荷。通常，在總質(zhì)量為5t以上的客車上和12t以上的載貨汽車上裝備這種輔助制動減速裝置。自動制動裝置用于當(dāng)掛車與牽引汽車連接的制動管路滲漏或斷開時，能使掛車自動制動。任何一套制動裝置均由制

8、動器和制動驅(qū)動機(jī)構(gòu)兩部分組成。制動器有鼓式與盤式之分。行車制動是用腳踩下制動踏板操縱車輪制動器來制動全部車輪，而駐車制動則多采用手制動桿操縱，且具有專門的中央制動器或利用車輪制動器進(jìn)行制動。中央制動器位于變速器之后的傳動系中，用于制動變速器第二軸或傳動軸。行車制動和駐車制動這兩套制動裝置必須具有獨(dú)立的制動驅(qū)動機(jī)構(gòu)。行車制動裝置的驅(qū)動機(jī)構(gòu)，分液壓和氣壓兩種型式。用液壓傳遞操縱力時還應(yīng)有制動主缸和制動輪缸以及管路；用氣壓操縱時還應(yīng)有空氣壓縮機(jī)、氣路管道、貯氣筒、控制閥和制動氣室等。過去，大多數(shù)汽車的駐車制動和應(yīng)急制動都使用中央制動器，其優(yōu)點(diǎn)是制動位于主減速器之前的變速器第二軸或傳動軸的制動力矩較小

9、，容易滿足操縱手力小的要求。但在用作應(yīng)急制動時，往往使傳動軸超載?，F(xiàn)代汽車由于車速提高，對應(yīng)急制動的可靠性要求更嚴(yán)，因此，在中、高級轎車和部分總質(zhì)量在1.5t以下的載貨汽車上，多在后輪制動器上附加手操縱的機(jī)械式驅(qū)動機(jī)構(gòu)，使之兼起駐車制動和應(yīng)急制動的作用，從而取消了中央制動器。重型載貨汽車由于采用氣壓制動，故多對后輪制動器另設(shè)獨(dú)立的由氣壓控制而以強(qiáng)力彈簧作為制動力源的應(yīng)急兼駐車制動驅(qū)動機(jī)構(gòu)，不再設(shè)置中央制動器。但也有一些重型汽車除了采用了上述措施外，還保留了由氣壓驅(qū)動的中央制動器，以便提高制動系的可靠性。汽車制動系應(yīng)滿足如下要求：(1)能適應(yīng)有關(guān)標(biāo)準(zhǔn)和法規(guī)的規(guī)定。各項性能指標(biāo)除應(yīng)滿足設(shè)計任務(wù)書的

10、規(guī)定和國家標(biāo)準(zhǔn)、法規(guī)制定的有關(guān)要求外，也應(yīng)考慮銷售對象國家和地區(qū)的法規(guī)和用戶要求。我國的強(qiáng)制性標(biāo)準(zhǔn)是GB12676-1999汽車制動系結(jié)構(gòu)、性能和試驗方法、GB7258機(jī)動車運(yùn)行安全技術(shù)條件。(2)具有足夠的制動效能，包括行車制動效能和駐坡制動效能。行車制動效能是用在一定的制動初速度下或最大踏板力下的制動減速度和制動距離兩項指標(biāo)來評定，它是制動性能最基本的評價指標(biāo)。綜合國外有關(guān)標(biāo)準(zhǔn)和法規(guī)，可以認(rèn)為：進(jìn)行制動效能試驗時的制動減速度j，轎車應(yīng)為5.87m/s2（制動初速度v=80kmh）；載貨汽車應(yīng)為4.45.5ms2 (制動初速度見表1)。相應(yīng)的最大制動距離ST：轎車為ST=0.1v+v2/15

11、0；貨車為ST=0.15v+ v2/115，式中第一項為反應(yīng)距離；第二項為制動距離，ST單位為m；v單位為kmh。我國一般要求制動減速度j不小于0.6g(5.88 ms2)，其條件如下：轎車制動初速度5080km/h、踏板力不大于400N；小型客車（9座以下）和輕型貨車（總重3.5t以下）制動初速度5080km/h、踏板力不大于500N;其它汽車制動初速度3060km/h、踏板力不大于700N。但實(shí)際上踏板力值比法規(guī)規(guī)定小，要考慮操縱輕便性與同類車比較來確定。一般在水平干燥的瀝青、混泥土路面上以初速度30km/h制動時，制動距離應(yīng)保證：對輕型貨車和轎車不大于7m，中型貨車不大于8m，重型貨車不

12、大于12m。駐坡效能是以汽車在良好路面上能可靠而無時間限制地停駐的最大坡度(%)來衡量。一般對輕型貨車應(yīng)不小于25%，中型貨車不小于20%，牽引車不小于12%。駐車制動的手控制力，對于轎車和小型客車不超過400N，其它車不超過600N。(3)工作可靠。汽車至少應(yīng)有行車制動和駐車制動兩套制動裝置，且它們的制動驅(qū)動機(jī)構(gòu)應(yīng)是各自獨(dú)立的。行車制動裝置的制動驅(qū)動機(jī)構(gòu)至少應(yīng)有兩套獨(dú)立的管路，當(dāng)其中一套失效時，另一套應(yīng)保證汽車制動效能不低于正常值的30%；駐車制動裝置應(yīng)采用工作可靠的機(jī)械式制動驅(qū)動機(jī)構(gòu)。(4)制動效能的熱穩(wěn)定性好。汽車的高速制動、短時間內(nèi)的頻繁重復(fù)制動，尤其是下長坡時的連續(xù)制動，都會引起制動

13、器的溫升過快，溫度過高。特別是下長坡時的頻繁制動，可使制動器摩擦副的溫度達(dá)300400，有時甚至高達(dá)700。此時，制動摩擦副的摩擦系數(shù)會急劇減小，使制動效能迅速下降而發(fā)生熱衰退現(xiàn)象。制動器發(fā)生熱衰退后，經(jīng)過散熱、降溫和一定次數(shù)的和緩使用使摩擦表面得到磨合，其制動效能可重新恢復(fù)，這稱為熱恢復(fù)。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(qiáng)制冷卻裝置，都是提高抗熱衰退的措施。一般要求在初速為最高車速的80%時，以約0.3g的減速度重復(fù)進(jìn)行1520次制動到初速度的1/2的衰退試驗后，其熱態(tài)制動效能應(yīng)達(dá)到冷態(tài)制動效能的80%以上。(5)制動效能的水穩(wěn)定性好。制動器摩擦表面浸

14、水后，會因水的潤滑作用使摩擦系數(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(fù)制動515次，即應(yīng)恢復(fù)其制動效能。良好的摩擦材料吸水率低，其摩擦性能恢復(fù)迅速。也應(yīng)防止泥沙、污物等進(jìn)入制動器工作表面，否則會使制動效能降低并加速磨損。某些越野汽車為了防止水和泥沙侵入而采用封閉的制動器。(6)制動的穩(wěn)定性好。即以任何速度制動，汽車都不應(yīng)當(dāng)失去操縱性和方向穩(wěn)定性。一般要求在進(jìn)行制動效能試驗時，車輛的任何部位不得偏出3.7m的試驗道。為此，汽車前、后輪制動器的制動力矩應(yīng)有適當(dāng)?shù)谋壤?，最好能隨各軸間載荷轉(zhuǎn)移情況而變化；同一軸上左、右車輪制動器的制動力矩應(yīng)相同。(7)作用滯后的時間要盡可能地短，包括

15、從制動踏板開始動作至達(dá)到給定制動效能水平所需的時間(制動滯后時間)和從放開踏板至完全解除制動的時間(解除制動滯后時間)。一般要求這個時間盡可能短，對于氣制動車輛不得超過0.6s，對于汽車列車不得超過0.8s。(8)制動時制動系噪聲盡可能小，且無異常聲響。(9)與懸架、轉(zhuǎn)向裝置不產(chǎn)生運(yùn)動干涉，在車輪跳動或汽車轉(zhuǎn)向時不會引起自行制動。(10)制動裝置中應(yīng)有音響或光信號等警報裝置以便能及時發(fā)現(xiàn)制動驅(qū)動機(jī)件的故障和功能失效。 (11)能全天候使用，氣溫高時液壓制動管路不應(yīng)有氣阻現(xiàn)象；氣溫低時氣制動管路不應(yīng)出現(xiàn)結(jié)冰。(12)制動器的機(jī)件應(yīng)使用壽命長、制造成本低；對摩擦材料的選擇也應(yīng)考慮到環(huán)保要求，應(yīng)力求

16、減小制動時飛散到大氣中的有害于人體的石棉纖維。第2章 制動器設(shè)計方案的論證和選擇除了輔助制動裝置是利用發(fā)動機(jī)排氣或其他緩速措施對下長坡的汽車進(jìn)行減緩或穩(wěn)定車速外，汽車制動器幾乎都是機(jī)械摩擦式的，即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。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，前者是安裝在車輪處，后者則安裝在傳動系的某軸上，例如變速器第二軸的后端或傳動軸的前端。摩擦式制動器按其旋轉(zhuǎn)元件的形狀又可分為鼓式和盤式兩大類。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

17、，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(對中央制動器)；其旋轉(zhuǎn)摩擦元件為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內(nèi)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)代汽車已很少采用。由于外束型鼓式制動器通常簡稱為帶式制動器，而且在汽車上已很

18、少采用，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)張型鼓式結(jié)構(gòu)。盤式制動器的旋轉(zhuǎn)元件是一個垂向安放且以兩側(cè)面為工作面的制動盤，其固定摩擦元件一般是位于制動盤兩側(cè)并帶有摩擦片的制動塊。當(dāng)制動盤被兩側(cè)的制動塊夾緊時，摩擦表面便產(chǎn)生作用于制動盤上的摩擦力矩。盤式制動器常用作轎車的車輪制動器，也可用作各種汽車的中央制動器。車輪制動器主要用作行車制動裝置，有的也兼作駐車制動之用；而中央制動器則僅用于駐車制動，當(dāng)然也可起應(yīng)急制動的作用。鼓式制動器和盤式制動器的結(jié)構(gòu)型式也有多種，其主要結(jié)構(gòu)型式如下圖所示。圖2.1 制動器的結(jié)構(gòu)型式2.1 鼓式制動器的結(jié)構(gòu)型式及選擇鼓式制動器

19、可按其制動蹄的受力情況分類(見圖2.2)，它們的制動效能、制動鼓的受力平衡狀況以及車輪旋轉(zhuǎn)方向?qū)χ苿有艿挠绊懢煌Ｖ苿犹惆雌鋸堥_時的轉(zhuǎn)動方向和制動鼓的旋轉(zhuǎn)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。鼓式制動器按蹄的屬性分為：2.1.1 領(lǐng)從蹄式制動器如圖2.2(a)、(b)所示，若圖上方的旋向箭頭代表汽車前進(jìn)時制動鼓的旋轉(zhuǎn)方向(制動鼓正向旋轉(zhuǎn))，則蹄1為領(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)了。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

20、蹄式制動器。由圖2.2(a)、(b)可見，領(lǐng)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2.2 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）雙向增力式對于兩蹄的張開力P1=P2=P的領(lǐng)從蹄式制動器結(jié)構(gòu)，如圖2.2(b)所示，兩蹄壓緊制動鼓的法向力應(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

21、的“增勢”作用，使其進(jìn)一步壓緊制動鼓而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小。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軸承承受。這種制動時兩蹄法向反力不能相互平衡的制動器也稱為非平衡式制動器。液壓或楔塊驅(qū)動的領(lǐng)從蹄式制動器均為非平衡式結(jié)構(gòu)，也叫做簡單非平衡式制動器。非平衡式制動器將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(yán)重。為使襯片壽命均衡，可將從蹄的摩擦襯片包角適當(dāng)?shù)販p小。對于如圖2.2(a)所示具有定心凸輪張開裝置的領(lǐng)從蹄式制動器，在制動時，凸輪機(jī)構(gòu)保證了兩蹄等位移，因此作用于兩蹄上的法

22、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P1、P2則不等，且必然有P1<P2。由于兩蹄的法向反力N1=N2在制動鼓正、反兩個方向旋轉(zhuǎn)并制動時均成立，因此這種結(jié)構(gòu)的特性是雙向的，實(shí)際上也是平衡式的。其缺點(diǎn)是驅(qū)動凸輪的力要大而效率卻相對較低，約為0.60.8。因為凸輪要求氣壓驅(qū)動，因此這種結(jié)構(gòu)僅用于總質(zhì)量大于或等于10 t的貨車和客車上。領(lǐng)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(jìn)和倒車時的制動性能不變，結(jié)構(gòu)簡單，造價較低，也便于附裝駐車制動機(jī)構(gòu)，故仍廣泛用作中、重型載貨汽車的前、后輪以及轎車的后輪制動器。2.1.2 雙領(lǐng)蹄式制動器當(dāng)汽車前進(jìn)時，若兩制動蹄

23、均為領(lǐng)蹄的制動器，稱為雙領(lǐng)蹄式制動器。但這種制動器在汽車倒車時，兩制動蹄又都變?yōu)閺奶悖虼?，它又稱為單向雙領(lǐng)蹄式制動器。如圖2.2(c)所示，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(jī)件在制動底板上是以制動底板中心作對稱布置的，因此兩蹄對鼓作用的合力恰好相互平衡，故屬于平衡式制動器。單向雙領(lǐng)蹄式制動器根據(jù)其調(diào)整方法的不同，又有多種結(jié)構(gòu)方案，如圖2.3所示。雙領(lǐng)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。中級轎車的前制動器常用這種型式，這是由于這類汽車前進(jìn)制動時，前軸的動軸荷及附著力大于后軸，而倒車時則相反，采用種結(jié)構(gòu)作為前輪制動器并與領(lǐng)從蹄式后輪制動

24、器相匹配，則可較容易地獲得所希望的前、后輪制動力分配()并使前、后輪制動器的許多零件有相同的尺寸。它不用于后輪還由于有兩個互相成中心對稱的制動輪缸，難于附加駐車制動驅(qū)動機(jī)構(gòu)。 雙向雙領(lǐng)蹄式制動器當(dāng)制動鼓正向和反向旋轉(zhuǎn)時兩制動蹄均為領(lǐng)蹄的制動器，稱為雙向雙領(lǐng)蹄式制動器。如圖2.2(d)及圖2.4所示。其兩蹄的兩端均為浮式支承，不是支承在支承銷上，而是支承在兩個活塞制動輪缸的支座上或其他張開裝置的支座上。當(dāng)制動時，油壓使兩個制動輪缸的兩側(cè)活塞或其他張開裝置的兩側(cè)均向外移動，使兩制動蹄均壓緊在制動鼓的內(nèi)圓柱面上。制動鼓靠摩擦力帶動兩制動蹄轉(zhuǎn)過一小角度，使兩制動蹄的轉(zhuǎn)動方向均與制動鼓的旋轉(zhuǎn)方向一致；當(dāng)

25、制動鼓反向旋轉(zhuǎn)時，其過程類同但方向相反。因此，制動鼓在正向、反向旋轉(zhuǎn)時兩制動蹄均為領(lǐng)蹄，故稱為雙向雙領(lǐng)蹄式制動器。它也屬于平衡式制動器。由于這種制動器在汽車前進(jìn)和倒退時的性能不變，故廣泛用于中、輕型載貨汽車和部分轎車的前、后輪。但用作后輪制動器時，需另設(shè)中央制動器用于駐車制動。2.1.4 單向增力式制動器如圖2.2(e)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。當(dāng)汽車前進(jìn)時，第一制動蹄被單活塞的制動輪缸推壓到制動鼓的內(nèi)圓柱面上。制動鼓靠摩擦力帶動第一制動蹄轉(zhuǎn)過一小角度，進(jìn)而經(jīng)頂桿推動第二制動蹄也壓向制動鼓的工作表面并支承在其上端的支承銷上。顯然，第一制動蹄為一增勢

26、的領(lǐng)蹄，而第二制動蹄不僅是一個增勢領(lǐng)蹄，而且經(jīng)頂桿傳給它的推力Q要比制動輪缸給第一制動蹄的推力P大很多，使第二制動蹄的制動力矩比第一制動蹄的制動力矩大23倍之多。由于制動時兩蹄的法向反力不能互相平衡，因此屬于一種非平衡式制動器。雖然這種制動器在汽車前進(jìn)制動時，其制動效能很高，且高于前述各種制動器，但在倒車制動時，其制動效能卻是最低的。因此，僅用于少數(shù)輕、中型貨車和轎車上作前輪制動器。 2.1.5 雙向增力式制動器 如圖2.2(f)所示，將單向增力式制動器的單活塞制動輪缸換以雙活塞式制動輪缸，其上端的支承銷也作為兩蹄可共用的，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(jìn)制動或倒退

27、制動，該制動器均為增力式制動器。只是當(dāng)制動鼓正向旋轉(zhuǎn)時，前制動蹄為第一制動蹄，后制動蹄為第二制動蹄；而反向旋轉(zhuǎn)時，第一制動蹄與第二制動蹄正好對調(diào)。第一制動蹄是增勢領(lǐng)蹄，第二制動蹄不僅是增勢領(lǐng)蹄，而且經(jīng)頂桿傳給它的推力Q要比制動輪缸給第一蹄或第二蹄的推力大很多。但制動時作用于第二蹄上端的制動輪缸推力起著減小第二蹄與支承銷間壓緊力的作用。雙向增力式制動器也是屬于非平衡式制動器。雙向增力式制動器在高級轎車上用得較多，而且往往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通過制動輪缸產(chǎn)生制動蹄的張開力進(jìn)行制動，而駐車制動則是用制動操縱手柄通過綱索拉繩及杠桿等操縱。另外，它也廣泛用于汽車中央

28、制動器，因為駐車制動要求制動器正、反的制動效能都很高，而且駐車制動若不用于應(yīng)急制動時不會產(chǎn)生高溫，因而熱衰退問題并不突出。還應(yīng)指出，制動器的效能不僅與制動器的結(jié)構(gòu)型式、結(jié)構(gòu)參數(shù)和摩擦系數(shù)有關(guān)，也受到其他有關(guān)因素的影響。例如制動蹄摩擦襯片與制動鼓僅在襯片的中部接觸時，輸出的制動力矩就?。欢谝r片的兩端接觸時，輸出的制動力矩就大。制動器的效能常以制動器效能因數(shù)或簡稱為制動器因數(shù)BF(brake factor)來衡量，制動器因數(shù)BF可用下式表達(dá)： (2-1)式中: fN1，fN2：制動器摩擦副間的摩擦力；N1，N2：制動器摩擦副間的法向力，對平衡式鼓式制動器和盤式制動器：N1=N2f制動器摩擦副的摩

29、擦系數(shù)；P鼓式制動器的蹄端作用力，盤式制動器襯塊上的作用力。圖2.5 制動器因數(shù)BF與摩擦系數(shù)f的關(guān)系曲線1-増力式制動器；2-雙領(lǐng)蹄式制動器；3-領(lǐng)從蹄式制動器；4-盤式制動器；5-雙從蹄式制動器基本尺寸比例相同的各種內(nèi)張型鼓式制動器以及盤式制動器的制動器因數(shù)BF與摩擦系數(shù)f之間的關(guān)系如圖2.5所示。BF值大，即制動效能好。在制動過程中由于熱衰退，摩擦系數(shù)是會變化的，因此摩擦系數(shù)變化時，BF值變化小的，制動效能穩(wěn)定性就好。制動器因數(shù)值愈大，摩擦副的接觸情況對制動效能的影響也就愈大。所以，對制動器的正確調(diào)整，對高效能的制動器尤為重要。2.2 盤式制動器的結(jié)構(gòu)型式及選擇按摩擦副中的固定摩擦元件的

30、結(jié)構(gòu)，盤式制動器分為鉗盤式和全盤式制動器兩大類。鉗盤式制動器的固定摩擦元件是兩塊帶有摩擦襯塊的制動塊，后者裝在以螺栓固定于轉(zhuǎn)向節(jié)或橋殼上的制動鉗體中。兩塊制動塊之間有作為旋轉(zhuǎn)元件的制動盤，制動盤是用螺栓固定于輪轂上。制動塊的摩擦襯塊與制動盤的接觸面積很小，在盤上所占的中心角一般僅約30° 50°，因此這種盤式制動器又稱為點(diǎn)盤式制動器。其結(jié)構(gòu)較簡單，質(zhì)量小，散熱性較好，借助于制動盤的離心力作用易于將泥水、污物等甩掉，維修也方便。但由于摩擦襯塊的面積較小，單位壓力很高，摩擦面的溫度較高，故對摩擦材料的要求較高。全盤式制動器的固定摩擦元件和旋轉(zhuǎn)元件均為圓盤形，制動時各盤摩擦表面全

31、部接觸。其工作原理如摩擦離合器，故又稱為離合器式制動器。用得較多的是多片全盤式制動器，以便獲得較大的制動力。但這種制動器的散熱性能較差，故多為油冷式，結(jié)構(gòu)較復(fù)雜。按制動鉗的結(jié)構(gòu)型式，鉗盤式制動器又可分為固定鉗式和浮動鉗式兩種。： 固定鉗式盤式制動器如圖2.6所示，在制動鉗體上有兩個液壓油缸，其中各裝有一個活塞。當(dāng)壓力油液進(jìn)入兩個油缸活塞外腔時，推動兩個活塞向內(nèi)將位于制動盤兩側(cè)的制動塊總成壓緊到制動盤上，從而將車輪制動。當(dāng)放松制動踏板使油液壓力減小時，回位彈簧又將兩制動塊總成及活塞推離制動盤。這種型式也稱為對置活塞式或浮動活塞式。 浮動鉗式盤式制動器浮動鉗式盤式制動器的制動鉗體是浮動的。其浮動方

32、式有兩種，一種是制動鉗體可作平行滑動；另一種是制動鉗體可繞一支承銷擺動(見圖2.7)。因而有滑動鉗式盤式制動器和擺動鉗式盤式制動器之分。但它們的制動油缸均為單側(cè)的，且與油缸同側(cè)的制動塊總成是活動的，而另一側(cè)的制動塊總成則固定在鉗體上。制動時在油液壓力作用下，活塞推動活動制動塊總成壓靠到制動盤，而反作用力則推動制動鉗體連同固定制動塊總成壓向制動盤的另一側(cè)，直到兩制動塊總成受力均等為止。對擺動鉗式盤式制動器來說，鉗體不是滑動而是在與制動盤垂直的平面內(nèi)擺動。這樣就要求制動摩擦襯塊應(yīng)預(yù)先做成楔形的(摩擦表面對背面的傾斜角為6°左右)。在使用過程中，摩擦襯塊逐漸磨損到各處殘存厚度均勻后即應(yīng)更換

33、。圖2.6 固定鉗式盤式制動器1 轉(zhuǎn)向節(jié)（或橋殼）；2調(diào)整墊片；3活塞；4制動塊總成；5導(dǎo)向支撐銷；6制動鉗體；7輪輻；8回位彈簧；9制動盤；10輪轂圖2.7 浮動鉗式盤式制動器工作原理1 制動盤；2制動鉗體；3制動塊總成；4帶磨損警報裝置的制動塊總成；5活塞；6制動鉗支架；7導(dǎo)向銷 固定鉗式盤式制動器在汽車上的應(yīng)用是早于浮動鉗式的，其制動鉗的剛度好，除活塞和制動塊外無其他滑動件，但由于需采用兩個油缸分置于制動盤的兩側(cè)，使結(jié)構(gòu)尺寸較大，布置較困難；需兩組高精度的液壓缸和活塞，成本較高；制動熱經(jīng)制動鉗體上的油路傳給制動油液，易使其由于溫度過高而產(chǎn)生氣泡影響制動效果；另外，由于兩側(cè)制動塊均靠活塞推

34、動，難于兼用于由機(jī)械操縱的駐車制動，必須另加裝一套駐車制動用的輔助制動鉗，或是采用盤鼓結(jié)合式后輪制動器，其中作為駐車用的鼓式制動器由于直徑較小，只能是雙向增力式的，這種“盤中鼓”結(jié)構(gòu)很緊湊，但雙向增力式制動器的調(diào)整不方便。浮動鉗式盤式制動器只在制動盤的一側(cè)裝油缸，結(jié)構(gòu)簡單，造價低廉，易于布置，結(jié)構(gòu)尺寸緊湊，可以將制動器進(jìn)一步移近輪轂，同一組制動塊可兼用于行車和駐車制動。浮動鉗由于沒有跨越制動盤的油道或油管，減少了受熱機(jī)會，單側(cè)油缸又位于盤的內(nèi)側(cè)，受車輪遮蔽較少使冷卻條件較好，另外，單側(cè)油缸的活塞比兩側(cè)油缸的活塞要長，也增大了油缸的散熱面積，因此制動液溫度比用固定鉗時低3050，氣化的可能性較小

35、。但由于制動鉗體是浮動的，必須設(shè)法減少滑動處或擺動中心處的摩擦、磨損和噪聲。 2.3 盤式和鼓式制動器比較與鼓式制動器相比，盤式制動器的優(yōu)點(diǎn)有：1)熱穩(wěn)定性較好。這是因為制動盤對摩擦襯塊無摩擦增力作用，還因為制動摩擦襯塊的尺寸不長，其工作表面的面積僅為制動盤面積的12%6%，故散熱性較好。2)水穩(wěn)定性較好。因為制動襯塊對盤的單位壓力高，易將水?dāng)D出，同時在離心力的作用下沾水后也易于甩掉，再加上襯塊對盤的擦拭作用，因而，出水后只需經(jīng)一、二次制動即能恢復(fù)正常；而鼓式制動器則需經(jīng)過十余次制動方能恢復(fù)正常制動效能。3)制動穩(wěn)定性好。盤式制動器的制動力矩與制動油缸的活塞推力及摩擦系數(shù)成線性關(guān)系，再加上無自

36、行增勢作用，因此在制動過程中制動力矩增長較和緩，與鼓式制動器相比，能保證高的制動穩(wěn)定性。4)制動力矩與汽車前進(jìn)和后退行駛無關(guān)。5)在輸出同樣大小的制動力矩的條件下，盤式制動器的質(zhì)量和尺寸比鼓式要小。6)盤式的摩擦襯塊比鼓式的摩擦襯片在磨損后更易更換，結(jié)構(gòu)也較簡單，維修保養(yǎng)容易。7)制動盤與摩擦襯塊間的間隙小(0.050.15mm)，這就縮短了油缸活塞的操作時間，并使制動驅(qū)動機(jī)構(gòu)的力傳動比有增大的可能。8)制動盤的熱膨脹不會像制動鼓熱膨脹那樣引起制動踏板行程損失，這也使間隙自動調(diào)整裝置的設(shè)計可以簡化。9)易于構(gòu)成多回路制動驅(qū)動系統(tǒng)，使系統(tǒng)有較好的可靠性和安全性，以保證汽車在任何車速下各車輪都能均

37、勻一致地平穩(wěn)制動。10)能方便地實(shí)現(xiàn)制動器磨損報警，以便及時更換摩擦襯塊。盤式制動器的主要缺點(diǎn)是難以完全防止塵污和銹蝕(但封閉的多片全盤式制動器除外)；兼作駐車制動器時，所需附加的駐車制動驅(qū)動機(jī)構(gòu)較復(fù)雜，因此有的汽車采用前輪為盤式后輪為鼓式的制動系統(tǒng)；另外，由于無自行增勢作用，制動效能較低，中型轎車采用時需加力裝置。盤式制動器尤其是浮動鉗式盤式制動器已十分廣泛地用于轎車的前輪。與鼓式后輪制動器配合，也可使后輪制動器較容易地附加駐車制動的驅(qū)動機(jī)構(gòu)，兼作駐車制動器之用。有些轎車的前、后輪都采用盤式制動器，主要是為了保持制動力分配系數(shù)的穩(wěn)定。本次設(shè)計的是桑塔納2000GSI的前輪制動器，綜合考慮各種

38、因素，通過盤式制動器和鼓式制動器以及固定鉗盤式和浮動鉗盤式制動器的比較，最后選擇為滑動鉗盤式制動器。第3章 制動系的主要參數(shù)及其選擇對汽車制動性能有著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)、制動強(qiáng)度、附著系數(shù)利用率、最大制動力矩與制動器因數(shù)等。3.1 制動力與制動力分配系數(shù)汽車制動時，如果忽略路面對車輪的滾動阻力矩和汽車回轉(zhuǎn)質(zhì)量的慣性力矩，則任一角速度>0的車輪，其力矩平衡方程為: (3-1)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，N.m；地面作用于車輪上的制動力，即地面與輪胎之間的摩擦力，又稱為地面制動力，其方向與汽車行駛方向相

39、反，N；車輪有效半徑，m。令 (3-2)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，大小亦相等，且僅由制動器結(jié)構(gòu)參數(shù)所決定。即取決于制動器的結(jié)構(gòu)型式、尺寸、摩擦副的摩擦系數(shù)及車輪有效半徑等，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。但地面制動力受著附著條件的限制，其值不可能大于附著力，即 (3-3)或 (3-4)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(dá)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

40、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(dá)到附著力值后就不再增大，而制動器制動力由于踏板力的增大使摩擦力矩增大而繼續(xù)上升(見圖3.1)。 圖3.1 制動力與踏板力的關(guān)系 圖3.2 制動時的汽車受力圖根據(jù)圖3.2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Z1，Z2為： (3-5)式中：G汽車所受重力；L汽車軸距；汽車質(zhì)心離前軸距離；汽車質(zhì)心離后軸距離；汽車質(zhì)心高度；g重力加速度；-汽車制動減速度。 汽車總的地面制動力為 (3-6)式中： q（）制動強(qiáng)度，亦稱比減速度或比制動力；，前后軸車輪的地面制動力。由以上兩式可求得

41、前、后軸車輪附著力為 (3-7)上式表明：汽車在附著系數(shù)為任意確定值的路面上制動時，各軸附著力即極限制動力并非為常數(shù)，而是制動強(qiáng)度q或總制動力的函數(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。由式(6)、式(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件是 (3-8)式中：

42、 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(8)可知，前、后車輪同時抱死時，前、后輪制動器的制動力，是的函數(shù)。由式(8)中消去，得 (3-9)式中: L汽車的軸距。將上式繪成以，為坐標(biāo)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25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，都能使前、后車輪同時抱死。然而，目前大多數(shù)兩軸汽車尤其是貨車的前、后制動器制動力之比值為一定值，并以前制

43、動與汽車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)： (3-10)又由于在附著條件所限定的范圍內(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)。3.2 同步附著系數(shù)由式(10)可得 (3-11)上式在圖3.3中是一條通過坐標(biāo)原點(diǎn)且斜率為(1-)/的直線，它是具有制動器制動力分配系數(shù)為的汽車的實(shí)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(diǎn)，可求出B點(diǎn)處的附著系數(shù)=,則稱線與I曲線交點(diǎn)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。同步附著系數(shù)的計算公式是： (3-12)圖3.3 某載貨汽車的I曲線與線對于前、后

44、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，前、后車輪制動器才會同時抱死。當(dāng)汽車在不同值的路面上制動時，可能有以下情況： (1)當(dāng)<，線位于I曲線下方，制動時總是前輪先抱死。它雖是一種穩(wěn)定工況，但喪失轉(zhuǎn)向能力。(2)當(dāng)>，線位于I曲線上方，制動時總是后輪先抱死，這時容易發(fā)生后軸側(cè)滑使汽車失去方向穩(wěn)定性。(3)當(dāng)=，制動時汽車前、后輪同時抱死，是一種穩(wěn)定工況，但也失去轉(zhuǎn)向能力。為了防止汽車的前輪失去轉(zhuǎn)向能力和后輪產(chǎn)生側(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制動減速度，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

45、(前、后車輪同時抱死)時，其制動減速度為du/dt=qg=g，即q=，q為制動強(qiáng)度。而在其他附著系數(shù)的路面上制動時，達(dá)到前輪或后輪即將抱死時的制動強(qiáng)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(dá)，可定義為： (3-13)式中： 汽車總的地面制動力；G汽車所受重力； q制動強(qiáng)度。當(dāng)=時， q=，=1,利用率最高。直至20世紀(jì)50年代，當(dāng)時道路條件還不很好，汽車行駛速度也不很高，后輪抱死側(cè)滑的后果也不顯得像前輪抱死喪失轉(zhuǎn)向能力那樣嚴(yán)重，因此往往將值定得較低，即處于常遇附著系數(shù)范圍的中間偏低區(qū)段。但當(dāng)今道路條件大為改

46、善，汽車行駛速度也大為提高，因而汽車因制動時后輪先抱死引起的后果十分嚴(yán)重。由于車速高，它不僅會引起側(cè)滑甩尾甚至?xí){(diào)頭而喪失操縱穩(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。如何選擇同步附著系數(shù)，是采用恒定前后制動力分配比的汽車制動系設(shè)計中的一個較重要的問題。在汽車總重和質(zhì)心位置已定的條件下，的數(shù)值就決定了前后制動力的分配比。的選擇與很多因數(shù)有關(guān)。首先，所選的應(yīng)使得在常用路面上，附著系數(shù)利用率較高。具體而言，若主要是在較好的路面上行駛，則選的值可偏高些，反之可偏低些。從緊急制動的觀點(diǎn)出發(fā)，值宜取高些。汽車若常帶掛車行駛或常在山區(qū)行駛，值宜取低些。此外，的選

47、擇還與汽車的操縱性、穩(wěn)定性的具體要求有關(guān)，與汽車的載荷情況也有關(guān)。總之，的選擇是一個綜合性的問題，上述各因數(shù)對的要求往往是相互矛盾的。因此，不可能選一盡善盡美的值，只有根據(jù)具體條件的不同，而有不同的側(cè)重點(diǎn)。根據(jù)設(shè)計經(jīng)驗，空滿載的同步附著系數(shù)和應(yīng)在下列范圍內(nèi)：轎車：0.650.80；輕型客車、輕型貨車：0.550.70；大型客車及中重型貨車：0.450.65。現(xiàn)代汽車多裝有比例閥或感載比例閥等制動力調(diào)節(jié)裝置，可根據(jù)制動強(qiáng)度、載荷等因素來改變前、后制動器制動力的比值，使之接近于理想制動力分配曲線。為保證汽車制動時的方向穩(wěn)定性和有足夠的附著系數(shù)利用率，聯(lián)合國歐洲經(jīng)濟(jì)委員會(ECE)的制動法規(guī)規(guī)定，在

48、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)，前輪均應(yīng)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q0.1+0.85(-0.2)。3.3 制動強(qiáng)度和附著系數(shù)利用率上面已給出了制動強(qiáng)度q和附著系數(shù)利用率的定義式，如式(6)和式(12)所示。下面再討論一下當(dāng)=、<和>時的q和。根據(jù)所定的同步附著系數(shù)，可以由式(8)及式 (10)求得 (3-14) (3-15)進(jìn)而求得 (3-16) (3-17)當(dāng)=時，故，q=；=1當(dāng)<時，可能得到的最大總制動力取決于前輪剛剛首先抱死的條件，即。由式（6）、式（7）、式（12）和式（15）得 (

49、3-18) (3-19) (3-20)當(dāng)>時， 可能得到的最大總制動力取決于后輪剛剛首先抱死的條件，即。由式(6)、式(7)、式 (12)和式(16)得 (3-21) (3-22) (3-23)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，其值總是選得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，總是后輪先抱死。3.4 制動器最大制動力矩應(yīng)合理地確定前、后輪制動器的制動力矩，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(9)可知，雙軸汽車前、后車輪附著力同時被充分利用或

50、前、后輪同時抱死時的制動力之比為式中： ,汽車質(zhì)心離前、后軸距離;同步附著系數(shù)；汽車質(zhì)心高度。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；作用于后軸車輪上的地面法向反力；車輪有效半徑。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，為了保證在的良好的路面上（例如=0.7）能夠制動到后軸和前軸先后抱死滑移（此時制動強(qiáng)度），前、后軸的車輪制動器所能產(chǎn)生的最大制動力力矩為 (3-24) (3-25)對于選取較大值的各類汽車，

51、則應(yīng)從保證汽車制動時的穩(wěn)定性出發(fā)，來確定各軸的最大制動力矩。當(dāng)時，相應(yīng)的極限制動強(qiáng)度，故所需的后軸和前軸的最大制動力矩為 (3-26) (3-27)式中： 該車所能遇到的最大附著系數(shù)；q制動強(qiáng)度，由式(22)確定；車輪有效半徑。一個車輪制動器應(yīng)有的最大制動力矩為按上列公式計算結(jié)果的半值。3.5 制動器因數(shù)式(2-1)已給出了制動器因數(shù)BF的表達(dá)式（即，），它表示制動器的效能，因此又稱為制動器效能因數(shù)。其實(shí)質(zhì)是制動器在單位輸入壓力或力的作用下所能輸出的力或力矩，用于評比不同結(jié)構(gòu)型式的制動器的效能。制動器因數(shù)可定義為在制動鼓或制動盤的作用半徑上所產(chǎn)生的摩擦力與輸入力之比，即 (3-28)式中：制動

52、器的摩擦力矩；R制動鼓或制動盤的作用半徑；P輸入力，一般取加于兩制動蹄的張開力(或加于兩制動塊的壓緊力)的平均值為輸入力。對于鉗盤式制動器，設(shè)兩側(cè)制動塊對制動盤的壓緊力均為P，則制動盤在其兩側(cè)工作面的作用半徑上所受的摩擦力為2P，此處為盤與制動襯塊間的摩擦系數(shù)，于是鉗盤式制動器的制動器因數(shù)為 (3-29)第4章 制動器的設(shè)計計算4.1 桑塔納2000GSI的設(shè)計參數(shù)裝備質(zhì)量 1140kg滿載質(zhì)量 1560kg軸荷分配空載時 前軸 640kg 后軸 500kg滿載時 前軸 735kg 后軸 825kg質(zhì)心高度 空載時 550mm 滿載時 586mm質(zhì)心距前軸的距離空載時 1164.9mm 滿載時 1404.6mm質(zhì)心距后軸的距離空載時 1491.1mm 滿載時 1251.4mm軸距 2656mm輪胎半徑 295mm 輪輞外徑 14in4.2 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