汽車制動系統(tǒng)畢業(yè)設計

1、<p><b>　　摘 要</b></p><p>　　Formula SAE比賽由美國車輛工程師學會（SAE）于1979年創(chuàng)立，每年在世界各地有600余支大學車隊參加各個分站賽，2011年將在中國舉辦第一屆中國大學生方程式賽車，本設計將針對中國賽程規(guī)定進行設計。</p><p>　　本說明書主要介紹了大學生方程式賽車制動的設計，首先介紹了汽車制動系統(tǒng)的

2、設計意義、研究現狀以及設計目標。然后對制動系統(tǒng)進行方案論證分析與選擇，主要包括制動器形式方案分析、制動驅動機構的機構形式選擇、液壓分路系統(tǒng)的形式選擇和液壓制動主缸的設計方案，最后確定方案采用簡單人力液壓制動雙回路前后盤式制動器。除此之外，還根據已知的汽車相關參數，通過計算得到了制動器主要參數、前后制動力矩分配系數、制動力矩和制動力以及液壓制動驅動機構相關參數。最后對制動性能進行了詳細分析。</p><p>　　關

3、鍵字：制動、盤式制動器、液壓</p><p><b>　　Abstract</b></p><p>　　Formula SAE race was founded in 1979 by the American cars institute of Engineers every year more than 600 teams participate in variou

4、s races around the world,China will hold the first Formula one for Chinese college students,the design will be for design of the provisions of the Chinese calendar.</p><p>　　This paper mainly introduces the

5、design of breaking system of the Formula Student.First of all,breaking system's development,structure and category are shown,and according to the structures,virtues and weakness of drum brake and disc brake analysis

6、is done. At last, the plan adopting hydroid two-backway brake with front disc and rear disc.Besides, this paper also introduces the designing process of front brake and rear break,braking cylinder,parameter's choice

7、of main components braking and chan</p><p>　　Key words:braking,braking disc,hydroid pressure</p><p><b>　　目 錄</b></p><p><b>　　摘 要Ⅰ</b></p><p>

8、;　　AbstractⅡ</p><p><b>　　目 錄Ⅲ</b></p><p><b>　　第1章 緒論1</b></p><p>　　1.1 制動系統(tǒng)設計的意義1</p><p>　　1.2 制動系統(tǒng)研究現狀1</p><p>　　1.3 本次制動系統(tǒng)

9、應達到的目標1</p><p>　　1.4 大學生方程式賽車制動規(guī)則和要求2</p><p>　　1.4.1 制動系統(tǒng)——概況2</p><p>　　1.4.2 制動測試2</p><p>　　1.4.3 剎車踏板超程開關2</p><p>　　1.4.4 剎車燈2</p><p>

10、　　1.5 本次制動系統(tǒng)設計任務3</p><p>　　第2章 制動系統(tǒng)方案論證分析與選擇4</p><p>　　2.1 制動器形式方案分析4</p><p>　　2.1.1 鼓式制動器4</p><p>　　2.1.2 盤式制動器7</p><p>　　2.2 制動驅動機構的機構形式選擇8</p&

11、gt;<p>　　2.2.1 簡單制動系8</p><p>　　2.2.2 動力制動系8</p><p>　　2.2.3 伺服制動系9</p><p>　　2.3 液壓分路系統(tǒng)的形式的選擇10</p><p>　　2.4 液壓制動主缸的設計方案11</p><p>　　第3章 制動系統(tǒng)設計計算

12、12</p><p>　　3.1 制動系統(tǒng)主要參數數值12</p><p>　　3.1.1 相關主要參數12</p><p>　　3.1.2 同步附著系數的分析13</p><p>　　3.1.3 地面對前、后輪的法向反作用力13</p><p>　　3.2 制動器有關計算14</p><

13、;p>　　3.2.1 確定前后制動力矩分配系數14</p><p>　　3.2.2 制動器制動力矩的確定14</p><p>　　3.2.3 盤式制動器主要參數確定14</p><p>　　3.2.4 盤式制動器的制動力計算16</p><p>　　3.3 制動器主要零部件的結構設計17</p><p>

14、;　　第4章 液壓制動驅動機構的設計計算19</p><p>　　4.1 前輪制動輪缸直徑的確定19</p><p>　　4.2 制動主缸直徑的確定19</p><p>　　4.3 制動踏板力和制動踏板工作行程20</p><p>　　第5章 制動性能分析22</p><p>　　5.1 制動性能評價指標

15、22</p><p>　　5.2 制動效能22</p><p>　　5.3 制動效能的恒定性22</p><p>　　5.4 制動時汽車方向的穩(wěn)定性22</p><p>　　5.5 制動器制動力分配曲線分析23</p><p>　　5.6 制動減速度和制動距離S24</p><p>

16、　　5.7 摩擦襯塊的磨損特性計算24</p><p><b>　　參考文獻27</b></p><p><b>　　致 謝28</b></p><p><b>　　附錄29</b></p><p><b>　　第1章 緒論</b></

17、p><p>　　1.1 制動系統(tǒng)設計的意義</p><p>　　汽車是現代交通工具中用得最多、最普遍、也是運用得最方便的交通工具。汽車制動系統(tǒng)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鍵裝置，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、可靠性的要求越來越高，為保

18、證人身和車輛安全，必須為汽車配備十分可靠的制動系統(tǒng)。本次畢業(yè)設計題目為大學生方程式賽車制動系統(tǒng)設計。</p><p>　　1.2 制動系統(tǒng)研究現狀</p><p>　　車輛在形式過程中要頻繁進行制動操作，由于制動性能的好壞直接關系到交通和人身安全，因此制動性能是車輛非常重要的性能之一，改善汽車的制動性能始終是汽車設計制造和使用部門的重要任務。當車輛制動時，由于車輛受到與行駛方向相反的外力，

19、所以才導致汽車的速度逐步減小到0，對這一過程中車輛受力情況的分析有助于制動系統(tǒng)的分析和設計，因此制動過程受力情況分析是車輛試驗和設計的基礎，由于這一過程較為復雜，因此一般在實際中只能建立簡化模型分析，通常人們從三個方面來對制動系統(tǒng)進行分析和評價：</p><p>　　1）制動效能：即制動距離與制動減速度；</p><p>　　2）制動效能的恒定性：即熱衰退性；</p><

20、;p>　　3）制動時汽車方向的穩(wěn)定性；</p><p>　　目前，對于整車制動系統(tǒng)的研究主要通過路試或臺架進行，由于在汽車道路試驗中車輪扭矩不易測量，因此，多數有關制動系的試驗均通過間接測量來進行汽車在道路上的行駛，其車輪與地面的作用力是汽車運動變化的根據，在汽車道路試驗中，如果能夠方便地測量出車輪上扭矩的變化，則可為汽車整車制動性能研究提供更全面的試驗數據和性能評價。</p><p&g

21、t;　　1.3 本次制動系統(tǒng)應達到的目標</p><p>　　1）具有良好的制動效能；</p><p>　　2）具有良好的制動效能穩(wěn)定性；</p><p>　　3）制動時汽車操縱穩(wěn)定性好；</p><p>　　4）制動效能的熱穩(wěn)定性好；</p><p>　　1.4 大學生方程式賽車制動規(guī)則和要求</p>

22、<p>　　1.4.1 制動系統(tǒng)——概況</p><p>　　賽車必須配備有剎車系統(tǒng)。并且作用于所有四個車輪上，而且只被一個控制器控制。</p><p>　　1）它必須有兩套獨立的液壓回路，以防系統(tǒng)泄漏或失效時，至少在兩輪上還保持有有效的制動力。每個液壓回路必須有其專屬的儲油罐（可用獨立儲油罐或用原廠的儲油罐）。</p><p>　　2）單個剎車作用時，有

23、限的滑移差是可以接受的。</p><p>　　3）剎車系統(tǒng)必須在以下的測試中，能夠抱死所有四個輪。</p><p>　　4）線控制動是禁止的。</p><p>　　5）沒有保護的塑料剎車線是禁止的。</p><p>　　6）剎車系統(tǒng)必須裝有碎片護罩，以防傳動系失效或小碰撞（引起的碎片破壞制動系統(tǒng)）。</p><p>　

24、　7）從側面看，安裝在賽車簧上（簧上質量：指懸架支撐的質量）部分上的剎車系統(tǒng)的任何部分都不可以伸到車架或者承載式車身的下表面以下。（新內容）</p><p>　　1.4.2 制動測試</p><p>　　剎車系統(tǒng)將在動態(tài)中測試。并且必須能四輪抱死，并且不跑偏，同時能夠在由制動性能檢查官員指定的加速賽盡頭停車。</p><p>　　1.4.3 剎車踏板超程開關<

25、/p><p>　　1）車上必須裝有一個剎車踏板超程開關。在萬一剎車踏板超程引起剎車系統(tǒng)失效時，這個開關必須能夠被啟動并停止發(fā)動機。該開關必須能夠徹底斷絕點火，同時切斷傳給任何電動燃油泵的電力。</p><p>　　2）重復啟用此開關不能恢復給這些部件的動力。并且它必須被設計成不能被車手重置。</p><p>　　3）開關只有被相似的部件代替才可，而不是通過依靠邏輯程序控

26、制器、發(fā)動機控制單元，或有相似功能的數字控制器來替代。</p><p><b>　　1.4.4 剎車燈</b></p><p>　　1）賽車必須配備有至少15w，或可以從后面看等效的清晰可見的紅色剎車燈。如果使用了LED（發(fā)光二極管）燈源，它必須在非常強的日光下也清晰可見。</p><p>　　2）剎車燈必須安置在兩輪之間的中線并在垂直方向上和

27、車手的肩膀的高度齊高，并且在側面，接近賽車的中線。</p><p>　　1.5 本次制動系統(tǒng)設計任務</p><p>　　1）學習大學生方程式賽車的相關規(guī)程</p><p>　　2）根據整車基本參數對制動系統(tǒng)的主要部件制動器進行設計計算，并選擇合適的制動器部件。合理設計制動系統(tǒng)，滿足賽車相關要求</p><p>　　3）計算并得出賽車的I曲線

28、和β線，論證制動系統(tǒng)設計的合理性。</p><p>　　4）設計過程中要考慮具有剎車踏板超程開關、剎車燈，要求完成其控制電路設計。</p><p>　　5）繪制制動系統(tǒng)裝配圖</p><p>　　6）將方案論證的結果及設計計算的結果整理，完成畢業(yè)論文。</p><p>　　第2章 制動系統(tǒng)方案論證分析與選擇</p><p

29、>　　2.1 制動器形式方案分析</p><p>　　汽車制動器幾乎均為機械摩擦式，即利用旋轉元件和固定元件兩工作表面間的摩擦產生的制動力矩使汽車減速或停車。一般摩擦式制動器按旋轉元件的形狀分為鼓式和盤式兩大類。</p><p>　　2.1.1 鼓式制動器</p><p>　　鼓式制動器是最早形式汽車制動器，當盤式制動器還沒有出現前，它已經廣泛應用于各類汽車上

30、。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軸套管的凸緣上，其旋轉的摩擦元件作為制動鼓。車輪制動器的制動鼓均固定在輪轂上。制動時，利用制動鼓的圓柱內表面與制動蹄摩擦蹄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

31、動帶，其旋轉摩擦元件為制動鼓，并利用制動鼓的外圓柱表面與制動帶摩擦片的內圓弧作為一對摩擦表面，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，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:</p><p>　　1) 領從蹄式制動器</p><p>　　如圖2-1所示，若圖上方的旋向箭頭代表汽車前進時制動鼓的旋轉

32、方向（制動鼓正向旋轉），則蹄1為領蹄，蹄2為從蹄。汽車倒車時制動鼓的旋轉方向變?yōu)榉聪蛐D，則相應得使領蹄與從蹄也就相互對調了。這種當制動鼓正、反反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使制動器。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。增勢作用使領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。&

33、lt;/p><p>　　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，也便于服裝駐車制動機構，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。</p><p>　　圖2-1 領從蹄式制動器</p><p>　　2) 雙領蹄式制動器</p><p>　　若在汽車前

34、進時兩制動蹄均為領蹄的制動器，則稱為雙領蹄使制動器（如圖2-2所示）。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為雙向領蹄式制動器。如圖所示，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，兩蹄對制動鼓的作用的合力恰好相互平衡，故屬于平面式制動器。</p><p>　　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

35、能大降，這種結構經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。</p><p>　　圖2-2 雙領從蹄式制動器</p><p>　　3) 雙向雙領蹄式制動器</p><p>　　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（如圖2-3所示）。它也屬于平衡式制動器。由于雙向雙領蹄式

36、制動器在汽車前進及倒車時的制動性能不變，因此廣泛應用于中、輕型載貨汽車和部分轎車的前后輪，但用作后輪制動器時，則需另設中央制動用于駐車制動。</p><p>　　圖2-3 雙向雙領蹄式制動器 </p><p>　　4) 單向增力式制動器</p><p>　　單向增力式制動器如圖2-4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地板上的支承銷上，由于制動時兩蹄

37、的法向反力不能相互平衡，因此它居于一種非平衡式的制動器。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，它用于少數輕、中型貨車和轎車上作為前輪制動器。</p><p>　　圖2-4 單向增力式制動器</p><p>　　5）雙向增力式制動器</p><p>　　將單向增力式制動器的單活塞式制動輪缸換

38、用雙活塞式制動輪缸，其上端的支承銷也作為</p><p>　　兩蹄共用的，則稱為雙向增力式制動器(如圖2-5所示)。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。</p><p>　　雙向增力式制動器在大型高速轎車上用的較多，而且常常將其作為行車制動與駐車制動功用的制動器，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

39、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于汽車的中央制動器，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。</p><p>　　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，在轎車領域上已經逐步退出讓位給盤式制動器。但由于成本低，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

40、制動。</p><p>　　圖2-5 雙向增力式制動器</p><p>　　2.1.2 盤式制動器</p><p>　　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。</p><p><b>　　1）鉗盤式</b></p><p>　　鉗盤式制動器按制動鉗的結構形式不同可分為定

41、鉗盤式制動器、浮鉗盤式制動器等。</p><p>　　定鉗盤式制動器：這種制動器中的制動鉗固定不動，制動盤與車輪相連并在制動鉗體開口槽中旋轉。具有以下優(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。</p><p>　　浮鉗盤式制動器：這種制動器具有以下優(yōu)點：僅在盤得內側

42、具有液壓缸，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，液壓缸冷卻條件好，所以制動液汽化的可能性?。怀杀镜?；浮動盤的制動塊可兼用駐車制動。</p><p><b>　　2）全盤式</b></p><p>　　在全盤制動器中，摩擦副的旋轉元件及固定元件均為圓盤形，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，

43、其應用遠遠沒有鉗盤式制動器廣泛。</p><p>　　盤式制動器與鼓式制動器相比，有以下優(yōu)點：</p><p>　　1）制動效能穩(wěn)定性好；</p><p>　　2）制動力矩與汽車運動方向無關；</p><p>　　3）易于構成雙回路，有較高的可靠性和安全性；</p><p>　　4）尺寸小、質量小、散熱好；</p

44、><p>　　5）制動襯塊上壓力均勻，襯塊磨損均勻；</p><p>　　6）更換襯塊工作簡單容易。</p><p>　　7）襯塊與制動盤間的間隙小，縮短了制動協(xié)調時間。</p><p>　　8）易于實現間隙自動調整。</p><p>　　綜合以上優(yōu)缺點最終確定本次設計采用前后盤式制動器，且均為浮鉗盤式制動器。</p

45、><p>　　2.2 制動驅動機構的機構形式選擇</p><p>　　根據動力源的不同，制動驅動機構可分為簡單制動、動力制動及伺服制動三大類型。而力的傳遞方式又有機械式、液壓式、氣壓式、氣壓-液壓式的區(qū)別。</p><p>　　2.2.1 簡單制動系</p><p>　　簡單制動系即人力制動系，是靠四級作用于制動踏板上或手柄上的力作為制動力源。而

46、傳力方式有機械式和液壓式兩種。</p><p>　　機械式的靠桿系或鋼絲繩傳力，其結構簡單，造假低廉，工作可靠，但機械效率低，因此僅用于中、小型汽車的駐車制動裝置中。</p><p>　　液壓式的簡單制動系統(tǒng)通常稱為液壓制動系，用于行車制動裝置。其優(yōu)點是作用滯后時間短（0.1-0.3s),工作壓力大（可達10MPa-12MPa),缸徑尺寸小，可布置在制動器內部作為制動蹄的張開機構或制動塊的

47、壓緊機構，使之結構簡單、緊湊、質量小、造價低。但其有限的力傳動比限制了它在汽車上的適用范圍。另外，液壓管路在過渡受熱時會形成氣泡而影響傳輸，即產生所謂“氣阻”使制動效能降低甚至失效；而當氣溫過低時（-25攝氏度和更低時），由于制動液的粘度增大，使工作的可靠性降低，以及當有局部損壞時，使整個系統(tǒng)都不能繼續(xù)工作，液壓式簡單制動系曾廣泛用于轎車、輕型及以下的貨車和部分中型貨車上。但由于操作較沉重，不能適應現代汽車提高操作輕便性的要求，故當前僅

48、多用于微型汽車上，在轎車和輕型汽車已經極少采用。</p><p>　　2.2.2 動力制動系</p><p>　　動力制動系是以發(fā)動機動力形成的氣壓或液壓勢能作為汽車制動的全部力源進行制動，而</p><p>　　司機作用于制動踏板或手柄上的力僅用于對制動回路中控制元件的操縱。在簡單制動系中的踏板力與其行程間的發(fā)比例關系在動力制動系中便不復存在。</p>

49、<p>　　動力制動系有氣壓制動系、氣頂液式制動系和全液壓動力制動系3種。</p><p><b>　　1)氣壓制動系</b></p><p>　　氣壓制動系是動力制動系最常見的型式，由于可獲得較大的制動驅動力，且主車與被拖的掛車以及汽車列車之間制動驅動系統(tǒng)的連接裝置結構簡單、連接和斷開均很方便，因此被廣用于總質量為8t以上尤其是15t以上的載貨汽車、越

50、野汽車和客車上，但氣壓制動系必須采用空氣壓縮機、儲氣筒、制動閥等裝置，使其結構復雜、笨重、輪廓尺寸大、造價高；管路中氣壓的產生和撤除均較慢，作用滯后時間較長（0.3s-0.9s),因此，當制動閥到制動氣室和儲氣罐的距離較遠時，有必要加設啟動的第二控制元件--繼動閥（即加速閥）以及快放閥；管路工作壓力較低（一半為0.5MPa-0.9MPa)。因而制動器室的直徑達，只能置于制動器之外，在通過桿件及凸輪或鍥塊驅動制動蹄，使非簧載質量增大；另外

51、制動氣室排氣時也有較大噪聲。</p><p><b>　　2)氣頂液式制動系</b></p><p>　　氣頂液式制動系是動力制動系的另一種型式，即利用氣壓系統(tǒng)作為普通的液壓制動系統(tǒng)主缸的驅動力源的一種制動驅動機構，它兼有液壓制動和氣壓制動的主要優(yōu)點。由于其氣壓系統(tǒng)的管路短，故作用滯后時間也較短。顯然，其結構復雜、質量大、造價高，故主要用于重型汽車上，一部分總質量為9

52、t-11t的中型汽車上也有所采用。</p><p>　　3)全液壓動力制動系</p><p>　　全液壓動力制動系除具有一般液壓制動系統(tǒng)的優(yōu)點外，還具有操作輕便、制動反應快、制動能力強、受氣阻影響較小、易于采用制動力調節(jié)裝置和防滑移裝置，及可與動力轉向、液壓懸架、舉升機構及其他輔助設備共同液壓泵和儲油等優(yōu)點。其結構復雜、精密件多，對系統(tǒng)的密封性要求也較高，故并未得到廣泛應用，目前僅用于某些

53、高級轎車、大型客車以及極少數的重礦用自卸汽車上。</p><p>　　2.2.3 伺服制動系</p><p>　　伺服制動系是在人力液壓制動系的基礎上加設一套除其他能源提供的助力裝置，使人力與動力可兼用，即兼用人力和發(fā)動機動力作為制動能源的制動系，在正常情況下，其輸出工作壓力主要由動力伺服系統(tǒng)產生，而在動力伺服系統(tǒng)失效時，仍可全由人力驅動液壓系統(tǒng)產生一定程度的制動力。因此，在中級以上的轎車

54、及輕、中型客、貨汽車上得到了廣泛的應用。</p><p>　　按伺服系統(tǒng)能源的不同，又有真空伺服制動系、氣壓伺服制動系和液壓伺服制動系之分，其伺服能源分別為真空能（負氣壓能）、氣壓能和液壓能。</p><p>　　根據賽規(guī)及經驗要求，確定本次設計采用簡單液壓制動。</p><p>　　2.3 液壓分路系統(tǒng)的形式的選擇</p><p>　　圖2

55、-1 液壓分路系統(tǒng)形式</p><p>　　為了提高制動工作的可靠性，應采用分路系統(tǒng)，即全車的所有行車制動器的液壓或氣壓管路分為兩個或更多的相互獨立的回路，其中一個回路失效后，仍可利用其他完好的回路起制動作用。</p><p>　　雙軸汽車的雙回路制動系統(tǒng)有以下常見的物種分路形式(如圖2-1所示)：</p><p>　　一軸對一軸（II）型，前軸制動器與后橋制動器各

56、用一個回路。</p><p>　　交叉型（X），前軸的一側車輪制動器與后橋的對策車輪制動器同屬一個回路。</p><p>　　一周半對半軸（HI）型，兩側前制動器的板書輪缸和全部后制動器輪缸屬于一個回路，其余的前輪缸則屬另一回路。</p><p>　　半軸一輪對半軸一輪（LL)型，兩個回路分別對兩側前輪制動器的半數輪缸和一個后輪制動器起作用。</p>

57、<p>　　雙半軸對雙半軸（HH）型，每個回路均只對每個前、后制動器的半數輪缸起作用。</p><p>　　II型管路布置較為簡單，可與傳統(tǒng)的但輪崗鼓式制動器配合使用，成本較低，目前在各類汽車特別是商用車商用得最廣泛。對于這種形式，若后制動回路失效，則一旦前輪抱死即極易喪失轉彎制動能力。對于采用前輪驅動因而前制動器強于后制動器的乘用車，當前制動回路失效而單用后橋制動時，制動力將嚴重不足（小于正常情況下的

58、一半），并且，若后橋負荷小于前軸負荷，則踏板力過大時易使后橋車輪抱死而汽車側滑。</p><p>　　X型的結構也很簡單。直行制動時任一回路失效，剩余的總制動力都能保持正常值的50%。但是，一旦某一管路損壞造成制動力不對稱，此時前輪將朝制動力大的一邊繞主銷轉動，使汽車喪失穩(wěn)定性。因此，這種方案適用于主銷偏移距為負值（達20mm)的汽車上。這時，不平衡的制動力使車輪反向轉動，改善了汽車的穩(wěn)定性。</p>

59、<p>　　HI、HH、LL型結構都比較復雜。LL型和HH型在任一回路失效時，前后制動力比值均與 </p><p>　　正常情況下相同，剩余總制動力可達正常值的50%左右。HI型單用一軸半回路時剩余制動力較大，但此時與LL型一樣，緊急制動情況下后輪很容易先抱死。</p><p>　　綜合以上各個管路的優(yōu)缺點，最終選擇X型管路。</p><p>　　2.

60、4 液壓制動主缸的設計方案</p><p>　　為了提高汽車行駛的安全性，并根據交通法則的要求，現代汽車的行駛制動系統(tǒng)都采用了雙回路制動系統(tǒng)。雙回路制動系統(tǒng)的制動主缸為串聯(lián)雙缸制動主缸，單缸制動主缸已經被淘汰。</p><p>　　儲存罐中的油經每一腔的進油螺栓和各自旁通孔、補償孔流入主缸的前、后腔。在主缸前、后工作腔內產生的油壓分別經各自的出油閥和各自的管路傳到前、后輪制動器的輪缸。&l

61、t;/p><p>　　主缸不工作時，前、后倆工作腔內的活塞頭部與皮碗正好位于前、后腔內各自的旁通孔和補償孔之間。</p><p>　　當踏下制動踏板時，踏板傳動機構通過推桿推動后缸活塞前移，到皮碗掩蓋住旁通孔后，此腔液壓升高。在后腔液壓和后腔彈簧力的作用下，推動前缸活塞向前移動，前腔壓力也隨之升高。當繼續(xù)下踩制動踏板時，前、后腔的液壓繼續(xù)升高，使前、后輪制動器制動。</p>&l

62、t;p>　　撤除踏板力后，制動踏板機構、主缸前后腔活塞和輪缸活塞，在各自的復位彈簧作用下回位，管路中的制動液借其壓力推開回油閥門流回主缸。于是接觸制動。</p><p>　　當迅速放開制動踏板時，由于油液的粘性和管路阻力的影響，油液不能及時流回主缸并填充因活塞右移而讓出的空間，因而在旁通孔開啟之前，壓油腔中產生一定的真空度。此時進油腔液壓高于壓油腔，因而進油腔的油液便從前、后缸活塞的前密封皮碗的邊緣與缸壁間

63、的間隙流入各自的壓油腔以填補真空。與此同時，儲液室中的油液經補償孔流入各自的進油腔?；钊耆珡臀缓螅酝滓验_放，由制動管路繼續(xù)流回主缸而顯多余的油液便可經前、后缸的旁通孔流回儲液室。液壓系統(tǒng)中因密封不良而產生的制動液漏泄，和因溫度變化而引起的制動液膨脹或收縮，都可以通過補償孔和旁通孔得到補償。</p><p>　　若與前腔連接的制動管路損壞樓有時，則在踩下制動踏板時只后腔中能建立液壓，前腔中無壓力。此時在液壓差

64、作用下，前腔活塞迅速前移到前缸活塞前端頂到主缸體上。此后，后缸工作腔中液壓方能升高到制動所需的值。</p><p>　　若與后腔連接的制動管路損壞漏油時，則在踩下制動踏板時，起先只是后缸活塞前移，而不能推動前缸活塞，因后缸工作腔中不能建立液壓。但在后缸活塞直接頂觸前缸活塞時，前缸活塞前移，使前缸工作腔建立必要的液壓而制動。</p><p>　　由此可見，采用這種主缸的雙回路液壓制動系，當制

65、動系統(tǒng)中任一回路失效時，串聯(lián)雙缸制動主缸的另一腔仍能夠工作，只是所需踏板行程加大，導致汽車制動距離增長，制動力減小。大大的提高了工作的可靠性。</p><p>　　第3章 制動系統(tǒng)設計計算</p><p>　　3.1 制動系統(tǒng)主要參數數值</p><p>　　3.1.1 相關主要參數</p><p>　　1.汽車相關主要參數如表3.1所示。

66、</p><p>　　表3.1 汽車相關主要參數</p><p>　　2.2010年FSAE贊助輪胎相關參數如表3.2所示。</p><p>　　表3.2 2010年FSAE贊助輪胎相關參數</p><p>　　3.1.2 同步附著系數的分析</p><p>　　當時：制動時總是前輪先抱死，這是一種穩(wěn)定工況，但喪失了轉

67、向能力；</p><p>　?。?）當時：制動時總是后輪先抱死，這是容易發(fā)生后軸策劃而使汽車喪失方向穩(wěn)定性；</p><p>　?。?）當時：制動時汽車前后輪同時抱死，是一種穩(wěn)定工況，但也喪失了轉向能力。</p><p>　　分析表明，汽車在同步系數為的路面上制動（前后輪同時抱死）時，其制動減速度為，即q=,q為制動強度。而在其他附著系數的路面上制動時，達到前輪或者

68、后輪即將抱死的制動強度q<,這表明只有在的路面上，地面的附著條件才可以得到充分利用。</p><p>　　根據相關資料查出賽車=0.7，故取=0.7。</p><p>　　3.1.3 地面對前、后輪的法向反作用力</p><p>　　若在不同附著系數的路面上，前、后輪同時抱死（不論是同時抱死或分別先后抱死），此時或。地面作用于前、后輪的法向反作用力為</

69、p><p><b>　?。?-1）</b></p><p><b>　?。?-2）</b></p><p>　　前后輪同時抱死制動時地面對前、后輪法向反作用力的變化如表3.3所示</p><p>　　表3.3 前后輪同時抱死地面對前、后輪法向反作用力的變化</p><p>　　3

70、.2 制動器有關計算</p><p>　　3.2.1 確定前后制動力矩分配系數</p><p>　　根據公式： （3-3）</p><p>　　得到： （3-4）</p><p>　　3.2.2 制動器制動力矩的確定</p><

71、p>　　應急制動時，假定前后輪同時抱死拖滑，此時所需的前橋制動力矩為 （3-5）</p><p>　　式中，G為賽車重力；L為軸距；a為汽車質心到前軸的距離；為汽車質心的高度

72、；為附著系數；為輪胎有效半徑。</p><p><b>　　當==0.7時，</b></p><p><b>　　即</b></p><p>　　因為== (3-6)</p><p>&l

73、t;b>　　所以</b></p><p>　　3.2.3 盤式制動器主要參數確定</p><p><b>　　1）制動盤直徑D</b></p><p>　　制動盤直徑D應盡可能取大些，這時制動盤的有效半徑得到增加，可以降低制動鉗的夾緊力，減少襯塊的單位壓力和工作溫度。受輪輞直徑的限制，制動盤的直徑通常選擇為輪輞直徑的70％一7

74、9％?？傎|量大于2t的汽車應取上限。 這里去制動盤的直徑D為輪輞直徑的百分之70%，即mm</p><p>　　2）制動盤厚度的選擇</p><p>　　制動盤厚度對制動盤質量和工作時的溫升有影響。為使質量小些，制動盤厚度不宜取得大；為了降低溫度，制動盤厚度又不宜取得過小。制動盤可以做成實心的，或者為了散熱通風的需要在制動盤中間鑄出通風孔道。一般實心制動盤厚度可取為10～20mm，通風式制

75、動盤厚度取為20～50mm，采用較多的是20～30mm。在高速運動下緊急制動, 制動盤會形成熱變形, 產生顫抖。為提高制動盤摩擦面的散熱性能, 大多把制動盤做成中間空洞的通風式制動盤, 這樣可使制動盤溫度降低20 %～30 %。這里制動器采用實心制動盤設計，mm厚度 。</p><p>　　3）摩擦襯塊內半徑R1和外半徑R2</p><p>　　摩擦襯塊（如圖3-1所示）是指鉗夾活塞推動擠

76、壓在制動盤上的摩擦材料。摩擦襯塊分為摩擦材料和底板,兩者直接壓嵌在一起。摩擦襯塊外半徑只與內半徑及推薦摩擦襯塊外半徑與內半徑的比值不大于1.5。若此比值偏大，工作時襯塊的外緣與內側圓周速度相差較多，磨損不均勻，接觸面積減少，最終導致制動力矩變化大。因為制動器直徑D等于231mm,則摩擦塊mm取，所以mm。</p><p><b>　　圖3-1 摩擦襯塊</b></p><

77、p>　　4）摩擦襯塊工作面積</p><p>　　對于盤式制動器襯塊工作面積A，推薦根據制動襯塊單位面積占有的汽車質量在范圍內選用。單個前輪摩擦塊,則單個前輪制動器A=48;單個后輪摩擦塊，則單個后輪制動器A=32.能夠滿足β的要求。</p><p>　　5）摩擦襯塊摩擦系數f</p><p>　　選擇摩擦片時不僅希望其摩擦系數要高些，更要求其熱穩(wěn)定性要好，

78、受溫度和壓力的影響要小。不能單純地追求摩擦材料的高摩擦系數，應提高對摩擦系數的穩(wěn)定性和降低制動器對摩擦系數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。各種制動器用擦材料的摩擦系數的穩(wěn)定值約為 0.3～0.5，少數可達0.7。一般說來，摩擦系數愈高的材料，其耐磨性愈</p><p>　　差。所以在制動器設計時并非一定要追求高摩擦系數的材料。當前國產的制動摩擦片材料在溫度低于 250℃時，保持摩擦系數=0

79、.35～0.40 已無大問題。因此，在假設的理想條件下計算制動器的制動力矩。另外，在選擇摩擦材料時應盡量采用減少污染和對人體無害的材料。所選擇摩擦系數=0.35。</p><p>　　總結得到參數如表3.4所示</p><p>　　表3.4 制動器基本參數</p><p>　　3.2.4 盤式制動器的制動力計算</p><p>　　假定襯塊的

80、摩擦表面全部與制動盤接觸，且各處單位壓力分布均勻，則制動器的制動力矩為</p><p><b>　　（3-7）</b></p><p>　　式中，為摩擦因數；為單側制動塊對制動盤的壓緊力；R為作用半徑。</p><p>　　對于常見的具有扇形摩擦表面的襯塊，若其徑向寬度不很大，則R等于平均半徑或有效半徑，在實際中已經足夠精確。</p>

81、;<p><b>　　平均半徑為</b></p><p><b>　　mm</b></p><p>　　式中，和為摩擦襯塊扇形表面的內半徑和外半徑。</p><p>　　有效半徑是扇形表面的面積中心至制動盤中心的距離，如下式所示（推導見離合器設計）</p><p><b>　

82、　（3-8）</b></p><p><b>　　式中，.</b></p><p>　　因為,,故，越小，則兩者差值越大。</p><p>　　應當指出，若過小，即扇形的徑向寬度過大，襯塊摩擦面上各不同半徑處得滑磨速度相差太遠，磨損不均勻，因為單位壓力分布均勻這一假設條件不能成立，則上述計算方法也就不適用。值一般不應小于0.65.&

83、lt;/p><p>　　假定襯塊的摩擦表面全部與制動盤接觸，且各處單位壓力分布均勻，則制動器的制動力矩</p><p><b>　　為</b></p><p><b>　　（3-9）</b></p><p>　　式中，為摩擦因數；為單側制動塊對制動盤的壓緊力；R為作用半徑。</p><

84、;p>　　對于常見的具有扇形摩擦表面的襯塊，若其徑向寬度不很大，則R等于平均半徑或有效半徑，在實際中已經足夠精確。</p><p><b>　　平均半徑為</b></p><p><b>　?。?-10）</b></p><p>　　式中，和為摩擦襯塊扇形表面的內半徑和外半徑。</p><p>

85、;　　對于前制動器 (3-11)</p><p><b>　　所以</b></p><p>　　對于后制動器 (3-12)</p><p><b>　　所以&

86、lt;/b></p><p>　　3.3 制動器主要零部件的結構設計</p><p><b>　　1）制動盤</b></p><p>　　制動盤一般用珠光體灰鑄鐵制成，或用添加Cr或Ni等合金鑄鐵制成。制動盤在工作時不僅承受著制動塊作用的法向力和切向力，而且承受著熱負荷。為了改善冷卻效果，鉗盤式制動器的制動盤有的鑄成中間有徑向通風槽的雙層

87、盤這樣可大大地增加散熱面積，降低溫升約20-30%，但盤得整體厚度較厚。而一般不帶通風盤的汽車制動盤，其厚度約在10-13mm之間。本次設計采用的材料為HT250。 .</p><p><b>　　2）制動鉗</b></p><p>　　制動鉗由可鍛鑄鐵KTH370-12或球墨鑄鐵QT400-18制造，也有用輕合金制造的，例如用鋁合金壓鑄。</p>&l

88、t;p><b>　　3）制動塊</b></p><p>　　制動塊由背板和摩擦襯快組成，兩者直接牢固地壓嵌或鉚接或粘結在一起。</p><p><b>　　4）摩擦材料</b></p><p>　　制動摩擦材料應具有穩(wěn)定的摩擦系數，抗熱衰退性要好，不應在溫升到某一數值以后摩擦系數突然急劇下降，材料應有好的耐磨性，低的

89、吸水（油、制動液）率，低的壓縮率、低的熱</p><p>　　傳導率和低的熱膨脹率，高的抗壓、抗剪切、抗彎曲性能和耐沖擊性能，制動時應不產生噪聲、不產生不良氣味、應盡量采用污染小對人體無害的摩擦材料。當前，制動器廣泛采用模壓材料。</p><p><b>　　5）制動輪缸</b></p><p>　　制動輪缸采用單活塞式制動輪缸，其在制動器中布

90、置方便。輪缸的缸體由灰鑄鐵HT250制成。其缸簡為通孔，需鏜磨。活塞由鋁合金制造?；钊舛藟河袖撝频拈_槽頂快，以支承插槽中的制動蹄，極端部或端部接頭。輪缸的工作腔由裝在活塞上的橡膠密封圈或靠在活塞內端面處得橡膠皮碗密封。本次設計采用的是HT250.</p><p>　　第4章 液壓制動驅動機構的設計計算</p><p>　　4.1 前輪制動輪缸直徑的確定</p><p

91、>　　制動輪缸對制動塊施加的張開力與輪缸直徑和制動管路壓力的關系為 (4-1)</p><p>　　制動管路壓力一般不超過10～12。取。</p><p><b>　　(4-2)</b></p><p>　　輪缸直徑應在標準規(guī)定的尺寸系列中選取（HG286

92、5-1997),具體為19mm、22mm、24mm、25mm、28mm、30mm、32mm、35mm、38mm、40mm、45mm、50mm、55mm。因此取前輪制動輪缸直徑為32mm.</p><p>　　同理，后輪制動輪缸直徑。因此取后輪制動輪缸直徑為25mm.</p><p>　　4.2 制動主缸直徑的確定</p><p>　　第個輪缸的工作容積為：</

93、p><p><b>　　(4-3)</b></p><p>　　式中，為第個輪缸活塞的直徑；為輪缸中活塞的數目；為第個輪缸活塞在完全制動時的行程，初步設計時，對鼓式制動器可取2.0-2.5mm.此處取mm.</p><p>　　所以一個前輪輪缸的工作容積為</p><p>　　一個后輪輪缸的工作容積為</p>

94、<p>　　所有輪缸的總工作容積為,式中，為輪缸數目。制動主缸應有的工作容積為,式中為制動軟管的變形容積。在初步設計時，制動主缸的工作容積可為：對于乘用車;對于商用車。此處取。</p><p><b>　　所以</b></p><p><b>　　(4-4)</b></p><p>　　主缸活塞行程和活塞直徑為&

95、lt;/p><p><b>　　(4-5)</b></p><p>　　一般=（0.8～1.2）。此處取=。</p><p><b>　　所以 </b></p><p><b>　　(4-6)</b></p><p>　　主缸的直徑應符合QC/T311-

96、1999中規(guī)定的尺寸系列，具體為19mm、22mm、28mm、32mm、35mm、38mm、40mm、45mm。所以取得mm。</p><p>　　4.3 制動踏板力和制動踏板工作行程</p><p><b>　　制動踏板力為：</b></p><p><b>　　(4-7)</b></p><p>

97、;　　式中，為制動主缸活塞直徑；p為制動管路的液壓；為探班機構的傳動比；為踏板機構及液壓主缸的機械效率，可取=0.82～0.86.此處取=4，=0.85.</p><p>　　制動踏板力應滿足以下要求；最大踏板力一般為500N（乘用車）或700N（商用車）。設計時，制動踏板力可在200N～350N的范圍內選取。</p><p><b>　　所以</b></p&g

98、t;<p><b>　　符合設計要求。</b></p><p><b>　　制動踏板工作行程為</b></p><p><b>　　(4-8)</b></p><p>　　式中，為主缸中推桿與活塞間的間隙，一般取1.5mm～2mm;為主缸活塞空行程，主缸活塞由不工作時的極限位置到使其皮碗

99、完全封堵主缸上的旁通孔所經過的行程。</p><p>　　制動器調整正常時的踏板工作行程,在只應占計及制動襯塊的容許磨損量的踏板行程的40%～60%。</p><p>　　為了避免空氣侵入制動管路，在計算制動主缸活塞回位彈簧時，應保證踏板放開后，制動管路中仍保持0.05～0.14的殘余壓力。</p><p>　　最大踏板行程，對乘用車應不大于100～150mm,對商

100、用車不大于180mm。此外，作用在制動手柄上最大的力，對乘用車不大于400N，對商用車不大于600N。制動手柄最大</p><p>　　行程對乘用車不大于160mm,對商用車不大于220mm.</p><p><b>　　符合設計要求</b></p><p>　　第5章 制動性能分析</p><p>　　任何一套制動裝

101、置都是由制動器和制動驅動機構兩部分組成。</p><p>　　汽車的制動性是指汽車在行駛中能利用外力強制地降低車速至停車或下長坡時能維持一定車速的能力。</p><p>　　5.1 制動性能評價指標</p><p>　　汽車的制動性主要由下列三方面來評價：</p><p>　　制動效能，即制動距離與制動減速度。</p><

102、p>　　2）制動效能的恒定性，即抗熱衰退性能。</p><p>　　3）制動時汽車的方向穩(wěn)定性，即制動時汽車不發(fā)生跑偏、側滑以及失去轉向能力的性能。</p><p>　　5.2 制動效能 </p><p>　　制動效能是指在良好路面上，汽車以一定初速度制動到停車的制動距離或制動時汽車的減速度。制動效能是制動性能中最基本的評價指標。制動距離越小，制動減速度越大

103、，汽車的制動效能就越好。</p><p>　　5.3 制動效能的恒定性</p><p>　　制動效能的恒定性主要指的是抗熱衰退性能。汽車在高速行駛或下長坡連續(xù)制動時制動效能保持的程度。因為制動過程中實際上是把汽車行駛的動能通過制動器吸收轉換為熱能，所以制動器溫度升高后能保持在冷態(tài)時的制動效能，已成為設計制動器時要考慮的一個重要問題。</p><p>　　5.4 制動

104、時汽車方向的穩(wěn)定性</p><p>　　制動時汽車的方向穩(wěn)定性，常用制動時汽車給定路徑行駛的能力來評價。若制動時發(fā)生跑偏、側滑或失去轉向能力。則汽車將偏離原來的路徑。</p><p>　　制動過程中汽車維持直線行駛，或按預定彎道行駛的能力，稱為方向穩(wěn)定性。影響方向穩(wěn)定性包括制動跑偏、后軸側滑或前輪失去轉向能力三種情況。制動時發(fā)生跑偏、側滑或失去轉向能力時，汽車將偏離給定的行駛路徑。因此，常

105、用制動時汽車按給定路</p><p>　　徑行駛的能力來評價汽車制動時的方向穩(wěn)定性，對制動距離和制動減速度兩指標測試時都要求了其實驗通道的寬度。</p><p>　　方向穩(wěn)定性是從制動跑偏、側滑以及失去轉向能力方面來考驗。</p><p>　　制動跑偏的原因有兩個：</p><p>　　汽車左右車輪，特別是轉向軸左右車輪制動器制動力不相等。&

106、lt;/p><p>　　制動時懸架導向桿系與轉向系拉桿在運動學上不協(xié)調（相互干涉）。</p><p>　　前者是由于制動調整誤差造成的，是非系統(tǒng)的。而后者是屬于系統(tǒng)性誤差。側滑是指汽車制動時某一軸的車輪或兩軸的車輪發(fā)生橫向滑動的現象。最危險的情況時高速制動時后軸發(fā)生側滑。防止后軸發(fā)生側滑應使前后軸同時抱死或前軸先報死后軸始終不抱死。</p><p>　　理論分析如下，真

107、正的評價需要靠實驗。</p><p>　　5.5 制動器制動力分配曲線分析</p><p>　　對于一般汽車而言，根據其前后軸制動力的分配、載荷情況及路面附著系數和坡度等因素，當制動器制動力足夠時，制動過程可能出現如下三種情況：</p><p>　　前輪先抱死拖滑，然后后輪抱死拖滑。</p><p>　　后輪先抱死拖滑，然后前輪抱死拖滑。&l

108、t;/p><p>　　前后輪同時抱死拖滑。</p><p>　　所以，前后輪制動力分配將影響汽車制動時的方向穩(wěn)定性和附著條件利用程度，是設計汽車制動時必須妥善處理的問題。</p><p>　　根據給定參數和及制動力分配系數，應用EXCEL編制出制動力分配曲線如下：</p><p>　　當I線與β線相交時，即=0.7時，即前后輪同時抱死。</

109、p><p>　　當I線在β線下方時，前輪先抱死。</p><p>　　當I線在β線上方時，后輪先抱死。</p><p>　　通過圖5-1可以看出相關參數和制動力分配系數的合理性。</p><p>　　圖 5-1 賽車制動力分配曲線</p><p>　　5.6 制動減速度和制動距離S</p><p>

110、　　制動系的制動效果，可以用最大制動減速度及最小制動距離來評價。</p><p>　　假設汽車是在水平的，堅硬的道路上行駛，并且不考慮路面附著條件，因此制動力是由制動器產生。此時</p><p><b>　　所以符合要求。</b></p><p>　　5.7 摩擦襯塊的磨損特性計算</p><p>　　摩擦襯塊的磨損受溫

111、度、摩擦力、滑磨速度、制動鼓（制動盤）的材質及加工情況，以及襯片本身材質等許多因素的影響，因此在理論上計算磨損性能極為困難。但試驗表明，影響磨損的最重要的因素還是摩擦表面的溫度和摩擦力。</p><p>　　從能量的觀點來說，汽車制動過程即是將汽車的機械能（動能和勢能）的一部分轉變?yōu)闊崮芏纳⒌倪^程。在制動強度很大的緊急制動過程中，制動器幾乎承擔了汽車全部動能耗散的任務。此時，由于制動時間很短，實際上熱能還來不及

112、逸散到大氣中就被制動器所吸收，致使制動器溫度升高。這就是所謂制動器的能量負荷。能量負荷越大，則襯片（襯塊）的磨損越嚴重。對于盤式制動器的襯塊，其單位面積上的能量負荷比鼓式制動器襯片大許多倍，所以制動盤的表面溫度比制動鼓的高。</p><p>　　各種汽車的總質量及其制動襯塊的摩擦面積各不相同，因而有必要用一種相對的量作為評價能量負荷的指標。目前，各國常用的指標是比能量消散率，即單位時間內襯塊單位摩擦面積耗散的能量

113、，通常所用的計量單位為。比能量耗散率有時也稱為單位功負荷，或簡稱能量負荷。</p><p>　　雙軸汽車的單個前輪及后輪制動器的比能量耗散率分別為</p><p><b>　　(5-1)</b></p><p><b>　　(5-2)</b></p><p><b>　　(5-3)<

114、/b></p><p>　　式中，為汽車總質量；為汽車回轉質量換算系數；、為制動初速度和終速度（）；為制動減速度（）；t為制動時間；、為前、后制動襯片（襯塊）的摩擦面積；為制動力分配系數。</p><p>　　在緊急制動到停車的情況下，，并可認為，故</p><p><b>　　(5-4)</b></p><p>

115、<b>　?。?-5）</b></p><p>　　據有關文獻推薦，鼓式制動器的比能量耗散率比不大于為宜，計算時取減速度。制動初速度：乘用車用100km/h(27.8m/s)；總質量3.5t以下的商用車用；總質量3.5t以上的商用車用65km/h(18m/s)。乘用車的盤式制動器在同上的和的條件下，比能量耗散率應不大于。對于最高車速低于以上規(guī)定的制動初速度的汽車，按上述條件算出的值允許略大于

116、。比能量耗散率過高不僅引起襯片（襯塊）的加速磨損，且又可能使制動鼓</p><p>　　或制動盤更早發(fā)生龜裂。</p><p><b>　?。?-6）</b></p><p><b>　　(5-7)</b></p><p><b>　?。?-8）</b></p>