【正文】 用率 ? 的定義式，如式 (7)和式 (13)所示。下面再討論一下當 ? = 0? 、 ? 0? 和 ? 0? 時的 q 和 ? 。 根據(jù)所定的同步附著系數(shù) 0? ，可以由式（ 9）及式（ 11）求得 L hL g02 ?? ?? （ 14） L hL g011 ?? ??? （ 15） 進而求得 qhLLGGqFF gBB )( 021 ??? ???? （ 16） qhLLGGqFF gBB )()1()1( 012 ??? ?????? （ 17） 當 ? = 0? 時： 11 ?FFB ?，22 ?FFB ?，故 ?GFB? ， q=? ； ? =1 當 ? 0? 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11 ?FFB ?。由式（ 7）、式（ 8）、式（ 13）和式（ 16）得 gB hLGLF )(022 ?? ???? （ 18） ghLLq )(022 ?? ???? （ 19） ghLLo )(22 ??? ??? （ 20） 當 ? 0? 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22 ?FFB ?。由式（ 7）、式（ 8）、式（ 13）和式（ 17）得 gB hLGLF )(011 ?? ???? （ 21） ghLLq )(011 ?? ???? （ 22） ghLL )(011 ??? ??? （ 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 0? 值總是選得小于可能遇到的最大附著系數(shù)。所以在 ? 0? 的良好路面上緊急制動時，總是后輪先抱死。 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 1Z , 2Z 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前、后輪同時抱死時的制動力之比為 ggff hL hLZZFF01022121 ?????? 式中 1L , 2L —— 汽車質(zhì)心離前、后軸距離 。 0? —— 同步附著系數(shù)； gh — — 汽車質(zhì)心高度。 通常，上式的比值：轎車約為 ～ ；貨車約為 ～ 。 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 eff rFT11? eff rFT 22 ? 式中 1fF—— 前軸制動器的制動力， ?11 ZFf ?； 2fF—— 后軸制動器的制動力， ?22 ZFf ?； 1Z —— 作用于前軸車輪上的地面法向反力； 2Z —— 作用于后軸車輪上的地面法向反力； er —— 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) 0? 值的汽車，為了保證在 0??? 的良好的路面上（例如 ? =）能夠制動到后軸和前軸先后抱死滑移（此時制動強度 ??q ），前、后軸的車輪制動器所能產(chǎn)生的最大制動力力矩為 egef rhLLGrZT ??? )( 21m a x1 ??? （ 24） maxmax 12 1 ff TT ???? （ 25） 對于選取 較大 0? 值的各類汽車，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 0??? 時，相應(yīng)的極限制動強 度 ??q ，故所需的后軸和前軸的最大制動力矩為 egf rqhLLGT ?)( 1m a x2 ?? (26) maxmax 21 1 ff TT ???? (27) 式中 ?—— 該車所能遇到的最大附著系數(shù)； q—— 制動強度，由式 (22)確定； er —— 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。 制動器因數(shù) 式 (1)已給出了 制動器因數(shù) BF 的表達式（即， PfNfNBF 21?? ） ，它表示制動器的效能，因此又稱為 制動器效能因數(shù) 。其實質(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 PRTBF f? (28) 式中 fT —— 制動器的摩擦力矩； 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 2 f P，此處 f 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 fPfPBF 22 ?? (29) 對于全盤式制動器，則有 nfBF 2? (30) 式中 n—— 旋轉(zhuǎn)制動盤數(shù)目； f — 摩擦系數(shù)。 對于鼓式制動器，設(shè)作用于兩蹄的張開力分別為 1P 、 2P ，制動鼓內(nèi)圓柱面半徑即制動鼓工作半徑為 R，兩蹄給予制動鼓的摩擦力矩分別為 1TfT 和 2TfT ，則兩蹄的效能因數(shù)即制動蹄因數(shù)分別為： RPTBF TfT 1 11 ? RPTBF TfT 2 22 ? （ 31） 整個鼓式制動器的制動因數(shù)則為 RPP TTRPP TTPRTBF TfTfTfTff )( )(2)( 21 2121 21 ? ?????? （ 32） 當 PPP ?? 21 時，則 2121 TTTfTf BFBFPR TTBF ???? (33) 蹄與鼓間作用力的分布，其 合力 的大小、方向及作用點，需要較精確地分析、計算才能確定。今假設(shè)在張力 P 的作用下制動蹄摩擦襯片與鼓之間作用力的合力 N 如圖 26 所示作用于襯片的 B 點上。這一法向力引起作用于制動蹄襯片上的摩擦力為 N f ， f 為摩擦系數(shù)。 a， b， c， h， R 及 ? 為結(jié)構(gòu)尺寸，如圖 26 所示。 對領(lǐng)蹄取繞支點 A 的力矩平衡方程，即 0??? NbNfcPh 由上式得領(lǐng)蹄的制動蹄因數(shù)為 ?????????????bcffbhPNfBFT 11 (34) 當制動鼓逆轉(zhuǎn)時，上述制動蹄便又成為從蹄，這時摩擦力 Nf 的方向與圖 26 所示相反，用上述分析方法，同樣可得到從蹄繞支點 A 的力矩平衡方程，即 0??? NbNfcPh 由上式得從蹄的制動蹄因數(shù)為 ?????????????bcffbhPNfBFT 12 (35) 由式 (34)可知：當 f 趨近于占 b／ c 時，對于某一有限張開力 P，制動鼓摩擦力趨于無窮大。這時制動器將 自鎖 。 自鎖效應(yīng)只是制動蹄襯片摩擦系數(shù)和制動器幾何尺寸的函數(shù)。 通過上述對領(lǐng)從蹄式制動器制動蹄因數(shù)的分析與計算可以看出， 領(lǐng)蹄由于摩擦力對蹄支點形成的力矩與張開力對蹄支點的力矩同向而使其制動蹄因數(shù)值大，而從蹄則由于這兩種力矩反向而使其制動蹄因數(shù)值小 。兩者在 f =～ 范圍內(nèi)，當張開力21 PP? 時，相差達 3 倍之多。圖 27 給出了領(lǐng)蹄與從蹄的制動蹄因數(shù)及其導(dǎo)數(shù)對摩擦系數(shù)的關(guān)系曲線。由該圖可見，當 f 增大到一定值時，領(lǐng)蹄的 1TBF 和 d 1TBF ／ df 均趨于無限大。它意味著此時只要施加一極小張開力 1P ，制動力矩將迅速增至極大的數(shù)值，此后即使放開制動踏板，領(lǐng)蹄也不能回位而是一直保持制動狀態(tài)， 發(fā)生“自鎖”現(xiàn)象 。這時 只能通過倒轉(zhuǎn)制動鼓消除制動。領(lǐng)蹄的 1TBF 和 d 1TBF ／ df 隨 f 的增大而急劇增大的現(xiàn)象稱為 自行增勢作用 。反之，從蹄的 2TBF 及 d 2TBF ／ df 隨 f 的增大而減小的現(xiàn)象稱為 自行減勢作用 。 在制動過程中，襯片 (襯塊 )的溫度、相對滑動速度、壓力以及濕度等因素的變化會導(dǎo)致摩擦系數(shù)的改變。而摩擦系數(shù)的改變則會導(dǎo)致制動效能即制動器因數(shù)的改變。制動器因數(shù) BF 對摩擦系數(shù) f 的敏感性可由 dBF／ df 來衡量，因而 dBF／ d f 稱為 制動器的敏感度 ，它是 制動器效能穩(wěn)定性的主要決定因素 ，而 f 除決定于摩擦副材料外，又與摩擦副 表面的溫度和水濕程度有關(guān)，制動時摩擦生熱，因而溫度是經(jīng)常起作用的因素， 熱穩(wěn)定性更為重要 。 熱衰退的臺架試驗表明，多次重復(fù)緊急制動可導(dǎo)致制動器因數(shù)值減小 50%，而下長坡時的連續(xù)和緩制動也會使該值降至正常值的 30%。 由圖 27 也可以看出， 領(lǐng)蹄的制動蹄因數(shù)雖大于從蹄，但其效能穩(wěn)定性卻比從蹄差 。就整個鼓式制動器而言，也在不同程度上存在以 BF 為表征的效能本身與其穩(wěn)定性之間的矛盾。由于 盤式制動器的制動器因數(shù)對摩擦系數(shù)的導(dǎo)數(shù) (dBF／ d f )為常數(shù)，因此其效能穩(wěn)定性最好 。 表 2 給出 了不同結(jié)構(gòu)類型制動器的制動器因數(shù) BF 或制動器外部因數(shù) CBF ， EBF 其中 凸輪制動器外部因數(shù) CBF 等于制動器輸出力矩 (21 ff TT ?)除以凸輪軸輸入力矩CT ； 楔型制動器外部因數(shù) EBF 等于制動器總摩擦力 ( RTT ff 21 ? )除以外部作用力 WP 。 制動器的結(jié)構(gòu)參數(shù)與摩擦系數(shù) 在有關(guān)的整車總布置參數(shù)和制動器的結(jié)構(gòu)型式確定以后，就可以參考已有的同類型、同等級汽車的同類制動器，對制動器的結(jié)構(gòu)參數(shù)進行初選。 D 或半徑 R 當輸入力 P 一定時，制動鼓的直徑愈大，則制動力矩亦愈大，散熱性能亦愈好。但直徑 D 的尺寸受到輪輞內(nèi)徑的限制，而且 D 的增大也使制動鼓的質(zhì)量增大，使汽車的非懸掛質(zhì)量增大，而不利于汽車的行駛平順性。制動鼓與輪輞之間應(yīng)有相當?shù)拈g隙，此間隙一般不應(yīng)小于 20～ 30mm，以利于散熱通風(fēng)，也可避免由于輪輞過熱而損壞輪胎。 由此間隙要求及輪輞的尺寸即可求得制動鼓直徑 D 的尺寸 。另外，制動鼓直徑 D 與輪輞直徑 rD 之比的一般范圍為： 轎車 D／ rD =～ 貨車 D／ rD =～ ? 和寬度 b 摩擦襯片的包角 ? 可 在 ? =90176?！?120176。范圍內(nèi)選取，試驗表明，摩擦襯片包角? =90176?！?100176。時，磨損最小，制動鼓溫度也最低，且制動效能最高。再減小 ? 雖有利于散熱，但由于單位壓力過高將加速磨損。 ? 一般也不宜大于 120176。，因過大不僅不利于散熱，而且易使制動作用不平順，甚至可能發(fā)生自鎖。 摩擦襯片寬度 b 較大可以降低單位壓力、減少磨損，但過大則不易保證與制動鼓全 面接觸。通常是 根據(jù)在緊急制動時使其單位壓力不超過 的條件來選擇襯片寬度 b 的 。設(shè)計時應(yīng)盡量按摩擦片的產(chǎn)品規(guī)格選擇 b 值。另外，根據(jù)國外統(tǒng)計資料可知，單個鼓式車輪制動器總的襯片摩擦面積隨汽車總質(zhì)量的增大而增大，如表 3(張洪欣主編 .汽車設(shè)計（第 2 版） .北京：機械工業(yè)出版社， 1995)所示。而單個 摩擦襯片的摩擦面積 A 又決定于制動鼓半徑 R、襯片寬度 b 及包角 ? ，即 ?RbA? 式中 ? 是以弧度 (rad)為單位，當 A， R， ? 確定后，由上式也可初選襯片寬 b 的尺寸。 制動器各蹄摩擦襯片總摩擦面積愈大，則制動時產(chǎn)生的單位面積正壓力愈小，從而磨損亦愈小。 0? 摩擦襯片起始角 0? 如圖 28 所示。一般是將襯片布置在制動蹄外緣的中央，并令)2/(900 ?? ??? 。有時為了適應(yīng)單位壓力的分布情況，將襯 片相對于最大壓力點對稱布置，以改善制動效能和磨損的均勻性。 P 的作用線至制動器中心的距離? 在保證制動輪缸或凸輪能夠布置于制動鼓內(nèi)的條件下，應(yīng)使距離 ? 盡可能地大，以提高其制動效能。初步設(shè)計時可暫定 ?? 左右。 k 與 c 如圖 28 所示，制動蹄支銷中心的坐標尺寸 k 是應(yīng)盡可能地小，以使尺寸 c 盡可能地大 ，初步設(shè)計可暫定 c= 左右。 系數(shù) f 選擇