【正文】 制動器襯片》中，將制動摩擦襯片按用途分成4類，其中，第1類為駐車制動器用；第2類為微型、輕型汽車鼓式制動器用；第3類為中重型汽車的鼓式制動器用；第4類為盤式制動器用[17]。模壓材料的撓性較差，故應按襯片規(guī)格模壓，其優(yōu)點是可以選用各種不同的聚合樹脂配料，使襯片具有不同的摩擦性能和其他性能。許多盤式制動器裝有襯塊磨損達極限時的警報裝，以便及時更換摩擦襯片。 制動塊由背板和摩擦襯塊構成，兩者直接壓嵌在一起。一般多在鉗體中加工出制動油缸，也有將單獨制造的油缸裝嵌入鉗體中的。 本設計采用通風式制動盤。后一種的圓柱部分長度取決于布置尺寸。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的橡膠皮碗密封。輪缸的缸體由灰鑄鐵HT250制成。具有長支承銷的支承能可靠地保持制動蹄的正確安裝位置，避免側向偏擺。例如采用偏心支承銷或偏心輪。剛度不足會導致制動力矩減小，踏板行程加大，襯片磨損也不均勻。 制動底板制動底板是除制動鼓外制動器各零件的安裝基體，應保證各安裝零件相互間的正確位置。制動蹄腹板和翼緣的厚度，轎車的約為3—5mm；貨車的約為5～8mm。捷達屬于乘用車，因此本設計制動鼓采用HT200灰鑄鐵鑄造，制動鼓壁的厚度選取12mm。制動鼓壁厚的選取主要是從剛度和強度方面考慮。中型、重型貨車和中型、大型客車多采用灰鑄鐵HT200或合金鑄鐵制造的制動鼓((a))；輕型貨車和一些轎車則采用由鋼板沖壓成形的輻板與鑄鐵鼓筒部分鑄成一體的組合式制動鼓((b))；帶有灰鑄鐵內鼓筒的鑄鋁合金制動鼓((c))在轎車上得到了日益廣泛的應用，其耐磨性和散熱性都很好，而且減小了質量。 駐車制動計算，由此可得出汽車上坡停駐時的后軸車輪的附著力為： ()同樣可求出汽車下坡停駐時的后軸車輪的附著力為： () 汽車在坡路上停駐時的受力簡圖根據后軸車輪附著力與制動力相等的條件可求得汽車在上坡路和下坡路上停駐時的坡度極限傾角，即由 ()求得汽車在上坡時可能停駐的極限上坡路傾角為 ()汽車在下坡時可能停駐的極限下坡路傾角為 ()一般對輕型貨車要求不應小于16%~20%，汽車列車的最大停駐坡度約為12％左右。比能量耗散率過高，不僅會加速制動襯片的磨損，而且可能引起制動鼓或盤的龜裂。制動器的能量負荷常以其比能量耗散率作為評價指標。在制動強度很大的緊急制動過程中，制動器幾乎承擔了耗散汽車全部動力的任務。由求得：N則單位壓力 N?m N?m因此盤式制動器主要參數(shù)選取也符合設計要求。如圖41所示，平均半徑為 式中 ，——扇形摩擦襯塊的內半徑和外半徑。由式()和式()可求出領蹄表面的最大壓力為： ()==式中：，——；，——；——摩擦襯片寬度；——摩擦系數(shù)。如果將()看作是它投影在軸和軸上分量和的合力，則根據式（）有： ()因此對于領蹄： ()==式中：。 張開力計算用圖增勢蹄產生的制動力矩可表達如下： ()式中:——單元法向力的合力；——摩擦力的作用半徑()。 整個制動器因數(shù)為 支承銷式制動蹄 制動蹄片上的制動力矩鼓式制動蹄片上的制動力矩在計算鼓式制動器時，必須建立制動蹄對制動鼓的壓緊力與所產生的制動力矩之間的關系。，所對應的圓弧，圓弧面上的半徑方向作用的正壓力為，摩擦力為。如果摩擦襯片磨損有如下關系： （）式中：——磨損常數(shù)。按照理論分析，如果知道摩擦襯片的磨損特性，也可確定摩擦襯片磨損后的壓力分布規(guī)律。由于制動鼓剛性對制動蹄運動的限制，則其徑向位移分量將受壓縮，徑向壓縮為 制動摩擦片徑向變形分析簡圖=因為為常量，單位壓力和變形成正比，所以蹄片上任意一點壓力可寫成 ()式中：——摩擦片上單位壓力。掌握制動蹄摩擦面上的壓力分布規(guī)律，有助于正確分析制動器因數(shù)。 摩擦襯塊內半徑與外半徑。為使質量不致太大，制動盤厚度應取得適當小些；為了降低制動工作時的溫升，制動盤厚度又不宜過小。因此，在假設的理想條件下計算制動器的制動力矩，取=。后者對蹄式制動器是非常重要的各種制動器用摩擦材料的摩擦系數(shù)的穩(wěn)定值約為。制動蹄包角張開力的作用線至制動器中心的距離在滿足制動輪缸布置在制動鼓內的條件下，應使距離（）盡可能地大，以提高其制動效能。 單個制動器摩擦面積： （）式中：——單個制動器摩擦面積，mm2——制動鼓內徑，mm； ——制動蹄摩擦片寬度，mm； ——為制動蹄的摩擦襯片包角，（）。摩擦襯片的包角通常在范圍內選取，試驗表明，摩擦襯片包角時磨損最小，制動鼓的溫度也最低，而制動效能則最高。制動鼓與輪輞之間應有一定的間隙，以利于散熱通風，也可避免由于輪輞過熱而損壞輪胎。就整個鼓式制動器而言，也在不同程度上存在以為表征的效能本身與其穩(wěn)定性之間的矛盾。而摩擦系數(shù)的改變則會導致制動效能即制動器因數(shù)的改變。這時只能通過倒轉制動鼓消除制動。通過上述對領從蹄式制動器制動蹄因數(shù)的分析與計算可以看出，領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。a，b，c，h，R 及為結構尺寸。其實質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，用于評比不同結構型式的制動器的效能。對于選取較大值的各類汽車，應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。此時求得： 126761999的結果GB12676—1999符合國家標準 制動器最大的制動力矩為保證汽車有良好的制動效能和穩(wěn)定性，應合理地確定前、后輪制動器的制動力矩。當時，故，；。 ~，若各軸的附著利用曲線位于公式確定的與理想附著系數(shù)利用直線平行的兩條直線（）之間，則認為滿足條件要求；對于制動強度，若后軸附著利用曲線能滿足公式，則認為滿足的要求[4]。現(xiàn)代的道路條件大為改善，汽車行駛速度也大為提高，因而汽車因制動時后輪先抱死的后果十分嚴重。在其他附著系數(shù)的路面上制動時，達到前輪或后輪即將抱死的制動強度。 捷達轎車的主要技術參數(shù) 捷達轎車整車參數(shù)已知參數(shù)捷達轎車軸距L（mm）2471整車整備質量（Kg）1100滿載質量（Kg）1500最高車速（km）175 同步附著系數(shù)（空載），(滿載) 同步附著系數(shù)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)的路面上，前、后車輪制動器才會同時抱死，當汽車在不同值的路面上制動時，可能有以下三種情況[4]。 制定出制動系統(tǒng)的結構方案，確定計算制動系統(tǒng)的主要設計參數(shù)制動器主要參數(shù)設計和液壓驅動系統(tǒng)的參數(shù)計算。當車輛制動時，由于車輛受到與行駛方向相反的外力，所以才導致汽車的速度逐漸減小至零，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，通常人們主要從三個方面來對制動過程進行分析和評價：（1）制動效能:即制動距離與制動減速度；（2）制動效能的恒定性：即抗熱衰退性；（3）制動時汽車的方向穩(wěn)定性；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(shù)有關傳動系!制動系的試驗均通過間接測量來進行汽車在道路上行駛，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系統(tǒng)性能研究提供更全面的試驗數(shù)據和性能評價。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、可靠性要求越來越高，為保證人身和車輛的安全，必須為汽車配備十分可靠的制動系統(tǒng)。哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院（論文）第1章 緒　　論汽車是現(xiàn)代交通工具中用得最多，最普遍，也是最方便的交通運輸工具。汽車的制動性能直接影響汽車的行駛安全性。 車輛在行駛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。 （4） 制動器零件設計 零件設計、材料、強度、耐久性及裝配性等的研究確定，進行工作圖設計。按GB72582004的規(guī)定，行車制動必須作用在車輛的所有的車輪上。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，即，為制動強度。當時，利用率最高。我國GB12676—1999附錄《制動力在車軸（橋）之間的分配及掛車之間制動協(xié)調性要求》中規(guī)定了除、外其他類型汽車制動強度的要求。求得：