【文章內容簡介】 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 0? 值可偏高些，反之可偏低些。從緊急制動的觀點出發(fā)， 0? 值宜取高些。汽車若常帶掛車行駛或常在山區(qū) 行駛， 0? 值宜取低些。此外， 0? 的選擇還與汽車的操縱性、穩(wěn)定性的具體要求有關，與汽車的載荷情況也有關?？傊?， 0? 的選擇是一個綜合性的問題，上述各因數(shù)對 0? 的要求往往是相互矛盾的。因此，不可能選一盡善盡美的 0? 值，只有根據具體條件的不同，而有不同的側重點。 根據設計經驗，空滿載的同步附著系數(shù) 0?? 和 0? 應在下列范圍內：轎車： ～；輕型客車、輕型貨車： ～ ；大型客車及中重型貨車： ～ 。 如何選擇同步附著系數(shù) 0? ，是采用恒定前后制動力分配比的汽車制動系設計中的一 乘用車盤式制動器設計 個較重要的問題。在汽車總重和質心位置已定的條件下， 0? 的數(shù)值就決定了前后制動力的分配比。 理想情況下，前后車輪同時抱死，前后制動器的制動力計算根據所給定的技術參數(shù) 、公式 ? ?ghbLGZ ??? ? ?ghaLGZ ??? F ?Zf? .取 ? 分別為 、 、 、 、 、 、 、 、 時計算空載和滿載的制動器制動力，列表如下： ? 值 空載 滿載 F 10f KN F 20f KN F10f / F 20f F11f KN F 21f KN F11f / F21f 滿載時取 F11f / F 21f ＝ 則 1 ???? ?? 同步附著系數(shù) 0? ＝HgLL 2?? （ 3— 14） 空載時 ? 39。0 ＝０ .32 滿載時 ? 0 ＝０ .76 根據設計經驗，滿載的同步附著系數(shù) 0? 應在下列范圍內：轎車： ～ ；輕型客車、輕型貨車： ～ ；大型客車及中重型貨車： ～ 。 目錄 制動器最大制動力矩 最大制動力是在滿載時汽車附著質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 (3— 8)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 —— 汽車質心離前、后軸距離， mm。 0? —— 同步附著系數(shù)； gh —— 汽車質心高度， mm。 制動器所能產生的制動力矩，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， N 。 2fF—— 后軸制動器的制動力， N 。 1Z —— 作用于前軸車輪上的地面法向反力， N； 2Z —— 作用于后軸車輪上的地面法向反力， N； er —— 車輪有效半徑， mm。 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生的最大制動力力矩為： egef rhLLGrZT ??? )( 21m a x1 ??? （ 3— 15） m a xm a x 12 1 ff TT ???? （ 3— 16） 對于選取較大 0? 值的各類汽車，則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。為了保證在 0??? 的良好路面上能制動到后軸車輪和前、后車輪 乘用車盤式制動器設計 先后抱死滑移，相應的極限制動強度 ??q ，故所需的后軸和前軸的最大制動力矩為： egf rqhLLGT ?)( 1m a x2 ?? (3— 17) m a xm a x 21 1 ff TT ???? (3— 18) 式中 ?—— 該車所能遇到的最大附著系數(shù)； q—— 制動強度 。 er —— 車輪有效半徑， m。 因為所選取的車型為羚羊乘用轎車，所遇道路路面較好，同步附著系數(shù)也較高。所以采取公式（ 3— 17）和（ 3— 18）計算制動器在路面附著系數(shù)為 時的后軸和前軸最大制動力矩： 后軸：egf rqhLLGT ?)( 1m a x2 ?? = ? ?egg rhhL LLLG ??? ? ???????? ??????????? 01 11 = **** * ?????? ?? =753(Nm) 前軸：m a xm a x 21 1 ff TT ????= ?753* 1676(Nm) 式中 ?—— 該車所能遇到的最大附著系數(shù)， ? =； q—— 制動強度； er —— 車輪有效半徑， er =。 一個車輪制動器應有的最大 制動力矩為按上公式計算所得結果的半值。 利用附著系數(shù)和制動效率 為了防止前軸失去轉向能力和后軸側滑，汽車在制動過程中最好不要出現(xiàn)前輪先抱死的危險情況，也不要出現(xiàn)后輪先抱死或前、后輪都抱死的情況，所以應當在即將出現(xiàn)車輪抱死但還沒有任何車輪抱死時的制動減速度作為汽車能產生的最高制動減速度。 若在同步制動附著系數(shù)的路面上制動，則汽車的前、后車輪同時達到抱死狀態(tài)， 目錄 此時的制動強度 q= 0? ， 0? 為同步附著系數(shù)。而在其他附著系數(shù)的路面制動時到達前輪或后輪抱死的制動強度小于路面附著系數(shù)，表明只有在 ? = 0? 的路面上，地面的附著力才能充分被利用。所謂利用附著系數(shù)是：在某一制動強度 q 下 ,不發(fā)生任何車輪抱死所需要的最小路面附著系數(shù) ? 。顯然，利用附著系數(shù) ? 愈接近制動強度 q，即 ? 值愈小，或 q/? (附著效率 )愈大，則路面附著條件就發(fā)揮得愈充分，汽車制動力的分配的合理程度就愈高。 利用附著系數(shù) 前軸的利用附著系數(shù) f? 設汽車的前輪剛要抱死或前后輪剛要同時抱死時產生的制動減速度為qgdtdu? ，則： GqdtdugGFF Bf ?? ??? 11 ； ? ?gZ ZhLLGF ?? 21 。 gZBf qhL qLFF ???211 ?? (3— 19) 后軸利用附著系數(shù) r? ： 根據前軸附著系數(shù)求法同理可得： ? ?GqFB ??? 12 ； F 2Z = ? ?qhLLG g?1 r? = )( )1(122gZB qhL qLFF ??? ? (3— 20) 分別?。瘢剑?.１、 、 、 、 、 、 、 、 、 ，把所給的技術參數(shù)代入，在 ?? 時求 f? 、 r? 在不同路面附著系數(shù)下的值。 ? 空載 滿載 0f? 0r? 1f? 1r? 乘用車盤式制動器設計 制動效率 Ef 、 Er 前軸制動效率 Ef =LhLLq gff //2??? ?? （ 3— 21） 后軸制動效率 Er = ? ?LhLLq grr /1 /1 ??? ??? （ 3— 22） 分別取 ? ＝０ .１、 、 、 、 、 、 、 、 、 ，把所給的技術參數(shù)代入公式 3— 21 和公式 3— 22，在 ?? 時求 Ef 、 Er 在不同路面附著系數(shù)下的值。 目錄 制動器制動性能核算 根據 GB7258 轎車制動器制動性要求取制動初速度 V=50Km/h,路面附著系數(shù)為? =。滿載：制動距離 S=m a x2 aVttV sa ??????? ? （ 3— 23） 式中： at — 轎車制動系統(tǒng)協(xié)調時間 at ? st — 減速度增長時間 st ? maxa — 最大制動減速度 maxa = E ?r *g*= s/2 將上述值代入公式（ 3— 23）得： S=[S]=19m 所以滿足要求。 4 制動器主要零件的設計計算 制動盤主要參數(shù)的確定 制動盤 制動盤一般由珠光體灰鑄鐵制成，或用添加 Cr， Ni 等的合金鑄鐵制成。其結構形式有平板形（用于全盤制動器）和禮帽形（見右圖，用于浮動鉗盤式制動器）。后 — 種的圓柱部長度取決于布置尺寸。制動盤在工作時不僅承受著制動塊的作用的法向力和切向力，而且承受著熱負荷。 制動盤的工作表面應光滑平整，制造時應嚴格控制端面的跳動量，兩側 表面的平行度不應大于 ，盤的表面粗糙度不應大于 ，制動盤表面粗糙度不應大于 。 表 4— 1 一些轎車制動盤技術要求 車型 表面跳動量 /mm 兩側表面的不平行度 /mm 靜不平衡量 /Ncm? 乘用車盤式制動器設計 奧迪 ? ? ? 云雀 ? ? ? 奧拓 ? ? 制動盤直徑 D 該車選用的輪胎規(guī)格為 165/70 Dr 為 330mm。 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%— 79%。選取制 動盤直徑： 前制動盤 D1 =75%Dr=*330=248mm 后制動盤 D2 =70%Dr=*330=231mm 制動盤厚度 h 制動盤厚 h 對制動盤質量和工作時的溫升有影響。為使質量小，制動盤的厚度不宜取得很打；為了降低溫度，制動盤的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。一般實心制動盤厚度可取為 10— 20mm，通風制動盤厚度可取 20— 50mm，采用較多的是 20mm— 30mm. 選取前實心制動盤厚度為 h1 =16mm：后實心制動盤厚度為 h2 =12mm。 摩擦襯塊主要參數(shù)的確定 摩擦襯塊內半徑 R1 和外半徑 R2 推薦摩擦襯塊外半徑 R2與內半徑 R1的比值不大于 ，工作時襯塊的外圓與內側圓周速度相差較多，磨損不均勻，接觸面積減小，最終導致制動力矩變化較大。 目錄 取前制動器摩擦襯塊外半徑 R2f =120mm，內半徑 R1f =80m； 后制動器摩擦襯塊外半徑 R2r =114mm，內半徑 R1r =76mm。 對于常見的扇形摩擦襯塊，如果其徑 向尺寸不大，取 R 為平均半徑 mR 或有效半徑 eR已足夠精確。如圖 4— 2 所示： 前制動器摩擦襯塊平均半徑：2 21