毕业设计（论文）-帕萨特B5钳盘式制动器结构设计（全套图纸三维）

湖南科技大学本科生毕业设计（论文） 摘 要本文首先对汽车制动器原理和对各种各样的制动器进行分析,详细地阐述了各类制动器的结构,工作原理和优缺点。再根据轿车的车型和结构选择了适合的方案。根据市场上同系列车型的车大多数是滑钳盘式制动器,而且滑动钳式盘式制动器结构简单,性能居中,设计规范,所以我选择滑动钳式盘式制动器。本文探讨的是一种结构简单的滑动钳式盘式制动器,对这种制动器的制动力,制动力分配系数,制动器因数等进行计算.对制动器的主要零件如制动盘、制动钳、支架、摩擦衬片、活塞等进行结构设计和设计计算,从而比较设计出一种比较精确的制动器。本文所采用的设计计算公式均来自参考资料。关键词: 盘式制动器；制动力； 制动力分配系数； 制动器因数全套图纸三维，加153893706ii ABSTRACTThis paper first principle of the car brake and brake on a wide range of analysis,a detailed exposition of the structure of various types of brake, and the advantages and disadvantages of working principle. Accordance with Minibus models and structure chosen for the program me. Under series models on the market with most of the cars leading trailing, and leading trailing simple structure, performance, middling, design specifications, so I chose to receive from the Sliding Disc brake. This paper is a simple structure recipients from the Disc brake, the brake system of this power, braking force distribution coefficient, such as brake factor calculation. brake on the main parts such as brake pan, brake caliper, bracket, friction linings, piston for structural design and design, design and comparison A more precise brake used in the design of this formula are calculated from the reference. Key words: disc brakes, power system, power distribution coefficient system, brake factorii目 录第一章 绪论- 1 -1.1研究意义- 1 -1.2国内外发展现状- 1 -1.3 制动系的功能和要求- 2 -1.4课题任务- 3 -1.5整车参数- 3 -第二章 制动器方案选择- 4 -2.1制动器的主要类型- 4 -2.2 制动器的工作原理及其特点- 4 -2.2.1鼓式制动器- 4 -2.2.2盘式制动器- 5 -2.3 盘式制动器方案比较- 6 -2.3.1 固定钳式盘式制动器- 6 -2.3.2 浮动钳式盘式制动器- 7 -2.3.3 全盘式制动器- 8 -第三章盘式制动器主要参数的确定- 10 -3.1制动盘直径D- 10 -3.2制动盘厚度h- 10 -3.3制动块- 10 -第四章盘式制动器的设计与计算- 14 -4.1制动力与制动力分配系数- 14 -4.2理想的前、后制动器制动力分配曲线- 18 -4.3同步附着系数计算- 19 -4.4 制动力、制动强度、附着系数利用率的计算- 22 -4.4.1满载时的情况- 22 -4.4.2 空载的情况- 24 -4.5制动最大力矩- 25 -4.6 制动器因数及制动距离的计算- 27 -4.6.1制动器因数的计算- 27 -4.6.2制动器距离的计算- 28 -4.7利用附着系数与制动效率- 28 -iii4.7.1利用附着系数- 28 -4.7.2制动效率E、E- 29 -4.8制动器制动性能核算- 30 -4.9 校核计算- 30 -4.9.1 摩擦衬块的磨损特性计算- 30 -4.9.2 制动器的热容量和温升的核算- 32 -4.9.3 盘式制动器制动力矩的校核- 33 -第五章 总结- 36 -参 考 文 献- 37 -致谢- 38 -iv第一章 绪论1.1研究意义随着社会的不断向前发展，汽车在人们的生活中的作用也日趋明显，人们从事生产活动离不开汽车，日常生活中，汽车尤其是乘用车成为经常使用的交通工具。拥有一辆轿车是人们生活质量水平提高的标志。而制动系统是汽车安全系统当中最重要的一项，其结构和性能的优劣直接影响车辆和人身安全。因此人们对其提出了更严格的要求，现代社会，对制动系统的研究设计以提高其工作性能是十分重要的。1.2国内外发展现状 国内汽车制动系统行业主要以生产盘式制动器、鼓式制动器、真空助力器、液压制动总泵及液压制动分泵等制动器产品为主。我国ABS产品正处于发展阶段，特别是液压ABS的研究难度较大，因为液压ABS主要针对轿车，而国内的大部分轿车是以合资为主，其技术主要由外方控制。重庆聚能汽车技术有限公司是目前国内唯一能同时生产液压制动ABS和气压制动ABS系列产品的企业，其技术已经接近世界先进水平。目前，ABS已成为欧、美和日本的成熟产品，形成了完整的评估检测标准，并以ABS为基础，延伸出许多更优越的电子制动系统，如：ASR、EBD、BAS、ESP、EBA、TCS、VDC及ACC等等。目前主要集中在ESP及电子制动领域的研究方面，如凯西一海斯(KH)公司在1辆实验车上安装了1种电一液(EH)制动系统，该系统彻底改变了制动器的操作机理。通过采用4个比例阀和电力电子控制装置，KH公司的EBM就能考虑到基本制动、ABS、牵引力控制及巡航控制制动干预等情况，而不需另外增加任何一种附加装置。EBM系统潜在的优点是比标准制动器能更加有效地分配基本制动力，从而使制动距离缩短5。一种完全无油液和完全电路制动BBW 的(BrakeByWire)的开发使传统的液压制动装置成为历史。德国BPW公司还开发了一种电子报警系统。它收集如轮胎气压、摩擦片磨损、制动温度等些参数，然后传送给驾驶员或运输公司，可监视制动摩擦片的磨损情况。一旦发现制动摩擦片需要送维修站处理时，它可立即告知，并以黄、红报警灯显示制动摩擦片损坏程度。对制动系统的研究一直以来都是国内外汽车行业所特备关注的问题。由于人们对制动安全性的不断重视，许多新兴的设计和电子技术被应用到制动系统当中去，如ABS防抱死系统、BSA制动辅助系统、ESP电子稳定程序等均是为了提高制动系统的安全性；计算机技术和CAD技术在制动系统的设计过程的应用也大大提高了其质量，加快了设计的周期。以前乘用车以“前盘后鼓”式制动器为主的现象现在已逐渐被“前盘后盘”式所代替。科技的日新月异与不同新技术的出现和应用为制动系统的设计发展提供了新的设计思路和发展方向。1.3 制动系的功能和要求汽车制动系是用于使行驶中的汽车减速或停车，使下坡行驶的汽车的车速保持稳定以及使已停驶的汽车在原地（包括在斜坡上）驻留不动的机构。汽车制动系直接影响着汽车行驶的安全性和停车的可靠性。汽车制动系至少应有两套独立的制动装置，即行车制动装置和驻车制动装置。行车制动装置用于使行驶中的汽车强制减速或停车，并使汽车下短坡时保持的适当稳定车速。其驱动机构常采用双回路或多回路结构，以保证其工作可靠。驻车制动装置用于使汽车可靠而无时间限制地停驻在一定位置甚至在斜坡上，它也有助于汽车在坡路上起步。驻车制动装置应采用机械式驱动机构而不用液压或气压驱动，以免其产生故障。汽车制动系统应具备以上的功能。这些功能是设置在汽车上的一套专门的装置来实现的。这些装置是由制动控制机构和执行机构来组成的。也就是由供能装置、操纵机构、传动机构、制动器、调节制动力装置、制动防抱装置、报警装置和压力保护装置等组成。汽车制动系统必须具备如下功能：1）在汽车行驶过程中能以适当的减速度使车降速到所需值，甚至停车；2）使汽车在下坡行驶时保持稳定的速度;3）使汽车可靠在原地（包括斜坡）停驻;4）制动系应满足的要求:5）应能适应有关标准和法规的规定;6）具有足够的制动效能，包括行车制动效能和驻车制动效能;7）工作可靠;8）制动效能的热稳定性好;9）制动效能的水稳定性好;10）制动时汽车操纵稳定性好;11）制动踏板和手柄的位置和行程应符合人机工程学要求;12）作用滞后的时间要尽可能短;13）制动时不能产生噪声和振动;14）与悬架、转向装置不产生运动干涉，在车轮跳动或汽车转向时不会引起自行制动;15）能全天侯使用;16）制动系机件的使用寿命长，制造成本低；对摩擦材料的选择也应考虑到环保要求，应力求减小制动时飞散到大气中的有害人体的石棉纤维。1.4课题任务 （1）了解固定钳盘式制动器设计的基本步骤，（2）学会如何确定固定钳盘式制动器的相关参数，（3）使用Proe绘制固定钳盘式制动器三维模型，（4）分析固定钳盘式制动器的结构。 1.5整车参数车型：帕萨特轿车基本参数：1）车长：4870mm；2）车高：1472mm；3）车宽：1834mm；4）轴距：L=2803mm； 5）最高车速：Vmax=200 Km/h；6）汽车空载质量：ma =1435Kg； 汽车满载总质量：ma =1930Kg； 7）空载时汽车的质心高度：hg =800mm； 满载时汽车的质心高度为hg=930mm；8）汽车空载时的轴荷分配：前轴60%，后轴40%； 9）汽车满载时的轴荷分配：前轴52%，后轴48%； 10）汽车前轴的距离：L1= 1577mm； 11）汽车后轴的距离：L2=1550mm； 前后轮胎规格： 215/60R15 则：轮辋直径约为381mm；最大功率：96kw。第二章 制动器方案选择2.1制动器的主要类型制动器是具有使运动部件(或运动机械)减速、停止或保持停止状态等功能的装置。是使机械中的运动件停止或减速的机械零件。俗称刹车、闸。制动器主要由制架、制动件和操纵装置等组成。目前，广泛使用的是摩擦式制动器。摩擦式制动器按摩擦副结构形式不同，可分为鼓式、盘式和带式三种。鼓式制动器分为内张型鼓式制动器和外束型鼓式制动器两类。内张型鼓式制动器的摩擦元件是一对有圆弧形摩擦蹄片的制动蹄，制动时，利用制动鼓的内圆柱面与制动蹄摩擦片的外表面作为一对摩擦表面在制动鼓上产生摩擦力矩。盘式制动器的旋转元件是一个垂向安放且以两侧面为工作面的制动盘，其固定摩擦元件一般是位于制动盘两侧并带有摩擦片的制动块。当制动盘被两侧的制动块夹紧时，摩擦面便产生作用于制动盘上的摩擦力矩以阻止车轮转动。鼓式制动器的带式制动器只用作中央制动器，这里不做考虑。2.2 制动器的工作原理及其特点2.2.1鼓式制动器典型的鼓式制动器主要由底板、制动鼓、制动蹄、轮缸（制动分泵）、回位弹簧、定位销等零部件组成。底板安装在车轴的固定位置上，它是固定不动的，上面装有制动蹄、轮缸、回位弹簧、定位销，承受制动时的旋转扭力。每一个鼓有一对制动蹄，制动蹄上有摩擦衬片。制动鼓则是安装在轮毂上，是随车轮一起旋转的部件，它是由一定份量的铸铁做成，形状似园鼓状。当制动时，轮缸活塞推动制动蹄压迫制动鼓，制动鼓受到摩擦减速，迫使车轮停止转动。在轿车制动鼓上，一般只有一个轮缸，在制动时轮缸受到来自总泵液力后，轮缸两端活塞会同时顶向左右制动蹄的蹄端，作用力相等。但由于车轮是旋转的，制动鼓作用于制动蹄的压力左右不对称，造成自行增力或自行减力的作用。因此，业内将自行增力的一侧制动蹄称为领蹄，自行减力的一侧制动蹄称为从蹄，领蹄的摩擦力矩是从蹄的22.5倍，两制动蹄摩擦衬片的磨损程度也就不一样。 为了保持良好的制动效率，制动蹄与制动鼓之间要有一个最佳间隙值。随着摩擦衬片磨损，制动蹄与制动鼓之间的间隙增大，需要有一个调整间隙的机构。过去的鼓式制动器间隙需要人工调整，用塞尺调整间隙。现在轿车鼓式制动器都是采用自动调整方式，摩擦衬片磨损后会自动调整与制动鼓间隙。当间隙增大时，制动蹄推出量超过一定范围时，调整间隙机构会将调整杆（棘爪）拉到与调整齿下一个齿接合的位置，从而增加连杆的长度，使制动蹄位置位移，恢复正常间隙。2.2.2盘式制动器盘式制动器又称为碟式制动器，顾名思义是取其形状而得名。它由液压控制，主要零部件有制动盘、分泵、制动钳、油管等。制动盘用合金钢制造并固定在车轮上，随车轮转动。分泵固定在制动器的底板上固定不动。制动钳上的两个摩擦片分别装在制动盘的两侧。分泵的活塞受油管输送来的液压作用，推动摩擦片压向制动盘发生摩擦制动，动作起来就好象用钳子钳住旋转中的盘子，迫使它停下来一样。这种制动器散热快，重量轻，构造简单，调整方便。特别是高负载时耐高温性能好，制动效果稳定，而且不怕泥水侵袭，在冬季和恶劣路况下行车，盘式制动比鼓式制动更容易在较短的时间内令车停下。有些盘式制动器的制动盘上还开了许多小孔，加速通风散热提高制动效率。 图 2.1 制动器原理与鼓式制动器比较，盘式制动器有以下优点：热稳定性好。原因是一般无自行增力作用，摩擦衬块表面压力分布较鼓式中的衬块更为均匀。此外制动鼓在受热膨胀后，工作半径增大，使其只能与蹄的中部接触，从而降低了制动效能，这称之为机械衰退。制动盘的轴向膨胀极小，径向膨胀根本与性能无关，古无机械衰退问题。因此，前轮采用盘式制动器，汽车制动时不易跑偏。水稳性好。制动块对盘的单位压力高，易于将水挤出，因而浸水后效能降低不多；又由于离心力作用及衬块对盘的擦拭作用，出水后只需经一、二次制动机能恢复正常。鼓式制动器则需要经过十余次才能恢复正常。制动力矩与汽车制动方向无关。易于构成双回路制动系，是系统有较高的可靠性和安全性。尺寸小、质量小、散热性良好。压力在制动块上分布比较均匀，故衬块磨损也均匀更换衬块简单容易。衬块与制动盘之间的间隙小，从而缩短了制动协调时间。易于实现间隙自动调整。方案初步选取：基于以上比较盘式制动器的优势，以及轿车对制动器安全性要求较高，其效能稳定性要好，所以不能选择效能稳定性较差的鼓式制动器，所以可以初步确定为盘式制动器。2.3 盘式制动器方案比较盘式制动器分为固定钳式盘式制动器、浮动钳式盘式制动器、全盘式盘式制动器，各有其优缺点。2.3.1 固定钳式盘式制动器固定钳式盘式制动器如下图所示，其制动钳体固定在转向节（或桥壳）上，在制动钳体上有两个液压油缸，其中各装一个活塞。当压力油液进入两个油缸活塞外腔时，推动两个活塞向内将位于制动盘两侧的制动块总成压紧到制动盘上，从而将车轮制动。当放松制动踏板使油液压力减少时，回位弹簧则将两制动块总成及活塞推离制动盘。这种结构形式又称为对置活塞式或浮动活塞式固定钳式盘式制动器。固定钳式盘式制动器的制动钳刚度好，除活塞和制动块外无其他滑动件。但由于需采用两个油缸并分置制动盘的两侧，因而必须用跨越制动盘的内部油道或外部油管来连通。这就使得制动器的径向和轴向尺寸都较大，因而在车轮中，特别是车轮轮距小的微型车的前轮中的布置比较困难；需两组高精度的液压缸和活塞，成本较高；制动产生的热经制动钳体上的油路传给制动油液，易使其由于温度过高而产生气泡，影响制动效果。微型客车从结构和经济性上考虑都不适用固定钳式盘式制动器。近年来，由于汽车性能要求的提高，固定钳式固有的弱点使之不能完全适应这些要求，故不采纳固定钳式盘式制动器。活塞制动钳体制动块车桥进油口制动盘缺点：油缸多、结构复杂、制动钳尺寸大。油路中的制动液受制动盘加热易汽化。 图2.2 固定钳式盘式制动器2.3.2 浮动钳式盘式制动器浮动钳式盘式制动器的制动钳体是浮动的。其浮动方式有两种，一种是制动钳体可作平行滑动，另一种的制动钳体可绕一支撑销摆动。但它们的制动油缸都是单侧的，且与油缸同侧的制动块总成为活动的，而另一侧的制动总成则固定在钳体上。制动时在油液压力作用下，活塞推动该侧活动的制动块总成压靠到制动盘，而反作用力则推动制动钳体连同固定于其上的制动块总成压向制动盘的另一侧，直到两侧的制动块总成的受力均等为止。浮动钳盘式制动器只在制动盘的一侧装油缸，其结构简单，造价低廉，易于布置，结构尺寸紧凑，可将制动器近一步移近轮毂，同一组制动块可兼用于行车制动和驻车制动。由于浮动钳没有跨越制动盘的油道或油管，减少了油液受热机会，单侧油缸又位于盘的内侧，受车轮遮蔽较小，使冷却条件较好。另外单侧油缸的活塞比两侧油缸的活塞要长，也增大了油缸的散热面积，因此制动油液温度比固定钳式的低30 50，汽化的可能性较小。相比于固定钳式浮动钳式可将油缸和活塞等精密件减去一半，造价大为降低。图2.3 浮钳式制动器2.3.3 全盘式制动器全盘式制动器由固定摩擦圆盘和旋转圆盘组成。定圆盘通过导向平键或花键联接(见键联接、花键联接)于固定壳体内，而动圆盘用导向平键或花键装在制动轴上，并随轴一起旋转。当受到轴向力时,动、定圆盘相互压紧而制动。为增多盘数和在圆盘表面覆盖一层石棉等摩擦材料可增大制动力矩。其工作原理如摩擦离合器，故又称离合器式制动器。这种制动器结构紧凑，摩擦面积大，制动力矩大，但散热条件差，结构较为复杂，造价成本高，故不予以采用。图2.4 全盘式制动器综上所述：选择方案三浮动盘式制动器最为理想。滑动钳式制动器由于它结构简单、紧凑、质量小和耐高温，它既满足了制动安全实用性也具有较低的生产成本，得到了广泛的应用，所以我考虑选用滑动钳式盘式制动器做为轿车的制动器。第三章盘式制动器主要参数的确定3.1制动盘直径D制动盘直径D应尽可能取大些，这时制动盘的有效直径得到增加，可以减少制动盘的夹紧力，降低衬块的单位面积压力和工作温度。由于受到轮辋直径的限制，制动盘的直径通常选择为轮辋直径的70%-79%。总质量大于2t的汽车应取上限。我所设计的汽车，满载时的总质量有1920kg,我对该车前轮制动器制动盘的直径选择为轮辋直径的75%，给定的轮胎参数为：215R15，这就是说轮辋直径为381mm。那么:制动盘直径D=d74%=38174%=280mm式中d轮辋直径，d=15英寸=381mm3.2制动盘厚度h制动盘厚度h直接影响着制动盘质量和工作时的温升。为了使质量不至于太大，制动盘的厚度应取得适当小些，为了降低制动工作时的温升，制动盘厚度又不宜过小。制动盘可以做成实心的，为了通风散热，降低制动工作时的温升，又可以在制动盘的两工作面之间铸出通风孔道。通常，实心制动盘厚度可取为1020mm,具有通风孔道的制动盘两工作面之间的尺寸一般取2030mm。我所设计的汽车制动盘为了降低温升，增加散热，我选用通风式的制动盘。 厚度为：H=28mm3.3制动块制动块有背板和摩擦衬块构成，两者直接压嵌在一起。活塞应能压住尽量多的制动块面积，以免衬块发生卷角而引起尖叫声。 图3.1 摩擦块1）摩擦衬块内半径R1与外半径R2一般摩擦衬块的外半径R2与内半径R1的比值不应偏大。因为，如果比值偏大，工作时摩擦衬块外缘与内缘的圆周速度相差较大，则其磨损就会不均匀，接触面积将减少，最终会导致制动力矩变化大。经过计算参考，选择R1=86mm，R2=134mm。Rm=R1+R2/2=110mm；Re=4/3（1-m/（1+m）（1+m）Rm=115mm。m=R1/R2=0.6。2）摩擦衬块的工作面积A确定盘式制动器摩擦衬块工作面积A时，根据摩擦衬块单位面积占有的汽车质量，推荐在1.6-3.5kg/cm。选取a=60 ；则：单片衬块作用面积 A=（60/360）（）=6047mm。检验：143540%0.5/（26047）=2.37kg/cm0的车轮，其力矩平衡方程为: (4.1)式中， 制动器对车轮作用的制动力矩，即制动器的摩擦力矩，其方向与车轮旋转方向相反，Nm； 地面作用于车轮上的制动力，即地面与轮胎之间的摩擦力，又称地面制动力，其方向与汽车行驶方向相反，N； 车轮有效半径，m。 令 (4.2) 并称之为制动器制动力，与地面制动力的方向相反，当车轮角速度0时，大小亦相等，且仅由制动器结构参数所决定。即取决于制动器的结构型式、尺寸、摩擦副的摩擦系数及车轮有效半径等，并与制动踏板力即制动系的液压或气压成比例。当加大踏板力以加大，和均随之增大。但地面制动力受着附着条件的限制，其值不可能大于附着力，即 （4.3） 或 （4.4）式中 ， 轮胎与地面间的附着系数； Z地面对车轮的法向反力，N。 图4.1 制动力分配曲线 当制动器制动力和地面制动力达到附着力值时，车轮即被抱死并在地面上滑移。此后制动力矩即表现为静摩擦力矩，而即成为与相平衡以阻止车轮再旋转的周缘力的极限值。当制动到=0以后，地面制动力达到附着力值后就不再增大，而制动器制动力由于踏板力的增大使摩擦力矩增大而继续上升如图(4.1)。 根据汽车制动时的整车受力分析如图4.2，考虑到制动时的轴荷转移，可求得地面对前、后轴车轮的法向反力Z1，Z2为： (4.5) （4.6） 图4.2 汽车受力分析式中， G汽车所受重力，N； L汽车轴距，mm； 汽车质心离前轴距离，mm； 汽车质心离后轴的距离，mm； 汽车质心高度，mm； g重力加速度，m/s； 汽车制动减速度, m/s。汽车总的地面制动力为: （4.7） 式中， q（）制动强度，亦称比减速度或比制动力； ,前后轴车轮的地面制动力，N。由以上两式可求得前、后轴车轮附着力为: （4.8） （4.9） 上式表明：汽车在附着系数为任意确定值的路面上制动时，各轴附着力即极限制动力并非为常数，而是制动强度q或总制动力的函数。当汽车各车轮制动器的制动力足够时，根据汽车前、后轴的轴荷分配，前、后车轮制动器制动力的分配、道路附着系数和坡度情况等，制动过程可能出现的情况有三种，即(1)前轮先抱死拖滑，然后后轮再抱死拖滑；(2)后轮先抱死拖滑，然后前轮再抱死拖滑；(3)前、后轮同时抱死拖滑。在以上三种情况中，显然是最后一种情况的附着条件利用得最好。由式(4.7)、式(4.8)和式(4.9)求得在任何附着系数的路面上，前、后车轮同时抱死即前、后轴车轮附着力同时被充分利用的条件是： (4.10) （4.11） 式中，前轴车轮的制动器制动力，N，； 后轴车轮的制动器制动力，N，； 前轴车轮的地面制动力，N； 后轴车轮的地面制动力，N； ，地面对前、后轴车轮的法向反力，N； G汽车重力，N； ，汽车质心离前、后轴距离,mm； 汽车质心高度，mm。图4.3 轿车的I曲线和曲线由式(4.10)可知，前、后车轮同时抱死时，前、后轮制动器的制动力，是的函数。 将上式绘成以，为坐标的曲线，即为理想的前、后轮制动器制动力分配曲线，简称I曲线，如图4.3所示。如果汽车前、后制动器的制动力，能按I曲线的规律分配，则能保证汽车在任何附着系数的路面上制动时，都能使前、后车轮同时抱死。然而，目前大多数两轴汽车尤其是货车的前、后制动器制动力之比值为一定值，并以前制动与汽车总制动力之比来表明分配的比例，称为汽车制动器制动力分配系数： 又由于在附着条件所限定的范围内，地面制动力在数值上等于相应的制动周缘力，故又可通称为制动力分配系数。4.2理想的前、后制动器制动力分配曲线前面已经指出，制动时前、后轮同时抱死，对附着条件的利用、制动时汽车方向的稳定性均较为有利。此时的前、后轮制动器的制动力和的关系曲线，常称为理想的前、后轮制动器的制动力分配曲线。在任何附着系数的 路面上，前、后轮同时抱死的条件是：前后轮的动力之和等于附着力，并且前后轮制动器的制动力分别等于各自的制动力，即 += G = = （4.13）或 += G = （4.14）代入上式，得 += G = （4.15） 由式（4.13）画成的曲线，即为前后轮同时抱死时前后轮制动器的制动力的关系曲线；理想的钱后轮制动器制动力分配曲线，简称I曲线。I曲线可有作图法直接求得。先将式（4.13）中的第一式按不同的 值（ =0.1,0.2,0.3,）作图画在4.3上，得到与坐标轴成45度、与坐标截距依次为 g（0.1g，0.2g，0.3g）的平行线；再对式（4.14）第二式按不同的 值（ =0.1,0.2,0.3，）带入，也做与图4.3上；得到一组通过原点、斜率不同的（斜率等于/，其值大小与有关，随着值增大，斜率减小）的射线。这两组直线中，对于某一值，均可以找到两组直线，着两条直线的交点即可满足值和值。把对不同值的两直线交点A,B,C连接起来便得到了I曲线。曲线上任意一点代表在该附着系数路面上前后轮制动器的制动力应有的数值。由此可见，只要给出汽车总质量、汽车质心的位置，就能做出I曲线。另外I曲线随着负载增加而上移。应当指出，I曲线是踏板力增长到前后轮同时抱死拖滑时的前后轮制动器制动力的分配曲线。车轮同时抱死时，=，=，所以I曲线也是前后轮同时抱死时和的关系曲线。还要进一步指出，汽车前后制动器制动力长不能按I曲线来分配。制动过程中尝试一根车轴先抱死，随着踏板力的进一步增加，接着另一根轴接着抱死。4.3同步附着系数计算由 (4.12) 可知分配曲线表达为： = (4.16)上式在图4.3中是一条通过坐标原点且斜率为(1-)/的直线，它是具有制动器制动力分配系数为的汽车的实际前、后制动器制动力分配线，简称线。图中线与I曲线交于B点，可求出B点处的附着系数=,则称线与I曲线交点处的附着系数为同步附着系数。它是汽车制动性能的一个重要参数，由汽车结构参数所决定。同步附着系数的计算公式是：对于前、后制动器制动力为固定比值的汽车，只有在附着系数等于同步附着系数的路面上，前、后车轮制动器才会同时抱死。当汽车在不同值的路面上制动时，可能有以下情况： (1)当，线位于I曲线上方，制动时总是后轮先抱死，这时容易发生后轴侧滑使汽车失去方向稳定性。(3)当=，制动时汽车前、后轮同时抱死，是一种稳定工况，但也失去转向能力。为了防止汽车的前轮失去转向能力和后轮产生侧滑，希望在制动过程中，在即将出现车轮抱死但尚无任何车轮抱死时的制动减速度，为该车可能产生的最高减速度。分析表明，汽车在同步附着系数的路面上制动(前、后车轮同时抱死)时，其制动减速度为du/dt=qg=g，即q=，q为制动强度。而在其他附着系数的路面上制动时，达到前轮或后轮即将抱死时的制动强度q时，汽车可能得到的最大总制动力取决于后轮刚刚首先抱死的条件，即FB2=F。若取=0.9，则制动力FB可以写为 （4.23）制动强度q可以写为 （4.24）附着系数利用率可以写为 （4.25）可得后轮制动器的制动力FB2为 （4.26） F=F-F F=F1/2 T=F*re从以上的计算结果均通过Matlab编程运算得出，详见运算表格，从结果可知路面条件越好，车轮与路面间的附着系数越高，则前轮制动器所承受的制动力和制动力矩就越大。4.4.2 空载的情况1）当=时，有： =F，=F （4.27）故 FB=G=mag q=0.47； =q/=1 （4.28） =F=G(L2+qhg)/L （4.29） = Ff1=FB1/2 Tf1=Ff1re2）当 时，汽车可能得到的最大总制动力取决于前轮刚刚首先抱死的条件，即=F。若取=0.3则制动力可以写为 （4.30） 制动强度q可以写为 （4.31）附着系数利用率可以写为 （4.32）可以算出前轮制动器的制动力FB1为 （4.33） Ff1=Ff1/2 Tf1=Ff1*re3）当 0时，汽车可能得到的最大总制动力取决于后轮刚刚抱死的条件，即FB2=F2。若取=0.6，则制动力FB可以写为 （4.34） 制动强度q可以写为 （4.35）附着系数利用率可以写为 （4.36）可以算出前轮制动器的制动力FB2为 （4.37） FB1=FB-FB2 Ff1=FB1/2 Tf1=Ff1*re4.5制动最大力矩最大制动力是在满载时汽车附着质量被完全利用的条件下获得的，这时制动力与地面作用于车轮的法向力,成正比。由式(4.5)可知，双轴汽车前、后车轮附着力同时被充分利用或前、后轮同时抱死时的制动力之比为： =2.7 （4.38）式中， ,汽车质心离前、后轴距离，mm; 同步附着系数； 汽车质心高度，mm。制动器所能产生的制动力矩，受车轮的计算力矩所制约，即： 式中， 前轴制动器的制动力，N ; 后轴制动器的制动力，N ; 作用于前轴车轮上的地面法向反力，N； 作用于后轴车轮上的地面法向反力，N； 车轮有效半径，mm。对于常遇到的道路条件较差、车速较低因而选取了较小的同步附着系数值的汽车，为了保证在的良好的路面上（例如=0.7）能够制动到后轴和前轴先后抱死滑移（此时制动强度），前、后轴的车轮制动器所能产生的最大制动力力矩为： （4.39） （4.40）对于选取较大值的各类汽车，则应从保证汽车制动时的稳定性出发，来确定各轴的最大制动力矩。为了保证在的良好路面上能制动到后轴车轮和前、后车轮先后抱死滑移，相应的极限制动强度，故所需的后轴和前轴的最大制动力矩为： (4.41) (4.42)式中， 该车所能遇到的最大附着系数； q制动强度; 车轮有效半径，m。因为所选取的车型为帕萨特轿车，所遇道路路面较好，同步附着系数也较高。所以采取公式（4.41）和（4.42）计算制动器在路面附着系数为0.8时的后轴和前轴最大制动力矩：后轴： =753(Nm)前轴：=1676(Nm)式中 ，该车所能遇到的最大附着系数，=0.8； q制动强度； 车轮有效半径，=0.28m。一个车轮制动器应有的最大制动力矩为按上公式计算所得结果的半值。4.6 制动器因数及制动距离的计算4.6.1制动器因数的计算制动器因数又称为制动器效能因数，它表示制动器的效能，用BF表示。其实质是制动器在单位输入压力或力的作用下所能输出的力或力矩，用于比较不同结构型式的制动器的效能。制动器因数可以定义为在制动盘的作用半径上所能产生的摩擦力与输入力之比，即 （4.43）式中，R制动盘的作用半径； P输入力，一般取加于两制动块的压紧力； 因为我对微型客车前轮制动器选用的是钳盘式制动器，设两侧制动块对制动盘的压紧力均为P，则制动盘在其两侧工作面的作用半径上所受的摩擦力为2fP，那么钳盘式制动器的制动器因数为 （4.44） 式中，f盘与制动衬块间的摩擦系数。 利用经验设计方法，我们可以取f=0.35,那么，该车前轮制动器的制动因数为 （4.45）4.6.2制动器距离的计算制动距离是制动效能的一个重要指标，即 （4.46）式中：制动初速度，在这里取=80则该车的制动距离为 =50.67m （4.47）4.7利用附着系数与制动效率为了防止前轴