领从蹄鼓式制动器的设计

摘要：随着生活水平的提高和科技的迅猛发展，人们的生活节奏变得越来越快，因此人们对交通工具的快捷性要求越来越高。

为了应对高车速对人们安全构成的威胁，许多法规对汽车的安全性提出了更高的要求，制动系的设计成为其中很重的一个方面。

本设计根据制动器的工作原理，对多种制动器进行分析比较，选择了制动效能较高的鼓式制动器作为设计的对象。

依据给定的参数，进行重要数值的计算。

随后，又根据工艺学的知识，进行制动器零件的设计和工艺分析。

总之，本设计的目的是为了设计出高效、稳定的制动器，以提高汽车的安全性。

关键词：制动系; 制动效能; 制动器
Abstract
Keywords:Braking system ; Braking quality ; Brake
1 绪论
1.1 汽车制动系概述
尽可能提高车速是提高运输生产率的主要技术措施之一。

但这一切必须以保证行驶安全为前提。

因此，在宽阔人少的路面上汽车可以高速行驶。

但在不平路面上，遇到障碍物或其它紧急情况时，应降低车速甚至停车。

如果汽车不具备这一性能，提高汽车行驶速度便不可能实现。

所以，需要在汽车上安装一套可以实现减速行驶或者停车的制动装置——制动系统。

制动系是汽车的一个重要组成部分，它直接影响汽车的行驶安全性。

随着高速公路的迅速发展和汽车密度的日益增大，交通事故时有发生。

因此，为保证汽车行驶安全，应提高汽车的制动性能，优化汽车制动系的结构。

制动装置可分为行车制动、驻车制动、应急制动和辅助制动四种装置。

其中行驶中的汽车减速至停止的制动系叫行车制动系。

使已停止的汽车停驻不动的制动系称为驻车制动系。

每种车都必须具备这两种制动系。

应急制动系成为第二制动系，它是为了保证在行车制动系失效时仍能有效的制动。

辅助制动系的作用是使汽车下坡时车速稳定的制动系。

汽车制动系统是一套用来使四个车轮减速或停止的零件。

当驾驶员踩下制动踏板时，制动动作开始。

踏板装在顶端带销轴的杆件上。

踏板的运动促使推杆移动，移向主缸或离开主缸。

主缸安装在发动机室的隔板上，主缸是一个由驾驶员通过踏板操作的液压泵。

当踏板被踩下，主缸迫使有压力的制动液通过液压管路到四个车轮的每个制动器。

液压管路由钢管和软管组成。

它们将压力液从主缸传递到车轮制动器。

盘式制动器多用于汽车的前轮，有不少车辆四个车轮都用盘式制动器。

制动盘装在轮辋上、与车轮及轮胎一起转动。

当驾驶员进行制动时，主缸的液体压力传递到盘式制动器。

该压力推动摩擦衬片靠到制动盘上，阻止制动盘转动。

图1-1汽车制动系统的基本部件
1.液压助力制动器
2.主缸和防抱死装置
3.前盘式制动器
4.制动踏板
5.驻车制动杆
6.防抱死计算机
7.后盘式制动器
很多汽车都采用助力制动系统减少驾驶员在制动停车时必须加到踏板上的力。

助力制动器一般有两种型式。

最常见的型式是利用进气歧管的真空，作用在膜片上提供助力。

另一种型式是采用泵产生液压力提供助力。

驻车制动器总成用来进行机械制动，防止停放的车辆溜车，在液压制动完全失效时实现停车。

绝大部分驻车制动器用来制动两个后车轮。

有些前轮驱动的车辆装有前轮驻车制功器，因为在紧急停车中绝大部分的制动功需要用在车辆的前部。

驻车制动器一般用手柄或脚踏板操作。

当运用驻车制动器时，驻车制动钢索机械地拉紧施加制动的秆件。

驻车制动器由机械控制，不是由液压控制。

每当以很强的压力进行制动时，车轮可能完全停止转动。

这叫做“车轮抱死”。

这并不能帮助车辆停下来，而是使轮胎损失—些与路面的摩擦接触，在路面上滑移。

轮胎滑移时，车辆不再是处于控制下的停车，驾驶员处在危险之中。

有经验的驾驶员知道，防止车轮抱死的对策是迅速上、下踩动制动踏板。

这样间歇地对制动器提供液压力，使驾驶员在紧急制动时能控制住车辆。

现今许多新型车辆装备了防抱死制动系统(ABS)。

防抱死制动系统做的工作与有经验驾驶员做的相同，只是更快、更精确些。

它感受到某车轮快要抱死或滑
移时，迅速中断该车轮制动器的制动压力。

在车轮处的速度传感器监测车轮速度，
并将信息传递给车上计算机。

于是，计算机控制防抱死制动装置，输送给即将抱死的车轮的液压力发生脉动。

1.2 汽车制动器的工作原理
一般制动系的工作原理可用下图所示的一种简单的液压制动系示意图来说明。

—个以内圆面为工作表面的金属的制动鼓8固定在车轮轮毅上，随车轮一同旋转。

在固定不动的制动底板11上，有两个支承销12，支承着两个弧形制动卸10的下端。

制动蹄的外圆面上又装有一般是非金属的摩擦片9。

制动底板上还装有液压制动轮缸6，用油管5与装在车架上的液压制动主缸4相连通。

主缸中的活塞3可由驾驶员通过制动踏板机构来操纵。

制动系不工作时，制动鼓的内圆面与制动蹄摩擦片的外圆面之间保持有一定的间隙，使车轮和制动鼓可以自由旋转。

要使行驶中的汽车减速，驾驶员应跺下制动踏板l，通过推杆2和主缸活塞3，使主缸内的油液在一定压力下流人轮缸6，并通过两个轮缸活塞7推使两制动蹄10绕支承销12转动，上端向两边分开而以其摩擦片9压紧在制动鼓的内圆面上。

这样，不旋转的制动卸就对旋转着的制动鼓作用一个摩擦力矩M，其方向与车轮旋转方向相反。

制动鼓将该力矩传到车轮后，由于车轮与路面间有附着作用，车轮对路面作用一个向前的周绕力F，同时路面也对车轮作用一个向后的反作用力，即制动力F。

制动力F由车轮经车桥和悬架传给车架及车身，迫使整个汽车减速。

制动力愈大，汽车减速度也愈大。

当撤开制动踏板时．回位弹簧13即将制动蹄拉回原位，摩擦力矩M和制动力F消失，制动作用即行终止。

图1-2 鼓式制动器结构图
1.制动踏板
2.推杆
3.主缸活塞
4.制动主缸
5.油管
6.制动轮缸
7.轮缸活塞
8.制动鼓
9.摩擦片 10.制动蹄 11.制动底板 12.支承销 13.制动体回位弹簧
图中所示的制动器中，由制动鼓8、摩擦片9和制动蹄10所构成的系统产生了一个制动力矩(摩擦力矩M)以阻碍车轮转动该系统称为制动器。

显然，阻碍汽车运动的制动力F不仅取决于制动力矩M，还取决于轮胎与路面间的附着条件。

如果完全丧失附着，则这种制动系事实上不可能产生制动汽车的效果。

不过，在讨论制动系的结构问题时，一般都假定具备良好的附着条件。

1.3 设计的目的和意义
毕业设计和毕业论文是本科生培养方案中的重要环节。

学生通过毕业设计，综合性地运用几年内所学知识去分析、解决一个问题，在作毕业设计的过程中，所学知识得到疏理和运用，它既是一次检阅，又是一次锻炼。

不少学生在作完毕业设计后，感到自己的实践动手、动笔能力得到锻炼，增强了即将跨入社会去竞
争，去创造的自信心。

通过大学四年的学习，从理论与实践上均有了一定程度的积累。

毕业设计就是对我们以往所学的知识的综合运用与进一步的巩固加深，并对解决实际问题的能力的训练与检验，目的在于：
1、培养正确的设计思想与工作作风。

2、进一步培养制图、绘图的能力。

3、学会分析与评价汽车及其各总成的结构与性能，合理选择结构方案及其
有关参数。

4、学会汽车一些主要零部件的设计与计算方法以及总体设计的一般方法，
以毕业后从事汽车技术工作打下良好的基础。

5、培养独立分析、解决问题的能力。

2 制动器结构简介
汽车的制动器设计究竟采用哪一种结构方案较为合理，能够最大限度的发挥制动器的功用，首先应该从制动器设计的一般原则上谈起。

2.1 鼓式制动器
l-调整楔2-推杆3-制动蹄4-连接弹簧5-上回位弹簧6-弹簧座7-手制动拉杆8-下回位弹簧9-车轮制动缸l0-制动底板ll—旋塞12-制动摩擦片l3-弹簧
鼓式制动器总成的主要零部件有：制动鼓和轮毅总成、制动蹄总成、制动底板、液压轮缸、制动蹄回位弹簧／压紧装置、调节机构和驻车制动机构。

为制动车轮、制动鼓和制动蹄提供摩擦表面，制动鼓的内圆周是一加工过的制动表面。

车轮通过螺母和双头螺栓安装到制动鼓轮毅上。

该轮毂安放在允许车轮总成转动的车轮轴承上。

各种鼓式制动器的示意图如下：
1、领从蹄式
2、双领蹄式
3、双向领从蹄式
4、双从蹄式
5、单向增力式
6、双向增力式
与鼓式制动器比较，盘式制动器有如下缺点：
1、效能较低，故用于液压制动系时所需制动促动管路压力较高，一班要用伺服装置。

2、兼用于驻车制动时，需要加装的驻车制动传动装置较鼓式制动器复杂，因而在后轮的应用受到限制。

盘式制动器将逐步取代鼓式制动器，主要是由于盘式制动器和鼓式制动器的优缺点决定的。

盘式制动器在液力助力下制动力大且稳定，在各种路面都有良好的制动表现，其制动效能远高于鼓式制动器，而且空气直接通过盘式制动盘，故盘式制动器的散热性很好。

但是盘式制动器结构相对于鼓式制动器来说比较复杂，对制
动钳、管路系统要求也较高，而且造价高于鼓式制动器。

相对于盘式制动器来说，鼓式制动器的制动效能和散热性都要差许多，鼓式制动器的制动力稳定性差，在不同路面上制动力变化很大，不易于掌控。

而且由于散热性不好，鼓式制动器存在热衰退现象。

当然，鼓式制动器也并非一无是处，它便宜，而且符合传统设计。

我们知道，高速行驶的轿车，由于频繁使用制动，制动器的摩擦将会产生大量的热，使制动器温度急剧上升，这些热如果不能很好地散出，就会大大影响制动性能，出现所谓的制动效能热衰退现象，这可不是闹着玩的，制动器直接关乎生命。

仅从这一点上，您就应该理解为什么盘式制动器会逐步取代鼓式制动器了吧。

目前，在中高级轿车上前后轮都已经采用盘式制动器。

不过，时下我们开的大部分轿车(如夏利、富康、捷达等)，采用的还不完全是盘式制动器，而是前盘后鼓式混合制动器(即前轮采用盘式制动器、后轮采用鼓式制动器)，这主要是出于成本上的考虑，同时也是因为汽车在紧急制动时，轴荷前移，对前轮制动的要求比较大，一般来说前轮用了盘式制动器就可以了。

当然，前后轮都使用盘式制动器是趋势（如VOLVO轿车）。

3 制动系的设计理论基础
3.1 制动力与制动力分配
前、后制动器制动力分配关系将影响汽车的制动方向稳定性和附着条件的利用，是汽车制动系设计时必须考虑的问题。

一般根据前、后轴制动器制动力的分配、装载情况、道路附着条件和坡度等因素，当制动器制动力足够时，汽车制动过程可能出现三种情况：前后轮同时抱死拖滑；前轮先抱死拖滑，然后后轮抱死拖滑；后轮先抱死拖滑，然后前轮抱死拖滑。

如前所述，前后轮同时抱死工况可避免后轴侧滑，并保证前轮只有在最大制动强度下，才使汽车失去转向能力，这种工况道路附着条件利用较好。

前轮较后轮先抱死，虽然不会发生侧滑，但是汽车丧失转向能力。

在一定速度下，后轮较前轮先抱死一定时间，会造成汽车后轴侧滑。

3.1.1 制动时前,后轮的地面法向反作用力
图3-1制动时汽车受力情况
图3-1所示为，忽略汽车的滚动阻力偶和旋转质量减速时的惯性阻力偶矩，汽车
在水平路面上制动时的受力情况。

因为制动时车速较低，空气阻力w F 可忽略不
计，则分别对汽车前后轮接地点取矩，整理得前、后轮的地面法向反作用力为
⎪⎪⎩
⎪⎪⎨⎧-=+=)()(1221g h dt du L L mg F g h dt du L L mg F g z g z （3-1）
⎪⎪⎩⎪⎪⎨⎧-=-=∆==∆221138.09.0z g z z g z F h L mg F F h L mg F ϕϕ
（3-2）
式中：1z F ∆和2z F ∆分别为前后轮因制动形成的动载荷。

如果假设汽车前后轮同时抱死，则汽车制动减速度dt du
j =为
b g dt du ϕ＝或
dt du
g b 1=ϕ （3-3）
式中：
b ϕ为附着系数。

将式（3-3）代入式（3-1），有
⎪⎪⎩⎪⎪⎨
⎧-=+=)()(1221b g z b g z h L L mg F h L L mg F ϕϕ
（3-4）
由式（3-4）可知，制动时汽车前轮的地面法向反作用力1z F 随制动强度和质心高度增加而增大；后轮的地面法向反作用力2z F 随制动强度和质心高度增加而减小。

随大轴距汽车前后轴的载荷变化量小于短轴距汽车载荷变化量。

例如，
某载货汽车满载在干燥混凝土水平路面上以规定踏板力实施制动时，
1z F ∆为静载荷的90％，2z F ∆为静载荷的38％，即前轴载荷增加90％，后轴载荷降低38％。

3.1.2 前,后制动器制动力的理想分配曲线
在汽车制动系设计时，如果在不同道路附着条件下制动均能保证前、后制动
器同时抱死，则此时的前、后制动器制动力1μF 和2μF
的关系曲线，被称为前、后制动器制动力的理想分配曲线，通常简称为I 曲线。

在任何附着吸尘的路面上前、后轮制动器同时抱死，则前、后制动器制动力必定等于各自的附着力，且前、后制动器制动力（或地面制动力）之和等于附着力，即
⎪
⎩⎪
⎨⎧===+2
21121z z F F F F mg F F ϕϕϕμμμμ
（3-5）
将式（3-5）中的第二公式除以第三个公式，并将式（3-4）代入，有
⎪⎩
⎪⎨⎧-+===+g g z z h L h L F F F F
mg F F ϕϕϕμμμμ12212121 （3-6）
联立方程组（3-6），并消除变量ϕ后，将方程表示
)
(12μμF f F =的形式，
即得到前后制动器制动力的理想分配关系式为
⎥⎥⎦⎤
⎢⎢
⎣⎡⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛+-+=1212
2
22421μμμF h mgL F mg L
h L h mg F g g g
（3-7）
图3-2 I 曲线示意图
图3-3 I 曲线的一种制作方法
如已知汽车轴距L 、质心高度
g
h 、总质量m 、质心的位置2L (质心至后轴的
距离)，就可用式（3-7）绘制前、后制动器制动力的理想分配关系曲线，简称I 曲线。

图3-2就是根据式（3-7）绘制的汽车在空载和满载两种工况的I 曲线。

根据方程组（3-6）的两个方程也可直接绘制I 曲线。

假设一组ϕ值（ϕ＝0.1,0.2,0.3,……,1.0）,每个ϕ值代入方程组（3-6），就具有一个交点的两条
直线，变化ϕ值，取得一组交点，连接这些交点就制成I 曲线，见图3-3。

I 曲线时踏板力增长到使前、后车轮制动器同时抱死时前、后制动器制动力
的理想分配曲线。

前、后车轮同时抱死时，111ϕμF F F xb ==，2
22ϕμF F F xb ==，
所以I 曲线也是前、后车轮同时抱死时，1ϕF 和2ϕF
的关系曲线。

3.2 具有固定比值的前，后轮制动器制动力与同步附着系数
两轴汽车的前、后制动器制动力的比值一般为固定的常数。

通常用前制动器制动力对汽车总制动器制动力之比来表明分配比例，即制动器制动力分配系数β，它可表示为
μ
μβF F 1=
（3-8）
因为
2
1μμμF F F +=，所以
⎪⎩⎪⎨⎧-==μμμμββF F F F )1(21 （
3-9）
整理式（3-9）得
β
β
μμ-=
12
1F F
（3-10）
或表示为
)
(12μμF f F =，即
1
21μμβ
β
F F -=
（3
-11）
式（3-10）为一线性方程。

它是实际前、后制动器制动力实际分配线，简称为β线。

β线通过坐标原点，其斜率为
ββ
θ-=
1tg
具有固定的β线与I 线的交点处的附着系数0ϕ,被称为同步附着系数。

它表
示具有固定β线的汽车只能在一种路面上实现前、后轮同时抱死。

同步附着系数时由汽车结构参数决定的，它是反应汽车制动性能的一个参数。

同步附着系数说明，前后制动器制动力为固定比值的汽车，只能在一种路面上，即在同步附着系数的路面上才能保证前后轮同时抱死。

同步附着系数也可用解析方法求出。

设汽车在同步附着系数的路面上制动，此时汽车前、后轮同时抱死，将式（3-6）代入式（3-10），得
β
β
ϕϕμμ--+=1122
1＝
g g h L h L F F
（3-12）
整理后，得出
g
h L L 2
0-=
βϕ
（3-13）
3.3 制动器的制动力矩
假定衬块的摩擦表面全部与制动盘接触，且各处单位压力分布均匀，则制动器的制动力矩为
Mµ=2f／FoR
式中，f 为摩擦因数；Fo 为单侧制动块对制动盘的压紧力；R 为作用半径。

对于常见的具有扇形摩擦表面的衬块，若其径向宽度不很大，取R 等于平均半径Rm ，或有效半径Re ，在实际上已经足够精确。

图3-4 钳盘式制动器的作用半径计算参考图
如图3-4，平均半径为
Rm=(R 1+R 2)/2
式中，R 1和R 2为摩擦衬块扇形表面的内半径和外半径。

故有效半径为
Re=M μ/2fFo=2(R 23-R 13)/3(R 22-R 12)
可见，有效半径Re 即是扇形表面的面积中心至制动盘中心的距离。

上式也可写成
Re=4/3[1-R 1R 2/(R 1+R 2)2
](R 1+R 2)/2=4/3[1-m/(1+m)2
]Rm
式中，m= R 1/R 2
因为m<1，m/(1+m)2<1/4，故Re>Rm ，且m 越小则两者差值越大。

应当指出，若m 过小，即扇形的径向宽度过大，衬块摩擦面上各不同半径处的滑磨速度相差太远，磨损将不均匀，因而单位压力分布均匀这一假设条件不能成立，则上述计算方法也就不适用。

m 值一般不应小于0．65。

制动盘工作面的加工精度应达到下述要求：平面度允差为0．012mm ，表面粗糙度为Ra0.7—1.3μm ，两摩擦表面的平行度不应大于0．05mm ，制动盘的端面圆跳动不应大于0．03mm 。

通常制动盘采用摩擦性能良好的珠光体灰铸铁制造。

为保证有足够的强度和耐磨性能，其牌号不应低于HT250。

3.4 利用附着系数与制动效率
汽车制动减速度zg dt
du
=，其中z 被称为制动强度。

由前述可知，若汽车在具有同步附着系数0
ϕ的路面上制动，汽车的前、后轮将同时达到抱死的工况，此时的制动强度
ϕ=z 。

在其他路面上制动时，既不出现前轮抱死也不发生后轮
抱死的制动强度必然小于地面附着系数，即0
ϕ<z 。

就是说，只有在
ϕϕ＝的路
面上，地面的附着条件才能被充分地利用。

而在
ϕϕ≠的路面上，因出现前轮或
后轮先抱死的现象，地面附着条件未被很好地被利用。

为了定量说明地面附着条
件的利用程度，定义利用附着系数为
Fzi F xbi
i =
ϕ,2,1=i
设汽车前轮刚要抱死或前、后轮同时刚要抱死时，汽车产生的减速度zg
dt
du
=（或表示为z
dt du
g =1），则由式（3-1）得前轮地面法向反作用力为
)(21g z zh L L mg
F +=
（3-14）
前轮制动器制动力和地面制动力为
mgz dt du
m
F F xb ββμ===11
（3-15）
将式（3-14）和式(3-15)代入式（3-13），则
)(121
1·1g z xb zh L L z
F F +==
βϕ （3-16）
同理可推导出后轮利用附着系数。

后轮刚要抱死时，后轮地面制动力和地面法向反作用力
mgz dt du
m
F F bx )1()1(22ββμ-=-==
（3-17）
)(12g z zh L L mg
F -=
（3-18）
将式（3-17）和式(3-18)代入式（3-13），则
)(1)1(12
22g z xb zh L L z
F F --==
βϕ
（3-19）
对于已知汽车总质量m 、轴距L 、质心位置1L 、2L 、g h
等结构参数，则可
绘制出利用附着系数i ϕ与制动强度z 的关系曲线图。

附着效率i E 是制动强度z 和利用附着系数i ϕ之比。

它是也用于描述地面附着条件的利用程度，并说明实际制动力分配的合理性。

根据附着效率的定义，有
g
h L L z
E 11
2
1ϕβϕ
-=
=
（3-20）
g
h L L z
E 22
2
2)1(ϕβϕ--=
=
（3-21）
式中；1E 和2E 分别时前轴和后轴的附着效率。

4 制动器的设计计算
4.1 原始数据与技术参数
装备质量 1310kg （G
1=750㎏；G
2
=560㎏）
满载质量 1860Kg （G
1=870㎏；G
2
=990㎏）
质心高度
空载时 616mm
满载时 580mm
轴距 2513mm
轮胎 195/65 R15 91V
图4-1 制动时的汽车受力图
4.2 参数选择以及数据计算
4.2.1 盘式制动器主要参数的确定
制动盘直径D
轮辋直径为15×24.5=367.5mm 取367mm
制动盘直径为70%～79%轮辋直径即：256.9～289.93 取270mm 制动盘厚度h
选择通风式制动盘h=25㎜
摩擦衬块外半径R
2、内半径R
1
根据制动盘直径可确定摩擦衬块外径R
2
=130㎜
考虑到R
2/ R
1
＜1.5，可选取R
1
=92mm，则R
2
/ R
1
=1.41＜1.5
4.2.2 摩擦块摩损均匀性验证
假设衬块的摩擦表面全部于制动盘接触，而且各处单位压力均匀，则制动器的制动力矩为
R fF M ομ2=
f 为摩擦因素,F 0为单侧制动块对制动盘的压紧力，R 作用半径
在实际的计算过程中，R 值我们取平均值R m 就可以了，设衬块的与制动盘之间的单位压力为p,则在任意微元面积RdRd φ 上的摩擦力对制动盘的中心的力矩为fpR 2dRd φ,而单侧制动块加于制动盘的制动力矩应为：
ϕμθθdRd fpR R R 22
1
M ⎰
⎰-=2
单侧衬块加于制动盘的总摩擦力为：
⎰⎰
-
=
θθοϕ2
1
R R fpRdRd fF
所以有效半径：
mm R R R R fF M 113=)
(3)(2=2/=R 212
2313
2
e --ομ 平均半径为：
mm
R R R m 5.112=2
=
2
1+
因为│R e -R m │ =0.5mm, R m 和R e 之间相差不大，所以可以得出摩擦衬块和制动盘之间的单位压力分布均匀，摩擦块的磨损较为均匀。

4.2.3 紧急制动时前后轮法向反力及附着力矩
1. 空载情况
质心至前轴距离：mm m m L a k 1075=19308702718==2⨯⨯
ο 质心至后轴距离：mm m m L b k 1438=1930
10602718==1⨯⨯
ο 考虑到汽车的行驶安全，选取沥青路（湿）的附着系数7.0=ϕ，则紧急制动时前后轴法向反力Fz1,Fz2及每轮附着力距M φ1,M φ2分别为
mm N r F M mm N r F M N
h a L G F N h b L G F r z r z g k z g k z ∙⨯⨯⨯⨯⨯∙⨯⨯⨯⨯⨯⨯-⨯⨯-⨯+⨯⨯+439042=3677.034182
1
=21=1209999=3677.0942021
=21=3418=)5807.01075(25138.91310=)(=9420=)5807.01438(25138.91310=)(=
22
1121ϕϕϕϕϕϕοο
满载情况
质心到前轴的距离: mm m m L a m 1337=1860990
2513==02⨯'⨯
质心到后轴的距离: mm m m L b m 1174=1860
8702513==01⨯'⨯
紧急制动时候的前后轴发向反力Fz1,Fz2以及每轮附着力矩M ’φ1
,M
’
φ2
分别为：
mm N r F M mm N r F M N
h a L G F N h b L G F r z z
r z g m m z g m m z ∙=⨯⨯⨯=⨯⨯'='∙=⨯⨯⨯=⨯⨯'='=⨯-⨯=⨯-='=⨯+⨯=⨯+=
'8439163677.0657021
2114955433677.01164321
216570)6167.01337(25138.91860)(11643)6167.01174(25138
.91860)(221121ϕϕϕϕϕ
4.2.4 同步附着系数的确定 同步附着系数的选取原则：
1、路面状况好，0ϕ可以取大一点； 路面差，0ϕ取小一些。

2、单胎，0ϕ抗滑性能差，取大些；双胎，0ϕ抗侧滑强取小一些。

3、车速高，0ϕ取大些；车速低0ϕ取小些。

4、平原地区，0ϕ取大些；山区0ϕ取小些。

综上所述，选择此轻型汽车的0ϕ=0.7 空载时制动力分配系数
74.02513
1438
6167.00=+⨯=
+⨯=
L
b h k
g k ϕβ
满载时制动力分配系数
64.02513
11746167.00=+⨯=+⨯=
L b h m g m ϕβ 4.2.5 制动器的效率
钳盘式制动器效能因数 k=2f ,其中f 取0.4
因此： k=0.8
4.2.6 制动力矩及制动盘的压力
假设摩擦盘完全接触，而且各处的压力分布均匀。

那么盘式制动器制动力矩为：
e R F
f M ⨯⨯=021μ
为了保证汽车有良好的制动稳定性，汽车前轮先抱死，后轮后抱死（满载时候）则汽车的前轮制动器的产生的制动力矩等于前轮的附着力矩。

即：
mm N M M ∙==149554311ϕμ
单侧制动块对盘的压力：
N fR M F e 62.16543113
4.021********
0=⨯⨯==ϕ 前轮制动器的制动力矩：
mm N M h b h a M g g ∙=⨯⨯+⨯-=+-=
42.933562.16543616
7.011746167.013371200μμϕϕ 4.2.7 同步附着系数的验算
已知：
mm N M mm
N M M ∙=∙==42.93351495543211μϕμ
制动力分配系数：
64.0211
=+=μμμβM M M m
那么同步附着系数：
705.0616
1174251364.00=-⨯=-⨯=g m
m h b L βϕ 与设定值吻合。

4.3 制动踏板行程的计算
制动踏板工作行程 ()02010δδδ++=p p i S
其中：p i （操纵机构传动比）取4－7；主缸活塞行程：=a S （0.8－1.2）0d ，依《机械设计手册》（五）。

第七章，液压缸。

表37.7－3.取=a S 25mm ； 主缸推杆与活塞间隙：=01δ0.2mm ；
主缸活塞空行程： =02δ2mm ；
则： 7.189~8.107)22.025()7~4(=++⨯=P S mm. 法规要求不大于150－200mm ，故符合法规。