第八章 制动系设计

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1、第八章第八章 制动系设计制动系设计第一节第一节 概述概述 制动系设计制动系设计功用功用 使汽车以适当的减速度降速行驶直至使汽车以适当的减速度降速行驶直至停车，在下坡行驶时使汽车保持适当的稳停车，在下坡行驶时使汽车保持适当的稳定车速，使汽车可靠地停在原地或坡道上。定车速，使汽车可靠地停在原地或坡道上。制动系设计制动系设计 组成组成 行车制动装置和驻车制动装置。行车制动装置和驻车制动装置。还设有应急制动和辅助制动装置。还设有应急制动和辅助制动装置。应急制动装置应急制动装置利用机械力源利用机械力源(如强力压缩弹簧如强力压缩弹簧)进行制进行制动。在某些采用动力制动或伺服制动的汽车上，一旦发动。在某些采

2、用动力制动或伺服制动的汽车上，一旦发生蓄压装置压力过低等故障时，可用应急制动装置实现生蓄压装置压力过低等故障时，可用应急制动装置实现汽车制动。同时，在人力控制下它还能兼作驻车制动用。汽车制动。同时，在人力控制下它还能兼作驻车制动用。辅助制动装置辅助制动装置可实现汽车下长坡时持续地减速或保持可实现汽车下长坡时持续地减速或保持稳定的车速，并减轻或者解除行车制动装置的负荷。稳定的车速，并减轻或者解除行车制动装置的负荷。设计制动系时应满足如下主要要求：设计制动系时应满足如下主要要求：1 1)足够的制动能力。足够的制动能力。行车制动能力，用一定制动初速度下行车制动能力，用一定制动初速度下的制动减速度和制

3、动距离两项指标评定，详见的制动减速度和制动距离两项指标评定，详见JB3939JB39398585；驻坡能力是指汽车在良好路面上能可靠地停驻的最；驻坡能力是指汽车在良好路面上能可靠地停驻的最大坡度，详见大坡度，详见JB4019JB40198585。2)2)工作可靠。工作可靠。行车制动至少有两套独立的驱动制动器的管行车制动至少有两套独立的驱动制动器的管路。当其中的一套管路失效时，另一套完好的管路应保路。当其中的一套管路失效时，另一套完好的管路应保证汽车制动能力不低于没有失效时规定值的证汽车制动能力不低于没有失效时规定值的3030。行车。行车和驻车制动装置可以有共同的制动器，而驱动机构各自和驻车制动

4、装置可以有共同的制动器，而驱动机构各自独立。行车制动装置都用脚操纵，其它制动装置多为手独立。行车制动装置都用脚操纵，其它制动装置多为手操纵。操纵。3)3)用任何速度制动，汽车都不应当丧失操纵性和方向稳定用任何速度制动，汽车都不应当丧失操纵性和方向稳定性。性。有关方向稳定性的评价标准，详见有关方向稳定性的评价标准，详见JB3939JB39398585。设计制动系时应满足如下主要要求：设计制动系时应满足如下主要要求：4)4)防止水和污泥进入制动器工作表面。防止水和污泥进入制动器工作表面。5)5)要求制动能力的热稳定性良好要求制动能力的热稳定性良好。具体要求。具体要求详见详见JB3935JB3935

5、8585和和JB4200-86JB4200-86。6)6)操纵轻便，并具有良好的随动性。操纵轻便，并具有良好的随动性。7)7)制动时制动系产生的噪声尽可能小，同时制动时制动系产生的噪声尽可能小，同时力求减少散发出对人体有害的石棉纤维等力求减少散发出对人体有害的石棉纤维等物质，以减少公害。物质，以减少公害。设计制动系时应满足如下主要要求：设计制动系时应满足如下主要要求：8)作用滞后性应尽可能短。作用滞后性应尽可能短。作用滞后性是指制动反应作用滞后性是指制动反应时间，以制动踏板开始动作至达到给定的制动效能时间，以制动踏板开始动作至达到给定的制动效能所需的时间来评价。气制动车辆反应时间较长，要所需的

6、时间来评价。气制动车辆反应时间较长，要求不得超过求不得超过0.6s，对于汽车列车不得超过，对于汽车列车不得超过0.8s。9)摩擦衬片摩擦衬片(块块)应有足够的使用寿命。应有足够的使用寿命。10)摩擦副磨损后，应有能消除因磨损而产生间隙的摩擦副磨损后，应有能消除因磨损而产生间隙的机构，且调整间隙工作容易，机构，且调整间隙工作容易，最好设置自动调整间最好设置自动调整间隙机构。隙机构。11)当制动驱动装置的任何元件发生故障并使其基本当制动驱动装置的任何元件发生故障并使其基本功能遭到破坏时，功能遭到破坏时，汽车制动系应装有音响或光信号汽车制动系应装有音响或光信号等报警装置。等报警装置。第八章第八章 制

7、动系设计制动系设计第二节第二节 制动器的结构方案分析制动器的结构方案分析制动器的结构方案分析制动器的结构方案分析 制动器有制动器有 摩擦式摩擦式：广泛使用：广泛使用 液力式液力式：只用作缓速器。：只用作缓速器。电磁式电磁式：虽有作用滞后小、易于：虽有作用滞后小、易于 连接且接头可靠等优点，但因成本高而只在一部连接且接头可靠等优点，但因成本高而只在一部分重型汽车上用来做车轮制动器或缓速器。分重型汽车上用来做车轮制动器或缓速器。摩擦式制动器：摩擦式制动器：鼓式鼓式 盘式盘式 带式带式 带式只用作中央制动器。带式只用作中央制动器。一一.鼓式制动器鼓式制动器一一.鼓式制动器鼓式制动器z 不同形式鼓式制

8、动器的主要不同形式鼓式制动器的主要区别区别有：有：蹄片固定支点的数量和位置不同蹄片固定支点的数量和位置不同;张开装置的形式与数量不同张开装置的形式与数量不同;制动时两块蹄片之间有无相互作用。因蹄制动时两块蹄片之间有无相互作用。因蹄片的固定支点和张开力位置不同，使不同形片的固定支点和张开力位置不同，使不同形式鼓式制动器的领、从蹄数量有差别，并使式鼓式制动器的领、从蹄数量有差别，并使制动效能不同。制动效能不同。基本概念基本概念（1 1）制动器效能：）制动器效能：制动器在单位输入压力或力的作用制动器在单位输入压力或力的作用 下所输出的力或力矩，称为制动器效能。下所输出的力或力矩，称为制动器效能。（2

9、 2）制动器效能因数：）制动器效能因数：在制动鼓或制动盘的作用半径在制动鼓或制动盘的作用半径 上所得到的摩擦力上所得到的摩擦力(Mp/R)(Mp/R)与输入力与输入力FoFo之比，即之比，即 K=M K=M/FoR/FoR（3 3）制动器效能的稳定性：）制动器效能的稳定性：是指其效能因数是指其效能因数K K对摩擦对摩擦 因数因数 f f 的敏感性的敏感性(dK(dKdf)df)。使用中使用中 f f 随温度和水湿程度变化。要求制动器的随温度和水湿程度变化。要求制动器的 效能稳定性好，即使其效能对效能稳定性好，即使其效能对 f f 的变化敏感性较低。的变化敏感性较低。不同形式鼓式制动器不同形式鼓

10、式制动器1.1.领从蹄式领从蹄式2.2.双领蹄式双领蹄式3.3.双向双领蹄式双向双领蹄式4.4.双从蹄式双从蹄式5.5.单向增力式单向增力式6.6.双向增力式双向增力式 张开装置张开装置二、盘式制动器二、盘式制动器二、盘式制动器二、盘式制动器 按摩擦副中固定元件的结构不同，盘式制动器分为按摩擦副中固定元件的结构不同，盘式制动器分为钳钳盘式和全盘式盘式和全盘式两类。两类。钳盘式制动器钳盘式制动器(图图8 84)4)的固定摩擦元件是制动块，装的固定摩擦元件是制动块，装在与车轴连接且不能绕车轴轴线旋转的制动钳中。制动衬在与车轴连接且不能绕车轴轴线旋转的制动钳中。制动衬块与制动盘接触面很小，在盘上所占

11、的中心角一般仅块与制动盘接触面很小，在盘上所占的中心角一般仅30305050，故这种盘式制动器又称为，故这种盘式制动器又称为点盘式制动器点盘式制动器。全盘式制动器中摩擦副的旋转元件及固定元件均为圆盘全盘式制动器中摩擦副的旋转元件及固定元件均为圆盘形，制动时各盘摩擦表面全部接触，作用原理如同离合器，形，制动时各盘摩擦表面全部接触，作用原理如同离合器，故又称故又称离合器式制动器离合器式制动器。全盘式中用得较多的是多片全盘。全盘式中用得较多的是多片全盘式制动器。多片全盘式制动器既可用作车轮制动器，也可式制动器。多片全盘式制动器既可用作车轮制动器，也可用作缓行器。用作缓行器。盘式制动器盘式制动器1 1

12、固定钳式固定钳式 如图如图8 84a4a所示，制动钳固定不动，制所示，制动钳固定不动，制动盘两侧均有液压缸。制动时仅两侧液压动盘两侧均有液压缸。制动时仅两侧液压缸中的制动块向盘面移动。这种形式也称缸中的制动块向盘面移动。这种形式也称为对置活塞式或浮动活塞式。为对置活塞式或浮动活塞式。盘式制动器盘式制动器2 2浮动钳式浮动钳式 （1 1）滑动钳式滑动钳式 如图如图8 84b4b所示，制动钳所示，制动钳可以相对于制动盘做轴向滑动，其中只在制可以相对于制动盘做轴向滑动，其中只在制动盘的内侧置有液压缸，外侧的制动块固装动盘的内侧置有液压缸，外侧的制动块固装在钳体上。制动时活塞在液压作用下使活动在钳体上

13、。制动时活塞在液压作用下使活动制动块压靠到制动盘，而反作用力则推动制制动块压靠到制动盘，而反作用力则推动制动钳体连同固定制动块压向制动盘的另一侧，动钳体连同固定制动块压向制动盘的另一侧，直到两制动块受力均等为止。直到两制动块受力均等为止。盘式制动器盘式制动器2 2浮动钳式浮动钳式 (2)(2)摆动钳式摆动钳式 如图如图8 84c4c所示，它也是单所示，它也是单侧液压缸结构，制动钳体与固定于车轴上的支侧液压缸结构，制动钳体与固定于车轴上的支座铰接。为实现制动，钳体不是滑动而是在与座铰接。为实现制动，钳体不是滑动而是在与制动盘垂直的平面内摆动。显然，制动块不可制动盘垂直的平面内摆动。显然，制动块不

14、可能全面均匀地磨损。为此，有必要将衬块预先能全面均匀地磨损。为此，有必要将衬块预先做成楔形做成楔形(摩擦面对背面的倾斜角为摩擦面对背面的倾斜角为6 6左右左右)。在使用过程中，衬块逐渐磨损到各处残存厚度在使用过程中，衬块逐渐磨损到各处残存厚度均匀均匀(一般为一般为1mm1mm左右左右)后即应更换。后即应更换。固定钳式固定钳式固定钳式的优点有：固定钳式的优点有：v 除活塞和制动块以外无其它滑除活塞和制动块以外无其它滑动件，易于保证钳的刚度；动件，易于保证钳的刚度；v 结构及制造工艺与一般的制动结构及制造工艺与一般的制动轮缸相差不多；轮缸相差不多；v 容易实现从鼓式到盘式的改型；容易实现从鼓式到盘

15、式的改型；v 很能适应不同回路驱动系统的很能适应不同回路驱动系统的要求要求(可采用三液压缸或四液可采用三液压缸或四液压缸结构压缸结构)。固定钳式固定钳式固定钳式的缺点有：固定钳式的缺点有：至少有两个液压缸分置于制动盘两侧，因而必至少有两个液压缸分置于制动盘两侧，因而必须用跨越制动盘的内部油道或外部油管来连通，须用跨越制动盘的内部油道或外部油管来连通，这一方面使制动器的径向和轴向尺寸增大，增这一方面使制动器的径向和轴向尺寸增大，增加了在汽车上的布置难度，另一方面增加了受加了在汽车上的布置难度，另一方面增加了受热机会，使制动液温度过高而汽化；热机会，使制动液温度过高而汽化；固定钳式制动器要兼作驻车

16、制动器，必须在主固定钳式制动器要兼作驻车制动器，必须在主制动钳上另外附装一套供驻车制动用的辅助制制动钳上另外附装一套供驻车制动用的辅助制动钳，或是采用如图动钳，或是采用如图8 85 5所示的盘鼓结合式制所示的盘鼓结合式制动器。动器。固定钳式固定钳式固定钳式的缺点有：固定钳式的缺点有：辅助制动钳结构比较简单、摩擦衬块面积小。辅助制动钳结构比较简单、摩擦衬块面积小。盘鼓结合式制动器中，鼓式制动器直径尺寸较盘鼓结合式制动器中，鼓式制动器直径尺寸较小，常采用双向增力式鼓式制动器。小，常采用双向增力式鼓式制动器。与辅助制动钳式比较，它能产生可靠的驻车制与辅助制动钳式比较，它能产生可靠的驻车制动力矩。动力

17、矩。第八章第八章 制动系设计制动系设计 第三节第三节 制动器主要参数的确定制动器主要参数的确定 一、制动器主要参数的确定一、制动器主要参数的确定 1 1制动鼓内径制动鼓内径D D 轿车：轿车：D DD Dr r=0.64=0.640.740.74 货车：货车：D DD Dr r=0.70=0.700.830.83 2 2摩擦衬片宽度摩擦衬片宽度b b和包角和包角 摩擦衬片包角摩擦衬片包角 ：9090100100时，磨损最小，制动鼓温时，磨损最小，制动鼓温度最低，且制动效能最高。度最低，且制动效能最高。衬片宽度衬片宽度b b较大可以减少磨较大可以减少磨损，但过大将不易保证与制动损，但过大将不易保

18、证与制动鼓全面接触。制动衬片宽度尺鼓全面接触。制动衬片宽度尺寸系列见寸系列见ZBT24 005ZBT24 0058989。一、制动器主要参数的确定一、制动器主要参数的确定3 3摩擦衬片起始角摩擦衬片起始角oo 0 0=90=90-2 24 4制动器中心到张开制动器中心到张开力力FoFo作用线的距离作用线的距离e e e=0.8R e=0.8R左右左右5 5制动蹄支承点位置制动蹄支承点位置坐标坐标a a和和c c a=0.8R a=0.8R左右左右二、盘式制动器主要参数的确定二、盘式制动器主要参数的确定 1 1制动盘直径制动盘直径D D 制动盘直径制动盘直径D D应尽可能取大些，通常为轮辋直径应

19、尽可能取大些，通常为轮辋直径的的70707979。2 2制动盘厚度制动盘厚度h h 一般实心制动盘厚度可取为一般实心制动盘厚度可取为101020mm20mm，通风式制，通风式制动盘厚度取为动盘厚度取为202050mm50mm，采用较多的是，采用较多的是202030mm30mm。二、盘式制动器主要参数的确定二、盘式制动器主要参数的确定 3 3摩擦衬块外半径摩擦衬块外半径R2R2与内半径与内半径R1R1 推荐摩擦衬块外半径推荐摩擦衬块外半径R R2 2与内半径与内半径R R1 1 (图图8 811)11)的的比值不大于比值不大于1.51.5。若此比值偏大，工作时衬块的外。若此比值偏大，工作时衬块的

20、外缘与内侧圆周速度相差较多，磨损不均匀，接触面缘与内侧圆周速度相差较多，磨损不均匀，接触面积减少，最终导致制动力矩变化大。积减少，最终导致制动力矩变化大。4 4制动衬块面积制动衬块面积A A 对于盘式制动器衬块工作面积对于盘式制动器衬块工作面积A A，推荐根据制动衬，推荐根据制动衬块单位面积占有的汽车质量在块单位面积占有的汽车质量在1.61.63.5kg3.5kgcm2cm2范范围内选用。围内选用。第八章第八章 制动系设计制动系设计 第四节第四节 制动器的设计与计算制动器的设计与计算一、鼓式制动器的设计计算一、鼓式制动器的设计计算 1 1压力沿衬片长度方向的分布规律压力沿衬片长度方向的分布规律

21、计算有一个自由度的紧蹄摩擦衬片的径向变形规律计算有一个自由度的紧蹄摩擦衬片的径向变形规律 蹄片在张开力和摩擦力作用下，绕支承销蹄片在张开力和摩擦力作用下，绕支承销A A1 1转动转动dd角。摩角。摩擦衬片表面任意点擦衬片表面任意点B Bl l沿蹄片转动的切线方向的变形就是线段沿蹄片转动的切线方向的变形就是线段B B1 1BB1 1，其径向变形分量是这个线段在半径，其径向变形分量是这个线段在半径OBOB1 1延长线上的投影，延长线上的投影，即为即为B B1 1C C1 1线段。由于线段。由于dd很小，可认为很小，可认为AA1 1B B1 1BB1 1=90=90，故所求，故所求摩擦衬片的变形应为

22、摩擦衬片的变形应为 1 1=B=B1 1C C1 1=B=B1 1BB1 1sinsin1 1=A=A1 1B B1 1sinsin1 1d d 考虑到考虑到OAOAl lOBOB1 1=R.=R.那么分析等腰三角形那么分析等腰三角形A Al lOBOB1 1，则有，则有A A1 1B Bl lsin=Rsin=Rsinsin，所以表面的径向变形和压力为，所以表面的径向变形和压力为 (8(82)2)dRsin1sinmax1pp 计算有一个自由度的紧蹄摩擦衬片的径向变形规律计算有一个自由度的紧蹄摩擦衬片的径向变形规律 沿摩擦衬片长度方向压力分布的不均匀程度，可用沿摩擦衬片长度方向压力分布的不均

23、匀程度，可用不均匀系数不均匀系数评价评价式中式中:p pf f 为在同一制动力矩作用下，假想压力分布均匀时的为在同一制动力矩作用下，假想压力分布均匀时的平均压力；平均压力；P Pmaxmax为压力分布不均匀时蹄片上的最大压力为压力分布不均匀时蹄片上的最大压力。fppmax2计算蹄片上的制动力矩计算蹄片上的制动力矩 计算鼓式制动器制动力矩，必须查明蹄压紧到制功鼓上计算鼓式制动器制动力矩，必须查明蹄压紧到制功鼓上的力与产生制动力矩之间的关系。的力与产生制动力矩之间的关系。o 取一微元取一微元dd，蹄片上面积，蹄片上面积 bRd bRd，其中，其中b b为摩擦衬片宽为摩擦衬片宽度。由鼓作用在微元面积

24、上的法向力为度。由鼓作用在微元面积上的法向力为d dF F1 1 摩擦力摩擦力fdfdF F1 1产生的制动力矩为产生的制动力矩为 d dM Mt t1 1 d dM Mt t1 1=d=dF F1 1 f R=pf R=pmaxmax b RRf sind b RRf sind从从到到区段积分上式得到区段积分上式得到 M Mt t1 1=p=pmaxmax b RR b RR f f （cos-cos)cos-cos)不均匀系数不均匀系数 =(-)/(cos-cos)=(-)/(cos-cos)制动力矩制动力矩Mut与张开力与张开力F。的关系：。的关系：紧蹄产生的制动力矩：紧蹄产生的制动力矩

25、：MutMut1 1=f F=f F1 1 R R1 1F F1 1-紧蹄的法向合力；紧蹄的法向合力；R R1 1-为摩擦力为摩擦力fFfFl l的作用半径为计的作用半径为计算随张开力算随张开力FoFo1 1而变的力而变的力F F1 1，列，列出蹄上的力平衡方程式出蹄上的力平衡方程式式中，式中，1 1-l l轴和力轴和力F F1 1的作用线的作用线之间的夹角；之间的夹角；F F-为支承反力在为支承反力在1 1轴上轴上的投影。的投影。制动力矩制动力矩Mut与张开力与张开力F。的关系：。的关系：解联立方程式解联立方程式(8(88)8)得到得到.制动力矩制动力矩Mut与张开力与张开力F。的关系：。的

26、关系：对于松蹄也能用类似的方程式表示，即对于松蹄也能用类似的方程式表示，即为计算为计算1 1、2 2、及、及R R1 1、R R2 2值，必须求出法向力值，必须求出法向力F F及其分及其分量，沿着相应的轴线作用有量，沿着相应的轴线作用有dFdFx x和和dFdFy y力，它们的合力力，它们的合力为为dF(dF(图图8 89)9)。根据式。根据式(8(84)4)有有制动力矩制动力矩Mut与张开力与张开力F。的关系：。的关系：所以所以:=arctan(F:=arctan(Fy y/F/Fx x)=arctan(cos2)=arctan(cos2-cos”)/(2-cos”)/(2-sin2”+si

27、n2sin2”+sin2)根据式根据式(8(85)5)和式和式(8(87)7)并考虑到并考虑到 F1=FxF1=Fx2 2+Fy+Fy2 2 如果顺着制动鼓旋转的蹄片和逆着制动鼓旋转的蹄片的如果顺着制动鼓旋转的蹄片和逆着制动鼓旋转的蹄片的 和和”角度不同，很显然两块蹄片的角度不同，很显然两块蹄片的和和R R1 1值也不同。制动器值也不同。制动器有两块蹄片，鼓上的制动力矩等于它们的摩擦力矩之和，即有两块蹄片，鼓上的制动力矩等于它们的摩擦力矩之和，即 M M=M=Mt tl l+M+Mt t2 2=Fo1D1+F0=Fo1D1+F02 2D D2 2 用液力驱动时，用液力驱动时，Fo1=F02Fo

28、1=F02。所需的张开力为。所需的张开力为 F Fo o=M=M/(D/(D1 1+D+D2 2)制动力矩制动力矩Mut与张开力与张开力F。的关系：。的关系：用凸轮张开机构的张开力，可由前述作用在蹄上的力矩平用凸轮张开机构的张开力，可由前述作用在蹄上的力矩平衡条件得到的方程式求出衡条件得到的方程式求出 FoFo1 1=0.5M=0.5M/D/D1 1 Fo Fo2 2=0.5M=0.5M/D/D2 2 计算鼓式制动器，必须检查蹄有无自锁的可能。计算鼓式制动器，必须检查蹄有无自锁的可能。由式由式(8(810)10)得出得出自锁条件自锁条件。当式当式(8(810)10)中的分母等于零时，蹄中的分母

29、等于零时，蹄自锁自锁，即，即 c c(COS(COS1 1+fsin+fsin1 1)f Rf Rl l=0=0 如果如果 fcfc1 1/(R/(R1 1-c-csinsin1 1)就不会自锁。就不会自锁。由方程式由方程式(8(85)5)和式和式(8(810)10)可计算出领蹄表面的可计算出领蹄表面的最大压力最大压力为为PmaxPmaxl l=Fo=Fo1 1hRhR1 1/bR/bR2 2(cos-cos”)c(cos-cos”)c(cos(cos1 1+fsin+fsin1 1)-f R)-f R1 1 二、盘式制动器的设计计算二、盘式制动器的设计计算 假定衬块的摩擦表面全部与制动盘接触

30、，且各处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单位压力分布均匀，则制动器的制动力矩为 M=2fFoR 平均半径为平均半径为 Rm=(R1+R2)/2式中，式中，Rl和和R2为摩擦衬块扇形表面的内半径和外为摩擦衬块扇形表面的内半径和外半径。半径。求求Re=？积分法：微元？积分法：微元d 微元面积微元面积 R dR d设衬块与制动盘之间的单位压力为设衬块与制动盘之间的单位压力为 P1 d M=f p R2 dR d，有效半径为有效半径为Re=4/31-1R2/(R1+R2)2(R1+R2)/2=4/31-m/(1+m2)Rm 式中，式中，m=R1/R2因为

31、因为m1，m/(1+m2)Rm，且，且m越小则两者差值越大。越小则两者差值越大。三、衬片磨损特性的计算三、衬片磨损特性的计算（1 1）比能量耗散率）比能量耗散率 e e 不大于不大于1 18W8Wmmmm2 2 即每单位衬片即每单位衬片(衬块衬块)摩擦面积的每单位时间耗散的能量。摩擦面积的每单位时间耗散的能量。W Wmmmm2 2。比能量耗散率有时也称为单位功负荷，或简称能量负荷。比能量耗散率有时也称为单位功负荷，或简称能量负荷。双轴汽车的单个前轮及后轮制动器的比能量耗散率分别为双轴汽车的单个前轮及后轮制动器的比能量耗散率分别为 e e1 1=ma(v=ma(v1 12 2-v-v2 22 2

32、)/4tA)/4tA1 1 e e2 2=ma(v=ma(v1 12 2-v-v2 22 2)/4tA)/4tA2 2(1-)(1-)t=(v t=(v1 1-v-v2 2)/j)/j 式中，式中，ma-ma-汽车总质量汽车总质量(t)(t)；-汽车回转质量换算系数；汽车回转质量换算系数；v v1 1,v,v2 2-制动初速度和终速度制动初速度和终速度(m(ms)s)；j-j-制动减速度制动减速度(m(ms s2 2)；t-t-制动时间制动时间(s)(s)；A Al l、A A2 2-前、后制动器衬片前、后制动器衬片(衬块衬块)的摩擦面积的摩擦面积(mm(mm2 2)；-制动力分配系数。制动力

33、分配系数。三、衬片磨损特性的计算三、衬片磨损特性的计算 在紧急制动到停车的情况下，在紧急制动到停车的情况下，v v2 2=0=0，并可认，并可认为为=1=1，故，故 据有关文献推荐，鼓式制动器的比能量耗据有关文献推荐，鼓式制动器的比能量耗散率以不大于散率以不大于1.8W1.8Wmmmm2 2为宜为宜12114tAvmea)1(42212tAvmea三、衬片磨损特性的计算三、衬片磨损特性的计算2.2.比摩擦力比摩擦力f fo o 不大于不大于0 048N48Nmm2mm2为宜为宜 每单位衬片每单位衬片(衬块衬块)摩擦面积的制动器摩擦力，摩擦面积的制动器摩擦力，称为比摩擦力称为比摩擦力fofo。比

34、摩擦力越大，则磨损将越严重。比摩擦力越大，则磨损将越严重。单个车轮制动器的比摩擦力为单个车轮制动器的比摩擦力为 式中，式中，M M-单个制动器的制动力矩；单个制动器的制动力矩；R-R-制动鼓半径制动鼓半径(衬块平均半径衬块平均半径RmRm或有效半径或有效半径Re)Re)；A-A-单个制动的衬片单个制动的衬片(衬块衬块)摩擦面积。摩擦面积。RAMf0三、衬片磨损特性的计算三、衬片磨损特性的计算2.2.比摩擦力比摩擦力f fo o 在在j=0.6gj=0.6g时，时，f fo o以不大于以不大于0.48N0.48Nmmmm2 2为宜。为宜。与之相应的衬片与制动鼓之间的平均单位压力与之相应的衬片与制

35、动鼓之间的平均单位压力 p pm m=f=fo of=1.37f=1.371.60N1.60Nmmmm2 2 设摩擦因数设摩擦因数f f：0.30.30.350.35。这比过去一些文献中所推荐的这比过去一些文献中所推荐的pmpm许用值许用值2 22 25N5Nmmmm2 2要小，要小，因为磨损问题现在已较过去受到更大程度的重视。因为磨损问题现在已较过去受到更大程度的重视。RAMf0四、前、后轮制动器制动力矩的确定四、前、后轮制动器制动力矩的确定为了保证汽车有良好的制动效能，要求合理地确定前、后轮为了保证汽车有良好的制动效能，要求合理地确定前、后轮制动器的制动力矩。制动器的制动力矩。1.1.首先

36、选定同步附着系数首先选定同步附着系数o o，2.2.计算前、后轮制动力矩的比值计算前、后轮制动力矩的比值式中，式中，MM1 1,M,M2 2为前、后轮制动器的制动力矩；为前、后轮制动器的制动力矩；L L1 1、L L2 2为汽为汽车质心至前轴和后桥的距离；车质心至前轴和后桥的距离；hghg为汽车质心高度。为汽车质心高度。hgLhgLMM010221四、前、后轮制动器制动力矩的确定四、前、后轮制动器制动力矩的确定3.3.根据汽车满载在柏油、混凝土路面上紧急制动到前根据汽车满载在柏油、混凝土路面上紧急制动到前轮抱死拖滑，计算出前轮制动器的最大制动力矩轮抱死拖滑，计算出前轮制动器的最大制动力矩MM1

37、 1maxmax；4.4.再根据前面已确定的前、后轮制动力矩的比值计算出再根据前面已确定的前、后轮制动力矩的比值计算出后轮制动器的最大制动力矩后轮制动器的最大制动力矩MM2 2maxmax。eeZrhgLLGarFM)(2max1五、应急制动和驻车制动所需的制动力矩五、应急制动和驻车制动所需的制动力矩 1 1应急制动应急制动 应急制动时，后轮一般都将抱死滑移，故后桥制动力为应急制动时，后轮一般都将抱死滑移，故后桥制动力为 此时所需的后桥制动力矩为此时所需的后桥制动力矩为 如用后轮制动器作为应急制动器，则单个后轮制动器的如用后轮制动器作为应急制动器，则单个后轮制动器的应急制动力矩为应急制动力矩为

38、B B2 2re/2.re/2.若用中央制动器进行应急制动，则其应有的制动力矩为若用中央制动器进行应急制动，则其应有的制动力矩为FBFB2 2re/io,iore/io,io为主传动比。为主传动比。egaBrhLgLmF12)/(122gZBhLgLmFF2驻车制动驻车制动 图图8 81212表示汽车在上坡路上停驻时的受力情表示汽车在上坡路上停驻时的受力情况。由此不难得出停驻时的况。由此不难得出停驻时的后桥附着力后桥附着力为为 F F2 2=mag(L=mag(L1 1/Lcos+hg/Lsin)/Lcos+hg/Lsin)汽车在下坡路上停住驻时的汽车在下坡路上停住驻时的后桥附着力后桥附着力为

39、为 F F2 2=mag(L=mag(L1 1/Lcos-hg/Lsin)/Lcos-hg/Lsin)汽车可能停驻的极限上坡路倾角汽车可能停驻的极限上坡路倾角1 1可根据后可根据后桥上的桥上的附着力与制动力相等的条件附着力与制动力相等的条件求得，求得，即由即由 mag(Lmag(L1 1/Lcos/Lcos1 1+hg/Lsin1)=magsin+hg/Lsin1)=magsin1 1得到得到 1 1=arctanL=arctanL1 1/(L-hg)/(L-hg)式中，式中，1 1是保证汽车上坡行驶时的纵向稳定性是保证汽车上坡行驶时的纵向稳定性的极限坡路角，图的极限坡路角，图8 81313所

40、示例车的所示例车的1=321=325050，(=0.7(=0.7时时)。同理可推导出同理可推导出汽车可能停驻的极限下坡路倾汽车可能停驻的极限下坡路倾角角为为 1 1=arctanL=arctanL1 1/(L+hg)/(L+hg)2驻车制动驻车制动 在驻车制动器的设计中，在安装制动器的空间、制在驻车制动器的设计中，在安装制动器的空间、制动驱动力源等条件允许的范围内，应力求后桥上的动驱动力源等条件允许的范围内，应力求后桥上的驻车制动力矩接近于由驻车制动力矩接近于由1 1所确定的极限值所确定的极限值magresinamagresinal l(因因1 11 1)，并保证下坡路上能停驻，并保证下坡路上

41、能停驻的坡度不小于法规的规定值。的坡度不小于法规的规定值。o 单个后轮驻车制动器的制动力矩上限为单个后轮驻车制动器的制动力矩上限为 1/2magresin1/2magresinl l，o 中央驻车制动器的制动力矩上限为中央驻车制动器的制动力矩上限为magresinamagresina1 1i io o。第八章第八章 制动系设计制动系设计 第五节第五节 制动驱动机构制动驱动机构制动驱动机构制动驱动机构 功用：功用：将来自驾驶员或其它力源的力传给制动将来自驾驶员或其它力源的力传给制动 器，使之产生制动力矩。器，使之产生制动力矩。分类：分类：简单制动、动力制动和伺服制动简单制动、动力制动和伺服制动1

42、.简单制动：简单制动：单靠驾驶员施加的踏板力或手柄力作为制动力源，故单靠驾驶员施加的踏板力或手柄力作为制动力源，故亦称人力制动。亦称人力制动。其中，又分为其中，又分为机械式和液压式机械式和液压式两种。两种。机械式机械式完全靠杆系传力，由于其机械效率低，传动比小，完全靠杆系传力，由于其机械效率低，传动比小，润滑点多，且难以保证前、后轴制动力的正确比例和左、润滑点多，且难以保证前、后轴制动力的正确比例和左、右轮制动力的均衡，所以在汽车的行车制动装置中已被右轮制动力的均衡，所以在汽车的行车制动装置中已被淘汰。但因其结构简单，成本低，工作可靠淘汰。但因其结构简单，成本低，工作可靠(故障少故障少)，还广

43、泛地应用于还广泛地应用于中、小型汽车的驻车制动装置中中、小型汽车的驻车制动装置中。液压式简单制动液压式简单制动(通常简称为液压制动通常简称为液压制动)用于用于行车制动装置。行车制动装置。1.简单制动：简单制动：液压制动的优点是液压制动的优点是：作用滞后时间较短：作用滞后时间较短(0.1(0.10.3s)0.3s)；工作压力高工作压力高(可达可达101020MPa)20MPa)，因而轮缸尺寸小，可以，因而轮缸尺寸小，可以安装在制动器内部，直接作为制动蹄的张开机构安装在制动器内部，直接作为制动蹄的张开机构(或制或制动块的压紧机构动块的压紧机构)，而不需要制动臂等传动件，使之结，而不需要制动臂等传动

44、件，使之结构简单，质量小；机械效率较高构简单，质量小；机械效率较高(液压系统有自润滑作液压系统有自润滑作用用)。液压制动的主要缺点是液压制动的主要缺点是：过度受热后，部分制动液汽化，：过度受热后，部分制动液汽化，在管路中形成气泡，严重影响液压传输在管路中形成气泡，严重影响液压传输，使制动系效能，使制动系效能降低，甚至完全失效。液压制动曾广泛应用降低，甚至完全失效。液压制动曾广泛应用在轿车、轻在轿车、轻型货车及一部分中型货车上型货车及一部分中型货车上。2.动力制动动力制动 动力制动动力制动:即利用发动机的动力转化而成，并表现为气压或液压形式的势能作为汽车制动的全部力源。驾驶员施加于踏板或手柄上的

45、力，仅用于回路中控制元件的操纵。因此，简单制动中的踏板力和踏板行程之间的反比例关系，在动力制动中便不复存在，从而可使踏板力较小，同时又有适当的踏板行程。（1 1）气压制动气压制动是应用最多的动力制动之一。是应用最多的动力制动之一。(0.30.9s)，0.50.7MPa,总质量8t以上的货车和客车上得到广泛应用 气压制动：气压制动：其主要优点：其主要优点：p 操纵轻便、工作可靠、不易出故障、维修保操纵轻便、工作可靠、不易出故障、维修保养方便；养方便；p 此外，其气源除供制动用外，还可以供其它此外，其气源除供制动用外，还可以供其它装置使用。装置使用。气压制动：气压制动：其主要缺点：其主要缺点：p必

46、须有空气压缩机、贮气筒、制动阀等装置，使结构复杂、笨重、必须有空气压缩机、贮气筒、制动阀等装置，使结构复杂、笨重、成本高；成本高；p管路中压力的建立和撤除都较慢，即作用滞后时间较长管路中压力的建立和撤除都较慢，即作用滞后时间较长(0(03 30 09s)9s)，因而增加了空驶距离和停车距离，为此在制动阀到制动，因而增加了空驶距离和停车距离，为此在制动阀到制动气室和贮气筒的距离过远的情况下，有必要加设气动的第二级元气室和贮气筒的距离过远的情况下，有必要加设气动的第二级元件件继动阀继动阀(亦称加速阀亦称加速阀)以及快放阀；以及快放阀；p管路工作压力低，一般为管路工作压力低，一般为0 05 50 0

47、7MPa7MPa，因而制动气室的直径，因而制动气室的直径必须设计得大些，且只能置于制动器外部，再通过杆件和凸轮或必须设计得大些，且只能置于制动器外部，再通过杆件和凸轮或楔块驱动制动蹄，这就增加了簧下质量；楔块驱动制动蹄，这就增加了簧下质量；p制动气室排气有很大噪声。制动气室排气有很大噪声。气压制动在总质量气压制动在总质量8t8t以上的以上的货车和客车上货车和客车上得到广泛应用。由得到广泛应用。由于主、挂车的摘和挂都很方便，所以汽车列车也多用气压制动。于主、挂车的摘和挂都很方便，所以汽车列车也多用气压制动。2.动力制动动力制动（2 2）气顶液制动气顶液制动:（重型汽车）（重型汽车）用气压系统作为

48、普通的液压制动系统用气压系统作为普通的液压制动系统主缸的驱动力源而构成的气顶液制动，也主缸的驱动力源而构成的气顶液制动，也是动力制动。它兼有液压制动和气压制动是动力制动。它兼有液压制动和气压制动的主要优点，因气压系统管路短，作用滞的主要优点，因气压系统管路短，作用滞后时间也较短。但因结构复杂、质量大、后时间也较短。但因结构复杂、质量大、成本高，所以主要用在重型汽车上。成本高，所以主要用在重型汽车上。2.动力制动动力制动（3 3）全液压动力制动）全液压动力制动 目前应用并不广泛目前应用并不广泛 用发动机驱动液压泵产生的液压作为制动力用发动机驱动液压泵产生的液压作为制动力源，有源，有闭式闭式(常压

49、式常压式)与开式与开式(常流式常流式)两种。两种。z 开式开式(常流式常流式)系统系统在不制动时，制动液在无负在不制动时，制动液在无负荷情况下由液压泵经制动阀到贮液罐不断循环荷情况下由液压泵经制动阀到贮液罐不断循环流动；而在制动时，则借阀的节流而产生所需流动；而在制动时，则借阀的节流而产生所需的液压并传人轮缸。的液压并传人轮缸。2.动力制动动力制动（3 3）全液压动力制动）全液压动力制动 目前应用并不广泛目前应用并不广泛z 闭式回路闭式回路因平时总保持着高液压，对密封的要求较高，因平时总保持着高液压，对密封的要求较高，但对制动操纵的反应比开式的快。在液压泵出故障时，但对制动操纵的反应比开式的快

50、。在液压泵出故障时，开式的即不起制动作用，而闭式的还有可能利用蓄能器开式的即不起制动作用，而闭式的还有可能利用蓄能器的压力继续进行若干次制动。的压力继续进行若干次制动。z 全液压动力制动全液压动力制动除了有一般液压制动系的优点以外，还除了有一般液压制动系的优点以外，还有制动能力强、易于采用制动力调节装置和防滑移装置，有制动能力强、易于采用制动力调节装置和防滑移装置，即使产生汽化现象也没有什么影响等好处。但结构相当即使产生汽化现象也没有什么影响等好处。但结构相当复杂，精密件多，对系统的密封性要求也较高，目前应复杂，精密件多，对系统的密封性要求也较高，目前应用并不广泛。用并不广泛。各种形式的动力制

51、动在动力系统失效时，制动作用即全各种形式的动力制动在动力系统失效时，制动作用即全部丧失。部丧失。3.伺服制动伺服制动 伺服制动伺服制动的制动能源是人力和发动机并用。的制动能源是人力和发动机并用。正常情况下其输出工作压力主要由动力伺服正常情况下其输出工作压力主要由动力伺服系统产生，在伺服系统失效时，还可以全靠系统产生，在伺服系统失效时，还可以全靠人力驱动液压系统以产生一定程度的制动力。人力驱动液压系统以产生一定程度的制动力。因而从因而从中级以上的轿车到重型货车，都广中级以上的轿车到重型货车，都广泛采用伺服制动。泛采用伺服制动。3.伺服制动伺服制动 按伺服力源不同，伺服制动有真空伺服制动、空气伺服

52、制动和按伺服力源不同，伺服制动有真空伺服制动、空气伺服制动和液压伺服制动三类。液压伺服制动三类。真空伺服制动与空气伺服制动的工作原理基本一致，但伺服真空伺服制动与空气伺服制动的工作原理基本一致，但伺服动力源的相对压力不同。真空伺服制动的伺服用真空度动力源的相对压力不同。真空伺服制动的伺服用真空度(负压负压)一般可达一般可达0.050.050.07MPa0.07MPa；空气伺服制动的伺服气压一般能达到；空气伺服制动的伺服气压一般能达到0.60.60.7MPa0.7MPa，故在输出力相同的条件下，空气伺服气室直径比，故在输出力相同的条件下，空气伺服气室直径比真空伺服气室的小得多。但是，空气伺服系统

53、其它组成部分却真空伺服气室的小得多。但是，空气伺服系统其它组成部分却较真空伺服系统复杂得多。较真空伺服系统复杂得多。真空伺服制动真空伺服制动多用于总质量在多用于总质量在1.11.11.35t1.35t以上的轿车和装以上的轿车和装载质量在载质量在6t6t以下的轻、中型货车以下的轻、中型货车 空气伺服制动空气伺服制动则广泛用于装载质量为则广泛用于装载质量为6 612t12t的中、重型货车，的中、重型货车，以及少数几种高级轿车上。以及少数几种高级轿车上。二、分路系统二、分路系统1)1)一轴对一轴一轴对一轴()()型，前轴制动器与型，前轴制动器与后桥制动器各用一个回路后桥制动器各用一个回路(“(“型型

54、”是其形象的简称，下同是其形象的简称，下同)。2)2)交叉交叉(X)(X)型，前轴的一侧车轮制动器型，前轴的一侧车轮制动器与后桥的对侧车轮制动器同属一个与后桥的对侧车轮制动器同属一个回路。回路。3)3)一轴半对半轴一轴半对半轴(H1)(H1)型，两侧前制动型，两侧前制动器的半数轮缸和全部后制动器轮缸器的半数轮缸和全部后制动器轮缸属于一个回路，其余的前轮缸则属属于一个回路，其余的前轮缸则属于另一回路。于另一回路。4)4)半轴一轮对半轴一轮半轴一轮对半轴一轮(LL)(LL)型，两个型，两个回路分别对两侧前轮制动器的半数回路分别对两侧前轮制动器的半数轮缸和一个后轮制动器起作用。轮缸和一个后轮制动器起

55、作用。5)5)双半轴对双半轴双半轴对双半轴(HH)(HH)型，型，每个回路每个回路均只对每个前、后制动器的半数轮均只对每个前、后制动器的半数轮缸起作用。缸起作用。三、液压制动驱动机构的设计计算三、液压制动驱动机构的设计计算1 1制动轮缸直径制动轮缸直径d d的确定的确定2 2制动主缸直径制动主缸直径dodo的确定。的确定。第第i i个轮缸的工作容积为个轮缸的工作容积为 式中，式中，di-di-第第i i个轮缸活塞的直径；个轮缸活塞的直径；n-n-轮缸中活塞的数目；轮缸中活塞的数目；i-i-第第i i个轮缸活塞在完全制动时的行程。个轮缸活塞在完全制动时的行程。在初步设计时，对鼓式制动器可取在初步

56、设计时，对鼓式制动器可取i=2.0i=2.02.5mm2.5mm。所有轮缸的总工作容积为所有轮缸的总工作容积为 pFd04niiidV124 三、液压制动驱动机构的设计计算三、液压制动驱动机构的设计计算制动主缸应有的工作容积为制动主缸应有的工作容积为 式中式中,V-,V-制动软管的容积变形。制动软管的容积变形。在初步设计时，制动主缸的工作容积可取为在初步设计时，制动主缸的工作容积可取为 Vo=1.1V (Vo=1.1V (轿车轿车)Vo=1.3V (Vo=1.3V (货车货车)主缸活塞行程主缸活塞行程SoSo和活塞直径和活塞直径dodo可用下式确定可用下式确定 一般一般So=(0.8So=(0

57、.81.2)do1.2)do。主缸的直径主缸的直径dodo应符合应符合ZBZBTT24008TT240089090中规定的尺寸系列。中规定的尺寸系列。miVV1VVVOooOsdV24 三、液压制动驱动机构的设计计算三、液压制动驱动机构的设计计算3 3制动踏板力制动踏板力F F 制动踏板力制动踏板力F Fp p用下式计算用下式计算 式中，式中，i ip p-为踏板机构传动比；为踏板机构传动比；为踏板机构及液压为踏板机构及液压主缸的机械效率，可取主缸的机械效率，可取 =0.82=0.820.860.86。制动踏板力应满足以下要求：最大踏板力一般为制动踏板力应满足以下要求：最大踏板力一般为500N

58、(500N(轿车轿车)或或700N(700N(货车货车)。设计时，制动踏板力可。设计时，制动踏板力可在在200200350N350N的范围内选取。的范围内选取。1142popipdF 三、液压制动驱动机构的设计计算三、液压制动驱动机构的设计计算4 4制动踏板工作行程制动踏板工作行程S Sp p 0l0l-主缸中推杆与活塞间的间隙，一般取主缸中推杆与活塞间的间隙，一般取 0101=1.5=1.52.0mm2.0mm 0202-主缸活塞空行程主缸活塞空行程 )(21oooppsis 三、液压制动驱动机构的设计计算三、液压制动驱动机构的设计计算 制动器调整正常时的踏板工作行程制动器调整正常时的踏板工

59、作行程SpSp，只应占计及制，只应占计及制动衬片动衬片(衬块衬块)的容许磨损量在内的踏板行程的的容许磨损量在内的踏板行程的4040一一6060。为了避免空气侵入制动管路，在计算制动主缸活塞回为了避免空气侵入制动管路，在计算制动主缸活塞回位弹簧位弹簧(同时也是回油阀弹簧同时也是回油阀弹簧)时，应保证踏板放开后，时，应保证踏板放开后，制动管路中仍保持制动管路中仍保持0.050.050.14MPa0.14MPa的残余压力。的残余压力。踏板行程踏板行程(计人衬片或衬块的允许磨损量计人衬片或衬块的允许磨损量)对轿车最大对轿车最大应不大于应不大于100100150mm150mm，对货车不大于，对货车不大于

60、180mm180mm。此外，作用。此外，作用在制动手柄上的力对轿车最大不大于在制动手柄上的力对轿车最大不大于400N400N，对货车不大，对货车不大于于600N600N；制动手柄行程对轿车最大不；制动手柄行程对轿车最大不第八章第八章 制动系设计制动系设计 第六节第六节 制动力调节机构制动力调节机构一、限压阀一、限压阀平时：在弹簧力的作用下保持开平时：在弹簧力的作用下保持开启。由主缸来的制动液启。由主缸来的制动液(其压其压力等于前制动管路压力力等于前制动管路压力p p1 1)输输入限压阀，通过开启着的阀入限压阀，通过开启着的阀门输出至后制动轮缸。设输门输出至后制动轮缸。设输出压力为出压力为p p

61、2 2，则此时，则此时p p1 1=p=p2 2。p p1 1升高升高p ps s时：其对活塞的作时：其对活塞的作用力克服阀门弹簧的预紧力，用力克服阀门弹簧的预紧力，阀门即关闭，切断了主缸至阀门即关闭，切断了主缸至后轮的通路。此后，前制动后轮的通路。此后，前制动管路压力管路压力p p1 1即使继续增大，即使继续增大，后制动管路压力后制动管路压力p p2 2仍保持上仍保持上述定值述定值p ps s不变。不变。一、限压阀一、限压阀 适用：适用：限压阀适用于轴距短且质心高，从而制动时限压阀适用于轴距短且质心高，从而制动时轴荷转移较多的轻型汽车，特别是轻型和微型轿车。轴荷转移较多的轻型汽车，特别是轻型

62、和微型轿车。缺点：缺点：由于这种限压阀的弹簧预紧力为定值，所由于这种限压阀的弹簧预紧力为定值，所以特性转折点以特性转折点限压作用起始点的压力限压作用起始点的压力p po o也是恒也是恒定的。这对满载和空载理想特性曲线定的。这对满载和空载理想特性曲线1 1和和2 2距离很大距离很大的货车是不利的。的货车是不利的。措施：措施：为了克服限压阀的缺点，又派生出比例阀、为了克服限压阀的缺点，又派生出比例阀、惯性阀和辐射式比例阀等，以满足不同类型汽车的惯性阀和辐射式比例阀等，以满足不同类型汽车的需要。需要。二、制动防抱死机构二、制动防抱死机构(ABS)基本功能：基本功能：感知制动轮每一瞬时的运动状态，相应

63、地调节制感知制动轮每一瞬时的运动状态，相应地调节制动器制动力矩的大小，避免出现车轮的抱死现象，是一动器制动力矩的大小，避免出现车轮的抱死现象，是一个闭环控制系统。它可使汽车在制动时维持方向稳定性个闭环控制系统。它可使汽车在制动时维持方向稳定性和缩短制动距离，有效地提高行车安全性。和缩短制动距离，有效地提高行车安全性。车轮滑动率车轮滑动率S S=(v-rd)/vS S=(v-rd)/v S=0 S=0时，车轮处于纯滚动状态；时，车轮处于纯滚动状态；S=1S=1时，车轮处于纯滑动状态，即车轮为抱死状态。时，车轮处于纯滑动状态，即车轮为抱死状态。ABSABS通过控制制动管路中的压力，使车轮滑动率保持

64、在一定范通过控制制动管路中的压力，使车轮滑动率保持在一定范围内，通常为围内，通常为2020左右。此时，轮胎纵向附着系数达到左右。此时，轮胎纵向附着系数达到最大，制动效能也最好。最大，制动效能也最好。ABS原理：原理：转速传感器转速传感器7 7可测出与车轮可测出与车轮6 6旋转速度成正比的交流信号，旋转速度成正比的交流信号，然后根据传感器回转齿圈然后根据传感器回转齿圈8 8的齿的齿数，计算出车轮的转速；电子数，计算出车轮的转速；电子控制器控制器(ECU)9(ECU)9具有运算功能，具有运算功能，接收轮速传感器的交流信号，接收轮速传感器的交流信号，计算出车轮速度、滑动率和车计算出车轮速度、滑动率和

65、车轮的加、减速度，把这些信号轮的加、减速度，把这些信号加以分析，对压力调节器加以分析，对压力调节器3 3发出发出控制指令；压力调节器安装在控制指令；压力调节器安装在主缸主缸(总泵总泵)2)2和轮缸和轮缸(分泵分泵)4)4之之间，它接受电子控制器的指令，间，它接受电子控制器的指令，由调节器内的电磁阀、液压泵、由调节器内的电磁阀、液压泵、驱动电动机直接或间接地控制驱动电动机直接或间接地控制制动压力的增减。制动压力的增减。思思 考考 题题1.1.设计制动系时，应考虑设置哪些制动装置？设计制动系时，应考虑设置哪些制动装置？2.2.什么是制动器效能因数？制动效能的稳定性？什么是制动器效能因数？制动效能的

66、稳定性？3.3.图图8 83 3所示为双向增力式制动器，双领蹄式制动器，领所示为双向增力式制动器，双领蹄式制动器，领从蹄式制动器和双从蹄式制动器的制动器效能因数与摩从蹄式制动器和双从蹄式制动器的制动器效能因数与摩擦因数的关系曲线，请标示出擦因数的关系曲线，请标示出1 1，2 2，3 3，4 4各为哪种制动各为哪种制动器？器？如果是一辆售价如果是一辆售价4 4万元的小面包车，你将会选哪万元的小面包车，你将会选哪一种制动器为前制动器？简述理由？一种制动器为前制动器？简述理由？4.4.领从蹄式制动器较多地用于轿车和轻型货车、货车的后领从蹄式制动器较多地用于轿车和轻型货车、货车的后轮，为什么？双领蹄式为什么不用于后轮？轮，为什么？双领蹄式为什么不用于后轮？思思 考考 题题5.5.一个自由度紧蹄的制动力矩与什么因素有关？一个自由度紧蹄的制动力矩与什么因素有关？6.6.用液力驱动鼓式制动器时，所需的张开力如何计用液力驱动鼓式制动器时，所需的张开力如何计算？算？7.7.盘式制动器的制动力矩如何计算？盘式制动器的制动力矩如何计算？8.8.评价能量负荷的指标有哪些？评价能量负荷的指标有哪些？9.9.前、