《畢業(yè)設計重型貨車制動系統(tǒng)設計》由會員分享，可在線閱讀，更多相關《畢業(yè)設計重型貨車制動系統(tǒng)設計（87頁珍藏版）》請在裝配圖網(wǎng)上搜索。

1、 重型貨車制動系統(tǒng)設計 摘 要 汽車作為陸地上的現(xiàn)代重要交通工具，由許多保證其性能的大部件，即所謂“總成”組成，制動系就是其中一個重要的總成，它直接影響汽車的安全性。隨著高速公路的快速發(fā)展和車流密度的日益增大，交通事故也不斷增加。據(jù)有關資料介紹，在由于車輛本身的問題而造成的交通事故中，制動系統(tǒng)故障引起的事故為總數(shù)的45%?？梢姡苿酉到y(tǒng)是保證行車安全的極為重要的一個系統(tǒng)。此外，制動系統(tǒng)的好壞還直接影響車輛的平均車速和車輛的運輸效率，也就是保證運輸經(jīng)濟效益的重要因素。制動系統(tǒng)既可以使行駛中的汽車減速，又可保證停車后的汽車能駐留原地不動。由此可見，汽車制動系統(tǒng)對于汽車行駛的安全性，停車的可

2、靠性和運輸經(jīng)濟效益起著重要的保證作用。 當今，隨著高速公路網(wǎng)的不斷擴展、汽車車速的提高以及車流密度的增大，對汽車制動系的工作可靠性要求顯得日益重要。只有制動性能良好和制動系工作可靠的汽車才能充分發(fā)揮出其高速行駛的動力性能并保證行駛的安全性。由此可見，制動系是汽車非常重要的組成部分，從而對汽車制動系的機構分析與設計計算也就顯得非常重要了。 本論文是設計東風重型貨車的制動系統(tǒng)，采用的是氣壓驅動機構的凸輪式鼓式制動器。為了安全考慮制動系統(tǒng)的氣壓回路采用雙回路。 關鍵詞：氣壓制動；制動性；重型貨車；傳動裝置； Abstract As an important

3、modern land-based transport, Automotive components from many large parts ,namely, the so-called "assembly" which ensure the performance of automotive, and braking system which directly affects the safety of motor vehicles is one of the most important assembly. With the rapid development of highways

4、and increased traffic density, traffic accidents are also increasing. According to the information on the vehicle itself as a result of problems caused by traffic accidents, the brake system failure caused the accident accounting for the total number of 45%. So braking system is an extremely importa

5、nt system to ensure traffic safety. In addition, the braking system has a direct impact on the quality of the average vehicle speed and vehicle transportation efficiency, that is, an important factor ensuring cost-effective transport. It not only can slow down a moving vehicle, but also to ensure th

6、at the car can be fixed in situ after parking. This shows that the vehicle braking system plays an important role in traffic safety, the reliability of parking, and transport economic efficiency. Today, with ever-expanding highway network, the improvement of vehicle speed and traffic density, on th

7、e work of automotive braking system relia become increasingly important. Only vehicles which have good braking performance and reliable braking system can give full play to their high-speed dynamic performance and to ensure the safety of traveling. This shows that the braking system is a very import

8、ant component of the vehicle, thus it’s very important to the analysis and design of brake system bodies.bility requirements Keywords: air brake; Brake; Heavy trucks; Transmission device; 5 目 錄 1 緒論 1 1.1 研究制動系統(tǒng)的意義 1 1.2 制動系統(tǒng)的發(fā)展狀況 2 1.3 對汽車制動系統(tǒng)的展望 3 2 制動系的總體設計 6 2.1 制動系的設計要求 6 2.2 汽車參數(shù)

9、的選擇 7 2.3 制動器方案的選擇 7 2.4 制動驅動機構方案選擇 9 3 制動過程的動力學參數(shù)計算 12 3.1制動過程車輪所受的制動力 12 3.2制動距離與制動減速度計算 19 3.3同步附著系數(shù)與附著系數(shù)利用率計算 20 3.4制動器的最大制動力矩 23 4 制動器的結構及主要零部件設計 25 4.1 制動器的結構參數(shù) 25 4.1.1 制動鼓內徑D 25 4.1.2 摩擦襯片寬度b包角 26 4.1.3 摩擦襯片起始角 27 4.1.4 制動器中心到張開力作用線的距離 27 4.1.5 制動蹄支承點位置坐標 和 27 4.1.6 摩擦片摩擦系數(shù) 27

10、 4.2 鼓式制動器主要零部件的設計 28 4.2.1 制動蹄 28 4.2.2 制動鼓 28 4.2.3 摩擦襯片 29 4.2.4 制動底板 30 4.2.5 摩擦材料 30 4.2.6 蹄與鼓之間的間隙調整裝置 30 4.2.7 制動器支撐裝置 32 4.2.8 凸輪式張開機構 32 5 鼓式制動器的設計計算 33 5.1 駐車制動能力的計算 33 5.2 中央制動器的計算 34 5.3 壓力沿襯片長度方向的分布規(guī)律 35 5.4 計算蹄片上的制動力矩 37 5.5 檢查制動蹄有無自鎖 40 5.6 摩擦襯片磨損特性計算 40 6 氣壓制動驅動機構的設計

11、計算 43 6.1 制動氣室 44 6.2 貯氣罐 46 6.3 空氣壓縮機 48 7 經(jīng)濟技術性分析 49 8 總結 51 致謝 52 參考文獻 53 附錄A 譯文 54 附錄B 外文 63 遼寧工程技術大學畢業(yè)設計（論文） 1 緒論 1.1 研究制動系統(tǒng)的意義 近百年來，汽車工業(yè)之所以常勝不衰主要得益于汽車作為商品在世界各處都有廣闊的市場，生產(chǎn)批量大而給企業(yè)帶來豐厚的利潤。最主要的是科學技術的不斷進步，使汽車能逐漸完善并滿足使用者的需求。隨著我國汽車產(chǎn)業(yè)的不斷發(fā)展和新交通法規(guī)的實施，我國的汽車及其運輸管理開始走向正軌，農(nóng)用運輸車將逐漸退出市場，而重型運

12、輸自卸車逐漸呈現(xiàn)出廣闊的發(fā)展前景。然而車輛交通安全歷來是人們最為關心的問題之一，它直接關系到人民生命和財產(chǎn)的損失，因此汽車制動系統(tǒng)的可靠性研究至關重要。汽車制動系是用于使行駛中的汽車減速或停車，使下坡行駛的汽車的車速保持穩(wěn)定以及使以停駛的汽車在原地（包括在斜坡上）駐留不動的機構。汽車制動系直接影響著汽車行駛的安全性和停車的可靠性。隨著高速公路的迅速發(fā)展和車速的提高以及車流密度的日益增大，為了保證行車安全、停車可靠，汽車制動系的工作可靠性顯得日益重要。也只有制動性良好、制動系工作可靠的汽車，才能充分發(fā)揮其動力性能。 汽車制動系統(tǒng)至少有兩套獨立的制動裝置，即行車制動裝置和駐車制動裝置：重型汽車或

13、經(jīng)常在山區(qū)行駛的汽車要增設應急制動裝置及輔助制動裝置；牽引車還應有自動制動裝置。行車制動裝置用于使行駛中的汽車強制減速或停車，并使汽車在下短坡時保持適當?shù)姆€(wěn)定車速。其驅動機構常采用雙回路或多回路結構，以保證其工作可靠。駐車制動裝置用于使汽車可靠而無時間限制地停駐在一定位置甚至在斜坡上，它也有助于汽車在坡路上起步。駐車制動裝置應采用機械式驅動機構而不用液壓或氣壓驅動，以免其產(chǎn)生故障。 應急制動裝置用于當行車制動裝置意外發(fā)生故障而失效時，這時則可利用應急制動裝置的機械力源(如強力壓縮彈簧)實現(xiàn)汽車制動。應急制動裝置不必是獨立的制動系統(tǒng)，它可利用行車制動裝置或駐車制動裝置的某些制動器件。應急制動裝

14、置也不是每車必備，因為普通的手力駐車制動器也可以起應急制動的作用。 輔助制動裝置用于山區(qū)行駛的汽車上，利用發(fā)動機排氣制動或電渦流制動等輔助制動裝置，則可使汽車下長坡時長時間而持續(xù)地減低或保持穩(wěn)定車速并減輕或解除行車制動器的負荷。通常，在總質量為5t以上的客車上和12t以上的載貨汽車上裝備這種輔助制動—減速裝置。任何一套制動裝置均由制動器和制動驅動機構兩部分組成。制動器有鼓式與盤式之分。行車制動是用腳踩下制動踏板操縱車輪制動器來制動全部車輪，而駐車制動則多采用手制動桿操縱，且具有專門的中央制動器或利用車輪制動器進行制動。中央制動器位于變速器之后的傳動系中，用于制動變速器第二軸或傳動軸。行車制動

15、和駐車制動這兩套制動裝置必須具有獨立的制動驅動機構，而且每車必備。行車制動裝置的驅動機構，分液壓和氣壓兩種型式。用液壓傳遞操縱力時還應有制動主缸和制動輪缸以及管路；用氣壓操縱時還應有空氣壓縮機、氣路管道、貯氣簡、控制閥和制動氣室等。 過去，大多數(shù)汽車的駐車制動和應急制動都使用中央制動器，其優(yōu)點是制動位于主減速器之前的變速器第二軸或傳動軸的制動力矩較小，容易滿足操縱手力小的要求。但在用作應急制動時，往往使傳動軸超載?，F(xiàn)代汽車由于車速提高，對應急制動的可靠性要求更嚴，因此，在中、高級轎車和部分總質量在1.5t以下的載貨汽車上，多在后輪制動器上附加手操縱的機械式驅動機構，使之兼起駐車制動和應急制動

16、的作用，從而取消了中央制動器。重型載貨汽車由于采用氣壓制動，故多對后輪制動器另設獨立的由氣壓控制而以強力彈簧作為制動力源的應急兼駐車制動驅動機構，也不再設置中央制動器。但也有一些重型汽車除了采用了上述措施外，還保留了由氣壓驅動的中央制動器，以便提高制動系的可靠性。 1.2 制動系統(tǒng)的發(fā)展狀況 目前國內外汽車制動系統(tǒng)的發(fā)展大致相似，國內研究現(xiàn)狀：目前制動系統(tǒng)的供能裝置主要是，人力制動、伺服制動、動力制動三種形式。目前，人力僅是來控制操縱機構，助力系統(tǒng)分為伺服制動、氣定液壓制動、液壓制動。液壓制動是目前得到廣泛應用的一種制動系統(tǒng)。傳動裝置上，普遍都是采用氣或液壓通過管路傳遞到制動器上，進行壓力

17、制動。目前，也有通過電機進行制動的，通過電機產(chǎn)生的制動力直接作用在制動器上進行制動。制動器主要有鼓式制動器、盤式制動器兩種。鼓式制動器分為很多種、雙領蹄式制動器、領從蹄式制動器等。盤式制動器有固定鉗式制動器、浮動鉗式制動器等。盤式制動器的摩擦材料在逐漸的發(fā)展，目前國內多以半金屬纖維增強復合摩擦材料應用最為普遍。但一些企業(yè)和地方根據(jù)本身的特點，也在研究新型摩擦材料。 大約從20世紀60年代開始，電子技術的進步成為汽車工業(yè)發(fā)展的最大動力?，F(xiàn)代汽車的控制系統(tǒng)幾乎全由電子控制裝置實現(xiàn)，在提高經(jīng)濟性、動力性、可靠性、舒適性和排放控制系統(tǒng)方面起到明顯的作用。因此，電子產(chǎn)品在汽車上的應用比例，已成為評價其

18、品質、性能指標的重要依據(jù)。 今天，ABS/ASR已經(jīng)成為歐美和日本等發(fā)達國家汽車的標準設備。目前，ABS/ASR已在歐洲新載貨車中普遍使用，并且歐共體法規(guī)EEC/71/320已強制性規(guī)定在總質量大于3.5t的某些載貨車上使用，重型車是首先裝用的。然而ABS/ASR只是解決了緊急制動時附著系數(shù)的利用，并可獲得較短的制動距離及制動方向穩(wěn)定性，但是它不能解決制動系統(tǒng)中的所有缺陷。因此ABS/ASR功能，同時可進行制動強度的控制。車輛制動控制系統(tǒng)的發(fā)展主要是控制技術的發(fā)展。一方面是擴大控制范圍、增加控制功能；另一方面是采用優(yōu)化控制理論，實施伺服控制和高精度控制。在第一方面，ABS功能的擴充除ASR外

19、，同時把懸架和轉向控制擴展進來，使ABS不僅僅是防抱死系統(tǒng)，而成為更綜合的車輛控制系統(tǒng)。 1.3 對汽車制動系統(tǒng)的展望 今天，ABS/ASR已經(jīng)成為歐美和日本等發(fā)達國家汽車的標準設備。 車輛制動控制系統(tǒng)的發(fā)展主要是控制技術的發(fā)展。一方面是擴大控制范圍、增加控制功能；另一方面是采用優(yōu)化控制理論，實施伺服控制和高精度控制。 在第一方面，ABS功能的擴充除ASR外，同時把懸架和轉向控制擴展進來，使ABS不僅僅是防抱死系統(tǒng)，而成為更綜合的車輛控制系統(tǒng)。制動器開發(fā)廠商還提出了未來將ABS/TCS和VDC與智能化運輸系統(tǒng)一體化運用的構想。隨著電子控制傳動、懸架系統(tǒng)及轉向裝置的發(fā)展，將產(chǎn)生電子控制系

20、統(tǒng)之間的聯(lián)系網(wǎng)絡，從而產(chǎn)生一些新的功能，如：采用電子控制的離合器可大大提高汽車靜止啟動的效率；在制動過程中，通過輸入一個驅動命令給電子懸架系統(tǒng)，能防止車輛的俯仰。 在第二個方面，一些智能控制技術如神經(jīng)網(wǎng)絡控制技術是現(xiàn)在比較新的控制技術，已經(jīng)有人將其應用在汽車的制動控制系統(tǒng)中。ABS/ASR并不能解決汽車制動中的所有問題。因此由ABS/ASR進一步發(fā)展演變成電子控制制動系統(tǒng)(EBS)，這將是控制系統(tǒng)發(fā)展的一個重要的方向。但是EBS要想在實際中應用開來，并不是一個簡單的問題。除技術外，系統(tǒng)的成本和相關的法規(guī)是其投入應用的關鍵。 經(jīng)過了一百多年的發(fā)展，汽車制動系統(tǒng)的形式已經(jīng)基本固定下來。隨著電子

21、，特別是大規(guī)模、超大規(guī)模集成電路的發(fā)展，汽車制動系統(tǒng)的形式也將發(fā)生變化。如凱西-海斯(K-H)公司在一輛實驗車上安裝了一種電—液(EH)制動系統(tǒng)，該系統(tǒng)徹底改變了制動器的操作機理。通過采用4個比例閥和電力電子控制裝置，K-H公司的EBM就能考慮到基本制動、ABS、牽引力控制、巡航控制制動干預等情況，而不需另外增加任何一種附加裝置。EBM系統(tǒng)潛在的優(yōu)點是比標準制動器能更加有效地分配基本制動力，從而使制動距離縮短5%。一種完全無油液、完全的電路制動BBW(Brake-By-Wire)的開發(fā)使傳統(tǒng)的液壓制動裝置成為歷史。 BBW是未來制動控制系統(tǒng)的L發(fā)展方向。全電制動不同于傳統(tǒng)的制動系統(tǒng)，因為其傳

22、遞的是電，而不是液壓油或壓縮空氣，可以省略許多管路和傳感器，縮短制動反應時間。其主要包含以下部分： （1）電制動器。其結構和液壓制動器基本類似，有盤式和鼓式兩種，作動器是電動機； （2）電制動控制單元(ECU)。接收制動踏板發(fā)出的信號，控制制動器制動；接收駐車制動信號，控制駐車制動；接收車輪傳感器信號，識別車輪是否抱死、打滑等，控制車輪制動力，實現(xiàn)防抱死和驅動防滑。由于各種控制系統(tǒng)如衛(wèi)星定位、導航系統(tǒng)，自動變速系統(tǒng)，無級轉向系統(tǒng)，懸架系統(tǒng)等的控制系統(tǒng)與制動控制系統(tǒng)高度集成，所以ECU還得兼顧這些系統(tǒng)的控制； （3）輪速傳感器。準確、可靠、及時地獲得車輪的速度； （4）線束。給系統(tǒng)傳遞能

23、源和電控制信號； （5）電源。為整個電制動系統(tǒng)提供能源。與其他系統(tǒng)共用?？梢允歉鞣N電源，也包括再生能源。 從結構上可以看出這種全電路制動系統(tǒng)具有其他傳統(tǒng)制動控制系統(tǒng)無法比擬的優(yōu)點： （1）整個制動系統(tǒng)結構簡單，省去了傳統(tǒng)制動系統(tǒng)中的制動油箱、制動主缸、助力裝置。液壓閥、復雜的管路系統(tǒng)等部件，使整車質量降低； （2）制動響應時間短，提高制動性能； （3）無制動液，維護簡單； （4）系統(tǒng)總成制造、裝配、測試簡單快捷，制動分總成為模塊化結構； （5）采用電線連接，系統(tǒng)耐久性能良好； （6）易于改進，稍加改進就可以增加各種電控制功能。 全電制動控制系統(tǒng)是一個全新的系統(tǒng)，給制動控制系統(tǒng)

24、帶來了巨大的變革，為將來的車輛智能控制提供條件。但是，要想全面推廣，還有不少問題需要解決： 首先是驅動能源問題。采用全電路制動控制系統(tǒng)，需要較多的能源，一個盤式制動器大約需要1kW的驅動能量。目前車輛12V電力系統(tǒng)提供不了這么大的能量，因此，將來車輛動力系統(tǒng)采用高壓電，加大能源供應，可以滿足制動能量要求，同時需要解決高電壓帶來的安全問題。 其次是控制系統(tǒng)失效處理。全電制動控制系統(tǒng)面臨的一個難題是制動失效的處理。因為不存在獨立的主動備用制動系統(tǒng)，因此需要一個備用系統(tǒng)保證制動安全，不論是ECU元件失效，傳感器失效還是制動器本身、線束失效，都能保證制動的基本性能。實現(xiàn)全電制動控制的一個關鍵技術是

25、系統(tǒng)失效時的信息交流協(xié)議，如TTP/C。 系統(tǒng)一旦出現(xiàn)故障，立即發(fā)出信息，確保信息傳遞符合法規(guī)最適合的方法是多重通道分時區(qū)(TDMA)，它可以保證不出現(xiàn)不可預測的信息滯后。TTP/C協(xié)議是根據(jù)TDMA制定的。第三是抗干擾處理。車輛在運行過程中會有各種干擾信號，如何消除這些干擾信號造成的影響，目前存在多種抗干擾控制系統(tǒng)，基本上分為兩種：即對稱式和非對稱式抗干擾控制系統(tǒng)。 對稱式抗干擾控制系統(tǒng)是用兩個相同的CPU和同樣的計算程序處理制動信號。非對稱式抗干擾控制系統(tǒng)是用兩個不同的CPU和不一樣的計算程序處理制動信號。兩種方法各有優(yōu)缺點。另外，電制動控制系統(tǒng)的軟件和硬件如何實現(xiàn)模塊化，以適應不同種

26、類的車型需要；如何實現(xiàn)底盤的模塊化，是一個重要的難題。只有將制動、轉向、懸架、導航等系統(tǒng)綜合考慮進來，從算法上模塊化，建立數(shù)據(jù)總線系統(tǒng)，才能以最低的成本獲得最好的控制系統(tǒng)。 電制動控制系統(tǒng)首先用在混合動力制動系統(tǒng)車輛上，采用液壓制動和電制動兩種制動系統(tǒng)。這種混合制動系統(tǒng)是全電制動系統(tǒng)的過渡方案。由于兩套制動系統(tǒng)共存，使結構復雜，成本偏高。 隨著技術的進步，上述的各種問題會逐步得到解決，全電制動控制系統(tǒng)會真正代替?zhèn)鹘y(tǒng)的以液壓為主的制動控制系統(tǒng)。 綜上所述，現(xiàn)代汽車制動控制技術正朝著電子制動控制方向發(fā)展。全電制動控制因其巨大的優(yōu)越性，將取代傳統(tǒng)的以液壓為主的傳統(tǒng)制動控制系統(tǒng)。同時，隨著其他汽

27、車電子技術特別是超大規(guī)模集成電路的發(fā)展，電子元件的成本及尺寸不斷下降。 汽車電子制動控制系統(tǒng)將與其他汽車電子系統(tǒng)如汽車電子懸架系統(tǒng)、汽車主動式方向擺動穩(wěn)定系統(tǒng)、電子導航系統(tǒng)、無人駕駛系統(tǒng)等融合在一起成為綜合的汽車電子控制系統(tǒng)，未來的汽車中就不存在孤立的制動控制系統(tǒng)，各種控制單元集中在一個ECU中，并將逐漸代替常規(guī)的控制系統(tǒng)，實現(xiàn)車輛控制的智能化。 但是，汽車制動控制技術的發(fā)展受整個汽車工業(yè)發(fā)展的制約。有一個巨大的汽車現(xiàn)有及潛在的市場的吸引，各種先進的電子技術、生物技術、信息技術以及各種智能技術才不斷應用到汽車制動控制系統(tǒng)中來。同時需要各種國際及國內的相關法規(guī)的健全，這樣裝備新的制動技術的汽

28、車就會真正應用到汽車的批量生產(chǎn)中。 2 制動系的總體設計 2.1 制動系的設計要求 1）能適應有關標準和法規(guī)的規(guī)定。各項性能指標除滿足設計任務書的規(guī)定和國家標準的有關要求外，也應考慮銷售對象國家和地區(qū)的法規(guī)和用戶要求。 2）具有足夠的制動效能。包括行車制動效能和駐坡制動效能。 3）工作可靠。汽車至少應有行車制動和駐車制動兩套制動裝置且它們的制動驅動機構應是各自獨立的。行車制動裝置的制動驅動機構至少應有兩套獨立的管路，當其中一套失效時，另一套應保證汽車制動效能不低于正常值的30%；駐車制動裝置應采用工作可靠的機械式制動驅動機構。 4）制動效能的水穩(wěn)定性好。制動器摩擦表面浸水后，會因水

29、的潤滑作用使摩擦系數(shù)急劇減小而發(fā)生所謂的“水衰退”現(xiàn)象。一般規(guī)定在出水后反復制動5—15次，即應恢復其制動效能。良好的摩擦材料吸水率低，其摩擦性能恢復迅速。也應防止泥沙、污物等進入制動器工作表面，否則會使制動效能降低并加速磨損。某些越野汽車為了防止水相泥沙侵入而采用封閉的制動器。 5）制動時的操縱穩(wěn)定性好。即以任何速度制動，汽車都不應當失去操縱性和方向穩(wěn)定性。為此，汽車前、后輪制動器的制動力矩應有適當?shù)谋壤?，最好能隨各軸間載荷轉移情況而變化；同一軸上左、右車輪制動器的制動力矩應相同。否則當前輪抱死而側滑時，將失去操縱性；后輪抱死而側滑甩尾，會失去方向穩(wěn)定性；當左、右輪的制動力矩差值超過15％

30、時，會發(fā)生制動時汽車跑偏。對于汽車列車，除了應保證列車各軸有適當?shù)闹苿恿Ψ峙渫?，也應注意主、掛車之間各軸制動開始起作用的時間，特別是主、掛車之間制動開始時間的協(xié)調。 6）制動效能的熱穩(wěn)定性好。 7）制動踏板和手柄的位置和行程符合人-機工程學的要求，即操作方便性好，操縱輕便、舒適，能減少疲勞。 8）作用滯后的時間要盡可能地短。 9) 制動時不應產(chǎn)生振動和噪聲。 10)與懸架、轉向裝置不產(chǎn)生運動干涉，在車輪跳動、汽車轉向時不會引起自行制動。 11）制動系中應有音響或光信號等警報裝置，以便能及時發(fā)現(xiàn)制動驅動件的故障和功能失效。 12）制動系的機件應使用壽命長、制造成本低，對摩擦材料的選

31、擇也應考慮到環(huán)保要求 2.2 汽車參數(shù)的選擇 貨車的主要參數(shù) 長寬高（mm）899524702800 軸 距（mm） 5100 質心距前軸（mm）3480 質心距后軸（mm）1620 前 輪 距（mm） 2010 后 輪 距（mm） 1840 最小離地間隙（mm）206 整車整備質量（kg）6900 額定載重量（kg）10100 最 高 車 速（km/h）90 質心高度 (mm) 空載 1200mm 滿載 850mm 噸位級別 重卡 2.3 制動器方案的選擇 鼓式制動器一般可按其制動蹄受力情況進行分類，它們的制動效能、制動

32、鼓的受力平衡狀態(tài)以及車輪旋轉方向對制動效能的影響均不同，制動器主要由圖示進行分類： 圖2-1制動器的分類 Figure 2-1 brake classification 盤式制動器摩擦副中的旋轉元件是以端面工作的金屬圓盤，被稱為制動盤。其固定元件則有著多種結構型式，大體上可分為兩類。一類是工作面積不大的摩擦塊與其金屬背板組成的制動塊，每個制動器中有2～4個。這些制動塊及其促動裝置都裝在橫跨制動盤兩側的夾鉗形支架中，總稱為制動鉗。這種由制動盤和制動鉗組成的制動器稱為鉗盤式制動器。另一類固定元件的金屬背板和摩擦片也呈圓盤形，制動盤的全部工作面可同時與摩擦片接觸，這種制動器稱為全盤式制

33、動器。鉗盤式制動器過去只用作中央制動器，但目前則愈來愈多地被各級轎車和貨車用作車輪制動器。全盤式制動器只有少數(shù)汽車(主要是重型汽車)采用為車輪制動器。 鼓式剎車有良好的自剎作用，由于剎車來令片外張，車輪旋轉連帶著外張的剎車鼓扭曲一個角度(當然不會大到讓你很容易看得出來)剎車來令片外張力(剎車制動力)越大，則情形就越明顯，因此，一般大型車輛還是使用鼓式剎車，除了成本較低外，大型車與小型車的鼓剎，差別可能只有大型采氣動輔助，而小型車采真空輔助來幫助剎車。 成本較低：鼓式剎車制造技術層次較低，也是最先用于剎車系統(tǒng)，因此制造成本要比碟式剎車低 凸輪式制動器 目前，所有國產(chǎn)汽車及部分外國汽車的氣壓制

34、動系統(tǒng)中，都采用凸輪促動的車輪制動器，而且大多設計成領從蹄式。 大貨車因為噸位的原因制動力的力量也必須要大，所以用氣壓（就是鼓式剎車）的方式制動，如果使用碟式制動，需要把碟做成相當大的直徑，而使用鼓式制動，只需要加深鼓的深度就可以了，直徑可以不太大，所以安裝起來比較方便。所以在本設計中選用的是鼓式凸輪制動器。 2.4 制動驅動機構方案選擇 制動驅動機構將來自駕駛員或其他力源的力傳給制動器，使之產(chǎn)生制動力矩。根據(jù)制動力源的不同，制動驅動機構一般可分為簡單制動、動力制動和伺服制動三大類。而力的傳遞方式又有機械式，液壓式，氣壓式和氣壓-液壓式的區(qū)別，如下表。 表2-1制動驅動機構的結構形式

35、 Table 2-1 braking drive mechanism structure 制動力源 力的傳遞方式 用途 型式 制動力源 工作介質 型式 工作介質 簡單制動系 （人力制動系） 司機體力 機械式 桿系或鋼絲繩 僅用于駐車制動 液壓式 制動液 部分微型汽車的行車制動 動力制動系 氣壓動力制動系 發(fā)動機動力 空氣 氣壓式 空氣 中，重型汽車的行車制動 氣壓-液壓式 空氣，制動液 液壓動力制動系 制動液 液壓式 制動液 私服制動系 真空伺服制動系 司機體力與發(fā)動機動力 空氣

36、液壓式 制動液 轎車，微，輕，中型汽車的行車制動 氣壓伺服制動系 空氣 液壓伺服制動系 制動液 人力制動系統(tǒng)是簡單制動單靠駕駛員施加的踏板力或手柄力作為制動力源，人力制動。其又分為機械式和液壓式兩種機構形式。機械式完全靠桿系傳力，由于機械效率低，傳動比小，潤滑點多，且難以保證前、后軸制動力的正確比例和左、右輪制動力的均衡，所以在汽車的行車制動裝置中已被淘汰。但因其結構簡單，成本低，工作可靠，主要用在駐車制動。 液壓式簡單制動系（通常簡稱為液壓制動系）用于行車制動裝置。液壓制動的優(yōu)點是：作用滯i后時間短(0.1～0.3s)，工作壓力高(可達10～12MPa)，輪缸尺寸小，

37、可布置在制動器內部作為制動蹄張開機構或制動塊壓緊機構，使之結構簡單、緊湊、質量小、造價低；機械效率高。液壓制動的主要缺點是：過度受熱后，部分制動液汽化，在管路中形成氣泡而影響傳輸，即產(chǎn)生所謂“氣阻”，使制動效能減低甚至失效，而當氣溫過低時（-25C和更低時），由于制動液的粘度增大，使工作的可靠性降低，以及當有局部損壞時，使整個系統(tǒng)都不能繼續(xù)工作。液壓制動曾被廣泛應用于乘用車和總質量不大的商用車。 伺服制動的制動能源是人力和發(fā)動機并用。在正常情況下，其輸出工作壓力主要由動力伺服系統(tǒng)產(chǎn)生，而在動力伺服系統(tǒng)失效時，仍可全由人力驅動液壓系統(tǒng)產(chǎn)生一定程度的制動力（即由伺服制動轉變?yōu)槿肆χ苿樱?。因此，?/p>

38、中級以上的轎車及輕，中型客，貨汽車上得到了廣泛的應用。 按伺服系統(tǒng)能源的不同，可分為真空伺服制動系、氣壓伺服制動系和液壓伺服制動系。其伺服能源分別為真空能（負氣壓能），氣壓能和液壓能。 真空伺服制動系是利用發(fā)動機進氣管中節(jié)氣門后的真空度(負壓，一般可達0.05～0.07 MPa)作動力源，一般的柴油車若采用真空伺服制動系時，則需有專門的真空源—由發(fā)動機驅動的真空泵或噴吸器構成。氣壓伺服制動系是由發(fā)動機驅動的空氣壓縮機提供壓縮空氣作為動力源，伺服氣壓一般可達0.6～0.7 MPa。故在輸出力相等時，氣壓伺服氣室直徑比真空伺服氣室直徑小得多。且在雙回路制動系中，如果伺服系統(tǒng)也是分立式的，則氣壓

39、伺服比真空伺服更適宜，因此后者難于使各回路真空度均衡。但氣壓伺服系統(tǒng)的其他組成部分卻較真空伺服系統(tǒng)復雜得多。真空私服制動系多用于總質量在1.1t-1.35t以上的轎車及裝載質量在6t以下的輕，中型載貨汽車上，氣壓伺服制動系則廣泛用于裝載質量為6～12t的商用車，以及少數(shù)幾種排量在4.0L以上的乘用車。 全液壓動力制動系是用發(fā)動機驅動油泵產(chǎn)生的液壓作為制動力源。其制動系的液壓系統(tǒng)與動力轉向的液壓系統(tǒng)相同，也有開式（常流式）和閉式（常壓式）兩種。開式（常流式）系統(tǒng)在不制動時，制動液在無負荷狀況下由油泵經(jīng)制動閥到儲液罐不斷地循環(huán)流動，制動時則借助于閥的節(jié)流而產(chǎn)生所需的液壓進入輪缸。閉式（常壓式）回

40、路因平時保持著高液壓，故又稱常壓式。它對制動操縱的反應比開式的快，但對回路的密封要求較高。當油泵出故障時，開式的將立即補氣之動作用，而閉式的還有可能利用回路中的蓄能器的液壓繼續(xù)進行若干次制動。故目前汽車用的全液壓動力制動系多用閉式（常壓式）的。 全液壓動力制動系除具有一般液壓制動系統(tǒng)的有點外，還具有操縱輕便，制動反應快，制動能力強，受氣阻影響較小，易于采用制動力調節(jié)裝置和防滑移裝置，及可與動力轉向，液壓懸架，舉升機構及其他輔助設備共用液壓泵和儲油罐等優(yōu)點。但其機構復雜，精密件多，對系統(tǒng)的封閉性要求也較高，故并未得到廣泛應用。 各種形式的動力制動在動力系統(tǒng)失效時，制動作用即全部喪失。 氣壓

41、制動系統(tǒng)是發(fā)展最早的一種動力制動系統(tǒng)。其供能裝置和傳動裝置全部是氣壓式的。其控制裝置大多數(shù)是由制動踏板機構和制動閥等氣壓控制原件組成，也有的在踏板機構和制動閥之間還串聯(lián)有液壓式操縱傳動裝置。氣壓制動由于可獲得較大的制動驅動力且主車與被拖的掛車以及汽車列車之間制動驅動系統(tǒng)的連接裝置結構簡單聯(lián)接和斷開都很方便,因此廣泛用于總質量為8t以上尤其是15t以上的載貨汽車,越野汽車和客車上.但氣壓制動系必須采用空氣壓縮機,貯氣罐,制動閥等裝置,使結構復雜,笨重,輪廓尺寸大,造價高;管路中氣壓的產(chǎn)生和撤除均較慢,作用滯后時間較長(0.3～0.9s),因此在制動閥到制動氣室和貯氣罐的距離較遠時有必要加設氣動的

42、第二級控制元件——繼動閥(即加速閥)以及快放閥;管路工作壓力較低(一般為0.5～0.7MPa),因而制動氣室的直徑大,只能置于制動器之外,再通過桿件及凸輪或楔塊驅動制動蹄,使非簧載質量增大;另外,制動氣室排氣時也有較大噪聲。汽車在行駛過程中駕駛員要經(jīng)常使用制動器，為了減輕駕駛員的工作強度，目前汽車基本上都采用了伺服制動系統(tǒng)或動力制動系統(tǒng)。載重汽車一般均采用動力制動系統(tǒng)。 在本設計中選用的是氣壓制動系統(tǒng)。 3 制動過程的動力學參數(shù)計算 3.1制動過程車輪所受的制動力 汽車受到與行駛方向相反的外力時，才能從一定的速度制動到較小的車速或直至停車。這個外力只能由地面和空氣提

43、供。但由于空氣阻力相對較小，所以實際外力主要是由地面提供的，稱之為地面制動力。地面制動力越大，制動距離也越短，所以地面制動力對汽車制動性具有決定性影響。 下面分析一個車輪在制動時的受力情況。 （1）地面制動力 假設滾動阻力偶矩、車輪慣性力和慣性力偶矩均可忽略圖，則車輪在平直良好路面上制動時的受力情況如圖4-1所示。 圖3-1 車輪制動時受力簡圖 FIG. 3-1 wheel braking force diagram 是車輪制動器中摩擦片與制動鼓或盤相對滑動時的摩擦力矩，單位為；是地面制動力，單位為N；為車輪垂直載荷、為車軸對車輪的推力、為地面對車輪的法向反作用力，它們的單位均

44、為N。 顯然，從力矩平衡得到 （3-1） 式中，為車輪的有效半徑（m）。 地面制動力是使汽車制動而減速行駛的外力，但地面制動力取決于兩個摩擦副的摩擦力：一個是制動器內制動摩擦片與制動鼓或制動盤間的摩擦力，一個是輪胎與地面間的摩擦力—附著力。 （2）制動器制動力 在輪胎周緣為了克服制動器摩擦力矩所需的力稱為制動器制動力，以符號表示，顯然 （3

45、-2） 式中：是車輪制動器摩擦副的摩擦力矩。制動器制動力是由制動器結構參數(shù)所決定的。它與制動器的型式、結構尺寸、摩擦副的而摩擦系數(shù)和車輪半徑以及踏板力有關。 圖3-2給出了地面制動力、車輪制動力及附著力三者之間的關系。當踩下制動踏板時，首先消除制動系間隙后，制動器制動力開始增加。開始時踏板力較小，制動器制動力也較小，地面制動力足以克服制動器制動力，而使得車輪滾動。此時，=，在此處鍵入公式。且隨踏板力增加成線性增加。 圖3-2 地面制動力、車輪制動力及附著力之間的關系 FIG. 3-2 ground braking force, wheels braking force and th

46、e relationship between the adhesion 但是地面制動力是地面摩擦阻力的約束反力，其值不能大于地面附著力或最大地面制動力，即: Fxb≤ Fφ=Fzφ （3-3） Fxbmax=Fφ=Fzφ （3-4） 當制動踏板力上升到一定值時，地面制動力達到最大地面制動力=,車輪開始抱死不轉而出現(xiàn)拖滑現(xiàn)象。隨著制動踏板力以及制動管路壓力的繼續(xù)升高，制動器制

47、動力繼續(xù)增加，直至踏板最大行程，但是地面制動力不再增加。 上述分析表明，汽車地面制動力取決于制動器制動力，同時又受到地面附著力的閑置。只有當制動器制動力足夠大，而且地面又能夠提供足夠大的附著力，才能獲得足夠大的地面制動力。 （3）地面對前、后車輪的法向反作用力 圖3-3所示為，忽略汽車的滾動阻力偶和旋轉質量減速時的慣性阻力偶矩，汽車在水平路面上制動時的受力情況。 圖 3-3 制動時的汽車受力圖 FIG. 3-3 braking by trying to the car 因為制動時車速較低，空氣阻力可忽略不計，則分別對汽車前后輪接地點取矩，整理得前、后輪的地面法向反作用力、為

48、 （3-5） 式中：，為制動強度， —汽車所受重力； —汽車軸距； —汽車質心離前軸距離； —汽車質心離后軸距離； —為汽車質心高度（滿載時=850mm）； —重力加速度； 若在附著系數(shù)為的路面上制動，前、后輪都抱死（無論是同時抱死或分別先后抱死），此時。地面作用于前、后輪的法向反作用力為 （3-7） 式（3-6）、（3-7）均

49、為直線方程，由上式可見，當制動強度或附著系數(shù)改變時，前后軸車輪的地面法向反作用力的變化是很大的，前輪增大，后輪減小。 （4）理想的前、后制動器制動力分配曲線 汽車總的地面制動力為： (3-8) 式中：—制動強度； —前軸車輪的地面制動力； —后軸車輪的地面制動力。 由式（3-5）、式（3-6）求得前、后軸車輪附著力： （3-9） 前已指出，制動時前、后車輪同時抱死，對附著條件的利用，制動時汽車的方向穩(wěn)定性均較為有利。此時的前、后輪制動器制動力和的關系曲線，常稱為理想的前、后輪制動器制動力分

50、配曲線。在任何附著系數(shù)的路面上，前、后輪制動器制動力分別等于各自的附著力，即： 將（3-7）式代入上式，得 （3-10） 式中：—前軸車輪的制動器制動力，； —后軸車輪的制動器制動力，； —前軸車輪的地面制動力； —后軸車輪的地面制動力； ，—地面對前、后軸車輪的法向反力； — 汽車的重力； ，—汽車質心離前、后軸距離； — 汽車質心高度。 消去變量，得 （3-11） 如已知汽車軸距、質心

51、高度、總質量、質心的位置 (質心至后軸的距離)，就可用式（3-11）繪制前、后制動器制動力的理想分配關系曲線，簡稱I曲線。圖3-4就是根據(jù)式（3-11）繪制的汽車在空載和滿載兩種工況的I曲線。 圖3-4 I曲線示意圖 FIG. 3-4 I curve schemes 根據(jù)方程組（3-30）的兩個方程也可直接繪制I曲線。假設一組值（＝0.1,0.2,0.3,……,1.0）,每個值代入方程組（3-30），就具有一個交點的兩條直線，變化值，取得一組交點，連接這些交點就制成I曲線，見圖3-5。 圖3-5 理想的前、后制動器制動力分配曲線 FIG. 3-5 ideal before

52、 and after the frictional braking power distribution curve I曲線時踏板力增長到使前、后車輪制動器同時抱死時前、后制動器制動力的理想分配曲線。前、后車輪同時抱死時，，，所以I曲線也是前、后車輪同時抱死時，和的關系曲線。 在本設計中，重型貨車在滿載時的基本數(shù)據(jù)如下： 汽車的重力G=17000kg.軸距L=5100mm，質心距前軸a=3480mm,質心距后軸b=1620mm.地面附著系數(shù)。 將以上數(shù)據(jù)代入（3-7）（3-10），得 , =75705.9N，=104294.1N。 （5）具有固定比值的前、后制動器制動力 兩軸汽

53、車的前、后制動器制動力的比值一般為固定的常數(shù)。通常用前制動器制動力對汽車總制動器制動力之比來表明分配比例，即制動器制動力分配系數(shù)，它可表示為 （3-12） 式中，為前制動器制動力；為汽車總制動器制動力，，為后輪制動器制動力。故 ， 且 （3-13） 若用表示，則其為一條直線，此直線通過坐標原點，且其斜率為 它是實際前、后制動器制動力實際分配線，簡

54、稱為線。如圖3-6所示。 圖3-6載貨汽車的I曲線和曲線 FIG. 3-6 manifest car I curve and curve 3.2制動距離與制動減速度計算 （1）制動距離與制動減速度 制動距離與汽車的行駛安全有直接關系，它指的是汽車速度為時，從駕駛員開始操控制動控制裝置到汽車完全停住為止所駛過的距離。制動距離與制動踏板力、路面附著條件、車輛載荷、發(fā)動機是否結合等許多因素有關。由于各種汽車的動力性不同，對制動效能也提出了不同的要求：一般轎車、輕型貨車行駛車速高，所以要求制動效能也高；重型貨車行駛速度低，要求就稍微低一點。 制動減速度是制動時車速對時間的導

55、數(shù)，即。它反映了地面制動力的大小，因此與制動器制動力及附著力有關。 在不同的路面上，由于地面制動力為 故汽車能達到的減速度（m/s）為 若允許汽車的前、后輪同時抱死，則 式中：—汽車所受重力，N； —滑動附著系數(shù)；（=0.7） —重力加速度， m/s； —制動初速度，m/s； 代入數(shù)據(jù)得到 （2）制動距離的分析 （3-14） 式中：—制動機構滯后時間，單位s；（0.2s～0.45s，計算時取0.3s） —制動器制動力增長過程所需的時間，單位s；（一般為0.2s） —制動器的作用時間，一般在0.2s～0.9s之間；

56、—制動初速度，m/s；計算時總質量10t以上的汽車取=65km/h=18.1m/s； 代入數(shù)據(jù)得： s 綜合國外有關標準和法規(guī)：進行制動效能試驗時的制動減速度，載貨汽車應為3.4～6.5 m/s；相應的最大制動距離：貨車為，式中第一項為反應距離；第二項為制動距離，單位為m；單位為m/s。 代入數(shù)據(jù)得： 6.62m 顯然，，故本設計符合要求。 3.3同步附著系數(shù)與附著系數(shù)利用率計算 由式(3-13)可表達為 (3-15) 上式在圖 3-3中是一條通過坐標原點且斜率為(1-)/的直線，是汽

57、車實際前、后制動器制動力分配線，簡稱線。圖4-6中線與I曲線交于B點， B點處的附著系數(shù)=,則稱為同步附著系數(shù)。 同步附著系數(shù)的計算公式是： （3-16） 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，可能有以下情況： (1)當<，線位于I曲線下方，制動時總是前輪先抱死。它雖是一種穩(wěn)定工況，但喪失轉向能力。 (2)當>，線位于I曲線上方，制動時總是后輪先抱死，這時容易發(fā)生后軸側滑使汽車失去方向穩(wěn)定性。 (3)

58、當，制動時汽車前、后輪同時抱死，是一種穩(wěn)定工況，但也失去轉向能力。 將以下數(shù)據(jù) 汽車的重力G=170000kg.軸距L=5100mm，質心距前軸a=3480mm,質心距后軸b=1620mm.地面附著系數(shù)。 代入式（3-16），得 把值代入式(4-15)得： tan==1.168；=49.43 為了防止汽車的前輪失去轉向能力和后輪產(chǎn)生側滑，希望在制動過程中，在即將出現(xiàn)車輪抱死但尚無任何車輪抱死時的制動減速度，為該車可能產(chǎn)生的最高減速度。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g，即=，為制動強度。而在其他附著系數(shù)的路面上制動時，達到前輪或后

59、輪即將抱死時的制動強度<，這表明只有在=的路面上，地面的附著條件才得到充分利用。 附著條件的利用情況用附著系數(shù)利用率(附著力利用率)表示： (3-17) 式中：——汽車總的地面制動力； G——汽車所受重力； ——制動強度。 當=時，=，=1,利用率最高。取=1，則===0.7 在的范圍內，必須滿足0.1+0.85(-0.2)。 本設計中， （滿足要求） 根據(jù)所定的同步附著系數(shù)，由式（3-10）及式（3-13）得

60、 （3-18） （3-19） 進而求得 （3-20） （3-21） 當=時：，，故，=；=1 當<時：可能得到的最大總制動力取決于前輪剛剛抱死的條件，即。由式和和式（3-9），（3-14）得 （3-22） （3-23） （3-24） 當>時：可能得到

61、的最大總制動力取決于后輪剛剛首先抱死的條件，即。由式（3-6）、式（3-7）、式（3-13）和式（3-15）得 （3-25） （3-26） （3-27） 本設計中汽車的值恒定，其值小于可能遇到的最大附著系數(shù)，使其在常遇附著系數(shù)范圍內不致過低。在>的良好路面上緊急制動時，總是后輪先抱死。 3.4制動器的最大制動力矩 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。 最大制動力是在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,成正比。由式(4-10)可

62、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 （3-28） 式中：,—汽車質心離前、后軸距離； ——同步附著系數(shù)； ——汽車質心高度。 制動器所能產(chǎn)生的制動力矩，受車輪的計算力矩所制約，即 （3-29） 式中：—前軸制動器的制動力，； —后軸制動器的制動力，； —作用于前軸車輪上的地面法向反力； —作用于后軸車輪上的地面法

63、向反力； —車輪有效半徑。 對于常遇的道路條件較差，車速較低因而選取了較小的同步附著系數(shù)值的汽車，為了保證在的良好的路面上（例如=0.7）能夠制動到后軸和前軸先后抱死滑移（此時制動強度），前、后軸的車輪制動器所能產(chǎn)生的最大制動力力矩為 （3-30） （3-31） 對于選取較大值的汽車，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。當時，相應的極限制動強度，故所需的后軸和前軸的最大制動力矩為 （3-30）

64、 （3-31） 式中：—該車所能遇到的最大附著系數(shù)； —制動強度，由式確定； —車輪有效半徑。 本設計中，同步附著系數(shù)的值為0.85，所以應用式（3-24）、（3-25）進行計算。將以下數(shù)據(jù) 汽車的重力G=170000N.軸距L=5100mm，質心距前軸a=3480mm,質心距后軸b=1620mm.地面附著系數(shù)。汽車車輪的有效半徑 代入式（3-30）、（3-31）中，得 一個車輪制動器的最大制動力矩為上列計算結果的半值。 4 制動器的結構及主要零部件設計 4.1 制動器的結構參數(shù) 4.1

65、.1 制動鼓內徑D 輸入力一定時，制動鼓內徑越大，則制動力矩越大，且散熱能力也越強。但的增大（圖4-1）受輪輞內徑限制，制動鼓與輪輞之間應保持足夠的間隙，通常要求該間隙不小于20—30mm，否則不僅制動鼓散熱條件太差，而且輪輞受熱后可能粘住內胎或烤壞氣門嘴。制動鼓應有足夠的壁厚，用來保證有較大的剛度和熱容量，以減少制動時的溫度。制動鼓的直徑小，剛度就大，并有利于保證制動鼓的加工精度。 圖4-1 鼓式制動器主要幾何參數(shù) FIG. 4-1 drum brake mainly geometric parameters 制動鼓直徑與輪輞直徑之比的范圍如下： 轎車 =0.64-0.74

66、貨車 =0.70-0.83 制動鼓內徑尺寸應參考專業(yè)標準QC/T309—1999《制動鼓工作直徑及制動蹄片寬度尺寸系列》。轎車制動鼓內徑一般比輪輞外徑小125mm-150mm，載貨汽車和客車的制動鼓內徑一般比輪輞外徑小80mm-100mm，設計時亦可按輪輞直徑初步確定制動鼓內徑（見表5-1）。 表4-1 制動鼓最大內徑 Table 4-1 brake drum maximum diameter 輪輞直徑/in 12 13 14 15 16 20 制動鼓最大內徑/mm 轎車 180 200 240 260 -- -- 貨車、客車 220 240 260 300 320 420 制動鼓內徑尺寸應符合QC/T 309-1999《制動鼓工作直徑及制動蹄片寬度尺寸系列》的規(guī)定。 由上述表格和輪胎標準初選制動鼓內徑420mm 4.1.2 摩擦襯片寬度b包角 徑R既定后。摩擦襯片寬b和包角 便決定了襯片的摩擦面積A ，而A =Rb ，制動蹄各蹄總的摩擦面積 越大則單位壓力愈小從而磨損特性愈好。根據(jù)國外統(tǒng)計資料分析，單個車輪蹄式制動器總的襯片