东风EQ1090E型汽车前轮制动器的设计

河南科技大学

本科毕业设计（论文）

题目：东风EQ1090E型汽车前轮

制动器的设计

姓名：

专业：

学号：

指导教师：

河南科技大学

二0一三年五月

目录

摘要................................................................... I Abstract ................................................................ I I 绪论 (1)

第1章制动器的结构简介及方案的确定 (3)

1.1盘式制动器.............................................................................................. 错误！未定义书签。

1.2鼓式制动器....................................... 错误！未定义书签。

1.2.1领从蹄式制动器 (6)

1.2.2单向双领蹄式制动器 (9)

1.2.3双向双领蹄式制动器 (10)

1.2.4双从蹄式制动器 (11)

1.2.5单向增力式制动器 (11)

1.2.6双向增力式制动器 (12)

1.3方案的确定 (13)

第2章理想制动力及其分配 (14)

2.1 东风EQ1090E型汽车前轮制动器的设计参数

2.2 制动力与制动力分配系数 (14)

2.3 同步附着系数 (19)

2.4制动器最大制动力矩 (20)

第3章制动器的设计计算 (21)

3.1 鼓式制动器的结构参数 (21)

3.1.1 制动鼓内径D (21)

3.1.2 摩擦衬片宽度b和包角β (22)

β (23)

3.1.3 摩擦衬片起始角

F作用线的距离e (24)

3.1.4 制动器中心到张开力

3.1.5 制动蹄支承点位置坐标a和c (24)

3.1.6 摩擦片摩擦系数f (24)

3.2 固定凸轮式的计算 (24)

3.2.1 凸轮张开机构的参数确定和特性计算

3.2.2 固定式凸轮制动器的制动因数计算

3.3 制动蹄片上的制动力矩 (31)

3.4 行车制动效能计算 (34)

3.5 驻车制动计算 (34)

3.6 摩擦衬片的磨损特性计算 (36)

第4章制动器的结构及主要零部件设计 (38)

4.1制动蹄 (38)

4.2制动鼓 (38)

4.3摩擦衬片 (39)

4.4摩擦材料 (40)

4.5蹄与鼓之间的间隙自动调整装置 (41)

4.6制动支承装置 (42)

4.7制动轮缸 (42)

4.8张开机构 (42)

4.9制动蹄回位弹簧 (43)

第5章主要零部件的强度计算与校核

5.1凸轮轴的强度校核

5.2凸轮轴上花键的强度校核

第6章结论 (48)

致谢 (49)

参考文献 (50)

摘要

（想要本文装配图和零件图与本人联系qq：994166684保

证原创）

随着汽车保有量的增加，带来的安全问题也越来越值得人们关注，汽车的制动系统就变成了人们主要考查车辆的一项重要指标。据有关资料介绍，在由于车辆本身的问题而造成的交通事故中，制动系统故障引起的事故为总数的45%。可见，制动系统是保证行车安全的极为重要的一个系统。如何提高汽车制动性也成了热点的研究话题。。

该设计选定的是东风EQ1090E型汽车前轮制动器的研究和设计，通过对制动器的分类选择，选定出合适的制动器，然后对各个参数进行计算并且校核，最后对各个零件进行结构设计，最后完成整个制动器的设计与装配。

关键词：制动系统，东风货车，鼓式制动器

Abstract

With the increase in car ownership has brought more security issues, and more worthy of attention, the braking system of the car has become a major test is an important indicator of the vehicle. According to the information in the vehicle itself caused a traffic accident, 45% of the total brake system failure caused by accidents. Visible, the brake system is very important in order to ensure road safety systems. How to improve the automobile brake has become a hot research topic ..

Car front wheel brake of Dongfeng EQ1090E, research and design, classification brake, select the appropriate brake, and then calculate the design of each of the selected parameters and check the last part of the structural design, and finally, in order to complete the design and assembly the entire brake.

Key words: Braking systems ,Dongfeng truck , Drum brake

绪论

目前，随着汽车行业的日益兴旺，对汽车零件的要求也越来越高，制动系执行机构制动器的设计缺陷导致汽车制动系统的忽视进而使汽车交通事故现象越来越严重。因此正确的制动器设计应该被准确深入研究。

车辆的制动系统性能是其重要性能之一，它直接关系到交通的安全。重大交通事故的发生，往往与制动距离过长，紧急制动时车轮抱死发生侧滑、甩尾、失去方向稳定性等情况有关。防抱死制动系统是一种在制动时能自动调节制动管路压力，使车轮不致抱死，以提高汽车行驶稳定性和制动安全性的自动调节系统。防抱死制动系统能够提高车辆安全性，具有明显的社会效益和经济效益。

在国外，计算机仿真技术越来越多地用于汽车的研究开发和设计制造中，虚拟样机技术得到快速发展。对于尚未完成或者处于经济性、安全性等因素的考虑，无法通过试验进行验证的设计研究，往往需要借助系统仿真来实现这一要求。随着计算机软硬件技术的发展，计算机对数据的处理能力有了突飞猛进的提高，这也使得计算机仿真技术的运用成为可能，虚拟样机技术已成为解决工程问题的一种快速、有效的手段。采用仿真方法研究汽车的各项性能时，需对汽车作适当的简化，然后应用简化模型进行计算分析。随着简化程度的不同，必然会使计算结果与实际情况之间存在不同程度的偏差。随着计算机技术的发展，在深入研究制动振动与噪声的过程中有限元方法越来越成为一种必不可少的建模方法。有限元法的基本思想试将连续的求解区域离散为一组有限个、且按一定方式互相联结在一起的单元的组合体。它利用每一个单元内假设的近似函数来分片地表示全求解域上待求的场函数。单元内的近似函数通常由未知场函数或其导数在单元的各个结点的数值和其插值函数来表达。这样，一个问题的有限元分析中，未知场函数及其导数在各个结点上的数值就成为新的未知量（即自由度），从而使一个连续的无限自由度问题变成离散的有限自由度问题。一经求解出这些未知量，就可以通过插值函数计算出各个单元内场函数的近似值，从而得到整个求解域上的近似解。与传统的集中参数法相比，有限元法允许有复杂的几何形状以及边界和加载条件。

另外，国内来讲，一些学者运用有限元模型对鼓式制动器进行了研究，但其中研究制动过程中的温度场问题和接触问题的较多。蒋伟康对于摩擦引起的鼓式制动器制动尖叫提出了鼓式制动器尖叫是振动的特性仅取决于制动鼓和蹄片的观点，建立了一种三维解析模型并用于分析制动鼓的固有模态及其稳定性。他发现当制动鼓与蹄片间的摩擦系数小于临界摩擦系数时，制动鼓不会发生自激振动，制动器也不会发生尖叫。而朱新潮等人则通过建立鼓式制动器高频噪声问题的结构闭环耦合模型，用Hamilton

变分原理推导该问题的结构闭环耦合动力学方程，并针对实车通过改变制动底板的结构参数，利用该模型进行计算分析。王宣峰对鼓式制动器的凸轮式形成较完整的理论。杨柳用 simlink 对整车系统建立数学模型。给出很好的鼓式制动器simlink 数学模型。吴永海将计算机辅助设计引入汽车制动系统的设计中，免除了繁琐的设计计算，对机械设计过程的进一步发展也有很好的提示作用。

随着汽车安全性的日益提高，汽车制动系统也历经了数次变迁和改进。从最初的皮革摩擦制动，到后来的鼓式、盘式制动器，再到机械式ABS制动系统，紧接着伴随电子技术的发展又出现了模拟电子ABS制动系统、数字式电控ABS制动系统，等等。近10年来，西方发达国家又兴起了对汽车线控系统的研究，线控制动系统应运而生，并开展了对电控机械制动系统的研究。简单来说，电控机械制动系统就是把原来液压或者压缩空气驱动的部分改为电动机驱动，借以提高响应速度，增加制动效能, 同时大大简化了结构，降低了装配和维护的难度。

由于人们对制动性能要求的不断提高，传统的液压或者空气制动系统在加入大量电子控制系统(如ABS、TCS、ESP)后，结构和管路布置越来越复杂，加大了液压(空气)回路泄漏的隐患，同时装配和维修的难度也随之提高；因此，结构相对简单、功能集成可靠的电控机械制动系统越来越受到青睐。可以预见，EMB将最终取代1传统的液压(空气)制动器，成为未来汽车制动系统的发展方向。

经过分析国内外发展的状况，我结合自己的实际研究了一下东风EQ1090E型汽车的前轮制动器，希望可以使他的前轮制动器发挥更好的制动效能。其实，东风

EQ9100E(EQ140-1)型汽车是我国自行设计制造的一种结构新颖、性能先进、节省能源的、质量稳定的新型中型载货汽车。我希望通过本次的设计可以使这款汽车的前轮制动器得以改善。其中包括汽车行驶制动的安全性可以有所提高；在保证功能和强度的要求下，尽量减小整备质量；尽量使用通用件，以便降低制造成本；工作可靠，结构简单，装卸方便，便于维修、调整。我认为，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，保证汽车行驶安全，提高汽车的制动性能，优化汽车制动系的结构是非常重要的。

第1章制动器的结构简介及方案的确定

1.1盘式制动器

由工作面积不大的摩擦块与其金属背板组成制动块，每个制动器中有2-4块，这些制动块及其促动装置都装在横跨制动盘两侧的夹钳形支架中。钳盘式制动器散热能力强，热稳定性好，故大多数轿车和轻型货车广泛采用这种制动器。

①定钳盘式制动器

定钳盘式制动器的制动钳固定安装在车桥上，既不能旋转，也不能沿制动盘轴线方向移动，因而其中必须在制动盘两侧都装设制动块促动装置，以便分别将两侧的制动块压向制动盘。

缺点：1）油缸较多，使制动钳结构复杂；2）油缸分置于制动盘两侧，必须用跨越制动盘的钳内油道或外部油管来连通。这必然使得制动钳的尺寸过大，难以安装在现代化轿车的轮内；3）热负荷大时，油缸和跨越制动盘的油管或油道中的制动液容易受热汽化；4）若要兼用于驻车制动，则必须加装一个机械促动的驻车制动钳。

②浮钳盘式制动器

浮钳盘式制动器的制动钳一般是设计得可以相对于制动盘轴向滑动。其中只在制动盘的内侧设置油缸，而外侧的制动块附装在钳体上。

③全盘式制动器

制动盘的的全部工作面可同时与摩擦片接触。全盘式制动器主要用于重型汽车。

1.2 鼓式制动器

汽车制动器除各种缓速装置外，几乎都是机械摩擦式的，即是利用固定元件与旋转元件工作表面间的摩擦而产生制动力矩使汽车减速或停车的，根据旋转元件的不同分为鼓式和盘式两大类，不过对于重型车来说，由于车速一般不是很高，鼓式刹车蹄的耐用程度也比盘式制动器高，而且盘式制动器比鼓式制动器要贵些，因此许多重型车至今仍使用四轮鼓式的设计。其工作原理如图3.1所示。

1、2—制动蹄 3、5—支承销 4—制动鼓

图 1.1 鼓式制动器工作原理

带有摩擦片的制动蹄1、2通过支承销5、3铰装在制动底版上。制动时，轮缸活

塞（转动凸轮轴）对制动蹄施加张开力P ，使其绕支承销转动，并抵靠在制动鼓4表面上。这是制动蹄1、2分别受到制动鼓作用的法向反力1Y 、2Y ，和切向力1X 、2X ，而制动蹄的切向反力对制动鼓产生一个与其旋转方向相反的制动力矩（1X +2X ）R ，（R 为制动鼓工作半径），从而达到使汽车减速的目的。

制动系应满足如下要求：

(1)能适应有关标准和法规的规定。

(2)具有足够的制动效能，包括行车制动效能和驻坡制动效能。

(3)工作可靠。

(4)制动效能的热稳定性好。

(5)制动效能的水稳定性好。

(6)制动时的操纵稳定性好。

(7)制动踏板和手柄的位置和行程符合人机工程学要求。

(8)作用滞后的时间要尽可能地短。

(9)制动时制动系噪声尽可能小，且无异常声响。

(10)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。

(11)能全天候使用，气温高时液压制动管路不应有气阻现象；气温低时气制动管路

不应出现结冰。

(12)制动系的机件应使用寿命长、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于人体的石棉纤维。

鼓式制动器一般可按其制动蹄受力情况进行分类（见图1-1），它们的制动效能、制动鼓的受力平衡状态以及车轮旋转方向对制动效能的影响均不同。

图1-1 制动器的结构形式

鼓式制动器的各种结构形式如图1-2a-f所示。

图1-2 鼓式制动器示意图

（a ）领从蹄式（用凸轮张开）；（b ）领从蹄式（用制动轮缸张开）；（c ）双领蹄式（非双向，

平衡式）；（d ）双向双领蹄式；（e ）单向增力式；（f ）双向增力式

不同形式鼓式制动器的主要区别有：（1）蹄片固定支点的数量和位置不同。（2）

张开装置的形式与数量不同。（3）制动时两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，使不同形式鼓式制动器的领、从蹄数量有

差别，并使制动效能不一样。

在单位输入压力或力的作用下所输出的力或力矩，称为制动效能。在评比不同形

式制动器的效能时，常用一种称为制动效能因素的无因次指标。制动效能因素的定义为：在制动鼓或制动盘的作用半径R 上所得到的摩擦力（/M R μ）与输入力0F 之比，即

0M K F R

μ= 式中，K 为制动器效能因素；R 为制动器输出的制动力矩。

制动效能的稳定性是指其效能因素K 对摩擦因素 的敏感性。使用中 随温度和水

湿程度变化。要求制动器的效能稳定性好，即是其效能对 的变化敏感性小。

1.2.1领从蹄式制动器

如图1-2(a)、(b)所示，图上方的旋向箭头代表汽车前进时制动鼓的旋转方向(制

动鼓正向旋转)，蹄1为领蹄，蹄2为从蹄。汽车倒车时制动鼓的变为反向旋转，随之领蹄与从蹄相互对调。制动鼓正、反向旋转时总具有一个领蹄和一个从蹄的内张型鼓式制动器称为领从蹄式制动器。由图1-2(a)、(b)可见，领蹄所受的摩擦力使蹄压得更紧，即摩擦力矩具有“增势”作用，故又称增势蹄；而从蹄所受的摩擦力使蹄有离开制动鼓的趋势，即摩擦力矩具有“减势”作用，故又称减势蹄。“增势”作用使领蹄所受的法向反力增大，而“减势”作用使从蹄所受的法向反力减小。

对于两蹄的张开力P P P ==21的领从蹄式制动器结构，如图1-2(b)所示，两蹄压

紧制动鼓的法向力相等。但当制动鼓旋转并制动时，领蹄由于摩擦力矩的“增势”作用，使其进一步压紧制动鼓而使其所受的法向反力加大；从蹄由于摩擦力矩的“减势”作用而使其所受的法向反力减小。这样，由于两蹄所受的法向反力不等，不能相互平衡，其差值由车轮轮毂轴承承受。这种制动时两蹄法向反力不能相互平衡的制动器也称为非平衡式制动器。液压或楔块驱动的领从蹄式制动器均为非平衡式结构，也叫做简单非平衡式制动器。非平衡式制动器将对轮毂轴承造成附加径向载荷，而且领蹄摩擦衬片表面的单位压力大于从蹄的，磨损较严重。为使衬片寿命均衡，可将从蹄的摩

擦衬片包角适当地减小。

对于如图1-2 (a)所示具有定心凸轮张开装置的领从蹄式制动器，制动时，凸轮机构保证了两蹄等位移，作用于两蹄上的法向反力和由此产生的制动力矩分别相等，而作用于两蹄的张开力P1、P2则不等，且必然有P1

领从蹄式制动器的两个蹄常有固定的支点。张开装置有凸轮式(见图1-2(a)、图1-3、图1-4)、楔块式(见图1-5、图1-6)、曲柄式(参见图1-12)和具有两个或四个等直径活塞的制动轮缸式的(见图1-2(b)、图1-7、图1-8)。后者可保证作用在两蹄上的张开力相等并用液压驱动，而凸轮式、楔块式和曲柄式等张开装置则用气压驱动。当张开装置中的制动凸轮和制动楔块都是浮动的时，也能保证两蹄张开力相等，这时的凸轮称为平衡凸轮。也有非平衡式的制动凸轮，其中心是固定的，不能浮动，所以不能保证作用在两蹄上的张开力相等。

图1-3 S凸轮制动器

图1-4 楔块式张开装置及其受力简图

图1-5 S凸轮式车轮制动器

1—制动蹄；2—凸轮；3—制动底板；4—调整臂；5—凸轮支座及制动气室；6—滚轮

图1-6 楔块式张开装置的车轮制动器

1—制动蹄；2—制动底板；3—制动气室；4—楔块；5—滚轮

6—柱塞；7—档块；8—棘爪；9—调整螺钉；10—调整套筒

图1-7 制动轮缸具有两个个等直径活塞的车轮制动器

1—活塞；2—活塞支承圈；3—密封圈；4—支承；5—制动底板；6—制动蹄

7—支承销；8—青铜偏心轮；9—制动蹄定位销；10—驻车制动传动装置

图1-8制动轮缸具有四个等直径活塞的车轮制动器

1—制动蹄；2—制动底板；3—制动器间隙调整凸轮；4—偏心支承销领从蹄式制动器的效能及稳定性均处于中等水平，但由于其在汽车前进和倒车时的制动性能不变，结构简单，造价较低，也便于附装驻车制动机构，故仍广泛用作中、重型载货汽车的前、后轮以及轿车的后轮制动器。

1.2.2单向双领蹄式制动器

当汽车前进时，若两制动蹄均为领蹄的制动器，称为双领蹄式制动器。但这种制动器在汽车倒车时，两制动蹄又都变为从蹄，因此，它又称为单向双领蹄式制动器。如图1-9 (c)所示，两制动蹄各用一个单活塞制动轮缸推动，两套制动蹄、制动轮缸等

机件在制动底板上是以制动底板中心作对称布置的，因此两蹄对鼓作用的合力恰好相互平衡，故属于平衡式制动器。

单向双领蹄式制动器根据其调整方法的不同，又有多种结构方案，如图1-9所示。

图1-9 单向双领蹄式制动器的机构方案（液压驱动）（a）一般形式；（b）偏心调整；（c）轮缸上调整；（d）浮动蹄片，轮缸支座端调整；（e）浮动蹄片，轮缸偏心机构调整

双领蹄式制动器有高的正向制动效能，但倒车时则变为双从蹄式，使制动效能大降。中级轿车的前制动器常用这种型式，这是由于这类汽车前进制动时，前轴的动轴荷及附着力大于后轴，而倒车时则相反，采用这种结构作为前轮制动器并与领从蹄式后轮制动器相匹配，则可较容易地获得所希望的前、后轮制动力分配并使前、后轮制动器的许多零件有相同的尺寸。它不用于后轮还由于有两个互相成中心对称的制动轮缸，难于附加驻车制动驱动机构。

1.2.3双向双领蹄式制动器

当制动鼓正向和反向旋转时两制动蹄均为领蹄的制动器，称为双向双领蹄式制动器。如图3-2(d)及图3-11、图3-12所示。

图1-10 双向双领蹄式制动器的结构方案（液压驱动）

（a）一般形式；（b）偏心机构调整；（c）轮缸上调整

其两蹄的两端均为浮式支承，不是支承在支承销上，而是支承在两个活塞制动轮缸的支座上(图1-2(d)、图1-10)或其他张开装置的支座上(图1-11、图1-12)。

图1-11 曲柄机构制动器（气压驱动）图1-12 双楔制动器（气压驱动）

当制动时，油压使两个制动轮缸的两侧活塞(图1-10)或其他张开装置的两侧(图

1-11、图1-12)均向外移动，使两制动蹄均压紧在制动鼓的内圆柱面上。制动鼓靠摩擦力带动两制动蹄转过一小角度，使两制动蹄的转动方向均与制动鼓的旋转方向一致；当制动鼓反向旋转时，其过程类同但方向相反。因此，制动鼓在正向、反向旋转时两制动蹄均为领蹄，故称为双向双领蹄式制动器。它也属于平衡式制动器。由于这种制动器在汽车前进和倒退时的性能不变，故广泛用于中、轻型载货汽车和部分轿车的前、后轮。但用作后轮制动器时，需另设中央制动器。

1.2.4双从蹄式制动器

双从蹄式制动器的两蹄片各有一个固定支点，而且两固定支点位于两蹄片的不同端，并用各有一个活塞的两轮缸张开蹄片，其结构形式与单向双领蹄式相反。

双从蹄式制动器的制动效能稳定性最好，但因制动效能最低，所以很少采用。

1.2.5单向增力式制动器

如图1-2(e)所示，两蹄下端以顶杆相连接，第二制动蹄支承在其上端制动底板上的支承销上。当汽车前进时，第一制动蹄被单活塞的制动轮缸推压到制动鼓的内圆柱面上。制动鼓靠摩擦力带动第一制动蹄转过一小角度，进而经顶杆推动第二制动蹄也压向制动鼓的工作表面并支承在其上端的支承销上。显然，第一制动蹄为一增势的领蹄，而第二制动蹄不仅是一个增势领蹄，而且经顶杆传给它的推力Q要比制动轮缸给第一制动蹄的推力P大很多，使第二制动蹄的制动力矩比第一制动蹄的制动力矩大2～3倍之多。由于制动时两蹄的法向反力不能互相平衡，因此属于一种非平衡式制动器。

虽然这种制动器在汽车前进制动时，其制动效能很高，且高于前述各种制动器，但在倒车制动时，其制动效能却是最低的。因此，仅用于少数轻、中型货车和轿车上

作前轮制动器。

1.2.6双向增力式制动器

如图1-2(f)所示，将单向增力式制动器的单活塞制动轮缸换以双活塞式制动轮缸，其上端的支承销也作为两蹄可共用的，则成为双向增力式制动器。对双向增力式制动器来说，不论汽车前进制动或倒退制动，该制动器均为增力式制动器。只是当制动鼓正向旋转时，前制动蹄为第一制动蹄，后制动蹄为第二制动蹄；而反向旋转时，第一制动蹄与第二制动蹄正好对调。第一制动蹄是增势领蹄，第二制动蹄不仅是增势领蹄，而且经顶杆传给它的推力Q要比制动轮缸给第一蹄或第二蹄的推力大很多。但制动时作用于第二蹄上端的制动轮缸推力起着减小第二蹄与支承销间压紧力的作用。双向增力式制动器也是属于非平衡式制动器。图3-14给出了双向增力式制动器(浮动支承)的几种结构方案，图1-14给出了双向增力式制动器(固定支点)另外几种结构方案。

双向增力式制动器在高级轿车上用得较多，而且往往将其作为行车制动与驻车制动共用的制动器，但行车制动是由液压通过制动轮缸产生制动蹄的张开力进行制动，而驻车制动则是用制动操纵手柄通过纲索拉绳及杠杆等操纵。另外，它也广泛用于汽车中央制动器，因为驻车制动要求制动器正、反向的制动效能都很高，而且驻车制动若不用于应急制动时不会产生高温，因而热衰退问题并不突出。

图3-13 双向增力式制动器（浮动支承）的结构方案

图3-14双向增力式制动器（固定支点）的结构方案

（a）一般形式；（b）浮动形式；（c）中心调整

1.3方案的确定

考虑到制动器的效能因素和制动器效能的稳定性，且领从蹄式制动器的蹄片与制动鼓之间的间隙易于调整，便于附装驻车制动装置，根据设计车型的特点及制动要求，并考虑到使结构简单，造价较低，也便于附装驻车制动机构等因数，本文选择凸轮式领从蹄式制动器作为设计方案。

第2章 理想制动力及其分配

2.1 东风EQ1090E 型汽车前轮制动器的设计参数

①空车总重 G 。=4080 kg

②满载总重 Ga =9290 kg

③ 负荷分配 满载：Ga 前=2360kg Ga=6930kg

④质心高度 空载：hg 。=845mm 满载：hga=1170mm

⑤轴距 L=3950mm (前轴至平衡轴中心)

⑥轮胎 9.00-20-10PR 滚动半径r=229mm

⑦制动力分配系数 空载：β=0.38 满载：β=0.38

⑧质心距前轴距离 空载：mm L 210001= 满载：mm L a 29501=

质心距后轴距离 空载：mm L 185002= 满载：mm L a 10002=

[注]：本文在计算过程中，为了方便计算，取：1kg=10N;g=102s m ; 计算单位全部采用国际单位制。

2.2 制动力与制动力分配系数

汽车制动时，如果忽略路面对车轮的滚动阻力矩和汽车回转质量的惯性力矩，则

任一角速度?>0的车轮，其力矩平衡方程为:

0=-e B f r F T 式（2-1） 式中：

f T ——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，N ·m ；

B F ——地面作用于车轮上的制动力，之间的摩擦力，又称为地面制即地面与轮胎动力，其方向与汽车行驶方向相反，N ；

e r ——车轮有效半径，m 。

令 f F = f T /e r 式(2-2)

即制动器制动力，它是在轮胎周缘克服制动器摩擦力矩所需的力，因此又称为制

动周缘力。f F 与地面制动力B F 的方向相反，当车轮角速度ω>0时，大小亦相等，且f F 仅由制动器结构参数所决定。即f F 取决于制动器的结构型式、尺寸、摩擦副的摩擦系