汽车制动器设计说明书

目录

绪论 (2)

1.鼓式制动器 (3)

1.1鼓式制动器原理 (3)

1.2鼓式制动器分类 (4)

1.3制动驱动机构的结构形式选择 (6)

1.3.1简单制动系 (6)

1.3.2动力制动系 (6)

1.3.3伺服制动系 (7)

2.制动系统设计计算 (11)

2.1制动系统主要参数数值 (11)

2.1.1相关主要技术参数 (12)

2.1.2同步附着系数分析 (13)

2.2制动器有关计算 (13)

2.2.1确定前后轴制动力矩分配系数β (14)

2.2.2制动器制动力矩的确定 (15)

2.2.3后轮制动器的结构参数与摩擦系数的选取 (15)

2.3制动气制动效能因数的计算 (16)

2.4制动器主要零部件的结构设计 (16)

3.制动性能分析 (17)

3.1制动性能评价指标 (17)

3.2制动效能 (18)

3.3制动效能恒定性 (18)

3.4制动时汽车的方向稳定性 (18)

3.5制动减速度j (18)

3.6制动距离s (19)

3.7摩擦衬片的磨损特性计算 (19)

3.8驻车制动计算 (20)

4.总结 (22)

5.参考文献 (23)

绪论

汽车制动系是用以强制行驶中的汽车减速或停车、使下坡行驶的汽车保持稳定以及使已停驶的汽车在原地驻留不动的机构。随着高速公路的迅速发展和车速的提高以及车流密度的日益增大，为了保证行车安全，汽车制动系的工作可靠性显得日益重要。也只有制动性能良好、制动系工作可靠的汽车，才能充分发挥其动力性能。

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；重型汽车或经常在山区行驶的汽车要增设应急制动装置及辅助制动装置；牵引汽车应有自动制动装置。

行车制动装置用作强制行驶中的汽车减速或停车，并使汽车在下短坡时保持适当的稳定速度。其驱动机构常采用双回路或多回路机构，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的停住在一定位置甚至斜坡上，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式的，以免其产生故障。

任何一套制动装置均有制动器和驱动机构两部分组成。制动器有鼓式制动器和盘式制动器之分。行车制动是用脚踩下制动踏板操纵车轮制动气来制动全部车轮，而驻车制动则采用手制动杆操纵，且具有专门的中央制动器或利用那个车轮制动气进行制动。中央制动器位于变速器之后的传动系中，用于制动变速器第二轴或传动轴。行车制动和驻车制动这两套制动装置必须是独立的制动驱动机构，而且每车必备。行车制动装置的驱动机构，分为液压和气压两种形式。用液压传递操纵力时还应有制动主港和制动轮缸以及管路；用气压传动时还应有空气压缩机、气路管道，贮气筒、控制阀和制动气室等。

重型载货汽车由于采用气压制动，故多对后轮制动器另设独立的有气压控制而以强力弹簧作为动力源的应急兼驻车制动驱动机构，也不再设置中央制动器。但也有一些重型汽车撤了采用上诉措施外，还保留了有气压驱动的中央制动器，以便提高制动系的可靠性。

1.鼓式制动器

1.1鼓式制动器原理

图1

如图所示，图中“1”为制动器的张开装置，“2”为制动器的领制动蹄，“3”为制动器的从制动蹄，“4”和“5”为制动器的摩擦片，“6”和“7”为制动器的复位弹簧，“8”和“9”为制动器的制动蹄支撑销。

当汽车需要制动的时候，张开装置“1”里面的分泵活塞顶块支出，从而使两制动蹄“2”、“3”围绕支撑销“8”、“9”转动，继而摩擦片“4”、“5”摩擦制动鼓，从而达到制动的效果。汽车制动后，复位弹簧“6”、“7”使两制动蹄恢复到初始位置。

1.2鼓式制动器分类

鼓式制动器是最早形式的汽车制动器，当盘式制动器还没有出现前，它已经

广泛用干各类汽车上。鼓式制动器又分为内张型鼓式制动器和外束型鼓式制动器两种结构型式。内张型鼓式制动器的摩擦元件是一对带有圆弧形摩擦蹄片的制动蹄，后者则安装在制动底板上，而制动底板则紧固在前桥的前梁或后桥桥壳半袖套管的凸缘上，其旋转的摩擦元件为制动鼓。车轮制动器的制动鼓均固定在轮鼓上。制动时，利用制动鼓的圆柱内表面与制动蹄摩擦路片的外表面作为一对摩擦表面在制动鼓上产生摩擦力矩，故又称为蹄式制动器。外束型鼓式制动器的固定摩擦元件是带有摩擦片且刚度较小的制动带，其旋转摩擦元件为制动鼓，并利用制动鼓的外因柱表面与制动带摩擦片的内圆弧面作为一对摩擦表面，产生摩擦力矩作用于制动鼓，故又称为带式制动器。在汽车制动系中，带式制动器曾仅用作一些汽车的中央制动器，但现代汽车已很少采用。所以内张型鼓式制动器通常简称为鼓式制动器，通常所说的鼓式制动器就是指这种内张型鼓式结构。鼓式制动

器按蹄的类型分为：

1.2.1领从蹄式制动器

如图所示，若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)，

则蹄1为领蹄，蹄2为从蹄。汽车倒车时制动

鼓的旋转方向变为反向旋转，则相应地使领蹄

与从蹄也就相互对调了。这种当制动鼓正、反

方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。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，故又称为增势蹄；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，故又称为减势蹄。“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。

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与倒车时的制动性能不变，且结构简单，造价较低，也便于附装驻车制动机构，故这种结构仍广泛用于中、重型载货汽车的前、后轮制动器及轿车的后轮制动器。

1.2.2.双领蹄式制动器

若在汽车前进时两制动蹄均为领蹄的制

动器，则称为双领蹄式制动器。显然，当汽

车倒车时这种制动器的两制动蹄又都变为从

蹄故它又可称为单向双领蹄式制动器。如图

2—5(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，两蹄对制动鼓作用的合力恰好相

互平衡，故属于平衡式制动器。

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。这种结构常用于中级轿车的前轮制动器，这是因为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。

1.2.3双向双领蹄式制动器

当制动鼓正向和反向旋转时，两制动助

均为领蹄的制动器则称为双向双领蹄式制动

器。它也属于平衡式制动器。由于双向双领

蹄式制动器在汽车前进及倒车时的制动性能

不变，因此广泛用于中、轻型载货汽车和部

分轿车的前、后车轮，但用作后轮制动器时，

则需另设中央制动器用于驻车制动。

1.2.4单向增力式制动器

单向增力式制动器如图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。由于制动时两蹄的法向反力不能相互平衡，因此它居于一种非平衡式制动器。单向增力式制动器在汽车前进制动时的制动效能很高，且高于前述的各种制动器，但在倒车制动时，其制动效能却是最低的。因此，它仅用于少数轻、中型货车和轿车上作为前轮制

动器。

1.2.5双向增力式制动器

将单向增力式制动器的单活塞式制动轮缸

换用双活塞式制动轮缸，其上端的支承销也作为两蹄共用的，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。

双向增力式制动器在大型高速轿车上用的较多，而且常常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经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钢索拉绳及杠杆等机械操纵系统进行操纵。双向增力式制动器也广泛用作汽车的中央制动器，因为驻车制动要求制动器正向、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也不会产生高温，故其热衰退问题并不突出。

但由于结构问题使它在制动过程中散热和排水性能差，容易导致制动效率下降。因此，在轿车领域上己经逐步退出让位给盘式制动器。但由于成本比较低，仍然在一些经济型车中使用，主要用于制动负荷比较小的后轮和驻车制动。本次设计最终采用的是领从蹄式制动器。

1.3制动驱动机构的结构形式选择

1.3.1简单制动系

简单制动系即人力制动系，是靠司机作用于制动塌板上或手柄上的力作为制动力原。而传力方式有、又有机械式和液压式两种。

机械式的靠杆系或钢丝绳传力，其结构简单，造价低廉，工作可靠，但机械效率低，因此仅用于中、小型汽车的驻车制动装置中。

液压式的简单制动系通常简称为液压制动系，用于行车制动装置。其优点是作用滞后时间短(o．1s—o．3s)，工作压力大(可达10 MPa—12MPa)，缸径尺寸小，可布置在制动器内部作为制动蹄的张开机构或制动块的压紧机构，使之结构简单、紧凑，质量小、造价低。但其有限的力传动比限制了它在汽车上的使用范围。另外，液压管路在过度受热时会形成气泡而影响传输，即产生所谓“汽阻”，使制动效能降低甚至失效；而当气温过低时(-25℃和更低时)，由于制动液的粘度增大，使工作的可靠性降低，以及当有局部损坏时，使整个系统都不能继续工作。液压式简单制动系曾广泛用于轿车、轻型及以下的货车和部分中型货车上。但由于其操纵较沉重，不能适应现代汽车提高操纵轻便性的要求，故当前仅多用于微型汽车上，在轿车和轻型汽车亡已极少采用。

1.3.2动力制动系

动力制动系是以发动机动力形成的气压或液压势能作为汽车制动的全部力源进行制动，而司机作用于制动踏板或手柄上的力仅用于对制动回路中控制元件的操纵。在简单制动系中的踏板力与其行程间的反比例关系在动力制动系中便不复存在，因此，此处的踏板力较小且可有适当的踏板行程。

动力制动系有气压制动系、气顶液式制动系和全液压动力制动系3种。

气压制动系

气压制动系是动力制动系最常见的型式，由于可获得较大的制动驱动力，且主车与被拖的挂车以及汽车列车之间制动驱动系统的连接装置结构简单、连接和断开均很方便，因此被广泛用于总质量为8t以上尤其是15t以上的载货汽车、越野汽车和客车上。但气压制动系必须采用空气压缩机、储气筒、制动阀等装置，使其结构复杂、笨重、轮廓尺寸大、造价高；管路中气压的产生和撤除均较慢，作用滞后时间较长(o．3s—o．9s)，因此，当制动阀到制动气室和储气筒的距离较远时，有必要加设气动的第二级控制元件——继动阀(即加速阀)以及快放阀；管路工作压力较低(一般为o．5MPa—o．7MPa)，因而制动气室的直径大，只能置于制动器之外，再通过杆件及凸轮或楔块驱动制动蹄，使非簧载质量增大；另外，制动气室排气时也有较大噪声。

气顶液式制动系

气顶液式制动系是动力制动系的另一种型式，即利用气压系统作为普通的液压制动系统主缸的驱动力源的一种制动驱动机构。它兼有液压制动和气压制动的主要优点。由于其气压系统的管路短，故作用滞后时间也较短。显然，其结构复杂、质量大、造价高，故主要用于重型汽车上，一部分总质量为9t—11t的中型汽车上也有所采用。

全液压动力制动系

全液压动力制动系除具有一般液压制动系统的优点外，还具有操纵轻便、制动反应快、制动能力强、受气阻影响较小、易于采用制动力调节装置和防滑移装置，及可与动力转向、液压悬架、举升机构及其他辅助设备共用液压泵和储油罐等优点。但其结构复杂、精密件多，对系统的密封性要求也较高，故并未得到广泛应用，目前仅用于某些高级轿车、大型客车以及极少数的重型矿用自卸汽车上。

1.3.3伺服制动系

伺服制动系是在人力液压制动系的基础上加设一套出其他能源提供的助力装置．使人力与动力可兼用，即兼用人力和发动机动力作为制功能源的制动系。在正常情况下，其输出工作压力主要出动力伺服系统产生，而在动力伺服系统失效时，仍可全由人力驱动液压系统产生一定程度的制动力。因此，在中级以上的轿车及轻、中型客、货汽车上得到了广泛的应用。

按伺服系统能源的不同，又有真空伺服制动系、气压伺服制动系和液压伺服制动系之分。其伺服能源分别为真空能(负气压能)、气压能和液压能。

液压分路系统的形式的选择

为了提高制动驱动机构的工作可靠性，保证行车安全，制动驱动机构至少应有两套独立的系统，即应是双回路系统，也就是说应将汽车的全部行车制动器的液压或气压管路分成两个或更多个相互独立的回路，以便当一个回路发生故障失效时，其他完好的回路仍能可靠地工作。

II型回路

前、后轮制动管路各成独立的回路系统，即一轴对一轴的分路型式，简称II型。其特点是管路布置最为简单，可与传统的单轮缸(或单制动气室)鼓式制动器相配合，成本较低。这种分路布置方案在各类汽车上均有采用，但在货车上用得最广泛。这一分路方案总后轮制动管路失效，则一旦前轮制动抱死就会失去

转弯制动能力。对于前轮驱动的轿车，当前轮管路失效而仅由后轮制动时，制动效能将明显降低并小于正常情况下的一半，另外，由于后桥负荷小于前轴，则过大的踏板力会使后轮抱死而导致汽车甩尾。

X型回路

后轮制功管路呈对角连接的两个独立的回路系统，即前轴的一侧车轮制动器与后桥的对侧车轮制动器同属于一个回路，称交叉型，简称X型。其特点是结构也很简单，一回路失效时仍能保持50％的制动效能，并且制动力的分配系数和同步附着系数没有变化，保证了制动时与整车负荷的适应性。此时前、后各有一侧车轮有制动作用，使制动力不对称，导致前轮将朝制动起作用车轮的一侧绕主销转动，使汽车失去方向稳定性。因此，采用这种分路力案的汽车，其主销偏移距应取负值(至20 mm)，这样，不平衡的制动力使车轮反向转动，改善了汽车的方向稳定性。

其他类型回路

左、右前轮制动器的半数轮缸与全部后轮制动器轮缸构成一个独立的回路，而两前轮制动器的另半数轮缸构成另一回路，可看成是一轴半对半个轴的分路型式，简称KI型。

两个独立的问路分别为两侧前轮制动器的半数轮缸和一个后轮制动器所组成，即半个轴与一轮对另半个轴与另一轮的瑚式，简称LL型。

两个独立的回路均由每个前、后制动器的半数缸所组成，即前、后半个轴对前、后半个轴的分路型式，简称HH型。这种型式的双回路系统的制功效能最好。HI、LL、HH型的织构均较复杂。LL型与HH型在任一回路失效时，前、后制动力的比值均与正常情况下相同，且剩余的总制动力可达到正常值的50％左占。HL 型单用回路，即一轴半时剩余制动力较大，但此时与LL型一样，在紧急制动时后轮极易先抱死。

2. 制动系统设计计算

2.1制动系统主要参数数值

2.1.1相关主要技术参数

整车质量： 空载：1550kg

满载：2000kg

质心位置： a=1.35m b=1.25m

质心高度： 空载：hg=0.95m

满载：hg=0.85m

轴 距： L=2.6m

轮 距: L 0=1.8m

最高车速： 160km/h

车轮工作半径：370mm

轮 胎： 195/60R14 85H

同步附着系数：0φ=0.6

2.1.2同步附着系数的分析

(1)当φ＜0φ时：制动时总是前轮先抱死，这是一种稳定工况，但丧失了转向能力；

(2)当φ＞0φ时：制动时总是后轮先抱死，这时容易发生后轴侧滑而使汽车失去方向稳定性；

(3)当φ＝0φ时：制动时汽车前、后轮同时抱死，是一种稳定工况，但也丧失了转向能力。

分析表明，汽车在同步附着系数为φ的路面上制动(前、后车轮同时抱死)时，其制动减速度为，即0φ=q ，q 为制动强度。而在其他附着系数φ的路面上制动时，达到前轮或后轮即将抱死的制动强度q ＜?这表明只有在φ＝0φ的路面上，地面的附着条件才可以得到充分利用。

根据相关资料查出轿车0?≥0.6，故取0?=0.6

2.2制动器有关计算

2.2.1确定前后轴制动力矩分配系数β

根据公式：β=（3-1）

得：β==0.67

2.2.2制动器最大制动力矩

由轮胎与路面附着系数所决定的前后轴最大附着力矩：

（3-2）

式中：——该车所能遇到的最大附着系数；

q——制动强度；

r——车轮有效半径；

e

——后轴最大制动力矩；

G——汽车满载质量；

L——汽车轴距；

其中q==0.66 （3-3）

故后轴=（ 1.35-0.66）

Nmm

后轮的制动力矩为1.57

前轴

====3.2Nmm 前轮的制动力矩为3.2

2.2.3后轮制动器的结构参数与摩擦系数的选取

1、制动鼓直径 D 轮胎规格为

195/60R15 85H

轮辋为15in

轮辋直径/in

12 13 14 15 16 制动鼓内

径/mm

轿车 200 220 240 260 ---- 货车 220 240 260 300 320 制动鼓内径=260mm

=15×25.4=381mm

根据轿车

在0.64～0.74之间选取 取=0.7

D =266mm ，

2、制动蹄摩擦衬片的包角β和宽度b

制动蹄摩擦衬片的包角β在β=?90～?120范围内选取。

取β=?100

根据单个制动器总的衬片米厂面积

取200～300

取A =300

=0.18 b =0.18×249=29mm

3、摩擦衬片初始角

的选取 根据 4、张开力P 作用线至制动器中心的距离a

根据a =0.8R

得：a =0.8×124.5=99.6mm

制动蹄支撑销中心的坐标位置k 与c

5、摩擦片摩擦系数

选择摩擦片时，不仅希望其摩擦系数要高些，而且还要求其热稳定行好，受温度和压力的影响小。不宜单纯地追求摩擦材料的高摩擦系数，摩擦系数

的稳定性和降低制动器对摩擦系数偏离正常值的敏感性的要求。在假设的理想条件下计算制动器的制动力矩，取f =0.3可使计算结果接近实际值。另外，在选择摩擦材料时，应尽量采用减少污染和对人体无害的材料。

所以选择摩擦系数f=0.3

2.3制动器制动因数计算

制动器因数BF表示制动器的效能，因此又称为制动器的效能因数。其实质是制动器在单位输入压力的作用下所能输出的力或力矩，用于评比不同结构形式的制动器的效能，制动器因数可定义为在制动鼓或制动盘的作用半径上所产生的摩擦力与输入力之比，即

BF=

式中-----制动器摩擦力矩；

R-----制动鼓或制动盘的作用半径；

P-----输入力，一般取加于两制动蹄的张开力的平均值为输入力。

对于鼓式制动器，设作用于两蹄的张开力分别是，制动鼓内圆柱面半径即制动鼓工作半径为R，两蹄给予制动鼓的摩擦力矩分别为，应提高对则两蹄的效能因数即制动蹄因数分别为：

=

=

整个鼓式制动器的制动器因数则为

BF===

当=P时，则

BF==

力矩平衡方程Ph+Nfc-Nb=0

由上式得：

1、领蹄制动蹄因数：

=（）

=0.79

2、从蹄制动蹄因数：

得

2.4制动器主要零部件的结构设计

2.4.1制动鼓

制动鼓应具有非常好的刚性和大的热容量，制动时温升不应超过极限值。制动鼓材料应与摩擦衬片相匹配，以保证具有高的摩擦系数并使工作表面磨损均匀。制动鼓相对于轮毂的对中是圆柱表面的配合来定位，并在两者装配紧固后精加工制动鼓内工作表面，以保证两者的轴线重合。两者装配后还需进行动平衡。其许用不平衡度对轿车为15N·cm～20 N·cm；对货车为30 N·cm～40N·cm。微型轿车要求其制动鼓工作表面的圆度和同轴度公差＜0.03mm，径向跳动量≤0．O 5mm，静不平衡度≤1．5N.cm。

制动鼓壁厚的选取主要是从其刚度和强度方面考虑。壁厚取大些也有利于增大其热容量，但试验表明，壁厚由ll mm增至20mm时，摩擦表面的平均最高温度变化并不大。一般铸造制动鼓的壁厚：轿车为7mm～12mm；中、重型载货汽车为13mm～18mm。制动鼓在闭口一侧外缘可开小孔，用于检查制动器间隙。本次设计采用的材料是灰口铸铁。

2.4.2制动蹄

制动蹄腹板和翼缘的厚度，轿车的约为3mm～5mm；货车的约为5mm～8mm。摩擦衬片的厚度，轿车多为4．5mm～5mm；货车多为8mm以上。衬片可铆接或粘贴在制动蹄上，粘贴的允许其磨损厚度较大，使用寿命增长，但不易更换衬片；铆接的噪声较小。本次制动蹄采用的材料为铸钢。

2.4.3制动底板

制动底板是除制动鼓外制动器各零件的安装基体，应保证各安装零件相互间的正

确位置。制功底板承受着制动器工作时的制动反力矩，因此它应有足够的刚度。为此，由钢板冲压成形的制动底板均只有凹凸起伏的形状。刚度不足会使制动力矩减小，踏板行程加大，衬片磨损也不均匀。本次设计采用灰口铸铁。

2.4.4制动蹄的支承

二自由度制动筛的支承，结构简单，并能使制动蹄相对制动鼓自行定位。为了使具有支承销的一个自由度的制动蹄的工作表面与制动鼓的工作表面同轴心，应使支承位置可调。例如采用偏心支承销或偏心轮。支承销由45号钢制造并高频淬火。其支座为可锻铸铁(KTH370—12)或球墨铸铁(QT400—18)件。青铜偏心轮可保持制动蹄腹板上的支承孔的完好性并防止这些零件的腐蚀磨损。

具有长支承销的支承能可靠地保持制动蹄的正确安装位置，避免侧向偏摆。有时在制动底板上附加一压紧装置，使制动蹄中部靠向制动底板，而在轮缸活塞顶块上或在张开机构调整推杆端部开槽供制动蹄腹板张开端插入，以保持制动蹄的正确位置。

2.4.5制动轮缸

制功轮缸为液压制动系采用的活塞式制动蹄张开机构，其结构简单，在车轮制动器中布置方便。轮缸的缸体由灰铸铁HT250制成。其缸简为通孔，需镗磨。活塞由铝合金制造。活塞外端压有钢制的开槽顶块，以支承插人槽中的制动蹄腹板端部或端部接头。轮缸的工作腔由装在活塞上的橡胶密封圈或靠在活塞内端面处的橡胶皮碗密封。多数制动轮缸有两个等直径活塞；少数有四个等直径活塞；双领路式制动器的两蹄则各用一个单活塞制动轮缸推动。本次设计采用的是HT250。

2.4.6凸轮式张开机构

凸轮式张开机构的凸轮及其轴是由45号钢模锻成一体的毛坯制造，在机加工后经高频淬火处理。凸轮及其轴由可锻铸铁或球墨铸铁的支架支承，而支架则用螺栓或铆钉固定在制动底板上。为了提高机构的传动效率，制动时凸轮是经过滚轮推动制动蹄张开。滚轮由45号钢制造，高频淬火。

2.4.7楔块式张开机构

楔块式张开机构，其壳体由可锻铸铁KTH370-12或球墨铸铁QT400-18制成并与制动底座铸成一体，制动时制动气室膜片在气压作用下推动楔块进而经滚

轮、柱塞等推动制动蹄使其张开。制动气室的壳体是由制动器外部以螺纹配合装到楔块张开机构的壳体上的。与凸轮式张开机构相比较，楔块式张开机构较复杂、造价也较高，但它有一系列的优点。其质量小、结构尺寸较紧凑，有更高的传动效率，操作时间较短。

3. 制动性能分析

3.1 制动性能评价指标

汽车制动性能主要由以下三个方面来评价：

1）制动效能，即制动距离和制动减速度；

2）制动效能的稳定性，即抗衰退性能；

3）制动时汽车的方向稳定性，即制动时汽车不发生跑偏、侧滑、以及失去转向能力的性能。

3.2 制动效能

制动效能是指在良好路面上，汽车以一定初速度制动到停车的制动距离或制动时汽车的减速度。制动效能是制动性能中最基本的评价指标。制动距离越小，制动减速度越大，汽车的制动效能就越好。

3.3 制动效能的恒定性

制动效能的恒定性主要指的是抗热衰性能。汽车在高速行驶或下长坡连续制动时制动效能保持的程度。因为制动过程实际上是把汽车行驶的动能通过制动器吸收转换为热能，所以制动器温度升高后能否保持在冷态时的制动效能，已成为设计制动器时要考虑的一个重要问题。

3.4 制动时汽车的方向稳定性

制动时汽车的方向稳定性，常用制动时汽车给定路径行驶的能力来评价。若制动时发生跑偏、侧滑或失去转向能力。则汽车将偏离原来的路径。

制动过程中汽车维持直线行驶，或按预定弯道行驶的能力称为方向稳定性。影响方向稳定性的包括制动跑偏、后轴侧滑或前轮失去转向能力三种情况。制动时发生跑偏、侧滑或失去转向能力时，汽车将偏离给定的行驶路径。因此，常用制动时汽车按给定路径行驶的能力来评价汽车制动时的方向稳定性，对制动距离和制动减速度两指标测试时都要求了其试验通道的宽度。

方向稳定性是从制动跑偏、侧滑以及失去转向能力等方面考验。

制动跑偏的原因有两个

1）汽车左右车轮，特别是转向轴左右车轮制动器制动力不相等。

2）制动时悬架导向杆系与转向系拉杆在运动学上的不协调（互相干涉）前者是由于制动调整误差造成的，是非系统的。而后者是属于系统性误差。侧滑是指汽车制动时某一轴的车轮或两轴的车轮发生横向滑动的现象。最危险的情况是在高速制动时后轴发生侧滑。防止后轴发生侧滑应使前后轴同时抱死或前轴先抱死后轴始终不抱死。

理论上分析如下，真正的评价是靠实验的。

3.5 制动减速度j

制动系的作用效果，可以用最大制动减速度及最小制动距离来评价。

假设汽车是在水平的，坚硬的道路上行驶，并且不考虑路面附着条件，因此制动力是由制动器产生。此时j=

式中：汽车前、后轮制动力矩的总合。

=+=785+1600=2385Nm

--滚动半径=370mm

Ga—汽车总重Ga=2000kg

代入数据得j=(785+1600)/0.377×2000=6.16m/s2

轿车制动减速度应在5.8—7m/s2,所以符合要求。

3.6 制动距离S

在匀减速度制动时，制动距离S为

S=1/3.6（+/2）+ /254

式中，:消除蹄与制动鼓间隙时间，取0.1s

：制动力增长过程所需时间取0.2s

故S=1/3.6（0.1+ 0.2/2）30+ 302/254×0.7=7.2m

轿车的最大制动距离为：=0.1V+V2/150

V取30km/小时。

+302/150=9m

=0.130

所以符合要求

3.7摩擦衬片（衬块）的磨损特性计算

摩擦衬片的磨损与摩擦副的材质，表面加工情况、温度、压力以及相对滑磨速度等多种因素有关，因此在理论上要精确计算磨损性能是困难的。但试验表明，摩擦表面的温度、压力、摩擦系数和表面状态等是影响磨损的重要因素。

汽车的制动过程，是将其机械能（动能、势能）的一部分转变为热量而耗散的过程。在制动强度很大的紧急制动过程中，制动器几乎承担了耗散汽车全部动力的任务。此时由于在短时间内制动摩擦产生的热量来不及逸散到大气中，致使制动器温度升高。此即所谓制动器的能量负荷。能量负荷愈大，则摩擦衬片（衬块）的磨损亦愈严重。

制动器的能量负荷常以其比能量耗散率作为评价指标。比能量耗散率又称为单位功负荷能量负荷，它表示单位摩擦面积在单位时间内耗散的能量，其单位是

1）比能量耗散率

双轴汽车的单个前轮制动器和单个后轮制动器的比能量耗散率分别为

=β

=（1-β）

式中：：汽车回转质量换算系数，紧急制动时，；

：汽车总质量；

：汽车制动初速度与终速度，m/s；计算时轿车取27.8；

t：制动时间s；按下式计算

t= =27.8/6=4.6s

j：制动减速度，2

/s

m；

m，j=0.6=0.6×10 62

/s

：前、后制动器衬片的摩擦面积；

A=7600mm2,质量在1.5—2.5/t的轿车摩擦衬片面积在200-300cm2,

1

A=30000mm2

故取

2

：制动力分配系数。

则=

轿车盘式制动器的比能量耗散率应不大于6.0，故符合要求。

（1-β）=

轿车鼓式制动器的比能量耗散率应不大于1.8，故符合要求。

2）比滑磨功

磨损和热的性能指标可用衬片在制动过程中由最高制动初速度至停车所完成的单位衬片面积的滑磨功，即比滑磨功

L来衡量：

f

式中：：汽车总质量

：车轮制动器各制动衬片的总摩擦面积，

==752；

:

：许用比滑磨功，轿车取10001500。

=

故符合要求。

3.8驻车制动计算

1)汽车可能停驻的极限上坡路倾斜角