本设计中汽车的?值恒定，其?0值小于可能遇到的最大附着系数，使其在常遇附着系数范围内?不致过低。在?>?0的良好路面上紧急制动时，总是后轮先抱死。
5.制动器最大制动力矩
对于选取较大的同步附着系数?0值的汽车，从保证汽车制动时的稳定性出发，来确定各轴的最大制动力矩。当???0时，相应的极限制动强度q??，故所需的后轴和前轴的最大制动力矩为
Tf2max?G(L1?qhg)?re （5.13） L Tf1max??1??Tf2max （5.14）
对于本车即对于常遇到的道路条件较差、车速较低因而选取了较小的同步附着系数
?0值的汽车，为了保证在???0的良好的路面上（例如?=0.7）能够制动到后轴和前轴先后抱死滑移（此时制动强度q??），前、后轴的车轮制动器所能产生的最大制动力力矩为：
Tf1max?Z1?re?G(L2??hg)?re?3640N LTf2max?1???Tf1max?1558N
6.制动器因数
式(3.1)给出了制动器因数BF的表达式，它表示制动器的效能，又称为制动器效能因数。其实质是制动器在单位输入压力或力的作用下所能输出的力或力矩，用于评价不同结构型式的制动器的效能。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?TfPR (5.15)
式中：Tf——制动器的摩擦力矩；
R——制动鼓或制动盘的作用半径；
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P——输入力，一般取加于两制动蹄的张开力(或加于两制动块的压紧力)的平均值
为输入力。对于钳盘式制动器，两侧制动块对制动盘的压紧力均为P，则制动盘在其两侧工作面的作用半径上所受的摩擦力为2fP（f为盘与制动衬块间的摩擦系数），于是钳盘式制动器的制动器因数为
BF?2fP?2f (5.16) P式中：f为摩擦系数，本设计中取f=0.4；则BF=0.8
7.应急制动和驻车制动所需的制动力矩 1）.应急制动
应急制动时，后轮一般将抱死滑移，故后桥制动力为：
FB2?F2??magL1? （5.17）
L??hg此时所需的后桥制动力矩为：
FB2re?magL11540?9.8?1790?re??0.7?328?1764600.434N.mm
L??hg2920?0.7?850现用后轮制动器作为应急制动器，则单个后轮制动器的制动力矩为FB2re/2=882300.2173N.mm 2）.驻车制动
汽车上坡停驻时，后桥附着力为：
F2??mag?(hgL1cos??sin?) （5.18） LL汽车在下坡停驻时，后桥附着力为：
F2???mag?(hgL1cos??sin?)LL （5.19）
汽车可能停驻的极限上坡路倾角?1，可根据后桥上的附着力与制动力矩相等的条件求
hgL1得，由mag?(cos?1?sin?1)?magsin?1 （5.20）
LL 第 17 页
得?1?arctan?L10.7?1790
??28.31?L??hg2920?0.7?850同理可推出汽车可能停驻的极限?1是保证汽车上坡行驶的纵向稳定性的极限坡路倾角。下坡路倾角为?1??arctan?L1
?19.62?L??hg安装制动器的空间，制动驱动力源等条件允许的范围内，应力求后桥上上驻车制动力矩接近由?1所确定的极限值magresin?1?1540?9.8?328?sin28.31??2347580.74N.mm，并保证下坡路上停驻的坡度不小于法规的规定值。 8. 衬块磨损特性的计算
摩擦衬块的磨损受温度，摩擦力，滑磨速度，制动盘的材质及加工景况，以及衬块本身材质等许多因素的影响，因此在理论上计算磨损特性极为困难。但试验表明，影响磨损的最重要因素还是摩擦表面的温度和摩擦力。
从能量的观点来说，汽车制动过程即是将汽车的机械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，制动器几乎承担了汽车全部动能耗散的任务。此时，由于制动时间很短，实际上热量还来不及逸散到大气中就被制动器所吸收，致使制动器温度升高。这就是所谓制动器的能量负荷。能量负荷越大，则衬片（衬块）的磨损越严重。对于盘式制动器的衬块，其单位面积上的能量负荷比鼓式制动器衬片大许多，所以制动盘表面温度比制动鼓的高。
各种汽车的总质量及其制动衬片（衬块）的摩擦面积各不相同，因而有必要用一种相对的量作为评价能量负荷的指标。目前，各国常用的指标是比能量耗散率，即单位时间内衬片（衬块）单位面积耗散的能量，通常所用的计算单位为W/mm2。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
2)1?ma(v12?v2e1??? （5.21）
22tA12)1?ma(v12?v2e2??(1??) （5.22）
22tA2 第 18 页
t?v1?v2 （5.23） j式中，ma为汽车总质量；?为汽车回转质量系数；v1,v2为制动初速度和终速度（m/s）；j为制动减速度(m/s2);t为制动时间（s）；A,12A为前，后制动器衬片（衬块）的摩擦面积（mm2）;?为制动力分配系数。
在紧急制动到停车的情况下，v2=0,并可认为?=1，故
1mav12e1??? （5.24）
22tA11mav12e2??(1??) （5.25）
22tA2乘用车的盘式制动器在v1?100km/h(27.8m/s)和j?0.6g的条件下，比能量耗散率应不大于6.0W/mm2。
由于采用前盘后鼓，所以仅计算前轮衬块的摩擦特性。 t=27.8/6=4.63(s)
e1?11540?27.8?0.562??2.00(W/mm2)<6.0W/mm. 22?4.63?180?100另一个磨损特性指标是 衬片（衬块）单位摩擦面积的制动器摩擦力，称为比摩擦力f0。比摩擦力越大，则磨损越严重。单个车轮制动器的比摩擦力为
f0?M?RA
式中，M?为单个制动器的制动力矩；R为制动鼓半径（衬块平均半径Rm或有效半径；A为单个制动器的衬片（衬块）摩擦面积。 Re）所以f0?847540.848?22
?0.196（N/mm）
120?180?1009. 盘式制动器制动力矩的计算
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图 5.1盘式制动器的计算用图
盘式制动器的计算用简图如图 5.1所示，假设衬块的摩擦表面与制动盘接触良好，且各处的单位压力分布均匀，则盘式制动器的制动力矩为
Tf?2fNR （5.26）
式中：f——摩擦系数，取值0.4；
N——单侧制动块对制动盘的压紧力 R——作用半径
图 5.2 钳盘式制动器的作用半径计算用图
采用常见的扇形摩擦衬块，其径向尺寸不大，取R平均半径Rm或有效半径Re已足够精确。如图 4.2所示，平均半径为
Rm?R1?R22?100?140?120mm 2（4.8）
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