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因此可求出前后轴车轮的附着力为
Fφ1=（G*L1/L+Fb*hg/L）φ=G/L（L1+qhgφ） Fφ2=（G*L2/L-Fb*hg/L）φ=G/L（L2-qhgφ）
上式表明：汽车在附着系数φ为任一确定值的路面上制动时，各轴车轮附着力即极限制动力并非为常数，而是制动强度q或总制动力Fb的函数，当汽车各车轮制动器的制动力足够时，根据汽车前后轴的轴荷分配，以及前后车轮制动器制动力的分配、道路附着系数和坡度情况等，制动过程可能出现的情况有3种，即 （1）前轮先抱死拖滑，然后后轮再抱死拖滑 （2）后轮先抱死拖滑，然后前轮再抱死拖滑 （3）前后轮同时抱死拖滑
在上述3种情况中，第（3）种情况的附着条件利用得最好。
可得在附着系数φ的路面上，前后车轮同时抱死即前后轴车轮附着力同时被充分利用的条件为
Ff1+Ff2=Fb1+Fb2=Gφ
Ff1/Ff2=Fb1/Fb2=（L2+φhg）/（L1-φhg）
式中：Ff1——前轴车轮的制动器制动力
Ff2——后轴车轮的制动器制动力 Fb1——前轴车轮的地面制动力 Fb2——后轴车轮的地面制动力
Z1，Z2——地面对前后轴车轮的法向反力 G——汽车重力
L1，L2——汽车质心离前后轴的距离 hg——汽车质心高度
由上式可知，前后车轮同时抱死时，前后轮制动器的制动力Ff1、Ff2是φ的函数。
将上式绘成以Ff1、Ff2为坐标的曲线，即为理想的前后轮制动器制动力分配曲线，简称I曲线，如图所示
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图3.2 汽车的I曲线与?曲线
如果汽车前后轮制动器的制动力Ff1、Ff2能按I曲线的规律分配，则可保证汽车在任一附着系数φ的路面上制动时，均可使前后轮同时抱死。然而，目前大多数两轴汽车的前后制动器制动力之比为一定值，并且前制动器制动力Ff1与汽车总的制动器制动力Ff之比来表明分配的比例，成为汽车制动器制动力分配系数?，即
?=Ff1/Ff=Ff1/（Ff1+Ff2）=（L2+φhg）/L=0.39
得前后轮制动器制动力分别为
Ff1=70427N Ff2=45073N
3.2同步附着系数
由上式可得
Ff2/Ff1=（1-?）/?
在图中为一条通过坐标原点且斜率为1-?）/?的直线，它是具有制动器制动力分配系数?的汽车的实际前后制动器制动力分配线，简称?线。图中?线与I曲线交于B点，可求出B点处的附着系数φ=φ0=0.7，则称?线与I曲线交点处的辅助系数φ0为同步附着系数。对于前后制动器制动力为固定比值的汽车，只有在附着系数φ等于同步附着系数φ0的路面上，前后车轮制动器才会同时抱死，当汽车在不同φ值得路面上制动时，可能有以下3种情况。
当φ<φ0时：?线位于I曲线下方，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；
当Φ>φ0时：?线位于I曲线的上方，制动时总是后轮先抱死，这时容易发生后
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轴侧滑而使汽车失去方向稳定性；
当φ=φ0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
只有在φ=φ0的路面上，地面的附着条件才可以得到充分利用。附着条件的利用情况可以用附着系利用率ε来表示，ε可定义为
ε=Fb/Gφ=q/φ
当φ=φ0时，q=φ0，ε=1，利用率最高。
3.3制动强度和附着系数利用率
前面的式子已分别给出了制动强度q和附着系数利用率ε的定义式，下面在讨论一下当φ=φ0.φ<φ0和φ>φ0时的q和ε。 由
??L2??0hg LL1??0hg L1???求得
FB1?FB??Gq??G(L2??0hgq)
LG(L1??0hgq)
LFB1?FB(1??)?Gq(1??)?当???0时，FB1?F?1，FB2?F?2，故FB?G?，q??，??1。
当???0时，可能得到的最大总制动力取决于前轮刚刚首先抱死的条件，即
FB1?F?1，由上面的式子得：
FB?q?GL2?
L2?(?0??hg)L2?
L2?(?0??hg)??
L2
L2?(?0??hg) 第 13 页
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当???0时，可能得到的最大总制动力取决于后轮刚刚首先抱死的条件，即
FB2?F?2，由上面的式子得：
FB?q?GL1?
L1?(???0hg)L1?
L1?(???0hg)??L1
L1?(???0hg)对于?值恒定的汽车，为使其在常遇附着系数范围内?不致过低，其?0值总是选的小于可能遇到的最大附着系数。因此在???0的路面上紧急制动时，总是后轮先抱死。
3.4制动器最大制动力矩
由于选用的轮胎型号为11R22.5，子午线普通花纹轮胎。此轮胎断面宽279.4mm，滚动直径d=1143mm即轮胎在额定载荷时滚动直径，滚动半径为rr=572mm 制动器所产生的前后轮制动力矩，受车轮的计算力矩制约，即
Tf1?Tf1re?40284 Tf2?Ff2re?25782
3.5鼓式制动器的结构参数与摩擦系数
3.5.1鼓式制动器的结构参数 1、制动鼓内径D
输入力F0一定时，制动鼓内径越大，制动力矩越大，而且散热能力也越强。但D的增大受轮辋内径的限制。制动鼓和轮辋之间应保持足够的间隙，通常要求该间隙不小于20mm，否则不仅制动鼓散热条件太差，而且轮辋受热后可能粘住内胎或烤坏气门嘴。制动鼓应有足够的壁厚，用来保证有较大的刚度和热容量，以减少制动时的温升。制动鼓的直径小，刚度就大，并有利于保证制动鼓的加工精度。另外，制动鼓
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直径D与轮辋直径Dr之比的一般范围为
D/Dr=0.7-0.83
制动鼓内径尺寸应参照专业标准QC/T309—1999《制动鼓工作直径及制动蹄片宽度尺寸系列》选取，取D=440mm 2、摩擦衬片宽度b和包角?
实验表明，摩擦衬片包角?=90-100时，磨损最小，制动鼓温度最低，且制动效能最高。?角减小虽然有利于散热，但单位压力过高将加速磨损。实际上包角两端处的单位压力最小，因此过分延伸衬片的两端以加大包角，对减小单位压力的作用不大，而且将使制动作用不平顺，容易是制动器发生自锁。因此，包角一般不宜大于120.本次设计取?=100.
摩擦衬片宽度尺寸b的选取对摩擦衬片的使用寿命有影响。衬片宽度尺寸去窄些，则磨损速度快，衬片寿命短；若衬片宽度尺寸去宽些，则质量打，不易加工，并且增加了成本。
制动鼓半径R确定后，衬片的摩擦面积为Ap=R?b。制动器各蹄衬片总的摩擦面积∑Ap越大，制动时所受单位面子的正压力和能量负荷越小，从而磨损特性越好。根据国外统计资料来分析，单个车轮鼓式制动器的衬片的摩擦面积Ap随着汽车总质量的增加而增大，如下表： 汽车类 汽车总质量Ga（Kg） 单个制动器总的衬片摩擦面积A（cm2） 轿车 900——1500 1500——2500 货车及客车 1000——1500 1500——2500 2500——3500 3500——7000 7000——12000 100——200 200——300 120——200 150——250 250——400 300——650 550——1000
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