制動系統(tǒng)設(shè)計計算報告

1、-PAGE . z. . .可修編. .編號:-DPJS-011制動系統(tǒng)設(shè)計計算報告工程名稱：A級三廂轎車設(shè)計開發(fā)工程代號： 日期：校對：日期： 日期： 日期：2011年03月目 錄 TOC o 1-3 h z HYPERLINK l _Toc2805991321 系統(tǒng)概述 PAGEREF _Toc280599132 h 1HYPERLINK l _Toc2805991331.1 系統(tǒng)設(shè)計說明 PAGEREF _Toc280599133 h 1HYPERLINK l _Toc2805991341.2 系統(tǒng)構(gòu)造及組成 PAGEREF _Toc280599134 h 1HYPERLINK l _T

2、oc2805991351.3 系統(tǒng)設(shè)計原理及規(guī)* PAGEREF _Toc280599135 h 2HYPERLINK l _Toc2805991362 輸入條件 PAGEREF _Toc280599136 h 2HYPERLINK l _Toc2805991372.1 整車根本參數(shù) PAGEREF _Toc280599137 h 2HYPERLINK l _Toc2805991382.2 制動器參數(shù) PAGEREF _Toc280599138 h 3HYPERLINK l _Toc2805991392.3 制動踏板及傳動裝置參數(shù) PAGEREF _Toc280599139 h 3HYPERL

3、INK l _Toc2805991402.4 駐車手柄參數(shù) PAGEREF _Toc280599140 h 4HYPERLINK l _Toc2805991413 系統(tǒng)計算及驗(yàn)證 PAGEREF _Toc280599141 h 4HYPERLINK l _Toc2805991423.1 理想制動力分配與實(shí)際制動力分配 PAGEREF _Toc280599142 h 4HYPERLINK l _Toc2805991473.2 附著系數(shù)、制動強(qiáng)度及附著系數(shù)利用率 PAGEREF _Toc280599147 h 7HYPERLINK l _Toc2805991503.3 管路壓強(qiáng)計算 PAGEREF

4、 _Toc280599150 h 9HYPERLINK l _Toc2805991533.4 制動效能計算 PAGEREF _Toc280599153 h 11HYPERLINK l _Toc2805991563.5 制動踏板及傳動裝置校核 PAGEREF _Toc280599156 h 14HYPERLINK l _Toc2805991593.6 駐車制動計算 PAGEREF _Toc280599159 h 17HYPERLINK l _Toc2805991633.7 襯片磨損特性計算 PAGEREF _Toc280599163 h 19HYPERLINK l _Toc2805991644總

5、結(jié) PAGEREF _Toc280599164 h 19HYPERLINK l _Toc2805991655 制動踏板與地毯距離 PAGEREF _Toc280599165 h 21HYPERLINK l _Toc280599166參考文獻(xiàn) PAGEREF _Toc280599166 h 21-. z. . .可修編. .1系統(tǒng)概述1.1 系統(tǒng)設(shè)計說明只有制動性能良好、制動系統(tǒng)工作可靠的汽車才能充分發(fā)揮其動力性能。因此，在整車新產(chǎn)品開發(fā)設(shè)計中制動系統(tǒng)的匹配計算尤為重要。LF7133是在標(biāo)桿車的根底上設(shè)計開發(fā)的一款全新車型，其制動系統(tǒng)是在標(biāo)桿車制動系統(tǒng)為依托的前提下進(jìn)展設(shè)計開發(fā)。根據(jù)工程要求，需

6、要對制動系統(tǒng)各參數(shù)進(jìn)展計算與校核，以確保制動系統(tǒng)的正常使用，使系統(tǒng)中各零部件之間參數(shù)匹配合理，并且確保其滿足國家相關(guān)法律法規(guī)的要求。1.2 系統(tǒng)構(gòu)造及組成經(jīng)雙方確認(rèn)的設(shè)計依據(jù)和要求，LF7133制動系統(tǒng)采用同國內(nèi)外大量A級三廂轎車一致的液壓制動系統(tǒng)。制動系統(tǒng)包含以下裝置：行車制動系統(tǒng)：根據(jù)車輛配置選擇前后盤式或前盤后鼓制動器，制動踏板為吊掛式踏板，帶真空助力器，管路布置采用相互獨(dú)立的*型雙管路系統(tǒng)；駐車制動系統(tǒng)：為機(jī)械式手動后鼓式制動，采用遠(yuǎn)距離棘輪拉索操縱機(jī)構(gòu)；應(yīng)急制動系統(tǒng)：行車制動系統(tǒng)具有應(yīng)急特性，應(yīng)保證在行車制動只有一處管路失效的情況下，滿足應(yīng)急制動性能要求。LF7133制動系統(tǒng)主要由如

7、下部件組成。構(gòu)造簡圖如圖1所示：圖1 制動系統(tǒng)構(gòu)造簡圖1. 真空助力器帶制動主缸總成2.制動踏板 3.車輪4.輪速傳感器 5. 制動管路 6. 制動輪缸 7.ABS控制器1.3 系統(tǒng)設(shè)計原理及規(guī)*本計算報告根據(jù)總布置提供的整車參數(shù)、制動器與總泵及真空助力器廠家提供的數(shù)據(jù)、制動踏板、駐車操縱機(jī)構(gòu)選型進(jìn)展匹配計算，校核前/后制動力、制動效能、制動踏板力、駐車制動手柄力及駐坡極限傾角等，用以驗(yàn)證制動系統(tǒng)設(shè)計的合理性。本報告基于ABS不介入制動作用的前提下進(jìn)展計算。制動系統(tǒng)設(shè)計規(guī)*1)根本要求：車輛應(yīng)具備行車制動、應(yīng)急制動、駐車制動功能。2)法規(guī)要求： 行車制動性能要求表1 行車制動性能要求法規(guī)名稱車

8、輛類型制動初速度Km/h制動距離m減速度m/s2GB7528乘用車50205.9GB21670乘用車100706.43 應(yīng)急制動性能要求表2 應(yīng)急制動性能要求法規(guī)名稱車輛類型制動初速度Km/h制動距離m減速度m/s2GB7528乘用車50382.9GB21670乘用車1001682.44 駐車制動性能要求GB 21670-2008乘用車制動系統(tǒng)技術(shù)要求及試驗(yàn)方法規(guī)定能使?jié)M載車輛在20%的上下坡道上保持靜止。 操縱力要求GB 7258-2004機(jī)動車運(yùn)行平安技術(shù)條件的要求，其中的踏板力要求500N，踏板行程不超過120mm，駐車制動操縱手柄力400N。2輸入條件2.1 整車根本參數(shù)LF7133整

9、車輸入?yún)?shù)見表3：表3 整車輸入?yún)?shù)工程空載滿載備注代號數(shù)值代號數(shù)值空載質(zhì)量，Kgm11210m21475空載：整備質(zhì)量+110前軸載荷，Kg730788后軸載荷，Kg480687質(zhì)心高，mmHg1450Hg2511質(zhì)心距前軸距離，mmaf11011.6ar11187.7質(zhì)心距后軸距離，mmbr11538.4br21362.3軸距，mmL 2550車輪滾動半徑，mmR 293185/60 R15 84H2.2 制動器參數(shù)制動器根本參數(shù)見表4：表4 制動器參數(shù)工程前制動器盤式后制動器鼓式輪缸直徑，mm5419.05摩擦片摩擦系數(shù)0.380.38制動器效能因數(shù)0.762.24制動半徑,mm105.

10、2100摩擦片間隙(兩邊之和),mm0.412.3 制動踏板及傳動裝置參數(shù)制動時腳操縱制動踏板輸入力經(jīng)踏板臂與真空助力器放大，以便減輕駕駛勞動強(qiáng)度。制動踏板及傳動裝置參數(shù)見表5：表5制動踏板及傳動裝置參數(shù)工程數(shù)值備注制動踏板杠桿比2.77全行程，mm87效率因數(shù)0.85真空助力器構(gòu)造型式單膜片式膜片直徑9英寸真空助力比7.4拐點(diǎn)待供給商確認(rèn)真空度，Kpa66.7制動主缸構(gòu)造型式中心閥式待供給商確認(rèn)主缸直徑，mm20.64總行程，mm、43活塞空行程，mm1.5推桿與活塞間隙，mm1.52.4 駐車手柄參數(shù)制動手柄及機(jī)械效率因素參數(shù)見表6：表6 駐車手柄參數(shù)工程數(shù)值杠桿比7.2效率因數(shù)0.93系

11、統(tǒng)計算及驗(yàn)證3.1 理想制動力分配與實(shí)際制動力分配制動力理論分析地面作用于前、后車輪的法向反作用力如圖2所示：圖2 制開工況受力簡圖由圖2，對后輪接地點(diǎn)取力矩得:式中：地面對前輪的法向反作用力，N；汽車重力，N；汽車質(zhì)心至后軸中心線的水平距離，m；汽車質(zhì)量，kg；汽車質(zhì)心高度，m；軸距，m；汽車減速度，m/s。對前輪接地點(diǎn)取力矩，得:式中：地面對后輪的法向反作用力，N；汽車質(zhì)心至前軸中心線的距離，m。3.1.2 理想制動力與力矩在不同附著系數(shù)的路面上，前、后車輪同步抱死的條件是：前、后輪制動器制動力之和等于汽車的地面附著力；并且前、后輪制動器制動力分別等于各自的附著力，即為理想的前后制動力與力

12、矩。汽車附著力與力矩計算公式：前輪一個后輪一個可得出不同附著系數(shù)時理想制動力與力矩，見下表7：表7 理想制動力與力矩附著系數(shù)空載附著力 N(一個)空載附著力矩 N.M(一個)滿載附著力 N(一個)滿載附著力矩 N.M(一個)前輪后輪前輪后輪前輪后輪前輪后輪0000000000.1368.1629224.7371107.871765.84796400.6033322.1467117.376894.388970.2757.2518428.5482221.8748125.5646830.1734615.3266243.2408180.29070.31167.266611.4335342.009117

13、9.151288.71879.5399377.5921257.70520.41598.207773.3929468.2747226.60411776.2131114.787520.4306326.63240.52050.074914.4265600.6715267.9272292.6841321.066671.7563387.07250.62522.8661034.534739.1997303.11852838.121498.38831.5693439.02520.73016.5841133.716883.8591332.17883412.5241646.726999.8695482.4908

14、0.83531.2281211.9721034.65355.10774015.8941766.1061176.657517.46910.94066.7981269.3021191.572371.90544648.2311856.5191361.932543.960114623.2941305.7061354.625382.57185309.5341917.9661555.694561.9639 實(shí)際制動力分配比制動力分配系數(shù) 由汽車設(shè)計*工大，*洪欣主編，第2版制動器效能因數(shù)定義：得而由制動器制動力矩產(chǎn)生的車輪周緣力故=p為液壓系統(tǒng)中的壓力d為輪缸活塞的直徑BF為制動器效能因數(shù)r為制動器的作用

15、半徑R為車輪的滾動半徑M為制動器摩擦副間的制動力矩F0制動器輪缸的輸出力F由制動器制動力矩產(chǎn)生的車輪周緣力，即制動器制動力聯(lián)立以上可得經(jīng)過計算可得：見表8表8 分配比相關(guān)參數(shù)前輪缸徑,mm54前制動器有效半徑,mm105.2前制動器效能因數(shù)0.76后輪缸徑,mm19.05后制動器有效半徑,mm100后制動器效能因數(shù)2.24分配比0.741I曲線與曲線根據(jù)以上計算，可繪出空滿載狀態(tài)理想前后制動力分配曲線I曲線和實(shí)際前后制動力分配曲線曲線，如圖3。圖3 前后軸制動力分配曲線曲線位于I曲線下方時，制動時前輪先抱死。由上圖可知：滿載I曲線與曲線交點(diǎn)處附著系數(shù)大于1，制動時總是前輪先抱死。3.2附著系數(shù)

16、、制動強(qiáng)度及附著系數(shù)利用率 同步附著系數(shù)I曲線與曲線交點(diǎn)處的附著系數(shù)為同步附著系數(shù)，其為制動性能的一個重要參數(shù)，由汽車構(gòu)造參數(shù)所決定。同步附著系數(shù)：由以上計算公式，可計算出空、滿載同步附著系數(shù)，計算結(jié)果見下表9：表9 同步附著系數(shù)相關(guān)參數(shù)參數(shù)代號數(shù)值(空載)數(shù)值(滿載)同步附著系數(shù)0.7831.034由上可知，實(shí)際空載同步附著系數(shù)為0.783，實(shí)際滿載同步附著系數(shù)為1.034。而我國目前的道路路面狀況有較大改善，一般可達(dá)0.8左右，在高速路上可更高?？蛰d時=0.783滿足一般路面要求，滿載時因路面附著系數(shù)1在任何路面下均滿足前輪先抱死。由于本車采用ABS調(diào)節(jié)前后制動器的制動力，故在任意附著系數(shù)

17、路面時，實(shí)際前、后制動器制動力分配是近似符合I曲線的，同時也減輕了ABS系統(tǒng)工作壓力。說明前后制動器選型合理。 制動強(qiáng)度和附著系數(shù)利用率由公式 ：式中：前軸利用附著系數(shù)；后軸利用附著系數(shù)；a 前軸到質(zhì)心水平距，m； b 后軸到質(zhì)心水平距，m；z 制動強(qiáng)度。可繪出前后軸利用附著系數(shù)與制動強(qiáng)度的關(guān)系曲線，如圖4。圖4 利用附著系數(shù)與制動強(qiáng)度的關(guān)系曲線為了防止后軸抱死發(fā)生危險的側(cè)滑并提高制動效率，前軸附著系數(shù)曲線應(yīng)總在45度對角線上方，同時還應(yīng)靠近圖中的對角線=Z。由上圖可知，設(shè)計滿足要求。GB21670制動法規(guī)要求：1利用附著系數(shù)在0.20.8 之間，前后軸曲線應(yīng)都在直線=z+0.04/0.7下方

18、，從上圖可知，制動系統(tǒng)設(shè)計滿足該要求。2車輛處于各種載荷狀態(tài)時，當(dāng)制動強(qiáng)度Z處于0.150.8之間時，后軸的附著系數(shù)利用曲線不應(yīng)位于前軸的附著系數(shù)利用曲線之上，從上圖可知，制動系統(tǒng)設(shè)計滿足該要求。3當(dāng)制動強(qiáng)度Z處于0.150.8之間時, 后軸曲線應(yīng)位于直線Z=0.9下方。從上圖可知，制動系統(tǒng)設(shè)計滿足該要求。因此，LF7133車型制動系統(tǒng)滿足法規(guī)關(guān)于制動力在前后軸之間分配的協(xié)調(diào)性要求。由于LF7133車型制動系統(tǒng)采用ABS 系統(tǒng)，前后軸制動力分配會更加合理。3.3管路壓強(qiáng)計算 管路工作極限壓強(qiáng)1、制動器產(chǎn)生極限制動力時所需管路壓強(qiáng)管路的極限壓強(qiáng)在不考慮管路壓強(qiáng)損失時即為制動器產(chǎn)生極限制動力時的輪

19、缸壓強(qiáng)。理論上在不考慮ABS系統(tǒng)的作用應(yīng)該是在地面的附著系數(shù)到達(dá)同步附著系數(shù)時管路中的壓強(qiáng)。但滿載同步附著系數(shù)1.034大于1，實(shí)際附著系數(shù)最大為1，即附著系數(shù)為1路面上滿載時制動器產(chǎn)生的制動力為極限制動力。根據(jù)制動器制動力公式：=式中：P為液壓系統(tǒng)中的壓強(qiáng)d為輪缸活塞的直徑BF為制動器效能因數(shù)r為制動器的作用半徑R為車輪的滾動半徑Fz由制動器制動力矩產(chǎn)生的車輪周緣力，即制動器制動力經(jīng)過計算，管路壓強(qiáng)：=8.81；2、制動系統(tǒng)所能施加的極限壓強(qiáng)當(dāng)制動踏板力施加到500N時，主缸產(chǎn)生的壓強(qiáng)為制動系統(tǒng)能到達(dá)的極限壓強(qiáng)。制動踏板力制動踏板杠桿比制動踏板機(jī)械效率圖5真空助力器與總泵曲線特性通過查圖5。

20、輸入力對應(yīng)1178N時主缸輸出的壓強(qiáng)約為9.4經(jīng)過以上計算，可知制動過程中經(jīng)過駕駛員操縱制動踏板，制動系統(tǒng)所能提供的極限壓強(qiáng)大于理論制動所需要的極限壓強(qiáng)。說明設(shè)計符合要求。而且液壓制動系統(tǒng)管路的極限工作壓強(qiáng)小于10，因此本系統(tǒng)管路壓強(qiáng)符合要求。 管路一般工作壓強(qiáng)車輛一般行駛路面附著系數(shù)取0.8，在這樣的路面上制動過程分析：在附著系數(shù)為0.80.8的路面上制動時，前輪的壓力首先到達(dá)抱死拖滑狀態(tài)，當(dāng)管路中壓力繼續(xù)升高時，后輪制動力卻隨壓力的升高繼續(xù)增大，直到后輪也抱死拖滑。則，后輪抱死拖滑時，管路中的壓強(qiáng)已經(jīng)足夠大，此時管路壓強(qiáng)為一般常見工作狀態(tài)壓強(qiáng)簡稱：一般工作壓強(qiáng)。同計算方法得：管路壓力：=8

21、.11；液壓制動系統(tǒng)管路的一般工作壓強(qiáng)小于10，因此本系統(tǒng)管路壓強(qiáng)符合要求。3.4制動效能計算行車制動效能由法規(guī)要求，制動效能在滿載狀態(tài)下計算。為此，以車輛在良好路面附著系數(shù)上滿載行駛狀態(tài)進(jìn)展計算。1、ABS系統(tǒng)不參與制動作用時的制動效能滿載同步附著系數(shù)為1.034，則在附著系數(shù)的路面上前輪先抱死托滑。此時前輪制動力由表3-1查得：總制動力：減速度：制動距離公式為： V 制動初速度， km/h最大制動減速度，m/s2制動器的作用時間，取0.20.9s取0.5s當(dāng)時， 當(dāng)V=100 km/h計算得 S66.4m制動距離S70m，符合GB 21670-2008的規(guī)定；當(dāng)V=50 km/h計算得 S

22、19.9m制動距離S20m，恰好符合GB 7258-2004的規(guī)定2、ABS系統(tǒng)參與制動作用時的制動效能因?yàn)锳BS參與作用，前后車輪受ABS調(diào)節(jié)而同時停頓運(yùn)轉(zhuǎn)，同步附著系數(shù)即為附著系數(shù)。減速度： 當(dāng)時， 當(dāng)V=100 km/h計算得 S63m制動距離S70m，符合GB 21670-2008的規(guī)定；當(dāng)V=50 km/h計算得 S19.25m制動距離S20m，符合GB 7258-2004的規(guī)定失效制動效能1、一條制動回路失效時制動效能由于制動管路采用雙回路* 型布置，其最大優(yōu)點(diǎn)是任一回路失效時，仍能保持對角線兩個車輪制動器的工作。由于同軸左、右制動器的對稱性，任一回路失效時，仍能剩余50的制動力。

23、為此，以車輛在良好路面附著系數(shù)上滿載行駛狀態(tài)計算。ABS系統(tǒng)不參與制動作用時的制動效能減速度為行車制動的50 制動距離公式為： V 制動初速度， km/h最大制動減速度，m/s2制動器的作用時間，取0.20.9s取0.5s當(dāng)V=100 km/h計算得 S119m制動距離S168m，符合GB 21670-2008的規(guī)定；當(dāng)V=50 km/h計算得 S33.2m制動距離S38m，符合GB 7258-2004的規(guī)定ABS系統(tǒng)參與制動作用時的制動效能減速度為行車制動的50 制動距離公式為： V 制動初速度， km/h最大制動減速度，m/s2制動器的作用時間，取0.20.9s取0.5s當(dāng)V=100 km

24、/h計算得 S112.3m制動距離S168m，符合GB 21670-2008的規(guī)定；當(dāng)V=50 km/h計算得 S31.5m制動距離S38m，符合GB 7258-2004的規(guī)定2、真空助力器失效時制動效能真空助力器失效時，制動效能計算如下：制動壓力，制動踏板力， 根據(jù)法規(guī)要求，最大輸入力為500N。制動杠桿比制動主缸直徑，制動力計算公式：=前軸制動力單側(cè)：后軸制動力單側(cè)：總制動力：減速度：制動距離公式為： V 制動初速度， km/h最大制動減速度，m/s2制動器的作用時間，取0.20.9s取0.5s當(dāng)V=100 km/h計算得 S95.5m制動距離S168m，符合GB 21670-2008的規(guī)

25、定；當(dāng)V=50 km/h計算得 S27.3m制動距離S38m，符合GB 7258-2004的規(guī)定3.5制動踏板及傳動裝置校核主缸工作行程根據(jù)一次完全制動過程中輪缸的行程得：制動間隙，摩擦塊變形量，制動盤鼓變形量 試驗(yàn)確定前輪缸工作容積3.145420.84=1832mm3盤式：=0.4，=0.2，=0.2后輪缸工作容積3.1419.0522.54=712.5 mm3鼓式：=2.5考慮軟管變形，L左前=0.328 m；L右前=0.328 m；L左后=0.182 m； L右后=0.182 m； 軟管變形量1.1L左前+L右前+L左后+L右后1.12mL系數(shù)1.1表示單位長度的變形量，單位：mL/m

26、主缸容積為2+6210.4mm3活塞空行程:1.5mm活塞與推桿間隙:1.5mm 真空助力器反應(yīng)盤變形量：3mm主缸工作行程S0+1.5+1.5+324.56mm小于主缸總行程43mm，滿足設(shè)計要求。 制動踏板力及行程1制動踏板工作行程ip：制動踏板杠桿比，2.77：主缸行程，24.56mmSp=2.7724.5=68 mm 工作行程與總行程比68/87=0.78制動踏板全行程約為87mm，滿足GB7258-2004的規(guī)定：液壓型車制動在到達(dá)規(guī)定的制動效能時，制開工作行程不得超過踏板全行程的4/5。同時全行程小于乘用車法規(guī)要求120mm?？梢娭苿犹ぐ逍谐虧M足設(shè)計要求。2制動踏板力校核：由3.3

27、計算可知，制動系統(tǒng)管路一般工作壓力以滿載狀態(tài)在路面附著系數(shù)為0.8的路面制動為8.11MPa81.1bar真空助力器和總泵特性曲線供給商BOSCH提供，見圖6：圖6 S08真空助力器和總泵特性曲線從真空助力器和總泵特性曲線中可以查出：需要輸出液壓為8.11時，所對應(yīng)的真空助力器輸入端施加力應(yīng)為590N。由可得制動踏板力制動踏板杠桿比制動踏板機(jī)械效率由以上計算可知，制動踏板力F500N，符合GB 12676-1999的規(guī)定，根據(jù)設(shè)計經(jīng)歷。制動踏板力200300是比擬適宜駕駛員操縱的力。所以在采用配套真空助力器與總泵的情況下，制動踏板力能夠滿足法規(guī)要求。3.6駐車制動計算停駐極限傾角根據(jù)汽車后軸車

28、輪附著力Ff與制動力相等的條件，汽車在角度為的上坡路和下坡路上停駐時的制動力、分別為：式中坡度角質(zhì)心高度汽車滿載質(zhì)量汽車軸距汽車質(zhì)心至前軸中心線的距離可得汽車在上、下坡路上停駐時的坡度傾角、分別為：因此經(jīng)過計算，滿載時汽車可能停駐的極限上、下坡傾角見下表。表10停駐極限上、下坡傾角()()0.514.5187711.958420.617.6322914.015290.720.7795215.965590.823.9418317.813220.9 27.10004 19.56253 手柄操縱力根據(jù)汽車停駐在20%上坡的坡度上計算:地面對后輪附著力：=mg()=5750.2N對調(diào)隙桿端點(diǎn)取矩：F領(lǐng)

29、20=F拉101根據(jù)桿受力平衡：F領(lǐng)+ F拉=F從F領(lǐng)=5 F拉 F從=6 F拉根據(jù)力矩平衡：R= F領(lǐng)r2+ F從r2F拉=765.1N此時制動鼔內(nèi)受力簡圖如下列圖7所示：圖7：駐車制動鼓受力簡圖駐車制動裝置采用領(lǐng)從蹄式，其制動效能因數(shù)BF為2.24，根據(jù)公式由公式： =2/=2765.1/7.2/0.9得= 236.4(N)按照GB 12676-1999規(guī)定，駐車制動必須使?jié)M載車輛在20%的坡道上停駐, M1類車制動手柄力不超過400N，設(shè)計方案合理。 駐車制動效能采用GB21670法規(guī)要求計算駐車制動效能。以滿載狀態(tài)進(jìn)展計算。根據(jù)M1類車制動手柄力不超過400N，取手操控力最大為400N

30、,此時作用于車輛的制動力：(51.74400+60.5400)0.91002/293=2875.1N減速度：減速度大于滿足CB21670法規(guī)要求。說明駐車系統(tǒng)方案合理3.7襯片磨損特性計算制動器的能量負(fù)荷常以其比能量耗散率作為評價指標(biāo)。比能量耗散率又稱為單位功負(fù)荷或能量負(fù)荷，它表示單位摩擦面積在單位時間內(nèi)耗散的能量。雙軸汽車的單個前輪制動器和單個后輪制動器的比能量耗散率分別為：公式： 式中：滿載質(zhì)量；制動初速度；轎車取制動減速度；取制動時間，前后制動器襯片的摩擦面積經(jīng)過計算得： 轎車盤式制動器的比能量耗散率應(yīng)不大于，鼓式制動器的比能量耗散率應(yīng)不大于，說明前后制動摩擦塊選擇符合要求。4總結(jié)通過以上計算分析可知制動系統(tǒng)零件選型合理，制動性能滿足要