毕业论文_普通货车制动器设计说明书_CAD图

毕业论文

1041普通货车制动器设计

设计说明书

前言

轻型载货车主要用于中、短途载货运输，一般能满足城区附近的货运要求，个别还用于客运。

第一章制动系设计

§1.1 概述

汽车制动系是用以强制行驶中的汽车减速或停车，使下坡形式的汽车的车速保持稳定以及使已停使的汽车在原地（包括在斜坡上）驻留不动的机构。随着高速公路的发展和车速的提高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。

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车速。其驱动机构常采用单回路、双回路或多回路结构，以保持其工作可靠。

行车制动装置由制动器和制动驱动机构两部分组成。制动器有鼓式与盘式之分。行车制动是用脚踩下制动踏板操纵车轮制动器来制动全部车轮。驱动机构分液压和气压两种型式。用液压传递操纵力时还应有操纵主缸和制动轮缸以及管路；用气压操纵是还应有空气压缩机、气路管道、贮气筒、控制阀和制动气室等。

行车制动应满足如下要求：

一、适应有关要求和法规的规定。各项性能指标除应满足设计任务书的

规定和国家标准、法规制定的有关要求外，也应考虑销售对象国家

和地区的法规和用户要求。

二、具有足够的制动效能。行车制动效能是用在一定的制动初速度下或

最大踏板力下的制动减速度和制动距离两项指标来评定。

三、工作可靠。行车制动装置的制动驱动机构至少应有两套独立的管路，

当其中一套失效时，另一套应保证汽车制动效能不低于正常值的

30%。

四、制动效能的热稳定性好。

五、制动时的操纵稳定性好。即以任何速度制动，汽车都不应当失去操

纵性和方向稳定性。为此，汽车前、后轮制动器的制动力矩应有适

当的比例，最好能随各轴间载荷转移情况而变化；同一轴上左、右

车轮制动器的制动力矩应相同。

六、制动踏板的位置和行程符合人——机工程学要求，即操作方便性好，

操纵轻便，舒适，能减少疲劳。踏板行程不大于170mm,其中考虑了

摩擦衬片或衬块的容许磨损量。各国法规规定，制动的最大踏板力

一般为700N。设计时，紧急制动（约占制动总次数的5%～10%）踏

板力的选取范围为350～550N采用伺服制动或动力制动应取小值。

七、作用滞后的时间要尽可能的短，包括从制动踏板开始动作至达到给

定制动效能水平的时间（制动滞后时间）和从开放踏板至完全解除

制动的时间（解除制动滞后时间）。

八、制动时不应产生振动和噪声。

九、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。

十、制动系中应有音响或光信号等报警装置以便能及时发现制动驱动机

件的故障和功能失效；制动系中也应有必要的安全装置；例如一旦

主，挂之间的连接制动管路损坏，应有防止压缩空气继续漏失的装

置；在行驶过程中挂车一旦脱挂，亦应有安全装置驱使驻车制动将

其停驻。

十一、能全天侯使用，气温高时液压制动管路不应有气阻现象；气温低时制动管路不应出现结冰。

十二、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。

§1.2 制动器的结构形式及选择

除了辅助制动装置是利用发动机排气或其它缓速措施对下长坡的汽车进行减缓或稳定车速外，汽车制动器几乎都是机械摩擦式的，既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。

汽车制动器按其在汽车上的位置分车轮制动器和中央制动器，前者是安装在车轮处，后者则安装在传动系某轴上，例如变速器第二轴的后端或传动轴的前端。摩擦式制动器按其旋转元件的形状有可分为鼓式和盘式两大类。鼓式制动器又分为内张式鼓式制动器和外束型鼓式制动器。内张型鼓式制动器的固定摩擦元件是一对带有摩擦蹄片的制动蹄，后者又安装在制动底板上，而制动底板则又紧固于前梁或后桥壳的突缘上或变速器壳或与其相固定的支架上；其旋转摩擦元件为固定在轮毂上或变速器第二轴后端的制动鼓，并利用制动鼓的圆柱内表面与制动蹄摩擦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，并利用制动鼓的外圆柱表面和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，故又称带式制动器。在汽车制动器中带式制动器曾仅用于某些汽车的中央制动器，现在汽车已很少使用。由于外束型鼓式制动器通常简称为带式制动器，而且在汽车上已很少使用，所以内张型鼓式制动器通常称为鼓式制动器，而通常所说的鼓式制动器即是这种内张型鼓式结构。盘式制动器的旋转元件是一个垂向安放且以两侧面为工作面的制动盘，其固定摩擦元件一般是位于制动盘两侧并带有摩擦片的制动块。当制动盘被两侧的制动块夹紧时，摩擦表面便产生作用于制动盘上的摩擦力矩。盘式制动器常用作轿车的车轮制动器，也可用于各种汽车的中央制动器。

综上所述，故选鼓式制动器。

鼓式制动器的结构型式及选择：

鼓式制动器可按其制动蹄的受力情况分类（见图1-1）他们的制动效能、制动鼓的受力平衡状况以及车轮旋转方向对制动效能的影响均不同。

制动蹄按其张开时的转动方向和制动鼓的旋转方向是一致的，有领蹄和从蹄之分。制动蹄张开时的旋转方向和制动鼓旋转方向是一致的制动蹄，称为领蹄；反之，则称为从蹄。

图1-1 鼓式制动器示意图

一、领从蹄式

领从蹄式制动器的每块蹄片都有自己的固定点，而且两固定支点位于两蹄的同一端（图1-1a）。张开装置有两种形式，第一种用凸轮或楔块式张开装置。其中，平衡凸块和楔块式张开装置中的制动凸轮和制动楔块是浮动的，故能保证作用在两蹄上的张开力相等。第二种用两个活塞直径相等的轮缸（液压传动），可保证作用在两蹄上的张开力相等。

领丛蹄式制动器的效能和效能稳定性，在各式制动器中居中游：前进、倒退行驶的制动效果不变；结构简单，成本低；便于附装驻车制动驱动机构；调整蹄片与制动鼓之间的间隙工作容易。但领丛蹄式制动器也有两蹄片上的单位压力不等（在两蹄上摩擦衬片面积相同的条件下），故两蹄片磨损不均匀，寿命不同的特点。此外，因只有一个轮缸，两蹄必须在同一驱动回路作用下工作。

领丛蹄式制动器得到广泛的应用，特别是轿车和轻型货车、客车的后轮制动器用得较多。

二、双领蹄式

双领蹄式制动器的两块蹄片各有自己的固定支点，而且两固定支点位于两蹄的不同端，如图1-1b所示，领蹄的固定端在下方，从蹄的固定端在上方。每

块蹄片有各自独立的张开装置，而且位于与固定支点相对应的一方。

汽车前进制动时，这种制动器的制动效能相当高。由于有两个轮缸，故可以用两个各自独立的回路分别驱动两蹄片。除此之外，这种制动器还有调整蹄片和制动鼓之间的间隙工作容易进行和两蹄片上的单位压力相等，使之磨损均匀，寿命相同等优点。双领蹄式制动器的制动效能稳定性，仅强于增力式制动器。当倒车制动时，由于两蹄片皆为双从蹄，使制动效能明显下降。与领从蹄制动器比较，由于多了一个轮缸，使结构略显复杂。

这种制动器适用于前进制动时前轴的轴荷及附着力大于后轴，而倒车制动时则相反的汽车上。它之所以不用于后轮，还因为两个互相成中心对称的轮缸，难以附加驻车制动驱动机构。

三、双向双领蹄式

双向双领蹄式制动器的结构特点是两蹄片浮动，用各有两个活塞的轮缸张开蹄片（图1-1c）.

无论是前进或者是后退制动时，这种制动器的两块蹄片始终为领蹄，所以制动效能相当高，而且不变。由于制动器内设有两个轮缸，所以适用于双回路驱动机构。当一条管路失效后，制动器转变为领从蹄式制动器。除此之外，双向双领蹄制动器的两蹄片上单位压力相等，因而磨损均匀，寿命相同。双向双领蹄式制动器因有两个轮缸，故结构上复杂，且调整蹄片与制动鼓之间的间隙工作困难是它的缺点。

这种制动器得到比较广泛的应用。如用于后轮，则需要另设中央制动器。

四、双从蹄式

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（图1-1d）。

双从蹄式制动器的制动效能稳定性最好，但因制动器效能最低，所以很少采用。

五、单向增力式

单向增力式制动器的两蹄片只有一个固定支点，两蹄下端经推杆相互连接成

一体，制动器仅有一个轮缸用来产生推力张开蹄片（图1-1e ）。

汽车前进制动时，两蹄片皆为领蹄，次领蹄上不存在轮缸张开力，而且由于

领蹄上的摩擦力经推杆作用到次领蹄，使制动器效能很高，居各式制动器之首。

与双向增力式制动器比较，这种制动器的结构比较简单。因两块蹄片都是领蹄，

所以制动器效能稳定性相当差。倒车制动时，两领蹄又皆为从蹄，结果制动效能

很低。因两蹄片上单位压力不等，造成蹄片磨损不均匀，寿命不一样。这种制动

器只有一个轮缸，故不适合用于双回路驱动机构；另外由于两蹄片下部联动，使

调整蹄片间隙工作变得困难。

少数轻、中型货车用来作前制动器。

六、双向增力式

双向增力式制动器的两蹄片端部各有一个制动时不同时使用的共同支点，支

点下方有一个轮缸，内装两个活塞用来同时驱动张开两蹄片，两蹄片下方经推杆

连接成一体（图1-1f ）。

与单向增力式不同的是次蹄片上也作用有来自轮缸活塞推压的张开力，尽管

这个张开力的制动力矩能大到主领蹄制动力矩的2——3倍。因此，采用这种制

动器后，即使制动驱动机构中不用伺服装置，也可以借助很小的踏板力得到很大

的制动力矩。这种制动器前进与倒车的制动效果不变。

双向增力式制动器因两蹄片均为领蹄，所以制动器效能稳定性比较差。除此

之外，两蹄片上的单位压力不等，故磨损不均匀 ，寿命不同。调整间隙工作与

单向增力式一样比较困难。因只有一个轮缸，故制动器不适合用于有的双回路驱

动机构。

上述制动器的特点是用制动器效能、效能的稳定性和摩擦衬片磨损均匀程度

来评价。增力式制动器效能最高，双领蹄次之，领从蹄式更次之，还有一种双领

蹄式制动器的效能最低，故极少采用。而就工作稳定性来考虑，名次排列正好与

效能排列相反，双从蹄式最好，增力式最差。摩擦系数的变化是影响制动器工作

效能稳定性的主要因素。

还应指出，制动器的效能不仅与制动器的结构型式、结构参数和摩擦系数有

关，也受到其他因素的影响。例如制动器摩擦衬片与制动鼓仅在衬片的中部接触

时，输出的制动力矩最小；而在衬片的两端接触时，输出的制动力矩最大。制动

器的效能常以制动效能因数或简称制动因数BF （brake factor ）来衡量，制动

因数BF 可用下式表达：

P fN fN BF /)21(+=

式中：21,fN fN ——制动器摩擦副间的摩擦力；

21,N N ——制动器摩擦副间的法向力，对平衡式鼓式制动器和盘式制动

器：21N N =

f ——制动器摩擦副间的摩擦系数；

p ——鼓式制动器的蹄端作用力。

基本尺寸比例相同的各种内张式制动器的制动因数BF与摩擦系数f之间的关系如（图1-2）所示。BF值越大，即制动效能好。在制动过程中由于热衰退，摩擦系数是变化的。因此摩擦系数变化时，BF值变化小的，制动器效能稳定性就好。

综上所述，本设计选双向增力式制动器。在行车制动器中装有驻车制动器。前轮采用单回路。后轮有驻车制动器，一旦油关失效驻车可充当刹车。

图1-2 鼓式制动器效能因数与摩擦因数的关系

1-双向增力式 2-双领蹄式 3-领从蹄式 4-双从蹄式

§1.3 制动系的主要参数及其选择

制动系设计中的需要给定的整车参数有：

型式平头、双轴、后桥驱动、轻型载货汽车

载重量2000

全长4800

最宽1860

总高空车2100 满载2065

轴距2800

轮距前1480 后1470

前悬700

后悬1250

整备重量（包括燃料、水、备胎）2000

满载总重4195

空车轴荷分配前轴1000 50%

后轴1000 50%

满载轴荷分配 前轴 1384 33% 后轴 2810 67%

货厢外形尺寸 长 3120 宽 1850 高 450 货厢内部尺寸 长 3000 宽 1770 高 400 货厢底板距地面高度 空车时 950

满载时 865 最小离地间隙（满载） 前轴下部 185 mm 后桥壳下部 190 mm 发动机油底壳下 215mm 最大涉水深度 450 接近角 42 离去角 31 纵向通过半径 最大爬坡度 20度 最小转弯半径 5.7m 最高车速 满载时 100km/h （85km/h ） 燃油消耗量 满载时 小于 9.5升/百公里 汽车质量参数的确定

汽车装载量=2000kg 设计乘员数 3人 满人数质量为3*65kg=195kg

汽车整备质量利用系数0m =1 （柴油机取0.8~1） 故汽车整备质量=2000kg

故汽车总重=4195kg

一、鼓式制动器主要参数的确定

1、制动鼓内径D ：

轮辋直径Dr=16*22=352mm ；

输入力F 0一定时，制动鼓内径越大，制动力矩越大，且散热能力也越强。

但增大D 受轮辋内径限制，制动鼓与轮辋之间应保持足够的间隙，通常要求该间隙不大于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，以减小制动时的温升。制动鼓的直径小，刚度就大，并且有利于保证制动鼓的加工精度。

制动鼓与轮辋直径之比D/Dr 的范围如下：

轿车： D/Dr=0.64～0.74

货车： D/Dr=0.70～0.83

D = 352*0.82 = 289 mm ； （1-1）

轮毂内径：D=290mm 。

2、制动蹄摩擦衬片的包角β和宽度b

实验表明摩擦衬片包角β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，而且将使制动不平顺，容易使制动器发生自锁。因此，包角一般不宜大于120°。

故取 β = 110°

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。衬片宽度尺寸取窄些，则磨损速度快，衬片寿命短；若衬片宽度尺寸取宽些则质量大，不易加工，并且增加成本，过大也不宜保证与制动鼓全面接触。

制动鼓半径R 确定后，衬片的摩擦面积为Ap=R βb.制动器各蹄衬片总得摩擦面积∑A P 越大，制动时所受单位面积的正压力和能量负荷越小，从而磨损特性越好。

根据国外统计资料分析，单个车轮鼓式制动器的衬片面积随汽车总质量增大而增大，

由货车质量单个制动器总的衬片面积A p =150～250cm 2

m m R A b m m m m R Rb Ap P 68944.1150100200/944

.18.1/180/1001502/300=??========βππββ

（1-2）

取b=65 mm

3、摩擦衬片起始角0β

一般将衬片布置在制动蹄的中央，即令

2/900ββ-= 如图所示，有时为了适应单位压力的分布情况，将衬片相对于最大压力点对称布置，以改善制动效能和磨损的均匀性和制动性能。故取

090110/235β=-=

（1-3）

4、张开力0F 作用线到制动器中心的距离a

在保证轮缸或制动凸轮能够布置于制动鼓内的条件下，应使距离a 尽可能大，以提高制动效能：

mm R a 1201508.08.0=?== （1-4）

取a=110mm

图1-3 鼓式制动器的主要几何参数

5、制动蹄支撑点位置坐标k和c

在保证两蹄支撑端面不致相互干涉的条件下，使c尽可能的大，k尽可能小，暂定

c =0.8R =120 mm 取c=110mm

k = 20 mm.

6、摩擦片摩擦系数f

选择摩擦片时不仅希望其摩擦系数要高些，更要求其稳定性要好，受高温度和压力影响要小。不能单纯地追求摩擦材料的高摩擦系数，应提高对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，后者对蹄式制动器是非常重要的。各种制动器用摩擦材料的摩擦系数的稳定值约为0.3～0.5，少数可达0.7。一般来说，摩擦系数愈高的材料，其耐磨性愈差。所以在制动器设计时并非一定要追求高摩擦系数的材料。

故取 f=0.30。

第二章制动器的设计计算

§2.1 鼓式制动器的设计计算

一、压力沿衬片长度方向的分布规律

除摩擦衬片因有弹性容易变形外，制动鼓蹄片和支承也有变形所以，计算法向力在摩擦衬片上的分布规律比较困难。通常只考虑衬片径向变形的影响，其他零件变形的影响较小而忽略不计。

制动蹄有一个自由度和两个自由度之分，本设计的制动蹄有两个自由度，两个自由度的紧蹄摩擦衬片径向变形规律，如图2-1所示将坐标原点取在制动鼓中

心o点。y

1坐标轴线通过蹄片的瞬时转动中心a

1

点。

图2-1 计算制动蹄摩擦称片径向变形简图

制动时，由于摩擦衬片变形，蹄片一面绕瞬时转动中心移动，同时还顺着摩擦力作用的方向沿支承面移动。结果蹄片中心位于O

1

点，因而未改变的摩擦衬

片的表面轮廓（E，E

1线）就沿OO

1

方向移动进入制动鼓内，显然，表面上所有

点在这个方向的变形是一样的，位于半径OB

1上的任意点B

1

的变形就是B

1

B

1

ˊ

线段，所以同样一些点的径向变1δ为

111111cos ?βδ'≈=B C B

考虑到() 9011-+≈a ??和

max 111δ=='OO B B r 所以对于紧蹄的径向变形1δ和压力P 1

为： )sin()

sin(11max 1111max 11?δδ?+≈+≈a a p p （2-1）

式中：1a ----------为任意半径OB 1和y 1轴之间的夹角；

1?-----------最大压力线OO 1与X 1

轴之间的夹角； 1ψ ------------半径OB 1和OO 1

线之间的夹角； 所以可以认为：对于尚未磨合的新制动蹄衬片，沿其长度方向的压力分布符合正弦曲线规律。

沿摩擦衬片长度方向压力分布不均匀程度，可用不均匀系数评价：

?p q q /max =

式中max q -------制动蹄衬片上的最大压力；

p q -------在同等制动力矩作用下，假想压力分布均匀时的压力。

在计算鼓式制动器时，必须建立制动蹄对制动鼓的压紧力与所产生的制动力矩之间的关系。

为计算制动蹄片上的力矩TTf1，在摩擦衬片表面上取一横向单元面积，并使其位于与y1轴的交点为a 处，单元面积为bRda ，其中b 为摩擦衬片宽度，R 为制动鼓半径，da 为单元面积的包角，如图（5）所示。

由制动鼓作用在摩擦衬片单元面积的法向反力为：

ada b q VqbRVda dN sin max == （2-2）

而摩擦力fdN 产生制动力矩为

ada f bR q dNfR dT Tf sin 2max ==

在由a a '''区段上积分上式，得

)

cos (cos 2max a a f bR q T Tf ''-'= （2-3）

当法向压力均布时

)(2a a f dR q T bRda

q dN p Tf p ''-'== （2-4）

不均匀系数

)cos /(cos )a a a a ''-'''+'-=?（

图2-2 制动力矩的计算用简图

17.135cos 2180/110 )

cos /(cos )=?=''-'''+'-=?

π）（（a a a a 其中：

ββ''=',1a 前面已选定为35度

514,35,514,352211="='="='a a a a

所以： 17.11=? 17.12=?

式（2-3）和（2-4）给出的是由压力计算制动力矩的方法，单在实际计算中采用由张开力p 计算制动力矩T f 的方法则更为方便。前蹄产生的制动力矩TTf

可表达如下：

11P fN T Tf = （2-5）

式中 N 1——单元法向的合力；

1ρ ——摩擦力fN 1

的作用半径（见图2-2） 为了求的力N1和张开力P1的关系式，写出制动蹄上力的平衡方程式： 00

)sin (cos cos 1111111101=+'-=+-+N fp C s a p f N s a P x x δδ （2-6）

式中 111N X 轴与力--δ的作用线之间的夹角；

S1x ——支撑反力Q 在X1轴上的投影。

解式 （2-6），得

11111)sin (cos /[ρδδf f c hp N -+'= （2-7）

图2-3 张开力计算用简图

对于前蹄可用下式表达为

1

1111111])sin (cos /[B P f f c fhp P T Tf =-+'=ρδδ （2-8）

对于后蹄可类似地表示为 22222222])sin (cos /[B P f f c fhp P T Tf =-+'=ρδδ （2-9）

为了确定2121,,,δδρρ，必须求出法向力N 及其分量。如果将dN （见图2-3）看作是它投影在x1轴和y1轴上的分量dNx 和dNy 的合力，根据式（2-2）有：

4

/)2sin 2sin 2(sin sin max 2max a a bR q ada bR q a dN N a

a a a X '+''-=

?=?=''''''β （2-10） 4/)2cos 2(cos cos sin cos max max a a bR q ada

a bR q a dN Ny a a a

a ''-'=?=?='''''' （2-11）

因此

)]2sin 2sin 2/()2cos 2s arctan[(co )/arctan(a a a a N N x y '+''-'-'==βδ

式中 a a '-''=β

110,35,145=='=''βa a

所以

66.81=δ 61.82=δ

根据式（2-3）和式（2-5），并考虑到

2/1221）

（y X N N N += 则有

2/1221

])2s i n 2s i n 2()2c o s 2/[(c o s )]cos (cos 4[R a a a a a a R '+''-+''-'''-'=β 所以： R 1=152.6mm R 2=158.7mm

又因： 0cos /a c c ='

其中 ?=200

a mm c 06.117=' 所以：mm D 3.1751= mm D 6.752

= 对具有两蹄的制动器来说，其制动鼓上的制动力矩等于两蹄摩擦力矩之和，即

221121D P D P T T T f f f ==+= （2-12）

对于液压驱动的制动器来说，21P P =，所需的张开力为

)/(21D D T P f +=

（说明：制动力矩T ，由法规规定的满载时最小制动距离是计算出所需的最

大刹车制动力矩得出）

所以： P=7000N ；

计算鼓式制动器，必须检查蹄有无自锁的可能。由式（2-7）得出自锁条件。当式（2-7）中的分母等于零时，蹄自锁，即

0)sin (cos 111=-+'fp f c δδ

如果式

)sin /(cos 111δδc p c f '-'?

成立，则不会自锁。

因为：

30.082.0)sin /(cos 111=?='-'f c p c δδ

故，制动蹄不会自锁。

§2.2 摩擦衬片的磨损特性计算

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的多种因素有关，因此在理论上要精确计算磨损性能是很困难的。但实验表明，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热量来不及逸散到大气中，致使制动器温度升高此即所谓的制动器的能量负荷。能量负荷愈大，则衬片的磨损愈严重。

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或能量负荷，它表示单位摩擦面积在单位时间内耗散的能量，其单位为w/mm 2。

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 j v v t tA v v m e tA v v m e a a /)(4/)1)((4/)(212

222121

22211-=--=-=βδβδ （2-13）

式中，δ——汽车回转质量换算系数；

a m ——汽车总质量；

21,v v ——汽车制动初速度与终速度，m/s ；计算时 3.5t 以上的货车取1v =65km/h （18m/s ）；

j ——制动减速度。2

/s m ，计算时取j=0.6g ；

t ——制动时间，s ；

A 1、A 2——前后制动器衬片的摩擦面积；

β——制动力分配系数。

在紧急制动到2v =0时，并可近似的认为δ=1，则有

12114/tA v m e a β=

22124/tA v m e a β= (2-14)

鼓式制动的比能量耗损率以不大于1.8w/mm 2为易，但当制动初速度1v 低于式（2-13）下面所规定的1v 值时，则允许略大于1.8w/mm 2。轿车盘式制动器的比能量耗散率应不大于6.0w/mm 2。比能量耗散率过高，不久会加速制动衬片的磨损，而且可能引起制动鼓或盘的龟裂。

其中β=1.92

所以：e 1=1.36w/mm 2

e 2=1.88w/mm 2

故符合要求。

磨损特性指标也可用衬片的比摩擦力即单位面积的摩擦力来衡量。

单个车轮制动器的比摩擦力为

RA T F f f /0= 式中，f T ——单个制动器的制动力矩；

R ——制动半径

A ——单个制动器的衬片摩擦面积。

当制动减速度j=0.6g 时，鼓式制动器的比摩擦力F 0f 不大于0.48N/mm 2

为宜。

所以： F 0f =0.31

故符合要求。

§2.3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