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CSU1060A货车总体设计及后制动器设计
它们的摩擦力矩之和，即：对于领从蹄鼓式制动器：
由已求可得知：Mμ=M?2max/2=3667.81N?m 用液力驱动时，F01=F02,所需的张开力为：
，
并计算得：F0=11920.08N。 自锁性检测：
计算鼓式制动器，必须检查蹄有无自锁的可能[1]，即
不会自锁。
由已知条件可知：c’=（a2+c2）1/2=12.37cm; δ=10.06; R1 = 16.79cm 所以，c’cosδ1/( R1- c’sinδ1)=0.83>f=0.4,即：不会发生自锁。 2.2.4 前后制动力分配曲线
制动时前、后车轮同时抱死，对附着条件的利用、制动时汽车方向的稳定性均较为有利。此时的前后轮制动器制动力Fμ1和Fμ2的关系曲线，常称为理想的前、后轮制动器制动力分配曲线。在任何附着系数的路面上，前、后车轮同时抱死的条件是：前、后车轮制动器制动力之和等于附着力，并且前、后轮制动器制动力分别等于各自的附着力，即：
Fμ1+Fμ2 =φG
Fμ1/ Fμ2=( L2+φhg)/(L1-φhg)
由此画成的曲线即为前、后车轮同时抱死时前、后轮制动器制动力的关系曲线——理想的前、后轮制动器制动力分配曲线，简称I曲线。
式中已知：G=6730*9.8=65954N; L1=2200mm;
L2=1615mm;
hg=950mm。 同步附着系数φ0=0.52
φ=0.1时：Fμ1+Fμ2 =6585.4N 所以：Fμ1=2956.26N
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Fμ1/ Fμ2=1710/2105=0.0.812 Fμ2=3639.14N φ=0.2时：Fμ1+Fμ2 =13190.8N 所以： Fμ1=6240.99N Fμ1/ Fμ2=1805/2010=0.898 Fμ2=6949.80N φ=0.3时: Fμ1+Fμ2 =19786.2N 所以： Fμ1=9854.20N Fμ1/ Fμ2=1900/1915=0.992 Fμ2=9931.00N φ=0.4时: Fμ1+Fμ2 =26381.6N 所以： Fμ1=13795.88N Fμ1/ Fμ2=1995/1820=1.10 Fμ2=12585.72N φ=0.5时: Fμ1+Fμ2 =32977N 所以：Fμ1=18066.04N Fμ1/ Fμ2=2090/1725=1.21 Fμ2=14910.96N φ=0.6时: Fμ1+Fμ2 =39572.4N 所以： Fμ1=22664.66N Fμ1/ Fμ2=2185/1630=1.34 Fμ2=16907.74N φ=0.7时: Fμ1+Fμ2 =46167.8N 所以： Fμ1=27591.77N Fμ1/ Fμ2=2280/1535=1.48 Fμ2=18576.03N φ=0.8时: Fμ1+Fμ2 =52763.2N 所以： Fμ1=32847.34N Fμ1/ Fμ2=2385/1440=1.65 Fμ2=19915.86N φ=0.9时: Fμ1+Fμ2 =59358.6N 所以： Fμ1=38431.391N Fμ1/ Fμ2=2470/1345=1.84 Fμ2=20927.21N φ=1.0时: Fμ1+Fμ2 =65954N 所以： Fμ1=44343.26N Fμ1/ Fμ2=2565/1250=2.05 Fμ2=21610.09N β线是实际前、后制动器制动力分配线。此线通过坐标原点，其斜率为：
tanθ=(1-β)/ β
由β=0.55可得tanθ=0.818 所以可画出I曲线和β线：
图3
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2.2.5衬片磨损特性的计算
紧急制动到停车的情况下，双轴汽车的单个前轮制动器的比能量耗散率：
mav12e1??4tA1
其中 t?v1/j
鼓式制动器的比能量耗散率以不大于1.8W/mm2为宜[1]，计算时取减速度j=0.6g。制动初速度υ1：总质量3.5t以下的商用车用80km/h（22.2m/s）；总质量3.5t以上的商用车用65km/h（18m/s）。对于最高车速低于以上规定的制动初速度的汽车，按上述条件算出的e值允许略大于1.8W/mm2。
根据已知条件：本设计车型的货车总质量为ma=6730kg（即6.73t），大于3.5t，故取本设计汽车的制动初始速度为：
υ1 =65km/h（18.06m/s）；减速度j=0.6g； 进而：t?v1/j=18.06/（0.6*9.8）s=3.07s; 并由初选参数可知：A1=650cm2；β=0.55
所以后轮：e1=6.73*18.062*0.45/（4*3.07*630）=0.128W/mm2<1.8 W/mm2 符合要求。
磨损特性指标是比摩擦力f0：
M?为单个制动器的制动力矩，R为制动鼓半径，A为单个制动器的衬片摩
擦面积。在j=0.6g时，鼓式制动器的比摩擦力f0以不大于0.48N/mm2为宜。
由以求数据知：M?=3667.81N?m；R=16.79cm；A=630cm2，可求得：
2
f0=0.347N/mm< 0.48N/mm2小于合适值，可符合要求。
2.3驻车制动计算
计算同步附着系数下的角度φ0=0.52：
汽车在上坡路上时可能停驻的极限上坡路倾角为?1?arctan?L1?19.01°
L??hg 第 17 页 共 27 页
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?L1??14.87° 汽车在下坡路上时可能停驻的极限下坡路倾角为?1?arctanL??hg满足“一般要求各类汽车的最大停驻坡度不小于16%~20%，即14.4°-18°,
符合要求。
2.4液压制动驱动机构的设计
2.4.1制动轮缸直径d的确定
制动轮缸对制动蹄（块）施加的张开力Fo与轮缸直径d和制动管路压力p的关系为
F0为制动轮缸对制动蹄的作用力，p为制动管路压力，取8～12Mpa。制动
管路压力一般不超过10—12Mpa，对盘式制动器可更高。压力越高，对管路(首先是制动软管及管接头)的密封性要求越严格。
式中：p取10 Mpa； F0=11920.08N。 所以：d=38.95mm
轮缸直径d应在标准规定的尺寸系列中选取（HG2865—1997），具体为19mm、22mm、24 mm、25 mm、28 mm、30 mm、32 mm、35 mm、38 mm、40 mm、45 mm、50 mm、55 mm。
由制动器的使用条件，轮缸直径d选择为：d=40mm。 2.4.2制动主缸直径d0的确定 第i个轮缸的工作容积为
vi?? ??di421in其中：di为第i个轮缸活塞的直径，n为轮缸中活塞数目，?i为第i个轮缸活塞在完全制动时的行程初取
所有轮缸的总工作容积为
?i?2~2.5mm。取?i=2mm
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