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在此基础上，本课题研究某款房车的手刹结构的优化设计及动力分析，使该手刹机构能 满足在拉动驻车操纵杆锁止之后有第二锁止机构锁止，从而释放操纵杆后汽车仍能处于制动 状态，避免了驾驶座座椅转动时的干涉问题。

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2 手刹机构的总体方案设计

2.1 汽车坡道驻车制动力的计算

2.1.1 汽车坡道阻力的计算

当汽车在坡道上安全停驻时，地面作用于车轮的地面制动力（即摩擦力）与汽车的坡道 阻力相平衡，如图 2.1 所示。

图 2.1 汽车坡道受力示意图

其中，坡道阻力的大小为：

Fi=G sin β （2.1）

即坡道阻力的大小取决于汽车的车重和坡道角度。

依据标准《GB7258-2012 机动车运行安全技术条件》，在空载状态下，驻车制动装置应 能保证机动车在坡度为 20%(对总质量为整备质量的 1.2 倍以下的机动车为 15%)、轮胎与路面 间的附着系数大于等于 0.7 的坡道上正、反两个方向保持固定不动，时间应大于等于 5min。

某房车的整备质量为 2150kg，在空载条件下，即根据汽车的整备质量进行计算。 则该车型的最大坡道阻力为：

Fi-max=G sin βmax=2150*9.8*sin 11.31°=4132 N论文网

即按照国家标准要求，该车型的最大坡道阻力为 4132 N。

2.1.2 汽车驻车需求分析计算

有上文知汽车最大坡道阻力为 4132 N，单侧车轮所承受的最大坡道阻力为 2066 N。驻车

时单侧车轮的受力情况如图 2.2 所示。

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图 2.2 坡道上单侧车轮受力图

图 2.2 中，Fμ为制动器制动力，Fxb 为地面制动力，R 为车轮半径，r 为制动鼓半径。 以该车型为目标，汽车的轮胎规格为 235/70R16,计算得轮胎半径 R=367.7 mm，后轮制

动鼓半径为 r=150 mm。车轮处于驻车状态时，受力平衡，关系式用式（2.2）来表示：

此时，地面制动力与坡道阻力大小相等。 则可计算得，制动器制动力的最大值为：

Fμ-max = Fxb-max * R / r = 5064 N 即制动器中制动蹄片与轮毂之间的摩擦力最大值为 5064 N。 鼓式制动器的刹车鼓内的力学作用图如图 2.3 所示。若钢索输入作用力大小为 N，经过

杠杆作用，左、右刹车蹄片会分别产生 6N和 5N的作用力。

图 2.3 鼓式制动器驻车制动受力图

利用制动效能因数计算公式，将蹄片摩擦系数、鼓式刹车自锁因素及鼓式制动器刹车鼓 内相关几何尺寸等参数代入可求得，该车上坡驻车时之正、背向蹄片制动效能因数分别为 1.475 和 0.461，下坡驻车时的正、背向蹄片制动效能因数分别为 1.211 和 0.562。

利用鼓式制动器机构内部杠杆放大比、制动效能因数与刹车蹄片施力处所需产生之刹车

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力道等关系可求得制动机构钢索所需的拉力值： 上坡驻车时， 5064 6N 1.475 5N 0.461 下坡驻车时， 5064 6N 0.562 5N 1.211

取以上两个式子中求得的拉力N的最大值为所需的输出拉力：N =537 N

则传输到手刹机构的驻车制动钢索的拉力值为：2N =1074 N。