孫一帆，田振鼎，姜曼

（1.長安大學 汽車學院，陜西 西安 710064；2.紅豆集團，江蘇 無錫 214199）

引言

汽車制動性是比較關(guān)鍵的汽車主動安全性能之一，考慮到目前普遍車速提高，道路復雜程度加深等因素，現(xiàn)代汽車更加需要高性能、長壽命的制動系統(tǒng)。制動器對制動系統(tǒng)的好壞起到?jīng)Q定性作用，汽車制動器具有使行駛中的汽車強制降速、在各種路況下正常駐車、下長坡時車速維持平穩(wěn)等功能。汽車制動器的設(shè)計應結(jié)合目前的法律標準，使之滿足正常的制動效能。除此之外，還應具有工作性能可靠、操縱穩(wěn)定性強、作用遲滯時間短等特點。

1 制動器的總體設(shè)計

1.1 制動器設(shè)計參數(shù)

為了方便設(shè)計，選取一款福特翼虎商務車為研究對象，主要設(shè)計參數(shù)如表1所示。

表1 福特翼虎商務車設(shè)計參數(shù)Tab.1 design parameters of Ford Kuga commercial vehicle

1.2 制動器形式方案的確定

現(xiàn)如今汽車制動器絕大部分采用機械摩擦式，我們常見的摩擦式制動器有鼓式和盤式兩大類型[1]。相對于鼓式制動器，盤式制動器具有制動效能穩(wěn)定、浸水后效能降低較少、容易實現(xiàn)間隙自調(diào)、散熱良好等特點。再進一步，盤式制動器有全盤式和鉗盤式兩種，全盤式制動器制動時，各盤摩擦表面全部接觸，所以其散熱性能不是特別良好，應用前景沒有鉗盤式制動器廣泛。更進一步，鉗盤式制動器又包括定鉗盤式與浮鉗盤式。后者與前者相比，由于鉗的外側(cè)沒有油缸，所以布置時比較容易；另外，采用浮鉗盤式可減少油缸、活塞等零件的數(shù)量，價格便宜[2]。

綜上所述：由于浮鉗盤式制動器結(jié)構(gòu)特點簡單且排列緊湊，同時具有較低的生產(chǎn)成本、抗熱性強?；谶@些優(yōu)點，本文對于所設(shè)計的商務車制動器，其前后車輪均采用浮鉗盤式制動器。

2 制動系的主要參數(shù)

2.1 制動力分配系數(shù)和同步附著系數(shù)

目前很多汽車的前、后制動器制動力比值為一固定數(shù)值，并用前輪制動力與總制動力之比表明分配的比例，這個比例稱為制動力分配系數(shù)[3]；同步附著系數(shù)是表征制動性能的重要參數(shù)，具有前、后制動器制動力比值為固定數(shù)值的汽車，在此附著系數(shù)的路面制動時可達到前后車輪同時抱死的效果[3]。

式中：L為軸距；L1為質(zhì)心到前軸距離；L2為質(zhì)心到后軸距離；φ為地面附著系數(shù)，取0.6；hg為質(zhì)心高度；β為傳動系傳動效率；φ0為同步附著系數(shù)。

代入本設(shè)計實際參數(shù)，制動力分配系數(shù)與同步附著系數(shù)的結(jié)果如表2所示。

表2 制動力分配系數(shù)與同步附著系數(shù)Tab.2 braking force distribution coefficient and synchronous adhesion coefficient

根據(jù)相關(guān)標準，滿載條件下的同步附著系數(shù)應滿足：商務車、輕型客車、輕型貨車：0.55～0.70；故符合要求標準。

2.2 汽車前后輪附著力矩分析計算

當φ=φ0時，汽車前后車輪會同時抱死。因此選取此款商務車滿載時的附著系數(shù)，運用汽車前、后輪附著力矩計算公式［3］。

式中：Mv1為前輪附著力矩；Mv2為后輪附著力矩；G1為前軸載荷；G2為后軸載荷；Ga為汽車總質(zhì)量；re為輪胎有效半徑。

代入后得到汽車前、后輪附著力矩，結(jié)果見表3。

表3 汽車前、后輪附著力矩Tab.3 automobile front and rear wheel attachment torque

2.3 制動器前后軸最大制動力矩的計算

本設(shè)計采用較小的同步附著系數(shù)，因此前、后軸的車輪制動器所能產(chǎn)生的最大制動力力矩分別為［3］：

代入本車實際參數(shù)，可以得到制動器前、后軸的最大制動力矩，計算結(jié)果如表4所示。

表4 制動器前、后軸最大制動力矩Tab.4 the maximum braking torque of the front and rear axles of the brake

3 制動器的設(shè)計計算

3.1 盤式制動器制動因數(shù)

制動器因數(shù)BF表示制動器的效能，它的定義為：在制動盤的作用半徑R上所產(chǎn)生的摩擦力與輸入力的比值[4]。對于鉗盤式制動器來說，制動盤在其兩側(cè)工作面的作用半徑上所受的摩擦力為2fp（f為盤與制動襯塊間的摩擦系數(shù)、P為輸入力），所以制動器因數(shù)為：

制動器摩擦材料的摩擦系數(shù)一般在0.3～0.5之間[5]。本文設(shè)計的摩擦材料摩擦系數(shù)選0.4，則BF=0.8。

3.2 盤式制動器參數(shù)

3.2.1 制動盤直徑

制動盤直徑通常為輪輞直徑的70%～80%。該款商務車的輪輞直徑 D0=18×25.4=457.2mm，可以取制動盤直徑為360mm。計算結(jié)果在70%～80%之間，符合設(shè)計要求。

3.2.2 制動盤厚度

制動盤的厚度會對其質(zhì)量和在溫升有影響。通常不具備通風槽的制動盤，其厚度約在 10mm～13mm之間。有通風槽的制動盤，厚度多采用20 mm～30 mm[2]。

在本文中，前輪制動器設(shè)計采用通風盤，厚度為 h=28 mm，后輪制動盤采取實心盤，厚度為h=12mm。

3.2.3 摩擦襯塊內(nèi)半徑與外半徑與厚度

3.2.4 摩擦襯塊工作面積

推薦摩擦襯塊的單位面積占用的汽車質(zhì)量在 1.6kg/cm2～3.5kg/cm2范圍內(nèi)選取[2]。取汽車滿載時的情況：

3.3 制動器磨損特性計算

摩擦襯塊的磨損情況與摩擦副的材質(zhì)、溫度、壓力等多種因素有關(guān)[7]。

3.3.1 比能量耗散率

通常，制動器的能量負載以其能量耗散作為評價指標。比能量耗散率稱為單位功負荷或者叫能量負荷，它表示單位摩擦面積在單位時間內(nèi)耗散的能量，其單位為W/mm。

根據(jù)標準，商務車的盤式制動器在初速度為100 km/ h，制動減速度為0.6 g的前提下，比能量耗散率應不大于6.0 W/mm2[7]。套用相關(guān)公式，代入初速度與制動減速度條件，汽車前、后輪的比能量耗散率計算結(jié)果如表5所示。

表5 汽車前、后輪比能量耗散率Tab.5 energy dissipation ratio of front and rear wheels

3.3.2 比滑磨功

磨損和熱的性能指標也比滑磨功來衡量，比滑磨功表示襯塊在制動過程中，由制動初速度至完全停車所完成的單位襯塊面積的滑磨功[7]。

式中：ma為汽車總質(zhì)量，kg；vamax為汽車最高制動車速，m/s；A∑為襯塊的總摩擦面積，cm2；[Lf]為許用比滑磨功，對轎車取[Lf] =1000 J /cm2～1500J/cm2。

根據(jù)公式可求得Lf=1429 cm2，滿足要求。

3.4 制動器的熱容量和溫升的核算

還需要驗算制動器的熱容量和溫升是不是滿足設(shè)計標準

式中：md為各制動盤的總質(zhì)量，一般約為4Kg；mh為與各制動盤相連的金屬取值為5kg；cd為制動盤材料的比容熱，對于鋁合金材料，C = 880J/(kg·K)；ch為與制動盤相連的受熱五金件的比容熱，C = 482J/(kg·K))；為制動盤溫升，一般溫升不應超過15℃；L為滿載的汽車制動時由動能轉(zhuǎn)變的熱能，L=L1+L2

式中：ma為汽車滿載總質(zhì)量，為 2145Kg；va為汽車制動時的初速度；

3.5 制動踏板力與踏板工作行程

3.5.1 制動踏板力FP

根據(jù)制動踏板力計算公式：

式中：dm為制動主缸活塞直徑，根據(jù)制動主缸直徑標準，取dm= 25.4mm；P為液壓制動管路液壓，制動時一般不超過10～12Mpa，取11Mpa；ip為制動踏板機構(gòu)傳動比，一般為2～5（在本設(shè)計中取4）；η為制動踏板機構(gòu)及制動主缸的機械效率，可取 η = 0.85～0.95，取 η = 0.92。

根據(jù)上式可得出FP= 1442N ＞500 ～700N，根據(jù)經(jīng)驗，商務車制動踏板力FP最好不要超過500 N。所以需要加裝真空助力器。

式中：I——真空助力比，一般取4。

3.5.2 制動踏板工作行程xp

式中：zm1為主缸推桿與活塞的間隙，一般取15mm～2mm；取1.7 mm；zm2為主缸活塞空行程，取2mm。

踏板全行程對汽車不超過 150mm～170mm，根據(jù)公式得xp= 116.4mm＜150mm所計算結(jié)果滿足設(shè)計標準。

4 制動性能分析計算

4.1 制動性能評價指標

汽車制動性能大體從制動效能、制動效能的穩(wěn)定性、制動時汽車的方向穩(wěn)定性三個方面來衡量[3]。

制動效能主要由制動減速度和制動距離進行評價。

當 φ=0.7時，根據(jù)φG=m，得出 a=6.86m/s2，按照中國的標準，轎車制動減速度應大于5.9m/s2，所以符合要求。

制動距離由下式?jīng)Q定：

t1、t2為制動器的持續(xù)作用時間，在0.2～0.9s之間，本設(shè)計取0.4s。v取50km/h，求得制動距離為19.6m。根據(jù)中國的標準，在時速50km/h的情況下，制動距離不超過20m，所以符合理論要求。

制動效能的恒定性指的是抗熱衰性能。本設(shè)計采用浮鉗盤制動器，重要原因就是由于其通風性良好，所以抗熱衰退性較好。

制動過程中車輛保持直線行駛，或者按原定曲徑行駛的能力稱為方向穩(wěn)定性。通常我們用制動時汽車按原定路徑行駛的能力來表征方向穩(wěn)定性。

4.2 駐車制動計算

根據(jù)后軸車輪附著力與制動力相等的條件，可以算出汽車在上坡路和下坡路上停駐時的坡度極限傾斜角，’ 。

計算結(jié)果如表6所示，通常要求汽車的最大駐坡度不小于10°到20°，經(jīng)驗算滿足要求。

表6 汽車上、下坡極限路傾角Tab.6 the downhill slope of the car

5 總結(jié)

本文以福特翼虎商務車為研究對象，對其制動器的制動因數(shù)、制動盤的直徑、厚度、摩擦襯塊的內(nèi)、外半徑、厚度、工作面積、以及制動踏板力和踏板工作行程進行設(shè)計，并對其制動器磨損、駐車制動、制動距離、制動溫升等評價指標進行計算校核。取得以下成果：

（1）對于設(shè)計的制動器，充分考慮到商務車的需求，決定前后車輪均采用浮鉗盤式制動器。

（2）本文選擇合理的摩擦襯塊有效工作面積，使制動塊受力均勻，降低制動噪聲。

（3）經(jīng)分析人力無法滿足汽車制動力的要求，為此加裝了真空助力器并進行設(shè)計。

（4）本次設(shè)計嚴格按照相關(guān)標準進行驗算，所設(shè)計的制動器結(jié)構(gòu)均通過校核。

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