畢業(yè)設計 [奧迪A8]盤式制動器制動系設計

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1、哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計（論文） 摘 要 汽車制動系統(tǒng)直接影響著汽車行駛的安全性和停車的可靠性。隨著高速 公路的迅速發(fā)展和車速的提高以及車流密度的日益正大，為了保證行車安全、 停車可靠，汽車制動系的可靠性顯得日益重要。也只有制動性能良好、制動 系工作可靠的汽車，才能充分發(fā)揮其動力性能。 盤式制動器又稱為碟式制動器，這種制動器散熱快、重量輕、構造簡單、 調(diào)整方便，特別是高負載時耐高溫性能好，制動效果穩(wěn)定，而且不怕泥水侵 襲，在冬季和惡劣路況下行車，盤式制動比鼓式制動更容易在較短的時間內(nèi) 令車停下。有些盤式制動器的制動盤上還開了許多小孔，加速通風散熱，

2、提 高制動效率。由制動器設計的一般原則，綜合考慮制動效能、制動效能穩(wěn)定 性、制動間隙調(diào)整簡便性、制動器的尺寸和質(zhì)量及噪聲等諸多因素設計本產(chǎn) 品。在設計中涉及到同步系數(shù)的選取、制動器效能因素的選取、制動力矩的 計算，以及制動器主要元件選取，最后對設計的制動器進行校核計算。 關鍵字：盤式制動器；制動系統(tǒng)；同步系數(shù) -I- Abstract Automotive vehicle brake system directly affects the safety of driving and parking of reliability. With the rapid

3、 development of highway and the speed increased, and the increasing traffic density, CP, in order to ensure traffic safety, parking and reliable, the reliability of automotive brake systems become increasingly important. Only brake good, reliable car brake system in order to give full play to its dy

4、namic performance. Disc brake, also known as disc brakes, which brake cooling fast, light weight, simple structure, easy adjustment, especially when the high temperature performance and high load, the braking effect of stability, but not afraid of mud invasion, and poor road conditions in winter Un

5、der the road, disc brake drum brake more easily than in a short period of time so that the car stopped. Some disc brake disk brake also opened a lot of holes to speed up ventilation, to improve braking efficiency. The general principles of the brake design, considering the braking performance, brake

6、 performance stability, ease of adjustment of brake clearance, the brake noise, the size and quality and design of this product and other factors. Synchronization involved in the design of the selection coefficient, selection of brake performance factors, the calculation of braking torque, and the m

7、ain components of the brake selected for the final check on the calculation of brake design. Keywords: disc brake, brake system, synchronization coefficient -II- 目 錄 摘要................................................................................................................

8、.............. I ABSTRACT................................................................................................................II 目 錄.........................................................................................................................III 第 1 章 緒論.......................

9、...................................................................................... 1 1.1 引言................................................................................................................. 1 1.2 設計任務...............................................................................

10、.......................... 3 1.3 制動器的發(fā)展過程........................................................................................ 3 第 2 章 制動器的結(jié)構形式及選擇........................................................................ 4 2.1 盤式制動器的結(jié)構形式及選擇.......................................................

11、.............4 2.1.1 固定鉗式盤式制動器.................................................................................5 2.1.2 浮動鉗式盤式制動器.................................................................................5 2.2 制動盤的分類及選擇.........................................................................

12、........... 6 2.3 奧迪 A8 型轎車盤式制動器的結(jié)構與工作原理........................................ 7 第 3 章 制動器的主要參數(shù)及其選擇.................................................................... 9 3.1 制動力與制動力分配系數(shù)............................................................................ 9 3.2 同步附著系數(shù)...................

13、........................................................................... 15 3.3 制動強度和附著系數(shù)利用率......................................................................16 3.4 制動器最大制動力矩.................................................................................. 18 3.5 利用附著系數(shù)與制動效率...............

14、........................................................... 20 3.6 制動器因數(shù)...................................................................................................22 3.7 盤式制動器主要參數(shù)與摩擦系數(shù)的確定................................................. 23 第 4 章 制動器的設計計算..................................

15、................................................ 25 4.1 摩擦襯塊的磨損特性計算.......................................................................... 25 4.2 制動器熱容量和溫升的核算......................................................................27 4.3 盤式制動器制動力矩計算................................................

16、.......................... 28 第 5 章 制動器主要部件的結(jié)構設計與計算......................................................31 5.1 制動盤........................................................................................................... 31 5.2 制動鉗...............................................................

17、............................................ 31 5.3 制動塊........................................................................................................... 32 -IV 5.4 襯塊警報裝置設計...................................................................................... 32 5.5 摩擦材料............

18、...........................................................................................32 5.6 制動器間隙...................................................................................................33 5.7 緊固摩擦片鉚釘?shù)募羟袘︱炈?............................................................ 33 第 6 章 制動

19、驅(qū)動機構的型式選擇與設計計算................................................. 35 6.1 伺服制動器的結(jié)構形式選擇......................................................................35 6.2 制動管路的多回路系統(tǒng).............................................................................. 36 結(jié)論...........................................

20、................................................................................. 38 致謝............................................................................................................................ 39 參考文獻.................................................................................

21、...................................40 附錄 1......................................................................................................................... 41 附錄 2......................................................................................................................... 43

22、 第 1 章 緒論 1.1 引言 現(xiàn)在，盤式制動器在汽車上已經(jīng)越來越多的被采用，特別是在轎車上被 廣泛使用。由此引起盤式制動器市場的增加，鼓式制動器的被代替。鑒于此 本設計主要是通過研究來使自己增加知識，并嘗試獨立完成生產(chǎn)設計的過程。 由于本人能力有限，設計中錯誤與不妥之處在所難免，懇請各位導師批評指 正。 制動系的功用是強制行駛中的汽車減速或停車、使下坡行駛的汽車車速 保持穩(wěn)定以及使已停駛的汽車在原地（包括在斜坡上）駐留不動的機構。隨 著高速公路的迅速發(fā)展和車速的提高以及車流密集度的日益增大，為了保證 行車安全，汽車制動系的工作可靠性顯得日益重要。 制動系至少應有兩套獨立

23、的制動裝置，即行車制動裝置和駐車制動裝置。 任何一套制動裝置都由制動器和制動驅(qū)動機構兩部分組成。 目前廣泛使用的是摩擦式制動器，摩擦式制動器就其摩擦副的結(jié)構形式 可分為鼓式、盤式和帶式三種。其中盤式應用較為廣泛。盤式制動器的摩擦 力產(chǎn)生于同汽車固定部位相連的部件與一個或幾個制動盤兩端之間。其中摩 擦材料僅能覆蓋制動盤工作表面的一小部分的盤式制動器稱為鉗盤式制動 器；摩擦材料覆蓋制動盤全部工作表面的盤式制動稱為全盤式制動器。 與鼓式制動器相比，盤式制動器的優(yōu)點如下： 1 熱穩(wěn)定性好。 2 水穩(wěn)定性好。 3 制動穩(wěn)定性好 4 制動力矩與汽車前進和后退等行駛狀態(tài)無關。 5 在輸出同樣大

24、小的制動力矩條件下，盤式制動器的結(jié)構尺寸和質(zhì)量比鼓 式的要小。 6 盤式制動器的摩擦襯塊比鼓式制動器的摩擦襯片在磨損后更易更換，結(jié) 構也較簡單，維修、保養(yǎng)容易。 7 制動盤與摩擦襯塊間的間隙?。?.05mm~0.15mm），因此縮短可油缸活 塞的操作時間，并使制動驅(qū)動機構的力傳動比有增大的可能。 8 制動盤的熱膨脹不會像制動鼓熱膨脹那樣引起制動踏板行程損失，這也 -19- 使得間隙自動調(diào)整裝置的設計可以簡化。 9 易于構成多回路制動驅(qū)動系統(tǒng)，使系統(tǒng)有較好的可靠性與安全性，以保 證汽車在任何車速下各車輪都能均勻一致地平穩(wěn)制動。 10 能方便地實現(xiàn)制動器磨損報警，以便能及

25、時地更換摩擦襯塊。 盤式制動器又分為通風盤式制動器與實心盤式制動器。通風盤式制動器 由于為了通風散熱，在制動盤的兩個工作面之間鑄造出通風孔道使散熱能力 更強，不容易產(chǎn)生熱衰退，多用于馬力較大的汽車。而實心盤式制動器用于 馬力相對較小的車型，散熱能力相對較差。當長時間連續(xù)踩剎車，通風盤式 可以迅速把摩擦產(chǎn)生的熱散掉，使剎車性能不至于因為溫度升高而變差，從 而保證了行車安全。但是由于盤片重量增加，可能油耗、維修成本等也相應 增加，而實心盤則不能長時間踩剎車，但是使用成本、維修成本相對低些。 同時當汽車前后同時采用盤式制動器時汽車的穩(wěn)定性更好，由于成本的 原因現(xiàn)階段僅在中高檔汽車中應用，但其在汽

26、車中的普及已經(jīng)成為必然趨勢。 （一）生產(chǎn)現(xiàn)狀 1.鼓式制動器 據(jù)相關數(shù)據(jù)統(tǒng)計，目前我國乘用車中剎車制動器用鼓式制動器約占 20% 左右，并且鼓式制動器目前已經(jīng)退出前輪制動。目前鼓式制動器只有在商用 車上還占有絕大的比例，采用的是氣壓鼓式制動系統(tǒng)。 2.盤式制動器 2000 年以來，我國盤式制動器市場需求增長速度發(fā)展非?？?。從中國汽 車工業(yè)協(xié)會統(tǒng)計的情況來看，2000 年我國盤式制動器的產(chǎn)量只有 57.58 萬套， 到 2004 年迅速增長到 468.72 萬套，增長 7 倍多，年平均增長率高達 68.9%， 2007 年增長至 1000 萬套左右。過去 5 年里，我國盤式制動器

27、應用的增長非 常迅速。 （二）進出口情況 2000 年以來，我國汽車制動器產(chǎn)品進出口規(guī)模增長迅速。2005 年與 2000 年相比，出口金額從 26700 萬美元增長到 106544.35 萬美元，增長了 3 倍。 1.2 設計任務 設計內(nèi)容包括汽車制動器的功能與設計要求，結(jié)構方案的分析，制動力 的分配，制動器主要零件的選擇及主要參數(shù)的選取，制動器各種參數(shù)的計算， 主要零件的裝配尺寸鏈的分析計算。 1.3 制動器的發(fā)展過程 自 2009 年以來，國內(nèi)乘用車制動器技術應用發(fā)生了較大變化。以往配裝 在中高端車型上技術吧 制動安全技術上得到了全面升級。這充分體現(xiàn)了盤

28、式 制動器相比鼓式制動器的有點還是很明顯的。另外，盤式制動器可以方便地 與 ABS 系統(tǒng)配合，避免剎車暴死現(xiàn)象發(fā)生。所以前后盤式制動器轎車目前銷 量前景呈直線上升趨勢。 本章小結(jié) 盤式制動器相比較鼓式制動器有著明顯的優(yōu)點，但是由于成本的原因使 得盤式制動器只局限在高中檔轎車中使用，所以盤式制動器的發(fā)展前景是非 常好的而且現(xiàn)在有著完善的制作工藝未來盤式制動器取代鼓式制動器成為必 然的趨勢。 第 2 章 制動器的結(jié)構形式及選擇 2.1 盤式制動器的結(jié)構形式及選擇 按摩擦副中的固定摩擦元件的結(jié)構來分，盤式制動器分為鉗盤式和全盤 是制動器兩大類。 鉗盤式制動

29、器摩擦元件是兩塊帶有摩擦襯塊的制動塊，后者裝在以螺栓 固定于轉(zhuǎn)向節(jié)或橋殼上的制動鉗體內(nèi)，如圖 2-1 所示。兩塊制動塊之間裝有 作為旋轉(zhuǎn)元件的制動盤，制動盤式以螺栓固定在輪轂上。制動塊的摩擦襯塊 與制動盤的接觸面積很小，在盤上所占的中心角一般僅約為 30～50，故 這種盤式制動器又稱為點盤式制動器。其結(jié)構較簡單，質(zhì)量小，散熱性較好， 且借助于制動盤的離心力作用易將泥水、污物等甩掉，維修方便。但因摩擦 襯塊的面積較小，制動時其單位壓力很高，摩擦面的溫度較高，因此，對摩 擦材料的要求也較高。 圖 2-1 固定鉗盤式制動器 1-輪轂凸緣;2-制動盤;3-復位彈簧;4-輪輻;5-鉗體

30、 6-導向支承銷;7-制動塊;8-活塞;9-調(diào)整墊片;10-轉(zhuǎn)向節(jié) 全盤式制動器的固定摩擦元件和旋轉(zhuǎn)元件居委圓盤形，制動時各盤摩擦 表面全部接觸。器工作原理猶如離合器，故亦稱為離合器式制動器。用的較 多的是多片全盤式制動器，以便獲得較大的制動力。但這種制動器的散熱性 能較差，為此，多采用油冷式，結(jié)構復雜。 按制動鉗的結(jié)構形式，鉗盤式制動器又分為固定鉗式和浮動鉗式兩種。 2.1.1 固定鉗式盤式制動器 固定鉗式盤式制動器如圖 2-1 所示，其制動鉗體固定在轉(zhuǎn)向節(jié)（或橋殼） 上，在制動前提上有兩個液壓油缸，其中各裝有一個活塞。當壓力有也進入 兩個油缸活塞外腔時，推動兩個活塞

31、向內(nèi)將位于制動盤兩側(cè)的制動塊總成壓 緊到制動盤上，從而將車輪制動。當放松制動踏板使油液壓力減小時，回位 彈簧則將兩制動塊總成及活塞推離制動盤。這種結(jié)構型式又稱為對置活塞式 或浮動活塞式固定鉗式盤式制動器。 2.1.2 浮動鉗式盤式制動器 浮動鉗式盤式制動器的制動鉗體是浮動的。其浮動方式有兩種，如圖 2-2 （a）所示，一種是制動鉗體可作平行滑動，另一種的制動鉗體可繞一支承銷 擺動。故有滑動鉗式盤式制動器和擺動鉗式盤式制動器之分。但它們的制動 油缸都是單側(cè)的，且與油缸同側(cè)的制動塊總成為活動的，而另一側(cè)的制動塊 總成則固定在鉗體上。制動時在油液壓力作用下，活塞推動該側(cè)活動的制動 塊總成壓

32、向制動盤的另一側(cè)，直到兩側(cè)的制動塊總成的受力均等為止。對擺 動鉗式盤式制動器來說，鉗體不是滑動而是在與制動盤垂直的平面內(nèi)擺動。 這就要求制動摩擦襯塊為楔形的，摩擦表面對其背面的傾斜角為 6左右， 如圖 2-2（b）所示。在使用過程中，摩擦襯塊最賤磨損到各處殘存厚度均勻 （一般約為 1mm）后即應更換。 圖 2-2 浮動鉗式盤式制動器工作原理圖 （a） 滑動鉗式盤式制動器（b）擺動鉗式盤式制動器 1-制動盤；2-制動鉗體；3-制動塊總成；4-帶磨損警報裝置的 制動塊總成：5-活塞；6-制動鉗支架 ；7-導向銷 綜合以上各項，參照所選定的車型，確定本設計中采用滑動鉗式盤

33、式制動 器的結(jié)構形式。 2.2 制動盤的分類及選擇 制動盤分為實心盤式和通風盤式。 實心盤式制動器的制動盤尺寸較小，而且盤上沒有通風孔，長時間剎車 容易產(chǎn)生熱衰減，而且過水后容易產(chǎn)生短暫的剎車不靈現(xiàn)象。相對來說造價 更便宜，但剎車能力比鼓式剎車強很多。 通風盤式制動器的制動盤尺寸較大，且盤上有規(guī)則布置的通風孔，長距 離剎車熱衰減較少，剎車靈敏，但造價較貴，工藝較復雜 本設計中采用的是前通風盤后實心盤式制動器的設計。 2.3 奧迪 A8 型轎車盤式制動器的結(jié)構與工作原理 奧迪 A8 型轎車盤式制動器采用單杠浮動鉗式結(jié)構，制動器由制動盤、 制動鉗、導向銷

34、、制動塊液壓缸組成。 圖 2-3 某轎車鉗式盤式制動器的結(jié)構圖 當汽車制動時在油液壓力作用下，活塞推動該側(cè)活動的制動塊總成壓靠 到制動盤，而反作用力則推動鉗體連同固定在其上的制動塊總成壓向制動盤 的另一側(cè)直到兩側(cè)的制動塊總成的壓力平均為止完成抱死。 本章小結(jié) 現(xiàn)階段的盤式制動器中有鉗盤式和全盤式。一般轎車普遍使用鉗盤式制 動器，而全盤式制動器只有在貨車或特種車中使用。 鉗盤式制動器分為固定式和浮動式，浮動式又包括滑動鉗式和擺動鉗式 兩種。有的盤式制動器上有通風孔被稱作通風盤式制動器，沒有通風孔的成 為實心盤式制動器。 根據(jù)本設計中所選定的車型，設計中采用

35、前通風盤式后實心盤式制動器， 且均采用滑動鉗式。 第 3 章 制動器的主要參數(shù)及其選擇 奧迪 A8 型轎車設計參數(shù) 空車質(zhì)量：1740kg 滿載質(zhì)量：2265kg 軸距：3074mm 質(zhì)心距前軸距離：1500mm 質(zhì)心距后軸距離： 1574mm 質(zhì)心高度：386mm 車輪有效半徑：340mm 3.1 制動力與制動力分配系數(shù) 汽車制動時，若忽略路面對車輪的滾動阻力距和汽車回轉(zhuǎn)質(zhì)量的慣性力 矩，則對任一角速度w＞0 的車輪，其力矩平衡方程為 Tf - FB re = 0 （3-1） 式中：T f —制動器對車輪

36、作用的制動力矩，即制動器的摩擦力矩，其方向與 車輪旋轉(zhuǎn)方向相反，N.m; FB —地面作用于車輪上的制動力，即地面與輪胎之間的摩擦力，其方 向與汽車行駛方向相反，N; re —車輪有效半徑，m。 T f F f = re  （3-2） F f 與地面制動力 FB 的方向相反，當車輪角速度w＞0 時，大小亦相等， 且 F f 僅由制動器參數(shù)所決定。即 F f 取決于制動器的結(jié)構形式、結(jié)構尺寸、摩 擦副的摩擦系數(shù)及車輪有效半徑等，并與制動踏板力即制動系的液壓與氣壓 成正比。當加大踏板力以加大T f 時，F(xiàn) f 和 FB 均隨之增

37、大。但地面制動力 FB 受 附著條件的限制，其值不可能大于附著力 Fj ，即 FB ? Ff = Zj （3-3） 或 FB max = Ff = Zj  （3-4） 式中：j—車輪與地面間的附著系數(shù)； Z —地面與車輪的法向反力。 圖 3-1 制動力 F f 、地面制動力 FB 與 圖 3-2 制動時的汽車受力圖 踏板力 FP 的關系 圖 3-2 所示為汽車在水平路面上制動時的受力情況。圖中忽略了空氣阻 力、旋轉(zhuǎn)質(zhì)量減速時汽車的慣性力偶矩以及汽車的滾動阻力偶距。另外，在 以下的分析中還忽略了制動時車輪邊

38、滾邊滑動的情況，且附著系數(shù)只取一個 定值j。 根據(jù)圖給出的汽車制動時的整車受力情況，并對后軸車輪的接地點取力 矩，的平衡式為 2 Z L = GL + m du h 1 dt g 對前軸車輪的接地點取力矩，得平衡式為 du Z 2L = GL1 - m hg dt 式中： Z1 —汽車制動時水平地面對前軸車輪的法向反力，N； Z 2 —汽車制動時水平地面對后軸車輪的法向反力，N； L —汽車軸距，mm； L1 —汽車質(zhì)心離前軸距離，mm； L2 —汽車質(zhì)心離后軸距離，mm； hg —汽車質(zhì)心高度，mm； G —汽車所受重力，N；

39、m —汽車質(zhì)量，kg； du —汽車制動減速度，m/s 2 。 dt 根據(jù)上述汽車制動時的整車受力分析，考慮到汽車制動時的軸荷轉(zhuǎn)移及 G = mg ，式中 g 為重力加速度（m/s 2 ），則可求得汽車制動時水平地面對前、 后軸車輪的法向反力 Z1 ， Z 2 分別為 G  hg du ? Z1 = (L2 + L g )? dt ? ? Z = G (L - hg du )? （3-5） 2 L 1 g dt ?? 令 du = qg ，q 稱為制動強度，則汽

40、車制動時水平地面對汽車前、后軸車輪的 dt 法向反力 Z1 ， Z 2 又可表達為 G ? Z1 = (L2 + qhg )? L ?  （3-6） Z = G (L - qh )? 2 L 1 g ?? 若在附著系數(shù)為j的路面上制動，前、后輪均抱死（同時抱死或先后抱 死均可），此時汽車總的地面制動力 FB (= FB1 + FB 2 ) 等于汽車前、后軸車輪的 總的附著力 F (= F + F ) ,亦等于作用于質(zhì)心的制動慣性力 m du （如圖），即 j j1 f2 dt 有 FB =

41、Fj 或  = Gj= m du dt du = gj dt 代入式（3-5），則得水平地面作用域前、后軸車輪的法向反作用力的另一種 形式： G ? ? Z1 = (L2 + jhg ) L ?  （3-7） Z = G (L -jh )? 汽車總的地面制動力為 2 L 1 g ?? F = F + F = G du = Gq （3-8） B B1 B 2 g dt 式中： q —制動強度，亦稱比減速度或比制動力： FB1 , FB

42、2 —前后軸車輪的地面制動力。 由式（3-4）~式（3-6）及式（3-8）可求出前、后軸車輪的附著力為 Fj1 = (G DL2 L  + FB hg )j= L G (L + L 2 ? ? qhg )j ?  （3-9） F = (G L1 - F hg G )j= (L  - qh )j? j2 L B L L 2 g ?? 當汽車的制動力足夠時，根據(jù)汽車前、后軸的軸荷分配，以及前、后車 輪制動器制動力的分配、道路附著系數(shù)和坡度情況等，制動過程可能出現(xiàn)的 情況有 3

43、種，即 （1） 前輪先抱死拖滑，然后后輪再抱死拖滑： （2） 后輪先抱死拖滑，然后前輪再抱死拖滑： （3） 前、后輪同時抱死拖滑。 在上述 3 種情況中，顯然是第（3）種情況的附著條件利用得最好。 由式（3-8），式（3-9）求得在任何附著系數(shù)j的路面上，前、后車輪同 時抱死即前、后軸車輪附著力同時被充分利用的條件為 F f 1 + F f 2 = FB1 + FB 2 = jG ?? ?  （3-10） F f 1 / F f 2 = FB1 / FB 2 = (L2 + jhg ) /(L1 -jhg )?? 式中; F f

44、1 —前軸車輪的制動器制動力， F f 1 = FB1 = jZ1 ； F f 2 —后軸車輪的制動器制動力， F f 2 = FB 2 = jZ 2 ； FB1 —前軸車輪的地面制動力； FB 2 —后軸車輪的地面制動力； Z1 , Z 2 —地面對前、后軸車輪的法向反力； G —汽車重力； L1 , L2 —汽車質(zhì)心離前、后軸的距離； hg —汽車質(zhì)心高度。 由式（3-10）中消去j得 1 ? G 4hg L ? GL ?? 1 F f 2 = ? L2 + F f - ? + 2F

45、 f 1 ?? （3-11） 2 2 2 ?? hg ? g ??? ? G h ? 式中： L —汽車的軸距。 將上式繪成以 F f 1 , F f 2 為坐標的曲線，即為理想的前、后輪制動器制動力 分配曲線，簡稱 I 曲線，如圖 3-3 所示。如果汽車前、后輪制動力 F f 1 , F f 2 能 按 I 曲線的規(guī)律分配，則可保證汽車在任一附著系數(shù)j的路面上制動時，均 可使前、后車輪同時抱死。然而，目前大多數(shù)兩軸汽車尤其是貨車的前、后 制動器制動力之比值為一定值，并以前制動器制動力制動力 F f 1 與汽車的制動 器制動力 F f 之比來表明分

46、配的比例，稱為汽車制動器制動力分配系數(shù) b，即 F f 1 b = F f = F f 1 F f 1 + F f 2  （3-12） 圖 3-3 某載貨汽車的 I 曲線與 b曲線 綜上所述求得， 制動時地面對前、后軸車輪的法向反力： Z = 1740 ? 9.8 ? (1574 + 0.7 ? 6.86) = 8757.88 N 1 3074 Z = 1740 ? 9.8 ? (1500 - 0.7 ? 6.86) = 8294.12 N 2 3074 汽車總的地面制動力： FB = FB1 + F

47、B 2 = 1740 ? 9.8 ? 0.7 = 11936.4 N 前、后軸的附著力： F = (G L2 + F hg G )j= (l  + qh )j= 1740 ? 9.8 ? (1574 + 0.7 ? 386) ? 0.7 = 7161N j1 L B L L 2 g 3074 F = G (l  - qh  )j= 1740 ? 9.8 ? (1500 - 0.7 ? 386) ? 0.7 = 4775.3 N f2 L 1 g 制動強度： 3074 du q = dt g

48、  = 6.86 = 0.7 9.8 汽車重力：  G = mg = 1740 ? 9.8 = 17052 N 前、后軸車輪制動器制動力：  F f 1 = 7161.84 N F f 2 = 4774.56 N 前、后軸單側(cè)制動塊對制動盤的壓緊力計算： F0 = 7161.84 ? 4 = 1790.46N F01 = 4774.56 ? 4 = 1193.64N 制動力分配系數(shù)： 3.2 同步附著系數(shù) 由式（3-12）可得  F

49、f 1 b = = 0.6 F f F f 2 F f 1 = 1 - b b  （3-13） 式（3-13）在圖 3-3 中為一條通過坐標原點且斜率為 (1 - b) / b的直線， 它是具有制動器制動力分配系數(shù)為 b的汽車的實際前、后制動器的制動力分 配線，簡稱 b線。圖中 b線與 I 曲線交于 B 點,可求出 B 點處的附著系數(shù)j= j0 ， 則稱 b線與 I 線交點處的附著系數(shù)j0 為同步附著系數(shù)。 輪胎與地面的附著系數(shù)取得：j 0 = 0.7 附著系數(shù)利用率：  e = FB = q

50、 （3-14） Gj f 式中： FB —汽車總的地面制動力 G —汽車所受重力 q —制動強度 得出：e = q = 0.7 = 1 j 0.7 即當j= j0 時， q = j0 ，e = 1 ，利用率最高。 3.3 制動強度和附著系數(shù)利用率 前面的式（3-8），（3-14）已分別給出了制動強度 q 和附著系數(shù)利用率e的 定義式，下面再討論一下當j= j0 ，j＜j0 和j＞j0 時的 q 和e。 根據(jù)所選定的同步附著系數(shù)j0 ，可由式（3-10）和式（3-13）求得 L2 + j0 h g b = L L

51、1 -j0 hg 1 - b = L  （3-15） （3-16） 式中： L —汽車軸距， L = L1 + L 2 進而求得  F = F b = Gqb = G (L  + j h )q  （3-17） B1 B L 2 0 g F = F (1 - b) = Gq(1 - b) = G (L  -j h )q （3-18） B 2 B L 1 0 g 當j= j0 時，可能得到的最大總之動力取決于前輪剛剛首選抱死的條件， 即 FB1 = F

52、j1 。由式（3-8），式（3-9），式（3-14）和式（3-17）得 FB = L2 GL2j + (j0 -j)hg （3-19） L j q = 2 L2 + (j0 - j)hg （3-20） e = L2 L2 + (j0 -j)hg （3-21） 當j＞j0 時，可能得到的最大總制動力取決于后輪剛剛首選抱死的條件， 即 FB 2 = Fj2 。由式（3-8），式（3-9），式（3-14）和式（3-18）得 FB = L1 GL1j + (j-j0 )h

53、g （3-22） L j q = 1 L1 + (j- j0 )hg （3-23） e = L1 L1 + (j-j0 )hg  (3-24) 對于 b值恒定的汽車，為使其在常遇附著系數(shù)范圍內(nèi)e不致過低，其j0 值 總是選得小于可能遇到的最大附著系數(shù)。因此在j＞j0 的良好路面上緊急制 動時，總是后輪先抱死 3.4 制動器最大制動力矩 為保證汽車有良好的制動效能和穩(wěn)定性，應合理地確定前、后輪制動器 的制動力矩。 最大制動力式在汽車附著質(zhì)量被完全利用得條件下獲得的，這是制動力 與地面作用于車輪的法向反力 Z1

54、, Z 2 成正比。由式（3-10）可知，雙軸汽車前、 后車輪附著力同時被充分利用或前、后輪同時抱死的制動力之比為 F f 1 F f 2  = Z1 Z 2  L2 + j0 hg = L1 -j0 hg 式中： L1 , L2 —汽車質(zhì)心離前、后軸的距離； j0 —同步附著系數(shù)； hg —汽車質(zhì)心高度。 通常，上式的比值：轎車約為 1.3～1.6 本設計中制動力之比為 1.5。 制動器所能產(chǎn)生的制動力矩，受車輪的計算力矩所制約，即 T f 1 = F f 1re T f 2 = F f 2 re 式中： F

55、 f 1 —前軸制動器的制動力， F f 1 = Z1j； F f 2 —后軸制動器的制動力， F f 2 = Z 2j Z1 —作用于前軸車輪上的地面法向反力； Z 2 —作用于后軸車輪上的地面法向反力； re —車輪有效半徑。 對于常遇的道路條件較差、車速較低因而選取了較小的同步附著系數(shù)j0 值的汽車，為了保證在j＞j0 的良好路面上（j= 0.7 ）能夠制動到后軸車輪 和前軸車輪先后抱死滑移（此時制動強度 q = j），前、后軸的車輪制動器所 能產(chǎn)生的最大制動力矩為 T f 1 max = Z1jre = 

56、G (L2 + jhg )jre L  （3-25） = 1 - b  （3-26） T f 2 max b T f 1 max 對于選取較大j0 值的各類汽車，則應從保證汽車制動時的穩(wěn)定性出發(fā)， 來確定各軸的最大制動力矩。當j＞j0 時，相應的極限制動強度 q＜j，故所 需的后軸和前軸的最大制動力矩為 T = G f 2 max L  (L1 - qhg )jre b b  （3-27） T f 1 max = 1 - T f 2 max （3-28） 式

57、中：j—該車所能遇到的最大附著系數(shù)； q —制動強度，由式（3-230 確定； re —車輪有效半徑。 一個車輪制動器應有的最大制動力矩為按上列公式計算所得結(jié)果的半 值。 綜上所述得： -29- T f 2 max = 17052 ? (1500 - 0.7 ? 386) ? 0.7 ? 340 ? 3074 1 1000  = 1623.6 N.m T f 1 max = 0.6 1 - 0.6  ?1623.6 = 2435.4 N.m 3.5 利用附著系數(shù)與制動效率 制動力分配

58、的合理性通常用利用附著系數(shù)與制動強度的關系曲線（見圖 3-4）予以評定。 圖 3-4 某貨車的利用附著系數(shù)與制動強度的關系曲線 利用附著系數(shù)就是在某一制動強度 q 下，不發(fā)生任何車輪抱死所要求的 最小路面附著系數(shù)j。圖 3-4 是與圖 3-3 的前、后制動力分配曲線相對應的同 一型號汽車的利用附著系數(shù)曲線。其最理想的情況是利用附著系數(shù)j等于制 動強度 q 這一關系，即圖 3-4 中的 45線（j= q ）。 汽車前輪剛要抱死或前、后輪剛要同時抱死時產(chǎn)生的減速度為 du = qg ， dt 則 F = F = bG du = bGq f

59、1 B1 g dt 而由式（3-6），有  Z1 =  G (L2 + qhg ) L 可得前軸車輪的利用附著系數(shù)為 1 j = FB1 = bq  （3-29） Z1 1 (L L 2  + qhg ) 同樣，如下可求出后軸車輪的利用附著系數(shù)j2 。 F = (1 - b) G du = (1 - b)Gq B 2 g dt 而由式（3-6），有  Z 2 =  G (L1 - qhg ) L 故后軸車輪的利用附著系數(shù)j2 為

60、 2 j = FB 2 = (1 - b)q （3-30） Z 2 1 (L  - qh ) L 1 g 得出：前、后軸車輪的利用附著系數(shù)為 j1 = 1 3074  ? (1574 + 0.7 ? 386) = 0.6 j2 =  1 3074  (1 - 0.6) ? 0.7 ? (1500 - 0.7 ? 386)  = 0.7 制動效率為車輪不抱死的最大制動減速度與車輪和地面間摩擦因素之比 值。亦即車輪將要抱死時的制動強度與被利用得附著系數(shù)之比，即制動效率 E

61、 可表示為 E = q j 由式（3-29）和式（3-30）即可求出汽車前軸車輪和后軸車輪的制動效 率。 汽車前軸車輪的制動效率為 q j E1 = 1  = L2 / L b-j1hg / L  （3-31） 汽車后軸車輪的制動效率為 q j E2 = 2  = L1 / L (1 - b) + j2 hg / L  （3-32） 得出汽車前、后軸車輪的制動效率為(同步附著系數(shù)j0 = 0.7 時，制動強度 q = 0.7 )  E = 1574 /

62、3074 = 1 0.6 - 0.6 ? 386 / 3074 1500 / 3074  0.98 1 E2 = = (1 - 0.6) + 0.7 ? 386 / 3074 3.6 制動器因數(shù) 制動器因數(shù) BF 可以用下式表述： BF = fN1 + fN 2 P （3-33） 式中： fN1 , fN 2 —制動器摩擦副工作表面間的摩擦力； N1 , N 2 —制動器摩擦副工作表面間的法向力，對盤式制動器，N1 = N 2 ； f —制動器摩擦副工作表面間的摩擦系數(shù)； P —盤式制

63、動器襯塊上的作用力。 制動器因數(shù)在制動盤的作用半徑上所產(chǎn)生的摩擦力與輸入力之比，即 T f BF =  （3-34） PR 式中：T f —制動器的摩擦力矩； R —制動盤的作用半徑； P —輸入力，一般取加于兩制動塊的壓緊力的平均值為輸入力。 對于鉗盤式制動器，設兩側(cè)制動塊對制動盤的壓緊力均為 P ，則制動盤 在其兩側(cè)工作面的作用半徑上所受的摩擦力為 2 fP ，此處 f 為盤與制動塊間 的摩擦系數(shù)，于是鉗盤式制動器的制動器因數(shù)為 BF = 2 fP = 2 f P  （3-35） 式中： f —摩擦系數(shù)。（取 f

64、 = 0.3 ） 得出制動器因數(shù)為： BF = 2 ? 0.3 = 0.6 3.7 盤式制動器主要參數(shù)與摩擦系數(shù)的確定 1.制動盤直徑 D 制動盤直徑 D 希望盡量答謝，這時制動盤的有效半徑得以增大，就可以 降低制動鉗的壓緊力，降低摩擦襯塊的單位壓力和工作溫度。但制動盤直徑 D 選擇為輪輞直徑的 70％～79％，而總質(zhì)量大于 2t 的汽車應取其上限。 本設計中前通風盤直徑 D = 323mm，后普通實心盤直徑 D = 280mm。 2.制動盤的厚度 h 制動盤厚度 h 直接影響著制動盤質(zhì)量金額工作室的溫升。為使質(zhì)量不致 太大，制動盤厚度應取得適當小些；為了降

65、低制動工作時的溫升，制動盤厚 度又不宜過小。制動盤可以制成實心的，而為了通風散熱，又可在制動盤的 兩工作表面之間住處通風孔道。通常，實心制動盤厚度可取為 10～20mm； 具有通風孔道的制動盤的兩工作面之間的尺寸，即制動盤的厚度可取為 20～ 50mm，但多采用 20～30mm。 本設計中前通風盤厚度為 30mm，后實心盤厚度為 16mm。 3.摩擦襯塊內(nèi)半徑 R1 與外半徑 R2 摩擦襯塊的外半徑 R2 與內(nèi)半徑 R1 的比值不大于 1.5。若此比值偏大，工 作室摩擦襯塊外緣與內(nèi)緣的圓周速度相差較大，則其磨損就會不均勻，接觸 面積將減小，最終會導致制動力矩變化大。初選外

66、徑略小于制動盤直徑 （323mm,280mm）即初選摩擦襯塊外徑 R2 = 250 mm R4 = 210 mm，摩擦襯塊 內(nèi)徑初選 R1 = 170 mm R3 = 140 mm。 R2 / R1 = 1.5 ? 1.5 合格， R4 / R3 = 1.4 ? 1.5 合格。 4.摩擦襯塊工作面積 A 根據(jù)制動摩擦襯塊單位面積占有的汽車質(zhì)量在1.6 ～ 3.5 kg/cm 2 范圍內(nèi)選 取。 （初選 A = 2 ） 由 F0 f  = A2.5  kg/cm 2 則： A1 A2  = (1790.46 ? 0.3) ? = (1193.64 ? 0.3) ?  1 2 ? 9.8 1 2 ? 9.8  = 27.4 = 18.27  cm 2 cm 2 計算出的面積為摩擦片最小面積，初選摩擦面積為 A1 = 45 cm 2 A2 = 34 cm 2 本章小結(jié) 本章主要是針對本設計中所需參