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摘 要
本文首先對汽車制動器原理和對各種各樣的制動器進行分析,詳細地闡述了各類制動器的結構,工作原理和優(yōu)缺點。再根據(jù)轎車的車型和結構選擇了適合的方案。根據(jù)市場上同系列車型的車大多數(shù)是滑鉗盤式制動器,而且滑動鉗式盤式制動器結構簡單,性能居中,設計規(guī)范,所以我選擇滑動鉗式盤式制動器。本文探討的是一種結構簡單的滑動鉗式盤式制動器,對這種制動器的制動力,制動力分配系數(shù),制動器因數(shù)等進行計算.對制動器的主要零件如制動盤、制動鉗、支架、摩擦襯片、活塞等進行結構設計和設計計算,從而比較設計出一種比較精確的制動器。本文所采用的設計計算公式均來自參考資料。
關鍵詞: 盤式制動器；制動力； 制動力分配系數(shù)； 制動器因數(shù)
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ABSTRACT
This paper first principle of the car brake and brake on a wide range of analysis,a detailed exposition of the structure of various types of brake, and the advantages and disadvantages of working principle. Accordance with Minibus models and structure chosen for the program me. Under series models on the market with most of the cars leading trailing, and leading trailing simple structure, performance, middling, design specifications, so I chose to receive from the Sliding Disc brake. This paper is a simple structure recipients from the Disc brake, the brake system of this power, braking force distribution coefficient, such as brake factor calculation. brake on the main parts such as brake pan, brake caliper, bracket, friction linings, piston for structural design and design, design and comparison A more precise brake used in the design
of this formula are calculated from the reference.
Key words: disc brakes, power system, power distribution coefficient system, brake factor
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目 錄
第一章 緒論 - 1 -
1.1研究意義 - 1 -
1.2國內(nèi)外發(fā)展現(xiàn)狀 - 1 -
1.3 制動系的功能和要求 - 2 -
1.4課題任務 - 3 -
1.5整車參數(shù) - 3 -
第二章 制動器方案選擇 - 4 -
2.1制動器的主要類型 - 4 -
2.2 制動器的工作原理及其特點 - 4 -
2.2.1鼓式制動器 - 4 -
2.2.2盤式制動器 - 5 -
2.3 盤式制動器方案比較 - 6 -
2.3.1 固定鉗式盤式制動器 - 6 -
2.3.2 浮動鉗式盤式制動器 - 7 -
2.3.3 全盤式制動器 - 8 -
第三章盤式制動器主要參數(shù)的確定 - 10 -
3.1制動盤直徑D - 10 -
3.2制動盤厚度h - 10 -
3.3制動塊 - 10 -
第四章盤式制動器的設計與計算 - 14 -
4.1制動力與制動力分配系數(shù) - 14 -
4.2理想的前、后制動器制動力分配曲線 - 18 -
4.3同步附著系數(shù)計算 - 19 -
4.4 制動力、制動強度、附著系數(shù)利用率的計算 - 22 -
4.4.1滿載時的情況 - 22 -
4.4.2 空載的情況 - 24 -
4.5制動最大力矩 - 25 -
4.6 制動器因數(shù)及制動距離的計算 - 27 -
4.6.1制動器因數(shù)的計算 - 27 -
4.6.2制動器距離的計算 - 28 -
4.7利用附著系數(shù)與制動效率 - 28 -
iii
4.7.1利用附著系數(shù) - 28 -
4.7.2制動效率E、E - 29 -
4.8制動器制動性能核算 - 30 -
4.9 校核計算 - 30 -
4.9.1 摩擦襯塊的磨損特性計算 - 30 -
4.9.2 制動器的熱容量和溫升的核算 - 32 -
4.9.3 盤式制動器制動力矩的校核 - 33 -
第五章 總結 - 36 -
參 考 文 獻 - 37 -
致謝 - 38 -
iv
第一章 緒論
1.1研究意義
隨著社會的不斷向前發(fā)展，汽車在人們的生活中的作用也日趨明顯，人們從事生產(chǎn)活動離不開汽車，日常生活中，汽車尤其是乘用車成為經(jīng)常使用的交通工具。擁有一輛轎車是人們生活質量水平提高的標志。而制動系統(tǒng)是汽車安全系統(tǒng)當中最重要的一項，其結構和性能的優(yōu)劣直接影響車輛和人身安全。因此人們對其提出了更嚴格的要求，現(xiàn)代社會，對制動系統(tǒng)的研究設計以提高其工作性能是十分重要的。
1.2國內(nèi)外發(fā)展現(xiàn)狀
國內(nèi)汽車制動系統(tǒng)行業(yè)主要以生產(chǎn)盤式制動器、鼓式制動器、真空助力器、液壓制動總泵及液壓制動分泵等制動器產(chǎn)品為主。我國ABS產(chǎn)品正處于發(fā)展階段，特別是液壓ABS的研究難度較大，因為液壓ABS主要針對轎車，而國內(nèi)的大部分轎車是以合資為主，其技術主要由外方控制。重慶聚能汽車技術有限公司是目前國內(nèi)唯一能同時生產(chǎn)液壓制動ABS和氣壓制動ABS系列產(chǎn)品的企業(yè)，其技術已經(jīng)接近世界先進水平。
目前，ABS已成為歐、美和日本的成熟產(chǎn)品，形成了完整的評估檢測標準，并以ABS為基礎，延伸出許多更優(yōu)越的電子制動系統(tǒng)，如：ASR、EBD、BAS、ESP、EBA、TCS、VDC及ACC等等。目前主要集中在ESP及電子制動領域的研究方面，如凱西一海斯(K—H)公司在1輛實驗車上安裝了1種電一液(EH)制動系統(tǒng)，該系統(tǒng)徹底改變了制動器的操作機理。通過采用4個比例閥和電力電子控制裝置，K—H公司的EBM就能考慮到基本制動、ABS、牽引力控制及巡航控制制動干預等情況，而不需另外增加任何一種附加裝置。EBM系統(tǒng)潛在的優(yōu)點是比標準制動器能更加有效地分配基本制動力，從而使制動距離縮短5％。一種完全無油液和完全電路制動BBW 的(Brake—By—Wire)的開發(fā)使傳統(tǒng)的液壓制動裝置成為歷史。德國BPW公司還開發(fā)了一種電子報警系統(tǒng)。它收集如輪胎氣壓、摩擦片磨損、制動溫度等些參數(shù)，然后傳送給駕駛員或運輸公司，可監(jiān)視制動摩擦片的磨損情況。一旦發(fā)現(xiàn)制動摩擦片需要送維修站處理時，它可立即告知，并以黃、紅報警燈顯示制動摩擦片損壞程度。對制動系統(tǒng)的研究一直以來都是國內(nèi)外汽車行業(yè)所特備關注的問題。由于人們對制動安全性的不斷重視，許多新興的設計和電子技術被應用到制動系統(tǒng)當中去，如ABS防抱死系統(tǒng)、BSA制動輔助系統(tǒng)、ESP電子穩(wěn)定程序等均是為了提高制動系統(tǒng)的安全性；計算機技術和CAD技術在制動系統(tǒng)的設計過程的應用也大大提高了其質量，加快了設計的周期。以前乘用車以“前盤后鼓”式制動器為主的現(xiàn)象現(xiàn)在已逐漸被“前盤后盤”式所代替?？萍嫉娜招略庐惻c不同新技術的出現(xiàn)和應用為制動系統(tǒng)的設計發(fā)展提供了新的設計思路和發(fā)展方向。
1.3 制動系的功能和要求
汽車制動系是用于使行駛中的汽車減速或停車，使下坡行駛的汽車的車速保持穩(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。汽車制動系直接影響著汽車行駛的安全性和停車的可靠性。
汽車制動系至少應有兩套獨立的制動裝置，即行車制動裝置和駐車制動裝置。行車制動裝置用于使行駛中的汽車強制減速或停車，并使汽車下短坡時保持的適當穩(wěn)定車速。其驅動機構常采用雙回路或多回路結構，以保證其工作可靠。
駐車制動裝置用于使汽車可靠而無時間限制地停駐在一定位置甚至在斜坡上，它也有助于汽車在坡路上起步。駐車制動裝置應采用機械式驅動機構而不用液壓或氣壓驅動，以免其產(chǎn)生故障。
汽車制動系統(tǒng)應具備以上的功能。這些功能是設置在汽車上的一套專門的裝置來實現(xiàn)的。這些裝置是由制動控制機構和執(zhí)行機構來組成的。也就是由供能裝置、操縱機構、傳動機構、制動器、調(diào)節(jié)制動力裝置、制動防抱裝置、報警裝置和壓力保護裝置等組成。
汽車制動系統(tǒng)必須具備如下功能：
1）在汽車行駛過程中能以適當?shù)臏p速度使車降速到所需值，甚至停車；
2）使汽車在下坡行駛時保持穩(wěn)定的速度;
3）使汽車可靠在原地（包括斜坡）停駐;
4）制動系應滿足的要求:
5）應能適應有關標準和法規(guī)的規(guī)定;
6）具有足夠的制動效能，包括行車制動效能和駐車制動效能;
7）工作可靠;
8）制動效能的熱穩(wěn)定性好;
9）制動效能的水穩(wěn)定性好;
10）制動時汽車操縱穩(wěn)定性好;
11）制動踏板和手柄的位置和行程應符合人—機工程學要求;
12）作用滯后的時間要盡可能短;
13）制動時不能產(chǎn)生噪聲和振動;
14）與懸架、轉向裝置不產(chǎn)生運動干涉，在車輪跳動或汽車轉向時不會引起自行制動;
15）能全天侯使用;
16）制動系機件的使用壽命長，制造成本低；對摩擦材料的選擇也應考慮到環(huán)保要求，應力求減小制動時飛散到大氣中的有害人體的石棉纖維。
1.4課題任務
（1）了解固定鉗盤式制動器設計的基本步驟，
（2）學會如何確定固定鉗盤式制動器的相關參數(shù)，
（3）使用Proe繪制固定鉗盤式制動器三維模型，
（4）分析固定鉗盤式制動器的結構。
1.5整車參數(shù)
車型：帕薩特轎車
基本參數(shù)：
1）車長：4870mm；
2）車高：1472mm；
3）車寬：1834mm；
4）軸距：L=2803mm；
5）最高車速：Vmax=200 Km/h；
6）汽車空載質量：ma =1435Kg； 汽車滿載總質量：ma =1930Kg；
7）空載時汽車的質心高度：h’g =800mm； 滿載時汽車的質心高度為hg=930mm；
8）汽車空載時的軸荷分配：前軸60%，后軸40%；
9）汽車滿載時的軸荷分配：前軸52%，后軸48%；
10）汽車前軸的距離：L1= 1577mm；
11）汽車后軸的距離：L2=1550mm；
前后輪胎規(guī)格： 215/60R15 則：輪輞直徑約為381mm；
最大功率：96kw。
第二章 制動器方案選擇
2.1制動器的主要類型
制動器是具有使運動部件(或運動機械)減速、停止或保持停止狀態(tài)等功能的裝置。是使機械中的運動件停止或減速的機械零件。俗稱剎車、閘。制動器主要由制架、制動件和操縱裝置等組成。
目前，廣泛使用的是摩擦式制動器。摩擦式制動器按摩擦副結構形式不同，可分為鼓式、盤式和帶式三種。①鼓式制動器分為內(nèi)張型鼓式制動器和外束型鼓式制動器兩類。內(nèi)張型鼓式制動器的摩擦元件是一對有圓弧形摩擦蹄片的制動蹄，制動時，利用制動鼓的內(nèi)圓柱面與制動蹄摩擦片的外表面作為一對摩擦表面在制動鼓上產(chǎn)生摩擦力矩。②盤式制動器的旋轉元件是一個垂向安放且以兩側面為工作面的制動盤，其固定摩擦元件一般是位于制動盤兩側并帶有摩擦片的制動塊。當制動盤被兩側的制動塊夾緊時，摩擦面便產(chǎn)生作用于制動盤上的摩擦力矩以阻止車輪轉動。③鼓式制動器的帶式制動器只用作中央制動器，這里不做考慮。
2.2 制動器的工作原理及其特點
2.2.1鼓式制動器
典型的鼓式制動器主要由底板、制動鼓、制動蹄、輪缸（制動分泵）、回位彈簧、定位銷等零部件組成。底板安裝在車軸的固定位置上，它是固定不動的，上面裝有制動蹄、輪缸、回位彈簧、定位銷，承受制動時的旋轉扭力。每一個鼓有一對制動蹄，制動蹄上有摩擦襯片。制動鼓則是安裝在輪轂上，是隨車輪一起旋轉的部件，它是由一定份量的鑄鐵做成，形狀似園鼓狀。當制動時，輪缸活塞推動制動蹄壓迫制動鼓，制動鼓受到摩擦減速，迫使車輪停止轉動。
在轎車制動鼓上，一般只有一個輪缸，在制動時輪缸受到來自總泵液力后，輪缸兩端活塞會同時頂向左右制動蹄的蹄端，作用力相等。但由于車輪是旋轉的，制動鼓作用于制動蹄的壓力左右不對稱，造成自行增力或自行減力的作用。因此，業(yè)內(nèi)將自行增力的一側制動蹄稱為領蹄，自行減力的一側制動蹄稱為從蹄，領蹄的摩擦力矩是從蹄的2～2.5倍，兩制動蹄摩擦襯片的磨損程度也就不一樣。
為了保持良好的制動效率，制動蹄與制動鼓之間要有一個最佳間隙值。隨著摩擦襯片磨損，制動蹄與制動鼓之間的間隙增大，需要有一個調(diào)整間隙的機構。過去的鼓式制動器間隙需要人工調(diào)整，用塞尺調(diào)整間隙?，F(xiàn)在轎車鼓式制動器都是采用自動調(diào)整方式，摩擦襯片磨損后會自動調(diào)整與制動鼓間隙。當間隙增大時，制動蹄推出量超過一定范圍時，調(diào)整間隙機構會將調(diào)整桿（棘爪）拉到與調(diào)整齒下一個齒接合的位置，從而增加連桿的長度，使制動蹄位置位移，恢復正常間隙。
2.2.2盤式制動器
盤式制動器又稱為碟式制動器，顧名思義是取其形狀而得名。它由液壓控制，主要零部件有制動盤、分泵、制動鉗、油管等。制動盤用合金鋼制造并固定在車輪上，隨車輪轉動。分泵固定在制動器的底板上固定不動。制動鉗上的兩個摩擦片分別裝在制動盤的兩側。分泵的活塞受油管輸送來的液壓作用，推動摩擦片壓向制動盤發(fā)生摩擦制動，動作起來就好象用鉗子鉗住旋轉中的盤子，迫使它停下來一樣。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，加速通風散熱提高制動效率。
圖 2.1 制動器原理
與鼓式制動器比較，盤式制動器有以下優(yōu)點：
熱穩(wěn)定性好。原因是一般無自行增力作用，摩擦襯塊表面壓力分布較鼓式中的襯塊更為均勻。此外制動鼓在受熱膨脹后，工作半徑增大，使其只能與蹄的中部接觸，從而降低了制動效能，這稱之為機械衰退。制動盤的軸向膨脹極小，徑向膨脹根本與性能無關，古無機械衰退問題。因此，前輪采用盤式制動器，汽車制動時不易跑偏。
水穩(wěn)性好。制動塊對盤的單位壓力高，易于將水擠出，因而浸水后效能降低不多；又由于離心力作用及襯塊對盤的擦拭作用，出水后只需經(jīng)一、二次制動機能恢復正常。鼓式制動器則需要經(jīng)過十余次才能恢復正常。
制動力矩與汽車制動方向無關。
易于構成雙回路制動系，是系統(tǒng)有較高的可靠性和安全性。
尺寸小、質量小、散熱性良好。
壓力在制動塊上分布比較均勻，故襯塊磨損也均勻
更換襯塊簡單容易。
襯塊與制動盤之間的間隙小，從而縮短了制動協(xié)調(diào)時間。
易于實現(xiàn)間隙自動調(diào)整。
方案初步選?。夯谝陨媳容^盤式制動器的優(yōu)勢，以及轎車對制動器安全性要求較高，其效能穩(wěn)定性要好，所以不能選擇效能穩(wěn)定性較差的鼓式制動器，所以可以初步確定為盤式制動器。
2.3 盤式制動器方案比較
盤式制動器分為固定鉗式盤式制動器、浮動鉗式盤式制動器、全盤式盤式制動器，各有其優(yōu)缺點。
2.3.1 固定鉗式盤式制動器
固定鉗式盤式制動器如下圖所示，其制動鉗體固定在轉向節(jié)（或橋殼）上，在制動鉗體上有兩個液壓油缸，其中各裝一個活塞。當壓力油液進入兩個油缸活塞外腔時，推動兩個活塞向內(nèi)將位于制動盤兩側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少時，回位彈簧則將兩制動塊總成及活塞推離制動盤。這種結構形式又稱為對置活塞式或浮動活塞式固定鉗式盤式制動器。固定鉗式盤式制動器的制動鉗剛度好，除活塞和制動塊外無其他滑動件。但由于需采用兩個油缸并分置制動盤的兩側，因而必須用跨越制動盤的內(nèi)部油道或外部油管來連通。這就使得制動器的徑向和軸向尺寸都較大，因而在車輪中，特別是車輪輪距小的微型車的前輪中的布置比較困難；需兩組高精度的液壓缸和活塞，成本較高；制動產(chǎn)生的熱經(jīng)制動鉗體上的油路傳給制動油液，易使其由于溫度過高而產(chǎn)生氣泡，影響制動效果。微型客車從結構和經(jīng)濟性上考慮都不適用固定鉗式盤式制動器。近年來，由于汽車性能要求的提高，固定鉗式固有的弱點使之不能完全適應這些要求，故不采納固定鉗式盤式制動器。
活塞
制動鉗體
制動塊
車橋
進油口
制動盤
缺點：油缸多、結構復雜、制動鉗尺寸大。
油路中的制動液受制動盤加熱易汽化。
圖2.2 固定鉗式盤式制動器
2.3.2 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，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撐銷擺動。但它們的制動油缸都是單側的，且與油缸同側的制動塊總成為活動的，而另一側的制動總成則固定在鉗體上。制動時在油液壓力作用下，活塞推動該側活動的制動塊總成壓靠到制動盤，而反作用力則推動制動鉗體連同固定于其上的制動塊總成壓向制動盤的另一側，直到兩側的制動塊總成的受力均等為止。浮動鉗盤式制動器只在制動盤的一側裝油缸，其結構簡單，造價低廉，易于布置，結構尺寸緊湊，可將制動器近一步移近輪轂，同一組制動塊可兼用于行車制動和駐車制動。由于浮動鉗沒有跨越制動盤的油道或油管，減少了油液受熱機會，單側油缸又位于盤的內(nèi)側，受車輪遮蔽較小，使冷卻條件較好。另外單側油缸的活塞比兩側油缸的活塞要長，也增大了油缸的散熱面積，因此制動油液溫度比固定鉗式的低30 ℃~50℃，汽化的可能性較小。相比于固定鉗式浮動鉗式可將油缸和活塞等精密件減去一半，造價大為降低。
圖2.3 浮鉗式制動器
2.3.3 全盤式制動器
全盤式制動器由固定摩擦圓盤和旋轉圓盤組成。定圓盤通過導向平鍵或花鍵聯(lián)接(見鍵聯(lián)接、花鍵聯(lián)接)于固定殼體內(nèi)，而動圓盤用導向平鍵或花鍵裝在制動軸上，并隨軸一起旋轉。當受到軸向力時,動、定圓盤相互壓緊而制動。為增多盤數(shù)和在圓盤表面覆蓋一層石棉等摩擦材料可增大制動力矩。其工作原理如摩擦離合器，故又稱離合器式制動器。這種制動器結構緊湊，摩擦面積大，制動力矩大，但散熱條件差，結構較為復雜，造價成本高，故不予以采用。
圖2.4 全盤式制動器
綜上所述：選擇方案三浮動盤式制動器最為理想。滑動鉗式制動器由于它結構簡單、緊湊、質量小和耐高溫，它既滿足了制動安全實用性也具有較低的生產(chǎn)成本，得到了廣泛的應用，所以我考慮選用滑動鉗式盤式制動器做為轎車的制動器。
第三章盤式制動器主要參數(shù)的確定
3.1制動盤直徑D
制動盤直徑D應盡可能取大些，這時制動盤的有效直徑得到增加，可以減少制動盤的夾緊力，降低襯塊的單位面積壓力和工作溫度。由于受到輪輞直徑的限制，制動盤的直徑通常選擇為輪輞直徑的70%-79%?？傎|量大于2t的汽車應取上限。
我所設計的汽車，滿載時的總質量有1920kg,我對該車前輪制動器制動盤的直徑選擇為輪輞直徑的75%，給定的輪胎參數(shù)為：215R15，這就是說輪輞直徑為381mm。那么:
制動盤直徑D=d×74%=381×74%=280mm
式中d──輪輞直徑，d=15英寸=381mm
3.2制動盤厚度h
制動盤厚度h直接影響著制動盤質量和工作時的溫升。為了使質量不至于太大，制動盤的厚度應取得適當小些，為了降低制動工作時的溫升，制動盤厚度又不宜過小。制動盤可以做成實心的，為了通風散熱，降低制動工作時的溫升，又可以在制動盤的兩工作面之間鑄出通風孔道。通常，實心制動盤厚度可取為10～20mm,具有通風孔道的制動盤兩工作面之間的尺寸一般取20～30mm。
我所設計的汽車制動盤為了降低溫升，增加散熱，我選用通風式的制動盤。
厚度為：
H=28mm
3.3制動塊
制動塊有背板和摩擦襯塊構成，兩者直接壓嵌在一起?；钊麘軌鹤”M量多的制動塊面積，以免襯塊發(fā)生卷角而引起尖叫聲。
圖3.1 摩擦塊
1）摩擦襯塊內(nèi)半徑R1與外半徑R2
一般摩擦襯塊的外半徑R2與內(nèi)半徑R1的比值不應偏大。因為，如果比值偏大，工作時摩擦襯塊外緣與內(nèi)緣的圓周速度相差較大，則其磨損就會不均勻，接觸面積將減少，最終會導致制動力矩變化大。
經(jīng)過計算參考，選擇R1=86mm，R2=134mm。
Rm=R1+R2/2=110mm；
Re=4/3（1-m/（1+m）（1+m））Rm=115mm。
m=R1/R2=0.6。
2）摩擦襯塊的工作面積A
確定盤式制動器摩擦襯塊工作面積A時，根據(jù)摩擦襯塊單位面積占有的汽車質量，推薦在1.6-3.5kg/cm。
選取a=60 ；
則：
單片襯塊作用面積 A=（60/360）π（）=6047mm。
檢驗：143540%0.5/（26047）=2.37kg/cm<3.5kg/cm滿足。
3）摩擦襯塊的材料
選擇摩擦塊時不僅希望其摩擦系數(shù)要高些，更要求其熱穩(wěn)定性要好，受溫度和壓力的影響要小。不能單純地追求摩擦材料的高摩擦系數(shù)，應提高對摩擦系數(shù)的穩(wěn)定性和降低制動器對摩擦系數(shù)偏離正常值的敏感性的要求。各種制動器用摩擦材料的摩擦系數(shù)的穩(wěn)定值約為0.3～0.5，少數(shù)可達0.7。一般說來，摩擦系數(shù)愈高的材料，其耐磨性愈差。所以在制動器設計時并非一定要追求高摩擦系數(shù)的材料。當前國產(chǎn)的制動摩擦片材料在溫度低于250℃時，保持摩擦系數(shù)f=0.35～0.40已無大問題。因此，在假設的理想條件下計算制動器的制動力矩，取f=0.35可使計算結果接近實際。另外，在選擇摩擦材料時應盡量采用減少污染和對人體無害的材料。
4）摩擦襯塊有效半徑
盤式制動器的計算用簡圖如圖3-1所示，今假設襯塊的摩擦表面與制動盤接觸良好，且各處的單位壓力分布均勻，則盤式制動器的制動力矩為：
（3.1）
式中， ——摩擦系數(shù)；
N——單側制動塊對制動盤的壓緊力N；
R——作用半徑，mm。
根據(jù)圖3.1，在任一單元面積只RdR上的摩擦力對制動盤中心的力矩為，式中p為襯塊與制動盤之間的單位面積上的壓力，則單側制動塊作用于制動盤上的制動力矩為：
（3.2）
單側襯塊給予制動盤的總摩擦力為：
（3.3）
式中，f—摩擦系數(shù) f=0.36
—摩擦襯塊扇行弧度角一半 =
得有效半徑為：
（3.4）
令，則有：
制動器制動襯塊有效半徑：=115.3mm
第四章盤式制動器的設計與計算
4.1制動力與制動力分配系數(shù)
汽車制動時，如果忽略路面對車輪的滾動阻力矩和汽車回轉質量的慣性力矩，則任一角速度>0的車輪，其力矩平衡方程為:
(4.1)
式中， ——制動器對車輪作用的制動力矩，即制動器的摩擦力矩，其方向與車輪旋轉方向相反，N·m；
——地面作用于車輪上的制動力，即地面與輪胎之間的摩擦力，又稱地面制動力，其方向與汽車行駛方向相反，N；
——車輪有效半徑，m。
令 (4.2)
并稱之為制動器制動力，與地面制動力的方向相反，當車輪角速度>0時，大小亦相等，且僅由制動器結構參數(shù)所決定。即取決于制動器的結構型式、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或氣壓成比例。當加大踏板力以加大，和均隨之增大。但地面制動力受著附著條件的限制，其值不可能大于附著力，即
≤ （4.3）
或 （4.4）式中 ， ——輪胎與地面間的附著系數(shù)；
Z——地面對車輪的法向反力，N。
圖4.1 制動力分配曲線
當制動器制動力和地面制動力達到附著力值時，車輪即被抱死并在地面上滑移。此后制動力矩即表現(xiàn)為靜摩擦力矩，而即成為與相平衡以阻止車輪再旋轉的周緣力的極限值。當制動到=0以后，地面制動力達到附著力值后就不再增大，而制動器制動力由于踏板力的增大使摩擦力矩增大而繼續(xù)上升如圖(4.1)。
根據(jù)汽車制動時的整車受力分析如圖4.2，考慮到制動時的軸荷轉移，可求得地面對前、后軸車輪的法向反力Z1，Z2為：
(4.5)
（4.6）
圖4.2 汽車受力分析
式中， G——汽車所受重力，N；
L——汽車軸距，mm；
——汽車質心離前軸距離，mm；
——汽車質心離后軸的距離，mm；
——汽車質心高度，mm；
g——重力加速度，m/s；
——汽車制動減速度, m/s。
汽車總的地面制動力為:
（4.7） 式中， q（）——制動強度，亦稱比減速度或比制動力；
,——前后軸車輪的地面制動力，N。
由以上兩式可求得前、后軸車輪附著力為:
（4.8）
（4.9）
上式表明：汽車在附著系數(shù)為任意確定值的路面上制動時，各軸附著力即極限制動力并非為常數(shù)，而是制動強度q或總制動力的函數(shù)。當汽車各車輪制動器的制動力足夠時，根據(jù)汽車前、后軸的軸荷分配，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)的情況有三種，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。
在以上三種情況中，顯然是最后一種情況的附著條件利用得最好。
由式(4.7)、式(4.8)和式(4.9)求得在任何附著系數(shù)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是：
(4.10)
（4.11）
式中，——前軸車輪的制動器制動力，N，；
——后軸車輪的制動器制動力，N，；
——前軸車輪的地面制動力，N；
——后軸車輪的地面制動力，N；
，——地面對前、后軸車輪的法向反力，N；
G——汽車重力，N；
，——汽車質心離前、后軸距離,mm；
——汽車質心高度，mm。
圖4.3 轎車的I曲線和曲線
由式(4.10)可知，前、后車輪同時抱死時，前、后輪制動器的制動力，是的函數(shù)。
將上式繪成以，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4.3所示。如果汽車前、后制動器的制動力，能按I曲線的規(guī)律分配，則能保證汽車在任何附著系數(shù)的路面上制動時，都能使前、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，并以前制動與汽車總制動力之比來表明分配的比例，稱為汽車制動器制動力分配系數(shù)：
又由于在附著條件所限定的范圍內(nèi)，地面制動力在數(shù)值上等于相應的制動周緣力，故又可通稱為制動力分配系數(shù)。
4.2理想的前、后制動器制動力分配曲線
前面已經(jīng)指出，制動時前、后輪同時抱死，對附著條件的利用、制動時汽車方向的穩(wěn)定性均較為有利。此時的前、后輪制動器的制動力和的關系曲線，常稱為理想的前、后輪制動器的制動力分配曲線。
在任何附著系數(shù)的φ 路面上，前、后輪同時抱死的條件是：前后輪的動力之和等于附著力，并且前后輪制動器的制動力分別等于各自的制動力，即
+= φ G
=φ
=φ （4.13）
或
+= φ G
= （4.14）
代入上式，得
+= φ G
= （4.15）
由式（4.13）畫成的曲線，即為前后輪同時抱死時前后輪制動器的制動力的關系曲線；理想的錢后輪制動器制動力分配曲線，簡稱I曲線。
I曲線可有作圖法直接求得。先將式（4.13）中的第一式按不同的φ 值（φ =0.1,0.2,0.3,···）作圖畫在4.3上，得到與坐標軸成45度、與坐標截距依次為φ g（0.1g，0.2g，0.3g···）的平行線；再對式（4.14）第二式按不同的φ 值（φ =0.1,0.2,0.3，····）帶入，也做與圖4.3上；得到一組通過原點、斜率不同的（斜率等于/，其值大小與φ有關，隨著φ值增大，斜率減小）的射線。
這兩組直線中，對于某一φ值，均可以找到兩組直線，著兩條直線的交點即可滿足值和值。把對不同φ值的兩直線交點A,B,C···連接起來便得到了I曲線。曲線上任意一點代表在該附著系數(shù)路面上前后輪制動器的制動力應有的數(shù)值。
由此可見，只要給出汽車總質量、汽車質心的位置，就能做出I曲線。另外I曲線隨著負載增加而上移。
應當指出，I曲線是踏板力增長到前后輪同時抱死拖滑時的前后輪制動器制動力的分配曲線。車輪同時抱死時，==，==，所以I曲線也是前后輪同時抱死時和的關系曲線。
還要進一步指出，汽車前后制動器制動力長不能按I曲線來分配。制動過程中嘗試一根車軸先抱死，隨著踏板力的進一步增加，接著另一根軸接著抱死。
4.3同步附著系數(shù)計算
由 (4.12) 可知分配曲線表達為：
= (4.16)
上式在圖4.3中是一條通過坐標原點且斜率為(1-)/的直線，它是具有制動器制動力分配系數(shù)為的汽車的實際前、后制動器制動力分配線，簡稱線。圖中線與I曲線交于B點，可求出B點處的附著系數(shù)=,則稱線與I曲線交點處的附著系數(shù)為同步附著系數(shù)。它是汽車制動性能的一個重要參數(shù)，由汽車結構參數(shù)所決定。同步附著系數(shù)的計算公式是：
對于前、后制動器制動力為固定比值的汽車，只有在附著系數(shù)等于同步附著系數(shù)的路面上，前、后車輪制動器才會同時抱死。當汽車在不同值的路面上制動時，可能有以下情況：
(1)當<，線位于I曲線下方，制動時總是前輪先抱死。它雖是一種穩(wěn)定工況，但喪失轉向能力。
(2)當>，線位于I曲線上方，制動時總是后輪先抱死，這時容易發(fā)生后軸側滑使汽車失去方向穩(wěn)定性。
(3)當=，制動時汽車前、后輪同時抱死，是一種穩(wěn)定工況，但也失去轉向能力。
為了防止汽車的前輪失去轉向能力和后輪產(chǎn)生側滑，希望在制動過程中，在即將出現(xiàn)車輪抱死但尚無任何車輪抱死時的制動減速度，為該車可能產(chǎn)生的最高減速度。分析表明，汽車在同步附著系數(shù)的路面上制動(前、后車輪同時抱死)時，其制動減速度為du/dt=qg=g，即q=，q為制動強度。而在其他附著系數(shù)的路面上制動時，達到前輪或后輪即將抱死時的制動強度q<，這表明只有在=的路面上，地面的附著條件才得到充分利用。附著條件的利用情況可用附著系數(shù)利用率 (或附著力利用率)來表達，可定義為：
式中 ，——汽車總的地面制動力，N；
G——汽車所受重力，N；
q——制動強度。
當=時， q=，=1,利用率最高。
當今道路條件大為改善，汽車行駛速度也大為提高，因而汽車因制動時后輪先抱死引起的后果十分嚴重。由于車速高，它不僅會引起側滑甩尾甚至會調(diào)頭而喪失操縱穩(wěn)定性。后輪先抱死的情況是最不希望發(fā)生的。因此各類轎車和一般載貨汽車的值有增大的趨勢。
如何選擇同步附著系數(shù)，是采用恒定前后制動力分配比的汽車制動系設計中的一個較重要的問題。在汽車總重和質心位置已定的條件下，的數(shù)值就決定了前后制動力的分配比。
的選擇與很多因數(shù)有關。首先，所選的應使得在常用路面上，附著系數(shù)利用率較高。具體而言，若主要是在較好的路面上行駛，則選的值可偏高些，反之可偏低些。從緊急制動的觀點出發(fā)，值宜取高些。汽車若常帶掛車行駛或常在山區(qū)行駛，值宜取低些。此外，的選擇還與汽車的操縱性、穩(wěn)定性的具體要求有關，與汽車的載荷情況也有關。總之，的選擇是一個綜合性的問題，上述各因數(shù)對的要求往往是相互矛盾的。因此，不可能選一盡善盡美的值，只有根據(jù)具體條件的不同，而有不同的側重點。
根據(jù)設計經(jīng)驗，空滿載的同步附著系數(shù)和應在下列范圍內(nèi)：轎車：0.65～0.80；輕型客車、輕型貨車：0.55～0.70；大型客車及中重型貨車：0.45～0.65。
如何選擇同步附著系數(shù)，是采用恒定前后制動力分配比的汽車制動系設計中的一個較重要的問題。在汽車總重和質心位置已定的條件下，的數(shù)值就決定了前后制動力的分配比。
理想情況下，前后車輪同時抱死，前后制動器的制動力計算根據(jù)所給定的技術參數(shù)、公式、、.取分別為0.1、0.2、0.3、0.4、0.5、0.6、0.7、0.8、0.9、1.0時計算空載和滿載的制動器制動力，列表如下：
表 4.1 空載和滿載的制動器制動力
值
空載
滿載
FKN
FKN
F/ F
FKN
FKN
F/ F
0.1
0.55
0.33
1.68
0.64
0.52
1.22
0.2
1.13
1.60
1.88
1.34
0.99
1.35
0.3
1.77
0.82
1.16
2.10
1.40
1.5
0.4
2.37
1.00
2.37
2.90
1.76
1.66
0.5
3.2
1.13
2.83
3.75
2.07
1.81
0.6
3.98
1.21
3.29
4.66
2.32
2.00
0.7
4.82
1.24
3.89
5.63
2.52
2.24
0.8
5.70
1.22
4.67
6.65
2.67
2.51
0.9
6.63
1.16
5.72
7.72
2.60
3.0
1.0
7.61
1.05
7.24
8.84
2.51
3.52
滿載時取 F/ F＝2.24
則
同步附著系數(shù) （4.18）
空載時＝0.33 滿載時＝0.77
根據(jù)設計經(jīng)驗，滿載的同步附著系數(shù)應在下列范圍內(nèi)：轎車：0.65～0.80；輕型客車、輕型貨車：0.55～0.70；大型客車及中重型貨車：0.45～0.65。
4.4 制動力、制動強度、附著系數(shù)利用率的計算
4.4.1滿載時的情況
1） 汽車在理想路面上行駛
即當=時，有：=，=，故
=G=mag=15009.80.72=10672 N
q==0.72；ε =q/=1
==G(+qhg)/L
=
=
以上式中， 、──汽車前、后軸車輪的地面制動力；
──汽車總的地面制動力
、──前、后軸車輪附著力；
q──制動強度；
──附著系數(shù)利用率；
G──汽車所受重力；
g──重力加速度；
、──前、后輪制動器制動力（又稱制動周緣力）
F′ ──單個前輪制動器制動力；
T′ ──單個前輪制動器制動力矩。
2）當汽車在較差路面行駛
即當〈時，汽車可能得到的最大總制動力取決于前
剛剛首先抱死的條件，即=。若取=0.5，則制動力可以寫為
（4.19）
制動強度q可以寫為
（4.20）
附著系數(shù)利用率可以寫為
（4.21）
可以算出前輪制動器的制動力FB1為
（4.22）
F′=F/2
T′=F′re
3） 當汽車在較好路面行駛
即當 >時，汽車可能得到的最大總制動力取決于后輪剛剛首先抱死的條件，即FB2=F。若取=0.9，則
制動力FB可以寫為
（4.23）
制動強度q可以寫為
（4.24）
附著系數(shù)利用率可以寫為
（4.25）
可得后輪制動器的制動力FB2為
（4.26）
F=F-F
F′=F1/2
T′=F′*re
從以上的計算結果均通過Matlab編程運算得出，詳見運算表格，從結果可知路面條件越好，車輪與路面間的附著系數(shù)越高，則前輪制動器所承受的制動力和制動力矩就越大。
4.4.2 空載的情況
1）當=時，有：
=F，=F （4.27）
故
FB=G=mag
q==0.47；ε =q/=1 （4.28）
=F=G(L2+qhg)/L （4.29）
=
F′f1=FB1/2
T′f1=F′f1re
2）當〈 時，汽車可能得到的最大總制動力取決于前輪剛剛首先抱死的條件，即=F。若取=0.3
則制動力可以寫為
（4.30）
制動強度q可以寫為
（4.31）
附著系數(shù)利用率可以寫為
（4.32）
可以算出前輪制動器的制動力FB1為
（4.33）
F′f1=Ff1/2
T′f1=F′f1*re
3）當φ >φ0時，汽車可能得到的最大總制動力取決于后輪剛剛抱死的條件，即FB2=Fφ2。若取φ=0.6，則
制動力FB可以寫為
（4.34）
制動強度q可以寫為
（4.35）
附著系數(shù)利用率可以寫為
（4.36）
可以算出前輪制動器的制動力FB2為
（4.37）
FB1=FB-FB2
F′f1=FB1/2
T′f1=F′f1*re
4.5制動最大力矩
最大制動力是在滿載時汽車附著質量被完全利用的條件下獲得的，這時制動力與地面作用于車輪的法向力,成正比。由式(4.5)可知，雙軸汽車前、后車輪附著力同時被充分利用或前、后輪同時抱死時的制動力之比為：
=2.7 （4.38）式中， ,——汽車質心離前、后軸距離，mm;
——同步附著系數(shù)；
——汽車質心高度，mm。
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：
式中， ——前軸制動器的制動力，N ;
——后軸制動器的制動力，N ;
——作用于前軸車輪上的地面法向反力，N；
——作用于后軸車輪上的地面法向反力，N；
——車輪有效半徑，mm。
對于常遇到的道路條件較差、車速較低因而選取了較小的同步附著系數(shù)值的汽車，為了保證在的良好的路面上（例如=0.7）能夠制動到后軸和前軸先后抱死滑移（此時制動強度），前、后軸的車輪制動器所能產(chǎn)生的最大制動力力矩為：
（4.39）
（4.40）
對于選取較大值的各類汽車，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。為了保證在的良好路面上能制動到后軸車輪和前、后車輪先后抱死滑移，相應的極限制動強度，故所需的后軸和前軸的最大制動力矩為：
(4.41)
(4.42)式中， ——該車所能遇到的最大附著系數(shù)；
q——制動強度;
——車輪有效半徑，m。
因為所選取的車型為帕薩特轎車，所遇道路路面較好，同步附著系數(shù)也較高。所以采取公式（4.41）和（4.42）計算制動器在路面附著系數(shù)為0.8時的后軸和前軸最大制動力矩：
后軸：
=
=753(Nm)
前軸：=1676(Nm)
式中 ，——該車所能遇到的最大附著系數(shù)，=0.8；
q——制動強度；
——車輪有效半徑，=0.28m。
一個車輪制動器應有的最大制動力矩為按上公式計算所得結果的半值。
4.6 制動器因數(shù)及制動距離的計算
4.6.1制動器因數(shù)的計算
制動器因數(shù)又稱為制動器效能因數(shù)，它表示制動器的效能，用BF表示。其實質是制動器在單位輸入壓力或力的作用下所能輸出的力或力矩，用于比較不同結構型式的制動器的效能。制動器因數(shù)可以定義為在制動盤的作用半徑上所能產(chǎn)生的摩擦力與輸入力之比，即
（4.43）
式中，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；
因為我對微型客車前輪制動器選用的是鉗盤式制動器，設兩側制動塊對制動盤的壓緊力均為P，則制動盤在其兩側工作面的作用半徑上所受的摩擦力為2fP，那么鉗盤式制動器的制動器因數(shù)為
（4.44） 式中，f——盤與制動襯塊間的摩擦系數(shù)。
利用經(jīng)驗設計方法，我們可以取f=0.35,那么，該車前輪制動器的制動因數(shù)為
（4.45）
4.6.2制動器距離的計算
制動距離是制動效能的一個重要指標，即
（4.46）
式中：——制動初速度，在這里取=80
則該車的制動距離為
=50.67m （4.47）
4.7利用附著系數(shù)與制動效率
為了防止前軸失去轉向能力和后軸側滑，汽車在制動過程中最好不要出現(xiàn)前輪先抱死的危險情況，也不