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1、哈爾濱工業(yè)大學(xué)華德應(yīng)用技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文） 摘 要 汽車制動(dòng)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(dòng)系的可靠性顯得日益重要。也只有制動(dòng)性能良好、制動(dòng) 系工作可靠的汽車，才能充分發(fā)揮其動(dòng)力性能。 盤式制動(dòng)器又稱為碟式制動(dòng)器，這種制動(dòng)器散熱快、重量輕、構(gòu)造簡單、 調(diào)整方便，特別是高負(fù)載時(shí)耐高溫性能好，制動(dòng)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(dòng)比鼓式制動(dòng)更容易在較短的時(shí)間內(nèi) 令車停下。有些盤式制動(dòng)器的制動(dòng)盤上還開了許多小孔，加速通風(fēng)散熱，

2、提 高制動(dòng)效率。由制動(dòng)器設(shè)計(jì)的一般原則，綜合考慮制動(dòng)效能、制動(dòng)效能穩(wěn)定 性、制動(dòng)間隙調(diào)整簡便性、制動(dòng)器的尺寸和質(zhì)量及噪聲等諸多因素設(shè)計(jì)本產(chǎn) 品。在設(shè)計(jì)中涉及到同步系數(shù)的選取、制動(dòng)器效能因素的選取、制動(dòng)力矩的 計(jì)算，以及制動(dòng)器主要元件選取，最后對(duì)設(shè)計(jì)的制動(dòng)器進(jìn)行校核計(jì)算。 關(guān)鍵字：盤式制動(dòng)器；制動(dòng)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(shè)計(jì)任務(wù)...............................................................................

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

11、.............4 2.1.1 固定鉗式盤式制動(dòng)器.................................................................................5 2.1.2 浮動(dòng)鉗式盤式制動(dòng)器.................................................................................5 2.2 制動(dòng)盤的分類及選擇.........................................................................

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

13、........................................................................... 15 3.3 制動(dòng)強(qiáng)度和附著系數(shù)利用率......................................................................16 3.4 制動(dòng)器最大制動(dòng)力矩.................................................................................. 18 3.5 利用附著系數(shù)與制動(dòng)效率...............

14、........................................................... 20 3.6 制動(dòng)器因數(shù)...................................................................................................22 3.7 盤式制動(dòng)器主要參數(shù)與摩擦系數(shù)的確定................................................. 23 第 4 章 制動(dòng)器的設(shè)計(jì)計(jì)算..................................

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

16、.......................... 28 第 5 章 制動(dòng)器主要部件的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)與計(jì)算......................................................31 5.1 制動(dòng)盤........................................................................................................... 31 5.2 制動(dòng)鉗...............................................................

17、............................................ 31 5.3 制動(dòng)塊........................................................................................................... 32 -IV 5.4 襯塊警報(bào)裝置設(shè)計(jì)...................................................................................... 32 5.5 摩擦材料............

18、...........................................................................................32 5.6 制動(dòng)器間隙...................................................................................................33 5.7 緊固摩擦片鉚釘?shù)募羟袘?yīng)力驗(yàn)算............................................................. 33 第 6 章 制動(dòng)

19、驅(qū)動(dòng)機(jī)構(gòu)的型式選擇與設(shè)計(jì)計(jì)算................................................. 35 6.1 伺服制動(dòng)器的結(jié)構(gòu)形式選擇......................................................................35 6.2 制動(dòng)管路的多回路系統(tǒng).............................................................................. 36 結(jié)論...........................................

20、................................................................................. 38 致謝............................................................................................................................ 39 參考文獻(xiàn).................................................................................

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(dòng)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(dòng)器市場的增加，鼓式制動(dòng)器的被代替。鑒于此 本設(shè)計(jì)主要是通過研究來使自己增加知識(shí)，并嘗試獨(dú)立完成生產(chǎn)設(shè)計(jì)的過程。 由于本人能力有限，設(shè)計(jì)中錯(cuò)誤與不妥之處在所難免，懇請(qǐng)各位導(dǎo)師批評(píng)指 正。 制動(dòng)系的功用是強(qiáng)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(dòng)的機(jī)構(gòu)。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(dòng)系的工作可靠性顯得日益重要。 制動(dòng)系至少應(yīng)有兩套獨(dú)立

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

24、小的制動(dòng)力矩條件下，盤式制動(dòng)器的結(jié)構(gòu)尺寸和質(zhì)量比鼓 式的要小。 6 盤式制動(dòng)器的摩擦襯塊比鼓式制動(dòng)器的摩擦襯片在磨損后更易更換，結(jié) 構(gòu)也較簡單，維修、保養(yǎng)容易。 7 制動(dòng)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(shí)間，并使制動(dòng)驅(qū)動(dòng)機(jī)構(gòu)的力傳動(dòng)比有增大的可能。 8 制動(dòng)盤的熱膨脹不會(huì)像制動(dòng)鼓熱膨脹那樣引起制動(dòng)踏板行程損失，這也 -19- 使得間隙自動(dòng)調(diào)整裝置的設(shè)計(jì)可以簡化。 9 易于構(gòu)成多回路制動(dòng)驅(qū)動(dòng)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(dòng)。 10 能方便地實(shí)現(xiàn)制動(dòng)器磨損報(bào)警，以便能及

25、時(shí)地更換摩擦襯塊。 盤式制動(dòng)器又分為通風(fēng)盤式制動(dòng)器與實(shí)心盤式制動(dòng)器。通風(fēng)盤式制動(dòng)器 由于為了通風(fēng)散熱，在制動(dòng)盤的兩個(gè)工作面之間鑄造出通風(fēng)孔道使散熱能力 更強(qiáng)，不容易產(chǎn)生熱衰退，多用于馬力較大的汽車。而實(shí)心盤式制動(dòng)器用于 馬力相對(duì)較小的車型，散熱能力相對(duì)較差。當(dāng)長時(shí)間連續(xù)踩剎車，通風(fēng)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?yàn)闇囟壬叨儾?，?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(yīng) 增加，而實(shí)心盤則不能長時(shí)間踩剎車，但是使用成本、維修成本相對(duì)低些。 同時(shí)當(dāng)汽車前后同時(shí)采用盤式制動(dòng)器時(shí)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(yīng)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(dòng)器 據(jù)相關(guān)數(shù)據(jù)統(tǒng)計(jì)，目前我國乘用車中剎車制動(dòng)器用鼓式制動(dòng)器約占 20% 左右，并且鼓式制動(dòng)器目前已經(jīng)退出前輪制動(dòng)。目前鼓式制動(dòng)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(dòng)系統(tǒng)。 2.盤式制動(dòng)器 2000 年以來，我國盤式制動(dòng)器市場需求增長速度發(fā)展非?？臁闹袊?車工業(yè)協(xié)會(huì)統(tǒng)計(jì)的情況來看，2000 年我國盤式制動(dòng)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(dá) 68.9%， 2007 年增長至 1000 萬套左右。過去 5 年里，我國盤式制動(dòng)器

27、應(yīng)用的增長非 常迅速。 （二）進(jìn)出口情況 2000 年以來，我國汽車制動(dòng)器產(chǎn)品進(jìn)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(shè)計(jì)任務(wù) 設(shè)計(jì)內(nèi)容包括汽車制動(dòng)器的功能與設(shè)計(jì)要求，結(jié)構(gòu)方案的分析，制動(dòng)力 的分配，制動(dòng)器主要零件的選擇及主要參數(shù)的選取，制動(dòng)器各種參數(shù)的計(jì)算， 主要零件的裝配尺寸鏈的分析計(jì)算。 1.3 制動(dòng)器的發(fā)展過程 自 2009 年以來，國內(nèi)乘用車制動(dòng)器技術(shù)應(yīng)用發(fā)生了較大變化。以往配裝 在中高端車型上技術(shù)吧 制動(dòng)安全技術(shù)上得到了全面升級(jí)。這充分體現(xiàn)了盤

28、式 制動(dòng)器相比鼓式制動(dòng)器的有點(diǎn)還是很明顯的。另外，盤式制動(dòng)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(dòng)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(dòng)器相比較鼓式制動(dòng)器有著明顯的優(yōu)點(diǎn)，但是由于成本的原因使 得盤式制動(dòng)器只局限在高中檔轎車中使用，所以盤式制動(dòng)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(dòng)器取代鼓式制動(dòng)器成為必 然的趨勢。 第 2 章 制動(dòng)器的結(jié)構(gòu)形式及選擇 2.1 盤式制動(dòng)器的結(jié)構(gòu)形式及選擇 按摩擦副中的固定摩擦元件的結(jié)構(gòu)來分，盤式制動(dòng)器分為鉗盤式和全盤 是制動(dòng)器兩大類。 鉗盤式制動(dòng)

29、器摩擦元件是兩塊帶有摩擦襯塊的制動(dòng)塊，后者裝在以螺栓 固定于轉(zhuǎn)向節(jié)或橋殼上的制動(dòng)鉗體內(nèi)，如圖 2-1 所示。兩塊制動(dòng)塊之間裝有 作為旋轉(zhuǎn)元件的制動(dòng)盤，制動(dòng)盤式以螺栓固定在輪轂上。制動(dòng)塊的摩擦襯塊 與制動(dòng)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(dòng)器又稱為點(diǎn)盤式制動(dòng)器。其結(jié)構(gòu)較簡單，質(zhì)量小，散熱性較好， 且借助于制動(dòng)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(dòng)時(shí)其單位壓力很高，摩擦面的溫度較高，因此，對(duì)摩 擦材料的要求也較高。 圖 2-1 固定鉗盤式制動(dòng)器 1-輪轂凸緣;2-制動(dòng)盤;3-復(fù)位彈簧;4-輪輻;5-鉗體

30、 6-導(dǎo)向支承銷;7-制動(dòng)塊;8-活塞;9-調(diào)整墊片;10-轉(zhuǎn)向節(jié) 全盤式制動(dòng)器的固定摩擦元件和旋轉(zhuǎn)元件居委圓盤形，制動(dòng)時(shí)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(dòng)器。用的較 多的是多片全盤式制動(dòng)器，以便獲得較大的制動(dòng)力。但這種制動(dòng)器的散熱性 能較差，為此，多采用油冷式，結(jié)構(gòu)復(fù)雜。 按制動(dòng)鉗的結(jié)構(gòu)形式，鉗盤式制動(dòng)器又分為固定鉗式和浮動(dòng)鉗式兩種。 2.1.1 固定鉗式盤式制動(dòng)器 固定鉗式盤式制動(dòng)器如圖 2-1 所示，其制動(dòng)鉗體固定在轉(zhuǎn)向節(jié)（或橋殼） 上，在制動(dòng)前提上有兩個(gè)液壓油缸，其中各裝有一個(gè)活塞。當(dāng)壓力有也進(jìn)入 兩個(gè)油缸活塞外腔時(shí)，推動(dòng)兩個(gè)活塞

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

32、向制動(dòng)盤的另一側(cè)，直到兩側(cè)的制動(dòng)塊總成的受力均等為止。對(duì)擺 動(dòng)鉗式盤式制動(dòng)器來說，鉗體不是滑動(dòng)而是在與制動(dòng)盤垂直的平面內(nèi)擺動(dòng)。 這就要求制動(dòng)摩擦襯塊為楔形的，摩擦表面對(duì)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(yīng)更換。 圖 2-2 浮動(dòng)鉗式盤式制動(dòng)器工作原理圖 （a） 滑動(dòng)鉗式盤式制動(dòng)器（b）擺動(dòng)鉗式盤式制動(dòng)器 1-制動(dòng)盤；2-制動(dòng)鉗體；3-制動(dòng)塊總成；4-帶磨損警報(bào)裝置的 制動(dòng)塊總成：5-活塞；6-制動(dòng)鉗支架 ；7-導(dǎo)向銷 綜合以上各項(xiàng)，參照所選定的車型，確定本設(shè)計(jì)中采用滑動(dòng)鉗式盤

33、式制動(dòng) 器的結(jié)構(gòu)形式。 2.2 制動(dòng)盤的分類及選擇 制動(dòng)盤分為實(shí)心盤式和通風(fēng)盤式。 實(shí)心盤式制動(dòng)器的制動(dòng)盤尺寸較小，而且盤上沒有通風(fēng)孔，長時(shí)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(duì)來說造價(jià) 更便宜，但剎車能力比鼓式剎車強(qiáng)很多。 通風(fēng)盤式制動(dòng)器的制動(dòng)盤尺寸較大，且盤上有規(guī)則布置的通風(fēng)孔，長距 離剎車熱衰減較少，剎車靈敏，但造價(jià)較貴，工藝較復(fù)雜 本設(shè)計(jì)中采用的是前通風(fēng)盤后實(shí)心盤式制動(dòng)器的設(shè)計(jì)。 2.3 奧迪 A8 型轎車盤式制動(dòng)器的結(jié)構(gòu)與工作原理 奧迪 A8 型轎車盤式制動(dòng)器采用單杠浮動(dòng)鉗式結(jié)構(gòu)，制動(dòng)器由制動(dòng)盤、 制動(dòng)鉗、導(dǎo)向銷

34、、制動(dòng)塊液壓缸組成。 圖 2-3 某轎車鉗式盤式制動(dòng)器的結(jié)構(gòu)圖 當(dāng)汽車制動(dòng)時(shí)在油液壓力作用下，活塞推動(dòng)該側(cè)活動(dòng)的制動(dòng)塊總成壓靠 到制動(dòng)盤，而反作用力則推動(dòng)鉗體連同固定在其上的制動(dòng)塊總成壓向制動(dòng)盤 的另一側(cè)直到兩側(cè)的制動(dòng)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(dòng)器中有鉗盤式和全盤式。一般轎車普遍使用鉗盤式制 動(dòng)器，而全盤式制動(dòng)器只有在貨車或特種車中使用。 鉗盤式制動(dòng)器分為固定式和浮動(dòng)式，浮動(dòng)式又包括滑動(dòng)鉗式和擺動(dòng)鉗式 兩種。有的盤式制動(dòng)器上有通風(fēng)孔被稱作通風(fēng)盤式制動(dòng)器，沒有通風(fēng)孔的成 為實(shí)心盤式制動(dòng)器。 根據(jù)本設(shè)計(jì)中所選定的車型，設(shè)計(jì)中采用

35、前通風(fēng)盤式后實(shí)心盤式制動(dòng)器， 且均采用滑動(dòng)鉗式。 第 3 章 制動(dòng)器的主要參數(shù)及其選擇 奧迪 A8 型轎車設(shè)計(jì)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(dòng)力與制動(dòng)力分配系數(shù) 汽車制動(dòng)時(shí)，若忽略路面對(duì)車輪的滾動(dòng)阻力距和汽車回轉(zhuǎn)質(zhì)量的慣性力 矩，則對(duì)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(dòng)器對(duì)車輪

36、作用的制動(dòng)力矩，即制動(dòng)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(dòng)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(dòng)力 FB 的方向相反，當(dāng)車輪角速度w＞0 時(shí)，大小亦相等， 且 F f 僅由制動(dòng)器參數(shù)所決定。即 F f 取決于制動(dòng)器的結(jié)構(gòu)形式、結(jié)構(gòu)尺寸、摩 擦副的摩擦系數(shù)及車輪有效半徑等，并與制動(dòng)踏板力即制動(dòng)系的液壓與氣壓 成正比。當(dāng)加大踏板力以加大T f 時(shí)，F(xiàn) f 和 FB 均隨之增

37、大。但地面制動(dòng)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(dòng)力 F f 、地面制動(dòng)力 FB 與 圖 3-2 制動(dòng)時(shí)的汽車受力圖 踏板力 FP 的關(guān)系 圖 3-2 所示為汽車在水平路面上制動(dòng)時(shí)的受力情況。圖中忽略了空氣阻 力、旋轉(zhuǎn)質(zhì)量減速時(shí)汽車的慣性力偶矩以及汽車的滾動(dòng)阻力偶距。另外，在 以下的分析中還忽略了制動(dòng)時(shí)車輪邊

38、滾邊滑動(dòng)的情況，且附著系數(shù)只取一個(gè) 定值j。 根據(jù)圖給出的汽車制動(dòng)時(shí)的整車受力情況，并對(duì)后軸車輪的接地點(diǎn)取力 矩，的平衡式為 2 Z L = GL + m du h 1 dt g 對(duì)前軸車輪的接地點(diǎn)取力矩，得平衡式為 du Z 2L = GL1 - m hg dt 式中： Z1 —汽車制動(dòng)時(shí)水平地面對(duì)前軸車輪的法向反力，N； Z 2 —汽車制動(dòng)時(shí)水平地面對(duì)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(dòng)減速度，m/s 2 。 dt 根據(jù)上述汽車制動(dòng)時(shí)的整車受力分析，考慮到汽車制動(dòng)時(shí)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(dòng)時(shí)水平地面對(duì)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(dòng)強(qiáng)度，則汽

40、車制動(dòng)時(shí)水平地面對(duì)汽車前、后軸車輪的 dt 法向反力 Z1 ， Z 2 又可表達(dá)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(dòng)，前、后輪均抱死（同時(shí)抱死或先后抱 死均可），此時(shí)汽車總的地面制動(dòng)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(dòng)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(dòng)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(dòng)強(qiáng)度，亦稱比減速度或比制動(dòng)力： FB1 , FB

42、2 —前后軸車輪的地面制動(dòng)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(dāng)汽車的制動(dòng)力足夠時(shí)，根據(jù)汽車前、后軸的軸荷分配，以及前、后車 輪制動(dòng)器制動(dòng)力的分配、道路附著系數(shù)和坡度情況等，制動(dòng)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(shí)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(shí)抱死即前、后軸車輪附著力同時(shí)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(dòng)器制動(dòng)力， F f 1 = FB1 = jZ1 ； F f 2 —后軸車輪的制動(dòng)器制動(dòng)力， F f 2 = FB 2 = jZ 2 ； FB1 —前軸車輪的地面制動(dòng)力； FB 2 —后軸車輪的地面制動(dòng)力； Z1 , Z 2 —地面對(duì)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(biāo)的曲線，即為理想的前、后輪制動(dòng)器制動(dòng)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(dòng)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(dòng)時(shí)，均 可使前、后車輪同時(shí)抱死。然而，目前大多數(shù)兩軸汽車尤其是貨車的前、后 制動(dòng)器制動(dòng)力之比值為一定值，并以前制動(dòng)器制動(dòng)力制動(dòng)力 F f 1 與汽車的制動(dòng) 器制動(dòng)力 F f 之比來表明分

46、配的比例，稱為汽車制動(dòng)器制動(dòng)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(dòng)時(shí)地面對(duì)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(dòng)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(dòng)強(qiáng)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(dòng)器制動(dòng)力：  F f 1 = 7161.84 N F f 2 = 4774.56 N 前、后軸單側(cè)制動(dòng)塊對(duì)制動(dòng)盤的壓緊力計(jì)算： F0 = 7161.84 ? 4 = 1790.46N F01 = 4774.56 ? 4 = 1193.64N 制動(dòng)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(biāo)原點(diǎn)且斜率為 (1 - b) / b的直線， 它是具有制動(dòng)器制動(dòng)力分配系數(shù)為 b的汽車的實(shí)際前、后制動(dòng)器的制動(dòng)力分 配線，簡稱 b線。圖中 b線與 I 曲線交于 B 點(diǎn),可求出 B 點(diǎn)處的附著系數(shù)j= j0 ， 則稱 b線與 I 線交點(diǎn)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(dòng)力 G —汽車所受重力 q —制動(dòng)強(qiáng)度 得出：e = q = 0.7 = 1 j 0.7 即當(dāng)j= j0 時(shí)， q = j0 ，e = 1 ，利用率最高。 3.3 制動(dòng)強(qiáng)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(dòng)強(qiáng)度 q 和附著系數(shù)利用率e的 定義式，下面再討論一下當(dāng)j= j0 ，j＜j0 和j＞j0 時(shí)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(jìn)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(dāng)j= j0 時(shí)，可能得到的最大總之動(dòng)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(dāng)j＞j0 時(shí)，可能得到的最大總制動(dòng)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(duì)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(dòng)時(shí)，總是后輪先抱死 3.4 制動(dòng)器最大制動(dòng)力矩 為保證汽車有良好的制動(dòng)效能和穩(wěn)定性，應(yīng)合理地確定前、后輪制動(dòng)器 的制動(dòng)力矩。 最大制動(dòng)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(dòng)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(shí)被充分利用或前、后輪同時(shí)抱死的制動(dòng)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(shè)計(jì)中制動(dòng)力之比為 1.5。 制動(dòng)器所能產(chǎn)生的制動(dòng)力矩，受車輪的計(jì)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(dòng)器的制動(dòng)力， F f 1 = Z1j； F f 2 —后軸制動(dòng)器的制動(dòng)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(duì)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(dòng)到后軸車輪 和前軸車輪先后抱死滑移（此時(shí)制動(dòng)強(qiáng)度 q = j），前、后軸的車輪制動(dòng)器所 能產(chǎn)生的最大制動(dòng)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(duì)于選取較大j0 值的各類汽車，則應(yīng)從保證汽車制動(dòng)時(shí)的穩(wěn)定性出發(fā)， 來確定各軸的最大制動(dòng)力矩。當(dāng)j＞j0 時(shí)，相應(yīng)的極限制動(dòng)強(qiáng)度 q＜j，故所 需的后軸和前軸的最大制動(dòng)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(dòng)強(qiáng)度，由式（3-230 確定； re —車輪有效半徑。 一個(gè)車輪制動(dòng)器應(yīng)有的最大制動(dòng)力矩為按上列公式計(jì)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(dòng)效率 制動(dòng)力分配

58、的合理性通常用利用附著系數(shù)與制動(dòng)強(qiáng)度的關(guān)系曲線（見圖 3-4）予以評(píng)定。 圖 3-4 某貨車的利用附著系數(shù)與制動(dòng)強(qiáng)度的關(guān)系曲線 利用附著系數(shù)就是在某一制動(dòng)強(qiáng)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(dòng)力分配曲線相對(duì)應(yīng)的同 一型號(hào)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(dòng)強(qiáng)度 q 這一關(guān)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(shí)抱死時(shí)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(dòng)效率為車輪不抱死的最大制動(dòng)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(shí)的制動(dòng)強(qiáng)度與被利用得附著系數(shù)之比，即制動(dòng)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(dòng)效 率。 汽車前軸車輪的制動(dòng)效率為 q j E1 = 1  = L2 / L b-j1hg / L  （3-31） 汽車后軸車輪的制動(dòng)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(dòng)效率為(同步附著系數(shù)j0 = 0.7 時(shí)，制動(dòng)強(qiáng)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(dòng)器因數(shù) 制動(dòng)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(dòng)器摩擦副工作表面間的摩擦力； N1 , N 2 —制動(dòng)器摩擦副工作表面間的法向力，對(duì)盤式制動(dòng)器，N1 = N 2 ； f —制動(dòng)器摩擦副工作表面間的摩擦系數(shù)； P —盤式制

63、動(dòng)器襯塊上的作用力。 制動(dòng)器因數(shù)在制動(dòng)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(dòng)器的摩擦力矩； R —制動(dòng)盤的作用半徑； P —輸入力，一般取加于兩制動(dòng)塊的壓緊力的平均值為輸入力。 對(duì)于鉗盤式制動(dòng)器，設(shè)兩側(cè)制動(dòng)塊對(duì)制動(dòng)盤的壓緊力均為 P ，則制動(dòng)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(dòng)塊間 的摩擦系數(shù)，于是鉗盤式制動(dòng)器的制動(dòng)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(dòng)器因數(shù)為： BF = 2 ? 0.3 = 0.6 3.7 盤式制動(dòng)器主要參數(shù)與摩擦系數(shù)的確定 1.制動(dòng)盤直徑 D 制動(dòng)盤直徑 D 希望盡量答謝，這時(shí)制動(dòng)盤的有效半徑得以增大，就可以 降低制動(dòng)鉗的壓緊力，降低摩擦襯塊的單位壓力和工作溫度。但制動(dòng)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(yīng)取其上限。 本設(shè)計(jì)中前通風(fēng)盤直徑 D = 323mm，后普通實(shí)心盤直徑 D = 280mm。 2.制動(dòng)盤的厚度 h 制動(dòng)盤厚度 h 直接影響著制動(dòng)盤質(zhì)量金額工作室的溫升。為使質(zhì)量不致 太大，制動(dòng)盤厚度應(yīng)取得適當(dāng)小些；為了降

65、低制動(dòng)工作時(shí)的溫升，制動(dòng)盤厚 度又不宜過小。制動(dòng)盤可以制成實(shí)心的，而為了通風(fēng)散熱，又可在制動(dòng)盤的 兩工作表面之間住處通風(fēng)孔道。通常，實(shí)心制動(dòng)盤厚度可取為 10～20mm； 具有通風(fēng)孔道的制動(dòng)盤的兩工作面之間的尺寸，即制動(dòng)盤的厚度可取為 20～ 50mm，但多采用 20～30mm。 本設(shè)計(jì)中前通風(fēng)盤厚度為 30mm，后實(shí)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(huì)不均勻，接觸 面積將減小，最終會(huì)導(dǎo)致制動(dòng)力矩變化大。初選外

66、徑略小于制動(dòng)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(dòng)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(jì)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(duì)本設(shè)計(jì)中所需參