叢銘 翁智逸 吳子涵 高浩杰 龔安東

南京林業(yè)大學(xué)汽車(chē)與交通工程學(xué)院 江蘇省南京市 210037

1 引言

近年來(lái)，我國(guó)汽車(chē)工業(yè)快速發(fā)展，新車(chē)型不斷涌現(xiàn)。本文結(jié)合某款轎車(chē)開(kāi)發(fā)過(guò)程中的實(shí)際需求，在兼顧汽車(chē)制動(dòng)性能和駕駛員駕駛感受的同時(shí)，對(duì)制動(dòng)系統(tǒng)進(jìn)行了匹配和設(shè)計(jì)計(jì)算。

2 制動(dòng)系統(tǒng)匹配設(shè)計(jì)條件

在進(jìn)行制動(dòng)系統(tǒng)的設(shè)計(jì)之前，關(guān)于整車(chē)的一些基本參數(shù)需要作為設(shè)計(jì)匹配的前提條件進(jìn)行輸入選擇，包括的內(nèi)容如表1和表2。

3 制動(dòng)系統(tǒng)關(guān)鍵部件的設(shè)計(jì)

3.1 制動(dòng)器結(jié)構(gòu)形式的選擇

由于轎車(chē)的行駛速度遠(yuǎn)大于客車(chē)和貨車(chē)，制動(dòng)時(shí)應(yīng)充分考慮制動(dòng)器的制動(dòng)效能恒定性。由于鼓式制動(dòng)器制動(dòng)效能因數(shù)較大，便于安裝駐車(chē)制動(dòng)，但是制動(dòng)器因發(fā)熱引起的的制動(dòng)效能變化幅度大，如果遇到長(zhǎng)時(shí)間制動(dòng)或者較長(zhǎng)的下坡路段會(huì)導(dǎo)致制動(dòng)器的熱穩(wěn)定性變差，嚴(yán)重會(huì)導(dǎo)致剎車(chē)失靈。而盤(pán)式制動(dòng)器制造成本較高，制動(dòng)效能因數(shù)較小，但制動(dòng)效能恒定性較好，所以本車(chē)最終采用前盤(pán)后鼓式的結(jié)構(gòu)方案。盤(pán)式制動(dòng)器分為通風(fēng)盤(pán)和普通盤(pán)兩種。普通盤(pán)采用實(shí)心盤(pán)，制造加工方便，對(duì)表面粗糙度和加工精度要求較低，而通風(fēng)盤(pán)采用空心盤(pán)，加工精度要求相對(duì)較高，制造工藝要比實(shí)心盤(pán)加工復(fù)雜，但是散熱效果更好，制動(dòng)效能比實(shí)心盤(pán)更加穩(wěn)定可靠，大大減少了駕駛員對(duì)剎車(chē)失靈的擔(dān)心，所以該車(chē)前輪采用浮動(dòng)鉗盤(pán)式制動(dòng)器，有效增加散熱，提高制動(dòng)時(shí)的穩(wěn)定性和安全性，制動(dòng)盤(pán)選擇通風(fēng)盤(pán)。后輪采用效能穩(wěn)定，結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單的領(lǐng)從蹄式制動(dòng)器。

3.2 盤(pán)式制動(dòng)器的設(shè)計(jì)計(jì)算

（1）制動(dòng)盤(pán)直徑D1

本次設(shè)計(jì)中制動(dòng)盤(pán)直徑選為輪輞直徑的75%，則制動(dòng)盤(pán)直徑D1為：

表1 整車(chē)的質(zhì)量參數(shù)

表2 車(chē)輛的尺寸參數(shù)

（2）制動(dòng)盤(pán)厚度h

為減小制動(dòng)盤(pán)質(zhì)量，其厚度不宜過(guò)大，此外制動(dòng)盤(pán)厚度與制動(dòng)效能的熱衰退性能有很大的關(guān)系，為降低制動(dòng)時(shí)的溫升，其厚度又不宜過(guò)小。本次設(shè)計(jì)中采用通風(fēng)式盤(pán)式制動(dòng)器，厚度h選為25mm，材料為合金鑄鐵。

（3）摩擦襯塊內(nèi)半徑R1和外半徑R2

為防止制動(dòng)力矩產(chǎn)生較大變化，摩擦襯塊的外半徑R2與內(nèi)半徑R1的比值不大于1.5。本次設(shè)計(jì)中取摩擦襯塊的外徑R2=305÷2mm=152.5mm。內(nèi)半徑為：R1=R2÷1.5=152.5÷1.5mm=101.7mm

（4）摩擦襯塊工作面積

摩擦襯塊圓心角取α=90°

單個(gè)摩擦襯塊面積A=2×1 0 1.4=202.8cm2

（5）摩擦襯塊摩擦系數(shù) f

各種制動(dòng)器摩擦材料的摩擦系數(shù)穩(wěn)定值約為0.3～0.5。為提高摩擦系數(shù)的穩(wěn)定性，降低制動(dòng)器對(duì)摩擦系數(shù)偏離正常值的敏感度，故選擇摩擦系數(shù)f=0.4。

3.3 鼓式制動(dòng)器的設(shè)計(jì)計(jì)算

（1）制動(dòng)鼓內(nèi)徑Dr

對(duì)于鼓式制動(dòng)器，其制動(dòng)鼓直徑與輪輞直徑之比 D/Dr 的范圍如下：

乘用車(chē) D/Dr=0.64-0.74

商用車(chē) D/Dr=0.70-0.83

在本次設(shè)計(jì)中Dr=406.4×0.7=284.5mm取Dr=285mm

（2）摩擦襯片寬度b和包角β

摩擦襯片寬度b影響摩擦成片的使用壽命，襯片取窄，則磨損速度快，壽命短，若襯片取寬，則質(zhì)量大不易加工，增加了成本。本次設(shè)計(jì)中摩擦襯片寬度b選為30mm，摩擦襯片包角選為100°。

3.4 制動(dòng)驅(qū)動(dòng)機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì)計(jì)算

（1）制動(dòng)輪缸

由整車(chē)參數(shù)可求出汽車(chē)滿載時(shí)前后輪的制動(dòng)力矩，由于制動(dòng)管路壓力一般不超過(guò)10～12MP，對(duì)于盤(pán)式制動(dòng)器可以取更高，在本次設(shè)計(jì)中取p=12MPa。根據(jù)制動(dòng)輪缸對(duì)制動(dòng)塊施加的張開(kāi)力F0與輪缸直徑d和制動(dòng)管路壓力p的關(guān)系求出前后軸制動(dòng)器輪缸直徑分別為48.16mm和11.9mm。輪缸直徑d應(yīng)在標(biāo)準(zhǔn)規(guī)定的尺寸系列中選取（HG2865-1997），因此取前輪制動(dòng)輪缸直徑為50mm，取后輪制動(dòng)輪缸直徑為19mm。

（2）制動(dòng)主缸

為提高汽車(chē)安全性，現(xiàn)代汽車(chē)都采用雙回路制動(dòng)系統(tǒng)，即串列雙腔主缸組成的雙回路液壓制動(dòng)系統(tǒng)。

取輪缸活塞在完全制動(dòng)時(shí)的行程δ＝2mm。

制動(dòng)主缸應(yīng)有的工作容積為V0=V＋V'，式中V為所有輪缸的總工作容積，V'為制動(dòng)軟管的變形容積。在初步設(shè)計(jì)時(shí)，制動(dòng)主缸的工作容積可為：對(duì)于乘用車(chē)V0=1.1V。

取活塞直徑d0等于主缸活塞行程S0求得d0=23.26mm。

主缸的直徑d0應(yīng)符合QC/T311-1999中規(guī)定的尺寸系列，所以取得d0=28mm。

4 匹配結(jié)果仿真

4.1 利用附著系數(shù)

由式（1）、（2）可以求出該車(chē)型在空滿載情況下汽車(chē)的利用附著系數(shù)，并與ECE法規(guī)進(jìn)行比較，如圖1。

從圖1中可看出，該制動(dòng)系統(tǒng)在空載情況不滿足GB21670要求，但該車(chē)標(biāo)配ABS，制動(dòng)力分配將更加合理，可以滿足法規(guī)要求。

4.2 制動(dòng)效率

空滿載情況下不同附著系數(shù)下的制動(dòng)效率可由式（3）、（4）求得

由上圖分析可知：在空滿載情況下，路面附著系數(shù)在0.2到0.8之間時(shí)，汽車(chē)的制動(dòng)效率基本在80%以上說(shuō)明該車(chē)的β較為合理。

5 結(jié)語(yǔ)

本文所做的設(shè)計(jì)為一種綜合浮鉗盤(pán)式制動(dòng)器和領(lǐng)從蹄式制動(dòng)器并采用液壓驅(qū)動(dòng)的制動(dòng)器。首先設(shè)計(jì)了盤(pán)式制動(dòng)器和鼓式制動(dòng)器的主要參數(shù)，然后進(jìn)行仿真。仿真結(jié)果證明了利用此方法匹配出的制動(dòng)系統(tǒng)是完全滿足法規(guī)要求的，同時(shí)也驗(yàn)證了此種匹配計(jì)算方法是具有實(shí)際意義的。

圖1 利用附著系數(shù)與制動(dòng)強(qiáng)度曲線

圖2 前后軸制動(dòng)效率曲線