1、 2制动 系的 主要 参数 及其 选择制动器设计中需要 预先给定的整车参数有 ： 汽车轴距 L； 车轮滚动半径 rr， ； 汽车空 、满载时的总质量，；空、满载时的轴荷分配：前轴负荷，；后轴负荷，；空、满载时的 质心位置：质心高度，；质心距前轴距离，；质心距后轴距离，等。而对汽车制动性能有着 重要影响的制动系参数 有： 制动力及其分配系数、同步附着系数、制动强度、附着系数利用率、最大制动力矩与制动器因数等 。2.1制动力与制动力分配系数汽车制动时，如果忽略路面对车轮的滚动阻力矩和汽车回转质量的惯性力矩，则任一角速度 0的车轮，其力矩平衡方程为 : (2)式中 制动器对车轮作用的 制动力矩 ，
2、即制动器的摩擦力矩 ， 其方向与车轮旋转方向相反， N m； 地面作用于车轮上的制动力 ， 即地面与轮胎之间的摩擦力 ， 又称为 地面制动力 ，其方向与汽车行驶方向相反， N； 车轮有效半径， m。令 (3)并称之为 制动器制动力 ，它是在轮胎周缘克服制动器摩擦力矩所需的力，因此又称为制动周缘力。与地面制动力的 方向相反 ，当车轮角速度 0时，大小亦相等 ， 且仅由制动器结构参数所决定 。即取决于 制动器的结构型式、尺寸、摩擦副的摩擦系数及车轮有效半径等 ， 并与制动踏板力即制动系的液压或气压成正比 。 当加大踏板力以加大 ，和 均 随 之 增 大 。 但 地 面 制 动 力 受 着 附 着
3、条 件 的 限 制 ， 其 值 不 可 能 大 于 附 着 力 ， 即 (4)或 (5)式中 轮胎与地面间的附着系数；Z 地面对车轮的法向反力。当制动器制动力和地面制动力达到附着力值时 ， 车轮即被抱死并在地面 上滑移。此后制动力矩即表现为静摩擦力矩，而即成为与相平衡以阻止车轮再旋转的周缘力 的极限值。当制动到 =0以后，地面制动力达到附着力值后就不再增大 ，而制动器制动力由于 踏板力 的增大使摩擦力矩增大而继续上升 (见 24)。根据汽车制动时的整车受力分析，考虑到制动时的轴荷转移，可求得地面对前、后轴车轮的法向反力 Z1， Z2为：(6)式中 G 汽车所受重力；L 汽车轴距； 汽车质心离前
4、轴距离； 汽车质心离后轴距离； 汽车质心高度；g 重力加速度；- 汽车制动减速度。汽车总的地面制动力为(7)式中 q（ ） 制动强度， 亦称比减速度或比制动力；， 前后轴车轮的地面制动力。由以上两式可求得前、后轴车轮附着力为（ 8）上式 表明 ： 汽车在附着系数 为任意确定值的路面上制动时 ， 各轴 附着力 即极限制动力并非为常数 ， 而 是制动强度 q或 总制动力的函数 。 当汽车各车轮制动器的制动力足够时，根据汽车前、后轴的轴荷分配，前、后车轮制动器制动力的分配、道路附着系数和 坡度情况等， 制动过程可能出现的情况有三种 ，即(1)前轮先抱死拖滑，然后后轮再抱死拖滑；(2)后轮先抱死拖滑，
5、然后前轮再抱死拖滑；(3)前、后轮同时抱死拖滑 。在以上三种情况中，显然是最后一种情况的附着条件利用得最好。由式 (7)、式 (8)不难求得在任何附着系数 的路面上，前、后车轮同时抱死即前 、后轴车轮附着力同时被充分利用的条件是(9)式中 前轴车轮的制动器制动力， ； 后轴车轮的制动器制动力， ； 前轴车轮的地面制动力； 后轴车轮的地面制动力；， 地面对前、后轴车轮的法向反力；G 汽车重力； ， 汽车质心离前、后轴距离； 汽车质心高度。由式 (9)可知 ， 前 、 后车轮同时抱死时 ， 前 、 后轮制动器的制动力 ， 是 的函数 。由式 (9)中消去 ，得(10)式中 L 汽车的轴距。将上式绘
6、成以 ， 为坐标的曲线 ， 即为理想的前 、 后轮制动器制动力分配曲线 ， 简称 I曲线 ， 如图 25所示 。 如果汽车前 、 后制动器的制动力 ， 能按 I曲线的规律分配 ， 则能保证汽车在任何附着系数 的路面上制动时 ， 都能使前 、 后车轮同时抱死 。 然而 ，目前大多数两轴汽车尤其是货车的前、后制动器制动力之比值为一定值，并以前制动与汽车总制动力之比来表明分配的比例，称为 汽车制动器制动力分配系数 ：（ 11）又由于在附着条件所限定的范围内，地面制动力在数值上等于相应的制动周缘力，故 又可通称为 制动力分配系数 。2.2同步附着系数式 (11)可表达为 (12)上式在图 25中是一条
7、通过坐标原点且斜率为 (1-)/的直线，它是具有制动器制动力分配系数为 的汽车的实际前 、 后制动器 制动力分配线 ， 简称 线 。 图中 线与I曲线交于 B点 ， 可求出 B点处的附着系数 = ,则称 线与 I曲线交点处的附着系数为 同步附着系数 。它 是汽车制动性能的一个重要参数，由汽车结构参数所决定 。同步附着系数的计算公式是：对于前 、 后制动器制动力为固定比值的汽车 ， 只有在附着系数 等于同步附着系数的路面上，前、后车轮制动器才会同时抱死。当汽车在不同 值的路面上制动时，可能有以下情况：(1)当 ， 线位于 I曲线上方，制动时总是后轮先抱死，这时 容易发生后轴侧滑使汽车失去方向稳定
8、性 。(3)当 = ，制动时汽车前、后轮同时抱死，是 一种稳定工况，但也失去转向能力 。为了防止汽车的前轮失去转向能力和后轮产生侧滑，希望在制动过程中，在即将出现车轮抱死但尚无任何车轮抱死时的制动减速度，为该车可能产生的最高减速度 。分析表明 ， 汽车在同步附着系数 的路面上制动 (前 、 后车轮同时抱死 )时 ， 其制动减速度为du/dt=qg=g，即 q=， q为制动强度。而在其他附着系数 的路面上制动时，达到前轮或后轮即将抱死时的制动强度 q 时的 q和 。根据所定的同步附着系数 ，可以由式（ 9）及式（ 11）求得（ 14）（ 15）进而求得 （ 16）（ 17）当 = 时： ， ，故
9、 ， q=； =1当 时：可能得到的最大总制动力取决于后轮刚刚首先抱死的条件 ， 即 。 由式 （ 7） 、 式 （ 8） 、式（ 13）和式（ 17）得（ 21）（ 22）（ 23）对于 值恒定的汽车 ， 为使其在常遇附着系数范围内 不致过低 ， 其 值总是选得小于可能遇到的最大附着系数 。 所以在 的良好路面上紧急制动时 ， 总是后轮先抱死。 2.4制动器最大制动力矩应合理地确定前 、 后轮制动器的制动力矩 ， 以保证汽车有良好的制动效能和稳定性 。最大制动力 是在汽车附着质量被完全利用的条件下获得的，这时制动力与地面作用于车轮的法向力 ,成正比。由式 (9)可知，双轴汽车前、后车轮附着力
10、同时被充分利用或前、后轮同时抱死时的制动力之比为式中 , 汽车质心离前、后轴距离 ; 同步附着系数； 汽车质心高度。通常，上式的比值：轿车约为 1.3 1.6；货车约为 0.5 0.7。制动器所能产生的制动力矩，受车轮的计算力矩所制约，即式中 前轴制动器的制动力， ； 后轴制动器的制动力， ； 作用于前轴车轮上的地面法向反力； 作用于后轴车轮上的地面法向反力； 车轮有效半径。对于常遇到的道路条件较差 、 车速较低因而选取了 较小的同步附着系数 值的汽车 ，为了保证在 的良好的路面上 （ 例如 =0.7） 能够制动到后轴和前轴先后抱死滑移（此时制动强度 ），前、后轴的车轮制动器所能产生的最大制动
11、力力矩为 （ 24）（ 25）对于选取 较大 值的各类汽车，则应从保证汽车制动时的稳定性出发，来确定各轴的最大制动力矩。当 时，相应的极限制动强度 ，故所需的后轴和前轴的最大制动力矩为 (26)(27)式中 该车所能遇到的最大附着系数；q 制动强度，由式 (22)确定； 车轮有效半径。一个车轮制动器应有的最大制动力矩为按上列公式计算结果的半值。 2.5制动器因数式 (1)已给出了 制动器因数 BF的表达式（即， ），它表示制动器的效能，因此又称为 制动器效能因数 。其实质是 制动器在单位输入压力或力的作用下所能输出的力或力矩 ，用于评比不同结构型式的制动器的效能。制动器因数可定义为 在制动鼓或
12、制动盘的作用半径上所产生的摩擦力与输入力之比 ，即 (28)式中 制动器的摩擦力矩；R 制动鼓或制动盘的作用半径；P 输入力 ， 一般取加于两制动蹄的张开力 (或加于两制动块的压紧力 )的平均值为输入力。 对于钳盘式制动器 ， 设两侧制动块对制动盘的压紧力均为 P， 则制动盘在其两侧工作面的作用半径上所受的摩擦力为 2P，此处为盘与制动衬块间的摩擦系数，于是钳盘式制动器的制动器因数为 (29)对于全盘式制动器，则有 (30)式中 n 旋转制动盘数目； 摩擦系数。对于鼓式制动器，设作用于两蹄的张开力分别为、，制动鼓内圆柱面半径即制动鼓工作半径为 R， 两蹄给予制动鼓的摩擦力矩分别为和 ， 则两蹄
13、的效能因数即制动蹄因数分别为：（ 31）整个鼓式制动器的制动因数则为（ 32）当时，则(33)蹄与鼓间作用力的分布，其 合力 的大小、方向及作用点，需要较精确地分析、计算才能确定。今假设在张力 P的作用下制动蹄摩擦衬片与鼓之间作用力的合力 N如图 26所示作用于衬片的 B点上 。 这一法向力引起作用于制动蹄衬片上的摩擦力为 N， 为摩擦系数 。 a，b， c， h， R及 为结构尺寸，如图 26所示。对领蹄取绕支点 A的力矩平衡方程，即由上式得领蹄的制动蹄因数为(34)当制动鼓逆转时，上述制动蹄便又成为从蹄，这时摩擦力 N的方向与图 26所示相反 ，用上述分析方法，同样可得到从蹄绕支点 A的力
14、矩平衡方程，即由上式得从蹄的制动蹄因数为(35)由式 (34)可知 ： 当趋近于占 b c时 ， 对于某一有限张开力 P， 制动鼓摩擦力趋于无穷大。这时制动器将 自锁 。 自锁效应只是制动蹄衬片摩擦系数和制动器几何尺寸的函数。通过上述对领从蹄式制动器制动蹄因数的分析与计算可以看出， 领蹄由于摩擦力对蹄支点形成的力矩与张开力对蹄支点的力矩同向而使其制动蹄因数值大，而从蹄则由于 这两种力矩反向而使其制动蹄因数值小 。两者在 =0.3 0.35范围内，当张开力时，相差达 3倍之多 。 图 27给出了领蹄与从蹄的制动蹄因数及其导数对摩擦系数的关系曲线 。 由该图可见，当增大到一定值时，领蹄的和 d d
15、均趋于无限大。它意味着此时只要施加一极小张开力，制动力矩将迅速增至极大的数值，此后即使放开制动踏板，领蹄也不能回位而是一直保持制动状态， 发生 “ 自锁 ” 现象 。这时只能通过倒转制动鼓消除制动。领蹄的和 d d随的增大而急剧增大的现象称为 自行增势作用 。反之，从蹄的及 d d随的增大而减小的现象称为 自行减势作用 。在制动过程中，衬片 (衬块 )的温度、相对滑动速度、压力以及湿度等因素的变化会导致摩擦系数的改变。而摩擦系数的改变则会导致制动效能即制动器因数的改变。制动 器因数 BF对摩擦系数的敏感性可由 dBF d来衡量，因而 dBF d称为 制动器的敏感度 ，它是 制动器效能稳定性的主
16、要决定因素 ，而除决定于摩擦副材料外，又与摩擦副表面的温度和水湿程度有关，制动时摩擦生热，因而温度是经常起作用的因素， 热稳定性更为重要 。热衰退的台架试验表明 ， 多次重复紧急制动可导致制动器因数值减小 50%， 而下长坡时的连续和缓制动也会使该值降至正常值的 30%。由图 27也可以看出， 领蹄的制动蹄因数虽大于从蹄，但其效能稳定性却比从蹄差 。就整个鼓式制动器而言，也在不同程度上存在以 BF为表征的效能本身与其稳定性之间的矛盾。由于 盘式制动器的制动器因数对摩擦系数的导数 (dBF d)为常数，因此其效能稳定性最好 。表 2给出了不同结构类型制动器的制动器因数 BF或制动器外部因数，其中
17、 凸轮制动器外部因数 等于制动器输出力矩 ( )除以凸轮轴输入力矩； 楔型制动器外部因数 等于制动器总摩擦力 ( )除以外部作用力。2.6制动器的结构参数与摩擦系数在有关的整车总布置参数和制动器的结构型式确定以后 ， 就可以参考已有的同类型 、同等级汽车的同类制动器，对制动器的结构参数进行初选。1.制动鼓直径 D或半径 R当输入力 P一定时 ， 制动鼓的直径愈大 ， 则制动力矩亦愈大 ， 散热性能亦愈好 。 但直径 D的尺寸受到轮辋内径的限制，而且 D的增大也使制动鼓的质量增大，使汽车的非悬挂质量增大，而不利于汽车的行驶平顺性。制动鼓与轮辋之间应有相当的间隙，此间隙一 般不应小于 20 30m
18、m，以利于散热通风，也可避免由于轮辋过热而损坏轮胎。 由此间隙要求及轮辋的尺寸即可求得制动鼓直径 D的尺寸 。另外，制动鼓直径 D与轮辋直径之比的一般范围为： 轿车 D =0.64 0.74货车 D =0.70 0.832.制动蹄摩擦衬片的包角 和宽度 b摩 擦 衬 片 的 包 角 可 在 =90 120 范 围 内 选 取 ， 试 验 表 明 ， 摩 擦 衬 片 包 角=90 100 时 ， 磨损最小 ， 制动鼓温度也最低 ， 且制动效能最高 。 再减小 虽有利于散热，但由于单位压力过高将加速磨损。 一般也不宜大于 120 ，因过大不仅不利于散热，而且易使制动作用不平顺，甚至可能发生自锁。
19、摩擦衬片宽度 b较大可以降低单位压力 、 减少磨损 ， 但过大则不易保证与制动鼓全面接触。通常是 根据在紧急制动时使其单位压力不超过 2.5MPa的条件来选择衬片宽度 b的 。设计时应尽量按摩擦片的产品规格选择 b值 。 另外 ， 根据国外统计资料可知 ， 单个鼓式车轮 制 动 器 总 的 衬 片 摩 擦 面 积 随 汽 车 总 质 量 的 增 大 而 增 大 ， 如 表 3(张 洪 欣 主 编 .汽 车 设 计（第 2版） .北京：机械工业出版社， 1995)所示。而单个 摩擦衬片的摩擦面积 A又决定于制动鼓半径 R、衬片宽度 b及包角 ，即式中 是以弧度 (rad)为单位，当 A， R，
20、确定后，由上式也可初选衬片宽 b的尺寸。制动器各蹄摩擦衬片总摩擦面积愈大，则制动时产生的单位面积正压力愈小，从而磨损亦愈小。 3.摩擦衬片起始角摩 擦 衬 片 起 始 角 如 图 28所 示 。 一 般 是 将 衬 片 布 置 在 制 动 蹄 外 缘 的 中 央 ， 并 令。 有时为了适应单位压力的分布情况 ， 将衬片相对于最大压力点对称布置，以改善制动效能和磨损的均匀性。4.张开力 P的作用线至制动器中心的距离在保证制动轮缸或凸轮能够布置于制动鼓内的条件下，应使距离 尽可能地大 ， 以提高其制动效能。初步设计时可暂定 左右。5.制动蹄支销中心的坐标位置是 k与 c如图 28所示 ， 制动蹄支
21、销中心的坐标尺寸 k是应尽可能地小 ， 以使尺寸 c尽可能地大 ，初步设计可暂定 c=0.8R左右。6.摩擦片摩擦系数选择摩擦片时不仅希望其 摩擦系数要高些 ， 更 要求其 热稳定性要好，受温度和压力的影响要小 。不能单纯地追求摩擦材料的高摩擦系数，应提高对摩擦系数的稳定性和降低制动器对摩擦系数偏离正常值的敏感性的要求，后者对蹄式制动器是非常重要的。各 种制动器用摩擦材料的摩擦系数的稳定值约为 0.3 0.5， 少数可达 0.7。 一般说来 ， 摩擦系数愈高的材料，其耐磨性愈差。所以在制动器设计时并非一定要追求高摩擦系数的材 料。当前国产的制动摩擦片材料在温度低于 250 时，保持摩擦系数 =0.35 0.40已无大问题。因此，在假设的理想条件下计算制动器的制动力矩，取 =0.3可使计算结果接近实际。另外，在选择摩擦材料时应 尽量采用减少污染和对人体无害的材料 。
