基于福特翼虎商務(wù)車的盤(pán)式制動(dòng)器設(shè)計(jì)

孫一帆，田振鼎，姜曼

（1.長(zhǎng)安大學(xué) 汽車學(xué)院，陜西 西安 710064；2.紅豆集團(tuán)，江蘇 無(wú)錫 214199）

引言

汽車制動(dòng)性是比較關(guān)鍵的汽車主動(dòng)安全性能之一，考慮到目前普遍車速提高，道路復(fù)雜程度加深等因素，現(xiàn)代汽車更加需要高性能、長(zhǎng)壽命的制動(dòng)系統(tǒng)。制動(dòng)器對(duì)制動(dòng)系統(tǒng)的好壞起到?jīng)Q定性作用，汽車制動(dòng)器具有使行駛中的汽車強(qiáng)制降速、在各種路況下正常駐車、下長(zhǎng)坡時(shí)車速維持平穩(wěn)等功能。汽車制動(dòng)器的設(shè)計(jì)應(yīng)結(jié)合目前的法律標(biāo)準(zhǔn)，使之滿足正常的制動(dòng)效能。除此之外，還應(yīng)具有工作性能可靠、操縱穩(wěn)定性強(qiáng)、作用遲滯時(shí)間短等特點(diǎn)。

1 制動(dòng)器的總體設(shè)計(jì)

1.1 制動(dòng)器設(shè)計(jì)參數(shù)

為了方便設(shè)計(jì)，選取一款福特翼虎商務(wù)車為研究對(duì)象，主要設(shè)計(jì)參數(shù)如表1所示。

表1 福特翼虎商務(wù)車設(shè)計(jì)參數(shù)Tab.1 design parameters of Ford Kuga commercial vehicle

1.2 制動(dòng)器形式方案的確定

現(xiàn)如今汽車制動(dòng)器絕大部分采用機(jī)械摩擦式，我們常見(jiàn)的摩擦式制動(dòng)器有鼓式和盤(pán)式兩大類型[1]。相對(duì)于鼓式制動(dòng)器，盤(pán)式制動(dòng)器具有制動(dòng)效能穩(wěn)定、浸水后效能降低較少、容易實(shí)現(xiàn)間隙自調(diào)、散熱良好等特點(diǎn)。再進(jìn)一步，盤(pán)式制動(dòng)器有全盤(pán)式和鉗盤(pán)式兩種，全盤(pán)式制動(dòng)器制動(dòng)時(shí)，各盤(pán)摩擦表面全部接觸，所以其散熱性能不是特別良好，應(yīng)用前景沒(méi)有鉗盤(pán)式制動(dòng)器廣泛。更進(jìn)一步，鉗盤(pán)式制動(dòng)器又包括定鉗盤(pán)式與浮鉗盤(pán)式。后者與前者相比，由于鉗的外側(cè)沒(méi)有油缸，所以布置時(shí)比較容易；另外，采用浮鉗盤(pán)式可減少油缸、活塞等零件的數(shù)量，價(jià)格便宜[2]。

綜上所述：由于浮鉗盤(pán)式制動(dòng)器結(jié)構(gòu)特點(diǎn)簡(jiǎn)單且排列緊湊，同時(shí)具有較低的生產(chǎn)成本、抗熱性強(qiáng)?；谶@些優(yōu)點(diǎn)，本文對(duì)于所設(shè)計(jì)的商務(wù)車制動(dòng)器，其前后車輪均采用浮鉗盤(pán)式制動(dòng)器。

2 制動(dòng)系的主要參數(shù)

2.1 制動(dòng)力分配系數(shù)和同步附著系數(shù)

目前很多汽車的前、后制動(dòng)器制動(dòng)力比值為一固定數(shù)值，并用前輪制動(dòng)力與總制動(dòng)力之比表明分配的比例，這個(gè)比例稱為制動(dòng)力分配系數(shù)[3]；同步附著系數(shù)是表征制動(dòng)性能的重要參數(shù)，具有前、后制動(dòng)器制動(dòng)力比值為固定數(shù)值的汽車，在此附著系數(shù)的路面制動(dòng)時(shí)可達(dá)到前后車輪同時(shí)抱死的效果[3]。

式中：L為軸距；L1為質(zhì)心到前軸距離；L2為質(zhì)心到后軸距離；φ為地面附著系數(shù)，取0.6；hg為質(zhì)心高度；β為傳動(dòng)系傳動(dòng)效率；φ0為同步附著系數(shù)。

代入本設(shè)計(jì)實(shí)際參數(shù)，制動(dòng)力分配系數(shù)與同步附著系數(shù)的結(jié)果如表2所示。

表2 制動(dòng)力分配系數(shù)與同步附著系數(shù)Tab.2 braking force distribution coefficient and synchronous adhesion coefficient

根據(jù)相關(guān)標(biāo)準(zhǔn)，滿載條件下的同步附著系數(shù)應(yīng)滿足：商務(wù)車、輕型客車、輕型貨車：0.55～0.70；故符合要求標(biāo)準(zhǔn)。

2.2 汽車前后輪附著力矩分析計(jì)算

當(dāng)φ=φ0時(shí)，汽車前后車輪會(huì)同時(shí)抱死。因此選取此款商務(wù)車滿載時(shí)的附著系數(shù)，運(yùn)用汽車前、后輪附著力矩計(jì)算公式［3］。

式中：Mv1為前輪附著力矩；Mv2為后輪附著力矩；G1為前軸載荷；G2為后軸載荷；Ga為汽車總質(zhì)量；re為輪胎有效半徑。

代入后得到汽車前、后輪附著力矩，結(jié)果見(jiàn)表3。

表3 汽車前、后輪附著力矩Tab.3 automobile front and rear wheel attachment torque

2.3 制動(dòng)器前后軸最大制動(dòng)力矩的計(jì)算

本設(shè)計(jì)采用較小的同步附著系數(shù)，因此前、后軸的車輪制動(dòng)器所能產(chǎn)生的最大制動(dòng)力力矩分別為［3］：

代入本車實(shí)際參數(shù)，可以得到制動(dòng)器前、后軸的最大制動(dòng)力矩，計(jì)算結(jié)果如表4所示。

表4 制動(dòng)器前、后軸最大制動(dòng)力矩Tab.4 the maximum braking torque of the front and rear axles of the brake

3 制動(dòng)器的設(shè)計(jì)計(jì)算

3.1 盤(pán)式制動(dòng)器制動(dòng)因數(shù)

制動(dòng)器因數(shù)BF表示制動(dòng)器的效能，它的定義為：在制動(dòng)盤(pán)的作用半徑R上所產(chǎn)生的摩擦力與輸入力的比值[4]。對(duì)于鉗盤(pán)式制動(dòng)器來(lái)說(shuō)，制動(dòng)盤(pán)在其兩側(cè)工作面的作用半徑上所受的摩擦力為2fp（f為盤(pán)與制動(dòng)襯塊間的摩擦系數(shù)、P為輸入力），所以制動(dòng)器因數(shù)為：

制動(dòng)器摩擦材料的摩擦系數(shù)一般在0.3～0.5之間[5]。本文設(shè)計(jì)的摩擦材料摩擦系數(shù)選0.4，則BF=0.8。

3.2 盤(pán)式制動(dòng)器參數(shù)

3.2.1 制動(dòng)盤(pán)直徑

制動(dòng)盤(pán)直徑通常為輪輞直徑的70%～80%。該款商務(wù)車的輪輞直徑 D0=18×25.4=457.2mm，可以取制動(dòng)盤(pán)直徑為360mm。計(jì)算結(jié)果在70%～80%之間，符合設(shè)計(jì)要求。

3.2.2 制動(dòng)盤(pán)厚度

制動(dòng)盤(pán)的厚度會(huì)對(duì)其質(zhì)量和在溫升有影響。通常不具備通風(fēng)槽的制動(dòng)盤(pán)，其厚度約在 10mm～13mm之間。有通風(fēng)槽的制動(dòng)盤(pán)，厚度多采用20 mm～30 mm[2]。

在本文中，前輪制動(dòng)器設(shè)計(jì)采用通風(fēng)盤(pán)，厚度為 h=28 mm，后輪制動(dòng)盤(pán)采取實(shí)心盤(pán)，厚度為h=12mm。

3.2.3 摩擦襯塊內(nèi)半徑與外半徑與厚度

3.2.4 摩擦襯塊工作面積

推薦摩擦襯塊的單位面積占用的汽車質(zhì)量在 1.6kg/cm2～3.5kg/cm2范圍內(nèi)選取[2]。取汽車滿載時(shí)的情況：

3.3 制動(dòng)器磨損特性計(jì)算

摩擦襯塊的磨損情況與摩擦副的材質(zhì)、溫度、壓力等多種因素有關(guān)[7]。

3.3.1 比能量耗散率

通常，制動(dòng)器的能量負(fù)載以其能量耗散作為評(píng)價(jià)指標(biāo)。比能量耗散率稱為單位功負(fù)荷或者叫能量負(fù)荷，它表示單位摩擦面積在單位時(shí)間內(nèi)耗散的能量，其單位為W/mm。

根據(jù)標(biāo)準(zhǔn)，商務(wù)車的盤(pán)式制動(dòng)器在初速度為100 km/ h，制動(dòng)減速度為0.6 g的前提下，比能量耗散率應(yīng)不大于6.0 W/mm2[7]。套用相關(guān)公式，代入初速度與制動(dòng)減速度條件，汽車前、后輪的比能量耗散率計(jì)算結(jié)果如表5所示。

表5 汽車前、后輪比能量耗散率Tab.5 energy dissipation ratio of front and rear wheels

3.3.2 比滑磨功

磨損和熱的性能指標(biāo)也比滑磨功來(lái)衡量，比滑磨功表示襯塊在制動(dòng)過(guò)程中，由制動(dòng)初速度至完全停車所完成的單位襯塊面積的滑磨功[7]。

式中：ma為汽車總質(zhì)量，kg；vamax為汽車最高制動(dòng)車速，m/s；A∑為襯塊的總摩擦面積，cm2；[Lf]為許用比滑磨功，對(duì)轎車取[Lf] =1000 J /cm2～1500J/cm2。

根據(jù)公式可求得Lf=1429 cm2，滿足要求。

3.4 制動(dòng)器的熱容量和溫升的核算

還需要驗(yàn)算制動(dòng)器的熱容量和溫升是不是滿足設(shè)計(jì)標(biāo)準(zhǔn)

式中：md為各制動(dòng)盤(pán)的總質(zhì)量，一般約為4Kg；mh為與各制動(dòng)盤(pán)相連的金屬取值為5kg；cd為制動(dòng)盤(pán)材料的比容熱，對(duì)于鋁合金材料，C = 880J/(kg·K)；ch為與制動(dòng)盤(pán)相連的受熱五金件的比容熱，C = 482J/(kg·K))；為制動(dòng)盤(pán)溫升，一般溫升不應(yīng)超過(guò)15℃；L為滿載的汽車制動(dòng)時(shí)由動(dòng)能轉(zhuǎn)變的熱能，L=L1+L2

式中：ma為汽車滿載總質(zhì)量，為 2145Kg；va為汽車制動(dòng)時(shí)的初速度；

3.5 制動(dòng)踏板力與踏板工作行程

3.5.1 制動(dòng)踏板力FP

根據(jù)制動(dòng)踏板力計(jì)算公式：

式中：dm為制動(dòng)主缸活塞直徑，根據(jù)制動(dòng)主缸直徑標(biāo)準(zhǔn)，取dm= 25.4mm；P為液壓制動(dòng)管路液壓，制動(dòng)時(shí)一般不超過(guò)10～12Mpa，取11Mpa；ip為制動(dòng)踏板機(jī)構(gòu)傳動(dòng)比，一般為2～5（在本設(shè)計(jì)中取4）；η為制動(dòng)踏板機(jī)構(gòu)及制動(dòng)主缸的機(jī)械效率，可取 η = 0.85～0.95，取 η = 0.92。

根據(jù)上式可得出FP= 1442N ＞500 ～700N，根據(jù)經(jīng)驗(yàn)，商務(wù)車制動(dòng)踏板力FP最好不要超過(guò)500 N。所以需要加裝真空助力器。

式中：I——真空助力比，一般取4。

3.5.2 制動(dòng)踏板工作行程xp

式中：zm1為主缸推桿與活塞的間隙，一般取15mm～2mm；取1.7 mm；zm2為主缸活塞空行程，取2mm。

踏板全行程對(duì)汽車不超過(guò) 150mm～170mm，根據(jù)公式得xp= 116.4mm＜150mm所計(jì)算結(jié)果滿足設(shè)計(jì)標(biāo)準(zhǔn)。

4 制動(dòng)性能分析計(jì)算

4.1 制動(dòng)性能評(píng)價(jià)指標(biāo)

汽車制動(dòng)性能大體從制動(dòng)效能、制動(dòng)效能的穩(wěn)定性、制動(dòng)時(shí)汽車的方向穩(wěn)定性三個(gè)方面來(lái)衡量[3]。

制動(dòng)效能主要由制動(dòng)減速度和制動(dòng)距離進(jìn)行評(píng)價(jià)。

當(dāng) φ=0.7時(shí)，根據(jù)φG=m，得出 a=6.86m/s2，按照中國(guó)的標(biāo)準(zhǔn)，轎車制動(dòng)減速度應(yīng)大于5.9m/s2，所以符合要求。

制動(dòng)距離由下式?jīng)Q定：

t1、t2為制動(dòng)器的持續(xù)作用時(shí)間，在0.2～0.9s之間，本設(shè)計(jì)取0.4s。v取50km/h，求得制動(dòng)距離為19.6m。根據(jù)中國(guó)的標(biāo)準(zhǔn)，在時(shí)速50km/h的情況下，制動(dòng)距離不超過(guò)20m，所以符合理論要求。

制動(dòng)效能的恒定性指的是抗熱衰性能。本設(shè)計(jì)采用浮鉗盤(pán)制動(dòng)器，重要原因就是由于其通風(fēng)性良好，所以抗熱衰退性較好。

制動(dòng)過(guò)程中車輛保持直線行駛，或者按原定曲徑行駛的能力稱為方向穩(wěn)定性。通常我們用制動(dòng)時(shí)汽車按原定路徑行駛的能力來(lái)表征方向穩(wěn)定性。

4.2 駐車制動(dòng)計(jì)算

根據(jù)后軸車輪附著力與制動(dòng)力相等的條件，可以算出汽車在上坡路和下坡路上停駐時(shí)的坡度極限傾斜角，’ 。

計(jì)算結(jié)果如表6所示，通常要求汽車的最大駐坡度不小于10°到20°，經(jīng)驗(yàn)算滿足要求。

表6 汽車上、下坡極限路傾角Tab.6 the downhill slope of the car

5 總結(jié)

本文以福特翼虎商務(wù)車為研究對(duì)象，對(duì)其制動(dòng)器的制動(dòng)因數(shù)、制動(dòng)盤(pán)的直徑、厚度、摩擦襯塊的內(nèi)、外半徑、厚度、工作面積、以及制動(dòng)踏板力和踏板工作行程進(jìn)行設(shè)計(jì)，并對(duì)其制動(dòng)器磨損、駐車制動(dòng)、制動(dòng)距離、制動(dòng)溫升等評(píng)價(jià)指標(biāo)進(jìn)行計(jì)算校核。取得以下成果：

（1）對(duì)于設(shè)計(jì)的制動(dòng)器，充分考慮到商務(wù)車的需求，決定前后車輪均采用浮鉗盤(pán)式制動(dòng)器。

（2）本文選擇合理的摩擦襯塊有效工作面積，使制動(dòng)塊受力均勻，降低制動(dòng)噪聲。

（3）經(jīng)分析人力無(wú)法滿足汽車制動(dòng)力的要求，為此加裝了真空助力器并進(jìn)行設(shè)計(jì)。

（4）本次設(shè)計(jì)嚴(yán)格按照相關(guān)標(biāo)準(zhǔn)進(jìn)行驗(yàn)算，所設(shè)計(jì)的制動(dòng)器結(jié)構(gòu)均通過(guò)校核。

[1] 王望予.汽車設(shè)計(jì)[M].北京：機(jī)械工業(yè)出版社,2007.

[2] 劉惟信.汽車制動(dòng)系的結(jié)構(gòu)分析與設(shè)計(jì)計(jì)算[M].北京：清華大學(xué)出版社,2004.

[3] 余志生.汽車?yán)碚?第4版[M].北京：機(jī)械工業(yè)出版社,2006.

[4] Rachman Setiawan,E. Yulianto. Design of Composite Brakes Using Knowledge-Based Design Methodology[J]. Advanced Materials Research,2012,1936(566).

[5] 孫蛟,黃宗益,李興華.鉗盤(pán)式和片式制動(dòng)器設(shè)計(jì)計(jì)算[J]. 筑路機(jī)械與施工機(jī)械化,2005,(07):36-38.

[6] 蔡喜光.纖維增強(qiáng)盤(pán)式汽車制動(dòng)器襯片摩擦磨損特性研究[D].濟(jì)南大學(xué),2015.

[7] 周琦.汽車制動(dòng)器制動(dòng)性能熱衰退現(xiàn)象對(duì)行車安全的危害[J/OL].中國(guó)高新技術(shù)企業(yè),2016,(09):100-101.