制动系的主要参数及其选择

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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，即制动器的摩擦力矩，其方向与车轮旋

2、转方向 相反，Nm； 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

3、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

4、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，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

5、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

6、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

7、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

8、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，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

9、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1.31.6；货车约为0.50.7。 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

10、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，）

11、，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

12、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

13、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bc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=0.30.35范围内，当张开力时，相差 达3倍之多

14、。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dd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dd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dd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

15、由dBFd来衡量，因而dBFd称为制动器的敏感度，它 是制动器效能稳定性的主要决定因素，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(dBFd)为常数，因此其效能稳 定性最好。 表2给出

16、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2030mm，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=0.640.74 货车