2017瑞虎8轎車(chē)制動(dòng)系統(tǒng)設(shè)計(jì)含6張CAD圖,2017,瑞虎,轎車(chē),制動(dòng),系統(tǒng),設(shè)計(jì),CAD
2017瑞虎制動(dòng)系統(tǒng)設(shè)計(jì)
摘 要
經(jīng)歷了汽車(chē)行業(yè)數(shù)百年的發(fā)展趨勢(shì)，大家對(duì)汽車(chē)的關(guān)注已經(jīng)從最初的交通工具轉(zhuǎn)向了它的舒適性和安全性。汽車(chē)的制動(dòng)性能是考慮汽車(chē)安全系數(shù)的關(guān)鍵標(biāo)準(zhǔn)。汽車(chē)制動(dòng)系統(tǒng)作為汽車(chē)的一個(gè)非常關(guān)鍵的部件，只有在工作中具有高質(zhì)量和可靠的性能，才能充分發(fā)揮汽車(chē)的其他性能。文章緊緊圍繞汽車(chē)制動(dòng)系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)分析及其改進(jìn)，對(duì)汽車(chē)制動(dòng)性能進(jìn)行分析設(shè)計(jì)。
本文首先對(duì)汽車(chē)制動(dòng)系統(tǒng)的原理進(jìn)行分析整理。詳細(xì)介紹了汽車(chē)制動(dòng)系統(tǒng)的基本原理和分類(lèi)方法，對(duì)其關(guān)鍵執(zhí)行機(jī)構(gòu)進(jìn)行了結(jié)構(gòu)對(duì)比分析；然后分析汽車(chē)的制動(dòng)，進(jìn)行了承載力物理模型和制動(dòng)力分配原理的分析，進(jìn)行了汽車(chē)制動(dòng)制動(dòng)效率系數(shù)和制動(dòng)力矩計(jì)算方法的基礎(chǔ)理論分析和公式計(jì)算，并進(jìn)行了計(jì)算陡坡上的停車(chē)制動(dòng)能力。 隨后，對(duì)汽車(chē)制動(dòng)系統(tǒng)的評(píng)價(jià)方法、設(shè)計(jì)方案規(guī)定、我國(guó)制動(dòng)政策法規(guī)進(jìn)行了總結(jié)總結(jié)，并對(duì)制動(dòng)性能的評(píng)價(jià)方法進(jìn)行了分析。
本畢業(yè)論文中瑞虎8制動(dòng)系統(tǒng)的設(shè)計(jì)方案達(dá)到了預(yù)期目標(biāo)，汽車(chē)制動(dòng)系統(tǒng)對(duì)汽車(chē)行業(yè)的開(kāi)發(fā)設(shè)計(jì)有一定的指導(dǎo)作用。
關(guān)鍵字：轎車(chē)制動(dòng)系統(tǒng)；同步附著系數(shù)；制動(dòng)力分配
Abstract
After hundreds of years of development trends in the automotive industry, everyone’s concern for vehicles has long since turned from the original means of transportation to its comfort and safety factors. The characteristics of the vehicle's braking system are important specifications that take into account the safety performance of the vehicle. As the core component of the vehicle, the braking system system software can only make full use of the other characteristics of the vehicle if it is of high quality and reliable characteristics. The key to the article is to analyze and improve the structural characteristics of the brake system software, analyze and design the characteristics of the brake system.
Firstly, this paper analyzes the principle of automobile braking system. The basic principle and classification method of automobile braking system are introduced in detail, and the structure of its key actuator is compared and analyzed; Then the paper analyzes the automobile braking, analyzes the physical model of the bearing capacity and the distribution principle of the braking force, carries out the basic theoretical analysis and formula calculation of the calculation method of the automobile braking efficiency coefficient and braking torque, and calculates the parking braking capacity on the steep slope. Then, the evaluation method, design scheme and regulations of automobile braking system are summarized, and the evaluation method of braking performance is analyzed.
In this thesis, the design of Ruihu 8 braking system has achieved the expected goal, and the automobile braking system has a certain guiding role in the development and design of the automobile industry.
Key words: car brake system; Synchronous adhesion coefficient; Braking force distribution
目 錄
1緒論 1
1.1引言 1
1.2國(guó)內(nèi)外制動(dòng)系統(tǒng)技術(shù)概況 1
1.3論文目標(biāo)及內(nèi)容 3
2制動(dòng)系統(tǒng)總成分析 5
2.1制動(dòng)系統(tǒng)形式 5
2.2制動(dòng)系統(tǒng)工作原理 5
3制動(dòng)系性能分析 9
3.1制動(dòng)時(shí)車(chē)輪的受力分析 9
3.2制動(dòng)力分配討論 10
3.2.1地面對(duì)車(chē)輪的法向作用力 10
3.2.2理想制動(dòng)力分配 11
3.2.3實(shí)際制動(dòng)力分配 11
3.2.4帶感載比例閥的實(shí)際分配 12
3.3利用附著系數(shù)與制動(dòng)效率 14
3.4制動(dòng)蹄摩擦表面的壓力分布規(guī)律 16
3.5制動(dòng)器制動(dòng)力矩計(jì)算 17
3.5.1盤(pán)式制動(dòng)器制動(dòng)力計(jì)算 17
3.5.2鼓式制動(dòng)器制動(dòng)力計(jì)算 19
3.6制動(dòng)效能因數(shù) 21
3.7坡道駐車(chē)能力計(jì)算 23
4制動(dòng)系統(tǒng)的評(píng)價(jià)指標(biāo)及法規(guī)要求 25
4.1制動(dòng)性的評(píng)價(jià)指標(biāo) 25
4.2法規(guī)要求 25
4.2.1制動(dòng)系設(shè)計(jì)要求 25
4.2.2對(duì)制動(dòng)力分配的規(guī)定 27
5制動(dòng)系的設(shè)計(jì)計(jì)算 29
5.1制動(dòng)系統(tǒng)設(shè)計(jì)內(nèi)容 29
5.2設(shè)計(jì)基礎(chǔ) 29
5.2.1設(shè)計(jì)基礎(chǔ)參數(shù) 29
5.2.2地面制動(dòng)力計(jì)算 31
5.2.3汽車(chē)的駐車(chē)能力計(jì)算 32
5.3制動(dòng)系主要參數(shù)確定 32
5.3.1鼓式制動(dòng)器的結(jié)構(gòu)參數(shù) 32
5.3.2盤(pán)式制動(dòng)器的結(jié)構(gòu)參數(shù) 34
5.3.3摩擦片摩擦系數(shù) 36
5.4制動(dòng)輪缸的分析計(jì)算 37
5.4.1制動(dòng)蹄上張開(kāi)力計(jì)算 37
5.4.2制動(dòng)盤(pán)上壓緊力 38
5.4.3制動(dòng)輪缸直徑與工作容積 39
5.4.4制動(dòng)主缸直徑與工作容積 39
5.5評(píng)價(jià)各項(xiàng)性能指標(biāo) 40
5.5.1制動(dòng)力分配曲線(xiàn) 40
5.5.2法規(guī)要求的制動(dòng)力分配 43
5.5.3制動(dòng)效率及制動(dòng)距離 45
6總結(jié)與展望 49
6.1全文總結(jié) 49
6.2論文展望 49
參考文獻(xiàn) 51
致 謝 53
V
1緒論
1.1引言
汽車(chē)工業(yè)發(fā)展一百多年，使汽車(chē)工業(yè)獲得了快速發(fā)展的趨勢(shì)。當(dāng)今社會(huì)，隨著汽車(chē)工業(yè)生產(chǎn)的迅猛發(fā)展趨勢(shì)和大家消費(fèi)能力的不斷提高，汽車(chē)早已成為人們社會(huì)實(shí)踐中最重要的交通工具和必需品。
汽車(chē)制動(dòng)系統(tǒng)的性能是考慮汽車(chē)安全系數(shù)的關(guān)鍵標(biāo)準(zhǔn)。有關(guān)汽車(chē)安全系數(shù)的相關(guān)科學(xué)研究資料表明，大約40%的道路交通事故與汽車(chē)的制動(dòng)系統(tǒng)有關(guān)。在嚴(yán)重的交通事故中，通常會(huì)出現(xiàn)制動(dòng)減速度過(guò)大、側(cè)滑等情況。據(jù)科學(xué)研究，在涉及人身安全和人員傷亡的交通事故中，約有三分之一的汽車(chē)在濕冷的地面上打滑和偏離，而在雪地上則是這樣。分析強(qiáng)調(diào)，大約50%的側(cè)滑和方向偏差是由制動(dòng)系統(tǒng)引起的。因此，汽車(chē)制動(dòng)系統(tǒng)的性能好壞關(guān)系到人們的人身安全。由于道路駕駛相對(duì)密度的增加，交通事故頻發(fā)，引起大家對(duì)道路交通安全的高度重視。多方面的因素決策，大家都會(huì)對(duì)制動(dòng)系統(tǒng)的規(guī)定更加嚴(yán)格。
1.2國(guó)內(nèi)外制動(dòng)系統(tǒng)技術(shù)概況
海外汽車(chē)工業(yè)發(fā)展較早，1970年代進(jìn)入自動(dòng)化技術(shù)環(huán)節(jié)。傳統(tǒng)的汽車(chē)設(shè)計(jì)方法已經(jīng)被可靠性設(shè)計(jì)、電子計(jì)算機(jī)數(shù)據(jù)模擬、結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)優(yōu)化等現(xiàn)代主義設(shè)計(jì)方法所取代。事實(shí)上：由于資本主義國(guó)家的汽車(chē)企業(yè)非常重視電子信息技術(shù)，其產(chǎn)品開(kāi)發(fā)周期短、質(zhì)量高、成本低。 1970年代初期，美國(guó)密歇根大學(xué)在汽車(chē)制動(dòng)系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)研究的全過(guò)程中，利用電子計(jì)算機(jī)模擬技術(shù)，用簡(jiǎn)單的汽車(chē)動(dòng)力學(xué)方程，制定了小型客車(chē)的模擬仿真。 斗式制動(dòng)系統(tǒng)和三個(gè)現(xiàn)代電子技術(shù)程序進(jìn)行控制。 1994年，小本五十鈴開(kāi)發(fā)了權(quán)威的汽車(chē)制動(dòng)系統(tǒng)專(zhuān)家設(shè)計(jì)方案數(shù)據(jù)管理系統(tǒng)，用于制動(dòng)系統(tǒng)設(shè)計(jì)方案的開(kāi)發(fā)和科研，以推廣具有優(yōu)良制動(dòng)系統(tǒng)性能的汽車(chē)，節(jié)省了人力和時(shí)間，達(dá)到最佳標(biāo)準(zhǔn)下的計(jì)劃。
1984年，南京汽車(chē)修理廠(chǎng)的穆占平討論了裝有制動(dòng)力控制器的汽車(chē)的內(nèi)聚附著力指標(biāo)。他覺(jué)得當(dāng)汽車(chē)的p曲線(xiàn)和工程曲線(xiàn)的總面積最長(zhǎng)的時(shí)候，會(huì)是最方便的。是p曲線(xiàn)和工程曲線(xiàn)最接近的條件，得到相同的附著指數(shù)，使汽車(chē)獲得最接近理想的制動(dòng)性能。 1999年湖南大學(xué)舒宏開(kāi)發(fā)設(shè)計(jì)了汽車(chē)制動(dòng)系統(tǒng)設(shè)計(jì)方案計(jì)算軟件，可用于計(jì)算輕型、中小型汽車(chē)液壓制動(dòng)系統(tǒng)的基本設(shè)計(jì)方案、制動(dòng)性能可靠性設(shè)計(jì)和制動(dòng)性能預(yù)測(cè)分析。 2003年，沉陽(yáng)工業(yè)學(xué)校陳科以提高制動(dòng)效率因素為總體目標(biāo)，建立了鼓式試驗(yàn)制動(dòng)器可靠性設(shè)計(jì)的數(shù)學(xué)分析模型，并利用matlab升級(jí)輔助工具進(jìn)行了優(yōu)化分析計(jì)算。 2004年重慶宏宇高精工業(yè)生產(chǎn)有限公司企業(yè)研究中心劉麗萍總結(jié)了汽車(chē)制動(dòng)系統(tǒng)軟件開(kāi)發(fā)設(shè)計(jì)的概念和方法，對(duì)企業(yè)組織科研工作具有一定的指導(dǎo)作用，制動(dòng)系統(tǒng)軟件的開(kāi)發(fā)設(shè)計(jì)。 2005年，上汽汽車(chē)工程項(xiàng)目研究院孫益民在上海城市汽車(chē)雜志上發(fā)表論文《Developing Software for Automotive Brake Control System Design and Analysis based on MATLAB》。文章內(nèi)容詳細(xì)介紹了車(chē)輛制動(dòng)系統(tǒng)軟件開(kāi)發(fā)的要求。
汽車(chē)制動(dòng)系統(tǒng)的軟件設(shè)計(jì)一般有兩個(gè)層次的工作：第一是結(jié)構(gòu)主要參數(shù)的設(shè)計(jì)，包括如何確定車(chē)輛的制動(dòng)力分配；二是車(chē)輛制動(dòng)性能的預(yù)測(cè)與分析。這兩項(xiàng)任務(wù)通常以交錯(cuò)方式執(zhí)行。傳統(tǒng)的設(shè)計(jì)作品都是手工制作的。為了更好地獲得滿(mǎn)意的制動(dòng)性能，一般需要多次調(diào)整和改變，嘗試計(jì)算，最終找到更合適的設(shè)計(jì)方案。至此，原型車(chē)的制動(dòng)測(cè)試就完成了。然后分析其基本參數(shù)和性能是否滿(mǎn)足要求。依靠電子計(jì)算機(jī)可以省時(shí)省力，在設(shè)計(jì)之初就對(duì)車(chē)輛制動(dòng)性能及關(guān)鍵相關(guān)主要參數(shù)進(jìn)行精確計(jì)算分析，建立車(chē)輛制動(dòng)過(guò)程的數(shù)學(xué)分析模型，模擬具體的制動(dòng)過(guò)程具有重要的實(shí)際意義。
1.3論文目標(biāo)及內(nèi)容
汽車(chē)的制動(dòng)性能是汽車(chē)的關(guān)鍵性能之一，也是評(píng)價(jià)汽車(chē)安全系數(shù)的重要組成部分。它與每個(gè)人的生命和財(cái)務(wù)安全息息相關(guān)。提高汽車(chē)的制動(dòng)性能，使制動(dòng)系統(tǒng)軟件可靠、優(yōu)質(zhì)地工作，是汽車(chē)設(shè)計(jì)方案生產(chǎn)和應(yīng)用單位日常工作的重點(diǎn)。因此，汽車(chē)制動(dòng)控制系統(tǒng)的設(shè)計(jì)和改進(jìn)、分析和科學(xué)研究對(duì)于提高汽車(chē)的安全系數(shù)具有重要的現(xiàn)實(shí)意義。
以瑞虎8為研究對(duì)象，從性能調(diào)節(jié)角度，對(duì)制動(dòng)力分配原理進(jìn)行改進(jìn)和調(diào)整，使制動(dòng)系統(tǒng)具有良好的方位可靠性和較高的制動(dòng)效率，最接近理想情況。具體內(nèi)容包括以下幾個(gè)層次：
（1）分析汽車(chē)制動(dòng)系統(tǒng)與人們?nèi)粘Ｉ畹年P(guān)鍵關(guān)系，詳細(xì)介紹世界各國(guó)汽車(chē)制動(dòng)控制系統(tǒng)設(shè)計(jì)技術(shù)的科研概況。
（2）對(duì)汽車(chē)制動(dòng)系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)進(jìn)行梳理梳理鼓式和盤(pán)式制動(dòng)器的差異。
（3）分析制動(dòng)系統(tǒng)性能，分析制動(dòng)力分配、附著力指標(biāo)使用、制動(dòng)扭矩、制動(dòng)效率因素等關(guān)鍵分析陡峭的駐車(chē)制動(dòng)器制動(dòng)能力等。
（4）以瑞虎8為研究對(duì)象，對(duì)其制動(dòng)系統(tǒng)進(jìn)行設(shè)計(jì)方案計(jì)算，對(duì)其價(jià)值進(jìn)行基礎(chǔ)理論分析。
55
2制動(dòng)系統(tǒng)總成分析
2.1制動(dòng)系統(tǒng)形式
剎車(chē)系統(tǒng)手機(jī)軟件有多種分類(lèi)方法。根據(jù)功能，分為駐車(chē)制動(dòng)系統(tǒng)、緊急制動(dòng)系統(tǒng)、行車(chē)制動(dòng)系統(tǒng)、和輔助制動(dòng)系統(tǒng)；行車(chē)制動(dòng)系統(tǒng)可以使車(chē)輛在行駛中減速或停車(chē)；當(dāng)安全駕駛系統(tǒng)用作汽車(chē)發(fā)生故障時(shí)，緊急制動(dòng)系統(tǒng)可以保證安全減速或停車(chē)的實(shí)際效果。我國(guó)很多國(guó)家規(guī)定汽車(chē)必須具有緊急制動(dòng)的實(shí)際效果；駐車(chē)制動(dòng)系統(tǒng)使汽車(chē)保持原點(diǎn)；輔助制動(dòng)系統(tǒng)一般在勻速時(shí)應(yīng)用。如果汽車(chē)在下長(zhǎng)坡時(shí)僅使用行車(chē)制動(dòng)系統(tǒng)來(lái)穩(wěn)定車(chē)速，很可能會(huì)導(dǎo)致制動(dòng)器過(guò)熱，降低制動(dòng)的高效率。
2.2制動(dòng)系統(tǒng)工作原理
車(chē)輛制動(dòng)系統(tǒng)用于車(chē)輛在行駛中減速或停車(chē)，保持車(chē)輛長(zhǎng)時(shí)間下坡行駛的速度，并使停車(chē)的車(chē)輛保持原位（包括在陡坡上）。下面是一個(gè)簡(jiǎn)單的液壓制動(dòng)系統(tǒng)的平面示意圖，說(shuō)明其原理，如圖2-1所示。
從圖2-1中可以看出，金屬制動(dòng)鼓8的工作面為內(nèi)圓柱面，固定安裝在車(chē)輪的輪子上并隨車(chē)輪轉(zhuǎn)動(dòng)。制動(dòng)底板11固定，上側(cè)有兩個(gè)支撐銷(xiāo)12，支撐兩個(gè)弧形制動(dòng)蹄10的下部。制動(dòng)蹄的外圓柱面上裝有摩擦片9。液壓制動(dòng)輪缸6安裝在制動(dòng)底板上，油管5與安裝在窗框上的液壓制動(dòng)主缸4相連。駕駛員可以根據(jù)制動(dòng)踏板1控制主缸活塞桿3推動(dòng)擺桿2。
圖2-1 制動(dòng)系統(tǒng)工作原理示意圖
1.制動(dòng)踏板2.推桿3.主缸活塞4.制動(dòng)主缸5.油管6.制動(dòng)輪缸7.輪缸活塞8.制動(dòng)
鼓9.摩擦片10.制動(dòng)蹄11.制動(dòng)底板12.支承銷(xiāo)13.制動(dòng)蹄回位彈簧
當(dāng)制動(dòng)系統(tǒng)不工作時(shí)，制動(dòng)鼓的內(nèi)圓柱面與制動(dòng)蹄摩擦片的外圓柱面保持一定的間隙，使制動(dòng)鼓和與之固定的車(chē)輪轉(zhuǎn)動(dòng)隨意。當(dāng)制動(dòng)系統(tǒng)軟件必須工作時(shí)，駕駛員踩下制動(dòng)踏板1，根據(jù)擺桿2和主缸活塞桿3的作用，制動(dòng)主缸4內(nèi)的制動(dòng)液在一定的作用下工作壓力。制動(dòng)輪缸6被注入，兩個(gè)輪缸活塞桿7推動(dòng)兩個(gè)制動(dòng)蹄10繞支撐銷(xiāo)12轉(zhuǎn)動(dòng)，使摩擦片夾在制動(dòng)鼓8的內(nèi)圓柱面上。這樣，非旋轉(zhuǎn)制動(dòng)蹄10對(duì)旋轉(zhuǎn)制動(dòng)鼓8產(chǎn)生與車(chē)輪旋轉(zhuǎn)方向相反的摩擦力矩。這個(gè)摩擦力矩根據(jù)制動(dòng)鼓8傳遞到車(chē)輪上。由于車(chē)輪與地面的附著作用，車(chē)輪對(duì)地面產(chǎn)生向前的邊緣力，地面也對(duì)車(chē)輪產(chǎn)生向后的后坐力，即制動(dòng)功率。制動(dòng)力從車(chē)輪通過(guò)拖車(chē)軸等傳遞到窗框和車(chē)身，使整車(chē)產(chǎn)生一定的減速率，由制動(dòng)系統(tǒng)軟件產(chǎn)生實(shí)際效果。當(dāng)松開(kāi)制動(dòng)踏板時(shí)，制動(dòng)蹄回到彈簧13的位置，將制動(dòng)蹄拉回原點(diǎn)，制動(dòng)蹄與制動(dòng)鼓之間的摩擦力矩和地面的制動(dòng)力達(dá)到車(chē)輪，制動(dòng)效果立即停止。
制動(dòng)系統(tǒng)軟制動(dòng)器分為鼓式試驗(yàn)和盤(pán)式試驗(yàn)。圖2-1為鼓式試驗(yàn)制動(dòng)器工作電路原理圖，盤(pán)式制動(dòng)器工作電路原理圖如圖2-2所示。
盤(pán)式制動(dòng)器的摩擦片總面積不同，所以分為全盤(pán)式和夾盤(pán)式?？ㄣQ盤(pán)式制動(dòng)器因固定部件的不同而分為固定卡鉗盤(pán)式制動(dòng)器和浮動(dòng)卡鉗盤(pán)式制動(dòng)器。圖2-2是固定鉗盤(pán)式制動(dòng)器的工作電路原理圖。可以看出，制動(dòng)鉗體5橫跨在制動(dòng)盤(pán)1上并固定安裝在掛車(chē)車(chē)橋6上，既不能旋轉(zhuǎn)，也不能沿制動(dòng)盤(pán)中心線(xiàn)移動(dòng)。兩個(gè)活塞桿2位于制動(dòng)盤(pán)1的兩側(cè)。制動(dòng)時(shí)，制動(dòng)液壓油從制動(dòng)主缸通過(guò)進(jìn)油口4進(jìn)入卡鉗體內(nèi)的兩個(gè)連通液壓室，壓緊制動(dòng)片3 兩側(cè)地制動(dòng)器即固定連接在車(chē)輪上。
圖2-2定鉗盤(pán)式制動(dòng)器示意圖
1.制動(dòng)盤(pán)2.活塞3.摩擦塊4.進(jìn)油口5.制動(dòng)鉗體6.車(chē)橋
大量資料表明，盤(pán)式制動(dòng)器相比鼓式試驗(yàn)制動(dòng)器有很多優(yōu)點(diǎn)：
（1）耐熱性好。由于剎車(chē)盤(pán)與摩擦片之間沒(méi)有摩擦輔助作用，剎車(chē)效率受摩擦系數(shù)的影響較小；另外，摩擦片的尺寸不大，散熱性能也不錯(cuò)。
（2）水可靠性好。剎車(chē)盤(pán)上的剎車(chē)片氣壓高，很容易擠掉附著的水。另外，向心力也很容易把水甩出去。另外，剎車(chē)片對(duì)剎車(chē)盤(pán)的擦洗作用，也能讓水沖剎車(chē)通過(guò)一兩次。制動(dòng)效率可在第二次制動(dòng)后恢復(fù)，而鼓式試驗(yàn)制動(dòng)需要十次以上制動(dòng)才能恢復(fù)制動(dòng)效率。
（3）在輸出制動(dòng)力矩標(biāo)準(zhǔn)相同的情況下，盤(pán)式制動(dòng)器的施工規(guī)范和質(zhì)量一般小于鼓式試驗(yàn)。
（4）剎車(chē)盤(pán)沿薄厚方向的熱變形很小，不易像剎車(chē)鼓一樣因熱變形而增大剎車(chē)間隙，最終造成剎車(chē)踏板行程過(guò)大.
（5）盤(pán)式制動(dòng)器間隙自動(dòng)調(diào)整裝置設(shè)計(jì)方案方便，其維護(hù)和維修工作相對(duì)簡(jiǎn)單。
（6）制動(dòng)可靠性好：軸荷與液壓系統(tǒng)液壓缸的扭矩和摩擦力呈線(xiàn)性關(guān)系，不存在增力作用。因此，整個(gè)制動(dòng)系統(tǒng)的力矩緩慢增加，可以保證制動(dòng)系統(tǒng)的高穩(wěn)定性。
（7）摩擦副（剎車(chē)片）更容易拆卸更換，結(jié)構(gòu)更簡(jiǎn)單，維修保養(yǎng)更容易。
（8）制動(dòng)執(zhí)行機(jī)構(gòu)的力衰減比增大的可能性很大。這是因?yàn)橹苿?dòng)盤(pán)與摩擦片之間的間隙較小，減少了液壓缸活塞桿的實(shí)際動(dòng)作時(shí)間。
（9）促進(jìn)多控制回路制動(dòng)驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)軟件的形成，提高系統(tǒng)軟件的穩(wěn)定性和安全系數(shù)，確保汽車(chē)在所有速度下都能穩(wěn)定制動(dòng)。
（10）剎車(chē)損壞報(bào)警可方便完成，摩擦片可立即拆卸更換。
盤(pán)式制動(dòng)器也有一些缺點(diǎn)：
（1）除封閉式兩片式盤(pán)式制動(dòng)器外，大多數(shù)盤(pán)式制動(dòng)器都難以完全避免灰塵和銹蝕。
（2）由于沒(méi)有自主增壓功能，制動(dòng)效率低，液壓制動(dòng)系統(tǒng)對(duì)管路工作壓力要求較高，往往需要伺服電機(jī)設(shè)備的協(xié)同作用。
現(xiàn)階段汽車(chē)普遍采用盤(pán)式制動(dòng)器，但除部分全輪性能優(yōu)良的汽車(chē)外，其他大部分僅采用前輪胎制動(dòng)，然后采用輪鼓試驗(yàn)制動(dòng)器相互配合。在更高的速度下獲得汽車(chē)制動(dòng)的方位可靠性。
3制動(dòng)系性能分析
本章將對(duì)汽車(chē)制動(dòng)系統(tǒng)的性能進(jìn)行基礎(chǔ)理論分析，分析討論制動(dòng)持久性的物理模型和制動(dòng)力分配原理，并運(yùn)用附著力指數(shù)、制動(dòng)力矩和制動(dòng)力矩的計(jì)算方法。討論了其汽車(chē)在陡坡上的駐車(chē)制動(dòng)能力的計(jì)算，并進(jìn)行了基本的理論計(jì)算。
3.1制動(dòng)時(shí)車(chē)輪的受力分析
在制動(dòng)系統(tǒng)中，作用在車(chē)輪上的力可以從不同的角度來(lái)理解，可分為度地面制動(dòng)力、制動(dòng)系統(tǒng)制動(dòng)力和附著力三種。
地面制動(dòng)力是指地面給予的外力，使汽車(chē)遭受駕駛方向的阻力。 Fxb仍然表明它在制動(dòng)系統(tǒng)的特性中起著主導(dǎo)作用。剎車(chē)的制動(dòng)力是由剎車(chē)產(chǎn)生的，是解決剎車(chē)在輪胎邊緣產(chǎn)生的摩擦力矩所需要的力，用符號(hào)Fu表示。 FZφ表示路面給輪胎的附著力，其大小是汽車(chē)凈重與路面附著力指數(shù)值的乘積，即Fφ=FZφ，其中FZ表示車(chē)輪的垂直載荷，φ表示路面附著力指數(shù)。
圖3-1地面制動(dòng)力、制動(dòng)器制動(dòng)力和附著力的關(guān)系
在制動(dòng)系統(tǒng)中，只考慮了轉(zhuǎn)向和車(chē)輪抱死拖曳兩種情況。如圖3-1所示，隨著踏板力Fp的不斷增大，制動(dòng)制動(dòng)力Fu不斷增大，地面制動(dòng)力Fb也不斷增大。當(dāng)踏板力增加到一定值時(shí)，F(xiàn)u再次增加，但Fxb不再增加，保持相同的附著力，具有更大的地面制動(dòng)力Fxbmax=Fφ?？偠灾?，車(chē)輛的地面制動(dòng)力首先由制動(dòng)力決定，但也受制于地面附著力標(biāo)準(zhǔn)。
3.2制動(dòng)力分配討論
一般來(lái)說(shuō)，如果制動(dòng)系統(tǒng)的制動(dòng)力和驅(qū)動(dòng)力足夠，則在制動(dòng)系統(tǒng)的整個(gè)過(guò)程中很可能會(huì)出現(xiàn)以下三種工況，即：
（1）前輪胎早鎖拖，后輪胎鎖拖；
（2）后輪胎提前抱死拖滑，前輪胎抱死拖滑；
（3）全部輪胎鎖死拖拽。
汽車(chē)的基本理論早就證實(shí)，標(biāo)準(zhǔn)（1）是良好的工作狀態(tài)，但汽車(chē)的制動(dòng)系統(tǒng)不足變成了體積，附著力的使用不是很好；條件（2）后輪胎很容易跑反，是因?yàn)樵跊](méi)有穩(wěn)定的條件下，附著力的利用率也低；而標(biāo)準(zhǔn)（3）可以防止后輪胎打滑，只有在制動(dòng)系統(tǒng)的抗拉強(qiáng)度高時(shí)，汽車(chē)的前輪胎才會(huì)失去轉(zhuǎn)彎能力，這與前兩種情況相同。與此標(biāo)準(zhǔn)相比，附著力規(guī)范的應(yīng)用也非常好。
3.2.1地面對(duì)車(chē)輪的法向作用力
無(wú)論汽車(chē)的轉(zhuǎn)彎摩擦阻力、摩擦阻力和轉(zhuǎn)動(dòng)質(zhì)量引起的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量如何，汽車(chē)在水平地面上制動(dòng)時(shí)，其承載力狀態(tài)如圖3-2所示。
圖3-2 制動(dòng)時(shí)汽車(chē)的受力圖
如果對(duì)汽車(chē)的前后輪進(jìn)行力平衡分析，再根據(jù)汽車(chē)?yán)碚?，令dudt=zg中Z稱(chēng)為制動(dòng)強(qiáng)度，可得制動(dòng)時(shí)地面對(duì)前、后軸的法向反作用力為
FZ1=Gb+z?gLFZ2=Ga?z?gL （3-1）
如果前、后車(chē)輪都已抱死，則有Fxb=Fφ或是dudt=φg。地面的法向反作用力為
FZ1=Gb+φ?gLFZ2=Ga?φ?gL （3-2）
3.2.2理想制動(dòng)力分配
對(duì)汽車(chē)?yán)碚撨M(jìn)行了分析，發(fā)現(xiàn)除車(chē)輪外，只鎖住車(chē)輛的前后輪胎，有利于附著力標(biāo)準(zhǔn)的應(yīng)用和制動(dòng)系統(tǒng)的方位可靠性；此時(shí)，前后制動(dòng)系統(tǒng)的制動(dòng)力和驅(qū)動(dòng)力Fu1和Fz2的相關(guān)曲線(xiàn)圖常被稱(chēng)為理想化的前后制動(dòng)系統(tǒng)制動(dòng)力分布曲線(xiàn)圖，俗稱(chēng)I曲線(xiàn)圖。為了獲得制動(dòng)系統(tǒng)中前后輪和其他車(chē)輪的鎖定，必須滿(mǎn)足兩個(gè)標(biāo)準(zhǔn)：一是所有制動(dòng)系統(tǒng)的制動(dòng)力和驅(qū)動(dòng)力之和與前輪的附著力相同。另一個(gè)是前后輪胎制動(dòng)系統(tǒng)，每個(gè)系統(tǒng)的驅(qū)動(dòng)力與各自的粘附力相同，即
Fu1+Fu2=φGFu1=Fz1φFu2=Fz2φ （3-3）
消去φ，可以得到：
Fu2=12G?gb2+4?gLGFu1?Gb?g+2Fu1 （3-4）
式（3-4）可以描述前、后輪其他車(chē)輪抱死時(shí)前后輪制動(dòng)器的制動(dòng)力與驅(qū)動(dòng)力的關(guān)系，即理想的制動(dòng)制動(dòng)力分布曲線(xiàn)（I曲線(xiàn)）。如圖3-3所示，車(chē)輛理想的制動(dòng)力分布是在滿(mǎn)載和滿(mǎn)載兩種工況下得到的。
3.2.3實(shí)際制動(dòng)力分配
事實(shí)上，很多汽車(chē)的前后輪制動(dòng)力分布不能按照理想化的圖形進(jìn)行變換，基本上是一個(gè)數(shù)值。制動(dòng)制動(dòng)力分配原理常用來(lái)表示前輪胎制動(dòng)力與汽車(chē)總制動(dòng)力的比值來(lái)表示，這個(gè)比值稱(chēng)為制動(dòng)力擴(kuò)散系數(shù)，常用符號(hào)β表示，即
β=Fu1Fu （3-5）
式中，F(xiàn)u1為前制動(dòng)制動(dòng)力； Fu為車(chē)輛總制動(dòng)制動(dòng)力，F(xiàn)u=Fu1+Fu2，F(xiàn)u2為后制動(dòng)制動(dòng)力。前后剎車(chē)的制動(dòng)力關(guān)系如下：
Fu1Fu2=β1?β （3-6）
式（3-6）為前、后制動(dòng)器的具體制動(dòng)力分配曲線(xiàn)，稱(chēng)為β曲線(xiàn)。如果以 Fu1 為橫坐標(biāo)，F(xiàn)u2為縱坐標(biāo)，則可以繪制公式（3-6）的曲線(xiàn)?？梢钥闯觯摝虑€(xiàn)是一條以起點(diǎn)為基準(zhǔn)的平行線(xiàn)，其切線(xiàn)斜率tanθ=1?ββ，如圖3-3所示。
圖3-3 制動(dòng)力分配曲線(xiàn)
在圖 3-3 中，β曲線(xiàn)與 I 曲線(xiàn)交點(diǎn)相匹配的附著系數(shù)稱(chēng)為同步附著系數(shù)。
由式(3-2), (3-3), (3-6)，可得同步附著系數(shù)φ0為
φ0=Lβ?b?g （3-7）
3.2.4帶感載比例閥的實(shí)際分配
對(duì)于固定分配比的制動(dòng)系統(tǒng)，具體的制動(dòng)力和驅(qū)動(dòng)力分配與理想分配相去甚遠(yuǎn)，附著力高，效率低。前輪胎很可能過(guò)早抱死而失去工作能力，而后輪胎也很可能過(guò)早抱死，造成車(chē)輛后輪打滑的危險(xiǎn)工況。負(fù)載敏感比例閥（俗稱(chēng)LSPV）等制動(dòng)驅(qū)動(dòng)力調(diào)節(jié)裝置可以改變前后制動(dòng)系統(tǒng)的制動(dòng)驅(qū)動(dòng)力分配比例。基本上是在比例閥的基礎(chǔ)上，根據(jù)負(fù)荷傳感機(jī)構(gòu)來(lái)改變負(fù)荷傳感彈。完成輸出工作壓力的增長(zhǎng)率低于輸入工作壓力的增長(zhǎng)率，使前、后軸的驅(qū)動(dòng)力分布盡可能接近理想分配曲線(xiàn)的目標(biāo)，達(dá)到制動(dòng)系統(tǒng)政策法規(guī)。
負(fù)荷傳感比例閥的負(fù)荷傳感機(jī)構(gòu)與汽車(chē)后橋相連，油路板安裝在車(chē)橋上。結(jié)構(gòu)示意圖如圖3-4所示。
圖3-4 感載比例閥結(jié)構(gòu)示意圖
未制動(dòng)時(shí)，由于預(yù)緊力F的作用，閥門(mén)1打開(kāi)，P1、P2口連通。當(dāng)逐漸開(kāi)始制動(dòng)時(shí)，P1=P2；因?yàn)锳2>A1，所以滑閥2左右兩側(cè)有壓差P2A2?P1A1=P1(A2?A1)，P1變大，壓差P1(A2?A1)大足以抵抗預(yù)緊力F，滑閥2處于不平衡狀態(tài)。此時(shí)，P1=Ps，那么ps=FA2?A1，其中Ps為比例閥的工作壓力調(diào)節(jié)點(diǎn)，顯然Ps與預(yù)緊力F有關(guān)，Ps可根據(jù)車(chē)輛裝載情況進(jìn)行調(diào)節(jié)； P1進(jìn)一步變大，當(dāng) P1>Ps時(shí)，閥門(mén) 1 關(guān)閉，處于瞬時(shí)平衡狀態(tài)，滑閥 2 有：
P1A1+F=P2A2
當(dāng)P1達(dá)到一定水平時(shí)，P1A1+F>P2A2，閥門(mén)1打開(kāi)，P2上升。這種往復(fù)式會(huì)使P2始終小于P1，并產(chǎn)生一定的比例，即即p2=p1A1A2+FA2，這也是負(fù)載敏感比例閥的靜態(tài)數(shù)據(jù)特性，如圖3-5所示。
圖3-5 裝有感載比例閥后的液壓分配曲線(xiàn)
其中，ps=FA2?A1，稱(chēng)為調(diào)整壓力，令ξ=A1A2，稱(chēng)為感載比。
3.3利用附著系數(shù)與制動(dòng)效率
為了更好地防止后輪打滑或前輪胎的損失轉(zhuǎn)化為工作能力，最好在汽車(chē)制動(dòng)時(shí)防止所有車(chē)輪抱死。因此，汽車(chē)能引起的較大的制動(dòng)減速度應(yīng)該是車(chē)輪鎖死在車(chē)輪臨界值時(shí)的制動(dòng)減速度。
φi=FXbiFZi （3-8）
其中，φi為與制動(dòng)強(qiáng)度Z相匹配的第i軸的利用附著系數(shù)；FXbi是制動(dòng)強(qiáng)度Z匹配時(shí)汽車(chē)第i軸引起的路面制動(dòng)力；FZi為對(duì)應(yīng)制動(dòng)強(qiáng)度Z時(shí)，地面對(duì)第i軸的法向反作用力。
顯然，為了在路面上充分利用附著力標(biāo)準(zhǔn)，更有效地分配汽車(chē)的制動(dòng)力，規(guī)定附著系數(shù)更接近于制動(dòng)強(qiáng)度。圖3-6為附著系數(shù)與制動(dòng)強(qiáng)度的相關(guān)曲線(xiàn)，一般用于描述汽車(chē)的制動(dòng)力分布特征。對(duì)于制動(dòng)力分配理想化的汽車(chē)，其利用系數(shù)一直等價(jià)于制動(dòng)力，即圖上的對(duì)角線(xiàn)φ=z。
圖3-6 利用附著系數(shù)與制動(dòng)強(qiáng)度的關(guān)系曲線(xiàn)
下面分別計(jì)算前輪胎或后輪胎提前抱死時(shí)前后輪的利用率系數(shù)。對(duì)于前橋，可以設(shè)置汽車(chē)前橋即將抱死或前后輪分別抱死時(shí)的減速度du/dt = Zg，
Fu1=FXb1=βGgdudt=βGz （3-9）
又有，
FZ1=GLb+z?g （3-10）
故，前軸利用附著系數(shù)為：
φf(shuō)=FXb1Fz1=βzb+z?g/L （3-11）
同理，可求得后軸的利用附著系數(shù)為：
φr=(1?β)za?z?g/L （3-12）
一般用高制動(dòng)效率來(lái)描述道路附著力標(biāo)準(zhǔn)的利用水平，前后輪的高制動(dòng)效率可以得到如下：
Ef=zφf(shuō)=b/Lβ?φf(shuō)?g/L （3-13）
Er=zφr=a/L(1?β)+φr?g/L （3-14）
3.4制動(dòng)蹄摩擦表面的壓力分布規(guī)律
掌握制動(dòng)蹄摩擦面上壓力分布的規(guī)律，有助于正確分析和計(jì)算制動(dòng)效率因素。在一般的數(shù)值積分中，只考慮摩擦片軸向變形，其他部分的影響相對(duì)較小，可以忽略不計(jì)。因此，在數(shù)值積分中一般做以下假設(shè)：
（1）制動(dòng)鼓和制動(dòng)蹄具有一定的剛性；
（2）受到外力時(shí)，只有摩擦片會(huì)變形；
（3）工作壓力和變形遵循虎克定律。
圖3-7 制動(dòng)蹄摩擦襯片徑向變形簡(jiǎn)圖
本文只討論蹄片有一個(gè)自由度，即繞支承銷(xiāo)轉(zhuǎn)動(dòng)的蹄片，如圖3-7所示。
如圖 3-7 所示，摩擦片受到拉伸力和摩擦力的作用，圍繞支撐銷(xiāo)中心 A 旋轉(zhuǎn)角度dγ。摩擦片表面在任意點(diǎn) B 沿切線(xiàn)的變形制動(dòng)系統(tǒng)蹄片轉(zhuǎn)動(dòng)方向?yàn)榫€(xiàn)段BB'，徑向變形量為線(xiàn)段BB'在半經(jīng)線(xiàn)OB延長(zhǎng)線(xiàn)上的投影，即線(xiàn)段BC。由于dγ不大，可以認(rèn)為∠ABB'=90°，摩擦襯片的理想徑向變形量為：
δ1=BC=BB'sinγ=ABsinγdγ （3-15）
由于OA≈OB=r2，則三角形AOB為等腰三角形，可知
ABsinα=r2sinγ
摩擦襯片的徑向變形和壓力：
δ1=r2sinαdγq=qsinαmax （3-16）
3.5制動(dòng)器制動(dòng)力矩計(jì)算
3.5.1盤(pán)式制動(dòng)器制動(dòng)力計(jì)算
圖3-8 盤(pán)式制動(dòng)器的計(jì)算簡(jiǎn)圖
盤(pán)式制動(dòng)系統(tǒng)的扭矩計(jì)算可以用圖3-8所示的示意圖表示。盤(pán)式制動(dòng)器的軸荷為：
Tf'=2f1PR （3-17）
式中，f1為摩擦襯塊和制動(dòng)盤(pán)之間的摩擦系數(shù)；
P為單側(cè)制動(dòng)塊對(duì)制動(dòng)盤(pán)的壓緊力；
R為作用半徑，常取平均半徑Rm或有效半徑Re 。
令R1 , r1為摩擦襯塊的內(nèi)半徑和外半徑，如圖3-9所示，則平均半徑為：
Rm=R1+r12 （3-18）
圖3-9 制動(dòng)盤(pán)作用半徑計(jì)算圖
在圖3-9中，取任意一個(gè)微元的面積RdRd?，其對(duì)制動(dòng)盤(pán)的摩擦力為qf1RdRd?，摩擦力對(duì)制動(dòng)盤(pán)中心的摩擦力和扭矩為qf1R2dRd?，其中q為剎車(chē)片和剎車(chē)盤(pán)面積的工作壓力，一側(cè)剎車(chē)片對(duì)剎車(chē)盤(pán)的總摩擦力為：
f1P=?θθR1r1qf1RdRd?=qf1r12?R12θ
作用在制動(dòng)盤(pán)上的制動(dòng)力矩：
Tf'2=?θθR1r1qf1R2dRd?=23qf1r13?R13θ （3-19）
代入有效半徑Re得到：
Tf'=2f1PR （3-20）
于是得到有效半徑：
Re=Tf'2f1P=23?r13?R13r12?R12=431?R1r1R1+r12R1+r12 （3-21）
若令R1r1=m，則有
Re=431?m(1+m)2Rm （3-22）
由于R1r1=m<1，獲得m(1+m)2<14, 故Re＞Rm。如果 m→1，則 R1→r1，Re→Rm。
上述計(jì)算方法無(wú)效。一般來(lái)說(shuō)，m的值不能低于0.65。
3.5.2鼓式制動(dòng)器制動(dòng)力計(jì)算
在具體的計(jì)算中，一般采用通過(guò)拉伸力F來(lái)測(cè)量鼓式試驗(yàn)制動(dòng)器的制動(dòng)力矩TTf的方法，非常方便。
增勢(shì)蹄產(chǎn)生的制動(dòng)力矩TTf1：
TTf1=f2N1ρ1 （3-23）
式中，f2為制動(dòng)蹄片與制動(dòng)鼓之間摩擦系數(shù)；
N1為單元法向力的合力；
ρ1為摩擦力f2N1的作用半徑。
圖3-10增勢(shì)蹄張開(kāi)力計(jì)算簡(jiǎn)圖
如圖3-10所示，法向力N1和張開(kāi)力F1的關(guān)系為：
N1=?F1a'cosδ1+f2sinδ1?f2ρ1 （3-24）
如圖3-10所示，式中?=a+c=a+a'cosθ0。將式(3?24)代入式(3?23)可以得到，增勢(shì)蹄的制動(dòng)力矩TTf1為：
TTf1=f2?ρ1F1a'cosδ1+f2sinδ1?f2ρ1 （3-25）
同理，減勢(shì)蹄的制動(dòng)力矩TTf2為：
TTf2=f2?ρ1F1a'cosδ2+f2sinδ2?f2ρ2 （3-26）
可令B1=f2?ρ1a'cosδ1+f2sinδ1?f2ρ1,?B2=f2?ρ2a'cosδ2?f2sinδ2+f2ρ2則鼓式制動(dòng)器增勢(shì)蹄和減勢(shì)蹄的制動(dòng)力矩為：
TTf1=B1F1TTf2=B2F2 （3-27）
如果要確認(rèn)ρ1 、ρ2和 δ1、 δ2，必須首先找到法向力N。假設(shè)摩擦片的總寬度為b，微元總面積為br2dα，其中dα為微元面積的包角，r2為制動(dòng)鼓半徑。
圖3-11制動(dòng)力矩計(jì)算用簡(jiǎn)圖
制動(dòng)鼓作用在摩擦襯片微元面積上的法向力為：
dN=qmaxbr2sinαdα （3-28）
故該制動(dòng)鼓受到微元面積摩擦力f2dN對(duì)的制動(dòng)力矩為：
dTTf=qmaxf2br22sinαdα （3-29）
于是，在整個(gè)包角范內(nèi)α2至α4的區(qū)域內(nèi)積分，可得到該制動(dòng)蹄的制動(dòng)力矩為：
TTf=qmaxf2br22(cosα2?cosα4) （3-30）
若令該微元面積上的法向力dN在x1軸和y1軸上的投影分別為dNx和dNy，則有：
Nx=a2α4dNsinα=qmaxbr22α0?sin2α4+sin2α2 /4
式中α0=α4-α2，稱(chēng)為制動(dòng)蹄片的包角。
于是，可以得出：
δ=arctanNyNx=arctancos2α2?cos2α42α0?sin2α4+sin2α2 （3-31）
考慮到N1=Nx2+Ny2，并根據(jù)式(3?27)和式(3?36)可以得出：
ρ1=4r2cosα2?cosα4cos2α2?cos2α42+2α0?sin2α4+sin2α22 （3-32）
顯然，兩種蹄片的法向力N與滑動(dòng)摩擦力f2N的有效值的交角δ在于制動(dòng)系統(tǒng)蹄片沿制動(dòng)系統(tǒng)鼓旋轉(zhuǎn)和制動(dòng)系統(tǒng)蹄片逆著制動(dòng)鼓旋轉(zhuǎn)的α2到α4的情況。那么它們分別是相同的，則δ1=δ2，ρ1=ρ2。對(duì)于鉛蹄鼓式制動(dòng)器，它有兩個(gè)蹄片，其軸荷等于兩個(gè)蹄片的摩擦力矩之和，即
Tf=F1B1+F2B2 （3-33）
若制動(dòng)器是由液壓驅(qū)動(dòng)，則F1=F2，故制動(dòng)蹄張開(kāi)力為：
F=TfB1+B2 （3-34）
另外，觀察公式（3-25）可以發(fā)現(xiàn)，公式大概率存在分母為零的情況。此時(shí)，增勢(shì)蹄的制動(dòng)力矩TTf1趨于無(wú)窮大，制動(dòng)蹄自動(dòng)鎖止。即蹄式制動(dòng)器的自鎖現(xiàn)象，是一種不良情況，應(yīng)盡量減少。因此，蹄式制動(dòng)器不會(huì)自鎖，必須達(dá)到：
f2
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