基于福特翼虎商務車的盤式制動器設計

孫一帆，田振鼎，姜曼

（1.長安大學 汽車學院，陜西 西安 710064；2.紅豆集團，江蘇 無錫 214199）

引言

汽車制動性是比較關鍵的汽車主動安全性能之一，考慮到目前普遍車速提高，道路復雜程度加深等因素，現代汽車更加需要高性能、長壽命的制動系統。制動器對制動系統的好壞起到決定性作用，汽車制動器具有使行駛中的汽車強制降速、在各種路況下正常駐車、下長坡時車速維持平穩等功能。汽車制動器的設計應結合目前的法律標準，使之滿足正常的制動效能。除此之外，還應具有工作性能可靠、操縱穩定性強、作用遲滯時間短等特點。

1 制動器的總體設計

1.1 制動器設計參數

為了方便設計，選取一款福特翼虎商務車為研究對象，主要設計參數如表1所示。

表1 福特翼虎商務車設計參數Tab.1 design parameters of Ford Kuga commercial vehicle

1.2 制動器形式方案的確定

現如今汽車制動器絕大部分采用機械摩擦式，我們常見的摩擦式制動器有鼓式和盤式兩大類型[1]。相對于鼓式制動器，盤式制動器具有制動效能穩定、浸水后效能降低較少、容易實現間隙自調、散熱良好等特點。再進一步，盤式制動器有全盤式和鉗盤式兩種，全盤式制動器制動時，各盤摩擦表面全部接觸，所以其散熱性能不是特別良好，應用前景沒有鉗盤式制動器廣泛。更進一步，鉗盤式制動器又包括定鉗盤式與浮鉗盤式。后者與前者相比，由于鉗的外側沒有油缸，所以布置時比較容易；另外，采用浮鉗盤式可減少油缸、活塞等零件的數量，價格便宜[2]。

綜上所述：由于浮鉗盤式制動器結構特點簡單且排列緊湊，同時具有較低的生產成本、抗熱性強。基于這些優點，本文對于所設計的商務車制動器，其前后車輪均采用浮鉗盤式制動器。

2 制動系的主要參數

2.1 制動力分配系數和同步附著系數

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

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

代入本設計實際參數，制動力分配系數與同步附著系數的結果如表2所示。

表2 制動力分配系數與同步附著系數Tab.2 braking force distribution coefficient and synchronous adhesion coefficient

根據相關標準，滿載條件下的同步附著系數應滿足：商務車、輕型客車、輕型貨車：0.55～0.70；故符合要求標準。

2.2 汽車前后輪附著力矩分析計算

當φ=φ0時，汽車前后車輪會同時抱死。因此選取此款商務車滿載時的附著系數，運用汽車前、后輪附著力矩計算公式［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為汽車總質量；re為輪胎有效半徑。

代入后得到汽車前、后輪附著力矩，結果見表3。

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

2.3 制動器前后軸最大制動力矩的計算

本設計采用較小的同步附著系數，因此前、后軸的車輪制動器所能產生的最大制動力力矩分別為［3］：

代入本車實際參數，可以得到制動器前、后軸的最大制動力矩，計算結果如表4所示。

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

3 制動器的設計計算

3.1 盤式制動器制動因數

制動器因數BF表示制動器的效能，它的定義為：在制動盤的作用半徑R上所產生的摩擦力與輸入力的比值[4]。對于鉗盤式制動器來說，制動盤在其兩側工作面的作用半徑上所受的摩擦力為2fp（f為盤與制動襯塊間的摩擦系數、P為輸入力），所以制動器因數為：

制動器摩擦材料的摩擦系數一般在0.3～0.5之間[5]。本文設計的摩擦材料摩擦系數選0.4，則BF=0.8。

3.2 盤式制動器參數

3.2.1 制動盤直徑

制動盤直徑通常為輪輞直徑的70%～80%。該款商務車的輪輞直徑 D0=18×25.4=457.2mm，可以取制動盤直徑為360mm。計算結果在70%～80%之間，符合設計要求。

3.2.2 制動盤厚度

制動盤的厚度會對其質量和在溫升有影響。通常不具備通風槽的制動盤，其厚度約在 10mm～13mm之間。有通風槽的制動盤，厚度多采用20 mm～30 mm[2]。

在本文中，前輪制動器設計采用通風盤，厚度為 h=28 mm，后輪制動盤采取實心盤，厚度為h=12mm。

3.2.3 摩擦襯塊內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量在 1.6kg/cm2～3.5kg/cm2范圍內選取[2]。取汽車滿載時的情況：

3.3 制動器磨損特性計算

摩擦襯塊的磨損情況與摩擦副的材質、溫度、壓力等多種因素有關[7]。

3.3.1 比能量耗散率

通常，制動器的能量負載以其能量耗散作為評價指標。比能量耗散率稱為單位功負荷或者叫能量負荷，它表示單位摩擦面積在單位時間內耗散的能量，其單位為W/mm。

根據標準，商務車的盤式制動器在初速度為100 km/ h，制動減速度為0.6 g的前提下，比能量耗散率應不大于6.0 W/mm2[7]。套用相關公式，代入初速度與制動減速度條件，汽車前、后輪的比能量耗散率計算結果如表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也比滑磨功來衡量，比滑磨功表示襯塊在制動過程中，由制動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為汽車總質量，kg；vamax為汽車最高制動車速，m/s；A∑為襯塊的總摩擦面積，cm2；[Lf]為許用比滑磨功，對轎車取[Lf] =1000 J /cm2～1500J/cm2。

根據公式可求得Lf=1429 cm2，滿足要求。

3.4 制動器的熱容量和溫升的核算

還需要驗算制動器的熱容量和溫升是不是滿足設計標準

式中：md為各制動盤的總質量，一般約為4Kg；mh為與各制動盤相連的金屬取值為5kg；cd為制動盤材料的比容熱，對于鋁合金材料，C = 880J/(kg·K)；ch為與制動盤相連的受熱五金件的比容熱，C = 482J/(kg·K))；為制動盤溫升，一般溫升不應超過15℃；L為滿載的汽車制動時由動能轉變的熱能，L=L1+L2

式中：ma為汽車滿載總質量，為 2145Kg；va為汽車制動時的初速度；

3.5 制動踏板力與踏板工作行程

3.5.1 制動踏板力FP

根據制動踏板力計算公式：

式中：dm為制動主缸活塞直徑，根據制動主缸直徑標準，取dm= 25.4mm；P為液壓制動管路液壓，制動時一般不超過10～12Mpa，取11Mpa；ip為制動踏板機構傳動比，一般為2～5（在本設計中取4）；η為制動踏板機構及制動主缸的機械效率，可取 η = 0.85～0.95，取 η = 0.92。

根據上式可得出FP= 1442N ＞500 ～700N，根據經驗，商務車制動踏板力FP最好不要超過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。

踏板全行程對汽車不超過 150mm～170mm，根據公式得xp= 116.4mm＜150mm所計算結果滿足設計標準。

4 制動性能分析計算

4.1 制動性能評價指標

汽車制動性能大體從制動效能、制動效能的穩定性、制動時汽車的方向穩定性三個方面來衡量[3]。

制動效能主要由制動減速度和制動距離進行評價。

當 φ=0.7時，根據φG=m，得出 a=6.86m/s2，按照中國的標準，轎車制動減速度應大于5.9m/s2，所以符合要求。

制動距離由下式決定：

t1、t2為制動器的持續作用時間，在0.2～0.9s之間，本設計取0.4s。v取50km/h，求得制動距離為19.6m。根據中國的標準，在時速50km/h的情況下，制動距離不超過20m，所以符合理論要求。

制動效能的恒定性指的是抗熱衰性能。本設計采用浮鉗盤制動器，重要原因就是由于其通風性良好，所以抗熱衰退性較好。

制動過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定性。通常我們用制動時汽車按原定路徑行駛的能力來表征方向穩定性。

4.2 駐車制動計算

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

計算結果如表6所示，通常要求汽車的最大駐坡度不小于10°到20°，經驗算滿足要求。

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

5 總結

本文以福特翼虎商務車為研究對象，對其制動器的制動因數、制動盤的直徑、厚度、摩擦襯塊的內、外半徑、厚度、工作面積、以及制動踏板力和踏板工作行程進行設計，并對其制動器磨損、駐車制動、制動距離、制動溫升等評價指標進行計算校核。取得以下成果：

（1）對于設計的制動器，充分考慮到商務車的需求，決定前后車輪均采用浮鉗盤式制動器。

（2）本文選擇合理的摩擦襯塊有效工作面積，使制動塊受力均勻，降低制動噪聲。

（3）經分析人力無法滿足汽車制動力的要求，為此加裝了真空助力器并進行設計。

（4）本次設計嚴格按照相關標準進行驗算，所設計的制動器結構均通過校核。

[1] 王望予.汽車設計[M].北京：機械工業出版社,2007.

[2] 劉惟信.汽車制動系的結構分析與設計計算[M].北京：清華大學出版社,2004.

[3] 余志生.汽車理論.第4版[M].北京：機械工業出版社,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.鉗盤式和片式制動器設計計算[J]. 筑路機械與施工機械化,2005,(07):36-38.

[6] 蔡喜光.纖維增強盤式汽車制動器襯片摩擦磨損特性研究[D].濟南大學,2015.

[7] 周琦.汽車制動器制動性能熱衰退現象對行車安全的危害[J/OL].中國高新技術企業,2016,(09):100-101.