輪式制動系設計講訴

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1、 第九章 輪式制動系設計 重點：制動性能與制動過程分析，蹄式制動器設計。難點： I 曲線、β曲線、 f 組及 r 組曲線。 4 學時。 制動系是機械底盤的一個重要組成部分。 它不但直接影響行車及駐車的安全性， 還是 保證底盤具有較高平均速度，提高生產(chǎn)率的重要因素。 制動裝置可分為行車，駐車，應急和輔助制動四種裝置，任何一套制動裝置都由制動 器和制動驅動系統(tǒng)兩部分組成。 行車制動裝置用來給機械以必要的減速度， 將車速降低到 所要求的數(shù)值，直至停車；駐車制動裝置主要用來使機械可靠地在原地（包括在斜坡上） 停駐。故駐車制動裝置

2、常用機械驅動機構，而不用氣壓或液壓驅動機構；應急制動裝置是 行車制動裝置發(fā)生故障時的后備制動裝置， 它可以是獨立的應急制動系統(tǒng)或利用行車制動 系中未發(fā)生故障的部分或駐車制動系來完成；輔助制動裝置通過裝設緩速器等制動裝置，實現(xiàn)機械下長坡時保持穩(wěn)定車速的作用，并減輕或者解除行車制動裝置的負荷。 第一節(jié) 制動性能及制動過程分析 一、制動時車輪受力 機械受到一個與行駛方向相反的外力時，才能從一定的速度制動到較小的車速或直至停車，這個外力只能由地面提供，稱為地面制動力。地面制動力越大，制動減速度越大，制動距離就越短。工程機械的總制動力是由各制動車輪制動力

3、組合而成。 一般在制動前，已中斷發(fā)動機與傳動系的動力傳遞，車輪無驅動轉矩的作用。現(xiàn)就單個車輪在制動過程中受力情況如圖 12-1 所示，若忽略滾動阻力矩和減速時的慣性力矩，力矩平衡得到： M r PB rd 式中 PB ——地面制動力； M r ——制動器的摩擦力矩； rd —— 車輪輪胎的動力半徑。 地面制動力是使機械制動而減速行駛的外力，但是地面制動力取決于兩個摩擦副的摩擦力：一是 制動器內制動蹄摩擦片與制動鼓間的摩擦力；另一 個是輪胎與地面間的摩擦力即附著力。也就是說， 地面制動力取制動器制動力和附著力中的較小者。 

4、 從 圖 12-1 車輪制動受力圖 Fμ PB P po 制動系油壓 踏板力 圖 12-2 制動過程中，地面制動力，制動器制動力和附著力的關系 238 在輪胎周緣克服制動器摩擦力矩所需的力稱為制 動器制動力，以符號 F 表示。顯然 F M r （12-1 ） rd 制動器制動力僅由制動器結構參數(shù)所決定。即取決于制動器的型式，結構尺寸，制動 器摩擦副的摩擦系數(shù)

5、以及車輪半徑。 一般它是與制動踏板力， 即制動系的液壓或空氣壓力成正比的。 圖 12-2 表達制動過程中制動器制動力，地面制動力及附著力之間關系，在制動時， 車輪的運動有滾動與抱死拖滑兩種狀況。 當制動踏板力較小且未達到某一極限值時， 制動 器摩擦副的摩擦轉矩不大， 地面制動力足以克服制動器摩擦轉矩而使車輪滾動。 此時車輪 滾動時的地面制動力就等于制動器制動力， 且隨踏板力的增長成正比地增長； 但地面制動 力，它的最大值不能超過附著力，當制動踏板力或制動系壓力上升到某一值（圖中為制動 系壓力 po ），而地面制動力 PB 達到附著力 P

6、 Gd 時，車輪即抱死而出現(xiàn)拖滑現(xiàn)象。 制動系壓力 p po 時，制動器制動力 F 由于制動器摩擦力矩的增長而仍按直線關系繼續(xù) 上升。但若作用在車輪上的法向載荷為常值，地面制動力 PB 達到附著力 P 的值后就不再 增加了。由此可見，機械的地面制動力首先取決于制動器制動力，但同時受地面附著條件的限制。所以只有機械具有足夠的制動器制動力，同時地面又能提供高的附著力時，才能獲得足夠的地面制動力。 則 amax G d g （12-2） G d / g 由于 1 ，所以最大減速度亦必小于

7、 g， a / g ，簡稱減速系數(shù)。 為了保證車輪運動方向的穩(wěn)定性， 要求制動的車輪能承受一定的側向力。 受有橫向力 的車輪在接地點的受力情況如圖 12-3 所示。車輪不發(fā)生滑移的條件是R G d ，即必需 使地面制動力 PB 與側向力 Y 的合力 R 小于附著力 Gd 。由此可得， 車輪承受一定的側向 力 Y 時的最大地面制動力為： PB Gd2 2 Y 2 當?shù)孛嬷苿恿? PB 時，車輪能承受的最大側向力 則為：

8、 Ymax Gd2 2 PB2 由此可以看出：制動時，若轉向輪被“抱死”，會使其失去轉向能力；若驅動輪被“抱死”，則 Ymax=0 ，這時車輪受到任意小的橫向力都將使車輪運 動偏離原來的方向而側向滑動。此外，車輪制動“抱 死”后，車輪滑移的動能消耗于輪胎與地面的滑磨功， 這將使胎面局部劇烈發(fā)熱，甚至軟化從而使 值進一 圖 12-3 車輪側向受力狀況簡圖 步減小，并使輪胎磨損加劇。所以，除非在緊急制動 情況下，車輪的設計制動轉矩不應使其“抱死”，以免車輪發(fā)生側滑和輪胎過早磨損的現(xiàn) 239

9、 象。 二、整機理想的前后橋車輪制動力的分配 車輛靜止時，前后橋車輪垂直載荷的分配分別為 GSF , GSR ，如圖 12-4 a）所示。 GSF Gs LR L 12-3） LF GSR Gs L H 的重心處產(chǎn)生水平慣性力 Pj ，該力與地 前進的車輛制動時，作用在離地面高度為 面制動力形成力偶，使前后橋垂直載荷重新分配如

10、圖 3-10-4 b ）所示 GDF GSF Gs aH 1 （12-4） g L GDR GSR Gs aH 1 （12-5） g L 式中 Gs ——車輛總重； GSF ,GSR —— 前，后橋車輪垂直靜載荷； G DF ,GDR —— 前，后橋車輪垂直動載荷； H ——車輛重心高度； L——軸距； LF —— 重心至前橋軸線距離； LR ——重心至后橋軸線距離； a —— 制動減速度； g—

11、— 重力加速度。 每個車輪制動器所產(chǎn)生的地面制動力 圖 12-4 前后橋載荷分配圖 小于該車輪的附著力時，即 PB < Gd ，地面制動力 PB 與制動器所產(chǎn)生的制動轉矩成正比 關系。但是，如果地面制動力已達到極限值即附著力， PB max Gd ，那么即使制動器制 動轉矩增加亦不能使 PB 值增加。所以車輛制動時，只有當前后車輪的地面制動力同時接近各自的 G d 值時，制動效果最好，制動系的效率最高，即前后橋每個車輪與地面產(chǎn)生 的地面制動力同時滿足： PBF GDF PBR G DR

12、 這時可得到最大的減速度 amax ，換句話說， 就是要求前后橋每個車輪產(chǎn)生的地面制動力保 持下列關系： PBF GDF LR H g PBR G DR （ 12-6） LF H g 同時 PB PBF PBR ，消去參變量 ，可得： 240 PBR I (PBF ) （ 12-7） 式（ 12-7）畫成的曲線即為前，后車輪同時抱死時前，后輪地面制動力分配曲線，亦是理 想的前，后制動器制動力分配曲線，簡稱 I

13、 曲線。 實際上用解析法消去參變量 得到的 PBR I ( PBF ) 十分繁瑣復雜。 所以一般用作圖法 直接求出 I 曲線，如圖 12-5 所示。 圖 12-5 理想的前，后制動器制動力分配曲線 由此可見，只要給定機械總重 Gs ，以及機械的重心位置（ H ， LF ， LR ），就能作 出該機械的制動器制動力理想分配曲線。 三、具有固定比值的

14、前，后制動器制動力及同步附著系數(shù) 一般兩軸式機械的前， 后制動器制動力之比為一固定常值。 常用前制動器制動力與機 械總制動器制動力之比來表明分配的比例。 稱為制動器制動力分配系數(shù)， 并以符號 表示。 即 F F （ 12-8） F 式中 F F —— 前制動器制動力； F —— 機械總制動器制動力， F F F F R , F R 為后制動器制動力。 所以 F F F , F R

15、(1 ) F 且 F F （12-9） F R 1 241 若用 F R ( F F ) 表示，則 F R ( F F ) 為一直線，此直線通過座標原點，且其斜 率為： 1 tg 這條直線稱為實際前，后制動器制動力分配 線，簡稱 線。 值恒定的制動系是不可能 在所有的附著條件和機械實際裝載情況下實 現(xiàn)理想制動的。 圖 12-6 中 線與 I 曲線 (滿載 ) 交點處的附著系數(shù)稱為同步附著系數(shù) 0 。同 步附著系數(shù)說明，前，后制動

16、器制動力分配 為固定比值的機械，只有在一種附著系數(shù)， 即同步附著系數(shù)的路面上制動時才能使前后 車輪同時抱死。所以同步附著系數(shù)是設計制 動系的一個重要參數(shù)。同步附著系數(shù)也可 用解析法求得。 圖 12-6 一貨車的β線和 I 曲線（ It=9.8kN ） 設機械在同步附著系數(shù)為 0 的路面上 制動，此時前，后輪同時抱死拖滑。則： F F PBF PF , F R PBR P R , FPB P 0 Gs 所以

17、 F F PBF LR 0 H F R 1 PBR LF 0 H 經(jīng)整理，得： 0 L LR （ 12-10 ） H 或 0 H LR （ 12-11） L 12-10）確定同步附著系數(shù) 可見，確定了制動器制動力分配系數(shù) ，就能由式（ 0 ； 反過來，如給出同步附著系數(shù) 0 ，就由式（ 12-11 ）得到制

18、動器制動力在前，后橋上的分 配系數(shù)。 四、機械在各種路面上制動過程的分析 為了便于分析， 這里再介紹兩組線組—— f 線組和 r 線組。 f 線組表示在各種 值路面 上只有前輪抱死時的前，后輪地面制動力的分配關系； r 線組表示在各種 值路面上只有 后輪抱死時的前，后輪地面制動力的分配關系。 先求 f 線組，當前輪抱死時 PBF GsL R PB H GDF L L 由于 PB PBF PBR 故 2

19、42 PBF GsL R PBFPBR H L L 整理得 PBR L H PBF Gs LR H H 其圖線如圖 12-7 所示的以 為參變量而斜率為正值的直線族。它們表示在后橋地面制動 力尚未達到附著極限值時，前橋附著力與后橋地面制動力間的關系。 圖

20、12-7 f 線組和 r 線組 再求 r 線組，當后輪抱死時 PBR G DR G sLF PB H L L 以 PB PBF PBR 代入，并經(jīng)整理，得 PBR H PBF G sLF LH H L 243 其圖線如圖 12-7 所示的以 為參變量而斜率為負值的直線族。它們表示在前橋地面制動 力尚未達到附著極限值時，后橋附著力與前橋地面制動力間的關系。 對應同一 值的 f 線與 r 線的交點，即為該值下的前，后輪同步抱死點

21、。顯然該點必 在 I 線上。到達此交點以后，由于前，后橋地面制動力均已達到極限值，即使再增大制動器制動力，前后橋地面制動力和附著力也不再增大。 下面利用 線， I 曲線， f 和 r 線組分析機械在不同值路面上的制動過程。設機械的同 步附著系數(shù) 0 =0.39，其 線， I 曲線， f 和 r 線組如圖 12-8 所示。 圖 12-8 值

22、恒定的機械在不同路面上制動過程分析 當 < 0 時，設 =0.3，則制動開始時，前后制動器制動力 F F , F R 按 線上升。因 前后輪均未抱死，故地面制動力 PBF , PBR 也按 線上升。到 A 點時， 線與 =0.3 的 f 線 相交，前輪開始抱死拖滑，繼續(xù)增加踏板力時， F F , F R 仍按 線上升， PBF , PBR 將沿 f 線變化，前輪地面制動力 PBF 將不再等于制動器制動力 F F ，僅因制動強度的增加使前橋 法向反作用力增加而沿 f 線稍有增加，但因后輪未抱死，后輪地面制動力 PBR 等于后

23、地面制動力 PBR 等于后輪制動器制動力 F R 。當 F F , F R 至 A 點時，f 線與 I 曲線相交， PBR 244 達到后輪抱死時的地面制動力 （也就是后橋的附著力） ，這時前，后輪均抱死拖滑。 F F , F R 過 A 點后， PBF , PBR 值不再變化，機械獲得最大減速度 amax =0.3g。 可見，機械在 < 0 路面上制動時，為獲得最大減速度總是前輪先抱死接著后輪再抱 死，從而使機械失去轉向能力。 當 > 0 時，設 =0.7，則制動開始時，前后制動器制動力 F F , F

24、R 按 線上升。因 前后輪均未抱死，故地面制動力 PBF , PBR 也按 線上升。到 B 點時， 線與 =0.7 的 r 線 相交，后輪開始抱死拖滑，繼續(xù)增加踏板力時， F F , F R 仍按 線上升， PBF , PBR 將沿 r 線變化，后輪地面制動力 PBR 將不再等于制動器制動力 F R ，僅因制動強度的增加使后橋 法向反作用力減小而沿 r 線略有減小，但因前輪未抱死，前輪地面制動力等于前輪制動器 制動力 F F 。當 F F , F R 至 B 點時， r 線與 I 曲線相交， PBF 達到前輪抱死時的地面制動 力（也就是前

25、橋的附著力），這時前，后輪均抱死拖滑。 F F , F R 過 B 點后， PBF , PBR 值 不再變化，機械獲得最大減速度 amax =0.7g 。 可見，機械在 > 0 路面上制動時，為獲得最大減速度總是后輪先抱死接著前輪再抱 死，因而容易發(fā)生后橋側滑而使機械失去方向穩(wěn)定性。 當 = 0 時，不言而喻，機械在制動時前后輪將同時抱死，從而獲得最大減速度。 第二節(jié) 制動器設計 制動器按其直接制動對象， 可分為車輪制動器和中央制動器， 前者用來進行行車制動，后者制動傳動軸或變速器輸出軸，一般用來應急制動和駐車制動?，F(xiàn)在中，高級轎車

26、及部 分總重在 15 kN 以下的貨車上， 多在后輪制動器上附加手動機械式驅動機構， 使之兼起駐 車制動和應急制動的作用，而取消了中央制動器。 就其耗散能量的方式區(qū)分，制動器有摩擦式，液力式，電磁式等幾種。電磁式制動器 作用滯后小，易于連接且接頭可靠，但價格高，目前只有一部分重型車及汽車列車用作車輪制動器或緩速器。液力式的則只用作緩速器。目前廣泛使用的是摩擦式制動器。 摩擦式制動器就其摩擦副的結構型式可分為蹄式， 盤式和帶式三種。 在行車制動裝置 中，大多采用裝在車輪內的蹄式制動器，盤式制動器近年來得到很快的發(fā)展。帶式的只用 作中央制動器。

27、 在評比不同結構型式制動器的效能時， 常用制動器效能因數(shù) K 表示其效能。 K 一般可 定義為在制動鼓或盤的作用半徑上所得的摩擦力與輸入力之比。 若制動器輸出的制動轉矩 為 M r ，則在制動鼓或制動盤的作用半徑 R 上的摩擦力為 M r / R ，P 為輸入力，取作用在 兩制動蹄的張開力（或兩制動塊的壓緊力）的平均值 P ( P1 P2 ) / 2 ，則制動器效能因 數(shù)為： M r / R M r （ 12-12） K PR P 一、

28、蹄式制動器設計 蹄式制動器結構如圖 12-9 所示，制動蹄在張開力作用下繞其支承點轉動，若轉動方 245 向與制動鼓旋轉方向相同，這樣的制動蹄稱為領蹄；若轉動方向與制動鼓旋轉方向相反，這樣的制動蹄稱為從蹄。 圖 12-9 蹄式制動器 圖 12-10 簡化后的制動蹄受力圖 蹄式制動器一般有兩個制動蹄，從圖 12-10 可推導出領蹄效能因數(shù) K t 1 和從蹄效能因數(shù) K t2 : K

29、 K  M rt1 h1 h1 R t 1 a1 a1 P1 R R R M rt 2 h2 h2 R t 2 a2 a2 P2 R R R 若 P1 P2 P ，則蹄式制動器效能因數(shù)為： M rt 1 M rt 2 K t ! K t 2 K PR 效能因數(shù)對 的導數(shù)為： dK d dK d  a1 h1

30、 h1 a1h1 t1 R R R R2 a1 2 2 a1 R R a2 h2 h2 a2 h2 t 2 R R R R2 a2 2 2 a2 R R 246 由上列公式可得出， 領蹄由于摩擦力對蹄支點造成的轉矩與張開力對蹄支點造成的轉矩同 向 而 具 有 較 高 的 效 能 因 數(shù) （ 一 般 在 =0.3 ~ 0.35 范 圍 內 ， 若 P1 P2 P ， 設 h1

31、 / R = h2 / R 15. , a1 / R a2 / R 0.7 則領蹄的效能因數(shù)約為從蹄的三倍），也就是 說，在同一制動器中， 兩蹄在相同的張開力 P 的作用下， 領蹄所產(chǎn)生的制動轉矩約為從蹄 所產(chǎn)生的制動轉矩的三倍；并且隨著 的增大，領蹄的效能因數(shù) K t1 及其 d K t1 / d 都急 劇增長，這稱為自行增勢作用，因而領蹄也稱為增勢蹄。當 值增大到一定值（本例 中為 a1 / R 0.7 ）時（見圖 12-11）， K t1 及其 d K t1 / d 都趨于無窮大，這意味著 此時只要施加一個極小的張開力 P，制動轉矩將迅速

32、增加到極大的數(shù)值，以致此后即使放開制動踏板，使 P 降為零，領蹄也不能回位，而是與制動鼓固著，保持制動狀態(tài)。這種現(xiàn) 象稱為自鎖。發(fā)生自鎖后，只有使制動鼓倒轉，才能撤除制動。反之，當 增大時，從蹄 的效能因數(shù) K t2 也增大，但 d K t 2 / d 卻減小。當 時， K t 2 1 而 d K t 2 / d0。 故從蹄具有自行減勢作用，因而也稱為減勢蹄。 圖 12-11 制動蹄效能因數(shù)及其導數(shù)與磨擦系數(shù)的關系

33、 蹄式制動器按制動蹄的屬性分類，有領從蹄式（圖 12-10 ），雙領蹄式（圖 12-12 a），雙 向雙領蹄式（圖 12-12 b ），雙從蹄式（圖 12-12 c），單向增力式（圖 12-12 d ），雙向增 力式（圖 12-12 e）。增力式制動器中，兩蹄的支承端為浮動的頂桿，兩蹄均為領蹄。次 領蹄（亦稱增力蹄）的輪缸張開力 P 的作用效果很?。▓D 12-12 e）或次領蹄上不存在輪 缸張開力（圖 12-12 d），然而由主領蹄的自行增勢作用所造成且比主領蹄張開力 P 大得 多的支點反力 Q 傳到次領蹄的下端，成為次領蹄的張開力（或主要張開力），故次

34、領蹄 的制動轉矩能大到主領蹄制動轉矩的 2 ~ 3 倍，若兩蹄的輪缸張開力均為 P，則兩蹄效能 因數(shù)的關系也是 K t2 =(2 ~ 3) K t1 。 基本尺寸比例相同的各種蹄式制動器的效能因數(shù)與摩擦系數(shù)的關系曲線見圖 12-13。 由圖可見，增力式制動器效能最高，雙領蹄式次之，領從蹄式又次之，而雙從蹄式的效能最低。但若就效能穩(wěn)定性而言，名次排列正好相反，雙從蹄式最好，增力式最差。 247

35、 圖 12-12 蹄式制動器示意圖 雙領蹄式和雙從蹄式制動器， 由于結構的中心對稱性，因而兩蹄對制動鼓的法向壓力和單位面積摩擦力的分布也是中心對稱的， 因而兩蹄對鼓作用的合力恰好互相平衡。故這兩種都屬于平衡式制動器。 其余各種制動器都不能保證這種平衡， 因而是非平衡式。 非平衡式制動器將對輪轂軸承造成附加徑向載荷， 而且領蹄 （或次領蹄）摩擦襯片表面單位壓力大于從蹄（或主領蹄）， 磨損較嚴重。 為使襯片壽命均衡， 可將從蹄（或主領蹄） 的襯片包角適當減小。 1．蹄式制動器主要元件有關參數(shù)確定 制動鼓內徑從提高制動效能和增加散熱能力出發(fā)

36、， 應盡量采用大直徑， 但它受輪輞內徑的限制， 制動鼓與 輪輞之間應有足夠的間隙， 一般輪輞內徑比制動鼓外徑 大 100 mm 左右。 制動鼓一般以灰鑄鐵鑄造，其壁厚約為 11 ~ 13 圖 12-13 鼓式制動器效能因數(shù)與 mm，在鼓的外周還有環(huán)向加強筋，以增加剛度，熱容 量和散熱性，即使在 摩擦系數(shù)的關系 2 ~ 4 次大修搪磨內徑后，仍有足 夠的剛度。 1—雙向增力式； 2—雙領蹄式； 3— 領從蹄式； 4—雙從蹄 制動蹄一般采用 T 型或山字型斷面，用鋼板焊

37、接， 鉚接而成，大型制動蹄可用可鍛鑄鐵或鑄鋼鑄成。中， 小型制動蹄的腹板和翼緣板厚度約為 5 ~ 8 mm ，大型的約為 8 ~ 16 mm ，以保證制動蹄具 248 有足夠的剛度。 摩擦襯片應具有較高而穩(wěn)定的摩擦系數(shù)和較好的熱穩(wěn)定性，耐熱，耐磨，耐壓，吸水 率低，防噪聲等性能。一般說來，摩擦系數(shù)愈高的材料，其耐磨性愈差。所以設計中應對襯片材料的各種性能全面考慮，并非一定要選用摩擦系數(shù)很高的摩擦材料。經(jīng)試驗表明， 摩擦襯片包角 900 ~ 1000 時磨損最小， 制動鼓溫度最低，且制動效能最高。若包角過 小雖然有利于散熱，

38、但往往使襯片承壓面積不夠，單位面積上壓力過大，溫升過高而加速 磨損。包角過大， 對減小單位壓力的作用并不大， 容易使制動器發(fā)生自鎖， 且散熱性也差。 故包角 一般不宜大于 1200 。 角決定后，應盡量使襯片平分角線與最大壓力線相重合， 以便使襯片磨損較為均勻。 摩擦襯片的寬度 b 較大可以減少磨損， 但寬度過大將不易保證 與制動鼓全面接觸。一般寬度與制動鼓直徑的比值 b / D 為 0.16 ~ 0.26 ，設計時應盡量按 照國產(chǎn)摩擦襯片規(guī)格選擇 b 值。 對于制動器中心到張開力 P 作用線的距離 e，在保證輪缸或制動凸輪能夠布置于制動

39、鼓內的條件下，應使距離 e 盡可能大，以提高制動效能。初步設計時可暫定 e=0.8R 左右 ; 對于制動蹄支承點位置座標 a 和 c，應在保證兩蹄支承端毛面不致互相干涉的條件下，使 兩座標 a 和 c 盡可能小，初步設計時也可暫定 a=0.8R 左右。 2．用效能因數(shù)法求蹄式制動器制動轉矩 設制動蹄的制動力和效能因數(shù)分別為 M r 和 K t ，輸入張開力為 P，制動鼓半徑為 R，則 M r K t PR （ 12-13） 表 12-1 典型結構的制動器效能因數(shù) K t1 cos 1

40、 cos sin 支 領 式中： 點 tg 1 , 為摩擦系數(shù)， 固 2 1 ， 2 定 蹄 1 sin ， tg tg sin 的 ， 制 h / R ， a 2 b2 / R ， 4 sin l 0 / R 2 sin 249 動

41、 K t2 從 cos 蹄 cos sin 1 式中： , , , , , , 參數(shù) 蹄 的定義同上。 K t1 浮  1 cos sin 領 式中： tg 1 , 為摩擦系數(shù)， 式 0 2 2 h / R ， 蹄 a / R ， 制  ， 4 sin l 0 / R

42、2 sin 動 從 K t 2 cos 1 sin 式中： , , , , 參數(shù)的定義 蹄 蹄 同上。 0 2 2 效能因數(shù) K t 是無因次系數(shù)。對于一定結構型式的制動器，只要已知制動鼓旋轉方向， 制動蹄的主要幾何參數(shù)的相對值（即這些參數(shù)與制動鼓半徑 R 之比）以及摩擦系數(shù)，該 蹄的 K t 即可確定。然后可根據(jù)既定的 P 和 R 的數(shù)值求 M r ，也可根據(jù)設計要求規(guī)定的 M r 值來調整 P，

43、R 或 K t 。 下面列出一些典型結構的制動器效能因數(shù)的求法于表 12-1 250 增力蹄的制動轉矩計算方法， 其左蹄與浮式制動蹄相同， 其右蹄可按固定支點制動蹄， 但左蹄的張開力為 P，而右蹄的張開力為左蹄所受力的合力 Q： Q P cos sin 式中 , , , , , 參數(shù)的定義同浮式領蹄。 3．制動器的磨損及溫升計算 l A 作為度量磨損的指 通常采用摩擦片平均單位壓力 p0 及摩擦片單位面積上的摩擦功 標。 p0 的計算公式如下：

44、 M r （ 12-14） p0 bR2 式中 M r ——一個制動蹄的制動轉矩； ——摩擦系數(shù)； b——摩擦片寬度； R——制動鼓半徑； ——摩擦片包角（ rad）。 p0 的許用值一般為 平均單位壓力 p0 增大，則摩擦片磨損加速，在緊急制動時， 25. 103 kPa 。 摩擦片的磨損還與其單位面積上的摩擦功上的摩擦功與制動時車輛的初始速度有關，間的摩擦功，可按下式計算： Gs 2 l A 0

45、2g(36. ) 2 F  l A 有關。 l A 愈大則磨損愈快。而單位面積設車輛的動能全部轉化為制動蹄片和制動鼓之 Gs 20 （12-15 ） 254 F 式中 Gs ——機械總重， N； 0 ——制動開始時的速度， km / h ； F ——摩擦片的總面積， m2 。 載重汽車當 0 為 30 km / h 到完全停止， l A 值約為（ 7 ~ 20） 105 J / m2 。目前尚無 輪式工程機械 l A 的統(tǒng)計值，設計時可與同類機型的機械比較而定。 制動時，制動器

46、將車輛的動能轉化為熱能，大部分被制動鼓所吸收，使制動鼓溫度升高。溫度過高會使摩擦片的摩擦系數(shù)下降，磨損加劇，甚至使摩擦片碎裂和制動鼓產(chǎn)生裂紋。因此，設計時必須對制動器的溫升進行驗算。 假定動能由 n 個制動器均分，則制動鼓的溫升為： Gs 02 （12-16） t 254nc1gT 式中 n——有制動器的車輪數(shù)目； t —— 制動鼓溫升（ K ）； c1 ——制動鼓的比熱，對鋼和鑄鐵可取0.525 J / (kg.K) ； gT ——制動器零件（主要是制動鼓）的質量（ kg）。 251 車

47、輛從速度 0 =30 km / h 制動到完全停止，制動鼓的溫升不超過 15 K 。 二、盤式制動器設計 盤式制動器有鉗盤式（或稱點盤式）和全盤式兩類。鉗盤式制動器的制動轉矩是由一 對帶摩擦襯片的夾鉗， 從兩邊夾緊與車輪一起旋轉的圓盤而產(chǎn)生的。 鉗盤式制動器有固定夾鉗式（圖 12-14 a）和浮動式（圖 12-14 b,c）。為了獲得較大的制動轉矩，在一些重型 工程機械上采用了全盤式制動器（圖 12-15），這種全盤濕式制動器是由一組旋轉的制動盤 5 和一組固定的摩擦盤 4 組成，作用原理如離合器，故又稱離合器式制動器。

48、 12-14 鉗盤式制動器 a） 固定鉗式； b）滑動鉗式； c）擺動鉗式 鉗盤式制動器與蹄式制動器相比，它具有以下優(yōu)點：因制動盤都暴露在外，因此通風良好，即散熱性好；又因鉗盤式制動器因無增勢作用，制動效能受摩擦系數(shù)變化的影響較小，因此，制動器的熱穩(wěn)定性較好，制動轉矩僅與輪缸油壓成比例，制動較平順，在連續(xù)多次使用情況下，制動轉矩變化很小，甚至在惡劣工況下，仍能正常使用；另外，鉗盤式制動器本身結構具有自動調整制動盤和摩擦襯片間間隙的能力，所以維修方便，不需要經(jīng)常調整間隙；制動摩擦襯片磨損均勻，使用壽命比較長。 重

49、型車輛制動器， 尤其是重型作業(yè)機械的制動器，工作條件惡劣，使用頻繁，蹄式制動器的使用壽命往往滿足不了要求，所以鉗盤式制動器在各種重型車輛上已得到廣泛應用。 1．鉗盤式制動器制動轉矩 鉗盤式制動器制動轉矩為： M r 2 PR （ 12-17） 式中 P——單側制動塊對制動盤的壓緊力；  圖 12-15 全盤式制動器 1—橋殼； 2—活塞； 3—液壓缸； 4—固定盤； 5—旋轉盤； 6—輪轂；

50、 7—軸套；8—半軸；9—油腔；10— 油管接頭 252 —— 摩擦系數(shù)； R—— 作用半徑。 設襯塊與制動盤之間的單位壓力為 p ，摩擦 襯塊扇形表面的內半徑為 R1 ，外半徑為 R2 及扇 形角為 2 ，如圖 12-16 所示。則在任意微元面 積 R dRd 上的摩擦力對制動盤中心的轉矩為 pR2 dRd ，則單側制動塊加于制動盤的制動 轉矩應為： M r R2 pR 2 dRd 2 3 3 ) 圖 12-16 鉗盤式制動器的作用半 R1 p( R2 R1

51、 2 3 徑計算參考圖 單側襯塊加于制動盤的總摩擦力為： P R2 pRdRd p( R22 R12 ) R1 故有效半徑 Re M r 2( R23 R13 ) （ 12-18 ） 2 P 3( R22 R12 )

52、 可見， Re 即扇形摩擦襯片表面的面積中心至制動盤中心的距離。 取平均半徑 R R1 R2 ，及 m R1 ，上式也可寫成 m 2 R2 Re 4 1 R1 R2 2 R1 R2 4 1 m 2 Rm 3 ( R1 R2 ) 2 3 (1 m) 因為 m < 1 ， m 1

53、 Rm ，且 m 愈小則兩者差值愈大。 m)2 , 故 Re (1 4 應當指出，若 m 過小，即扇形的徑向寬度過大，襯塊摩擦面上各不同半徑處的滑磨速度相差太遠，磨損不均勻，因而單位壓力分別均勻這一假設條件不能成立，則上述計算方法也就不適用。 對于常見的具有扇形摩擦表面的襯塊， 若其徑向寬度不很大， 取 R 等于平均半徑 Rm ，或有效半徑 Re ，在實際上已經(jīng)足夠精確。 若活塞面積為 Ac ，制動液壓為 pc ，則摩擦片承壓面積上單位面積壓力為： Ac pc （ 12-19） p R12

54、 ) ( R22 2．鉗盤式制動器有關參數(shù)確定 鉗盤式制動器的結構和尺寸， 可參考同類型機械來確定， 并考慮到安裝部位尺寸對制動圓盤直徑，活塞面積，摩擦襯片的內，外半徑等的限制。 摩擦襯片材料性能是決定鉗盤式制動器性能的關鍵，要求具有較高的耐壓，耐溫，耐磨性能，較小的熱衰退現(xiàn)象和較強的浸水后恢復能力。通常采用粉末冶金材料，摩擦系數(shù) 253 = 0.3 ~ 0.45 左右，承壓能力為（ 3 ~ 4 ） MPa。 鉗盤式制動器除了對制動轉矩要進行驗算外， 還要對制動器的磨損和溫升等進行驗算，并對主要零件進行強度和剛度的校核。

55、 第三節(jié) 制動力的調節(jié) 為了防止后輪抱死而發(fā)生危險的側滑， 機械制動系的前后制動器制動力分配曲線 （ 線）總應在理想的制動力分配曲線（ I 曲線）下方。為了減少前輪失去轉向能力的機會和 提高制動系效率， 線應越接近 I 曲線越好。 如果能按需要改變 線，使之達到上述目的， 將比前后制動器制動力具有固定比值的機械具有更大的優(yōu)越性。 根據(jù)這個觀點， 在現(xiàn)代機 械的制動系統(tǒng)中裝有各種壓力調節(jié)裝置，以改變后輪制動器制動油壓來達到這個目的。 壓力調節(jié)裝置多裝在后輪制動管路中， 其作用是當前輪制動管路壓力增長到一定程度以后，即自動限止或節(jié)制后輪制動管路壓力的增

56、長。以減少后輪抱死的概率。常見的有： 限壓閥，比例閥，載荷控制限壓閥和載荷控制比例閥。 一、各種制動力調節(jié)裝置評述 1．限壓閥 圖 12-17 所示限壓閥結構及其靜特性，由主缸來的制動液（其壓力等于前制動管路壓 力 p1 ）輸入限壓閥，通過開啟著的閥門輸出至后制動輪缸。設輸出壓力為 p2 ，則此時 p1 = p2 。輸入壓力 p1 同時也作用在閥門活塞上，當 p1 升高到某一定值 pS 時，其對活塞的作用力將閥門彈簧壓縮到使閥門關閉，切斷了主缸至后輪缸的通路。此后，前制動管路 壓力 p1 即使繼續(xù)升高，后制動管路的壓力 p2 仍保持上述定值 pS 不變

57、。限壓閥的靜特性 如圖 12-17 b ）中的折線 OAB 。 圖 12-17 限壓閥及其靜性性 1—滿載理想特性； 2—空載理想特性 由于這種限壓閥的彈簧預緊力為定值，特性轉折點——限壓作用起始點的壓力 pS 也 是恒定值。 2．載荷控制限壓閥 如圖 12-18 所示，其特點在于限壓作用起始點壓力 pS 能隨機械實際裝載情況的變化 而自動改變。 254

58、 圖 12-18 感載限壓閥靜特性 1— 滿載理想特性； 2—空載理想 特性 3．比例閥 比例閥的特點是：在它進入工作后，當主缸及前制動管路壓力 p1 繼續(xù)增長時，后制 動管路壓力 p2 仍可隨之增長，但其增量小于 p1 的增量。如圖 12-19 所示。 4．載荷控制比例閥 若使彈簧力總受載荷控制，比例閥便可成為載荷控制比例閥，其靜特性如圖 12-19 所 示。 (a) (b) (c) 圖 12-

59、19 比例閥靜特性 a） 比例閥； b）感載比例閥 1—滿載理想特性； 2—空載理想特性 二、車輪的防抱 前已述及，機械的附著能力與車輪的運動狀況有關，當滑轉率 = 10% ~ 20% 時，有 著最大的附著力；而車輪完全抱死， = 100% 時，附著力反而有所下降。一般的制動系， 包括裝有調節(jié)閥能改變線的制動系都無法利用峰值附著力。 目前， 為了充分發(fā)揮輪胎與地 面之間的潛在附著能力， 全面滿足制動過程中機械對制動的要求， 已研制出多種自動防抱 255 裝置（ Autilock Braking System ），簡稱為

60、ABS 系統(tǒng)。該系統(tǒng)在緊急制動時，能防止車輪完全抱死，而處于縱向附著力最大，側向附著力也很大的半抱半滾運動狀態(tài)，即滑轉率 為 10% ~ 20% 的狀態(tài)。 從而使機械在制動時不僅有優(yōu)良的防后軸側滑的能力， 而且保持了較好的轉向能力；由于利用了峰值附著力，也能充分發(fā)揮制動效能，提高制動減速度和縮 短制動距離。 防抱制動裝置是在原有的液壓或氣壓制動系統(tǒng)中加上傳感器， 電子控制器（ ECU ）和 電磁調節(jié)閥而形成的防抱制動系統(tǒng)，如圖 12-20 所示。 應該指出， ABS 系統(tǒng)對常規(guī)制動系統(tǒng)沒有任何影響，如果 ABS 系統(tǒng)本身或與 ABS 相關的系統(tǒng)發(fā)生故障，

61、在這種情況下， ABS 系統(tǒng)就停止工作。因此，在討論防抱制動系 統(tǒng)時，一般只分析原制動系統(tǒng)以外的三個部分：傳感器，電子控制器和壓力調節(jié)閥。 圖 12-20 Besch 防抱制動系統(tǒng)簡圖 （ 1）輪速傳感器 目前用得最多的是電磁式非接觸傳感器， 它由圖 12-21 所示 的兩部分組成。 一部分是裝在車輪上隨其轉動的帶齒部分； 另一 部分是永久磁鐵和感應線圈組成的電磁傳感器。后 者感受著通過齒輪四周的磁通量變化而輸出電壓脈

62、沖， 其脈沖頻 率與電壓成正比， 將其整形放大送入控制器后， 便可處理成為車 輪角減速度信息。 （ 2）自動壓力調節(jié)器 一般多為電磁調節(jié)閥。在 ABS 系統(tǒng)中，不論是氣動或是液壓制動，都是靠控制器送來信息控制電磁閥動作，從而調節(jié)制 動力減弱或加強，使車輪的滑轉率接近于最佳值。 由圖 12-21 可知，在正常制動時，液力蓄能器的高壓油將 球閥 3 推開，高壓油作用在減壓活塞 1 上方，使球閥 2 處于常 開狀態(tài)，制動分泵與制動總泵直接相通。制動過程中，控制器 

63、 圖 12-21 磁電感應式角速度傳感器 1—旋轉齒輪； 2—繞組； 3—永久磁鐵； 4—輸出 端；5—鐵芯； 6—磁能量 256 不斷分析傳感器測出的車輪運動參數(shù)， 若判斷出車輪即將出現(xiàn)抱死時， 立即由控制器給壓 力調節(jié)器發(fā)出電脈沖信號，使電磁線圈產(chǎn)生吸力，鐵芯連同細桿相右移動，頂死球閥 3。 關閉液力蓄能器的高壓油道， 同時使減壓活塞上方與低壓泄油道相通而上移， 球閥 2 關閉， 分泵油壓與低壓泄油道相通，油壓降低，使制動器制動力下降。松開制動器后，車輪轉速 增加，當角加速度達到設定的門限值時，控制器又發(fā)出指令，切斷電

64、磁線圈電流，在液力 蓄能器高壓油的作用下， 鐵芯連同細桿相左移動， 球閥 3 關閉減壓活塞上方與低壓泄油道 的通道，液力蓄能器中高壓迫使減壓活塞下移，頂開球閥 2，分泵壓力重新上升，又開始 制動，如此循環(huán)，直至停車。 （ 3）電子控制器 電子控制器實際上就是一種微型計算機， 工作時，它不斷地從傳感器里追蹤輪速信息， 通過計算和比較來檢查不正常的輪軸條件， 據(jù)此作出電磁閥需要操作的決定， 以調節(jié)制動 壓力阻止制動器抱死或使其解除控制。 對于防抱系統(tǒng)來說， 根據(jù)那些運動參數(shù)來判斷車輪即將抱死應進行減壓或抱死現(xiàn)象已消失需要重新制動是很重要的。一般常用的

65、運動參數(shù)有：車輪角減（或加）速度與車輪半徑的乘積，車輪角速度減少量，汽車減速度等。 目前汽車防抱制動系統(tǒng)常采用以下三種控制方式： 邏輯門限值控制方式 （或稱雙位控制），最優(yōu)控制及滑動變結構控制。 思考題與習題 1．單個車輪最佳制動工況是什么？整機最佳制動工況又是什么？ 2．某汽車滿載時總重 G = 53 kN ，同步附著系數(shù) 0 = 0.39 ，路面附著系數(shù) = 0.3 時 需要的最大制動器制動力為 F = 16.2 kN ，當路面附著系數(shù) = 0.7 時需要的最大制動器制 動力為 F =43.6 kN ，試求當 =

66、0.3， = 0.7 及 = 0 時制動系效率并分析為何 = 0 時效 率最高？ 3．已知某汽車滿載時重心高度 h = 1250 mm ，重心至前軸線距離 LF = 2315 mm ，重 心至后軸線距離 LR = 985 mm ，同步附著系數(shù) 0 = 0.39 ，求制動器制動力在前，后軸上的 分配系數(shù) ？ 4．已知某汽車在滿載時重心高度 h = 1320 mm ，重心至前軸線距離 LF = 3100 mm ， 重心至后軸線距離 LR = 1075 mm，制動器制動力在前，后軸上的分配系數(shù) = 0.455，求 同步附著系數(shù) 0 ？ 257