基于福特翼虎商务车的盘式制动器设计

孙一帆，田振鼎，姜曼

（1.长安大学 汽车学院，陕西 西安 710064；2.红豆集团，江苏 无锡 214199）

引言

汽车制动性是比较关键的汽车主动安全性能之一，考虑到目前普遍车速提高，道路复杂程度加深等因素，现代汽车更加需要高性能、长寿命的制动系统。制动器对制动系统的好坏起到决定性作用，汽车制动器具有使行驶中的汽车强制降速、在各种路况下正常驻车、下长坡时车速维持平稳等功能。汽车制动器的设计应结合目前的法律标准，使之满足正常的制动效能。除此之外，还应具有工作性能可靠、操纵稳定性强、作用迟滞时间短等特点。

1 制动器的总体设计

1.1 制动器设计参数

为了方便设计，选取一款福特翼虎商务车为研究对象，主要设计参数如表1所示。

表1 福特翼虎商务车设计参数Tab.1 design parameters of Ford Kuga commercial vehicle

1.2 制动器形式方案的确定

现如今汽车制动器绝大部分采用机械摩擦式，我们常见的摩擦式制动器有鼓式和盘式两大类型[1]。相对于鼓式制动器，盘式制动器具有制动效能稳定、浸水后效能降低较少、容易实现间隙自调、散热良好等特点。再进一步，盘式制动器有全盘式和钳盘式两种，全盘式制动器制动时，各盘摩擦表面全部接触，所以其散热性能不是特别良好，应用前景没有钳盘式制动器广泛。更进一步，钳盘式制动器又包括定钳盘式与浮钳盘式。后者与前者相比，由于钳的外侧没有油缸，所以布置时比较容易；另外，采用浮钳盘式可减少油缸、活塞等零件的数量，价格便宜[2]。

综上所述：由于浮钳盘式制动器结构特点简单且排列紧凑，同时具有较低的生产成本、抗热性强。基于这些优点，本文对于所设计的商务车制动器，其前后车轮均采用浮钳盘式制动器。

2 制动系的主要参数

2.1 制动力分配系数和同步附着系数

目前很多汽车的前、后制动器制动力比值为一固定数值，并用前轮制动力与总制动力之比表明分配的比例，这个比例称为制动力分配系数[3]；同步附着系数是表征制动性能的重要参数，具有前、后制动器制动力比值为固定数值的汽车，在此附着系数的路面制动时可达到前后车轮同时抱死的效果[3]。

式中：L为轴距；L1为质心到前轴距离；L2为质心到后轴距离；φ为地面附着系数，取0.6；hg为质心高度；β为传动系传动效率；φ0为同步附着系数。

代入本设计实际参数，制动力分配系数与同步附着系数的结果如表2所示。

表2 制动力分配系数与同步附着系数Tab.2 braking force distribution coefficient and synchronous adhesion coefficient

根据相关标准，满载条件下的同步附着系数应满足：商务车、轻型客车、轻型货车：0.55～0.70；故符合要求标准。

2.2 汽车前后轮附着力矩分析计算

当φ=φ0时，汽车前后车轮会同时抱死。因此选取此款商务车满载时的附着系数，运用汽车前、后轮附着力矩计算公式［3］。

式中：Mv1为前轮附着力矩；Mv2为后轮附着力矩；G1为前轴载荷；G2为后轴载荷；Ga为汽车总质量；re为轮胎有效半径。

代入后得到汽车前、后轮附着力矩，结果见表3。

表3 汽车前、后轮附着力矩Tab.3 automobile front and rear wheel attachment torque

2.3 制动器前后轴最大制动力矩的计算

本设计采用较小的同步附着系数，因此前、后轴的车轮制动器所能产生的最大制动力力矩分别为［3］：

代入本车实际参数，可以得到制动器前、后轴的最大制动力矩，计算结果如表4所示。

表4 制动器前、后轴最大制动力矩Tab.4 the maximum braking torque of the front and rear axles of the brake

3 制动器的设计计算

3.1 盘式制动器制动因数

制动器因数BF表示制动器的效能，它的定义为：在制动盘的作用半径R上所产生的摩擦力与输入力的比值[4]。对于钳盘式制动器来说，制动盘在其两侧工作面的作用半径上所受的摩擦力为2fp（f为盘与制动衬块间的摩擦系数、P为输入力），所以制动器因数为：

制动器摩擦材料的摩擦系数一般在0.3～0.5之间[5]。本文设计的摩擦材料摩擦系数选0.4，则BF=0.8。

3.2 盘式制动器参数

3.2.1 制动盘直径

制动盘直径通常为轮辋直径的70%～80%。该款商务车的轮辋直径 D0=18×25.4=457.2mm，可以取制动盘直径为360mm。计算结果在70%～80%之间，符合设计要求。

3.2.2 制动盘厚度

制动盘的厚度会对其质量和在温升有影响。通常不具备通风槽的制动盘，其厚度约在 10mm～13mm之间。有通风槽的制动盘，厚度多采用20 mm～30 mm[2]。

在本文中，前轮制动器设计采用通风盘，厚度为 h=28 mm，后轮制动盘采取实心盘，厚度为h=12mm。

3.2.3 摩擦衬块内半径与外半径与厚度

3.2.4 摩擦衬块工作面积

推荐摩擦衬块的单位面积占用的汽车质量在 1.6kg/cm2～3.5kg/cm2范围内选取[2]。取汽车满载时的情况：

3.3 制动器磨损特性计算

摩擦衬块的磨损情况与摩擦副的材质、温度、压力等多种因素有关[7]。

3.3.1 比能量耗散率

通常，制动器的能量负载以其能量耗散作为评价指标。比能量耗散率称为单位功负荷或者叫能量负荷，它表示单位摩擦面积在单位时间内耗散的能量，其单位为W/mm。

根据标准，商务车的盘式制动器在初速度为100 km/ h，制动减速度为0.6 g的前提下，比能量耗散率应不大于6.0 W/mm2[7]。套用相关公式，代入初速度与制动减速度条件，汽车前、后轮的比能量耗散率计算结果如表5所示。

表5 汽车前、后轮比能量耗散率Tab.5 energy dissipation ratio of front and rear wheels

3.3.2 比滑磨功

磨损和热的性能指标也比滑磨功来衡量，比滑磨功表示衬块在制动过程中，由制动初速度至完全停车所完成的单位衬块面积的滑磨功[7]。

式中：ma为汽车总质量，kg；vamax为汽车最高制动车速，m/s；A∑为衬块的总摩擦面积，cm2；[Lf]为许用比滑磨功，对轿车取[Lf] =1000 J /cm2～1500J/cm2。

根据公式可求得Lf=1429 cm2，满足要求。

3.4 制动器的热容量和温升的核算

还需要验算制动器的热容量和温升是不是满足设计标准

式中：md为各制动盘的总质量，一般约为4Kg；mh为与各制动盘相连的金属取值为5kg；cd为制动盘材料的比容热，对于铝合金材料，C = 880J/(kg·K)；ch为与制动盘相连的受热五金件的比容热，C = 482J/(kg·K))；为制动盘温升，一般温升不应超过15℃；L为满载的汽车制动时由动能转变的热能，L=L1+L2

式中：ma为汽车满载总质量，为 2145Kg；va为汽车制动时的初速度；

3.5 制动踏板力与踏板工作行程

3.5.1 制动踏板力FP

根据制动踏板力计算公式：

式中：dm为制动主缸活塞直径，根据制动主缸直径标准，取dm= 25.4mm；P为液压制动管路液压，制动时一般不超过10～12Mpa，取11Mpa；ip为制动踏板机构传动比，一般为2～5（在本设计中取4）；η为制动踏板机构及制动主缸的机械效率，可取 η = 0.85～0.95，取 η = 0.92。

根据上式可得出FP= 1442N ＞500 ～700N，根据经验，商务车制动踏板力FP最好不要超过500 N。所以需要加装真空助力器。

式中：I——真空助力比，一般取4。

3.5.2 制动踏板工作行程xp

式中：zm1为主缸推杆与活塞的间隙，一般取15mm～2mm；取1.7 mm；zm2为主缸活塞空行程，取2mm。

踏板全行程对汽车不超过 150mm～170mm，根据公式得xp= 116.4mm＜150mm所计算结果满足设计标准。

4 制动性能分析计算

4.1 制动性能评价指标

汽车制动性能大体从制动效能、制动效能的稳定性、制动时汽车的方向稳定性三个方面来衡量[3]。

制动效能主要由制动减速度和制动距离进行评价。

当 φ=0.7时，根据φG=m，得出 a=6.86m/s2，按照中国的标准，轿车制动减速度应大于5.9m/s2，所以符合要求。

制动距离由下式决定：

t1、t2为制动器的持续作用时间，在0.2～0.9s之间，本设计取0.4s。v取50km/h，求得制动距离为19.6m。根据中国的标准，在时速50km/h的情况下，制动距离不超过20m，所以符合理论要求。

制动效能的恒定性指的是抗热衰性能。本设计采用浮钳盘制动器，重要原因就是由于其通风性良好，所以抗热衰退性较好。

制动过程中车辆保持直线行驶，或者按原定曲径行驶的能力称为方向稳定性。通常我们用制动时汽车按原定路径行驶的能力来表征方向稳定性。

4.2 驻车制动计算

根据后轴车轮附着力与制动力相等的条件，可以算出汽车在上坡路和下坡路上停驻时的坡度极限倾斜角，’ 。

计算结果如表6所示，通常要求汽车的最大驻坡度不小于10°到20°，经验算满足要求。

表6 汽车上、下坡极限路倾角Tab.6 the downhill slope of the car

5 总结

本文以福特翼虎商务车为研究对象，对其制动器的制动因数、制动盘的直径、厚度、摩擦衬块的内、外半径、厚度、工作面积、以及制动踏板力和踏板工作行程进行设计，并对其制动器磨损、驻车制动、制动距离、制动温升等评价指标进行计算校核。取得以下成果：

（1）对于设计的制动器，充分考虑到商务车的需求，决定前后车轮均采用浮钳盘式制动器。

（2）本文选择合理的摩擦衬块有效工作面积，使制动块受力均匀，降低制动噪声。

（3）经分析人力无法满足汽车制动力的要求，为此加装了真空助力器并进行设计。

（4）本次设计严格按照相关标准进行验算，所设计的制动器结构均通过校核。

[1] 王望予.汽车设计[M].北京：机械工业出版社,2007.

[2] 刘惟信.汽车制动系的结构分析与设计计算[M].北京：清华大学出版社,2004.

[3] 余志生.汽车理论.第4版[M].北京：机械工业出版社,2006.

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

[5] 孙蛟,黄宗益,李兴华.钳盘式和片式制动器设计计算[J]. 筑路机械与施工机械化,2005,(07):36-38.

[6] 蔡喜光.纤维增强盘式汽车制动器衬片摩擦磨损特性研究[D].济南大学,2015.

[7] 周琦.汽车制动器制动性能热衰退现象对行车安全的危害[J/OL].中国高新技术企业,2016,(09):100-101.