轮式制动系设计讲诉

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1、 第九章 轮式制动系设计 重点：制动性能与制动过程分析，蹄式制动器设计。难点： I 曲线、β曲线、 f 组及 r 组曲线。 4 学时。 制动系是机械底盘的一个重要组成部分。 它不但直接影响行车及驻车的安全性， 还是 保证底盘具有较高平均速度，提高生产率的重要因素。 制动装置可分为行车，驻车，应急和辅助制动四种装置，任何一套制动装置都由制动 器和制动驱动系统两部分组成。 行车制动装置用来给机械以必要的减速度， 将车速降低到 所要求的数值，直至停车；驻车制动装置主要用来使机械可靠地在原地（包括在斜坡上） 停驻。故驻车制动装置

2、常用机械驱动机构，而不用气压或液压驱动机构；应急制动装置是 行车制动装置发生故障时的后备制动装置， 它可以是独立的应急制动系统或利用行车制动 系中未发生故障的部分或驻车制动系来完成；辅助制动装置通过装设缓速器等制动装置，实现机械下长坡时保持稳定车速的作用，并减轻或者解除行车制动装置的负荷。 第一节 制动性能及制动过程分析 一、制动时车轮受力 机械受到一个与行驶方向相反的外力时，才能从一定的速度制动到较小的车速或直至停车，这个外力只能由地面提供，称为地面制动力。地面制动力越大，制动减速度越大，制动距离就越短。工程机械的总制动力是由各制动车轮制动力

3、组合而成。 一般在制动前，已中断发动机与传动系的动力传递，车轮无驱动转矩的作用。现就单个车轮在制动过程中受力情况如图 12-1 所示，若忽略滚动阻力矩和减速时的惯性力矩，力矩平衡得到： M r PB rd 式中 PB ——地面制动力； M r ——制动器的摩擦力矩； rd —— 车轮轮胎的动力半径。 地面制动力是使机械制动而减速行驶的外力，但是地面制动力取决于两个摩擦副的摩擦力：一是 制动器内制动蹄摩擦片与制动鼓间的摩擦力；另一 个是轮胎与地面间的摩擦力即附着力。也就是说， 地面制动力取制动器制动力和附着力中的较小者。 

4、 从 图 12-1 车轮制动受力图 Fμ PB P po 制动系油压 踏板力 图 12-2 制动过程中，地面制动力，制动器制动力和附着力的关系 238 在轮胎周缘克服制动器摩擦力矩所需的力称为制 动器制动力，以符号 F 表示。显然 F M r （12-1 ） rd 制动器制动力仅由制动器结构参数所决定。即取决于制动器的型式，结构尺寸，制动 器摩擦副的摩擦系数

5、以及车轮半径。 一般它是与制动踏板力， 即制动系的液压或空气压力成正比的。 图 12-2 表达制动过程中制动器制动力，地面制动力及附着力之间关系，在制动时， 车轮的运动有滚动与抱死拖滑两种状况。 当制动踏板力较小且未达到某一极限值时， 制动 器摩擦副的摩擦转矩不大， 地面制动力足以克服制动器摩擦转矩而使车轮滚动。 此时车轮 滚动时的地面制动力就等于制动器制动力， 且随踏板力的增长成正比地增长； 但地面制动 力，它的最大值不能超过附着力，当制动踏板力或制动系压力上升到某一值（图中为制动 系压力 po ），而地面制动力 PB 达到附着力 P

6、 Gd 时，车轮即抱死而出现拖滑现象。 制动系压力 p po 时，制动器制动力 F 由于制动器摩擦力矩的增长而仍按直线关系继续 上升。但若作用在车轮上的法向载荷为常值，地面制动力 PB 达到附着力 P 的值后就不再 增加了。由此可见，机械的地面制动力首先取决于制动器制动力，但同时受地面附着条件的限制。所以只有机械具有足够的制动器制动力，同时地面又能提供高的附着力时，才能获得足够的地面制动力。 则 amax G d g （12-2） G d / g 由于 1 ，所以最大减速度亦必小于

7、 g， a / g ，简称减速系数。 为了保证车轮运动方向的稳定性， 要求制动的车轮能承受一定的侧向力。 受有横向力 的车轮在接地点的受力情况如图 12-3 所示。车轮不发生滑移的条件是R G d ，即必需 使地面制动力 PB 与侧向力 Y 的合力 R 小于附着力 Gd 。由此可得， 车轮承受一定的侧向 力 Y 时的最大地面制动力为： PB Gd2 2 Y 2 当地面制动力为 PB 时，车轮能承受的最大侧向力 则为：

8、 Ymax Gd2 2 PB2 由此可以看出：制动时，若转向轮被“抱死”，会使其失去转向能力；若驱动轮被“抱死”，则 Ymax=0 ，这时车轮受到任意小的横向力都将使车轮运 动偏离原来的方向而侧向滑动。此外，车轮制动“抱 死”后，车轮滑移的动能消耗于轮胎与地面的滑磨功， 这将使胎面局部剧烈发热，甚至软化从而使 值进一 图 12-3 车轮侧向受力状况简图 步减小，并使轮胎磨损加剧。所以，除非在紧急制动 情况下，车轮的设计制动转矩不应使其“抱死”，以免车轮发生侧滑和轮胎过早磨损的现 239

9、 象。 二、整机理想的前后桥车轮制动力的分配 车辆静止时，前后桥车轮垂直载荷的分配分别为 GSF , GSR ，如图 12-4 a）所示。 GSF Gs LR L 12-3） LF GSR Gs L H 的重心处产生水平惯性力 Pj ，该力与地 前进的车辆制动时，作用在离地面高度为 面制动力形成力偶，使前后桥垂直载荷重新分配如

10、图 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 ——车辆总重； GSF ,GSR —— 前，后桥车轮垂直静载荷； G DF ,GDR —— 前，后桥车轮垂直动载荷； H ——车辆重心高度； L——轴距； LF —— 重心至前桥轴线距离； LR ——重心至后桥轴线距离； a —— 制动减速度； g—

11、— 重力加速度。 每个车轮制动器所产生的地面制动力 图 12-4 前后桥载荷分配图 小于该车轮的附着力时，即 PB < Gd ，地面制动力 PB 与制动器所产生的制动转矩成正比 关系。但是，如果地面制动力已达到极限值即附着力， PB max Gd ，那么即使制动器制 动转矩增加亦不能使 PB 值增加。所以车辆制动时，只有当前后车轮的地面制动力同时接近各自的 G d 值时，制动效果最好，制动系的效率最高，即前后桥每个车轮与地面产生 的地面制动力同时满足： PBF GDF PBR G DR

12、 这时可得到最大的减速度 amax ，换句话说， 就是要求前后桥每个车轮产生的地面制动力保 持下列关系： PBF GDF LR H g PBR G DR （ 12-6） LF H g 同时 PB PBF PBR ，消去参变量 ，可得： 240 PBR I (PBF ) （ 12-7） 式（ 12-7）画成的曲线即为前，后车轮同时抱死时前，后轮地面制动力分配曲线，亦是理 想的前，后制动器制动力分配曲线，简称 I

13、 曲线。 实际上用解析法消去参变量 得到的 PBR I ( PBF ) 十分繁琐复杂。 所以一般用作图法 直接求出 I 曲线，如图 12-5 所示。 图 12-5 理想的前，后制动器制动力分配曲线 由此可见，只要给定机械总重 Gs ，以及机械的重心位置（ H ， LF ， LR ），就能作 出该机械的制动器制动力理想分配曲线。 三、具有固定比值的

14、前，后制动器制动力及同步附着系数 一般两轴式机械的前， 后制动器制动力之比为一固定常值。 常用前制动器制动力与机 械总制动器制动力之比来表明分配的比例。 称为制动器制动力分配系数， 并以符号 表示。 即 F F （ 12-8） F 式中 F F —— 前制动器制动力； F —— 机械总制动器制动力， F F F F R , F R 为后制动器制动力。 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，则 F R ( F F ) 为一直线，此直线通过座标原点，且其斜 率为： 1 tg 这条直线称为实际前，后制动器制动力分配 线，简称 线。 值恒定的制动系是不可能 在所有的附着条件和机械实际装载情况下实 现理想制动的。 图 12-6 中 线与 I 曲线 (满载 ) 交点处的附着系数称为同步附着系数 0 。同 步附着系数说明，前，后制动

16、器制动力分配 为固定比值的机械，只有在一种附着系数， 即同步附着系数的路面上制动时才能使前后 车轮同时抱死。所以同步附着系数是设计制 动系的一个重要参数。同步附着系数也可 用解析法求得。 图 12-6 一货车的β线和 I 曲线（ It=9.8kN ） 设机械在同步附着系数为 0 的路面上 制动，此时前，后轮同时抱死拖滑。则： 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 经整理，得： 0 L LR （ 12-10 ） H 或 0 H LR （ 12-11） L 12-10）确定同步附着系数 可见，确定了制动器制动力分配系数 ，就能由式（ 0 ； 反过来，如给出同步附着系数 0 ，就由式（ 12-11 ）得到制

18、动器制动力在前，后桥上的分 配系数。 四、机械在各种路面上制动过程的分析 为了便于分析， 这里再介绍两组线组—— f 线组和 r 线组。 f 线组表示在各种 值路面 上只有前轮抱死时的前，后轮地面制动力的分配关系； r 线组表示在各种 值路面上只有 后轮抱死时的前，后轮地面制动力的分配关系。 先求 f 线组，当前轮抱死时 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 其图线如图 12-7 所示的以 为参变量而斜率为正值的直线族。它们表示在后桥地面制动 力尚未达到附着极限值时，前桥附着力与后桥地面制动力间的关系。 图

20、12-7 f 线组和 r 线组 再求 r 线组，当后轮抱死时 PBR G DR G sLF PB H L L 以 PB PBF PBR 代入，并经整理，得 PBR H PBF G sLF LH H L 243 其图线如图 12-7 所示的以 为参变量而斜率为负值的直线族。它们表示在前桥地面制动 力尚未达到附着极限值时，后桥附着力与前桥地面制动力间的关系。 对应同一 值的 f 线与 r 线的交点，即为该值下的前，后轮同步抱死点

21、。显然该点必 在 I 线上。到达此交点以后，由于前，后桥地面制动力均已达到极限值，即使再增大制动器制动力，前后桥地面制动力和附着力也不再增大。 下面利用 线， I 曲线， f 和 r 线组分析机械在不同值路面上的制动过程。设机械的同 步附着系数 0 =0.39，其 线， I 曲线， f 和 r 线组如图 12-8 所示。 图 12-8 值

22、恒定的机械在不同路面上制动过程分析 当 < 0 时，设 =0.3，则制动开始时，前后制动器制动力 F F , F R 按 线上升。因 前后轮均未抱死，故地面制动力 PBF , PBR 也按 线上升。到 A 点时， 线与 =0.3 的 f 线 相交，前轮开始抱死拖滑，继续增加踏板力时， F F , F R 仍按 线上升， PBF , PBR 将沿 f 线变化，前轮地面制动力 PBF 将不再等于制动器制动力 F F ，仅因制动强度的增加使前桥 法向反作用力增加而沿 f 线稍有增加，但因后轮未抱死，后轮地面制动力 PBR 等于后

23、地面制动力 PBR 等于后轮制动器制动力 F R 。当 F F , F R 至 A 点时，f 线与 I 曲线相交， PBR 244 达到后轮抱死时的地面制动力 （也就是后桥的附着力） ，这时前，后轮均抱死拖滑。 F F , F R 过 A 点后， PBF , PBR 值不再变化，机械获得最大减速度 amax =0.3g。 可见，机械在 < 0 路面上制动时，为获得最大减速度总是前轮先抱死接着后轮再抱 死，从而使机械失去转向能力。 当 > 0 时，设 =0.7，则制动开始时，前后制动器制动力 F F , F

24、R 按 线上升。因 前后轮均未抱死，故地面制动力 PBF , PBR 也按 线上升。到 B 点时， 线与 =0.7 的 r 线 相交，后轮开始抱死拖滑，继续增加踏板力时， F F , F R 仍按 线上升， PBF , PBR 将沿 r 线变化，后轮地面制动力 PBR 将不再等于制动器制动力 F R ，仅因制动强度的增加使后桥 法向反作用力减小而沿 r 线略有减小，但因前轮未抱死，前轮地面制动力等于前轮制动器 制动力 F F 。当 F F , F R 至 B 点时， r 线与 I 曲线相交， PBF 达到前轮抱死时的地面制动 力（也就是前

25、桥的附着力），这时前，后轮均抱死拖滑。 F F , F R 过 B 点后， PBF , PBR 值 不再变化，机械获得最大减速度 amax =0.7g 。 可见，机械在 > 0 路面上制动时，为获得最大减速度总是后轮先抱死接着前轮再抱 死，因而容易发生后桥侧滑而使机械失去方向稳定性。 当 = 0 时，不言而喻，机械在制动时前后轮将同时抱死，从而获得最大减速度。 第二节 制动器设计 制动器按其直接制动对象， 可分为车轮制动器和中央制动器， 前者用来进行行车制动，后者制动传动轴或变速器输出轴，一般用来应急制动和驻车制动。现在中，高级轿车

26、及部 分总重在 15 kN 以下的货车上， 多在后轮制动器上附加手动机械式驱动机构， 使之兼起驻 车制动和应急制动的作用，而取消了中央制动器。 就其耗散能量的方式区分，制动器有摩擦式，液力式，电磁式等几种。电磁式制动器 作用滞后小，易于连接且接头可靠，但价格高，目前只有一部分重型车及汽车列车用作车轮制动器或缓速器。液力式的则只用作缓速器。目前广泛使用的是摩擦式制动器。 摩擦式制动器就其摩擦副的结构型式可分为蹄式， 盘式和带式三种。 在行车制动装置 中，大多采用装在车轮内的蹄式制动器，盘式制动器近年来得到很快的发展。带式的只用 作中央制动器。

27、 在评比不同结构型式制动器的效能时， 常用制动器效能因数 K 表示其效能。 K 一般可 定义为在制动鼓或盘的作用半径上所得的摩擦力与输入力之比。 若制动器输出的制动转矩 为 M r ，则在制动鼓或制动盘的作用半径 R 上的摩擦力为 M r / R ，P 为输入力，取作用在 两制动蹄的张开力（或两制动块的压紧力）的平均值 P ( P1 P2 ) / 2 ，则制动器效能因 数为： M r / R M r （ 12-12） K PR P 一、

28、蹄式制动器设计 蹄式制动器结构如图 12-9 所示，制动蹄在张开力作用下绕其支承点转动，若转动方 245 向与制动鼓旋转方向相同，这样的制动蹄称为领蹄；若转动方向与制动鼓旋转方向相反，这样的制动蹄称为从蹄。 图 12-9 蹄式制动器 图 12-10 简化后的制动蹄受力图 蹄式制动器一般有两个制动蹄，从图 12-10 可推导出领蹄效能因数 K t 1 和从蹄效能因数 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 ，则蹄式制动器效能因数为： M rt 1 M rt 2 K t ! K t 2 K PR 效能因数对 的导数为： 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， 领蹄由于摩擦力对蹄支点造成的转矩与张开力对蹄支点造成的转矩同 向 而 具 有 较 高 的 效 能 因 数 （ 一 般 在 =0.3 ~ 0.35 范 围 内 ， 若 P1 P2 P ， 设 h1

31、 / R = h2 / R 15. , a1 / R a2 / R 0.7 则领蹄的效能因数约为从蹄的三倍），也就是 说，在同一制动器中， 两蹄在相同的张开力 P 的作用下， 领蹄所产生的制动转矩约为从蹄 所产生的制动转矩的三倍；并且随着 的增大，领蹄的效能因数 K t1 及其 d K t1 / d 都急 剧增长，这称为自行增势作用，因而领蹄也称为增势蹄。当 值增大到一定值（本例 中为 a1 / R 0.7 ）时（见图 12-11）， K t1 及其 d K t1 / d 都趋于无穷大，这意味着 此时只要施加一个极小的张开力 P，制动转矩将迅速

32、增加到极大的数值，以致此后即使放开制动踏板，使 P 降为零，领蹄也不能回位，而是与制动鼓固着，保持制动状态。这种现 象称为自锁。发生自锁后，只有使制动鼓倒转，才能撤除制动。反之，当 增大时，从蹄 的效能因数 K t2 也增大，但 d K t 2 / d 却减小。当 时， K t 2 1 而 d K t 2 / d0。 故从蹄具有自行减势作用，因而也称为减势蹄。 图 12-11 制动蹄效能因数及其导数与磨擦系数的关系

33、 蹄式制动器按制动蹄的属性分类，有领从蹄式（图 12-10 ），双领蹄式（图 12-12 a），双 向双领蹄式（图 12-12 b ），双从蹄式（图 12-12 c），单向增力式（图 12-12 d ），双向增 力式（图 12-12 e）。增力式制动器中，两蹄的支承端为浮动的顶杆，两蹄均为领蹄。次 领蹄（亦称增力蹄）的轮缸张开力 P 的作用效果很小（图 12-12 e）或次领蹄上不存在轮 缸张开力（图 12-12 d），然而由主领蹄的自行增势作用所造成且比主领蹄张开力 P 大得 多的支点反力 Q 传到次领蹄的下端，成为次领蹄的张开力（或主要张开力），故次

34、领蹄 的制动转矩能大到主领蹄制动转矩的 2 ~ 3 倍，若两蹄的轮缸张开力均为 P，则两蹄效能 因数的关系也是 K t2 =(2 ~ 3) K t1 。 基本尺寸比例相同的各种蹄式制动器的效能因数与摩擦系数的关系曲线见图 12-13。 由图可见，增力式制动器效能最高，双领蹄式次之，领从蹄式又次之，而双从蹄式的效能最低。但若就效能稳定性而言，名次排列正好相反，双从蹄式最好，增力式最差。 247

35、 图 12-12 蹄式制动器示意图 双领蹄式和双从蹄式制动器， 由于结构的中心对称性，因而两蹄对制动鼓的法向压力和单位面积摩擦力的分布也是中心对称的， 因而两蹄对鼓作用的合力恰好互相平衡。故这两种都属于平衡式制动器。 其余各种制动器都不能保证这种平衡， 因而是非平衡式。 非平衡式制动器将对轮毂轴承造成附加径向载荷， 而且领蹄 （或次领蹄）摩擦衬片表面单位压力大于从蹄（或主领蹄）， 磨损较严重。 为使衬片寿命均衡， 可将从蹄（或主领蹄） 的衬片包角适当减小。 1．蹄式制动器主要元件有关参数确定 制动鼓内径从提高制动效能和增加散热能力出发

36、， 应尽量采用大直径， 但它受轮辋内径的限制， 制动鼓与 轮辋之间应有足够的间隙， 一般轮辋内径比制动鼓外径 大 100 mm 左右。 制动鼓一般以灰铸铁铸造，其壁厚约为 11 ~ 13 图 12-13 鼓式制动器效能因数与 mm，在鼓的外周还有环向加强筋，以增加刚度，热容 量和散热性，即使在 摩擦系数的关系 2 ~ 4 次大修搪磨内径后，仍有足 够的刚度。 1—双向增力式； 2—双领蹄式； 3— 领从蹄式； 4—双从蹄 制动蹄一般采用 T 型或山字型断面，用钢板焊

37、接， 铆接而成，大型制动蹄可用可锻铸铁或铸钢铸成。中， 小型制动蹄的腹板和翼缘板厚度约为 5 ~ 8 mm ，大型的约为 8 ~ 16 mm ，以保证制动蹄具 248 有足够的刚度。 摩擦衬片应具有较高而稳定的摩擦系数和较好的热稳定性，耐热，耐磨，耐压，吸水 率低，防噪声等性能。一般说来，摩擦系数愈高的材料，其耐磨性愈差。所以设计中应对衬片材料的各种性能全面考虑，并非一定要选用摩擦系数很高的摩擦材料。经试验表明， 摩擦衬片包角 900 ~ 1000 时磨损最小， 制动鼓温度最低，且制动效能最高。若包角过 小虽然有利于散热，

38、但往往使衬片承压面积不够，单位面积上压力过大，温升过高而加速 磨损。包角过大， 对减小单位压力的作用并不大， 容易使制动器发生自锁， 且散热性也差。 故包角 一般不宜大于 1200 。 角决定后，应尽量使衬片平分角线与最大压力线相重合， 以便使衬片磨损较为均匀。 摩擦衬片的宽度 b 较大可以减少磨损， 但宽度过大将不易保证 与制动鼓全面接触。一般宽度与制动鼓直径的比值 b / D 为 0.16 ~ 0.26 ，设计时应尽量按 照国产摩擦衬片规格选择 b 值。 对于制动器中心到张开力 P 作用线的距离 e，在保证轮缸或制动凸轮能够布置于制动

39、鼓内的条件下，应使距离 e 尽可能大，以提高制动效能。初步设计时可暂定 e=0.8R 左右 ; 对于制动蹄支承点位置座标 a 和 c，应在保证两蹄支承端毛面不致互相干涉的条件下，使 两座标 a 和 c 尽可能小，初步设计时也可暂定 a=0.8R 左右。 2．用效能因数法求蹄式制动器制动转矩 设制动蹄的制动力和效能因数分别为 M r 和 K t ，输入张开力为 P，制动鼓半径为 R，则 M r K t PR （ 12-13） 表 12-1 典型结构的制动器效能因数 K t1 cos 1

40、 cos sin 支 领 式中： 点 tg 1 , 为摩擦系数， 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 动

41、 K t2 从 cos 蹄 cos sin 1 式中： , , , , , , 参数 蹄 的定义同上。 K t1 浮  1 cos sin 领 式中： tg 1 , 为摩擦系数， 式 0 2 2 h / R ， 蹄 a / R ， 制  ， 4 sin l 0 / R

42、2 sin 动 从 K t 2 cos 1 sin 式中： , , , , 参数的定义 蹄 蹄 同上。 0 2 2 效能因数 K t 是无因次系数。对于一定结构型式的制动器，只要已知制动鼓旋转方向， 制动蹄的主要几何参数的相对值（即这些参数与制动鼓半径 R 之比）以及摩擦系数，该 蹄的 K t 即可确定。然后可根据既定的 P 和 R 的数值求 M r ，也可根据设计要求规定的 M r 值来调整 P，

43、R 或 K t 。 下面列出一些典型结构的制动器效能因数的求法于表 12-1 250 增力蹄的制动转矩计算方法， 其左蹄与浮式制动蹄相同， 其右蹄可按固定支点制动蹄， 但左蹄的张开力为 P，而右蹄的张开力为左蹄所受力的合力 Q： Q P cos sin 式中 , , , , , 参数的定义同浮式领蹄。 3．制动器的磨损及温升计算 l A 作为度量磨损的指 通常采用摩擦片平均单位压力 p0 及摩擦片单位面积上的摩擦功 标。 p0 的计算公式如下：

44、 M r （ 12-14） p0 bR2 式中 M r ——一个制动蹄的制动转矩； ——摩擦系数； b——摩擦片宽度； R——制动鼓半径； ——摩擦片包角（ rad）。 p0 的许用值一般为 平均单位压力 p0 增大，则摩擦片磨损加速，在紧急制动时， 25. 103 kPa 。 摩擦片的磨损还与其单位面积上的摩擦功上的摩擦功与制动时车辆的初始速度有关，间的摩擦功，可按下式计算： Gs 2 l A 0

45、2g(36. ) 2 F  l A 有关。 l A 愈大则磨损愈快。而单位面积设车辆的动能全部转化为制动蹄片和制动鼓之 Gs 20 （12-15 ） 254 F 式中 Gs ——机械总重， N； 0 ——制动开始时的速度， km / h ； F ——摩擦片的总面积， m2 。 载重汽车当 0 为 30 km / h 到完全停止， l A 值约为（ 7 ~ 20） 105 J / m2 。目前尚无 轮式工程机械 l A 的统计值，设计时可与同类机型的机械比较而定。 制动时，制动器

46、将车辆的动能转化为热能，大部分被制动鼓所吸收，使制动鼓温度升高。温度过高会使摩擦片的摩擦系数下降，磨损加剧，甚至使摩擦片碎裂和制动鼓产生裂纹。因此，设计时必须对制动器的温升进行验算。 假定动能由 n 个制动器均分，则制动鼓的温升为： Gs 02 （12-16） t 254nc1gT 式中 n——有制动器的车轮数目； t —— 制动鼓温升（ K ）； c1 ——制动鼓的比热，对钢和铸铁可取0.525 J / (kg.K) ； gT ——制动器零件（主要是制动鼓）的质量（ kg）。 251 车

47、辆从速度 0 =30 km / h 制动到完全停止，制动鼓的温升不超过 15 K 。 二、盘式制动器设计 盘式制动器有钳盘式（或称点盘式）和全盘式两类。钳盘式制动器的制动转矩是由一 对带摩擦衬片的夹钳， 从两边夹紧与车轮一起旋转的圆盘而产生的。 钳盘式制动器有固定夹钳式（图 12-14 a）和浮动式（图 12-14 b,c）。为了获得较大的制动转矩，在一些重型 工程机械上采用了全盘式制动器（图 12-15），这种全盘湿式制动器是由一组旋转的制动盘 5 和一组固定的摩擦盘 4 组成，作用原理如离合器，故又称离合器式制动器。

48、 12-14 钳盘式制动器 a） 固定钳式； b）滑动钳式； c）摆动钳式 钳盘式制动器与蹄式制动器相比，它具有以下优点：因制动盘都暴露在外，因此通风良好，即散热性好；又因钳盘式制动器因无增势作用，制动效能受摩擦系数变化的影响较小，因此，制动器的热稳定性较好，制动转矩仅与轮缸油压成比例，制动较平顺，在连续多次使用情况下，制动转矩变化很小，甚至在恶劣工况下，仍能正常使用；另外，钳盘式制动器本身结构具有自动调整制动盘和摩擦衬片间间隙的能力，所以维修方便，不需要经常调整间隙；制动摩擦衬片磨损均匀，使用寿命比较长。 重

49、型车辆制动器， 尤其是重型作业机械的制动器，工作条件恶劣，使用频繁，蹄式制动器的使用寿命往往满足不了要求，所以钳盘式制动器在各种重型车辆上已得到广泛应用。 1．钳盘式制动器制动转矩 钳盘式制动器制动转矩为： M r 2 PR （ 12-17） 式中 P——单侧制动块对制动盘的压紧力；  图 12-15 全盘式制动器 1—桥壳； 2—活塞； 3—液压缸； 4—固定盘； 5—旋转盘； 6—轮毂；

50、 7—轴套；8—半轴；9—油腔；10— 油管接头 252 —— 摩擦系数； R—— 作用半径。 设衬块与制动盘之间的单位压力为 p ，摩擦 衬块扇形表面的内半径为 R1 ，外半径为 R2 及扇 形角为 2 ，如图 12-16 所示。则在任意微元面 积 R dRd 上的摩擦力对制动盘中心的转矩为 pR2 dRd ，则单侧制动块加于制动盘的制动 转矩应为： M r R2 pR 2 dRd 2 3 3 ) 图 12-16 钳盘式制动器的作用半 R1 p( R2 R1

51、 2 3 径计算参考图 单侧衬块加于制动盘的总摩擦力为： P R2 pRdRd p( R22 R12 ) R1 故有效半径 Re M r 2( R23 R13 ) （ 12-18 ） 2 P 3( R22 R12 )

52、 可见， Re 即扇形摩擦衬片表面的面积中心至制动盘中心的距离。 取平均半径 R R1 R2 ，及 m R1 ，上式也可写成 m 2 R2 Re 4 1 R1 R2 2 R1 R2 4 1 m 2 Rm 3 ( R1 R2 ) 2 3 (1 m) 因为 m < 1 ， m 1

53、 Rm ，且 m 愈小则两者差值愈大。 m)2 , 故 Re (1 4 应当指出，若 m 过小，即扇形的径向宽度过大，衬块摩擦面上各不同半径处的滑磨速度相差太远，磨损不均匀，因而单位压力分别均匀这一假设条件不能成立，则上述计算方法也就不适用。 对于常见的具有扇形摩擦表面的衬块， 若其径向宽度不很大， 取 R 等于平均半径 Rm ，或有效半径 Re ，在实际上已经足够精确。 若活塞面积为 Ac ，制动液压为 pc ，则摩擦片承压面积上单位面积压力为： Ac pc （ 12-19） p R12

54、 ) ( R22 2．钳盘式制动器有关参数确定 钳盘式制动器的结构和尺寸， 可参考同类型机械来确定， 并考虑到安装部位尺寸对制动圆盘直径，活塞面积，摩擦衬片的内，外半径等的限制。 摩擦衬片材料性能是决定钳盘式制动器性能的关键，要求具有较高的耐压，耐温，耐磨性能，较小的热衰退现象和较强的浸水后恢复能力。通常采用粉末冶金材料，摩擦系数 253 = 0.3 ~ 0.45 左右，承压能力为（ 3 ~ 4 ） MPa。 钳盘式制动器除了对制动转矩要进行验算外， 还要对制动器的磨损和温升等进行验算，并对主要零件进行强度和刚度的校核。

55、 第三节 制动力的调节 为了防止后轮抱死而发生危险的侧滑， 机械制动系的前后制动器制动力分配曲线 （ 线）总应在理想的制动力分配曲线（ I 曲线）下方。为了减少前轮失去转向能力的机会和 提高制动系效率， 线应越接近 I 曲线越好。 如果能按需要改变 线，使之达到上述目的， 将比前后制动器制动力具有固定比值的机械具有更大的优越性。 根据这个观点， 在现代机 械的制动系统中装有各种压力调节装置，以改变后轮制动器制动油压来达到这个目的。 压力调节装置多装在后轮制动管路中， 其作用是当前轮制动管路压力增长到一定程度以后，即自动限止或节制后轮制动管路压力的增

56、长。以减少后轮抱死的概率。常见的有： 限压阀，比例阀，载荷控制限压阀和载荷控制比例阀。 一、各种制动力调节装置评述 1．限压阀 图 12-17 所示限压阀结构及其静特性，由主缸来的制动液（其压力等于前制动管路压 力 p1 ）输入限压阀，通过开启着的阀门输出至后制动轮缸。设输出压力为 p2 ，则此时 p1 = p2 。输入压力 p1 同时也作用在阀门活塞上，当 p1 升高到某一定值 pS 时，其对活塞的作用力将阀门弹簧压缩到使阀门关闭，切断了主缸至后轮缸的通路。此后，前制动管路 压力 p1 即使继续升高，后制动管路的压力 p2 仍保持上述定值 pS 不变

57、。限压阀的静特性 如图 12-17 b ）中的折线 OAB 。 图 12-17 限压阀及其静性性 1—满载理想特性； 2—空载理想特性 由于这种限压阀的弹簧预紧力为定值，特性转折点——限压作用起始点的压力 pS 也 是恒定值。 2．载荷控制限压阀 如图 12-18 所示，其特点在于限压作用起始点压力 pS 能随机械实际装载情况的变化 而自动改变。 254

58、 图 12-18 感载限压阀静特性 1— 满载理想特性； 2—空载理想 特性 3．比例阀 比例阀的特点是：在它进入工作后，当主缸及前制动管路压力 p1 继续增长时，后制 动管路压力 p2 仍可随之增长，但其增量小于 p1 的增量。如图 12-19 所示。 4．载荷控制比例阀 若使弹簧力总受载荷控制，比例阀便可成为载荷控制比例阀，其静特性如图 12-19 所 示。 (a) (b) (c) 图 12-

59、19 比例阀静特性 a） 比例阀； b）感载比例阀 1—满载理想特性； 2—空载理想特性 二、车轮的防抱 前已述及，机械的附着能力与车轮的运动状况有关，当滑转率 = 10% ~ 20% 时，有 着最大的附着力；而车轮完全抱死， = 100% 时，附着力反而有所下降。一般的制动系， 包括装有调节阀能改变线的制动系都无法利用峰值附着力。 目前， 为了充分发挥轮胎与地 面之间的潜在附着能力， 全面满足制动过程中机械对制动的要求， 已研制出多种自动防抱 255 装置（ Autilock Braking System ），简称为

60、ABS 系统。该系统在紧急制动时，能防止车轮完全抱死，而处于纵向附着力最大，侧向附着力也很大的半抱半滚运动状态，即滑转率 为 10% ~ 20% 的状态。 从而使机械在制动时不仅有优良的防后轴侧滑的能力， 而且保持了较好的转向能力；由于利用了峰值附着力，也能充分发挥制动效能，提高制动减速度和缩 短制动距离。 防抱制动装置是在原有的液压或气压制动系统中加上传感器， 电子控制器（ ECU ）和 电磁调节阀而形成的防抱制动系统，如图 12-20 所示。 应该指出， ABS 系统对常规制动系统没有任何影响，如果 ABS 系统本身或与 ABS 相关的系统发生故障，

61、在这种情况下， ABS 系统就停止工作。因此，在讨论防抱制动系 统时，一般只分析原制动系统以外的三个部分：传感器，电子控制器和压力调节阀。 图 12-20 Besch 防抱制动系统简图 （ 1）轮速传感器 目前用得最多的是电磁式非接触传感器， 它由图 12-21 所示 的两部分组成。 一部分是装在车轮上随其转动的带齿部分； 另一 部分是永久磁铁和感应线圈组成的电磁传感器。后 者感受着通过齿轮四周的磁通量变化而输出电压脉

62、冲， 其脉冲频 率与电压成正比， 将其整形放大送入控制器后， 便可处理成为车 轮角减速度信息。 （ 2）自动压力调节器 一般多为电磁调节阀。在 ABS 系统中，不论是气动或是液压制动，都是靠控制器送来信息控制电磁阀动作，从而调节制 动力减弱或加强，使车轮的滑转率接近于最佳值。 由图 12-21 可知，在正常制动时，液力蓄能器的高压油将 球阀 3 推开，高压油作用在减压活塞 1 上方，使球阀 2 处于常 开状态，制动分泵与制动总泵直接相通。制动过程中，控制器 

63、 图 12-21 磁电感应式角速度传感器 1—旋转齿轮； 2—绕组； 3—永久磁铁； 4—输出 端；5—铁芯； 6—磁能量 256 不断分析传感器测出的车轮运动参数， 若判断出车轮即将出现抱死时， 立即由控制器给压 力调节器发出电脉冲信号，使电磁线圈产生吸力，铁芯连同细杆相右移动，顶死球阀 3。 关闭液力蓄能器的高压油道， 同时使减压活塞上方与低压泄油道相通而上移， 球阀 2 关闭， 分泵油压与低压泄油道相通，油压降低，使制动器制动力下降。松开制动器后，车轮转速 增加，当角加速度达到设定的门限值时，控制器又发出指令，切断电

64、磁线圈电流，在液力 蓄能器高压油的作用下， 铁芯连同细杆相左移动， 球阀 3 关闭减压活塞上方与低压泄油道 的通道，液力蓄能器中高压迫使减压活塞下移，顶开球阀 2，分泵压力重新上升，又开始 制动，如此循环，直至停车。 （ 3）电子控制器 电子控制器实际上就是一种微型计算机， 工作时，它不断地从传感器里追踪轮速信息， 通过计算和比较来检查不正常的轮轴条件， 据此作出电磁阀需要操作的决定， 以调节制动 压力阻止制动器抱死或使其解除控制。 对于防抱系统来说， 根据那些运动参数来判断车轮即将抱死应进行减压或抱死现象已消失需要重新制动是很重要的。一般常用的

65、运动参数有：车轮角减（或加）速度与车轮半径的乘积，车轮角速度减少量，汽车减速度等。 目前汽车防抱制动系统常采用以下三种控制方式： 逻辑门限值控制方式 （或称双位控制），最优控制及滑动变结构控制。 思考题与习题 1．单个车轮最佳制动工况是什么？整机最佳制动工况又是什么？ 2．某汽车满载时总重 G = 53 kN ，同步附着系数 0 = 0.39 ，路面附着系数 = 0.3 时 需要的最大制动器制动力为 F = 16.2 kN ，当路面附着系数 = 0.7 时需要的最大制动器制 动力为 F =43.6 kN ，试求当 =

66、0.3， = 0.7 及 = 0 时制动系效率并分析为何 = 0 时效 率最高？ 3．已知某汽车满载时重心高度 h = 1250 mm ，重心至前轴线距离 LF = 2315 mm ，重 心至后轴线距离 LR = 985 mm ，同步附着系数 0 = 0.39 ，求制动器制动力在前，后轴上的 分配系数 ？ 4．已知某汽车在满载时重心高度 h = 1320 mm ，重心至前轴线距离 LF = 3100 mm ， 重心至后轴线距离 LR = 1075 mm，制动器制动力在前，后轴上的分配系数 = 0.455，求 同步附着系数 0 ？ 257