【正文】 的總質量；—與各制動鼓(盤)相連的受熱金屬件(如輪轂、輪輻、輪輞、制動鉗體等)的總質量；—制動鼓(盤)材料的比熱容，對鑄鐵c=482J／(kg在緊急制動到停車的情況下，v2=0，并可認為=1，故 （321） （322）乘用車的盤式制動器在=100km/h()和j=。比能量耗散率有時也稱為單位功負荷，或簡稱能量負荷。 各種汽車的總質量及其制動襯片（襯塊）的摩擦面積各不相同，因而有必要用一種相對的量作為評價能量負荷的指標。能量負荷越大，則襯片（襯塊）的磨損越嚴重。此時，由于制動時間很短，實際上熱量還來不及逸散到大氣中就被制動器所吸收，致使制動器溫度升高。從能量的觀點來說，汽車制動過程即是將汽車的機械能的一部分轉變?yōu)闊崃慷纳⒌倪^程。摩擦襯塊的磨損受溫度，摩擦力，滑磨速度，制動盤的材質及加工景況，以及襯塊本身材質等許多因素的影響，因此在理論上計算磨損特性極為困難。由此可知單個制動器所需要提供的最大制動力和最大制動力矩為：1）應急制動應急制動時，后輪一般將抱死滑移，故后橋制動力為： （314）此時所需的后橋制動力矩為：現(xiàn)用后輪制動器作為應急制動器，則單個后輪制動器的制動力矩為：FB2re/2=2）駐車制動汽車上坡停駐時，后橋附著力為： （315）汽車在下坡停駐時，后橋附著力為： （316）汽車可能停駐的極限上坡路傾角，可根據(jù)后橋上的附著力與制動力矩相等的條件得： （317）所以：是保證汽車上坡行駛的縱向穩(wěn)定性的極限坡路傾角。在的良好路面上，相應的極限制動強度q〈，所以所需的后軸和前軸的最大制動力矩為 （312） （313）式中, —該車所能遇到的最大的附著系數(shù)。對于前制動器 所以，對于后制動器 所以，最大制動力矩是在汽車附著質量被完全利用的條件下獲得的，這時制動力與地面作用于車輪的發(fā)向力ZZ2成正比。應當指出，若過小，即扇形的徑向寬度過大，襯塊摩擦面上各不同半徑處得滑磨速度相差太遠，磨損不均勻，因為單位壓力分布均勻這一假設條件不能成立，則上述計算方法也就不適用。圖32 盤式制動器的計算圖圖33 鉗盤式制動器的作用半徑計算圖有效半徑是扇形表面的面積中心至制動盤中心的距離，如下式所示（根據(jù)離合器設計規(guī)范）： （38）式中。則該車的制動距離為 盤式制動器的計算用簡圖如圖32所示，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，則R等于平均半徑或有效半徑，在實際中已經足夠精確。 因為我對此乘用車制動器選用的是鉗盤式制動器，設兩側制動塊對制動盤的壓緊力均為P，則制動盤在其兩側工作面的作用半徑上所受的摩擦力為2fP，那么鉗盤式制動器的制動器因數(shù)為 （34）式中，f—盤與制動襯塊間的摩擦系數(shù)，f=。其實質是制動器在單位輸入壓力或力的作用下所能輸出的力或力矩，用于比較不同結構型式的制動器的效能。常用前制動器制動力與汽車總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)，用β表示。根據(jù)設計經驗，取φ０=。隨著道路條件的改善和汽車速度的提高，由于制動時后輪先抱死引起的汽車甩尾甚至掉頭所造成的車禍日益增多。分析表明，汽車在同步系數(shù)為的路面上制動（前后輪同時抱死）時，其制動減速度為，即q=,q為制動強度。所選擇摩擦系數(shù)=。因此，在假設的理想條件下計算制動器的制動力矩。所以在制動器設計時并非一定要追求高摩擦系數(shù)的材料。各種制動器用擦材料的摩擦系數(shù)的穩(wěn)定值約為 ～。 選擇摩擦片時不僅希望其摩擦系數(shù)要高些，更要求其熱穩(wěn)定性要好，受溫度和壓力的影響要小。圖31 摩擦襯塊對于盤式制動器襯塊工作面積A，推薦根據(jù)制動襯塊單位面積占有的汽車質量在范圍內選用。若此比值偏大，工作時襯塊的外緣與內側圓周速度相差較多，磨損不均勻，接觸面積減少，最終導致制動力矩變化大。摩擦襯塊（如圖31所示）是指鉗夾活塞推動擠壓在制動盤上的摩擦材料。為提高制動盤摩擦面的散熱性能, 大多把制動盤做成中間空洞的通風式制動盤, 這樣可使制動盤溫度降低20 %～30 %。一般實心制動盤厚度可取為10～18mm，通風式制動盤厚度取為18～50mm，采用較多的是20～30mm。為使質量小些，制動盤厚度不宜取得大；為了降低溫度，制動盤厚度又不宜取得過小。作為一款微型乘用車，滿載時的總質量有1700kg,我對該制動器制動盤的直徑選擇為輪輞直徑的75%，給定的輪胎參數(shù)為：155R13，這就是說輪輞直徑為330mm。受輪輞直徑的限制，制動盤的直徑通常選擇為輪輞直徑的70％一79％。5）空載時汽車的質心高度： =800mm； 滿載時汽車的質心高度為=930mm；6）汽車空載時的軸荷分配：前軸60%，后軸40%；汽車滿載時的軸荷分配：前軸52%，后軸48%；7）汽車空載時質心到前后軸的距離： L1= L*=2350*=940mm； L2= L*=2350*=1410mm；汽車滿載時質心到前后軸的距離： a=L*=2350*=1222mm； b=L*=2350*=1128mm； 8）車輪有效半徑：選用80系列輪胎，查閱GB/2978_1997， 155/80R13輪輞直徑為330mm, 得有效半徑為=165mm。對制動盤熱固耦合進行分析。對制動器主要零件，如制動盤、摩擦襯片（襯塊）進行結構設計計算和校核計算并建立模型。這里主要對前輪選用的通風滑動鉗式盤式制動器進行設計。，后輪采用非通風浮動鉗盤式制動器。盤式制動的乘用車中，采用前輪通風盤式制動是為了更好地散熱，至于后輪采用非通風盤式同樣也是成本的原因。乘用車在制動過程中，由于慣性的作用，前輪的負荷通常占汽車全部負荷的70%－80%，因此前輪制動力要比后輪大。而鼓式制動器成本相對低廉，比較經濟。所以這里所設計的制動器形式選用：滑動鉗式盤式制動器當然，盤式制動器也有自己的缺陷。鉗盤式制動器按制動鉗的結構型式又可分為以下幾種：（1）固定鉗式盤式制動器 （2）浮動鉗式盤式制動器 （3）擺動鉗式盤式制動器因為滑動鉗式盤式制動器只在制動盤的一側裝油缸，結構簡單，造價低廉，易于布置，結構尺寸緊湊，可以將制動器進一步移近輪轂，同一組制動塊可兼用于行車和駐車制動。因此這種盤式制動器又稱為點盤式制動器。制動塊的摩擦襯塊與制動盤的接觸面積很小，在盤上所占的中心角一般僅約30176。鉗盤式制動器的固定摩擦元件是兩塊帶有摩擦襯塊的制動塊，后者裝在以螺栓固定于轉向節(jié)或橋殼上的制動鉗體中。盤式制動器按摩擦副中的固定摩擦元件的結構，分為鉗盤式和全盤式制動器兩大類。盤式制動器常用作小型乘用車的車輪制動器。因為盤式制動器的旋轉元件是一個垂向安放且以兩側面為工作面的制動盤，其固定摩擦元件一般是位于制動盤兩側并帶有摩擦片的制動塊。3) 制動力矩與汽車運動方向無關；4) 易于構成雙回路制動系，使系統(tǒng)有較高的可靠性和安全性；5) 尺寸小、質量小、散熱良好；6) 壓力在制動襯塊上分布比較均勻，故襯塊磨損也均勻；7) 更換襯塊工作簡單容易；8) 襯塊與制動盤之間的間隙小(—)，這就縮短了制動協(xié)調時間；9) 易于實現(xiàn)間隙自動調整。制動塊對盤的單位壓力高，易于將水擠出，因而浸水后效能降低不多；又由于離心力作用及襯塊對盤的擦拭作用，出水后只需經一、二次制動即能恢復正常。因此，前輪采用盤式制動器，汽車制動時不易跑偏。此外，制動鼓在受熱膨脹后，工作半徑增大，使其只能與蹄中部接觸，從而降低了制動效能，這稱為機械衰退。與鼓式制動器比較，盤式制動器有如下優(yōu)點：1) 熱穩(wěn)定性好。圖27 浮鉗盤式制動器1制動盤 2制動塊 3摩擦片 4油管 5制動鉗 6制動鉗支架(2)全盤式在全盤制動器中，摩擦副的旋轉元件及固定元件均為圓盤形，制動時各盤摩擦表面全部接觸，其作用原理與摩擦式離合器相同。具有以下優(yōu)點：除活塞和制動塊外無其他滑動件，易于保證制動鉗的剛度；結構及制造工藝與一般鼓式制動器相差不多，容易實現(xiàn)鼓式制動器到盤式制動器的改革，能很好地適應多回路制動系的要求。（1）鉗盤式鉗盤式制動器按制動鉗的結構形式不同可分為定鉗盤式制動器（見圖26）、浮鉗盤式制動器（見圖27）等。但由于成本低，仍然在一些經濟型車中使用，主要用于制動負荷比較小的后輪和駐車制動。但由于結構問題使它在制動過程中散熱和排水性能差，容易導致制動效率下降。雙向增力式制動器在大型高速轎車上用的較多，而且常常將其作為行車制動與駐車制動功用的制動器，但行車制動是由液壓經制動輪缸產生制動蹄的張開力進行制動，而駐車制動則是用制動操縱手柄通過鋼索拉繩及杠桿等機械操縱系統(tǒng)進行操縱。圖24 單向增力式制動器1第一制動蹄 2支承銷 3制動鼓 4第二制動蹄 5頂桿 6制動輪缸（5）雙向增力式制動器將單向增力式制動器的單活塞式制動輪缸換用雙活塞式制動輪缸，其上端的支承銷也作為兩蹄共用的，則稱為雙向增力式制動器(如圖25所示)。單向增力式制動器在汽車前進制動時的制動效能很高，且高于前述的各種制動器，但在倒車制動時，其制動效能卻是最低的。由于雙向雙領蹄式制動器在汽車前進及倒車時的制動性能不變，因此廣泛應用于中、輕型載貨汽車和部分轎車的前后輪，但用作后輪制動器時，則需另設中央制動用于駐車制動。圖22 雙領從蹄式制動器1制動輪缸 2領蹄 3支承銷