（机械制造及其自动化专业论文）载重汽车行车制动器制动性能的研究.pdf

载重汽车行车制动器制动性能的研究 摘要 制动器是汽车制动系的关键部件，其性能是影响车辆行驶安全的重要因素 之一。随着基础建设的不断发展，载重汽车需求量也在不断增长，改善汽车的 制动性，保证车辆安全行驶，对制动器制动性能的研究和改进已经成为汽车设 计制造者的首要任务。 本文以载重汽车的行车制动器为对象。首先分析了行车制动装置的工作原 理，介绍了行车制动器的设计原理、结构型式以及主要零部件的选择。通过对 制动器制动性能要求和国内外制动器性能试验规范的研究，然后总结了制动器 性能的主要评价指标和性能试验时需要检测的关键参数。经过对制动器制动性 能检测装置的比较，接着提出了使用惯性式试验台架来检测制动器的制动性能， 也对惯性式试验台架的设计原理进行了阐述，并在此基础上设计制造出一台单 端惯性式试验台以满足实际使用的制动器性能检测需要。 最后，文章通过对不同结构的制动器进行试验，对比和分析试验数据，总 结出了影响制动器制动性能的一些关键因素，并对结构的设计和材料的选择提 出了改进的建议，这些都为提高制动器的制动性能提供了依据，并且还指出某 些因素不仅仅是设计部门考虑的，生产制造部门也应该引起重视。文章结尾也 展望了载重汽车行车制动器未来的发展趋势。 关键词：制动器，制动性能，试验规范，试验台架 r e s e a r c ho nt h eb r a k i n gp e r f o r m a n c e f o rs e r v i c eb r a k e so ft r u c k s a b s t r a c t b r a k e sa r et h ek e yc o m p o n e n t so fv e h i c l eb r a k i n gs y s t e m ；t h e i rp e r f o r m a n c e i s o n eo ft h em o s ti m p o r t a n tf a c t o r so ft h ed r i v i n gs e c u r i t y a st h ed e v e l o p m e n to ft h e b a s i cf a c i l i t i e s ，t h en e e do fv e h i c l e s i si n c r e a s i n g i no r d e rt oi m p r o v et h e p e r f o r m a n c eo fb r a k i n gs y s t e m ，a n dt oe n s u r et h ed r i v i n gs e c u r i t y , i th a sb e e na v e r yu r g e n td u t yf o r v e h i c l ed e s i g n i n ga n dm a n u f a c t u r i n gd e p a r t m e n t s t od o r e s e a r c h e sa n di m p r o v e m e n t so nt h ep e r f o r m a n c e t h ep a p e rm a i n l yr e s e a r c h e do nt h es e r v i c e b r a k e so ft r u c k s f i r s t l y , i t a n a l y z e dt h et h e o r yo fs e r v i c eb r a k i n gs y s t e m ，i n t r o d u c e dt h er e l a t i v ec o n t e n t s ， i n c l u d i n gd e s i g nt h e o r y , d i f f e r e n ts t r u c t u r e s ，p a r t sa n du n i t s s e l e c t s e c o n d l y , a c c o r d i n gt or e s e a r c ho nt h er e q u i r e m e n t so fb r a k i n gp e r f o r m a n c e ，a n dt h et e s t i n g s t a n d a r d si nc h i n aa n da b r o a d ，i ts u m m a r i z e dt h a tt h em a i ne v a l u a t i o ni n d e xo f b r a k i n gp e r f o r m a n c ea n dt h ek e yp a r a m e t e r so f t h et e s t i n g i nt h et h i r d ，c o m p a r i n g t h ed i f f e r e n tt y p e so ft e s tb e n c h e sf o rb r a k i n gp e r f o r m a n c et e s t i n g ，t h e i n e r t i a d y n a m o m e t e rw a sp r o p o s e d t o d e v e l o p b a s e do n t h ed e s i g nt h e o r yo ft h e d y n a m o m e t e r ，i td e v e l o p e das i n g l ee n d e di n e r t i ab r a k ed y n a m o m e t e rf o rb r a k i n g p e r f o r m a n c et e s t i n go ft h ef a c t u a lp r o d u c t i o n a tl a s t a c c o r d i n gt ot e s t i n go fd i f f e r e n ts t r u c t u r a lb r a k e s ，c o m p a r i n g a n d a n a l y z i n gt h er e s u l to ft e s t ，s o m ei m p o r t a n tf a c t o r s w h i c ha f f e c tt h eb r a k i n g p e r f b m a n c ea r es h o w e d ，a n ds o m es u g g e s t i o n sf o rb r a k i n gd e s i g na n d t h em a t e r i a l s e l e c ta r eg i v e n t h e s ef a c t o r sp r o v i d et h et h e o r yb a s i sf o rb r a k i n gp e r f o r m a n c e i m p r o v i n g i ta l s oi n d i c a t e st h a ts o m eo ft h ef a c t o r s a r en o to n l yc o n s i d e r e db y b r a k i n gd e s i g nd e p a r t m e n t sb u t a l s ob ym a n u f a c t u r i n gd e p a r t m e n t s t h e nt h e d e v e l o p i n gt r e n do fs e r v i c eb r a k e so f t r u c k si ss t a t e d k e y w o r d s ：b r a k e s ，b r a k i n gp e r f o r m a n c e ，s t a n d a r d s ，d y n a m o m e t e r i i 插图清单 图2 1 气压制动系统原理图6 图2 2 鼓式制动器示意图7 图2 3 液压轮缸张开的鼓式制动器8 图2 4 凸轮驱动的鼓式制动器9 图2 5 蜗杆蜗轮间隙调整机构9 图2 6 钳盘式制动器示意图1 0 图2 7 制动器效能因数与摩擦系数的关系曲线1 3 图2 8 支承销式制动蹄1 4 图2 - 9 鼓式制动器的主要几何参数1 6 图2 1 0 钳盘式制动器的摩擦衬块尺寸1 8 图3 1 制动时车轮受力图。2 4 图3 2 地面制动力、制动器制动力及附着力之间的关系2 5 图3 3 汽车制动过程图2 6 图3 - 4 温度对摩擦系数及制动力的影响2 8 图4 1 试验台结构示意图4 0 图4 2 双工位台架4 0 图4 3 惯性式制动器试验台工作原理4 1 图5 1 磨合试验趋线4 6 图5 - 2 ( a ) 效能试验曲线( 3 0 k m h ) 4 7 图5 - 2 ( b ) 效能试验曲线( 5 0 k m h ) 4 7 图5 3 ( a ) 平均制动力矩管路压力关系图4 8 图5 - 3 ( b ) 制动时间管路压力关系图4 8 图5 - 4 盘式制动器衰退试验曲线4 9 图5 5 某鼓式制动器衰退试验曲线5 0 图5 - 6 盘式制动器第一次效能试验曲线5 2 图5 7 鼓式制动器第一次效能试验曲线5 2 图5 8 鼓式制动器衰退试验曲线5 2 图5 - 9 制动温升曲线5 2 图5 一1 0i 型制动器效能曲线图5 4 图5 1 li i 型制动器效能曲线图5 4 图5 1 2i i i 型制动器效能曲线图5 4 图5 1 3i 型制动器衰退曲线图5 5 图5 1 4i i 型制动器衰退曲线图5 5 图5 15i i i 型制动器衰退曲线图5 5 图5 1 6i 型制动蹄摩擦衬片表面5 6 图5 1 7i i 型制动蹄摩擦衬片表面5 6 图5 1 8i i i 型制动蹄摩擦衬片表面5 6 表格清单 表1 1 载重汽车的分级：l 表2 1 制动鼓最大内径1 6 表2 2 制动器衬片摩擦面积1 7 表2 3 摩擦材料的性能对比2 2 表3 1q c t 4 7 9 1 9 9 9 货车、客车制动器台架试验方法3 0 表3 2q c t 2 3 9 1 9 9 7 货车、客车制动器性能要求3 3 表4 1 两车型原始参数表4 3 表5 1 制动力矩制动时间4 8 表5 2 盘式制动器的温度与对应的平均制动力矩5 0 表5 3 某鼓式制动器的温度与对应的平均制动力矩一5 0 表5 4 鼓式制动器的温度与对应的平均制动力矩5 3 表5 5 制动管路压力平均制动力矩一5 4 独创性声明 本人声明所呈交的学位论文是本人在导师指导下进行的研究工作及取得的 研究成果。据我所知，除了文中特别加以标志和致谢的地方外，论文中不包含 其他人已经发表或撰写过的研究成果，也不包含为获得金壁王些丕堂 或 其他教育机构的学位或证书而使用过的材料。与我一同工作的同志对本研究所 做的任何贡献均己在论文中作了明确的说明并表示谢意。 学位论文作者签字：磊肛芳签字同期：矽哆年多月歹矿r 学位论文版权使用授权书 本学位论文作者完全了解 盒目曼王些太堂 有关保留、使用学位论文的规 定，有权保留并向国家有关部门或机构送交论文的复印件和磁盘，允许论文被 查阅或借阅。本人授权合肥工业大学可以将学位论文的全部或部分论文内 容编入有关数据库进行检索，可以采用影印、缩印或扫描等复制手段保存、汇 编学位论文。 ( 保密的学位论文在解密后适用本授权书) 学位论文者签名：移多旁 签字日期：力吵年岁月格日 学位论文作者毕业后去向： 工作单位： 通讯地址： 导师签名： 签字日期： 电话： 邮编： 致谢 在论文成稿之际，思绪万千，感慨两年多的研究生生活即将结束，想起身 边的很多老师、同学、朋友，无以为报，仅以只言片语来表达我对他们的感激 之情。 首先感谢我的导师谢峰教授，感谢谢老师在我两年多的研究生学习生活期 间，给予我的耐心指导和莫大鼓励。谢老师严谨求实的治学态度，对事业的执 着和严以律己、宽以待人的精神使我终身受益。值此论文完成之际，特向谢老 师表示我最衷心的感谢和最崇高的敬意! 感谢合肥工业大学汽车装备工程技术研究所林巨广教授给予我学习和锻炼 的平台，感谢刘军部长、沈百诚总工程师、丁苏赤老师、任永强老师、以及大 师兄刘波在我学习、工作上对于我的指导和教诲，感谢同事赵刚、陆平对我平 时工作的帮助。 感谢师兄师姐：方伟、盛军、雷小宝、杨洪斌、魏义、庆振华、汪洋、蔡 高坡，师弟师妹：宋旭、刘国林、李洪山、瞿文平、张婷、朱财龙，好友李家 柱、杨丽英、路广、康家乐、张亮、袁翔、贾伟妙、张春艳，是他们的关心和 陪伴让我的学习和生活多彩而不平淡，愉悦而不乏味。 感谢江淮股份有限公司梁其传工程师、刘小光工程师、陈双红工程师在我 论文试验过程中对我提供的帮助和支持。 感谢合肥工业大学这所校园，感谢她为我提供良好的学习氛围和优异的生 活环境，让我结识了众多良师益友，给予了我宝贵的人生财富，造就了今天的 我。 最后，感谢我的家人，感谢他们长期以来在我背后默默的支持和无私的奉 献。 作者：纪王芳 2 0 0 9 年3 月 第一章绪论 1 1 课题背景 汽车是人类史上最伟大的发明之一，它给人类带了巨大的经济效益和社会 效益，但是如果不重视其安全性，也会给人们带来生命和财产上的损失。据统 计，2 0 0 7 年，全国共发生道路交通事故3 2 7 ，2 0 9 起，造成8 1 ，6 4 9 人死亡、3 8 0 ，4 4 2 人受伤，直接财产损失1 2 亿元，所以汽车的安全性日益得到人们的重视。最近 几年来，我国汽车工业发展很快，统计数据显示，2 0 0 7 年全年汽车生产8 8 8 2 4 万辆，同比增长2 2 0 2 ，比上年净增1 6 0 2 7 万辆；销售8 7 9 1 5 万辆，同比增 长2 1 8 4 ，比上年净增l5 7 6 0 万辆。汽车已经逐渐开始走入普通家庭，随着 高等级公路的快速建设，城市公交运输的快速发展，大中型城市客货车的市场 需求也逐步增长，载货汽车和客车历史上一直沿用鼓式制动器作为行车制动的 执行机构，近年来随着交通运输的快速发展，货运流量的增大，客运比重也显 著提高，特别是高速公路不断提速，高速制动出现许多不容忽视的交通事故， 给国民经济及人民生命财产造成不可估量的损失。汽车车速的提高，汽车行驶 动能增加，制动过程中产生的热量越大。并且鼓式制动器一般受车辆总布置的 限制，都位于车轮内，通风散热条件差，长时间的高速行驶，热量散不出去， 致使摩擦产生热衰退、摩擦系数下降、制动力减弱，保证不了安全的制动效能， 严重影响行车安全性。并且卡车的“大吨小标”现象目前还普遍存在，标3 t 的卡车实际能装载1 0 t 以上等，无疑对制动器的安全性留下了隐患。由于汽车 行业的快速发展和应用越来越普及，作为汽车的配套件和市场配件的制动器生 产厂家也在大幅度的增加，统计数据还显示随着汽车产销量和社会保有量的增 加，汽车交通事故已经成为一大社会公害问题。汽车交通事故的4 0 与汽车制 动性能有关。由于制动器产品质量的参差不齐，为了控制汽车行驶的安全性， 对汽车制动性能检测是必不可少的。 目前，载重汽车也称为卡车，是运载货物和商品用的一种汽车形式，包括 自卸卡车、牵引卡车、非公路和无路地区的越野卡车和各种专为特殊需要制 造的卡车( 如机场摆渡车、消防车和救护车、油罐车、集装箱牵引卡车等) ，按 照承载吨位分级见表1 1 【l 】，本文研究的内容主要就是载重汽车的行车制动器制 动性能。 表1 1 载重汽车的分级 载重汽车分级微型轻型中型重型 汽车总质量t 1 81 8 巧o6 o 1 4 l _ 隼 近几年，随着我国运输事业的发展和公路条件的改善，车辆也向高速度、 高效益、高安全、高舒适、高环保的方向发展，汽车的行驶安全问题也就越来 越受到人们的重视，各国都对制动性能提出了更高的要求。制动性能直接关系 到交通安全。重大交通事故往往与制动距离太长、紧急制动时发生侧滑跑偏等 情况有关，无疑汽车的制动性是汽车安全行驶的重要保障。而汽车制动器是组 成汽车制动系的重要部件，其作用是产生制动力矩，强制行驶中的汽车减速或 停车，使下坡行驶的汽车的车速保持稳定以及已经停驶的汽车在原地( 包括在 坡上) 驻留不动。因此，汽车制动器必须具有良好的耐用性和可靠性，以减少 故障和较长期的保持制动系的制动效能。改善汽车的制动性，始终是汽车设计 制造和使用部门的重要任务【2 1 。同时，世界各国制动器制造企业对制动器制动 性能都提出了各种检测标准，通过对制动器制动性能的检测，以及对检测数据 的分析，可改进制动器的结构设计，提高制动性能，确保汽车行驶安全性和可 靠性。 1 2 载重汽车制动器的发展 制动器是制动系统中用以产生阻碍车辆运动或运动趋势的力的部件，除了 竞赛汽车上才装设的、通过张开活动翼板以增加空气阻力的空气动力缓速装置 以外，一般制动器都是通过其中固定元件对旋转元件施加制动力矩，使后者的 旋转角速度降低，同时依靠车轮与路面的附着作用，产生路面对车轮的制动力， 以使汽车减速或停车。 目前，载重汽车行车制动器绝大多数采用机械摩擦式制动器，分为鼓式和 盘式两大类，鼓式制动器是最早被设计用于制动系统的，而在现有的载货车的 制动系统中，多以气压鼓式制动系统为主，但由于鼓式制动器自身的缺点，如 制动效能以及散热性差等，而在高速行驶的汽车上便出现了盘式制动器，盘式 制动器的散热性好，且稳定性好，耐高温性能好。目前，盘式制动器已广泛应 用于轿车，但除了一些高性能轿车上用于全部车轮外，大都只用做前轮制动器， 而与后轮的鼓式制动器配合，以期获得汽车在较高速下制动时的方向稳定性， 并且也能节约不少成本。在重型载重汽车上，已逐渐开发使用气压盘式制动器， 集聚气压制动系和盘式制动器的双重优点。 伴随着汽车工业的迅速发展，以及汽车电子技术的广泛应用，各国对汽车 制动系性能的要求越来越高，这必然对制动器的结构以及其零部件材料要求和 整个制动系统提出了更高的要求。从制动器本身来看，随着电子技术应用范围 的不断扩展，各种原来为机械式的机构逐步的被电子式机构取代，制动器也是 一样，全电子式制动器( e m b ) 将成为制动器发展的必然趋势1 3 j 。 1 3 汽车制动器性能试验台架的国内外现状分析 无论采用何种形式制动器，都要与整车制动性能匹配，因此测试制动器的 制动性能是必不可少的。目前，汽车的制动性主要通过路上试验来评定，虽然 路试能全面反映汽车的制动特性，但试验需要有特定的场地，且也颇费时间， 因此，在汽车使用企业以及一般车辆检测单位，常用室内试验装置测试汽车制 动器的摩擦力矩，来检查汽车的制动性。 2 室内试验装置主要有平板式、滚动式以及惯性式试验台架。世界上通用的 方法是用制动器惯性试验台( 国外称为测功机d y n a m o m e t e r ) ，它可模拟实际工 况的惯量载荷，把实物直接装在调速电机主轴上进行室内惯性试验，用来评定 摩擦制动器性能的设备，也称为台架试验。测试结果与实际工况条件接近。这 种台架试验方法在制动器开发设计过程中起到了重要的作用。 汽车工业高度发达的国家对制动器试验台的研究相对较早，试验技术相对 成熟。日本日曙制动器公司研制的单端双轮惯性式试验台，主轴上装有惯性飞 轮组，是由多片飞轮组合成，可以根据所要模拟的惯量对飞轮组进行组合调整， 该试验台试验顺序可按输入程序自动进行，各种工况条件的磨损试验、效率试 验、衰退试验也可组合进行。这种全自动式双轮惯性试验台可以较全面地评定 制动器的制动性能，尤其有利于评价鼓式制动器的性能。德国a l f r e dt e v e s 公 司( 简称a t e ) 研制的摩擦试验机主要针对盘式制动器开发过程中衬片的摩擦 性能对制动稳定性的影响程度，它也是种有效地测定盘式制动衬片的摩擦系 数的试验方法，具有结构简单、经济、数据可靠的特点。既可评定各类盘式制 动器的性能，也可作为盘式衬片材料质量的筛选参照。各台架的基本原理都是 以一定角速度旋转的惯性飞轮的动能来模拟汽车的实际动能，并在制动时间内 被被试制动器吸收，工作循环都是将惯性飞轮启动到预定速度，关闭驱动电机， 并打开记录装置，通过滑动滑台接通被试制动机构进行传动，直到将惯性质量 制动到完全停止，记录数据。试验台通过调整飞轮组合实现不同惯量的模拟。 采用手操纵或带有一定制动间隔的自动操纵。当要获取制动机构制动特性时， 采用手操纵，当进行制动机构耐久性试验时，采用自动操纵。美国l i n k 公司研 制的惯性式制动器试验台，采用了电惯量模拟技术【4 】，研究出一种机械转动惯 量电机模拟系统，利用固定的小飞轮和电机联合模拟传统的惯性式摩擦制动器 试验台中的大飞轮惯量，该控制系统实现了对模拟负载惯量进行无级调节，也 提高了试验设备的加载精度和自动化程度，测得数据更能反应实际工况下的制 动性能 5 】。德国c a r ls c h e n c ka g 公司研制的惯性式制动器试验台，可同时进行 同一车型两个制动器总成( 一前后) 的性能试验，也可单独进行一个制动器 总成的试验。试验过程中，可记录各种模拟工况的如下参数：飞轮转动惯量、 惯性质量初速度、制动管路压力、制动鼓( 盘) 温度、制动衬片( 块) 温度、 制动距离、制动时间、制动力矩和制动噪声等测试项目数据，并显示或打印各 种需要的曲线和图表。 由于国内汽车工业水平比发达国家汽车工业水平相对落后，国内制动器试 验技术也起步较晚，随着对国外试验设备的引进，对先进技术的消化吸收和自 主创新，也己取得了巨大的进步，并填补了这一空缺。典型的国产制动器试验 台有天津大学天津内燃机研究所研制的z d q 型制动器试验台( z d q 1 ) ，吉林 大学机电设备研究所研制的j f 系列试验台 5 】以及中国科学院智能机械研究所 研制的制动器惯性试验台1 6 等。z d q 制动器试验台是基于国家汽车行业标准 q c t 6 5 4 2 0 0 0 摩托车和轻便摩托车制动器台架试验方法而开发设计的，采 用机械惯量模拟和电惯量模拟相结合的摩托车惯量模拟方式，是用于评价摩托 车和轻便摩托车制动器性能的专用检测设备。吉林大学研制的试验台能对制动 器的摩擦衬片性能以及制动器的性能进行检测，具有优良的模拟性和数据重现 性。中国科学院智能机械研究所研制的制动器双端惯性试验台也可同时对同一 车型的一前一后制动器进行性能试验【_ 7 1 。湖南大学研制的惯性制动器性能试验 台架【8 】，能对不同型号的工程机械上用的惯性制动器产品进行检测。 总的来说，国内惯性试验台的设计中，对负载的模拟大多还是以纯机械惯 量模拟为主，虽然国内试验台在结构外形上已很接近国外的设备，但在真正控 制技术方面还有较大的差距，国外运用电惯量技术，已经减小或取消了机械惯 量部分，提高了设备的加载精度和自动化程度，更减小了加工制造的成本。并 且先进的控制技术在信息采集、信息处理和数据分析方面的运用有着丰富的经 验，都是我国试验技术方面需要学习和改进的。 不仅是台架本身有着控制技术方面的差距，国内的台架试验标准也是在参 照国外的标准的前提下，根据我国的现实的经济条件制定的，并且还需不断的 改进。只有通过精确的试验设备和统一的试验标准才能有准确的试验数据，才 能有效模拟制动的实际工况，为改进制动器的结构设计提供真实有效的参考数 据。 1 4 课题来源以及研究的目的、意义及内容 本文的研究工作来源于合肥工业大学汽车装备工程技术研究所承接的江淮 汽车股份有限公司江淮轻、中型卡车行车制动器的综合性能试验台。通过对载 重汽车行车制动器的结构设计，以及根据理论设计的单端惯性试验台架的研制， 严格按照国家汽车行业内的标准【9 】，对单个制动器的制动性能进行检测，通过 对检测数据的分析，按照汽车行业相关的国家标准【lo 】评判制动器制动性能是否 符合要求，并对比不同制动器的制动性能，分析效能数据，本文研究目的就是 分析影响制动器制动性能的关键因素，研究的意义就在于以此来改进制动器甚 至制动系的制动性能，确保汽车行驶的安全性。 台架试验是目前用来衡量制动器性能优劣的最主要的检测方法之一。用来 模拟制动器的实际工况，以总成台架试验的方式来测试制动器总成的制动效能、 热稳定性、衬片磨损以及强度等项性能，围绕提高制动器的性能，验证其特性， 改进可靠性等进行的。在新产品的研发阶段，台架试验主要用来测试制动器总 成的热效能、衰退恢复性能、以及可靠性试验。在产品批量生产阶段，主要用 来检测产品质量的稳定性等。本文从台架试验方面分析影响制动器性能的主要 因素，如制动效能、制动器的结构型式、热稳定性、摩擦材料的选用等等。以 此来改进制动器的结构设计。 4 试验台的研制为进行制动器的基础研究和性能测试提供了有力的技术手 段，对确保汽车制动系统正常可靠工作至关重要，可满足企业准确、快速、有 效地对制动器各种综合性能检测的需要，具有广泛的应用前景。通过本文中所 设计的台架的测试，可检验该公司载重汽车的外协制动器制动性能，尽早的杜 绝制动隐患，避免发生事故。并能为载重车辆行车制动器的结构设计提供一些 建议。 本文研究的具体内容有以下： l 、对行车制动装置的原理进行了分析，研究了不同结构型式制动器以及驱 动机构的选择，并对行车制动器的结构设计步骤进行了说明，以及对主要零部 件的材料选择进行了研究； 2 、通过对以上类型制动器所在的制动系的性能要求介绍，总结了行车制动 器的制动性能要求，并研究了国内外的制动器试验规范，总结了我国标准与国 外标准之间的差异和我国标准的不足，提出了自己对标准编制的建议。 3 、根据厂家的检测需求，选择了设计惯性式制动器性能检测装置，并对其 设计原理进行阐述，开发出了台纯机械惯量模拟的单端惯性式试验台架，该 制动器试验台架的研制满足了实际检测的生产的运用； 4 、通过对比不同结构型式制动器各项性能检测的数据，分析了影响制动器 制动性能的一些关键因素，并指出了在制动器结构设计时以及制造装配时应注 意的问题，为设计出高性能的制动器提出理论上的依据； 5 、对全文进行总结，并展望了未来载重车辆行车制动器的发展趋势。 5 第二章载重汽车行车制动器的结构及其设计 行驶制动装置的主要组成之一的制动器，即行车制动器，也称车轮制动器。 制动器一般是由两种元件组成，即固定元件和旋转元件。二者相接触而产生摩 擦。从而使旋转元件减速或停止转动。车轮制动器的旋转元件是固定在车轮上， 其制动力矩直接作用于车轮，根据固定元件和旋转元件几何形状的不同，一般 可分为鼓式制动器和盘式制动器。载重汽车行车制动多采用鼓式制动器，个别 车辆采用前轮盘式和后轮鼓式相结合的制动系。本章主要研究载重汽车行车制 动器的制动过程、制动器的结构型式以及其设计。 2 1 行车制动装置原理分析 因载重车辆行车制动系统中多采用气压驱动的鼓式制动器，现以图2 1 鼓 式制动器介绍制动系统的原理以及基本构成。该制动装置是由制动鼓4 、制动 蹄及摩擦片5 、支承销6 、制动凸轮3 、凸轮臂l 、拉杆8 、制动踏板9 和制动 蹄回位弹簧7 等零件所组成。制动鼓4 固定在车轮轮毂上，它随着车轮一起转 动。对于驱动轮，制动底板是固定的在后桥壳的突缘上，两个具有制动摩擦片 的制动蹄可绕固定底板上的支承销6 转动。制动蹄的上端通过回位弹簧7 紧靠 在制动凸轮3 上，该凸轮由凸轮臂1 、拉杆8 和制动踏板9 所操纵。当踩下制 动踏板9 时，通过拉杆8 、凸轮臂1 使凸轮3 转动。克服弹簧7 的弹力后，使 制动蹄5 张开，制动蹄片与制动鼓4 接触并逐渐压紧，从而产生与车轮转向相 反的摩擦力矩，构成对车轮的制动作用。从而使汽车开始减速直至停车。制动 蹄回位弹簧7 是用来在踏板力消失后，让制动蹄回位的。当然，整个制动过程 可随着驾驶员踩下放开制动踏板9 来控制，起到主动控制车速的作用。 图2 - 1 气压制动系统原理图 1 凸轮臂2 车轮3 凸轮4 制动鼓5 制动蹄与摩擦片 6 支承销7 制动蹄回位弹簧8 拉杆9 制动踏板 在图2 1 中，由制动鼓4 、制动蹄与摩擦片5 等构成的对车轮施加制动力 矩以阻碍其转动的部件，即为制动器，图中所示即是鼓式制动器。 6 盅式制动器的旋转元件是一。个垂直安放且阻两侧面为工作面的制动盘，其 固定元件一般是位于制动盘两侧并带有摩擦片的制动块，当制动盘被两侧的制 动块在驱动装置( 相当于凸轮3 ) 促动下夹紧时，摩擦表面便产生作用于制动 盘上的摩擦力矩，产生制动。任何制动系统都春四个基本组成部分：供给、调 节制动所需能量以及改善传能介质的供能装置，产生制动动作和控制效果的控 制装置，将操纵力传输到制动器的各个部件的传动装置和产生制动力矩的制动 器。 2 2 制动器的结构型式及其驱动机构选择 2 ，2 1 鼓式制动器的结构型式及其选择 根据制动蹄的张开力作用点和制动蹄支承点的结构布置的不同，鼓式制动 器可分成如图2 2 所示的各种型式。根据制动器效能和效能稳定性来评价这些 制动器，它们各有利弊。所以除了双从蹄式制动器很少选用外，其他各种型式 制动器分别被采用在各种不同类型的汽车上。 泐 p 詹 窬? y - 一f 0漩 譬二-二 嘏 瓤l 朔 蕊渊寸 劬 (d)t-ol f j 图2 - 2 鼓式制动器示意图 ( a ) ( b ) 领从蹄式( c ) 单向双领蹄式( d ) 双向般领蹄式( e ) 单向增力式( o 取向增力式 目前，载重型汽车广泛采用气压非平衡凸轮式或液压轮缸张开式鼓式制动 器，由气压或气顶油驱动的楔块张开式双向双领蹄式制动器也逐渐麻用于载重 汽车上。现仅就其- 丰要型式分述如下： l 、用液压轮缸张开的鼓式制动器 液压轮缸为液压制动系采用的活塞式制动蹄张开机构，通过制动蹄支承销 来传递扭矩。由于其结构简单，在车轮制动器中布置方便，型式多样，有领从 蹄式、取领蹄式、双向双领蹄式、双从蹄式制动器等都采用制动轮缸促动制动 蹄。 如图2 3 所示的顿从蹄式制动器，制动蹄按其张开时的转动方向和制动鼓 的旋转方向是否一致，有领蹄和从蹄之分。制动蹄张开的转动方向与制动鼓的 转动方向一致的制动蹄，称为领蹄；反之，则称为从蹄。钡蹄所受的摩擦力使 蹄压得更紧，即摩擦力矩具有“增势”作用，故又称为增势蹄；而从蹄所受的 摩擦力使蹄有离开制动鼓的趋势，即摩擦力矩具有“减势”作用，故叉称为减 势蹄。“增势”作用使领蹄所受的法向反力增大，而“减势”作用使从蹄所受的 法向反力减小，一般来说，领蹄的制动力矩约为从蹄的2 25 倍1 i 。 j 。 ” * 镕# # “ j ，9 图2 - 3 液压轮缸张开的鼓式制动器 i - 防尘盖2 放气螺钉3 - 制动管接头4 - 轮缸5 - 制动托架螺栓岳调整螵栓7 - 调整杠杆 8 - 制动蹄9 炜恸蹄支销1 0 制动鼓1 1 定位螺钉l 二上半防护罩i3 - 防护罩螺栓 1 4 - 下半防护罩1 5 - 轮缸螺栓1 岳制动蹄片1 7 - 制动蹄1 8 一制动蹄上同位弹簧 1 9 - 制动蹄下回位弹簧2 0 锁止钢丝2 1 开口销2 2 调整杠杆销2 3 一调整杠杆托架 上图所示的制动器两蹄的张开力相等，由于领蹄的增势作用，使得两蹄所 受法向反力不相等。这种两蹄法向反力不能相互平衡的制动器成为非平衡式制 动器，非平衡式制动嚣对轮毂轴承产生附加的轴向载荷，而且领蹄摩擦衬片表 面的单位压力太于从蹄的，故磨损较从蹄的严重。此制动器的间隙调整装置是 由调整螺栓及其锁紧螺母、调整丝杆、杠杆托架和杠杆支销所组成。通过防尘 盖的窗孔用一定厚度的塞规来检查鼓与蹄片的间隙。松开锁止螺母后通过调整 螺栓旋入或旋出来调整间隙大小。制动过程如下：当踩下制动踏板后，在制动 主缸中产生液压且压力小断增加，当轮缸中活塞的推力太丁：回位弹簧的拉力时， 制动蹄被张开，制动蹄片与制动鼓紧密接触，并旌加以制动力，迫使制动鼓从 旋转到停止，从而使汽车减速或停止。当松开制动踏板接触制动时轮缸中的 压力也被解除，在回位弹簧的作用下，制动蹄又回到原来位置。 2 、爿j 凸轮张开的鼓式制动器 重型载重汽车多采用气压驱动的鼓式制动器，这娄型的制动器一般采用凸 轮张开装置。如下图2 - 4 示： 图2 - 5 蜗杆蜗轮间隙调整机构 用凸轮张开的鼓式制动器的制动蹄间隙调整装置不同于用轮缸张开的鼓式 制动器的间隙调整装置。其基本原理是通过一个机构使凸轮相应转动一定角度 来实现的。这种机构称为调整臂。各种载重汽车调整臂的t 作原理大体相同， 但其具体结构有所不同，大多采用蜗杆一蜗轮式调整臂总成，是由与制动气室推 杆上连接叉相连的调整臂作为总成的外壳。外壳中装有蜗杆与蜗轮相啮合，蜗 轮与凸轮轴上的花键部分相连接。平常蜗杆是不转动的所以在制动时，整个 总成在制动气室的作用下与i r i i 轮轴一起转动。当制动蹄与制动鼓间隙需要调整 时，在蜗杆心轴的端部套上扳手，加力使滑动套与心轴端部脱离，按拧进方向 转动扳手，蜗杆转动，带动蜗轮旋转，与其花键连接的凸轮轴也随着转动，轴 上的凸轮制动蹄张开，减少蹄与鼓的间隙：反之，则可间隙增大。 凸轮机构绕固定轴心转动不能移动，因而保证了两蹄的位移相等，这种被 称为等位移式制动器，等位移式制动器两蹄摩擦片上相对应的点与制动鼓的间 隙如果调整到一致，则作用于两蹄上的法向反力和由此产生的制动力矩分别相 等，由于领、从蹄的增、减势作用，使得两蹄的张开力不等对从蹄的大于对 领蹄的。也被称为非平衡n 轮式制动器。 3 、楔块张开的鼓式制动器 制动时制动气室膜片在气压作用下推动楔块进而经渡轮、柱塞等推动制动 蹄压靠到制动鼓上。常用于气压或气顶油制动系中，驱动领从蹄、双向取领蹄 式制动器。与凸轮式张开机构相比较，楔块式张开机构的结构较复杂、造价较 高，但它质量较小，结构尺叫较紧凑，有更高的传动效率及操作时间较短等一 系列的优点。重型汽车行车制动己逐渐采用此驱动结构。 222 盘式制动嚣的结构型式 摩擦剐中的旋转元件为圆盘状的制动盘，咀端面为工作表面。固定元件是 钳体与制动块，当驾驶员踩下制动踏板制动时，制动高压管路内产生高压，推 动钳体内活塞压向制动块，在制动轴向移动以一定的压力压向制动盘时，在制 动块与制动盘之间会产生相应的摩擦阻力矩即制动力矩。按摩擦副中崮定元件 的结构不同，盘式制动器分为全盘式和钳盘式两类。全盘式制动器中摩擦副的 旋转元件及固定元件均为圆盘形，制动时各盘摩擦表面全部接触，作用原理同 离合器，全盘式中用的较多的是多片全盘式制动器，既可用作车轮制动器也可 用作缓行器。 钳盘式制动器( 如下圈2 6 ) 的固定摩擦元件是制动块，装在与车轴连接 且不能绕车轴轴线旋转的制动钳中，制动衬块弓制动盘接触面积很小，在盘上 所占的中心角一般仅3 0 。5 0 。，钳盘式制动器按钳体的结构不同，分为以下 几种： 1 、固定钳式，如下图2 6a ) 示，制动钳固定不动，盘两侧都有液压缸。 制动时仪两侧液压缸中的制动块向盘面移动。 淘澎涛四眵晤 蔷 一眨 一器 2 、浮动钳盘式 图 6 钳盘式制动器示意图 a ) 固定钳盘式b ) 滑动钳盘式c ) 摆动钳盘式 ( 1 ) 滑动钳式：如上图b ) 示，制动钳可以相对于制动盘作轴向滑动，其 中只在制动盘的内侧置有液压缸，外侧的制动块固装在钳体上。制动时，活塞 在液压作用下使活动制动块压靠到制动盘上，而反作用力则推动制动钳体连同 制动块压向制动盘的另一侧，直到两制动块受力均等为止。 ( 2 ) 摆动钳体：如上图c ) 示，它也是单侧液压缸结构，钳体与固定于车 轴上的支座铰接。为实现制动，钳体不是滑动而是在与制动盘垂直的平面内摆 动。 由于在载重汽车上，需要制动力大的原因，盘式制动器存在着需要高压驱 动、制动效能低、液体气化、密封困难和结构复杂等缺点，现在还很少用于中 型及以上载货汽车，广泛用于轿车上，但除了在一些高性能轿车上用于全部车 轮外，大多只用做前轮制动器，而与后轮的鼓式制动器配合使用在轻型卡车上。 2 2 3 制动驱动机构的结构型式选择 制动系统的主要是通过汽车驾驶员的手脚来控制，使力源的力通过某种工 作介质，将其传递给制动器并使制动器产生必要的制动力矩。载重汽车的制动 驱动机构按照力源来分，也和一般汽车的一样，可分为人力驱动、动力驱动和 伺服驱动等三类。目前行车制动系多采用的用手脚控制的动力驱动或伺服驱动 机构。 载重汽车制动驱动机构的主要型式是动力驱动。所谓动力驱动，使指所用 工作介质的气压或液压形成的能量，是由发动机的动力转化而来的。这样，驾 驶员在对汽车施加制动时，可用较小的脚力或手力来操纵制动回路中的控制元 件，就可以得到满意的制动效果。有气压制动系统、气项液制动系统和全液压 制动系统三种型式。气压制动系统作为一种动力能源比液压制动系统更容易满 足制动踏板力不过大而踏板行程又不过长的条件下产生较大的制动力的要求。 但气压制动系统压力比液压系统的低，因而其部件的尺寸和质量比液压系统大 得多。如液压轮缸可以装在制动器内作为制动蹄促动装置，而尺寸较大的制动 气室只能装在制动器外，且气压制动系统中工作压力的建立和消除都比液压系 统缓慢的多，一般来说，气压制动系统的工作滞后时间约三倍于液压制动系统 【l 。中型及以上载重车辆大多采用双管路气压制动系统。为兼取气压系统和液 压系统两者之长，有些载货车还采用了气顶液压式制动系统，即供能装置和控 制装置都是气压的，传动装置则是气压液压组合式的。气压系统可以布置的紧 凑些，以缩短管路长度和滞后时间，用液压轮缸作为制动器促动装置，大大减 少了非簧载质量。部分中型汽车也已采用。全液压式动力驱动机构已在车辆中 有所发展和应用。 气压、气顶压制动系统的动力是来源于发动机，因此一旦发动机或动力系 统失效时，其制动作用将全部丧失。为消除此缺点，即在动力源失效时仍能保 证汽车的必要制动，人们制造出制动的伺服驱动机构，这种机构的制动能源是 并用人力和发动机动力，在正常情况下，制动作用主要是通过伺服系统来进行。 当该系统失效时，驱动机构便成为一个简单的液压系统，全凭驾驶员的脚力大 小来取得一定的制动效果，这样汽车可继续运行。一般小吨位载重汽车多采用 空气伺服驱动机构【1 2 。 2 3 行车制动器的结构设计 正确设计制动器对保证汽车制动系正常工作十分重要。设计步骤有以下： 2 3 1 确定制动器最大制动力矩 制动器所能产生的制动力矩，受车轮的计算力矩所制约，即决定于制动器 制动力与车轮有效半径的乘积，前、后轴制动器计算力矩计算公式1 6 】如式( 2 一1 ) 、 ( 2 2 ) 。最大制动力矩应为车轮抱死时的制动力矩，即附着条件完全被利用时的 制动力矩。此时的制动器制动力等于附着力，即为作用于车轮上的地面法向反 力和附着系数的乘积。所以对于同一辆汽车而言，其选取的同步附着系数越高， 其制动器所能产生的最大制动力矩就越大。 乃= t r e ( 2 1 ) z = f r r , ( 2 - 2 ) 常遇的道路条件差、车速较低的车况，选用较小的同步附着系数，此情况 下的前、后轴制动器所能产生的最大制动力矩为： 弓一= 了1 3 r ( 三2 + 础占) 织 ( 2 3 ) c 一：半乃一( 2 - 4 ) p 对于选取较大的同步附着系数值的各类载重型汽车，则应从保证汽车制动 时的稳定性出发，确定后、前轴的最大制动力矩为： z 一= 孚( 厶- q h g ) c p r e ( 2 - 5 ) 月 乃m 戤2 南z m 戤( 2 - 6 ) 以上各式中： f f 、f 广一前、后轴制动器制动力，n ； 一一车轮有效半径，m 矽一该车所能遇到的最大附着系数； 一前、后制动力分配系数； g 一一制动强度 2 3 2 选择制动器的结构型式 选择制动器应根据使用方式、制动稳定性、制动力矩、驱动方式、结构特 点、使用寿命和成本来确定。在载重汽车中，多选用的是领从蹄式制动器，其 1 2 效能和效能稳定性在各式制动器中居中游，在汽车前进和倒车时的制动效能不 变，结构简单，造价较低。单向双领蹄式制动器，前进制动时，制动效能相当 高，当倒车制动时，两蹄皆为双从蹄，效能明显下降。双向双领蹄式制动器在 汽车前进和倒退时的性能不变，也广泛用于载重汽车上。 对于盘式制动器，浮动钳盘式制动器的结构