汽車全封閉濕式多盤制動器的設計與計算

溫開元，岳鵬

（1.浙江瑞立集團 技術中心，浙江 瑞安 325200；2.江鈴汽車進出口有限公司 汽車三部，南昌 330200)

0 引言

隨著我國經濟建設的突飛猛進，礦用車的需求激增，特別是大型礦山用自卸裝載車越來越受歡迎，礦山道路泥濘崎嶇且高低不平，為適應惡劣的工作環(huán)境，保證礦用車的安全行駛，礦用車的制動器就顯得尤為關鍵和重要。為此，本文將對一款礦用車全封閉濕式多盤制動器進行詳細分析與計算，并設計其結構及參數。

1 盤式制動器的特點

根據固定元件結構形式的不同，盤式制動器分為鉗盤式制動器和全盤式制動器，全盤式制動器又分為封閉干式和封閉濕式兩種。盤式制動器以靜止的剎車碟片夾住隨輪胎轉動的剎車碟盤，以產生摩擦力，使車輪轉動速度降低。當踩下剎車踏板時，剎車總泵內的活塞在剎車油路中建立壓力，壓力經由剎車油傳送到剎車卡鉗上的剎車分泵活塞，剎車分泵的活塞在受到壓力后，會向外移動并推動制動塊去夾緊剎車盤，使得制動塊與剎車盤發(fā)生摩擦，以降低車輪轉速。通風盤式制動器是在兩塊剎車盤之間預留出一個空隙，使氣流在空隙中穿過，通風盤式剎車利用風流作用，其制動效果要比普通盤式剎車更好。

2 全封閉濕式多盤制動器的工作原理和特點

全封閉濕式多盤制動器采用液壓制動，摩擦片浸在潤滑油的環(huán)境中，同時摩擦片上開有許多溝槽，車輛制動時摩擦片摩擦產生的大部分熱量將通過潤滑油循環(huán)及殼體散發(fā)出去，使制動器不會因為內部溫度過高而損壞元部件。動摩擦片內緣通過花鍵與動殼連接，可隨動殼一起轉動，并可沿軸向左右移動。靜摩擦片外緣通過花鍵與靜殼連接，不可轉動但可沿軸向左右移動。當車輛開始行駛時，駐車制動系統(tǒng)的高壓油進入制動器的駐車活塞腔中，在油壓作用下，駐車彈簧組被壓縮，活塞移動將動摩擦片和靜摩擦片分開，從而解除駐車狀態(tài)，車輛可正常行駛。當車輛需要制動時，踩下制動踏板，制動系統(tǒng)的高壓油進入制動器的行車活塞腔中，在油壓作用下，復位彈簧被壓縮，活塞移動將動摩擦片和靜摩擦片壓緊，從而實施制動。當松開制動踏板后，活塞腔內的液壓油回到液壓油箱，活塞在復位彈簧的作用下回位，動摩擦片和靜摩擦片分離，制動解除。

全封閉濕式多盤制動器的優(yōu)點主要有：1）摩擦片環(huán)形工作面積較大，采用多片結構，可以在較小襯片壓力下獲得較大的制動力矩，摩擦片單位比壓大，隨著摩擦材料的發(fā)展，現在已開發(fā)了紙基摩擦材料，濕式摩擦因數大幅度提高，其動摩擦因數為0.10～0.14，抗壓強度隨之提高；2）完全密封，免受外界濕度及粉塵影響，工作性能穩(wěn)定，磨損小，能自動補償片間的間隙，使用期間一般免調整、免維護，使整機的維護成本大大降低；3）摩擦片浸在油中進行循環(huán)冷卻，散熱條件好，可顯著降低工作溫度，使得其使用壽命顯著提高；4）改變摩擦副數目即可調節(jié)制動力矩，可實現系列的互換及通用性，使得設計更加簡單，便于規(guī)模標準化生產；5）制動性能平穩(wěn)、安全可靠、結構緊湊，輸出轉矩大，特別是高負載耐高溫性能好，而且不怕泥沙侵襲，即便在冬季和惡劣路況下也能正常行駛。

全封閉濕式多盤制動器結構如圖1所示。

圖1 全封閉濕式多盤制動器結構圖

3 某礦用車制動系統(tǒng)分析

3.1 礦用車基本參數及受力

某礦用車基本參數及要求如表1所示。

表1 一種礦用車基本參數表

該礦用車滿載輪系重心位置及受力如圖2所示。

圖2中：L為軸距；a為質心距前軸距離；b為質心距后軸距離；H為質心高；re為輪胎半徑；V0為制動初速度；G為車輛滿載重力；Fb1為前輪地面制動力；Fb2為后輪地面制動力；F1為地面對前輪作用力；F2為地面對后輪作用力；M1為前輪制動力矩；M2為后輪制動力矩。

圖2 車輛滿載輪系重心位置及受力圖

3.2 后軸制動器的受力分析

本文主要討論后軸制動器的受力 分 析[3]，當車輛在行駛中，后輪分別受到地面F2的作用力，同時受到地面阻力Fb2。當車輛被制動時，此時車輪受到地面阻力變?yōu)榈孛嬷苿恿偷孛娓街f及制動器的制動力Fz，車輪制動是由純滾動到滾滑的漸變過程中。附著力Ff是地面對輪胎切向的反作用力，即地面對輪胎的最大靜摩擦力，對于后制動輪有：Ff=μF2。當制動輪力矩小于輪胎與地面的附著力時，此時車輪附著力矩產生，車輪處于制動滾動狀態(tài)，則有：Fb2=Fu。當制動輪被抱死拖滑時，則有：Fb2=Ff。

3.3 制動車輛制動效能

3.4 后軸制動力矩計算

考慮前后輪同時抱死制動狀態(tài)，由圖2可知，后軸負載受力計算如下。

根據公式有:F2=G/L×(a-μ×H)；后軸制動力矩M2=F2×μ×re。則M2=G/L×(a-μ×H)×μ×re=784000/4×(3-0.65×2.5)×0.65×0.83=145395.25 N·m，則單個制動器所需設計力矩145395.25/2=72697.625 N·m,考慮安全系數為k=1.2，則后軸制動力矩為Mmax=72697.625×1.2=87237.15 N·m。

3.5 制動器摩擦片尺寸及所受壓力

摩擦片采用紙基摩擦材料，動摩擦因數f1=0.124，摩擦片大徑D1=450 mm，小徑D2=330 mm，動片有11片，摩擦副數量n=22。摩擦片有效半徑RP=(450+330)÷4=195 mm；摩擦片有效面積SP=3.14÷4×（4502-3302）=73476 mm2。

摩擦片產生的力矩等于后軸制動力矩Mmax=摩擦片所受壓力×動摩擦因數×摩擦片有效半徑×摩擦副數=Fm×（0.124×0.195×22），則摩擦片所受壓力Fm=Mmax/（0.124×0.195×22）=87237.15÷（0.124×0.195×22）=163991.93 N。

3.6 行車活塞制動壓力及摩擦片實際制動力矩

行車活塞設計壓力FX=摩擦片所受最大壓力+行車彈簧壓力=163991.93+2760=166752 N，行車活塞設計面積AX=166752÷5.2（行車活塞壓強）=32067.7 mm2。

初定行車活塞外徑為438 mm，內徑為388 mm，實際行車活塞面積=3.14÷4×（4382-3882）=32420.5 mm2＞行車活塞設計面積32067.7 mm2，滿足設計要求。

行車活塞實際制動壓力=32420.5×5.2（行車活塞壓強）=168585.6 N。

行車摩擦片實際制動力矩=168585.6×（0.124×0.195×22）=89680.8 N·m＞后軸制動力矩87237.15 N·m，滿足設計要求，制動器行車制動力矩安全系數為k=89680.8/74000=1.21。

3.7 后軸駐車力矩計算

駐車時，車輛在坡度15%（對應8.53°）時應保持靜止不動。則后軸駐車力矩MZ=G×sin 8.53°×re=784000×0.148×0.83=96306.56 N·m, 考慮安全系數為k=1.2，則每個制動器駐車設計力矩MZ=96306.56×1.2/2=57783.93 N·m，后軸駐車最大設計壓力Fy=57783.93÷（0.124×0.195×22）=108624.59 N。

3.8 制動器駐車彈簧組件參數計算

制動器駐車力矩是由駐車彈簧提供的，所以駐車最大設計壓力FZ=駐車彈簧壓力Ft，駐車彈簧每組由兩個大小不同高度相等的同心彈簧組成，初定彈簧如下：彈簧剪切彈性模量為7000 kg/mm2,大彈簧彈性系數k=156.8 N/mm,外徑為55 mm，內徑為35 mm，高為135 mm，總圈數為8圈。小彈簧彈性系數k=61.8 N/mm,外徑為31 mm，內徑為19 mm，高為135 mm，總圈數為13圈。工作壓縮高度為41 mm，共16組，分別安裝在駐車活塞彈簧座蓋內。駐車實際彈簧壓力Ft=16×(156.8+61.8)×41=143401.6 N＞后軸駐車最大設計壓力108624.59 N，滿足設計要求。

3.9 制動器駐車活塞壓力及面積

駐車彈簧儲能壓力是通過駐車活塞壓力提供的，當駐車解除時，駐車活塞失去壓力，駐車彈簧釋放壓力將摩擦片壓緊，從而實現駐車。初定駐車活塞外徑為476 mm，內徑為448 mm，實際活塞面積AZ=3.14÷4×（4762-4482）=20309.52 mm2。駐車活塞實際壓力FZ=20309.52×8.3(駐車活塞壓強)=168569 N＞駐車實際彈簧壓力143401.6 N，滿足設計要求。

3.10 制動器駐車實際制動力矩

制動器駐車實際力矩=Ft×f1×RP×n=143401.6×0.124×0.195×22=76283.9 N·m＞制動器駐車設計力矩57783.93 N·m，滿足設計要求。制動器駐車制動力矩安全系數為k=76283.9÷63000=1.21。

3.11 制動器設計參數

通過以上計算，制動器設計參數如表2所示。

表2 制動器設計參數表

4 結語

全封閉濕式多盤制動器主要由行車制動活塞、駐車制動活塞、行車回位彈組件、駐車彈簧組件、摩擦片組件、制動殼體、驅動輪浮動油封、驅動輪法蘭等組成。制動器采用全封閉方式，摩擦片被浸在油中，可在復雜環(huán)境下工作，通過選擇合適的磨擦片可使制動器小型化。由于全封閉濕式多盤制動器有諸多優(yōu)點，它將是未來汽車制動系統(tǒng)發(fā)展的方向。