某越野车双向自增力中央驻车制动器的匹配1

汽车科技/July2013AUTOSCI-TECH设计·研究商用车车架常用横梁的力学性能研究设计中可以合理的布置横梁，提高性能，进行轻量化设6应用实例计，降低生产成本。具体案例如表4所示。上述计算结果已通过专家组鉴定，设计师在新产品的图10横梁应用实例实例一（结构二、结构十四）实例二（结构三、结构五）实例三（结构五、结构十四）实例四（结构二、结构五）实例五（结构五）实例六（结构五）同的部位所承受的弯曲和扭转都不同，应根据车架的受力7结论情况选取合理的横梁结构及连接方式进行布置，以上对横通过上述分析，可以得出如下结论：梁性能的分析可以提供很好的参考。1）结构一、结构二、结构九和结构十四弯曲刚度大，适用于载重较高、使用工况较好的车型；参考文献：2）结构七、结构九和结构十四扭转刚度较大，适用于[1]王望予.汽车设计[M].北京：机械工业出版社，2000.工程车等使用工况较为恶劣的车型；[2]李楚琳,张胜兰,冯樱,杨朝阳.HyperWorks分析应用实3）结构五、结构十三弯曲刚度和扭转刚度性能均衡，例[M].北京：机械工业出版社，2008.但是重量极轻，适用于载重较小的轻量化公路运输车。综上所述，在车架结构设计时，不同车型以及车架不为驻车制动对制动器前进、倒车的制动效能要求一样，而且对中央制动器而言，驻车制动在不用于应急制动时，不会产生高温，热衰退问题。汽车主机厂在进行双向自增力中央制动器方案选型和开发时，对制动器的关键参数的控制至关重要，但却少有与之相关的理论分析和计算方法可供参考，本文结合实际开发经验，对双向自增力的驻车制动效能因数计算进行了推导和验证，同时由此延伸，对摩擦系数、制动间隙展开分析，从主机厂的开发角度出发，提供了一种双向自增力中央制动器的正向匹配方法。双向自增力制动器广泛用于汽车的中央制动器，因汽车科技/July2013AUTOSCI-TECH设计·研究某越野车双向自增力中央驻车制动器的匹配某越野车双向自增力中央驻车制动器的匹配薛琼，叶晓明，侯鹏伟，陈智磊（东风汽车公司技术中心，武汉430058）摘要：双向自增力鼓式制动器因其效能因数高，在越野车和轻型卡车上作为中央驻车制动器应用较多。就双向自增力中央制动器在开发过程中的几项设计要点进行了详述，解析了自增力鼓式驻车制动器效能因数的计算方法，并通过理论计算和试验对比，验证了方法的准确性。同时，分析了摩擦系数的选择方法，对制动间隙的设计和控制进行了研究。关键词：双向自增力；效能因数；摩擦系数；制动间隙中图分类号：U463.51文献标志码：A文章编号：1005-2550（2013）04-0015-05TheMatchingResearchforBi-Directional-ServoCentralParkingBrakeXUEQiong,YEXiao-ming,HOUPeng-wei,CHENZhi-lei(TechnicalCenterofDongfengMotorCorporation，Wuhan430058,China)Abstract:Bi-directional-servodrumbrakeshasbeenusedonoff-roadtrucksandlighttruckscommonlyascentralparkingbrakebecauseofitshighefficiencyfactor.Severaldesigningpointsofthedevelopmentforbi-directional-servoparkingbrakehavebeendetailedinthispaper,itanalyzingthecalculationmethodsofefficientfactorforbi-directional-servoparkingbrakeandhavingbeenprovedthecorrectnessthroughcomparingbetweentheoreticalcalculationsvalueandtestvalue,analyzingthemethodofchoosingvalueforfrictioncoefficientandalsoresearchinghowtodesigningandcontrollingbrakeclearance.Keywords:bi-directional-servo;efficiencyfactor;frictioncoefficient;brakeclearancedoi:10.3969/j.issn.1005-2550.2013.04.004收稿日期：2013-02-22薛琼毕业于湖南大学，任东风汽车公司技术中心底盘工程师，长期从事底盘制动系统的开发工作，已发表论文《轻型越野车高热负荷制动盘研究》。1415汽车科技/July2013AUTOSCI-TECH设计·研究某越野车双向自增力中央驻车制动器的匹配此时可以计算出压力中心E的角坐标为：1双向自增力驻车制动器结构简介双向自增力驻车制动器结构及受力情况见图1。（1）（2）式中：，为摩擦系数；为摩擦衬片包角；为制动蹄起始角；根据效能因数定义，蹄的效能因数：（3）OB可以根据解析几何计算得出：图1双向自增力式鼓式驻车制动器示意图（4）作用力F、Q可根据平衡力系方程解得：11制动蹄1和制动蹄3下端通过浮动顶杆2相连，上端与顶（5）杆4相连，靠在支撑销5上；驻车拉臂7与制动蹄3通过6铰接，中间部位与顶杆4相连。（6）不难看出，无论是前进制动还是倒车制动，制动鼓对两制动蹄的摩擦力（F、F）始终沿着使制动蹄张开的方式中：i为拉臂杠杆比。代入式（3）得：f1f21向，对制动力矩存在增势作用，因此该结构的制动器被称（7）为双向自增力式制动器。[1]第二蹄（制动蹄1）的受力分析见图3。制动蹄绕支撑2效能因数的计算双向自增力制动器效能因数的计算，分前进、倒车两销A旋转，A点固定不动，制动蹄可归类为“固定式领种情况。蹄”。由于促动力F’远大于F，且其力臂长度也F较大，2332.1前进制动效能因数计算F促动效果在对第二蹄的计算中可忽略不计，近似认为第3由于第一蹄和第二蹄的受力不同，计算效能因数时应二蹄在F’的作用下绕支撑销A转动。2对两蹄单独考虑，最后再合二为一，计算出整个制动器的效能因数。[1]第一蹄（制动蹄3）的受力分析见图2，制动蹄绕点A旋转，点A的位置会随制动蹄的张开浮动，所以可将第一蹄归类为“浮式领蹄”。第一蹄在平行力系F、F、Q作121用下平衡，据此可以判定，制动鼓对第一蹄的压力中心点E应在蹄的左下方。图3前进制动第二蹄受力分析图同理，根据效能因数的定义，应有：（8）图2前进制动第一蹄受力分析图F'、Q可以根据力学平衡方程求解：22-1yy=tgmmqδ-bqqqbcossin2sin4cos0RlOE+==2δ2qgpb--+=RFOBQKt´´=111gbgsincossin0llOB==FiF1´=1hACQF´=11Rhlalkt´-=gbgbsincossincos001RFOBQKt´¢´=222ACAChFF)(12-´=¢（9）（18）（10）式中：i为拉臂杠杆比2同理，倒车制动第二蹄属于“固定式领蹄”，如果忽OB、AC的值可以根据解析几何方式求出：略促动力F(见图5)对制动蹄的影响，前进和倒车时第二蹄1（11）的效能因数完全一致。（12）式中：（13）（14）（15）将所有公式带入式（8）中，即可得到第二蹄效能因数的计算公式：（16）2.2倒车制动效能因数计算汽车倒车驻车时，制动器效能因数计算方法与前进制动相同，其受力和计算本章不再重复。图5倒车制动第二蹄受力分析图倒车第一蹄也属于“浮式领蹄”，与前进制动不同之比较图3和图5，如果都忽略促动力F对制动蹄的影处在于：随着旋转方向的改变，倒车制动的第一蹄是制动1蹄1，第二蹄是制动蹄3。响，前进和倒车时第二蹄的效能因数完全一致。图4为第一蹄的受力分析图，与前进制动时的第一蹄类2.3整体制动器效能因数计算似，也属于“浮式领蹄”。根据效能因数的定义，应有：（19）式中：P为制动器输入力，在本文的计算方法中，将前0进、倒车的F统一定义为FF；P为第一蹄输入力；P为0012第二蹄输入力；代入2.2节、2.1节中的对应公式，得到前进、倒退制动器的效能因数分别为：（20）（21）2.4计算结果验证图4倒车制动第一蹄受力分析图验证效能因数的计算方法是否正确，可对制动器进行摩擦性能试验，测定出制动力矩，通过制动力矩计算出实据此，依照前述算法，可以得出此时的促动力和效能际效能因数，再与按照上述理论计算出的效能因数比较。因数分别为：图6是某越野车双向自增力中央制动器理论效能因数与实测效能因数比较情况。（17）=i1ACQ=hF´'22gbgsincossin0llOB==gbllsincoscoscos0lfOBfAC-=-=qqsin+aqqbtgtgsin1-=-b122qqpa--=RhlflKt´-=gblgbsincoscossincos002FiF´=23Rhlalkt1sincossincos001´-=¢gbgbRPKRPKRPKttt22110+=2)(KtKACAChKtt+-=122)(iiKACAChKtt´+-=¢1Kt11617汽车科技/July2013AUTOSCI-TECH设计·研究某越野车双向自增力中央驻车制动器的匹配此时可以计算出压力中心E的角坐标为：1双向自增力驻车制动器结构简介双向自增力驻车制动器结构及受力情况见图1。（1）（2）式中：，为摩擦系数；为摩擦衬片包角；为制动蹄起始角；根据效能因数定义，蹄的效能因数：（3）OB可以根据解析几何计算得出：图1双向自增力式鼓式驻车制动器示意图（4）作用力F、Q可根据平衡力系方程解得：11制动蹄1和制动蹄3下端通过浮动顶杆2相连，上端与顶（5）杆4相连，靠在支撑销5上；驻车拉臂7与制动蹄3通过6铰接，中间部位与顶杆4相连。（6）不难看出，无论是前进制动还是倒车制动，制动鼓对两制动蹄的摩擦力（F、F）始终沿着使制动蹄张开的方式中：i为拉臂杠杆比。代入式（3）得：f1f21向，对制动力矩存在增势作用，因此该结构的制动器被称（7）为双向自增力式制动器。[1]第二蹄（制动蹄1）的受力分析见图3。制动蹄绕支撑2效能因数的计算双向自增力制动器效能因数的计算，分前进、倒车两销A旋转，A点固定不动，制动蹄可归类为“固定式领种情况。蹄”。由于促动力F’远大于F，且其力臂长度也F较大，2332.1前进制动效能因数计算F促动效果在对第二蹄的计算中可忽略不计，近似认为第3由于第一蹄和第二蹄的受力不同，计算效能因数时应二蹄在F’的作用下绕支撑销A转动。2对两蹄单独考虑，最后再合二为一，计算出整个制动器的效能因数。[1]第一蹄（制动蹄3）的受力分析见图2，制动蹄绕点A旋转，点A的位置会随制动蹄的张开浮动，所以可将第一蹄归类为“浮式领蹄”。第一蹄在平行力系F、F、Q作121用下平衡，据此可以判定，制动鼓对第一蹄的压力中心点E应在蹄的左下方。图3前进制动第二蹄受力分析图同理，根据效能因数的定义，应有：（8）图2前进制动第一蹄受力分析图F'、Q可以根据力学平衡方程求解：22-1yy=tgmmqδ-bqqqbcossin2sin4cos0RlOE+==2δ2qgpb--+=RFOBQKt´´=111gbgsincossin0llOB==FiF1´=1hACQF´=11Rhlalkt´-=gbgbsincossincos001RFOBQKt´¢´=222ACAChFF)(12-´=¢（9）（18）（10）式中：i为拉臂杠杆比2同理，倒车制动第二蹄属于“固定式领蹄”，如果忽OB、AC的值可以根据解析几何方式求出：略促动力F(见图5)对制动蹄的影响，前进和倒车时第二蹄1（11）的效能因数完全一致。（12）式中：（13）（14）（15）将所有公式带入式（8）中，即可得到第二蹄效能因数的计算公式：（16）2.2倒车制动效能因数计算汽车倒车驻车时，制动器效能因数计算