汽车设计第八章.

第八章制动系设计•第一节概述•第二节制动器的结构方案分析•第三节制动器主要参数的确定•第四节制动器的设计与计算•第五节制动驱动机构•第六节制动力调节机构•第七节制动器的主要结构元件回主目录第一节概述制动系的功用：使汽车减速行驶直至停车；下坡时使汽车保持适当的稳定速度；使汽车可靠地停在原地或坡道上。制动系的组成：应有行车和驻车两套制动装置，此外，有些汽车还设有应急制动、辅助制动和自动制动装置。任何一套制动装置都由制动器和制动驱动机构组成。应急制动装置：是利用机械力源（如强压弹簧）进行制动，在用动力制动或伺服制动的汽车上，一旦发生蓄能装置泄露或压力过低时，应急制动装置可实现汽车制动，在人力控制下可兼做驻车制动。辅助制动装置：如缓速器，可在汽车下长坡时，持续减速或保持车速稳定，减轻行车制动装置负荷。自动制动装置：当制动管路泄漏或断开时使挂车自动制动。一设计制动系应满足的基本要求1、足够的制动能力行车制动能力——用某一制动初速度制动时的制动距离和减速度两项指标评定。驻坡能力——汽车在良好路面上能可靠的停驻的最大坡度。参数车型Vkm/hjminm/s2Sm备注ma[t]v轿车805.8~71~3.5703.5~1250货车40、50、704.4~51240国外法规——空驶距离——制动距离vjv26.322jvv26.3222、工作可靠用双管路，当一套失效，另一套行车制动能力不低于没有失效时的30%。3、用任何初速度制动，汽车均不应当丧失操纵性和方向稳定性。1）前轮抱死，丧失操纵性，所以要求前后制动器的制动力矩有合适的比例，并应能随轴荷转移而变化。2)制动时汽车不跑偏同一轴上左右轮制动力应相同，差值最大不超过15%。4、防止水、污泥进入制动器工作表面(鼓式），水与污泥使制动能力下降，工作面磨损变大。水→f下降→制动能力下降，称为水衰退。经若干次制动后应能恢复正常。5、制动能力的热稳定性良好下长坡连续和缓制动以及频繁重复制动可使制动器温度上升，f下降、制动能力下降、称为热衰退。要求热稳定性良好，即不易衰退，衰退后能迅速恢复。6、操纵轻便，并且具有良好的随动性7、产生制动与解除制动的作用滞后性尽可能短。8、公害小，包括制动时产生的噪声小，使用无公害摩擦材料。9、寿命长。10、摩擦副间间隙可调，且调整工作容易进行。11、驱动机构有故障时，应有声光报警信号提示。踏板力手制动力N行程mm力N行程mm轿车500≯100~150≯500货车700≯150~200≯700160~200摩擦式制动器的分类回目录第二节制动器结构方案分析不同鼓式制动器的区别为：1）蹄片固定支点的位置和数量不同；2）张开装置的形式和数量不同；3）制动时两蹄片之间有无相互作用。一、鼓式制动器双从蹄式领从蹄式双领蹄式双向双领蹄式单向增力式双向增力式型式简图特点制动器效能①居第四位居第三位居第二位居第二位居第一位居第一位前进倒退制动效果不同不变不同不变不同不变制动器效能稳定性②居第一位居第二位仅强于增力式仅强于增力式差差两蹄片上单位压力相等不等相等相等不等不等磨损均匀不均匀均匀均匀不均匀不均匀轮毂轴承受力不受力受力不受力不受力受力受力结构复杂简单复杂复杂简单复杂调整间隙容易容易容易困难困难困难适用双回路适用不适用适用适用不适用不适用形式双从蹄式领从蹄式双领蹄式双向双领蹄式单向增力式双向增力式①制动器效能的定义：制动器在单位输入压力或力的作用下所输出的力或力矩称为制动器效能。用制动器效能因数K来评价各式制动器的效能。制动器效能因数的定义：在制动毂或制动盘的作用半径R上所得到的摩擦力（Mμ/R）与输入力F0之比Mμ——制动器输出的制动力矩RFMK01）钳盘式制动器的效能因数单片钳盘式制动器两侧制动块对制动盘的夹紧力均为F0，制动盘在其两个工作面的作用半径上所受的摩擦力为，则单片钳盘式制动器的效能因数为：022fFFffFfFFFKf2220002）鼓式制动器的效能因数若两蹄上的张开力各为F01和F02，制动鼓内圆柱面半径为R，两蹄施加给制动鼓的摩擦力矩各为Mμt1和Mμt2，那么两制动蹄的效能因数分别为：RFMKtt0111RFMKtt0222，整个鼓式制动器的效能因数则为：2/)(0201210RFFMMRFMKtt21021ttttKKRFMMK若00201FFF则②制动器效能稳定性：是指效能因数K对摩擦因数f的敏感性(dk/df）。制动器效能稳定性好，即是制动器效能对f的变化敏感性较低。领从蹄式鼓式制动器：对f的导数：0111FFKft222222211111fRafRhRhfRadfdKfRafRhRhfRadfdKtt结论：在结构尺寸相同的条件下（、）随f的增加增加，减少；在f相同条件下，说明领蹄对f的变化更为敏感。RhRh21RaRa21dfdKt1dfdKt2dfdKdfdKtt21盘式制动器：22dff)d(dfdK为常数，可见制动器效能的稳定性好。二盘式制动器结构方案分析1、盘式制动器固定钳式浮动钳式滑动钳式摆动钳式型式简图特点制动钳刚度①大小适用双回路适用不适用径向尺寸大小轴向尺寸大小布置困难容易制动液气化容易③困难用作驻车制动困难②容易成本高低①钳不滑动也不摆动，所以刚度大。②固定钳兼作驻车制动，必须附设辅助制动钳或用盘中鼓。③跨越盘的油管或油道受热机会增多。回目录适用双回路可以一部分可以尺寸小大质量小大散热好差压力分布均匀不均匀更换衬块（片）容易困难衬块（片）磨损均匀不均匀制动协调时间③短长间隙调整工作自动调整多数人力调整手制动驱动机构复杂困难防尘、防锈困难容易衬块（片）寿命低高型式特点盘式鼓式热稳定性①好差水稳定性②好差制动力矩与运动方向无关有关2、盘式制动器与鼓式制动器比较①鼓受热膨胀呈椭圆状，接触不好，制动效能下降，产生机械衰退。盘轴向膨胀小，无机械衰退。②i.因为块与盘之间单位压力高，易将水挤出，所以溅水后制动效能降低得不多。ii.离心力及衬块对盘的摩擦作用，进水后经1~2次制动可恢复正常，鼓式需经十多次制动可以恢复。③衬块与制动盘之间的间隙小（0.05~0.15）mm第三节制动器主要参数的确定一鼓式制动器主要参数的确定1制动鼓内径DD影响因素要求D取值备注制动力矩大RFMf散热大吸热能力强，散热面积大轮辋内径小要求轮辋内径与鼓的外径之间有20mm间隙防止烤坏气门嘴粘住内胎增加衬片摩擦面积大bDAp2减小质量小簧下质量制动鼓刚度小D小，壁厚可以厚些，刚度大还可以保证加工精度，使用中变形小。初选D：初选D后，参照ZB/T24005-89《制动鼓直径及制动蹄片宽度尺寸系列》圆整。车型D/Dr备注轿车0.64~0.74货车0.70~0.83Dr——轮辋直径2.摩擦衬片宽度b和包角b影响因素要求b取备注增加衬片寿命宽减轻质量窄衬片与鼓接触均匀窄足够的刚度宽b宽时蹄片腹板可以用两条提高刚度b尺寸应符合ZB/T24005-891）摩擦衬片宽度b2）包角ββ影响因素要求β取备注增加摩擦面积大bDAp2减少单位压力大增加衬片寿命大散热良好小β=90º~100º散热好，磨损小，制动效能高。3）单个制动器总的衬片摩擦面积Ap在D已定条件下，影响的Ap因素为β和b,当Ap增加以后，单位压力下降，ma大的汽车要求Ap提高。对于轿车：pAmapAcm20.9~1.5100~200ma1.5~2.5200~3003、摩擦衬片起始角β0单位压力在衬片上的分布规律有两种观点：1)均匀分布2)按正弦规律分布为了使衬片磨损均匀、改善制动效能，应该将衬片相对最大压力点对称布置。常见的布置方法是给定初始角β0β0=（180º-β）/2=90º-β/2如右图4、制动器中心到张开力F0作用线的距离e初选时：e=0.4D5、制动蹄支撑点位置坐标a和c初选时：a=0.4De影响因素要求e取备注制动效能大凸轮、轮缸布置小a、c影响因素ac备注制动效能大小两蹄支撑端不干涉小大二、盘式制动器主要参数的确定1制动盘直径D初选D=（70%~79%）Dr(Dr为轮辋直径），总质量大于2吨的汽车取上限。D影响因素要求D取备注轮辋直径小减少制动钳夹紧力大减少衬块单位压力大降低p0，寿命提高减少工作温度大2制动盘厚度h初选实心制动盘取10~20mm通风式制动盘取20~50mm(多用20~30mm)h影响因素要求h取备注减小质量小降低工作温度大3摩擦衬块外半径R2与内半径R1推荐R2/R1≤1.5R2/R11.5时，内外侧圆周速度相差过多→磨损不均匀→接触面积降低→制动力矩降低、寿命降低。4制动衬块面积A推荐单位制动衬块面积占有汽车质量在1.6~3.5kg/cm2.A影响因素要求A取备注减少单位压力大增加散热面积小回目录第四节制动器的设计与计算一鼓式制动器的设计与计算1制动蹄的分类2压力沿衬片长度方向的分布规律假设：衬片在径向方向有变形，鼓、蹄、支撑的变形忽略不计。1)两自由度紧蹄的压力沿衬片长度方向的分布规律坐标原点取在鼓心O点，Y1坐标取在OA1方向，过O点垂直于Y1方向为X1坐标方向。其中A1为蹄片瞬时转动中心。制动瞬间蹄片移动特点：在张开力作用下，蹄片绕A1转动，蹄压到鼓上，衬片受压变形，同时蹄还要顺着摩擦力作用方向沿支撑面移动。蹄片中心移至O1点，所以未变形时的衬片表面轮廓线，沿OO1方向靠近制动鼓变为E1E1线。并且，衬片表面上所有点在OO1方向上的变形是相同的。如B1点在OO1方向的变形为B1B1’。B1点径向变形为δ1：111111COSBBCB——OB1与Y1轴夹角——OB1与最大压力线OO1之间的夹角——X1轴与最大压力线之间的夹角结论：两自由度紧蹄压力沿衬片长度方向分布符合正弦分布规律。90111111max11'11OOBB11max11sin11max1sinpp2)一个自由度紧蹄的压力沿衬片长度方向的分布规律坐标原点取在O点，Y1坐标在OA1方向。衬片表面任意点B1，在张开力与摩擦力作用下，蹄片绕支承销A1转动dγ角后，B1点沿蹄片转动的切线方向的变形为线段B1B1’，其径向变形分量是这个线段在半径OB1方向上的投影B1C1线段。因为dγ很小，所以认为则：考虑到90'111BBAdBABBCB111111111sinsinROBOA11那么分析等腰三角形，则有所以衬片表面的径向变形和压力为：结论：一个自由度紧蹄压力沿衬片长度方向分布规律符合正弦分布规律。111sin/sin/RBAsinsinmax111ppdR11OBA3压力分布不均匀系数Δ沿衬片长度方向，压力分布的不均匀程度用不均匀系数Δ来评价：pf——在同一制动力矩作用下，假想压力分布均匀时蹄片上的平均压力；pmax——压力分布不均匀时蹄片上的最大压力。fmaxp/p首先应查明蹄压紧到鼓上的力与产生的制动力矩之间的关系。计算一个自由度蹄片上的力矩：1)在衬片表面取微元面积bRdα2)鼓作用在bRdα上的法向力为3)摩擦力:fdF14)制动力矩5)从α’到α’’区段积分上式得到：———①dsinbRppbRddFmax1dsinfbRpfRdFdM2max11t)cos(cos2max1fbRpMt4计算蹄片上的制动力矩6)压力均匀分布时则不均匀系数：5制动力矩与张开力F0的关系紧蹄的：F1——紧蹄的法向合力；R1——摩擦力fF1的作用半径。)(fbRpMbRdpdF2f1tf1)cos(cos)(1tM111tRfFM当已知h、a、c及法向压力值时，如上图列出力的平衡方程式——x1轴和力F1的作用线之间的夹角；——支承反力在x1轴上的投影。联立上述两方程消去Fx’求解得到：00Fx01M