汽车各个系统理论力学分析

汽车大作业一、静力学：（一）、汽车制动系统的结构原理1、制动系统概述：A.汽车制动系统是指，对汽车某些部分（主要是车轮）施加一定的力，从而对其进行一定程度的强制制动的一系列专门装置。B.汽车制动系统一般包括行车制动装置和停车制动装置两套独立的装置。其中行车制动装置是由驾驶员用脚来操纵的，故又称脚制动装置。停车制动装置是由驾驶员用手操纵的，故又称手制动装置。行车制动装置的功用是使正在行驶中的汽车减速或在最短的距离内停车。而停车制动装置的功用是使已经停在各种路面上的汽车保持不动。C.按照制动能源情况，制动系还可分为人力制动系、动力制动系、和伺服制动系等3种。人力制动系以驾驶员的体力作为制动能源；动力制动系以发动机动力所转化的气压或液压作为制动能源；而伺服制动系则是兼用人力和发动机动力作为制动能源。D.按照制动能量的传递方式，制动系又可分为机械式、液压式、气压式和电磁式等到几种。E.制动系统的组成（如下图）：1.前轮盘式制动器2.制动总泵3.真空助力器4.制动踏板机构5.后轮鼓式制动器6.制动组合阀7.制动警示灯F.目前，种类汽车所使用的制动器都是摩擦制动器，也就是阻止汽车运动的制动力矩来源于固定元件和旋转工作表面之间的摩擦，即将汽车运动的动能转化为摩擦产生的热能。形式分类及其原理说明汽车制动（刹车）器主要有鼓式制动器和盘式（碟式）制动器。鼓式刹车是一种传统的制动方式，其工作原理可以很形象地用一只杯子来形容：刹车鼓（制动鼓）就像杯子，当将五个手指伸入旋转的杯子时，手指就是刹车片（即制动蹄）,只要将五指向外一张，摩擦杯子内壁，转动中的杯子就会停止旋转。鼓式制动器的组成，简单点说，是由制动油泵,活塞，刹车片（制动蹄）和鼓室组成。刹车时由制动分泵的高压刹车油推动活塞，对两片半月形的制动蹄片施加作用力,使其压紧鼓室内壁,靠摩擦力阻止刹车鼓转动从而达到制动效果。原理：当我们用脚踩下制动踏板时，人为的能量由液压机构传递给制动蹄片，使其向外张开挤压制动鼓，使制动鼓与制动蹄片之间会发生强烈的摩擦，从而产生如图的两个方向相反的制动器制动力合力，合成一个与车轮旋转方向相反的力偶，从而达到制动的效果。鼓式制动器原理图如下盘式（碟式）制动器其工作原理可用一只碟子来形容，当用拇指和食指捏住旋转的碟子时，碟子就会停止旋转．汽车上的碟式刹车是由刹车油泵，一个与车轮相连的刹车圆盘和圆盘上的刹车卡钳组成．原理：刹车时，高压刹车油推动制动钳体内的活塞,将制动蹄片压向刹车盘，使其产生剧烈的摩擦，从而产生制动效果。盘式制动器可分为定钳盘式制动器和浮钳盘式制动器两种。定钳盘式制动器示意图如下：浮钳盘式制动器示意图如下：盘式制动原理图及其受力分析图如下：上图说明：通过摩擦垫片与刹车片充分接触，产生一个与接触点切线速度方向相反的摩擦力，从而给予刹车盘一个与切线速度相反的加速度，达到减速刹车的作用。两种制动器的区别：项目优缺点应用鼓式制动器优点鼓式制动的主要优点是刹车蹄片磨损较少，成本较低，降低维修的费用，且绝对动力远远高于盘式制动；有自动刹紧的功能，使刹车系统可以使用较低的油压，或是使用直径比刹车碟小很多的刹车鼓。一般应用在大型工程车等需要大的制动力车辆上缺点连续刹车易使刹车片因高温而产生制动功能热衰退现象。刹车系统反应较慢，刹车的踩踏力道较不易控制，不利于做高频率的刹车动作盘式制优盘式制动的主要优点是在高速刹车时能迅速制较为常见，日常动器的优点点动，散热效果优于鼓式刹车，制动效能的恒定性好，且制动反应快，便于安装像ABS类的高级电子设备。在连续踩踏刹车时比较不会造成刹车衰退而使刹车失灵的现象。生活中的车较多都是盘式刹车缺点盘式刹车的刹车片与刹车盘之间的摩擦面积较鼓式刹车的小，使得绝对制动力小；刹车片磨损较大，致更换、维修频率可能较高。结论鼓式制动常用于后轮驱动；盘式制动常用于前轮驱动。2、真空助力制动系统①原理真空制动助力系统也称作真空伺服制动系统，伺服制动系是在人力液压制动的基础上加设一套由其他能源提供制动力的助力装置，使人力与动力可兼用，即兼用人力和发动机动力作为制动能源的制动系。在正常情况下，其输出工作压力主要由动力伺服系统产生，因而在动力伺服系统失效时，仍可全由人力驱动液压系统产生一定程度的制动力。②主要结构及理论力学分析如图1所示为某轿车的真空助力式（直动式）伺服制动系回路图，它采用了左前轮制动油缸与右后轮制动油缸为一液压回路、右前轮制动油缸与左后轮制动油缸为另一液压回路的布置，即为对角线布置的双回路液压制动系统。真空助力器气室与控制阀组合的真空助力器在工作时产生推力，也同踏板力一样直接作用在制动主缸的活塞推杆上。其中核心部件真空助力器的工作过程是：在非工作的状态下，控制阀推杆回位弹簧将控制阀推杆推到右边的锁片锁定位置，真空单向阀口处于开启状态，控制阀弹簧使控制阀皮碗与空气阀座紧密接触，从而关闭了空气阀口。此时真空助力器的真空气室和应用气室分别通过活塞体的真空气室通道与应用气室通道经控制阀腔处相通，并与外界大气相隔绝。发动机起动后，发动机的进气歧管处的真空度上升，随之，真空助力器的真空气室、应用气室的真空度均上升，并处于随时工作的准备状态。当进行制动时，踩下制动踏板，踏板力经杠杆放大后作用在控制阀推杆上。首先，控制阀推杆回位弹簧被压缩，控制阀推杆连同空气阀柱往前移。当控制阀推杆前移到控制阀皮碗与真空单向阀座相接触的位置时，真空单向阀口关闭。此时，助力器的真空气室、应用气室被隔开。此时，空气阀柱端部刚好与反作用盘的表面相接触。随着控制阀推杆的继续前移，空气阀口将开启。外界空气经过滤气后通过打开的空气阀口及通往应用气室的通道，进入到助力器的应用气室（右气室），伺服力产生。由于反作用盘的材质（橡胶件）有受力表面各处的单位压强相等的物理属性要求，使得伺服力随着控制阀推杆输入力的逐渐增加而成固定比例（伺服力比）增长。由于伺服力资源的有限性，当达到最大伺服力时，即应用气室的真空度为零时（即一个标准大气压），伺服力将成为一个常量，不再发生变化。此时，助力器的输入力与输出力将等量增长；取消制动时，随着输入力的减小，控制阀推杆后移，真空单向阀口开启后，助力器的真空气室、应用气室相通，伺服力减小，活塞体后移。就这样随着输入力的逐渐减小，伺服力也将成固定比例（伺服力比）的减少，直至制动被完全解除。（二）、受力分析：制动蹄复位弹簧的受力分析图如下：对其受力分析，由于整体受力平衡，得：0XFFT2’-FT1’=0(11)假设轮子的旋转方向为逆时针，汽车在制动的瞬间时，对摩擦片表面所受的压力进行分析，受力分析图如下：设弧CD的中心为E，制动鼓对摩擦片的压力在弧CD上是连续分布，且所有压力的方向都是指向弧CD的圆心，在弧CE分布着fb1、fb2、fb3到f0共n个力，在弧DE分布着fa1、fa2、fb3到f0共n个力，其中n趋于正无穷大。由压力的对称分布可得：在弧CE上肯定能找到有且只有一个力与弧ED上一个力的大小相等，因此假设fb1=fa1,fb2=fa2,fb3=fa3,fb4=fa4到fan-1=fbn-1(这里等号是说大小相等)。设fbn-1在X轴和Y轴上的分量分别为fbn-1x和fan-1y,fn-1在X轴和Y轴上的分量分别为fan-1x和fan-1y。以E点为简化中心，根据力的平移定理，将力系向E点简化在y轴方向上：(-fb1y-fb2y-fb3y-fb4yfbn-1y)+(fa1y+fa2y+fa3y+fa4y+fan-1y)=0在X轴方向上：(-fb1x-fb2x-fb3x-fb4xfbn-1x)+(-fa1x-fa2x-fa3x-fa4x-fan-1x)-f0=2×(-fa1x-fa2x-fa3x-fa4x-fan-1x)-f0设fbn-1x和fan-1x到E点的距离为Ln-1;fbn-1y和fan-1y到E点的距离ln-1主距：(fb1x×L1+fb2x×L2+fb3x×L3+fb4x×L4++fbn-1x×Ln-1)+(-fa1x×L1-fa2x×L2-fa3x×L3-fa4Xl4--fan-1x×Ln-1)+(fb1y×l1+fb2y×l2+fb3y×l3+fb4y×l4++fbn-1y×ln-1)+(-fa1y×l1-fa2y×l2-fa3y×l3-fa4y×l4--fan-1y×ln-1)=0由此可知，弧DC上的压力系向E点简化，得到合力为:2×(-fa1x-fa2x-fa3x-fa4x-fan-1x)-f0令Fn=2×(-fa1x-fa2x-fa3x-fa4x-fan-1x)-f0（负号为X轴的负方向）假设轮子的旋转方向为逆时针，汽车在制动的瞬间时，对右制动蹄和摩擦片整体进行分析，受力分析图如下：由于整体受力平衡，则取B点为距心,得：()0MB-F1×d4+FT2×d3+Fn2×d1+Fu1×d2=0（1）0XFF1-FT2-Fn2+FX1=0（2）0YFFy1+Fu1=0（3）设摩擦片与制动鼓之间的摩擦系数为u，得：Fu1=Fn2×u(4)由（1）—（4），得：Fu1=(F1×d4-FT2×d3)/(d2+d1/u)(5)汽车在制动的瞬间时，对左制动蹄和摩擦片整体进行受力分析，受力分析图如下：由于整体受力平衡，则取A点为距心,得：()0MAF2×d4-FT1×d3-Fn1×d1+Fu2×d2=0（6）0XF-Fx2+FT1+Fn1+FX1=0（7）0YFFy2-Fu2=0（8）设摩擦片与制动鼓之间的摩擦系数为u，得：Fu2=Fn1×u(9)由（6）—（9），得：Fu2=(F2×d4-FT1×d3)/(d1/u-d2)(10)讨论左右摩擦片所受的摩擦力的大小情况：由于FT1和FT1’以及FT2和FT2’两对都是作用力与反作用力，则FT1=FT1’FT2=FT2’由（11）得：FT1’=FT2’则FT1=FT2(大小相等方向相反)同理得：F1=F2由（5）和（10），可知：Fu1=(F1×d4-FT2×d3)/(d2+d1/u)Fu2=(F2×d4-FT1×d3)/(d1/u-d2)又因为d1/u+d2d1/u-d1,FT1=FT2,F1=F2则Fu2Fu1由此可知，左制动蹄的摩擦片所受的摩擦力大于右制动蹄的摩擦片所受的摩擦力。因此也称左制动蹄为助势蹄或转紧蹄，右制动蹄也相应称为减势蹄或转松蹄，而这个制动器就叫非平衡式制动器。同时也因此产生了问题：其一是在两蹄摩擦片工作面积相等的情况下，由于领蹄与从蹄所受法向反力不等，领蹄摩擦片上的单位压力较大，因而磨损较严重，两蹄寿命不等。为使两蹄摩擦片磨损均匀，寿命接近一致，可使前制动蹄片长于后制动蹄摩擦片。此时，应注意两蹄安装时不能互换位置。其二是由于制动蹄对制动鼓施加的法向力不相平衡，则两蹄法向力之和只能由车轮轮毂轴承的反力来平衡，这就对轮毂轴承造成了附加径向载荷，使其寿命缩短。下面分析一下单向双领蹄式制动器：单向双领蹄式制动器中的左制动蹄受力分析如下图：汽车在制动的瞬间时，对左制动蹄和摩擦片整体进行受力分析，受力分析图如下：由于整体受力平衡，则取A点为距心,得：()0MAF2×d4-Fn1×d1+Fu2×d2=0（12）0XF-Fx2+Fn1-F2=0(13)0YFFy2-Fu2=0（14）设摩擦片与制动鼓之间的摩擦系数为u，得：Fu2=Fn1×u(15)由（12）——（15）得：Fu2=(F2×d4)/(d1/u-d2)(16)单向双领蹄式制动器中的右制动蹄受力分析如下图：()0MAF1×d4–Fn2（d4-d1）+Fu1×d2=0（17）0XFFx1-Fn2+F1=0（18）0YF-Fy1+Fu1=0（19）设摩擦片与制动鼓之间的摩擦系数为u，得：Fu1=Fn1×u(20)由（17）——（20）得：Fu1=(F1×d4)/((d4-d1)/u-d2)（21）由于d4=2×d1结合（21）和（16）得：Fu1=(F1×d4)/（d4/2u-d2）Fu2=(F2×d4)/(d4/2u-d2)因此Fu1=Fu2所以两蹄施加给制动鼓的两个法向力互相平