汽车设计讲稿-第八章制动系

-98-第八章制动系§8-1概述制动系是汽车的一个重要组成部分。他直接影响汽车的安全性一、分类：1、行车（制动装置）降速直至停车，下短坡时稳定车速2、驻车（制动装置）原地停驻（斜坡），应急制动出现故障时驻车制动也起应急3、应急（制动装置）用强力弹簧，人力控制下作用（驻车也可作）4、辅助（制动装置）总质量大于9吨或5.5吨大客须装，下长坡要连续用制动，如用行车制动，下长坡发热会出危险小型车只有1，2大型车有1，2，3，4二、组成任一套制动装置都由制动器两部分组成制动驱动机构三、主要要求1）足够的制动力A、行车制动能力：JB3939-85两项评价指标：一定制动初速度下的制动减速度和制动距离。B、驻坡能力：JB4019-85指汽车在良好路面上能可靠地停驻的最大坡度2）工作可靠A、双管路制动，一套管路失效时，另一套应保证制动能力不低于失效前规定值的30%B、行车和驻车制动装置的驱动机构各自独立3）不应丧失操纵性和方向稳定性JB3939—854）防止水和污泥进入制动器表面。5）制动能力的热稳定性良好，JB3935—85，JB4200—866）操纵轻便7）低噪少污8）作用滞后时间短9）摩擦衬片寿命足够10）摩擦片磨损后，能容易地调整间隙。最好自动调整。11）出现故障应有声、光报警趋势：制动防抱死系统（ABS）得到很快发展和作用石棉摩擦材料逐步淘汰§8-2制动器的结构方案分析1、制动器型式电磁式：成本高，仅用于重货作车轮制动器或缓速器。液力式：只做缓速器。摩擦式鼓式：盘式：广泛使用带式：只做中央制动器-99-2、制动器效能制动器在单位输入压力或力作用下所输出的力或力矩。3、制动器效能因数K：用以评比不同形式制动器的效能。在制动鼓或制动盘的作用半径R上所得到的摩擦力(Mu/R)与输入力F0之比，即K=Mu/F0R式中Mu为制动器输出的制动力矩。4、制动器效能稳定性：指K对摩擦系数的敏感性（dk/df）一、鼓式制动器：领从蹄双领蹄双向双领蹄单向增力双向赠力制动器效能第3位第2位最高前进，倒车是的制动效果不变不同，倒车时效能降低很多不变不同，倒车时效能大为降低不变效能稳定性好，仅次于从蹄中最差见图8--3两蹄片上的单位压力不等相等不等轮毂轴承受力△F=F3-F4△F=0不受力受力结构简单复杂，双缸造价高，易泄露简单复杂间隙调整（蹄与毂）容易难选用双管路不适用（仅一缸）适用（双缸）不适用实例BJ212后轮红旗CA770BJ212前轮布切奇113N货丰田—皇冠轿车应用广泛用于中、重货前、后轮及轿车后轮许多中级、轿车前轮，∵前轮动负载荷及附着力大于后桥倒车时相反，另外后轮难以附加驻车制动广泛用于中、轻货及部分轿车，但用于后轮时需另设中央制动器少数轻、中货和轿车用作前轮，少数重、轻货和轿车用作前轮美、澳大型高速轿车二、盘式制动器（一）类型钳（点）盘式：制动块装在制动钳中。块与盘间接触面积很小。（固定钳式、浮动钳式）1、固定钳式：图8-4a）钳固定，制动时两侧液压缸制动块推向盘2、浮动钳式：（1）滑动钳式图8-46a）钳可移动，制动时仅有的内侧液缸制动块推向盘（2）摆动钳式：图8-4c-100-钳可摆动，制动时仅有的内侧液缸制动块推向盘3、固定钳与浮动钳式的比较：固定钳浮动钳钳的刚度好差适应不同回路系统很好较差轴向尺寸大小制动液汽化易不易制动块兼作驻车制动可行须附加辅助制动钳油路复杂简单成本高低三、盘式制动器特点；与鼓式制动器比较，盘式优点为1）热稳定性好：原因是一般无自行增势作用衬块摩擦表面压力分布更均匀无机械衰退（制动鼓受热膨胀，只能与蹄中部接触，降低制动效能）前轮采用盘式制动器，制动不易跑偏。2）水稳定性好3）制动力矩与汽车运动方向无关4）易构成双回路5）尺寸小、质量好，散热好6）压力分布均匀，衬块磨损也均匀7）调整、维修（更换衬片）简单容易8）间隙小缩短制动协调时间缺点：（1）难防尘污（2）兼作驻车制动时，手驱动复杂（3）不能增加，∴制动驱动机构须装助力器（4）衬片材料要求高用途：小、轻车用得多，如轿车前轮§8-3制动器主要参数的确定一、鼓式制动器主要参数1、制动鼓内径D（图8-7）1）当输入力F。一定时，D↑→M=FfR↑，散热能力↑2）但D受轮辋内径Dr限制，△=Dr-D太小，鼓散热条件差，且轮辋受热可能粘住内胎，一般△/2=20fmmD/Dr轿0.64-0.74货0.70-0.832、摩擦衬片宽度b,包角θ单片摩擦面积Ap=Rbθ，b小磨损快，衬片寿命短b大，质量大，不易加工，成本高，磨损慢。总摩擦面积Ap越大，制动时单位压力和能量负荷小，磨损特性越好。θ=90-100°时磨损最小，温度最低，效能最高，θ↑易自锁，θ不超过120o3、摩擦衬片起始角BO(图8-7)-101-BO=90-θ/24、制动器中心到张开力Fo作用线的距离ee取尽可能大，以提高效能。初选e=0.8R5、制动蹄支承点坐标a和ca尽可能大，C尽可能小，但支承表面不应互相干涉。初选a=0.8R二、盘式制动器主要参数1、制动盘直径DD尽可能取大，→可↑制动盘有效半径，↓夹紧力，↓衬块P和温升、通常：D=70%-79%Dr,大于2t的车应取上限2、制动盘厚度hh↑→质量↑h↓→散热↓实心盘,h=10-20mm铸有通风孔道，h=20-50mm，多用20-30mm3、摩擦衬块外、内半径R2、R1R2/R1≯1.5，否则磨损不均匀，接触面积↓动力矩变化大4、制动衬块面积A根据制动衬块单位面积占有的汽车质量在1.6~3.5kg/cm2范围内选用§8-4制动器的设计与计算一、鼓式制动器的设计计算1、压力沿衬片长度方向的分布规律计算法向压力在摩擦衬片上的分布规律比较困难。通常只考虑衬片径向变形的影响(其他零件变形影响忽略不计)制动蹄有一个自由度（如领从蹄）和两个自由度（如单向增力）两种1）两个自由度：图8-8aA、坐标原点取在制动鼓中心y1轴通过蹄片的瞬时转动中心A1B、运动分析：制动时，蹄片一面绕瞬时转动中心转动一面顺摩擦力作用方向沿支承面移动。由于摩擦衬片的变形，假想未变形的衬片的表面轮廊为E1E1，变形方向001表面上所有点在这个方向变形一样。（受均匀径向压力，也等于变形后蹄片中心位移）C压力：半径OB1上任意点B1的变形为B1B1′（平行001），从B1变到B1′，径向变形1111111cosBBCB又∵90111max11111OOBB∴紧蹄的径向变形δ1和压力p1为11max11max11sincos-102-11max111max111sinsinpkkp式中：α1—任意半径OB1和y1轴之间的夹角ψ1—半径OB1和最大压力线001之间的夹角1—X1轴和最大压力线之间的夹角P1max—最大压力（沿001）2）单自由度：图8-8bA、坐标：y1坐标轴通过蹄片的转动中心A1和O点B、运动分析：蹄片在张开力和摩擦力作用下，绕支承销A1转动dr角，变形后轮廊为EE，假想展开未变形表面轮廊为E1E1C、压力：任意点B1绕A1点转动的切向变形为B1B11，B1B11=A1B1dr径向变形分量为B1C1，B1C1⊥B1′C1∵dr很小，∠A1B1B11=90°δ1=B1C1=B1B11sinγ=A1B1sinγ1dr(1)∵OA1≈OB1=R在△A1OB1中sinsinsinsin111111RBARBA（2）（2）代（1），δ1=RsinαdrP1=PmaxsinαPmax为压力分布不均时，蹄片上最大压力从（1）、（2）可知，蹄片压力沿摩擦衬片长度的分布符合正弦曲线规律。△说明：图8-8b，P1=Pmaxsinα表明α=0时，P1=0随α↑，P1↑α=Π/2时，P1=Pmax最大2、制动蹄片上的制动力矩1）制动力矩Mut与压力Pmax的关系计算有一个自由度蹄片的情况。在摩擦衬片表面取一横向微元面积，如图8-9位于α角内，面积为bRdα,b为衬片宽，鼓作用在微元面积上的法向力为式8-4摩擦力为fdF1，产生的制动力矩为：dfbRPRfdFdMutsin2max11从α′到α″区段，积分上式得到式8-5：实际计算还须知Mut与张开力F。的关系。2）制动力矩Mut与张开力F。的关系。制动鼓对制动蹄衬片的沿圆弧面分布的法向压力及切向的摩擦力，可用与之等效的集中的合力F1和fF1来代替。合力F1和fF1作用于同一点，该点位于鼓壁外(图8-10)。该点称制动蹄的压力中心。它距鼓中心0设为R1紧蹄产生的制动力矩也可表为：Mut1=fF1R1（8-7）式中：F1——紧蹄的法向合力-103-R1——摩擦力fF1的作用半径。为计算随张开力而变的力，可列出蹄的平衡方程：'1010110,cos(cossin)0xFFFf'001110,'0xMFaFcfFR（8-8）式中：δ1—X1轴和力的作用线之间的夹角。Fx′—支承反力在X1轴方向分量。解（8-15）得式8-9，对紧蹄得式8-10式中：h、c′为结构参数，δ1、R1可通过求和力F1及其分量F1x和F1y来求得。设鼓作用在微元面积上的法向力为dF1，其在x1、y1轴上的投影分别为：dF1x=dF1sinαdF1y=dF1cosα沿蹄片进行积分，并将（8-4）式代入得式8-12、式8-13：可求得2sin2sin22cos2cos111arctgFFarctgxy上式中：联立（8-5）和（8-7）221212max12max12sin2sin22cos2coscoscos4coscoscoscosRFFbRpFbRpRyx对于松蹄也能用类似的方程式表示，即2022222022sincosDFfRfcfhRFMut如两蹄片的α′和α″角度不同，则两蹄片的δ和R1值也不同3）张开力F0制动力矩等于两蹄片的摩擦力矩之和。Mu=Mut1+Mut2=F01D1+F02D2用液力驱动时，F01=F02所需张开力F0=Mu/(D1+D2)4）自锁条件：（8-10）式分母为0时，蹄自锁。0sincos111fRfc-104-∴111sincoscRcf不自锁5）领蹄表面最大压力联立（8-5）和（8-10），可得，11121011maxsincoscoscosfRfcbRhRFp二、盘式制动器的设计计算1）扇形摩擦表面的衬块的计算（图8-11）设衬块与制动盘之间的单位压力均匀分布为P，则在任意微元面积上的摩擦力对盘中心的力矩为dM=p(dRRdψ)fR=fpR2dRdψ单侧制动块的制动力矩为)(23132221RRfpdRdfpRMRR（1）设F0为单侧制动块对制动盘的压紧力，则总摩擦力)(212201RRfpfpRdRdfFRR（2）制动力矩除以总摩擦力为有效半径。①/（2）)(3)(22212231320RRRRfFMuRe上式也可用平均半径mR表示，2/)(21RRRm，即meRmmRRRRRRR22122121)1(1342)(134式中：21/RRm∵,1m∴412)1(mm，故meRR，当m越小，两者差别越大。上式方法是在单位压力分布均匀这一条件下进行的，如m太小，即扇形的径向宽度过大，则上述条件不成立，该法不适用。∴m一般不小于0.652）制动盘材料及工作表面加工要求A．材料：珠光体灰铸铁，不低于HT250B．平面度允差0.012mm表面粗糙度，Ra07-1.3mm摩擦面平行度，0.05mm端面圆跳动0.03mm三、衬片磨损特性的计算-105-衬片的磨损受许多因素影响。理论上计算磨损特性极为困难。实验表明，影响磨损最重要的因素是摩擦表面的温度和摩擦力。制动器的能