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1、第八章 制动系设计,第一节 概述 第二节 制动器结构方案分析 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 制动驱动机构的设计与计算 第六节 制动力调节机构 第七节 制动器的主要结构元件,第一节 概述,一、设计要求 1. 足够的制动效能 行车制动能力用某一制动初速度制动时，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。,第一节 概述,一、设计要求 2. 工作可靠 用双管路，当一套实效，另一套行车制动能力不低于没有失效时的30%。 3. 用任何速度制动，汽车不应当丧失操纵性和方向稳定性。 1） 前轮抱死，丧失操纵性，所以要求前后轴制动器的制动
2、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%。,第一节 概述,一、设计要求 4 . 防止水、污泥进入制动器工作表面，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515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温度上升， f下降、制动能力下降、称为热衰退。 热稳定性良好，即不易衰退，衰退后能迅速恢复。,第一节 概述,一、设计要求 6. 操纵轻便，并且具有良好的随动性,第一节 概述,一、设计要求 7 产生制动与解除制动的作用滞后性尽可能短。 8
3、 公害小包括制动时产生的噪声小，减少石棉纤维的散发量。 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，应有报警机构报警 。,第二节 制动器的结构方案分析,第二节 制动器的结构方案分析,一、鼓式制动器的制动方案分析,第二节 制动器的结构方案分析,一、鼓式制动器的制动方案分析 制动器效能 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来评比各式制动器的效能。 制动器效能因数 定义：在制动毂或制动盘的作用半径R上所得到的摩擦力（M/R）与输入力F0之比,M为制动器输出的制动力矩,第二节 制动器的结构方案分析,一、鼓式制
4、动器的制动方案分析 制动器效能 制动器效能因数 领蹄合力作用在E点分解为Ff1和F1。对蹄支点C取矩得：,张开力,一、鼓式制动器的制动方案分析,制动器效能 同理： 结论： 当结构尺寸相同时（ 、 ），随f的增加。 的增加比 迅速； 在f相同的条件下， ，表明领蹄制动效果好于从蹄。,第二节 制动器的结构方案分析,一、鼓式制动器的制动方案分析,第二节 制动器的结构方案分析,制动器效能稳定性系指效能因数K对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。 对f的导数：,第二节 制动器的结构方案分析,一、鼓式制动器的制动方案分析 结论： 在结构尺寸相同的条件下 （
5、、 ）随f的增加 也增加， 减少；在f相同条件下， 说明领蹄对f的变化更为敏感。,第二节 制动器的结构方案分析,二 盘式制动器结构方案分析 1、盘式制动器与鼓式制动器比较,第二节 制动器的结构方案分析,二 盘式制动器结构方案分析 1、盘式制动器与鼓式制动器比较,第二节 制动器的结构方案分析,二 盘式制动器结构方案分析 1、盘式制动器与鼓式制动器比较 鼓受热膨胀，呈椭圆状，接触不好，制动效能下降，机械衰退。盘无轴向膨胀小，无机械衰退。 i. 因为块与盘之间单位压力高，将水挤出，所以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12次制动可恢复正常，鼓式需经十多次制动可以恢复
6、。 衬块与制动盘之间的间隙小（0.050.15）mm,第二节 制动器的结构方案分析,二 盘式制动器结构方案分析 2 盘式制动器,钳不滑动也不摆动，所以刚度大。 固定钳兼作驻车制动，必须附设辅助制动钳或用盘中鼓。 跨越盘的油管或油道受热机会增多。,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D,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D 初选D： 初选D后，参照ZBT2400589制动鼓直径及制动蹄片宽度尺寸系列选取。,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 2.摩擦衬片宽度b,b尺寸应符合ZBT2400589,
7、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 3 .包角,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 4.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 因素为和b,当Ap 增加以后，单位压力下降，ma大的汽车要求Ap 提高，如轿车：,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 5. 摩擦衬片起始角0 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和改善制动 效能可以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0 0=90-/2,如右图,第三节 制动器主要参数的确定,一
8、鼓式制动器主要参数的确定 6 .制动器中心到张开力F0作用线的距离e,初选时：e=0.4D,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 7.制动蹄支撑点位置坐标a和c,初选时：a=0.4D,第三节 制动器主要参数的确定,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,第三节 制动器主要参数的确定,二 . 盘式制动器主要参数的确定 2. 制动盘厚度h,初选 ：实心制动盘 取1020mm 通风式制动盘 取2050mm(多用2030mm）,第三节 制动器主要参数的确定,二 . 盘式制动器主要参数的确定 3 .摩擦衬块外半径R2 与内半径R1 推荐
9、 R2 /R11.5 R2 /R1 1.5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距降低、寿命降低。,第三节 制动器主要参数的确定,二 、盘式制动器主要参数的确定 4 .制动衬块面积A,推荐制动衬块单位面积占有汽车质量在1.63.5kg/cm2,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,第四节 制动器的设计与计算,一 、鼓式制动器的设计与计算 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， 其中A
10、1为蹄片瞬时转动 中心。 X1坐标如图：,第四节 制动器的设计与计算,一 、鼓式制动器的设计与计算 2. 压力沿衬片长度方向的分布规律 1) 两自由度紧蹄的压力沿衬片长度方向的分布规律 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，结果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E1E1线，沿OO1方向进入制动鼓。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B1 B1. B1点径向变形1：,第四节 制动器的设计与计算,一 、鼓式制动器的设计与计算 2. 压力沿衬片长度方向的分布规
11、律 1) 两自由度紧蹄的压力沿衬片长度方向的分布规律 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规律符合正弦分布规律。,第四节 制动器的设计与计算,一 、鼓式制动器的设计与计算 2. 压力沿衬片长度方向的分布规律 2) 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d角后，B1点沿蹄片转动的切线方向的变形为线段 B1 B1，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d很小，所以
12、认为 则： 考虑到,第四节 制动器的设计与计算,一 、鼓式制动器的设计与计算 2. 压力沿衬片长度方向的分布规律 2) 一个自由度紧蹄的压力沿衬片长度方向的分布规律 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。,第四节 制动器的设计与计算,一 、鼓式制动器的设计与计算 3 .压力分布不均匀系数 沿衬片长度方向，压力分布的不均匀程度用不均匀系数来评价： pf 在同一制动力矩作用下，假想压力分布均匀时的平均压力； pmax压力分布不均匀时蹄片上的最大压力。,第四节 制动器的设计与计算,一 、鼓式制动器的设计与计算
13、4. 计算蹄片上的制动力矩,第四节 制动器的设计与计算,一 、鼓式制动器的设计与计算 4. 计算蹄片上的制动力矩 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bRd 2) 鼓作用在bRd上的法向力为： 3) 摩擦力: fdF1 4) 制动力矩： 5) 从到区段积分上式得到： ,第四节 制动器的设计与计算,一 、鼓式制动器的设计与计算 4. 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。,第四节 制动器的设计与计算,一 、鼓
14、式制动器的设计与计算 5.制动力矩与张开力F0的关系 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。 联立上述两方程求解得到：,第四节 制动器的设计与计算,一 、鼓式制动器的设计与计算 5.制动力矩与张开力F0的关系 对于紧蹄： 对于松蹄： 结论：,第四节 制动器的设计与计算,一 、鼓式制动器的设计与计算 6. 制动器上的制动力矩 对液压驱动Fo1=Fo2。则张开力F0为： 由（1）与（2）式可计算得领蹄表面最大压力 为： 结论：,第四节 制动器的设计与计算,二、盘式制动器的设计与计算,第四节 制动器的设计与计算,二、盘
15、式制动器的设计与计算 设衬块与盘之间的单位压力为p，则微元面积RdRd 上的摩擦力pRdRdf对中心o的力矩为： 单侧衬块在盘上产生的制动力矩为： 式中p是未知数时，算不出 。 因为 =力x力臂，所以要求取力臂及作用半径R（或有效半径Re）。,第四节 制动器的设计与计算,二、盘式制动器的设计与计算 单侧衬块加于制动盘的总摩擦力为： Re也可写成：,第四节 制动器的设计与计算,二、盘式制动器的设计与计算 且m越小，两者差值越大，且扇形径向宽度过大（R2与R1相差得多），滑磨速度相差大，磨损不均匀，造成单位压力分布不均匀，上述计算方法与实际相差多，所以要求m0.65。,第四节 制动器的设计与计算,三 衬片磨损特性计算 1.比能量耗散率e 汽车的动能、势能 制动 热能 制动器吸收升温 称之为制动器的能量负荷。 能量负荷大的制动器表明，磨损越严重。 评价指标：比能量耗散率。 比能量耗散率定义： 单位衬片摩擦面积在单位时间内耗散的能量 W/mm2,第四节 制动器的设计与计算,三、衬片磨损特性计算 1.比能量耗散率e 双轴汽车单个前、后轮制动器的比能量耗散率e1、e2的计算： V1 制动初速度； t 制动时间； A1、A2 前、后制动器衬片（衬块）的摩擦面积； 制动力分配系
