八 制动器设计PPT课件

1、.,1,第八章 制动系设计,.,2,第八章 制动系设计,8-1概述 8-2制动器的结构方案分析 8-3制动器主要参数的确定 8-4制动器的设计与计算 8-5制动驱动机构 8-6制动力调节机构 8-7 制动器的主要结构元件,.,3,8-1 概述 功用: 使汽车以适当的减速度降速行驶直至停车; 在下坡行驶时使汽车保持适当的稳定车速; 使汽车可靠地停在原地或坡道上。,行车制动装置 驻车制动装置 应急制动装置 辅助制动装置,汽车制动系统图组,.,4,制动系应满足如下要求： 1）足够的制动能力 。行车制动:JB3939-85。 驻车制动：JB4019-85。 2）工作可靠 。采用双管路制动系统。其中一套

2、管路失效时另一条管路 的制动能力不低于未失效时的30%。 3）不应当丧失操纵性和方向稳定性 。 JB3939-85。 4）防止水和污泥进入制动器工作表面。 5）热稳定性良好 。JB3935-85和JB4200-85。 6）操纵轻便，并具有良好的随动性 。 7）噪声尽可能小。 8）作用滞后性应尽可能短 。气制动0.6s，列车0.8s 9）摩擦衬片（块）应有足够的使用寿命。 10）调整间隙工作容易。 11）报警装置,.,5,摩擦式 液力式 -缓速器 电磁式,磨擦副结构,鼓式 盘式 带式-中央制动器,一、鼓式制动器 分领从蹄式、双领蹄式、双向双领蹄式、双从蹄式、单向增力式、双向增力式等几种 主要区别

3、： 蹄片固定支点的数量和位置不同; 张开装置的形式与数量不同; 制动时两块蹄片之间有无相互作用。,.,6,制动器效能: 制动器在单位输入压力或力的作用下所输出的力或力矩。 制动器效能因数: 在制动鼓或制动盘的作用半径R上所得到摩擦力（M/R）与输入力F0之比。 制动器效能的稳定性: 效能因数K对摩擦因数f的敏感性（dK/df）。,.,7,.,8,1.领从蹄式,每块蹄片都有自己的固定支点，而且两固定支点位于两蹄的同一端 。,凸轮或楔块式,张开装置:,活塞轮缸（液压驱动）,平衡凸块式,楔块式,平衡式,非平衡式,制动器的效能和效能稳定性，在各式制动器中居中游 ;两蹄衬片磨损不均匀，寿命不同。,.,9

4、,2.双领蹄式 结构特点 两块蹄片各有自己的固定支点，而且两固定支点位于两蹄的不同端，每块蹄片有各自独立的张开装置，且位于与固定支点相对应的一方。 性能特点 制动器的制动效能相当高; 倒车制动时，制动效能明显下降; 两蹄片磨损均匀，寿命相同; 结构略显复杂。,.,10,3.双向双领蹄式 两蹄片浮动，始终为领蹄。 制动效能相当高，而且不变，磨损均匀，寿命相同。 应用比较广泛。,4.双从蹄式 两块蹄片各有自己的固定支点，而且两固定支点位于两蹄的不同端。 制动器效能稳定性最好，但制动器效能最低。 很少应用。,.,11,5.单向增力式 两蹄片只有一个固定支点，两蹄下端经推杆相互连接成一体。 制动器效能

5、很高，制动器效能稳定性相当差。 用于少数轻、中型货车前制动器。,6.双向增力式 两蹄片端部各有一个制动时不同时使用的共用支点，支点下方有张开装置，两蹄片下方经推杆连接成一体。 制动器效能很高，制动器效能稳定性比较差 。 不适合于双回路制动系统。,.,12,.,13,二、盘式制动器,钳盘式(点盘式制动器 ),全盘式(离合器式制动器 ),固定钳式,滑动钳式,摆动钳式,浮动钳式,.,14,制动钳的安装位置可以在车轴之前或之后。 制动钳位于轴后能使制动时轮毂轴承的合成载荷F减小。 制动钳位于轴前，则可避免轮胎向钳内甩溅泥污。,.,15,盘式制动器优点： 热稳定性好。 a) 一般无自行增力作用，衬块摩擦

6、表面压力分布较鼓式中的衬片更 为均匀。 b) 制动盘的轴向膨胀极小，径向膨胀根本与性能无关，故无机械衰 退问题。因此，前轮采用盘式制动器，汽车制动时不易跑偏。 水稳定性好。 a) 制动块对盘的单位压力高，易于将水挤出，因而浸水后效能降低 不多； b) 又由于离心力作用及衬块对盘的擦拭作用，出水后只需经一、二 次制动即能恢复正常。 制动力矩与汽车运动方向无关。 易于构成双回路制动系,使系统有较高的可靠性和安全性。 尺寸小、质量小、散热良好。 衬块磨损均匀。,.,16,更换衬块容易。 衬块与制动盘之间的间隙小(0.050.15mm)，缩短了制动协调时间。 易于实现间隙自动调整。 盘式制动器的缺点：

7、 1）难以完全防止尘污和锈蚀（封闭的多片全盘式制动器除外）。 2）兼作驻车制动器时，所需附加的手驱动机构比较复杂。 3）在制动驱动机构中必须装用助力器。 4）因为衬块工作面积小，所以磨损快，使用寿命低，需用高材质的衬块。 应用： 盘式制动器在轿车前轮上得到广泛的应用。,.,17,8-3 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 输人力F。一定时，制动鼓内径越大，制动力矩越大，且散热能力也越强。 增大D受轮锅内径限制。制动鼓与轮辋之间应保持足够的间隙，通常要求该间隙不小于20mm，否则不仅制动鼓散热条件太差，而且轮辋受热后可能粘住内胎或烤坏气门嘴。 制动鼓应有足够的壁

8、厚，用来保证有较大的刚度和热容量，以减小制动时的温升。 制动鼓的直径小，刚度就大，并有利于保证制动鼓的加工精度。,.,18,轿车：D/Dr=0.640.74 货车：D/Dr=0.700.83,按ZBT24 005-89制动鼓工作直径及制动蹄片宽度尺寸系列选取,2.摩擦衬片宽度b和包角 摩擦衬片宽度尺寸b的选取对摩擦衬片的使用寿命有影响。 衬片宽度尺寸取窄些，则磨损速度快，衬片寿命短； 若衬片宽度尺寸取宽些，则质量大，不易加工，并且增加了成本。,制动衬片宽度尺寸系列 ZB T24 005-89。,.,19,制动鼓半径R确定后，衬片的摩擦面积为Ap=Rb。制动器各蹄衬片总的摩擦面积Ap越大，制动时

9、所受单位面积的正压力和能量负荷越小，从而磨损 特性越好。 根据国外统计资料分析，单个车轮鼓式制动器的衬片面积随汽车总质量增大而增大，见表,.,20,摩擦衬片包角 试验表明，摩擦衬片包角 90100 时，磨损最小，制动鼓温度最低，且制动效能最高。 角减小虽然有利于散热，但单位压力过高将加速磨损。实际上包角两端处单位压力最小，因此过分延伸衬片的两端以加大包角，对减小单位压力的作用不大，而且将使制动不平顺，容易使制动器发生自锁。 包角一般不宜大于120 。,.,21,3摩擦衬片起始角0 一般将衬片布置在制动蹄的中央。 即 有时为了适应单位压力的分布情况，将村片相对于最大压力点对称布置，以改善磨损均匀

10、性和制动效能。 4制动器中心到张开力F0作用线的距离e 在保证轮缸或制动凸轮能够布置于制动鼓内的条件下，应使距离e尽可能大，以提高制动效能。 初步设计时取： e=0.8R左右。 5制动蹄支承点位置坐标a和c 应在保证两蹄支承端毛面不致互相于涉的条件下，使a尽可能大而c尽可能小， 初步设计时取： a=0.8R左右。,.,22,二、盘式制动器主要参数的确定 1制动盘直径D 制动盘直径D应尽可能取大些，这时制动盘的有效半径得到增加，可以降低制动钳的夹紧力，减少衬块的单位压力和工作温度。 受轮辋直径的限制，制动盘的直径选择为轮辋直径的 7079。 总质量大于2t的汽车应取上限。,.,23,2制动盘厚度

11、h 制动盘厚度h对制动盘质量和工作时的温升有影响。 为使质量小些，制动盘厚度不宜取得很大； 为了降低温度，制动盘厚度又不宜取得过小。 制动盘可以做成实心的，或者为了散热通风的需要在制动盘中间铸出通风孔道。 实心制动盘厚度 h =1020mm， 通风式制动盘厚度 h = 2050mm， 采用较多的是 2030mm。,.,24,3摩擦衬块外半径R2与内半径R1 推荐 R2/R11.5。 若此比值偏大，工作时衬块的外缘与内侧圆周速度相差较多，磨损不均匀，接触面积减少，最终导致制动力矩变化大。 4制动衬块面积A 对于盘式制动器衬块工作面积A，推荐根据制动村块单位面积占有的汽车质量在1.63.5kgcm

12、2范围内选用。即 G/A= 1.63.5kgcm2,.,25,8-4制动器的设计与计算,一、鼓式制动器的设计计算,对于紧蹄的径向变形1和压力p1为：,两个自由度的紧蹄摩擦衬片的径向变形规律:,1.压力沿衬片长度方向的分布规律 假设：制动鼓、蹄片和支承没有变形，衬片有径向变形。压力正比于变形。,一个自由度 两个自由度,制动蹄,是1的函数,建立坐标系,.,26,一个自由度的紧蹄摩擦衬片的径向变形规律,表面的径向变形和压力为:,结论：新蹄片压力沿摩擦衬片长度的分布符合正弦曲线规律,在等腰三角形A1OB1,是的函数,d蹄的转角,.,27,沿摩擦衬片长度方向压力分布的不均匀程度，可用不均匀系数评价 pf

13、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。,.,28,2.计算蹄片上的制动力矩 蹄压紧到制动鼓上的力与产生制动力矩之间的关系 在摩擦衬片表面取一横向微元面积,法向力,制动力矩,上式为制动力矩与压力之间的关系。 实际计算时还必须建立制动力矩与张开力F0的关系。,.,29,紧蹄产生的制动力矩Mt1,F1为紧蹄的法向合力 R1 摩擦力fF1 的作用半径,1 x1轴和力F1的作用线之间的夹角 F 支承反力在x1轴上的投影 解联立方程式得到,.,30,对于紧蹄,对于松蹄,式中： 1、2、R1和R2未知，计算 1、2、R1和R2值，必须求出法向力F及其

14、分量。,.,31,所以,.,32,如果顺着制动鼓旋转的蹄片和逆着制动鼓旋转的蹄片的a和a角度不同。很显然两块蹄片的和R1值也不同。 制动器有两块蹄片，鼓上的制动力矩等于它们的摩擦力矩之和，即,液力驱动时，F01=F02=F0。所需的张开力为,用凸轮张开机构的张开力，由作用在蹄上的力矩平衡条件得到的方程式求出,.,33,领蹄表面的最大压力,不自锁条件,计算鼓式制动器，必须检查蹄有无自锁的可能。 自锁条件: 当式中的分母等于零时，蹄自锁，即,.,34,二、盘式制动器的设计计算,单侧制动块加于制动盘的制动力矩,假定衬块的摩擦表面全部与制动盘接触，且各处单位压力分布均匀，则制动器的制动力矩为,平均半径

15、,.,35,有效半径,若m过小，即扇形的径向宽度过大，衬块摩擦面上各不同半径处的滑磨速度相差太远，磨损将不均匀。m值一般不应小于0.65。,单侧衬块加于制动盘的总摩擦力,有效半径Re即是扇形表面的面积中心至制动盘中心的距离。,.,36,制动盘工作面的加工精度要求： 平面度允差为 0.012mm 表面粗糙度为Ra0.71.3m 两摩擦表面的平行度不应大于0.05mm 制动盘的端面园跳动不应大于0.03mm 通常制动盘采用摩擦性能良好的珠光体灰铸铁制造。为保证有足够的强度和耐磨性能，其牌号不应低于HT250。 制动器设计参考机械传动装置设计手册 第27章 制动器 卞学良编,.,37,三、衬片磨损特

16、性的计算 摩擦衬片（衬块）的磨损受温度、摩擦力、滑磨速度、制动鼓（制动盘）的材质及加工情况，以及衬片（衬块）本身材质等许多因素的影响，试验表明，影响磨损的最重要的因素还是摩擦表面的温度和摩擦力。 制动器能量负荷：在汽车制动过程中，制动器所承担的汽车动能转换成制动器热能的量。 比能量耗散率：每单位村片（衬块）摩擦面积的每单位时间耗散的能量。 通常所用的计量单位为wmm2。比能量耗散率有时也称为单位功负荷，或简称能量负荷。 双轴汽车的单个前轮及后轮制动器的比能量耗散率,汽车回转质量换算系数；,.,38,计算时取减速度j=0.6g。 鼓式制动器比能量耗散率：e=1.8W/mm2 制动初速度1：轿车

17、1 =100km/h 总质量3.5t以下 1 = 80km/h 总质量3.5t以上 1 = 65km/h 轿车的盘式制动器在同上的1和j的条件下，比能量耗散率 e= 6.0W/mm2。,在紧急制动到停车的情况下，v20，=1，有,货车,.,39,比摩擦力f0: 每单位衬片（衬块）摩擦面积的制动器摩擦力。 比摩擦力越大，则磨损将越严重。,单个车轮制动器的比摩擦力,M单个制动器的制动力矩； R 制动鼓半径（衬块平均半径Rm或有效半径RE）； A 单个制动器的衬片（衬块）摩擦面积。 在j=0.6g时 鼓式制动器的比摩擦力f0不大于0.48N/mm2。 平均单位压力pm=f0/f=1.371.60N/

18、mm2（设摩擦因数f=0.30.35）。,.,40,四、前、后轮制动器制动力矩的确定 首先选定同步附着系数0，计算前、后轮制动力矩的比值,根据汽车满载在柏油、混凝土路面上紧急制动到前轮抱死拖滑，计算出前轮制动器的量大制动力矩M1max； 再根据前面已确定的前、后轮制动力矩的比值计算出后轮制动器的最大制动力矩M2max。,同步附着系数0 轿车 0 =0.550.88 货车 0 =0.450.70,.,41,五、应急制动和驻车制动所需的制动力矩 1.应急制动 应急制动时，后轮一般都将抱死滑移,后桥制动力矩,后桥制动力,若用后轮制动器作为应急制动器，则单个后轮制动器的应急制动力矩为M2/2。 若用中

19、央制动器进行应急制动，则其制动力矩为 M2/i。，i。为主传动比。,.,42,2. 驻车制动,上坡停驻时后桥附着力,下坡停驻时后桥附着力,.,43,汽车可能停驻的极限上坡路倾角,汽车可能停驻的极限下坡路倾角,汽车在坡路上的驻车制动时的附着力等于下滑力,.,44,8-5制动驱动机构,一、制动驱动机构的形式,简单制动,动力制动,伺服制动,制动力源,机械式：,液压式：,机械效率低，传动比小，润滑点多,结构简单，成本低，工作可靠（故障少），,应用于中、小型汽车的驻车制动装置中,作用滞后时间较短（0.10.3s）；工作压力高（可1020MPa），结构简单，质量小；机械效率较高,气压制动：,全液压动力制动

20、,闭式（常压式）,开式（常流式）,操纵轻便、工作可靠、不易出故障、维修保养方便,结构复杂、笨重、成本高；作用滞后时间较长（0.30.9s）；簧下质量大；噪声大。,真空伺服制动,空气伺服制动,液压伺服制动,0.050.07MPa,0.60.7MPa,.,45,二、分路系统 全车的所有行车制动器的液压或气压管路分为两个或多的互相独立的回路，其中一个回路失效后，仍可利用其它完好的回路起制动作用。,a) 一轴对一轴（）型， b) 交叉（X）型， c) 一轴半对半轴（HI)型， d) 半轴一轮对半轴一轮(LL)型， e) 双半轴对双半轴(HH)型,.,46,三、液压制动驱动机构的设计计算,1.制动轮缸直

21、径d的确定,2.制动主缸直径d0的确定,第i个轮缸的工作容积,所有轮缸的总工作容积,初步设计时,制动主缸应有的工作容积,.,47,3.制动踏板力Fp,ip踏板机构传动比； 踏板机构及液压主缸的机械效率， =0.820.86 要求：最大踏板力：轿车 500N 货车 700N 设计时一般取200350N,主缸活塞行程S0和活塞直径d0,一般,主缸的直径d0应符合ZB/TT24008 90中规定的尺寸系列,.,48,4.制动踏板工作行程,01主缸中推杆与活塞间的间隙，取 01 =1.52.0mm 02 主缸活塞空行程。 踏板行程（计入衬片或衬块的允许磨损量） 对轿车最大应不大于100150mm 对货

22、车不大于180mm,.,49,8-6制动力调节机构,一、限压阀,限压阀适用于轴距短且质心高，从而制动时轴荷转移较多的轻型汽车，特别是轻型和微型轿车。,二、制动防抱死机构（ABS）,.,50,基本功能: 感知制动轮每一瞬时的运动状态，相应地调节制动器制动力矩的大小，避免出现车轮的抱死现象。 它可使汽车在制动时维持方向稳定性和缩短制动距离，有效地提高行车安全性。,滑动率S,ABS系统控制方法目前主要有逻辑门限值控制方法和现代控制方法两种，目的是在各种工况下制动时都可获得最佳的滑动率S，由此可获得最短的制动距离。,.,51,8-7 制动器的主要结构元件,一、制动鼓,二、制动蹄,制动鼓应当有足够的强度、刚度和热容量，与摩擦衬片材料相配合，又应当有较高的摩擦因数