第八章 制动系设计

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(重点)第三节制动器主要参数的确定（重点）第四节制动器的设计与计算（重点、难点）第五节制动驱动机构的设计与计算(自学)第六节制动力调节机构(自学)第七节制动器的主要结构元件(自学)1、从发动机到驱动桥到悬架支承，汽车可以运动；在转向器和转向桥的支持下汽车可以控制方向。2、在运动中还得随心所欲的减速和停车，汽车还得设置制动系。

运行中的汽车还需要减速和停车

汽车制动系制动系性能的优劣关系到汽车的安全，是安全行驶的保证制动系的种类一般汽车都装有两套独立的制动装置：行车制动（减速和停车）驻车制动（停车后的稳定）俗称：脚刹车或手刹车应急制动系统：在行车制动失效时，使汽车减速、停车的系

统。辅助制动系统：汽车下长坡时稳定车速的制动系统。

控制传动轴（驻车制动）手制动器行车制动器1.2汽车制动系统的工作原理a.汽车制动系统的结构制动踏板推杆制动主缸活塞制动主缸制动油管制动轮缸轮缸活塞制动鼓制动蹄片制动蹄制动底板支承销制动蹄回位弹簧制动器：带制动蹄片的制动蹄和制动鼓及其它零部件构成。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。QC/T582-1999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（润滑作用）→f下降→制动能力下降，称为水衰退。经5~15次制动后（热量蒸发水）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轿车货车踏板力（N）500700手柄力（N）≤500≤700踏板行程（mm）100～150150～200手柄行程

（mm）160～200行车制动为脚操纵，其他为手操纵。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

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制动器制动驱动机构制动装置一般构成目前汽车上广泛使用的是摩擦式制动器。鼓式制动器盘式制动器摩擦式制动器的类型带式制动器中央常用车轮

制动器一部分与固定件相连，另一部分与转动件相连。实施制动时，通过二者之间的接触产生的摩擦力，阻止转动件的转动。解除制动时，两者之间脱离接触，可以自由相对运动。引言将汽车的动能变为热能受力分析领蹄的受力情况

领蹄在摩擦力的作用下，蹄和鼓之间的正压力较大，制动作用较强

受力分析从蹄的受力情况

从蹄在摩擦力的作用下，蹄和鼓之间的正压力较小，制动作用较弱。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①制动器效能定义：制动器在单位输入压力或力矩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：在制动鼓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、鼓式制动器的制动方案分析①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：21ttKKK+=张开力一、鼓式制动器的制动方案分析①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

②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：

/courses/qcdp/jxzy/1-4.htm活塞制动钳体制动块车桥进油口制动盘缺点：油缸多、结构复杂、制动钳尺寸大油路中的制动液受制动盘加热易汽化。a、定钳盘式制动器1、盘式制动器没有回位弹簧。2、活塞的自动回位是由活塞的密封圈作用。3、当摩擦块磨损，活塞自动从密封圈滑移一定距离，所以制动间隙为定值。

利用密封圈的变形实现回位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。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①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。

②i.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2.摩擦衬片宽度bb尺寸应符合ZBT24005——89衬片宽度b按照摩擦片规格选取；包角β不宜大于120°衬片宽度影响摩擦衬片寿命。衬片宽度大，磨损小，但质量大，不易加工；衬片宽度小，磨损快，寿命短。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β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，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β0β0=90º-β/2

如右图第三节

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

Ma>2t的取上限第三节

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10~20mm通风式制动盘取20~50mm(多用20~30mm）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R2/R1≤1.5R2/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1.6~3.5kg/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A1为蹄片瞬时转动中心。X1坐标如图：

两自由度：蹄片在促动力的作用的转动和摩擦力的移动第四节

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B1B1’.B1点径向变形δ1：一

、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

——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（自由度）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

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的平均压力；pmax——压力分布不均匀时蹄片上的最大压力。

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：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m≥0.65。第四节

制动器的设计与计算三

衬片磨损特性计算摩擦衬片（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。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