汽车设计课件--8制动系设计

1、第八章第八章 制动系设计制动系设计第八章第八章 制动系设计制动系设计8-1 概述概述8-2 制动器的结构方案分析制动器的结构方案分析8-3 制动器主要参数的确定制动器主要参数的确定8-4 制动器的设计与计算制动器的设计与计算8-5 制动驱动机构制动驱动机构8-6 制动力调节机构制动力调节机构8-7 制动器的主要结构元件制动器的主要结构元件8-1概述概述 一、制动系的功用一、制动系的功用: 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 汽车制动系统图组二、制动系的分类二、制动系的分

2、类:三、制动系的设计要求：三、制动系的设计要求： 1）足够的制动能力； 2）工作可靠 ； 3）不应当丧失操纵性和方向稳定性 ； 4）防止水和污泥进入制动器工作表面； 5）热稳定性良好 ； 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； 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 。8-2制动器的结构方案分析制动器的结构方案分析摩擦式液力式 -缓速器 电磁式 摩擦副结构 鼓式盘式带式-中央制动器 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 。一、鼓式制动器一、鼓式制动器不同形式鼓式制动器的

3、主要区别：不同形式鼓式制动器的主要区别：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。制动器效能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。RFMK0制动器效能的稳定性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）。 易易混混概概念念1.领从蹄式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 特点：制动器的效能和效能稳定

4、性，在各式制动器中居中游特点：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。两蹄衬片磨损不均匀，寿命不同。 领从蹄演示楔块式演示凸轮式演示2.双领蹄式双领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。 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。 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。 3.双向双领蹄式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。 4.双从蹄式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

5、。制动器效能稳定性最好，但制动器效能最低。 双领蹄演示双向双领蹄演示双从蹄演示5.单向增力式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 。制动器效能很高，制动器效能稳定性相当差。 6. .双向增力式双向增力式制动器效能很高，制动器效能稳定性比较差。 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 。单向增力式演示双向增力式演示鼓式制动器的效能因数排序鼓式制动器的效能因数排序增力式制动器，双领蹄式制动器，领从蹄式制动器和双从蹄式制动器。制动器效能稳定性排序则与上述情况相反。影响鼓式制动器效能的因素：影响鼓式制动器效能的因素：1）主

6、要取决于根据制动器的结构参数和摩 擦因数计算出来的制动器效能因数值；2）受蹄与鼓接触部位的影响，与调整有关。蹄与鼓仅在蹄的中部接触时，输出制动力矩就小，而在蹄的端部和根部接触时输出制动力矩就较大。制动器的效能因数越高，制动效能受接触情况的影响也越大。二、盘式制动器二、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 固定钳式的优点固定钳式的优点：除活塞和制动块以外无其它滑动件，易于保证钳的刚度；结构及制造工艺与一般的制动轮缸相差不多；容易实现从鼓式到盘式的改型；能适应不同回路驱动系统的要求。固定钳演示固定钳式的缺点固定钳式的缺点：至少有两个液压

7、缸分置于制动盘两侧，必须用跨越制动盘的内部油道或外部油管来连通；这一方面使制动器的径向和轴向尺寸增大，增加了在汽车上的布置难度，另一方面增加了受热机会，使制动液温度过高而汽化；固定钳式制动器要兼作驻车制动器，必须在主制动钳上另外附装一套供驻车制动用的辅助制动钳，或是采用盘鼓结合式制动器。浮动钳式制动器的优点浮动钳式制动器的优点：仅在盘的内侧有液压缸，故轴向尺寸小，制动器能更进一步靠近轮毂；没有跨越制动盘的油道或油管，加之液压缸冷却条件好，所以制动液汽化可能性小；成本低；浮动钳的制动块可兼用于驻车制动。浮动钳演示盘式制动器的主要缺点：盘式制动器的主要缺点： 1)、难以完全防止尘污和锈蚀(封闭的多

8、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)、衬块工作面积小，磨损快，使用寿命低，需用高材质的衬块。盘式制动器的优点：盘式制动器的优点：热稳定性好；水稳定性好；制动力矩与汽车运动方向无关；易于构成双回路制动系；尺寸小、质量小、散热良好；衬块磨损均匀；更换衬块容易；易于实现间隙自动调整。制动钳的安装位置：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。制动钳的安装位置对制动性能及轴承受力的影响制动钳的安装位置对制动性能及轴承受力的影

9、响8-3制动器主要参数的确定制动器主要参数的确定一、鼓式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轿车：D/Dr=0.640.74货车：D/Dr=0.700.832.摩擦衬片宽度b和包角包角一般不宜大于120。 3.摩擦衬片起始角04.制动器中心到张开力F0作用线的距离e使距离e尽可能大, 初步设计时可暂定e=0.8R左右。 5.制动蹄支承点位置坐标a和c使a尽可能大而c尽可能小。初步设计时，也可暂定a=0.8R左右。 二、盘式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尽可能取大，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

10、动盘的直径通常选择为轮辋直径的7079。2.制动盘厚度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。实心制动盘厚度可取为1020mm;通风式制动盘厚度取为2050mm;3.摩擦衬块外半径R2与内半径R1外半径R2与内半径R1的比值不大于1.5 ；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，导致制动力矩变化大。8-4制动器的设计与计算制动器的设计与计算 一、鼓式制动器的设计计算一、鼓式制动器的设计计算111111cosBBCB 对于紧蹄的径向变形1和压力p1为： )sin()sin

11、(11max1111max11appa1）两个自由度的紧蹄摩擦衬片的）两个自由度的紧蹄摩擦衬片的径向变形径向变形规律规律1.压力沿衬片长度方向的分布规律压力沿衬片长度方向的分布规律2）一个自由度的紧蹄摩擦衬片的）一个自由度的紧蹄摩擦衬片的径向变形径向变形规律规律 dBABBCB111111111sinsin表面的径向变形和压力为: appadRsinsinmax11新蹄片压力沿摩擦衬片长度的分布符合正弦曲线规律。新蹄片压力沿摩擦衬片长度的分布符合正弦曲线规律。2. 蹄片上的制动力矩的计算蹄片上的制动力矩的计算1）.图解法图解法图a)：将压力分布线AB弧分成若干小单元，并假设每一单元压力均匀分布

12、且等于该单元中点上约压力。图b)：求作用在蹄片小单元上的的径向力PiSiFi （中点分布压力乘面积）。图c)：力多边形求径向力的合力P。图d)：力多边形求摩擦力的合力F。力F应与力P垂直。图d,e)：用索多边形求力F的作用点位置。任选一点H，以H点为中心，作线,a,b,y，从力f1的延长线任取一点G，作a 平行于a，交f2的延长线于J 点，一直到与f10的延长线交于K点。过K点作线y 平行于y，过G点作线x 平行于x，两线交于点N，N点即为力F的作用位置。Rf为摩擦力有效半径。Rf=kR，k1。 用上述方法求出力P与F的作用线后，通过加在蹄片上的作用力W，对蹄的回转轴销取力矩，可求出P与F，制

13、动力矩的大小及销轴受力。销轴受力制动力矩制动力矩的求取制动力矩的求取制动鼓顺时针旋转制动力矩随着摩擦因素u值的增大而急剧增大。车轮抱死的条件：紧蹄与松蹄紧蹄与松蹄制动力矩曲线制动力矩曲线（1）制动鼓顺时针旋转时）制动鼓顺时针旋转时制动鼓逆时针旋转使鼓向相反的方向转动，唯一变化的是摩擦力P 的方向。（2）制动鼓逆时针旋转时）制动鼓逆时针旋转时制动鼓逆时针旋转时的制动力矩曲线制动蹄上制动蹄上的摩擦力的摩擦力有减小作有减小作用在鼓上用在鼓上的压力的的压力的趋势，这趋势，这类蹄为类蹄为“松蹄松蹄”。2）解析法解析法法向力 制动力矩 对于紧蹄 对于松蹄 液力驱动 自锁条件：当 领蹄表面的最大压力 时不会

14、自锁。 二、盘式制动器的设计计算二、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 单侧衬块加于制动盘的总摩擦力 有效半径 m值一般不应小于0.65。 三、衬片磨损特性的两个指标三、衬片磨损特性的两个指标影响磨损的最重要的因素是摩擦表面的温度和摩擦力。1、双轴汽车的单个前轮及后轮制动器的比能量耗散率、双轴汽车的单个前轮及后轮制动器的比能量耗散率 单位时间内衬片单位摩擦面积耗散的能量。用e表示。鼓式制动器的比能量耗散率以不大于1.8W/mm2为宜，计算时取减速度j = 0.6g。双轴汽车的单个前轮和后来制动器的比能量耗散率2、比摩擦力、比摩擦力f0 每单位衬片（衬块）摩擦面积的制动器摩擦力

15、在j = 0.6g时，鼓式制动器的比摩擦力f0以不大于0.48N/mm2为宜。四、前、后轮制动器制动力矩的确定四、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最大制动力矩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。 五、应急制动和驻车制动所需的制动力矩五、应急制动和驻车制动所需的制动力矩1.应急制动应急制动应急制动时，后轮一般都将抱死滑移 后桥制动力距 后桥制动力 2.驻车制动驻车制动上坡停驻时后桥附着力 下坡停驻时后桥附着力汽车可能

16、停驻的极限上坡路倾角汽车可能停驻的极限上坡路倾角根据附着力与制动力相等的条件求取汽车可能停驻的极限下坡路倾角汽车可能停驻的极限下坡路倾角 8-5制动驱动机构制动驱动机构一、制动驱动机构的形式一、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。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 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；簧下质量大；噪声大。 真空

17、伺服制动空气伺服制动液压伺服制动0.050.07MPa 0.60.7MPa 二、分路系统二、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。型管路布置特点：型管路布置特点：结构简单，可与传统的单轮缸鼓式制动器配合使用，成本较低；若后制动回路失效，则一旦前轮抱死即极易丧失转弯制动能力。对于采用前轮驱动因而前制动器强于后制动器的轿车，当前制动回路失效而单用后桥制动时，制动力将严重不足，并且若后桥负荷小于前轴，则踏板力过大时易使后桥车轮抱死而汽车侧滑。X型管路布置特点型管路布置特点：结构简单；直行制动时任一回路失效，剩

18、余总制动力都能保持正常值的50；一旦某一管路损坏造成制动力不对称，此时前轮将朝制动力大的一边绕主销转动，使汽车丧失稳定性。这种方案适用于主销偏移距为负值(达20mm)的汽车上。 HI、HH、LL型管路布置特点：型管路布置特点：结构都比较复杂；LL型和HH型在任一回路失效时，前、后制动力比值均与正常情况下相同；LL型和HH型的剩余总制动力可达正常值的50；HI型单用一轴半回路时，剩余制动力较大，但此时与LL型相比，紧急制动情况下后轮很容易先抱死。三、液压制动驱动机构的设计计算三、液压制动驱动机构的设计计算1.制动轮缸直径d的确定2.制动主缸直径d0的确定3.制动踏板力Fp第i个轮缸的工作容积 所

19、有轮缸的总工作容积 初步设计时 主缸活塞行程S0和活塞直径d0 一般 要求：最大踏板力一般为500N（轿车）或700N（货车）。 4.制动踏板工作行程 踏板行程（计入衬片或衬块的允许磨损量）对轿车最大应大于100150mm，对货车不大于180mm。 8-6制动力调节机构制动力调节机构 一、限压阀一、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、制动防抱死机构二、制动防抱死机构ABS演示8-7 制动器的主要结构元件制动器的主要结构元件一、制动鼓一、制动鼓二、制动蹄二、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。 轿车和轻型货车的制动蹄广泛采用T形钢辗压或用钢板焊接制成；重型货车的制动蹄则多用铸铁或铸钢铸成，断面有工字形、山字形和字形几种 。制动蹄腹板和翼缘的厚度，轿车为35mm，货车约为58mm。 制动蹄和摩