汽车设计第四版吉林大学8

本章主要内容: 汽车设计 第四版 本章主要内容: 概述 ； 制动系结构分析 ; 制动器主要参数的确定 ; 制动器的设计与计算 ; 制动驱动机构的设计与计算 ; 制动力调节机构 ; 制动器的主要结构元件 。 第一节 概述 一、制动系的基本功用： ⑴使汽车以适当的减速度降速行驶直至停车； ⑵在下坡行驶时，使汽车保持适当的稳定车速； ⑶使汽车可靠地停在原地或坡道上。 二、制动装置的组成：制动器和制动驱动机构 。 三、设计制动系时应满足如下主要要求： 1）具有足够的制动效能。 2）工作可靠。 3）在任何速度下制动时，汽车都不应丧失操纵性和方向稳定性。 第一节结束！ 第二节 制动器的结构方案分析 一、鼓式制动器 主要区别： ①蹄片固定支点的数量和位置不同。 ②张开装置的形式与数量不同。 ③制动时两块蹄片之间有无相互作用。 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上所得到的摩擦力（Mµ／R）与输入力F0之比，即 2．单向双领蹄式 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。 优缺点：汽车前进制动时，这种制 动器的制动效能相当高；可以用两个各 自独立的回路分别驱动两蹄片；易于调 整蹄片与制动鼓之间的间隙，两蹄片上 的单位压力相等，使之磨损程度相近、 寿命相同等。单向双领蹄式制动器的制 动效能稳定性，仅强于增力式制动器。 当倒车制动时，制动效能明显下降。与领从蹄式制动器比较，由于多了一个轮缸，使结构略显复杂。 应用：适用于前进制动时前轴动轴荷及附着力大于后轴，而倒车制动时则相反的汽车前轮上。它之所以不用于后轮，还因为两个互相成中心对称的轮缸，难以附加驻车制动驱动机构。 3．双向双领蹄式 结构特点：两蹄片浮动，用各有两个活塞的两轮缸张开蹄片。 优缺点：无论是前进或者是倒退制动， 这种制动器的两块蹄片始终为领蹄，所以 制动效能相当高，而且不变。由于制动器 内设有两个轮缸，所以适用于双回路驱动 机构。当一套管路失效后，制动器转变为 领从蹄式制动器。除此之外，双向双领蹄 式制动器的两蹄片上单位压力相等，因而磨损程度相近，寿命相同。双向双领蹄式制动器因有两个轮缸，故结构上复杂，且蹄片与制动鼓之间的间隙调整困难是它的缺点。 应用：这种制动器得到比较广泛的应用。如用于后轮，则需另设中央驻车制动器。 4．双从蹄式 结构特点：两蹄片各有一个固定支点，而且 两固定支点位于两蹄片的不同端，并用各有一个 活塞的两轮缸张开蹄片。 优缺点：制动器效能稳定性最好，但制动器 效能最低。 应用：很少采用。 5．单向增力式 结构特点：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，制动器仅有一个轮 缸用来产生推力张开蹄片。 优缺点：汽车前进制动时，制动器效能很高。 与双向增力式制动器比较，其结构比较简单。但制动器效能稳定性相当差。倒车制动时，两蹄又皆为从蹄，使制动器效能很低。又因两蹄片上单位压力不等，造成蹄片磨损不均匀、寿命不一样。这种制动器只有一个轮缸，故不适合用于双回路驱动机构，另外由于两蹄片下部联动，使调整蹄片间隙变得困难。 应用：少数总质量不大的商用车用其作为前轮制动器。 6．双向增力式 结构特点：两蹄片端部有一个制动时不同时使用的共用支点，支点下方有一轮缸，内装两个活塞用来同时驱动张开两蹄片，两蹄片下方经推杆连接成一体。 优缺点：采用这种制动器以后，即使制动驱动机构中不用伺服装置，也可以借助很小的踏板力得到很大的制动力矩。这种制动器前进与倒车的制动效果不变。制动器效能稳定性比较差。两蹄片上单位压力不等，故磨损 不均匀，寿命不同。调整间隙工作比 较困难。 应用：因只有一个轮缸，故制动 器不适合用于有的双回路驱动机构。 由图可见，制动器的效能因数由高至低的顺序为：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恰好与上述情况相反。 应该指出，鼓式制动器的效能并非单纯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，而且还 受蹄与鼓接触部位的影响。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，制动效能接触情况的影响也就越大，故正确的调整对高性能制动器尤为重要。 二、盘式制动器 分类：钳盘式和全盘式。 钳盘式制动器的结构特点：固定摩擦元件是制动块，装在与车轴连接且不能绕车轴轴线旋转的制动钳中。制动衬块与制动盘接触面很小，在盘上所占的中心角一般仅30°～50°，故这种盘式制动器又称为点盘式制动器。 全盘式制动器的结构特点：摩擦副的旋转元件及固定元件均为圆盘形，制动时各盘摩擦表面全部接触，作用原理如同离合器，故又称离合器式制动器。 应用：全盘式中用得较多的是多片全盘式制动器。多片全盘式制动器既可用作车轮制动器，也可用作缓行器。 钳盘式制动器的分类：固定钳式、浮动钳式（滑动钳式、摆动钳式 ） 1．固定钳式 结构特点：制动钳固定不动，制动盘两侧均有液压缸。制动时仅两侧液压缸中的制动块向盘面移动。这种形式也称为对置活塞式或浮动活塞式。 优点：除活塞和制动块以外无其他滑动件，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；很能适应不同回路驱动系统的要求（可采用三液压缸或四液压缸结构）。 缺点：至少有两个液压缸分置于制动盘两侧，因而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，或是采用如图8－5所示的盘鼓结合式后轮制动器。辅助制动钳结构比较简单、摩擦衬块面积小。盘鼓结合式制动器中，鼓式制动器直径尺寸较小，常采用双向增力式鼓式制动器。与辅助制动钳式比较，它能产生可靠的驻车制动力矩。 2．浮动钳式 （1）滑动钳式 结构特点：制动钳可以相对于制动盘作轴向滑动，其中只在制动盘的内侧置有液压缸，外侧的制动块固装在钳体上。制动时活塞在液压作用下使活动制动块压靠到制动盘，而反作用力则推动制动钳体连同固定制动块压向制动盘的另一侧，直到两制动块受力均等为止。 （2）摆动钳式 结构特点：它也是单侧液压缸结构，制动钳体与固定于车轴上的支座铰接。为实现制动，钳体不是滑动而是在与制动盘垂直的平面内摆动。显然，制动块不可能全面而均匀地磨损。为此，有必要将衬块预先做成楔形（摩擦面对背面的倾斜角为6°左右）。在使用过程中，衬块逐渐磨损到各处残存厚度均匀（一般为1mm左右）后即应更换。 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，所以制动液汽化的可能性小；成本低；浮动钳的制动块可兼用于驻车制动。 与鼓式制动器比较，盘式制动器有如下优点： 1）热稳定性好。原因是一般无自行增力作用。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。 2）水稳定性好。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；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。 3）制动力矩与汽车运动方向无关。 4）易于构成双回路制动系，使系统有较高的可靠性和安全性。 5）尺寸小、质量小、散热良好。 6）压力在制动衬块上的分布比较均匀，故衬块磨损也均匀。 7）更换衬块简单容易。 8）衬块与制动盘之间的间隙小（0．05～0．15mm），从而缩短了制动协调时间。 9）易于实现间隙自动调整。 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：盘式制动器在乘用车前轮上得到广泛的应用。 第二节结束！ 一、鼓式制动器主要参数的确定 1．制动鼓内径D 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。制动鼓应有足够的壁厚，用来保证有较大的刚度和热容量，以减少制动时的温升。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。 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，可以减小制动钳的夹紧力，降低衬块的单位压力和工作温度。受轮辋直径的限制，制动盘的直径通常选择为轮辋直径的70%～79%。总质量大于2t的汽车应取上限。 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；为了减少温升，制动盘厚度又不宜取得过小。制动盘可以做成实心的，或者为了散热通风需要在制动盘中间铸出通风孔道。一般实心制动盘厚度可取为10～20mm，通风式制动盘厚度取为20 ～ 50mm，采用较多的是20 ～ 30mm。 第三节结束！ 第四节 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 通常只考虑衬片径向变形的影响，其他零件变形的影响较小而忽略不计。 位于半径OB1上的任意点B1的变形（B1 B‘1线段）的径向变形分量（δ1）为 2）其次计算有一个自由度的紧蹄摩擦衬片的径向变形规律。 可见，新蹄片压力沿摩擦衬片长度的分布符合正弦曲线规律，可用式（8－1）和式（8－2）计算。 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Δ评价 2．计算蹄片上的制动力矩 计算鼓式制动器制动力矩，必须查明蹄压紧到制动鼓上的力与产生制动力矩之间的关系。 从α＇到α″区段积分上式得到 从式（8－5）和式（8－6）能计算出制动力矩与压力之间的关系。但是，实际计算时还必须建立制动力矩与张开力F0的关系。 解得 制动鼓上的制动力矩 计算鼓式制动器，必须检查蹄有无自锁的可能。 自锁条件： 第四节 制动器的设计与计算 二、盘式制动器的设计计算 三、衬片磨损特性的计算 影响衬片磨损的因素：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。 制动器的能量负荷：在制动强度很大的紧急制动过程中，制动器几乎承担了汽车全部动能耗散的任务。此时，由于制动时间很短，实际上热量还来不及逸散到大气中就被制动器所吸收，致使制动器温度升高。 评价能量负荷的指标：比能量耗散率e、比摩擦力ƒ0 。 1）比能量耗散率：单位时间内衬片（衬块）单位摩擦面积耗散的能量，通常所用的计量单位为w／mm2。 2）比摩擦力：衬片（衬块）单位摩擦面积的制动器摩擦力。 双轴汽车的单个前轮及后轮制动器的比能量耗散率分别为 比摩擦力越大，则磨损越严重。 单个车轮制动器的比摩擦力为 第四节 制动器的设计与计算 四、前、后轮制动器制动力矩的确定 首先选定同步附着系数φ0，并计算出前、后轮制动力矩的比值，即 第四节 制动器的设计与计算 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，故后桥制动力为 如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FB2re／2。 若用中央制动器进行应急制动，则其应有的制动力矩为FB2re／i0。 2．驻车制动 汽车在上坡路上停驻时的后桥附着力为 1）汽车可能停驻的极限上坡度倾角α1 第四节结束！ 第五节 制动驱动机构的设计与计算 一、制动驱动机构的形式 1、简单制动 单靠驾驶员施加的踏板力或手柄力作为制动力源，亦称人力制动。 2、动力制动 即利用由发动机的动力转化而成，并表现为气压或液压形式的势能作为汽车制动的全部力源。 3、伺服制动 其制动能源是人力和发动机并用。正常情况下，其输出工作压力主要由动力伺服系统产生；在伺服系统失效时，还可以全靠人力驱动液压系统，以产生一定程度的制动力。 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更多的互相独立的回路，其中一个回路失效后，仍可利用其他完好的回路起制动作用。 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 制动轮缸对制动蹄（块）施加的张开力F0与轮缸直径d和制动管路压力p的关系为 制动主缸应有的工作容积为 V0=V＋V＇ 在初步设计时，制动主缸的工作容积可取为：对于乘用车V0＝1．1V；对于商用车V0＝1．3V。 第五节 制动驱动机构的设计与计算 四、真空助力器的设计计算 助力器的随动作用是通过橡胶反作用盘的弹性实现的，在助力器处于平衡状态时，助力器产生的有效助力对反作用盘的压力，与控制活塞的推力对反作用盘的压力相等。 真空助力器的静特性方程: 一般设计到最大助力点时，对于乘用车，制动踏板力可取200～250N；对于商用车，制动踏板力可取300～450N。 第五节结束！ 第六节 制动力调节机构 越来越多的各类汽车采用了不同形式的制动力调整装置，以使实际制动力分配特性曲线尽可能地接近理想特性。 －、限压阀 由特性图可见，采用限压阀后，在理想特性线与实际特性线之间的整个影线区域都是前轮先抱死区域。实际特性线的OA段与不带限压阀时的相同。转折点A以后的AB段和理想特性的纵坐标差值越小，则附着系数利用率越高。 应用：限压阀适用于轴距短且质心高、制动时轴荷转移较多的汽车，特别是排量不大的乘用车。 由于这种限压阀的弹簧预紧力为定值，所以特性转折点——限压作用起始点的压力Ps也是恒定的。这对满载和空载理想特性曲线1和2距离很大的商用车是不利的。为了克服限压阀的缺点，又派生出比例阀、惯性阀和辐射式比例阀等，以满足不同类型汽车的需要。 二、防抱死制动系统（ABS） 汽车防抱死制动系统的基本功能就是可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，因而是一个闭环控制系统。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。 车轮滑移率： 滑移率反映了车轮在制动过程中的滑移程度。 S＝0时，车轮处于纯滚动状态； S ＝ 1时，车轮处于纯滑动状态，即车轮为抱死状态。 ABS通过控制制动管路中的压力使车轮滑移率保持在一定范围内，通常S ≈20％。此时，轮胎纵向附着系数达到最大，制动效能也最好。 汽车的防抱死制动系统一般由转速传感器、电子控制器（ECU）和压力调节器三部分组成。 实例：Bosch逻辑门限值控制方法 图中显示了一个防抱死控制循环过程中制动压力P、轮速vw、车轮加速度j、车速va、参考车速v'a、参考滑移率S1和电磁阀工作电流i等参数随时间变化的特性及其相互关系。 其降压、保压或升压条件，按下面的不等式确定： 降压条件：j cd≤－j c1，S≥S1 只在第一循环中出现 j cd≤－j c1 除第一循环外的各个循环 保压条件：S≤S1，j cd≤－j c1 只在第一循环阶段2出现 －j c1≤j cd ≤J c 在降压阶段3之后 j c2≤j cd≤J c 在升压阶段5之后 j c2≥j cd≥－j c1 在慢升压阶段7中的升压后 升压条件：0≥j cd≥－j c1 只在第一循环的阶段1出现 j cd ≥J c 快速，在保压阶段4之后 －j c1≤j cd ≤ j c2 慢速，慢升压阶段7的保压后 式中，j cd为制动防抱死过程中的车轮加速度；－j c1为车轮减速度门限值；j c2为车轮加速度中门限值；J c为车轮加速度上门限值；S为防抱死制动过程中的车轮滑移率；S1为滑移率门限值。 第六节结束！ 第七节 制动器的主要结构元件 一、制动鼓 要求：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。 制动鼓有铸造的和组合式两种。 制动鼓壁的选择：常根据经验选取。对乘用车，制动鼓壁厚取为7～12mm；对商用车，取为13～18mm。 二、制动蹄 （1）采用T形型钢辗压或用钢板焊接制成； （2）用铸铁或铸钢铸成。 制动蹄的断面形状和尺寸应保证其刚度。 三、摩擦衬片（衬块） 摩擦衬片（衬块）的材料应满足如下要求： 1）具有一定的稳定的摩擦因数。在温度、压力升高和工作速度发生变化时，摩擦因数的变化尽可能小。 2）具有良好的耐磨性。 不仅摩擦衬片（块）应有足够的使用寿命，而且对偶摩擦副的磨耗也要求尽可能小。如盘式制动器的摩擦衬块硬度过高，则制动盘磨损严重，所以这样的衬块并不可取。通常要求制动盘的磨耗不大于衬块的1／10。 3）要有尽可能小的压缩率和膨胀率。 压缩变形太太影响制动主缸的排量和踏板行程，降低制动灵敏度。热膨胀率过大，摩擦衬块和制动盘要产生拖磨，尤其对鼓式制动器衬片受热膨胀消除间隙后，可能产生咬死现象。 4）制动时不易产生噪声，对环境无污染。 5）应采用对人体无害的摩擦材料。 6）有较高的耐挤压强度和冲击强度，以及足够的抗剪切能力。 7）应将摩擦衬块的热导率控制在一定范围。要求摩擦衬块在300℃加热板上作用30min后，背板的温度不超过190℃。防止防尘罩、密封圈过早老化和制动液温度迅速升高。 由增强材料（石棉及其他纤维）、粘结剂、摩擦性能调节剂组成的石棉摩阻材料，已逐渐被淘汰。 半金属摩阻材料，具有较高的耐热性和耐磨性，特别是因为没有石棉粉尘公害，近来得到广泛的应用。 粉末冶金无机质金属摩阻材料，目前应用并不广泛，仅用于总质量较大的商用车上。 四、蹄与鼓之间的间隙自动调整装置 为保证制动鼓（盘）与制动衬片（块）之间在使用期间始终有初设定的间隙量，要求采用间隙自动调整装置。 现在，盘式制动器的间隙调整都已自动化，鼓式制动器中采用间隙自动调整装置（以下简称间隙自调装置）的也日益增多。 若盘式制动器的设定间隙较大，用密封圈便不可靠，而应采用专门的间隙调整装置。 鼓式制动器也有采用这种间隙自调装置的。摩擦元件可以装在轮缸中（图8—24），也可装在制动蹄腹板上（图8-25）。 一次调准式自调装置：不需要人工精细调整，只需进行一次完全制动即可自动调准到设定间隙，并且在行车过程中随时补偿过量间隙。 现在鼓式制动器已很少采用一次调准式自调装量，而多用所谓阶跃式自调装置。 适用于双向增力式制动器的是一种阶跃式自调装置（图8-26）。