第八章 制动器设计

应用：
盘式制动器在轿车前轮上得到广泛的应用。
§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。
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
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
制动衬片宽度尺寸系列 ZB T24 005-89。
制动鼓半径R确定后，衬片的摩擦面积为Ap=Rβb。制动器各蹄衬片 总的摩擦面积∑Ap越大，制动时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
摩擦衬片包角 β 试验表明，摩擦衬片包角 β＝90°～100 °时，磨损最小，制动鼓温 度最低，且制动效能最高。 β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 ° 。
OA1 OB1 R
在等腰三角形A1OB1
dγ—蹄的转角
A1 B1 R sin sin 1
表面的径向变形和压力为:
1 R sin ad
p1 p max sin a
是α的函数
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
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
第八章 制动系设计
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
§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。
紧蹄产生的制动力矩Mμt1
F1—为紧蹄的法向合力 R1 —摩擦力fF1 的作用半径
δ1 — 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
对于紧蹄
对于松蹄
式中： δ 1、δ2、R1和R2未知，计算δ 1、δ2、R1和R2值，必 须求出法向力F及其分量。
所以
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δ和R1值也不同。
3．摩擦衬片起始角β0 一般将衬片布置在制动蹄的中央。 即
0 90 / 2
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
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。 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 通风式制动盘厚度 h =10～20mm， h = 20～50mm，
采用较多的是 20～30mm。
3．摩擦衬块外半径R2与内半径R1 推荐 R2/R1≤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，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1.6～3.5kg／cm2范围内选用。 即 G/A= 1.6～3.5kg／cm2
pmax / p f
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。
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。
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。
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。
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Hale Waihona Puke 摩擦力 （Mμ/R）与输入力F0之比。
K

M F0 R
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）。
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 。 张开装置:


更换衬块容易。
衬块与制动盘之间的间隙小(0.05～0.15mm)，缩短了制动协调时间。 易于实现间隙自动调整。 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。
盘式制动器的缺点：
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。
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： 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Ra0.7~1.3μm 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
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。
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 70 ％～79％。 总质量大于2t的汽车应取上 限。
1 1max sin(a1 1 ) p1 p1max sin(a1 1 )
是α1的函数
1 (1 1 ) 90
B1B1' OO1 1max
一个自由度的紧蹄摩擦衬片的径向变形规律
sin 1 A1 B1 sin 1d 1 B1C1 B1 B1
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。
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。
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
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
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。
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。
平衡式 楔块式 凸轮或楔块式
平衡凸块式
非平衡式 活塞轮缸（液压驱动）
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。
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。