湿式盘式制动器

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1、第 2 章 制动器理论分析2.1 设计原始参数1. 在水平干硬路上面上， 制动器在额定载荷下制动时制动初速度 Vo=20km/h, 制动距离小于等于 8m。2. 车辆承载 1.5 倍载荷在规定坡道 16o 时保持静止，整车最大装载质量 4000kg, 整车整备质量 3000kg。3. 车辆应设置工作制动， 工作制动的最大静态制动力应大于整车的最大质量 的 50%。4. 车辆应设置停车制动，停车制动应在车辆运行和动力停止运行时均起作 用。停车制动装置要保证车辆在规定的坡道上承载 1.5 倍最大载荷，在最大为 16°的坡道上能保持静止状态。2.2 汽车制动性能汽车制动性能好坏， 是安全行

2、车最重要的因素之一， 因此也是汽车检测诊断 的重点。汽车具有良好的制动性能，遇到紧急情况，可以化险为夷；在正常行驶 时，可以提高平均行驶速度，从而提高运输生产效率。汽车制动性能通常是由制动效能、 制动效能恒定性和制动时汽车方向稳定性 这三个方面来评价的。制动效能是指汽车迅速降低行驶速度直至停车的能力， 是制动性能最基本的 评价指标。它是由制动力、制动减速度、制动距离、和制动时间来评定；制动距 离是指车辆在规定的初速度下急踩制动时，从脚接触制动踏板 （或手触动制动手 柄）时起至车辆停住时止，车辆驶过的距离。制动距离与踏板力以及地面的附着 情况有关；制动距离越短性能越好； 制动减速度反映了制动时汽

3、车速度降低的速 率，与地面制动力与制动器制动力有关， 制动减速度越小性能越好； 制动时间是 制动过程所经历的时间，时间越短性能越好。制动效能恒定性是指制动器的抗热衰退性和抗水衰退性； 抗热衰退性能是防 止车辆高速制动、 短时间重复制动或下长坡连续制动时， 制动器温度上升， 摩擦 力矩显著下降这些现象。 水衰退性是指当车辆涉水后， 制动器因为进水使其短时 间内制动效能降低这种现象， 这是由于制动器进水后摩擦系数下降， 使其制动效 能降低，不过由于制动器工作时会散热， 就会使水迅速蒸发， 使得制动效能恢复。制动时汽车方向稳定性是指制动时汽车按给定轨迹的行驶能力，即防止汽车制动时跑偏、侧滑和失去转向

4、能力。但是因为设计车速要求为20km/h, 般不会 发生此类现象，根据设计原则故不作参考2.3制动时详细分析2.3.1制动时受力分析Tu 车轮制动器的摩擦力矩（nmFxb 地面制动力（N）f'车轮对地面的作用力（Nr 车轮半径（mFz 地面对车轮的支持力（NFp 车轴对车轮的作用力（N）说明：前桥和后桥载荷分配时1:1 0根据图2-1所示F'和Fxb是一对作用力和反作用力，所以有:F =Fxb=Tu/r o2.3.2地面制动力地面制动力是使汽车制动减速行驶的外力，它取决于：1. 制动器内的摩擦片、制动盘的摩擦力矩 Tu o2. 轮胎与地面之间的切向作用力，即附着力。附着力的极限

5、值有取决于摩擦系数f制动时Fxb ： Ff没有制动时FxbFf233制动器制动力Fu的分析制动器制动力是指在轮胎周围壳服制动器摩擦力矩所需要的力；即 Fu =Tu / r。影响制动器的制动力的因素是地面制动力和制动器结构参数决定； 它取决于 制动器结构，而制动器的摩擦副的摩察系数与车轮半径有关， 并与制动器踏板力 Fp及制动器的液压或气压成正比。对于地面制动力Fxb、制动器制动力Fu、地面附着力Ff关系一般情况下只考 虑制动时车轮做滚动和抱死两种情况：1汽车制动车轮滚动时：地面制动力 Fxb =制动器制动力Fu。2车轮抱死拖滑是：地面制动力Fxb为极限值你，并且小于地面附着力 Ff。 即: F

6、f = f FZFxb ；： Fu = Tu / r所以地面制动力Fxb、制动器制动力Fu、地面附着力Ff的关系如图所示：由图可知Fxb首先取决于Fu，但又受附着条件限制，只有当汽车内具有足够 的制动气制动力，同时地面又能提供较大的附着力时才能获得足够的地面制动力。234附着系数f附着系数是指轮胎与地面的摩擦系数，一般用平均附着系数f ,峰值附着系 数fp，滑动附着系数fs来衡量，在水平干硬路面上的平均附着系数见下表：表2-1沥青混凝路面平均附着系数f峰值附着系数fp干0.8 0.90.75湿0.5 0.70.45 0.7附着系数高的路面，车子不容易打滑，行驶安全；附着系数低的路面，车子 容易

7、打滑，比如雪地，冰面等等。附着系数取决于道路的材料，路面状况，花纹 材料，轮胎结构以及车辆运动速度等。235制动车辆制动效能1制动减速度j :在不同路面上制动时，地面制动力有所不同，但考虑到最大附着力时地面制 动力1. 不考虑制动延迟时的制动减速度ji :(2-1)V。2 <20 吟22j,= /2 汉8m/s =1.93m/s2S 13.6 丿2. 考虑制动器延迟时间to时的制动减速度j2 :表3-1制动类型延迟时间的选取制动类型时间t2弹簧制动0.5s液压盘式制动0.35s多片制动0.17s气压制动0.4 0.8s鼓式制动0.75s(2-2)选取弹簧制动由表（3-1 ）知延迟时间为0

8、.5s，得到:2V0f20 了j2 =2 S -v0t3.6(x0.5/s2 =2.96m/s2此时因制动延迟运行的制动距离 S2为:2V0S2 =V°to + £20 0.5+ 空 /2 2.96m = 7.98m23.63.6(2-3)由（3-1 ）、（ 3-2 ）知最大制动减速度jmax：(2-4)2jmax= jl, j2 max =2.96m/S可见决定制动器距离的主要因素是：制动器起作用的时间和最大制动减速度。2.3.6制动器制动力的比例关系1. 地面对前后轮法向反作用力Fzi、Fz2决定于F 1、F 2，如图所示:图2-32.力和力矩的关系以Oi为研究对象，力

9、和力矩的平衡方程式:(2-5)_dv' M (OJ =FZ2 L F g -G a =FZ2 L mhg G adt(2-6)以。2为研究对象，力和力矩的平衡方程式:二 M (O2) - -Fzidv联立（2-5 ）、（2-6）得到匚G/dv、F zia -TLgdt丿G'b+SL I g dt(2-7)(2-8)考虑到极限情况（前后轮抱死制动）：Fxb =F：护(2-9)此时：d =jmax = Gdt把（ 2-9）代入（2-7 ）、（ 2-8 ）得到:G(2-10)Fzi 二 L b+ ： hg Fz2=L a- : hg此时制动器制动力Fu取得极限值二Fxb=F = GF

10、u2 八 Fz2Fui - Fu2 -G第3章湿式多盘式制动器的计算3.1全封闭湿式多盘制动器设计原则1. 在水平干硬路上面上，制动器在额定载荷下制动时制动初速度 Vo=20km/h, 制动距离小于等于8m2. 车辆承载1.5倍载荷在规定坡道 16°时保持静止，整车最大装载质量 8000kg,整车整备质量8000kg,总载荷为16000kg。3. 车辆应设置工作制动（使车辆减速及至停止行驶的制动情况），工作制动的最大静态制动大于50%整车的最大质量。4. 车辆应设置停车制动（使车辆在平路或坡道上静止不动的制动情况），停车制动应在车辆运行和停止运行时都起作用，停车制动装置要保证在规定的

11、坡道 上承载1.5倍最大载荷，在坡度为160坡道上可以保持静止状况。5. 要保证车辆可以紧急制动（使车辆在紧急状况下迅速停止行驶的制动情 况）。6. 行车制动：使车辆减速及至停止的制动情况；驻车制动：使车辆在平路上或者坡道上静止不动的情况；紧急制动：使车辆迅速制动且停止的情况；7. 车辆轮胎半径：已知轮胎的型号为：11.00-20，半径为0.519m；轮胎半径：自由半径r° 未装车成品轮胎；静力半径rs 承受最大载荷时轮胎中心到地面的距离； 运动半径rv 测量轮胎走过n圈的路程，rv = s2二n3.2整车制动力矩计算3.2.1制动减速度的计算1. 不考虑制动延迟时的制动减速度j1

12、:j1=2S = .£/2 8m/s2=1.93m/s22. 考虑制动器延迟时间to时的制动减速度j2 :(3-1)表2-1制动类型延迟时间的选取制动类型时间t2弹簧制动0.5s液压盘式制动0.35s多片制动0.17s气压制动0.4 0.8s鼓式制动0.75s选取弹簧制动由表（2-1 ）知延迟时间为0.5s，得到:V 20 2 2 S -v°t 一 3.6/2 8 - 20 0.5IL .3.6/s22=2.96m/s(3-2)此时因制动延迟运行的制动距离 S2为:2=Voto¥2j2203.60.5+ 20 213.6 丿/ 2 2.96m = 7.98m 込

13、8m（3-3）由（2-1 ）、（ 2-2 ）知最大制动减速度jmax：(3-4)2jmax= jl, j2 ma 2.96m/S 3.2.2整车所需的最大制动力矩Mb的计算1.按制动减速度计算整车制动力矩M B1 :Mb1 =Gs j rgGs 整车工作质量（kg） rg 轮胎半径（m2j 最大制动减速度（m/s ）所以:M B1 =Gs j rg=16000 2.55 0.519N m =21175.2 N m(3-5)2. 按整车在160的坡道上驻车制动计算整车制动力矩 Mb2：MB2 =1.5GS j rg sin 16 N m= 22431N m(3-6)选取最大整车制动力矩Mmax

14、:M max= M B1, M B2 max=22431N m( 3-7)考虑一定的制动扭矩设备，储备系数为1.21.4,取1.3 ;可得知整车最大制动力矩M B max 为:M Bmax = 1.3M max = 29160.3N m(3-8 )按照制动时载荷分配可知制动前后桥所需制动力矩为：M 前桥=M 后桥=50%M Bmax=14580N m(3-9 )因为传动轴式湿式制动器有轮边减速比，所以制动前后桥所需制动力矩为：M = M 前桥;3.39=4300 N m3.2.3前后桥制动器的制动力Fu1: 1. 一个制动器的制动力Fu1 :(3-10)M 口1 = fFu1 n k Rbf

15、摩擦系数 0.08 0.1 , 取 0.085n 摩擦副个数414k 折减系数Rb 摩擦副等效作用半径(mm)2.等效作用半径Rb：33r 2 Rr223 R-r其中R 摩擦片的外半径 R = 80mmr 摩擦片的内半径r =40mm(3-11)式3-11求得:Rb 二 62.2mm3. 摩擦副个数与折减系数关系表3-1n24681012k0.990.980.970.960.950.94取摩擦副个数10,折减系数0.954. 制动力Fu1:根据式（3-10）可得：M “f n k Rb(3-12)把（3-9 ）、k、f、n、Rb2 代入式（3-12 ）中得:Fu72100N3.3弹簧的计算3.

16、3.1弹簧的选取矩形弹簧的特点：特性呈线性，刚度稳定，结构简单。普通弹簧的特点：虽然行程够，但是力不足。碟形弹簧的特点：1. 碟形弹簧在较小的空间内承受极大的载荷。与其他类型的弹簧比较，碟 形弹簧单位体积的变形量较大，具有良好的缓冲吸震能力，特别是采用叠合组合 时，由于表面摩擦阻力作用，吸收冲击和消散能量的作用更显著。2. 碟形弹簧具有变刚度特性。改变碟片内截锥高度与碟片厚度的比值，可以得到不同的弹簧特性曲线，可为直线型、渐增型、渐减型或者是他们的组合形 式。此外还可以通过由不同厚度碟片组合或由不同片数叠合碟片的不同组合方式 得到变刚度特性。3. 碟形弹簧由于改变碟片数量或碟片的组合形式，可以

17、得到不同的承载能力和特性曲线，因此每种尺寸的碟片，可以适应很广泛的使用范围，这就使备件 的准备和管理都比较容易。4. 在承受很大载荷的组合弹簧中，每个碟片的尺寸不大，有利于制造和热处理。当一些碟片损坏时，只需个别更换，因而有利于维护和修理。5. 正确设计、制造的碟形弹簧，具有很长的使用寿命。6. 由于碟形弹簧是环形的，力是同心方式集中传递的。设计的制动器属于失效安全性湿式多盘式制动器制动器，它是通过弹簧来只 制动的，所以需要的弹簧而且在强度、变形力及寿命都有很高的要求，结合以上 三种弹簧的特性，碟形弹簧最符合设计要求。332碟形弹簧种类碟簧的设计主要考虑的是碟簧的组数和它的组合型式。碟形弹簧有

18、不同类型的组合型式，常见的有叠合、对合、复合这三种型式：1. 叠合组合：由n个同方向、同规格的碟簧组成。如下图：图3-12.对合组合：由n个相向同规格的碟簧组成。如下图:图3-23 复合组合：有叠合与对合组成。如下图:图3-3333制动器内碟簧运动的规律1.在所设计的制动器内碟簧安装完毕后， 螺栓给碟簧施加压力，使其压缩然 后达到制动，一旦车辆发动，液压系统油压达到一定值，会再次压缩碟簧，最终 解除制动。所以说从开始制动到接触制动碟簧会压缩两次：第一次压缩到0时使其制动，第二次压缩到 h2时使制动解除。如下图所示：Ff=0.75ho皿ho是最大变形）当平压时h0/t<0.5 ，存在旦二空

19、二（3-13）2 轴向尺寸：一组碟簧安装时，轴向尺寸受限制，自由高度小于某一轴向 尺寸安装高度。碟簧自由高度+ 碟簧螺栓头部高度+垫片高度二轴向高度。3. 径向尺寸：碟簧的外径3.3.4碟簧方案的选取在此设计中需要碟簧为复合类型，下表为设计的两种方案的预选参数:表3-2两种方案预选参数万案摩擦副n碟簧组组数m摩擦片间隙-一一10120.2.二10140.2方案一的计算:1.预选摩擦副n=10，碟簧组组数m=12，钢片粉片间隙值0.2L 0.4，取0.2一组复合碟簧所需产生的制动力为Fa：Fu1 52468FA 巴N = 5246.8 N10 10需要叠合两片，所以单片碟簧所需的制动力Fa :F

20、a'=Fa= 5246N : 2623N2 2(3-14)(3-15)考虑磨损量取F 2800N ,根据碟簧变形量和弹力的线性关系取A系列弹簧，选碟簧规格为31.5，即A2-31.5，如下表所示：类别D/mmd/mmt/mmh0/mmH/mmf %0.75h°P/Nf /mmh° - f /mm231.516.31.750.72.4539000.531.92表 3-3 系列 A，D ： 18;ho ： 0.4;E =206000 MPa; u = 0.3D 碟簧外径（mrh d 碟簧内径（mrh t碟簧厚度（mhh0 碟簧压平时变形量计算值（mhH。一碟簧的自由高度

21、（mmP 单个碟簧的载荷（N）f 单片碟簧变形量（mm）设对合数y。F2 =3600N ,因¥、0.4<0.5呈线性关系，所以有式（3-13）存在, 可知F1、F2的变形量f1、f2 :280036003900（3-16） f1f2f =0.53得：仃=0.38mmf2 = 0.49 mm打开摩擦片所需间隙为(3-17)(3-18)8 0.2 = 1.6mm2. 碟簧对合数的计算：f2-fi y=1.6(3-19)将(3-17 )代入上式，求得：y =14.5,所以取15对合3. 碟簧自由高度Hz :HZ = y H0 +(x -1 ) t =15乂.45+(2-1 )<

22、1.75mm=63mm(3-20)4. 碟簧组的轴向尺寸：63mm+16mm+3mm=82mm( 3-21)5. 碟簧组的径向尺寸：31.5mm方案二的计算：1.预选摩擦副n=8,碟簧组组数m=14，钢片粉片间隙值0.2L 0.4，取0.3。 一组复合碟簧所需产生的制动力为 Fa：Fu1 52468FA咽N =3747.7N(3-22)1414需要叠合两片，所以单片碟簧所需的制动力：Fa'=Fa = 3747.7 N ： 1873N(3-23)2 2考虑磨损量取F2100N ,根据碟簧变形量和弹力的线性关系取A系列弹簧，选碟簧规格28, 即卩A2-28,如下表所示：表 3-4 系列 A

23、, D 18; h0 ： 0.4;E =206000MPa；u =0.3t t类别D/mmd/mmt/mmh°/mmH/mmf %0.75h°P/Nf /mmh0 - f /mm22814.21.50.652.1528500.491.66设对合数y。F2 =2850N ,因,:0.4<0.5呈线性关系，所以有式(3-13)存在,可知F1的变形量仃:21002850f,f =0.49得：f, = 0.36mmf2 = 0.49mm打开摩擦片所需间隙为：8 0.3=2.4mm2.碟簧对合数的计算：f2_fi y = 2.4(3-24)(3-25)(3-26)(3-27)将

24、(3-17 )代入上式，求得y=18.4,所以取19对合3.碟簧自由高度Hz :Hz = y | H。 x -1 t(3-28)4.碟簧组的轴向尺寸：=19 |2.15+ 2-11.5 mm = 70mm70mm+16mm+3mm=89mm5.碟簧组的径向尺寸：28mm(3-29)3.3.5碟簧方案的校核方案一的校核:有一个由10对合、两叠合碟簧A2-31.5 GB/T 1972-2005组成的碟簧组，受预加载荷F1 -2800N ,工作载荷F2 =3600N ；碟簧负荷：UT 1当f二h°,即碟簧压平时，上式化简为:(3-30)式中F 单个碟簧的载荷(N)Fc 压平时碟形弹簧载荷计

25、算值(N)t 碟簧厚度(mm)D 碟簧外径（mrhf 单片碟簧的变形量（mrhh° 碟簧压平时变形量的计算值（mhE 弹性模量（MPa）u 泊松比心心、K3、K4折减系数心、K2、K3、K4系数得值可根据 C =D从下表中查取: d表3-5C=D/d1.901.921.941.961.982.002.022.04K10.6720.6770.6820.6860.6900.6940.6980.702K21.1971.2011.2061.2111.2151.2201.2241.229K31.3391.3471.3551.3621.3701.3781.3851.393注：对于无支撑面的碟簧K

26、4 = 1由表（3-4）、表（3-6）、式（3-30）得:Fc -5038N因此:F12800Fc 5038=0哙36005038= 0.71(3-31)通过查看下图单片弹簧特性曲线:hoho图3-5按不同?或砒计算的碟簧特性曲线由上图3-5，按照ho=0.4，查出:故:tf1f2 =0.45=0.70。hohofi = 0.379mm, f2 = 0.50mm通过查看下图找到疲劳破坏关键部位:C-Id/D-图3-6碟簧疲劳破坏关键部位由上图，按h0=0.4，C=D=193 ,可得疲劳破坏关键点为I点：如图 3-7所示: tdIV IIHohodD图3-7计算碟簧时的应力点示意图II点的应力是

27、:4Et2"一 1 -u2 K,D2K4*2卜沪(3-32)式中(3-32 )中:E 弹性模量MPau泊松比t碟簧厚度mmD碟簧外径mmf 单片碟簧变形量mmho 碟簧压平时变形量的计算值 mmKi、心、K3、K4折减系数由表3-3、表3-5、式3-32求得：当 fi =0.379mm 时，=890.65MPaf2 = 0.50mm 时， “2 =1223.0MPa则求出碟簧计算应力幅 6:6 -山2=1223.0 -890.65MPa=332.35MPa通过查看下图3-8 :140012D0210008006004D02000200 400 600 600 1000 1200 14

28、00图3-8t =1.25L 6mm弹簧的极限应力曲线由上图3-8中在匚mn =890.65MPa处时，N=5 105疲劳强度上限应力为Gmax =1240MPa ,可求得疲劳强度应力幅为：二ra - ；rmax - ；rmin =1240MPa -890.65MPa = 349.35MPa因为二a Ha，所以满足疲劳强度要求，所以此次方案满足设计要求。方案二的校核：有一个由14对合、两叠合碟簧A2-28 GB/T 1972-2005组成的碟簧组，受预加载荷Fi =2100N ,工作载荷F2800N ；碟簧负荷:fK：他-丄丫匹-丄1+12t丿+|14 I +* I * O+当f =h

29、6;,即碟簧压平时，上式化简为：(3-33)F =韭沢血灯Fc 1u2 K1D2 K4由表（3-3 ）、表（3-4 ）、式（3-32 ）得:Fc -3683N因此：F12100Fc 3683= 0.57F22800Fc - 3683-0.76(3-34)由图3-5，按照h0=0.4，查出: tf1f2 =0.54=0.74Oh0h0故:£ = 0.35mm, f2 = 0.48mm由图3-6，按h°=0.4，C=D=1.,可得疲劳破坏关键点为U点：如图 3-7所示tdII点的应力是:(3-35)4.单片碟簧制动时要求所需的变形力Fa :由表3-3、表3-5、式3-35求得：

30、当人=0.35mm时，二=865.4MPaf2 = 0.48mm 时， 二 i2 =1352MPa则求出碟簧计算应力幅-a :"-a =:''n2 -_ni -1352.0 -865.4MPa =486.6MPa通过查看图3-8中在二伽=865.4MPa处时，N =5 105疲劳强度上限应力为fax =1240MPa ,可求得疲劳强度应力幅为：6a - ；rmax -；rmin =1240MPa - 865.4MPa =374.6MPa因为匚a Ga ,所以不满足疲劳强度要求，所以此次方案不满足设计要求。 从这两方案中得知第一种方案符合设计要求。3.3.6碟簧组设计方

31、案有关数据通过计算可知方案一符合设计要求，所以碟簧组所需设计的有关参数如下1. 碟簧规格：A2-31.5 GB/T 1972-20052. 复合碟簧形式叠合两片对合15片3. 单片碟簧制动时要求所需的变形量f；：f； 0.53Fa 一 3900得：f1 =0.36mmFA =2623N5. 单片碟簧加大预加载荷的力Fi:R =2800N6. 单片碟簧加大预加载荷时的变形量fi:= 0.38mm7. 单片碟簧工作载荷F2:F2 =3600N8. 单片碟簧工作变形量f2：f2 二 0.49mm9. 碟簧组磨损极限：f, 一 匚 y = 0.38 -0.36 15mm = 0.3mm10. 单片碟簧

32、由解除制动到制动状态时的变形量 L f:L f = f,f2 二 0.49 -0.38mm 二 0.11mm11. 复合碟簧组由解除制动到制动状态时变形量 L f '：L f =_ f 15 二 1.65mm12. 校核：疲劳破坏关键点在U点，校核通过。13. 碟簧组自由高度Hz：HZ =63mm14. 碟簧组预加载荷高度HzHZ 二 HZ - 右 15=57.3mm15. 碟簧组工作载荷高度H；Hz=HZ f2 15 = 55.65mm16. 摩擦片比压P:(3-36)x F2I W式中：y 复合碟簧对合数;x复合碟簧叠合数;S 摩擦片面积;I2丿2=42684.4mm(3-37)将式（3-36）代入（3-35）得:P = 2.53MPa17. 预取碟簧组数m：m =1018. 预变形f1时，n点应力为二二 n = 890.65MPa19. 预变形时f2 ,儿点应力为二；n =1223MPa20.碟簧的计算应力幅二6 *maxmin =332.35MPa21.碟簧的疲劳强度应力幅Sa6a »rmax Jmin=349.35MPa因二a<-ra，故可以满足疲劳强度的要求。即碟簧组如图3-9所示: