汽车制动器的设计.doc
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1、汽车制动器的设计影响行车安全的有很多的因素,其中汽车的制动系统可谓是汽车安全安性能中的首要系统,汽车的制动器就是这割席统中的只要执行器,其作用是显而易见的。目前汽车制动器有两种形式,鼓式制动器和盘式制动器。这两种各有千秋,但随着轿车车速的不断提高,这两种已不是单一的存在与汽车上,下面就中高档的轿车设计一套安全可靠的制动系统。第一章 总体结的设计1行车制动系统采用了安全性最高的对角线布置形式的双管路液压制动系统。制动主缸的一腔通过ABS的液压控制单元与前轮一侧制动及后轴另一侧制动器相接。制动主缸的另一腔通过ABS的液压控制单元接另外两个制动器。这种对角线型布置结构简单,安全性高。当系统中的任何一
2、套管路失效时,另一套都会保持工作,这样,剩余的制动力能保持正常值502前轮制动器采用浮动钳盘式制动器,使制动器轴向和径向尺寸较小,布置紧凑,且散热好。在摩擦块的主动片上装有磨损报警信号装置,当衬块磨损到最小厚度小于20mm时,制动报警灯亮,提示驾驶员及时更换摩擦块。3后轮制动器采用的是能自动调整蹄片间隙装置的鼓式制动器。4伺服助力系统采用的是高效能、非贯通式单膜片真空助力器和中心阀式制动主缸,该系统可有效增强制动踏板力,使驾驶员操纵轻便省力,并提高主动安全性,但在伺服系统失效时,还可以全靠人力驱动液压系统以产生一定程度的制动力。制动液储液内装有制动液面报警装置,若制动报警灯亮,则驾驶员需及时补
3、充制动液。5驻车制动系统采用机械式操纵,制动操纵机构布置爱前排座椅之间,用摩擦阻力较小的带护套拉线直接作用于两后轮的杠杆机构的拉臂上,制动力直接作用于两后轮。其结构简单实用,效率较高。6在通向后轮的制动管路中装有感载式制动压力调节阀,这样就使通往后轮制动器的压力随着载荷的变化得到调整,使制动力的分配更趋近于理想状态,这就保证了前轮总是比后轮先抱死,提高制动稳定性。7装有代表当今最新型的电子防抱死制动系统(ABS),保证汽车制动时前后车轮不会完全抱死,从而减轻制动侧滑现象,使制动效果达到最佳状态,最大限度的提高了汽车的主动安全性。第二章 制动器的主要参数及其选择制动器设计中需要预先给定的整车参数
4、有:汽车轴距L;车轮滚动半径rr,;汽车空、满载时的总质量,;空、满载时的轴荷分配:前轴负荷,;后轴负荷,;空、满载时的质心位置:质心高度,;质心距前轴距离,;质心距后轴距离,等。而对汽车制动性能有着重要影响的制动系参数有:制动力及其分配系数、同步附着系数、制动强度、附着系数利用率、最大制动力矩与制动器因数等。2.1 制动力与制动力分配系数 汽车制动时,如果忽略路面对车轮的滚动阻力矩和汽车回转质量的惯性力矩,则任一角速度0的车轮,其力矩平衡方程为: (1)式中 制动器对车轮作用的制动力矩,即制动器的摩擦力矩,其方向与车轮旋转方向相反,Nm;地面作用于车轮上的制动力,即地面与轮胎之间的摩擦力,又
5、称为地面制动力,其方向与汽车行驶方向相反,N;车轮有效半径,m。 令 (2) 并称之为制动器制动力,它是在轮胎周缘克服制动器摩擦力矩所需的力,因此又称为制动周缘力。与地面制动力的方向相反,当车轮角速度0时,大小亦相等,且仅由制动器结构参数所决定。即取决于制动器的结构型式、尺寸、摩擦副的摩擦系数及车轮有效半径等,并与制动踏板力即制动系的液压或气压成正比。当加大踏板力以加大,和均随之增大。但地面制动力受着附着条件的限制,其值不可能大于附着力,即 (4) 或 (5)式中 轮胎与地面间的附着系数; Z地面对车轮的法向反力。当制动器制动力和地面制动力达到附着力值时,车轮即被抱死并在地面上滑移。此后制动力
6、矩即表现为静摩擦力矩,而即成为与相平衡以阻止车轮再旋转的周缘力的极限值。当制动到=0以后,地面制动力达到附着力值后就不再增大,而制动器制动力由于踏板力的增大使摩擦力矩增大而继续上升(见24)。 根据汽车制动时的整车受力分析,考虑到制动时的轴荷转移,可求得地面对前、后轴车轮的法向反力Z1,Z2为: (6)式中 G汽车所受重力; L汽车轴距;汽车质心离前轴距离;汽车质心离后轴距离; 汽车质心高度; g重力加速度; -汽车制动减速度。 汽车总的地面制动力为 (7)式中 q()制动强度,亦称比减速度或比制动力;,前后轴车轮的地面制动力。由以上两式可求得前、后轴车轮附着力为 (8)上式表明:汽车在附着系
7、数为任意确定值的路面上制动时,各轴附着力即极限制动力并非为常数,而是制动强度q或总制动力的函数。当汽车各车轮制动器的制动力足够时,根据汽车前、后轴的轴荷分配,前、后车轮制动器制动力的分配、道路附着系数和坡度情况等,制动过程可能出现的情况有三种,即(1)前轮先抱死拖滑,然后后轮再抱死拖滑; (2)后轮先抱死拖滑,然后前轮再抱死拖滑;(3)前、后轮同时抱死拖滑。在以上三种情况中,显然是最后一种情况的附着条件利用得最好。由式(7)、式(8)不难求得在任何附着系数的路面上,前、后车轮同时抱死即前、后轴车轮附着力同时被充分利用的条件是 (9)式中 前轴车轮的制动器制动力,;后轴车轮的制动器制动力,;前轴
8、车轮的地面制动力;后轴车轮的地面制动力;,地面对前、后轴车轮的法向反力;G汽车重力;,汽车质心离前、后轴距离;汽车质心高度。由式(9)可知,前、后车轮同时抱死时,前、后轮制动器的制动力,是的函数。由式(9)中消去,得 (10)式中 L汽车的轴距。将上式绘成以,为坐标的曲线,即为理想的前、后轮制动器制动力分配曲线,简称I曲线,如图25所示。如果汽车前、后制动器的制动力,能按I曲线的规律分配,则能保证汽车在任何附着系数的路面上制动时,都能使前、后车轮同时抱死。然而,目前大多数两轴汽车尤其是货车的前、后制动器制动力之比值为一定值,并以前制动与汽车总制动力之比来表明分配的比例,称为汽车制动器制动力分配
9、系数: (11)又由于在附着条件所限定的范围内,地面制动力在数值上等于相应的制动周缘力,故又可通称为制动力分配系数。2.2 同步附着系数式(11) 可表达为 (12)上式在图25中是一条通过坐标原点且斜率为(1-)/的直线,它是具有制动器制动力分配系数为的汽车的实际前、后制动器制动力分配线,简称线。图中线与I曲线交于B点,可求出B点处的附着系数=,则称线与I曲线交点处的附着系数为同步附着系数。它是汽车制动性能的一个重要参数,由汽车结构参数所决定。同步附着系数的计算公式是:对于前、后制动器制动力为固定比值的汽车,只有在附着系数等于同步附着系数的路面上,前、后车轮制动器才会同时抱死。当汽车在不同值
10、的路面上制动时,可能有以下情况: (1)当,线位于I曲线上方,制动时总是后轮先抱死,这时容易发生后轴侧滑使汽车失去方向稳定性。(3)当=,制动时汽车前、后轮同时抱死,是一种稳定工况,但也失去转向能力。为了防止汽车的前轮失去转向能力和后轮产生侧滑,希望在制动过程中,在即将出现车轮抱死但尚无任何车轮抱死时的制动减速度,为该车可能产生的最高减速度。分析表明,汽车在同步附着系数的路面上制动(前、后车轮同时抱死)时,其制动减速度为du/dt=qg=g,即q=,q为制动强度。而在其他附着系数的路面上制动时,达到前轮或后轮即将抱死时的制动强度q,这表明只有在=的路面上,地面的附着条件才得到充分利用。附着条件
11、的利用情况可用附着系数利用率 (或附着力利用率)来表达,可定义为: (13)式中 汽车总的地面制动力;G汽车所受重力; q制动强度。当=时, q=,=1,利用率最高。直至20世纪50年代,当时道路条件还不很好,汽车行驶速度也不很高,后轮抱死侧滑的后果也不显得像前轮抱死丧失转向能力那样严重,因此往往将值定得较低,即处于常遇附着系数范围的中间偏低区段。但当今道路条件大为改善,汽车行驶速度也大为提高,因而汽车因制动时后轮先抱死引起的后果十分严重。由于车速高,它不仅会引起侧滑甩尾甚至会调头而丧失操纵稳定性。后轮先抱死的情况是最不希望发生的。因此各类轿车和一般载货汽车的值有增大的趋势。如何选择同步附着系
12、数,是采用恒定前后制动力分配比的汽车制动系设计中的一个较重要的问题。在汽车总重和质心位置已定的条件下,的数值就决定了前后制动力的分配比。的选择与很多因数有关。首先,所选的应使得在常用路面上,附着系数利用率较高。具体而言,若主要是在较好的路面上行驶,则选的值可偏高些,反之可偏低些。从紧急制动的观点出发,值宜取高些。汽车若常带挂车行驶或常在山区行驶,值宜取低些。此外,的选择还与汽车的操纵性、稳定性的具体要求有关,与汽车的载荷情况也有关。总之,的选择是一个综合性的问题,上述各因数对的要求往往是相互矛盾的。因此,不可能选一尽善尽美的值,只有根据具体条件的不同,而有不同的侧重点。根据设计经验,空满载的同
13、步附着系数和应在下列范围内:轿车:0.650.80;轻型客车、轻型货车:0.550.70;大型客车及中重型货车:0.450.65。现代汽车多装有比例阀或感载比例阀等制动力调节装置,可根据制动强度、载荷等因素来改变前、后制动器制动力的比值,使之接近于理想制动力分配曲线。为保证汽车制动时的方向稳定性和有足够的附着系数利用率,联合国欧洲经济委员会(ECE)的制动法规规定,在各种载荷情况下,轿车在0.15q0.8,其他汽车在0.15q0.3的范围内,前轮均应能先抱死;在车轮尚未抱死的情况下,在0.20.8的范围内,必须满足q0.1+0.85(-0.2)。2.3 制动强度和附着系数利用率上面已给出了制动
14、强度q和附着系数利用率的定义式,如式(7)和式(13)所示。下面再讨论一下当=、时的q和。根据所定的同步附着系数,可以由式(9)及式(11)求得 (14) (15)进而求得 (16) (17)当=时:,故,q=;=1当时: 可能得到的最大总制动力取决于后轮刚刚首先抱死的条件,即。由式(7)、式(8)、式(13)和式(17)得 (21) (22) (23)对于值恒定的汽车,为使其在常遇附着系数范围内不致过低,其值总是选得小于可能遇到的最大附着系数。所以在的良好路面上紧急制动时,总是后轮先抱死。2.4 制动器最大制动力矩应合理地确定前、后轮制动器的制动力矩,以保证汽车有良好的制动效能和稳定性。最大
15、制动力是在汽车附着质量被完全利用的条件下获得的,这时制动力与地面作用于车轮的法向力,成正比。由式(9)可知,双轴汽车前、后车轮附着力同时被充分利用或前、后轮同时抱死时的制动力之比为 式中 ,汽车质心离前、后轴距离;同步附着系数;汽车质心高度。通常,上式的比值:轿车约为1.31.6;货车约为0.50.7。制动器所能产生的制动力矩,受车轮的计算力矩所制约,即 式中 前轴制动器的制动力,;后轴制动器的制动力,;作用于前轴车轮上的地面法向反力;作用于后轴车轮上的地面法向反力;车轮有效半径。对于常遇到的道路条件较差、车速较低因而选取了较小的同步附着系数值的汽车,为了保证在的良好的路面上(例如=0.7)能
16、够制动到后轴和前轴先后抱死滑移(此时制动强度),前、后轴的车轮制动器所能产生的最大制动力力矩为 (24) (25)对于选取较大值的各类汽车,则应从保证汽车制动时的稳定性出发,来确定各轴的最大制动力矩。当时,相应的极限制动强度,故所需的后轴和前轴的最大制动力矩为 (26) (27)式中 该车所能遇到的最大附着系数;q制动强度,由式(22)确定;车轮有效半径。一个车轮制动器应有的最大制动力矩为按上列公式计算结果的半值。2.5 制动器因数式(1)已给出了制动器因数BF的表达式(即,),它表示制动器的效能,因此又称为制动器效能因数。其实质是制动器在单位输入压力或力的作用下所能输出的力或力矩,用于评比不
17、同结构型式的制动器的效能。制动器因数可定义为在制动鼓或制动盘的作用半径上所产生的摩擦力与输入力之比,即 (28)式中 制动器的摩擦力矩;R制动鼓或制动盘的作用半径;P输入力,一般取加于两制动蹄的张开力(或加于两制动块的压紧力)的平均值为输入力。对于钳盘式制动器,设两侧制动块对制动盘的压紧力均为P,则制动盘在其两侧工作面的作用半径上所受的摩擦力为2P,此处为盘与制动衬块间的摩擦系数,于是钳盘式制动器的制动器因数为 (29)对于全盘式制动器,则有 (30)式中 n旋转制动盘数目;摩擦系数。对于鼓式制动器,设作用于两蹄的张开力分别为、,制动鼓内圆柱面半径即制动鼓工作半径为R,两蹄给予制动鼓的摩擦力矩
18、分别为和,则两蹄的效能因数即制动蹄因数分别为: (31)整个鼓式制动器的制动因数则为 (32)当时,则 (33)蹄与鼓间作用力的分布,其合力的大小、方向及作用点,需要较精确地分析、计算才能确定。今假设在张力P的作用下制动蹄摩擦衬片与鼓之间作用力的合力N如图26所示作用于衬片的B点上。这一法向力引起作用于制动蹄衬片上的摩擦力为N,为摩擦系数。a,b,c,h,R及为结构尺寸,如图26所示。对领蹄取绕支点A的力矩平衡方程,即由上式得领蹄的制动蹄因数为 (34)当制动鼓逆转时,上述制动蹄便又成为从蹄,这时摩擦力N的方向与图26所示相反,用上述分析方法,同样可得到从蹄绕支点A的力矩平衡方程,即 由上式得
19、从蹄的制动蹄因数为 (35)由式(34)可知:当趋近于占bc时,对于某一有限张开力P,制动鼓摩擦力趋于无穷大。这时制动器将自锁。自锁效应只是制动蹄衬片摩擦系数和制动器几何尺寸的函数。通过上述对领从蹄式制动器制动蹄因数的分析与计算可以看出,领蹄由于摩擦力对蹄支点形成的力矩与张开力对蹄支点的力矩同向而使其制动蹄因数值大,而从蹄则由于这两种力矩反向而使其制动蹄因数值小。两者在=0.30.35范围内,当张开力时,相差达3倍之多。图27给出了领蹄与从蹄的制动蹄因数及其导数对摩擦系数的关系曲线。由该图可见,当增大到一定值时,领蹄的和dd均趋于无限大。它意味着此时只要施加一极小张开力,制动力矩将迅速增至极大
20、的数值,此后即使放开制动踏板,领蹄也不能回位而是一直保持制动状态,发生“自锁”现象。这时只能通过倒转制动鼓消除制动。领蹄的和dd随的增大而急剧增大的现象称为自行增势作用。反之,从蹄的及dd随的增大而减小的现象称为自行减势作用。在制动过程中,衬片(衬块)的温度、相对滑动速度、压力以及湿度等因素的变化会导致摩擦系数的改变。而摩擦系数的改变则会导致制动效能即制动器因数的改变。制动器因数BF对摩擦系数的敏感性可由dBFd来衡量,因而dBFd称为制动器的敏感度,它是制动器效能稳定性的主要决定因素,而除决定于摩擦副材料外,又与摩擦副表面的温度和水湿程度有关,制动时摩擦生热,因而温度是经常起作用的因素,热稳
21、定性更为重要。热衰退的台架试验表明,多次重复紧急制动可导致制动器因数值减小50%,而下长坡时的连续和缓制动也会使该值降至正常值的30%。由图27也可以看出,领蹄的制动蹄因数虽大于从蹄,但其效能稳定性却比从蹄差。就整个鼓式制动器而言,也在不同程度上存在以BF为表征的效能本身与其稳定性之间的矛盾。由于盘式制动器的制动器因数对摩擦系数的导数(dBFd)为常数,因此其效能稳定性最好。表2给出了不同结构类型制动器的制动器因数BF或制动器外部因数,其中凸轮制动器外部因数等于制动器输出力矩()除以凸轮轴输入力矩;楔型制动器外部因数等于制动器总摩擦力()除以外部作用力。2.6 制动器的结构参数与摩擦系数在有关
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