湿式盘式制动器.pdf

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16O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、侧滑和失去转向能力。但是因为设计车速要求为 20km/h,一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 图 2-1 受力分析 uT车轮制动器的摩擦力矩（Nm）xbF 地面制动力（N）F车轮对地面的作用力（N）r 车轮半径（m）ZF 地面对车轮的支持力（N）PF车轴对车轮的作用力（N）说明：前桥和后桥载荷分配时 1:1。根据图 2-1 所示 F和xbF是一对作用力和反作用力，所以有：/xbuFFTr。2.3.2 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uT。2.轮胎与地面之间的切向作用力，即附着力。附着力的极限值有取决于摩擦系数 f。制动时 xbfFF 没有制动时 xbfFF 2.3.3 制动器制动力uF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/uuFTr。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xbF、制动器制动力uF、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xbF=制动器制动力 FU。2 车轮抱死拖滑是：地面制动力xbF为极限值你，并且小于地面附着力fF。即：fZFf F /xbuuFFTr 所以地面制动力xbF、制动器制动力uF、地面附着力fF的关系如图所示：图 2-2 由图可知xbF首先取决于uF，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。2.3.4 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pf，滑动附着系数sf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pf 干 0.80.9 0.75 湿 0.50.7 0.450.7 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。2.3.5 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1j：22220120=/2 8/=1.93/23.6vjm sm sS (2-1)2.考虑制动器延迟时间0t时的制动减速度2j：表 3-1 制动类型延迟时间的选取 制动类型 时间2t 弹簧制动 0.5s 液压盘式制动 0.35s 多片制动 0.17s 气压制动 0.40.8s 鼓式制动 0.75s 选取弹簧制动由表（3-1）知延迟时间为 0.5s，得到：22220202020=/280.5/2.96/23.63.6vjm sm sSv t (2-2)此时因制动延迟运行的制动距离2S为：22020 022020=0.5+/2 2.967.9823.63.6vSv tmmj (2-3)由（3-1）、（3-2）知最大制动减速度maxj:2max12=,2.96/maxjj jm s (2-4)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1zF、2zF决定于1F、2F，如图所示：图 2-3 2.力和力矩的关系 以1O为研究对象，力和力矩的平衡方程式：122()ZgZgdvM OFLFhG aFLmhG adt (2-5)以2O为研究对象，力和力矩的平衡方程式：21()ZgdvM OFLmhG bdt (2-6)联立（2-5）、（2-6）得到 1=gZhGdvFaLgdt (2-7)2=gZhGdvFbLgdt (2-8)考虑到极限情况（前后轮抱死制动）：xbFFG 此时：max=dvjGdt （2-9）把（2-9）代入（2-7）、（2-8）得到：12=b+h=-hzgzgGFLGFaL （2-10）此时制动器制动力uF取得极限值=F=FxbG 11uzFF 22uzFF 12uuFFG 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 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or未装车成品轮胎；静力半径sr承受最大载荷时轮胎中心到地面的距离；运动半径vr测量轮胎走过 n 圈的路程，2vSnr 3.2 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1j：22220120=/2 8/=1.93/23.6vjm sm sS (3-1)2.考虑制动器延迟时间0t时的制动减速度2j：表 2-1 制动类型延迟时间的选取 制动类型 时间2t 弹簧制动 0.5s 液压盘式制动 0.35s 多片制动 0.17s 气压制动 0.40.8s 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：22220202020=/280.5/2.96/23.63.6vjm sm sSv t (3-2)此时因制动延迟运行的制动距离2S为：22020 022020=0.5+/2 2.967.98823.63.6vSv tmmmj (3-3)由（2-1）、（2-2）知最大制动减速度maxj:2max12=,2.96/maxjj jm s (3-4)3.2.2 整车所需的最大制动力矩BM的计算 1.按制动减速度计算整车制动力矩1BM:1BSgMGj r SG整车工作质量（kg）gr轮胎半径（m）j最大制动减速度(m/s2)所以：1=160002.550.51921175.2BSgMGj rN mN 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2BM:21.5sin1622431BSgMGj rN mN m (3-6)选取最大整车制动力矩maxM：max12max=,=22431BBMMMN 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maxBM为:maxmax1.329160.3BMMN 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：max=50%=14580BMMMN m前桥后桥 （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：=3.39=4300MMN m前桥 3.2.3 前后桥制动器的制动力1uF:1.一个制动器的制动力1uF：11uuBMf Fn k R （3-10）f摩擦系数 0.080.1，取 0.085 n 摩擦副个数 414 k 折减系数 BR摩擦副等效作用半径（mm）2.等效作用半径BR:332223BRrRRr (3-11)其中R摩擦片的外半径80Rmm r摩擦片的内半径40rmm 式 3-11 求得：62.2BRmm 3.摩擦副个数与折减系数关系:表 3-1 n 2 4 6 8 10 12 k 0.99 0.98 0.97 0.96 0.95 0.94 取摩擦副个数 10，折减系数 0.95。4.制动力1uF：根据式（3-10）可得：11uuBMFf n k R (3-12)把（3-9）、k、f、n、2BR代入式（3-12）中得：172100uFN 3.3 弹簧的计算 3.3.1 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。3.3.2 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 3-1 2.对合组合:由 n 个相向同规格的碟簧组成。如下图：图 3-2 3复合组合：有叠合与对合组成。如下图：图 3-3 3.3.3 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1h时使其制动，第二次压缩到2h时使制动解除。如下图所示：图 3-4 当 平 压 时0/0.5h t，存 在121200.75FFFfffh(0.750h是 最 大 变 形)（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=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 方案 摩擦副 n 碟簧组组数 m 摩擦片间隙 一 10 12 0.2 二 10 14 0.2 方案一的计算：1.预选摩擦副=10n，碟簧组组数=12m，钢片粉片间隙值0.20.4，取 0.2。一组复合碟簧所需产生的制动力为AF:1524685246.81010uAFFNN (3-14)需要叠合两片,所以单片碟簧所需的制动力AF:5246.8=262322AAFFNN (3-15)考虑磨损量取1F2800N,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：表 3-3 系列 A，018;0.4;206000;0.3ahDEMP utt D碟簧外径（mm）d碟簧内径（mm）t碟簧厚度（mm）0h碟簧压平时变形量计算值（mm）0H碟簧的自由高度（mm）P单个碟簧的载荷（N）f单片碟簧变形量（mm）设对合数 y。23600FN,因00.40.5ht呈线性关系，所以有式（3-13）存在，可知1F、2F的变形量1f、2f：12280036003900=0.53fff (3-16)得：10.38fmm 20.49fmm (3-17)打开摩擦片所需间隙为:类别 D/mm d/mm t/mm 0h/mm H0/mm 00.75fh P/N f/mm 0hf/mm 2 31.5 16.3 1.75 0.7 2.45 3900 0.53 1.92 8 0.21.6mm (3-18)2.碟簧对合数的计算：211.6ffy (3-19)将（3-17）代入上式，求得：14.5y,所以取 15 对合 3.碟簧自由高度ZH：01ZHy Hxt152.45+2 11.7563mmmm (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=8n，碟簧组组数=14m，钢片粉片间隙值0.20.4，取 0.3。一组复合碟簧所需产生的制动力为AF:1524683747.71414uAFFNN (3-22)需要叠合两片,所以单片碟簧所需的制动力:3747.7=187322AAFFNN (3-23)考虑磨损量取1F2100N,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 A2-28，如下表所示:表 3-4 系列 A，018;0.4;206000;0.3ahDEMP utt 设对合数 y。22850FN,因00.40.5ht呈线性关系，所以有式（3-13）存在，可知1F的变形量1f:类别 D/mm d/mm t/mm 0h/mm H0/mm 00.75fh P/N f/mm 0hf/mm 2 28 14.2 1.5 0.65 2.15 2850 0.49 1.66 121002850=0.49ff (3-24)得：10.36fmm 20.49fmm (3-25)打开摩擦片所需间隙为:8 0.32.4mm (3-26)2.碟簧对合数的计算：212.4ffy (3-27)将（3-17）代入上式，求得18.4y,所以取 19 对合 3.碟簧自由高度ZH：01ZHy Hxt192.15+2 11.570mmmm (3-28)4.碟簧组的轴向尺寸：70mm+16mm+3mm=89mm （3-29）5.碟簧组的径向尺寸：28mm 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12800FN,工作载荷23600FN；碟簧负荷：42200442214112hhEtfffFKKuK Dttttt 当0fh,即碟簧压平时，上式化简为：320422141ct hEFKuK D (3-30)式中F单个碟簧的载荷(N)cF压平时碟形弹簧载荷计算值（N）t 碟簧厚度(mm)D碟簧外径（mm）f单片碟簧的变形量（mm）0h碟簧压平时变形量的计算值（mm）E弹性模量（aMP）u泊松比 1234KKKK、折减系数 1234KKKK、系数得值可根据DCd从下表中查取：表 3-5 C=D/d 1.90 1.92 1.94 1.96 1.98 2.00 2.02 2.04 1K 0.672 0.677 0.682 0.686 0.690 0.694 0.698 0.702 2K 1.197 1.201 1.206 1.211 1.215 1.220 1.224 1.229 3K 1.339 1.347 1.355 1.362 1.370 1.378 1.385 1.393 注：对于无支撑面的碟簧41K 由表（3-4）、表（3-6）、式（3-30）得：5038cFN 因此:12280036000.54;0.7150385038ccFFFF (3-31)通过查看下图单片弹簧特性曲线：00ffhh或 图 3-5 按不同004hhKtt或计算的碟簧特性曲线 由上图 3-5，按照0=0.4ht，查出:1200=0.450.70ffhh，。故：120.379,0.50fmm fmm 通过查看下图找到疲劳破坏关键部位：图 3-6 碟簧疲劳破坏关键部位 由上图，按0=0.4=193hDtd，C=.,可得疲劳破坏关键点为点：如图 3-7 所示：图 3-7 计算碟簧时的应力点示意图 点的应力是：204423221412hEtffKK KKuK Dttt (3-32)式中（3-32）中：01234aEMPutmmDmmfmmhmmKKKK弹性模量泊松比碟簧厚度碟簧外径单片碟簧变形量碟簧压平时变形量的计算值、折减系数 由表 3-3、表 3-5、式 3-32 求得：当110.379mm890.65fMPa时，220.50mm1223.0fMPa时，则求出碟簧计算应力幅a：211223.0890.65332.35aMPaMPa 通过查看下图 3-8：图 3-8 1.256tmm弹簧的极限应力曲线 由上图 3-8 中在min890.65rMPa处时，55 10N 疲劳强度上限应力为max1240rMPa,可求得疲劳强度应力幅为：maxmin1240890.65349.35rarrMPaMPaMPa 因为ara，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12100FN,工作载荷22800FN；碟簧负荷：42200442214112hhEtfffFKKuK Dttttt 当0fh,即碟簧压平时，上式化简为：320422141ct hEFKuK D (3-33)由表（3-3）、表（3-4）、式（3-32）得：3683cFN 因此:12210028000.57;0.7636833683ccFFFF (3-34)由图 3-5，按照0=0.4ht，查出：1200=0.540.74ffhh，。故：120.35,0.48fmm fmm 由图 3-6，按0=0.4=1hDtd，C=.,可得疲劳破坏关键点为点：如图 3-7 所示 点的应力是：204423221412hEtffKK KKuK Dttt (3-35)由表 3-3、表 3-5、式 3-35 求得：当110.35mm865.4fMPa时，220.48mm1352fMPa时，则求出碟簧计算应力幅a：211352.0865.4486.6aMPaMPa 通过查看图 3-8 中在min865.4rMPa处时，55 10N 疲劳强度上限应力为max1240rMPa,可求得疲劳强度应力幅为：maxmin1240865.4374.6rarrMPaMPaMPa 因为ara,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 1972-2005 2.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1f:10.533900AfF 得：10.36fmm 4.单片碟簧制动时要求所需的变形力AF:2623AFN 5.单片碟簧加大预加载荷的力1F:12800FN 6.单片碟簧加大预加载荷时的变形量1f:10.38fmm 7.单片碟簧工作载荷2F:23600FN 8.单片碟簧工作变形量2f:20.49fmm 9.碟簧组磨损极限：110.380.36150.3ffymmmm 10.单片碟簧由解除制动到制动状态时的变形量f:120.490.380.11fffmmmm 11.复合碟簧组由解除制动到制动状态时变形量f：151.65ffmm 12.校核：疲劳破坏关键点在点，校核通过。13.碟簧组自由高度ZH:63ZHmm 14.碟簧组预加载荷高度ZH 115=57.3ZZHHfmm 15.碟簧组工作载荷高度ZH 21555.65ZZHHfmm 16.摩擦片比压P:2x FPyS (3-36)式中：y复合碟簧对合数；x复合碟簧叠合数；S摩擦片面积；22242684.422DdSmm (3-37)将式（3-36）代入（3-35）得：2.53PMPa 17.预取碟簧组数m:10m 18.预变形1f时，点应力为:890.65MPa 19.预变形时2f，点应力为:1223MPa 20.碟簧的计算应力幅a:maxmin332.35aMPa 21.碟簧的疲劳强度应力幅ra：maxmin=349.35rarrMPa 因ara，故可以满足疲劳强度的要求。即碟簧组如图 3-9 所示：