濕式盤式制動器

第2章 制動器理論分析 2.1 設計原始參數(shù) 1.在水平干硬路上面上，制動器在額定載荷下制動時制動初速度Vo=20km/h,制動距離小于等于8m。 2.車輛承載1.5倍載荷在規(guī)定坡道16o時保持靜止，整車最大裝載質量4000kg,整車整備質量3000kg。 3.車輛應設置工作制動，工作制動的最大靜態(tài)制動力應大于整車的最大質量的50%。 4.車輛應設置停車制動，停車制動應在車輛運行和動力停止運行時均起作用。停車制動裝置要保證車輛在規(guī)定的坡道上承載1.5倍最大載荷，在最大為16O的坡道上能保持靜止狀態(tài)。 2.2 汽車制動性能 汽車制動性能好壞，是安全行車最重要的因素之一，因此也是汽車檢測診斷的重點。汽車具有良好的制動性能，遇到緊急情況，可以化險為夷；在正常行駛時，可以提高平均行駛速度，從而提高運輸生產(chǎn)效率。 汽車制動性能通常是由制動效能、制動效能恒定性和制動時汽車方向穩(wěn)定性這三個方面來評價的。 制動效能是指汽車迅速降低行駛速度直至停車的能力，是制動性能最基本的評價指標。它是由制動力、制動減速度、制動距離、和制動時間來評定；制動距離是指車輛在規(guī)定的初速度下急踩制動時，從腳接觸制動踏板(或手觸動制動手柄)時起至車輛停住時止，車輛駛過的距離。制動距離與踏板力以及地面的附著情況有關；制動距離越短性能越好；制動減速度反映了制動時汽車速度降低的速率，與地面制動力與制動器制動力有關，制動減速度越小性能越好；制動時間是制動過程所經(jīng)歷的時間，時間越短性能越好。 制動效能恒定性是指制動器的抗熱衰退性和抗水衰退性；抗熱衰退性能是防止車輛高速制動、短時間重復制動或下長坡連續(xù)制動時，制動器溫度上升，摩擦力矩顯著下降這些現(xiàn)象。水衰退性是指當車輛涉水后，制動器因為進水使其短時間內(nèi)制動效能降低這種現(xiàn)象，這是由于制動器進水后摩擦系數(shù)下降，使其制動效能降低，不過由于制動器工作時會散熱，就會使水迅速蒸發(fā)，使得制動效能恢復。 制動時汽車方向穩(wěn)定性是指制動時汽車按給定軌跡的行駛能力，即防止汽車制動時跑偏、側滑和失去轉向能力。但是因為設計車速要求為20km/h,一般不會發(fā)生此類現(xiàn)象，根據(jù)設計原則故不作參考。 2.3 制動時詳細分析 2.3.1 制動時受力分析 圖2-1 受力分析 —車輪制動器的摩擦力矩（Nm） —地面制動力（N） —車輪對地面的作用力（N） —車輪半徑（m） —地面對車輪的支持力（N） —車軸對車輪的作用力（N） 說明：前橋和后橋載荷分配時1:1。 根據(jù)圖2-1所示 和是一對作用力和反作用力，所以有： 。 2.3.2 地面制動力 地面制動力是使汽車制動減速行駛的外力，它取決于： 1.制動器內(nèi)的摩擦片、制動盤的摩擦力矩。 2.輪胎與地面之間的切向作用力，即附著力。附著力的極限值有取決于摩擦系數(shù)f。 制動時 沒有制動時 2.3.3 制動器制動力的分析 制動器制動力是指在輪胎周圍殼服制動器摩擦力矩所需要的力；即。 影響制動器的制動力的因素是地面制動力和制動器結構參數(shù)決定；它取決于制動器結構，而制動器的摩擦副的摩察系數(shù)與車輪半徑有關，并與制動器踏板力FP及制動器的液壓或氣壓成正比。 對于地面制動力、制動器制動力、地面附著力關系一般情況下只考慮制動時車輪做滾動和抱死兩種情況： 1汽車制動車輪滾動時：地面制動力 = 制動器制動力FU。 2車輪抱死拖滑是：地面制動力為極限值你，并且小于地面附著力。 即： 所以地面制動力、制動器制動力、地面附著力的關系如圖所示： 圖2-2 由圖可知首先取決于，但又受附著條件限制，只有當汽車內(nèi)具有足夠的制動氣制動力，同時地面又能提供較大的附著力時才能獲得足夠的地面制動力。 2.3.4 附著系數(shù)f 附著系數(shù)是指輪胎與地面的摩擦系數(shù)，一般用平均附著系數(shù)，峰值附著系數(shù)，滑動附著系數(shù)來衡量，在水平干硬路面上的平均附著系數(shù)見下表： 表2-1 瀝青混凝路面 平均附著系數(shù) 峰值附著系數(shù) 干 0.8～0.9 0.75 濕 0.5～0.7 0.45～0.7 附著系數(shù)高的路面，車子不容易打滑，行駛安全；附著系數(shù)低的路面，車子容易打滑，比如雪地，冰面等等。附著系數(shù)取決于道路的材料，路面狀況，花紋材料，輪胎結構以及車輛運動速度等。 2.3.5 制動車輛制動效能 1 制動減速度: 在不同路面上制動時，地面制動力有所不同，但考慮到最大附著力時地面制動力 1.不考慮制動延遲時的制動減速度： (2-1) 2.考慮制動器延遲時間時的制動減速度： 表3-1 制動類型延遲時間的選取 制動類型 時間 彈簧制動 0.5s 液壓盤式制動 0.35s 多片制動 0.17s 氣壓制動 0.4～0.8s 鼓式制動 0.75s 選取彈簧制動由表（3-1）知延遲時間為0.5s，得到： (2-2) 此時因制動延遲運行的制動距離為： (2-3) 由（3-1）、（3-2）知最大制動減速度: (2-4) 可見決定制動器距離的主要因素是：制動器起作用的時間和最大制動減速度。 2.3.6 制動器制動力的比例關系 1.地面對前后輪法向反作用力、決定于、，如圖所示： 圖2-3 2.力和力矩的關系 以為研究對象，力和力矩的平衡方程式： (2-5) 以為研究對象，力和力矩的平衡方程式： (2-6) 聯(lián)立（2-5）、（2-6）得到 (2-7) (2-8) 考慮到極限情況（前后輪抱死制動）： 此時： （2-9） 把（2-9）代入（2-7）、（2-8）得到： （2-10） 此時制動器制動力取得極限值 第3章 濕式多盤式制動器的計算 3.1 全封閉濕式多盤制動器設計原則 1.在水平干硬路上面上，制動器在額定載荷下制動時制動初速度Vo=20km/h,制動距離小于等于8m。 2.車輛承載1.5倍載荷在規(guī)定坡道16o時保持靜止，整車最大裝載質量8000kg,整車整備質量8000kg，總載荷為16000kg。 3.車輛應設置工作制動（使車輛減速及至停止行駛的制動情況），工作制動的最大靜態(tài)制動大于50%整車的最大質量。 4.車輛應設置停車制動（使車輛在平路或坡道上靜止不動的制動情況），停車制動應在車輛運行和停止運行時都起作用，停車制動裝置要保證在規(guī)定的坡道上承載1.5倍最大載荷，在坡度為160坡道上可以保持靜止狀況。 5.要保證車輛可以緊急制動（使車輛在緊急狀況下迅速停止行駛的制動情況）。 6.行車制動：使車輛減速及至停止的制動情況； 駐車制動：使車輛在平路上或者坡道上靜止不動的情況； 緊急制動：使車輛迅速制動且停止的情況； 7.車輛輪胎半徑： 已知輪胎的型號為：11.00-20，半徑為0.519m； 輪胎半徑：自由半徑—未裝車成品輪胎； 靜力半徑—承受最大載荷時輪胎中心到地面的距離； 運動半徑—測量輪胎走過n圈的路程， 3.2 整車制動力矩計算 3.2.1 制動減速度的計算 1.不考慮制動延遲時的制動減速度： (3-1) 2.考慮制動器延遲時間時的制動減速度： 表2-1 制動類型延遲時間的選取 制動類型 時間 彈簧制動 0.5s 液壓盤式制動 0.35s 多片制動 0.17s 氣壓制動 0.4～0.8s 鼓式制動 0.75s 選取彈簧制動由表（2-1）知延遲時間為0.5s，得到： (3-2) 此時因制動延遲運行的制動距離為： (3-3) 由（2-1）、（2-2）知最大制動減速度: (3-4) 3.2.2 整車所需的最大制動力矩的計算 1.按制動減速度計算整車制動力矩: —整車工作質量（kg） —輪胎半徑（m） —最大制動減速度(m/s2) 所以： （3-5） 2.按整車在160的坡道上駐車制動計算整車制動力矩: (3-6) 選取最大整車制動力矩： （3-7） 考慮一定的制動扭矩設備，儲備系數(shù)為1.2～1.4,取1.3；可得知整車最大制動力矩為: （3-8） 按照制動時載荷分配可知制動前后橋所需制動力矩為： （3-9） 因為傳動軸式濕式制動器有輪邊減速比，所以制動前后橋所需制動力矩為： 3.2.3 前后橋制動器的制動力: 1.一個制動器的制動力： （3-10） —摩擦系數(shù)0.08～0.1，取0.085 —摩擦副個數(shù)4～14 —折減系數(shù) —摩擦副等效作用半徑（mm） 2.等效作用半徑: (3-11) 其中—摩擦片的外半徑 —摩擦片的內(nèi)半徑 式3-11求得： 3.摩擦副個數(shù)與折減系數(shù)關系: 表3-1 n 2 4 6 8 10 12 k 0.99 0.98 0.97 0.96 0.95 0.94 取摩擦副個數(shù)10，折減系數(shù)0.95。 4.制動力： 根據(jù)式（3-10）可得： (3-12) 把（3-9）、、、、代入式（3-12）中得： 3.3 彈簧的計算 3.3.1 彈簧的選取 矩形彈簧的特點：特性呈線性，剛度穩(wěn)定，結構簡單。 普通彈簧的特點：雖然行程夠，但是力不足。 碟形彈簧的特點： 1. 碟形彈簧在較小的空間內(nèi)承受極大的載荷。與其他類型的彈簧比較，碟形彈簧單位體積的變形量較大，具有良好的緩沖吸震能力，特別是采用疊合組合時，由于表面摩擦阻力作用，吸收沖擊和消散能量的作用更顯著。 2. 碟形彈簧具有變剛度特性。改變碟片內(nèi)截錐高度與碟片厚度的比值，可以得到不同的彈簧特性曲線，可為直線型、漸增型、漸減型或者是他們的組合形式。此外還可以通過由不同厚度碟片組合或由不同片數(shù)疊合碟片的不同組合方式得到變剛度特性。 3. 碟形彈簧由于改變碟片數(shù)量或碟片的組合形式，可以得到不同的承載能力和特性曲線，因此每種尺寸的碟片，可以適應很廣泛的使用范圍，這就使備件的準備和管理都比較容易。 4. 在承受很大載荷的組合彈簧中，每個碟片的尺寸不大，有利于制造和熱處理。當一些碟片損壞時，只需個別更換，因而有利于維護和修理。 5. 正確設計、制造的碟形彈簧，具有很長的使用壽命。 6. 由于碟形彈簧是環(huán)形的，力是同心方式集中傳遞的。 設計的制動器屬于失效安全性濕式多盤式制動器制動器，它是通過彈簧來只制動的，所以需要的彈簧而且在強度、變形力及壽命都有很高的要求，結合以上三種彈簧的特性，碟形彈簧最符合設計要求。 3.3.2 碟形彈簧種類 碟簧的設計主要考慮的是碟簧的組數(shù)和它的組合型式。 碟形彈簧有不同類型的組合型式，常見的有疊合、對合、復合這三種型式： 1.疊合組合：由n個同方向、同規(guī)格的碟簧組成。如下圖： 圖3-1 2.對合組合:由n個相向同規(guī)格的碟簧組成。如下圖： 圖3-2 3．復合組合：有疊合與對合組成。如下圖： 圖3-3 3.3.3 制動器內(nèi)碟簧運動的規(guī)律 1.在所設計的制動器內(nèi)碟簧安裝完畢后，螺栓給碟簧施加壓力，使其壓縮然后達到制動，一旦車輛發(fā)動，液壓系統(tǒng)油壓達到一定值，會再次壓縮碟簧，最終解除制動。所以說從開始制動到接觸制動碟簧會壓縮兩次： 第一次壓縮到時使其制動，第二次壓縮到時使制動解除。如下圖所示： 圖3-4 當平壓時，存在(0.75是最大變形) （3-13） 2．軸向尺寸：一組碟簧安裝時，軸向尺寸受限制，自由高度小于某一軸向尺寸安裝高度。 碟簧自由高度+碟簧螺栓頭部高度+墊片高度=軸向高度。 3.徑向尺寸:碟簧的外徑 3.3.4 碟簧方案的選取 在此設計中需要碟簧為復合類型，下表為設計的兩種方案的預選參數(shù)： 表3-2兩種方案預選參數(shù) 方案 摩擦副n 碟簧組組數(shù)m 摩擦片間隙 一 10 12 0.2 二 10 14 0.2 方案一的計算： 1.預選摩擦副，碟簧組組數(shù)，鋼片粉片間隙值，取0.2。 一組復合碟簧所需產(chǎn)生的制動力為: (3-14) 需要疊合兩片,所以單片碟簧所需的制動力: (3-15) 考慮磨損量取,根據(jù)碟簧變形量和彈力的線性關系取A系列彈簧，選碟簧規(guī)格為31.5，即A2-31.5，如下表所示： 表3-3系列A， 類別 D/mm d/mm t/mm /mm H0/mm P/N /mm /mm 2 31.5 16.3 1.75 0.7 2.45 3900 0.53 1.92 —碟簧外徑（mm） —碟簧內(nèi)徑（mm） —碟簧厚度（mm） —碟簧壓平時變形量計算值（mm） —碟簧的自由高度（mm） —單個碟簧的載荷（N） —單片碟簧變形量（mm） 設對合數(shù)y。,因呈線性關系，所以有式（3-13）存在，可知、的變形量、： (3-16) 得： (3-17) 打開摩擦片所需間隙為: (3-18) 2.碟簧對合數(shù)的計算： (3-19) 將（3-17）代入上式，求得： ,所以取15對合 3.碟簧自由高度： (3-20) 4.碟簧組的軸向尺寸： （3-21） 5.碟簧組的徑向尺寸：31.5mm 方案二的計算： 1.預選摩擦副，碟簧組組數(shù)，鋼片粉片間隙值，取0.3。 一組復合碟簧所需產(chǎn)生的制動力為: (3-22) 需要疊合兩片,所以單片碟簧所需的制動力: (3-23) 考慮磨損量取,根據(jù)碟簧變形量和彈力的線性關系取A系列彈簧，選碟簧規(guī)格28，即A2-28，如下表所示: 表3-4 系列A， 類別 D/mm d/mm t/mm /mm H0/mm P/N /mm /mm 2 28 14.2 1.5 0.65 2.15 2850 0.49 1.66 設對合數(shù)y。,因呈線性關系，所以有式（3-13）存在，可知的變形量: (3-24) 得： (3-25) 打開摩擦片所需間隙為: (3-26) 2.碟簧對合數(shù)的計算： (3-27) 將（3-17）代入上式，求得,所以取19對合 3.碟簧自由高度： (3-28) 4.碟簧組的軸向尺寸： （3-29） 5.碟簧組的徑向尺寸：28mm 3.3.5 碟簧方案的校核 方案一的校核: 有一個由10對合、兩疊合碟簧A2-31.5 GB/T 1972-2005組成的碟簧組，受預加載荷,工作載荷； 碟簧負荷： 當,即碟簧壓平時，上式化簡為： (3-30) 式中—單個碟簧的載荷(N) —壓平時碟形彈簧載荷計算值（N） —碟簧厚度(mm) —碟簧外徑（mm） —單片碟簧的變形量（mm） —碟簧壓平時變形量的計算值（mm） —彈性模量（） —泊松比 折減系數(shù) 系數(shù)得值可根據(jù)從下表中查取： 表3-5 C=D/d 1.90 1.92 1.94 1.96 1.98 2.00 2.02 2.04 0.672 0.677 0.682 0.686 0.690 0.694 0.698 0.702 1.197 1.201 1.206 1.211 1.215 1.220 1.224 1.229 1.339 1.347 1.355 1.362 1.370 1.378 1.385 1.393 注：對于無支撐面的碟簧 由表（3-4）、表（3-6）、式（3-30）得： 因此: (3-31) 通過查看下圖單片彈簧特性曲線： 圖3-5 按不同計算的碟簧特性曲線 由上圖3-5，按照查出: 故： 通過查看下圖找到疲勞破壞關鍵部位： 圖3-6 碟簧疲勞破壞關鍵部位 由上圖，按,可得疲勞破壞關鍵點為Ⅱ點：如圖3-7所示： 圖3-7 計算碟簧時的應力點示意圖 Ⅱ點的應力是： (3-32) 式中（3-32）中： 由表3-3、表3-5、式3-32求得： 當 則求出碟簧計算應力幅： 通過查看下圖3-8： 圖3-8 彈簧的極限應力曲線 由上圖3-8中在處時，疲勞強度上限應力為, 可求得疲勞強度應力幅為： 因為，所以滿足疲勞強度要求，所以此次方案滿足設計要求。 方案二的校核: 有一個由14對合、兩疊合碟簧A2-28 GB/T 1972-2005組成的碟簧組，受預加載荷,工作載荷； 碟簧負荷： 當,即碟簧壓平時，上式化簡為： (3-33) 由表（3-3）、表（3-4）、式（3-32）得： 因此: (3-34) 由圖3-5，按照查出： 故： 由圖3-6，按,可得疲勞破壞關鍵點為Ⅱ點：如圖3-7所示 Ⅱ點的應力是： (3-35) 由表3-3、表3-5、式3-35求得： 當 則求出碟簧計算應力幅： 通過查看圖3-8中在處時，疲勞強度上限應力為, 可求得疲勞強度應力幅為： 因為,所以不滿足疲勞強度要求，所以此次方案不滿足設計要求。 從這兩方案中得知第一種方案符合設計要求。 3.3.6 碟簧組設計方案有關數(shù)據(jù) 通過計算可知方案一符合設計要求，所以碟簧組所需設計的有關參數(shù)如下: 1.碟簧規(guī)格： A2-31.5 GB/T 1972-2005 2.復合碟簧形式 疊合兩片對合15片 3.單片碟簧制動時要求所需的變形量: 得： 4.單片碟簧制動時要求所需的變形力: 5.單片碟簧加大預加載荷的力: 6.單片碟簧加大預加載荷時的變形量: 7.單片碟簧工作載荷: 8.單片碟簧工作變形量: 9.碟簧組磨損極限： 10.單片碟簧由解除制動到制動狀態(tài)時的變形量: 11.復合碟簧組由解除制動到制動狀態(tài)時變形量： 12.校核： 疲勞破壞關鍵點在Ⅱ點，校核通過。 13.碟簧組自由高度: 14.碟簧組預加載荷高度 15.碟簧組工作載荷高度 16.摩擦片比壓: (3-36) 式中：—復合碟簧對合數(shù)； —復合碟簧疊合數(shù)； —摩擦片面積； (3-37) 將式（3-36）代入（3-35）得： 17.預取碟簧組數(shù): 18.預變形時，Ⅱ點應力為: 19.預變形時，Ⅱ點應力為: 20.碟簧的計算應力幅: 21.碟簧的疲勞強度應力幅： 因，故可以滿足疲勞強度的要求。 即碟簧組如圖3-9所示：