制动器的基本性能

chenjing521

制动器的基本性能包括以下几点:
    I)制动器效能
    制动效能是制动器在单位输入压力或力的作用下所输出的力或力矩。常用无因次量制动器效能因数(简称制动器因数)K来评价不同结构型式的制动器的效能。制动器效能因数K定义为在制动鼓或制动盘的作用半径上所得到的摩擦力与输入力之比。
    设制动器输出的制动力矩为Mi，则在制动鼓或制动盘的作用半径R上的摩擦力为Mi /P，从而制动器效能因数K= MU /PR。

图3.1鼓式制动器结构示意图
式中P一输入力。常取两制动蹄促动力的平均值，即P=P1+P2) /2.
制动器中两个制动蹄的效能因数分别为


式中P1,  P2—分别为两制动蹄上的促动力;
Mu1, Mu2—分别为两制动蹄作用于制动鼓的制动力矩。
整个鼓式制动器的效能因数为

若P,=Pz=P，则

    2)制动器效能的稳定性
    制动器效能的稳定性主要取决于其效能因素K对制动衬片与制动鼓之间的摩擦系数i的敏感性。摩擦系数1是随摩擦副表面的温度和水湿程度的变化而变化的。制动器在使用中温度的升高是经常性的，因而制动器的热稳定性更为重要。鼓式制动器中摩擦力对领、从蹄的增势、减势作用，使领蹄的效能稳定性较从蹄差。因而效能因素较大的鼓式制动器，效能稳定性相应的较差。欲使制动器的效能稳定性较好，除选择适当的结构型式外，还应使制动鼓(制动盘)有足够的热容量和散热能力。
    3)制动器衬片的磨损均匀性
    制动器衬片是一易损耗件。制动器衬片在工作时压力分布应尽量均匀，以使其磨损均匀，使用寿命长，同时也可使其工作表面温度分布均匀，温度分布峰值低，散热好。
    4)制动器间隙调整的简便性
    制动器间隙调整是汽车保养作业中较频繁的项目之一，故选择调整装置的结构型式和安装位置必须保证调整操作简便。当然最好采用自动调整装置。
    5)制动器的尺寸和质量
    出于行驶稳定性的考虑，汽车的轮胎尺寸往往选择得较小。因而宜选择尺寸小而效能高的制动器型式。车轮制动器属于非黄载质量，故应尽可能减轻其质量，以提高汽车行驶平顺性。
'3.4制动器结构参数对制动器性能的影响研究一般的，制动器的设计主要就是指结构参数和结构型式的设计。在设计过程中，这些参数该如何确定?它们对制动器性能有和影响?怎样改动才算合理?这些，都是产.l-7l C7设计开发人员比较关心的问题。由于受条件限制，生产企业还没有进行过系统研究，虽然教科书上有一些介绍，但不够具体详尽。，为此，我们充分发挥研究力量，利用现有的各种有利条件，采用编程计算与数植模拟技术相结合的手段，对这些问题进行了深入研究，得到了一系列制动器设计的经验知识
3. 4. 1制动器主要尺寸参数对制动效能的影响
    分析、了解制动器的主要尺寸参数对制动器效能的影响，对指导制动器的设计、控制制动器的性能有直接的实用意义。影响制动器效能的制动器主要尺寸参数(参见图3. 2 )包括制动器半径R、制动衬片的起始角a’和包角8、制动蹄的促动力作用点U的位置((XU，YU)和支承端A点位置(XA,  YA)、制动蹄的支承面倾角和促动力压力角。
    下面的分析中，讨论浮式支承式制动器时是以某微型轿车的浮式支承领从蹄鼓式制动器为例，采用参考文献〔zsI中的计算方法，利用计算机编程进行计算分析。以领蹄为例，取X-Y直角坐标系的原点0位于制动鼓中心，Y轴位于制动器对称线上。制动蹄的支承点A和促动力作用点U的坐标分别记为(XA，YA)和(XU，YU)。

得到的结论如下:
1、制动器半径R对制动器效能的影响
    制动器的其它尺寸参数不变时，制动器半径R越大，领蹄的制动效能因数越大，而从蹄的制动效能因数越小。
2、制动衬片的起始角A’对制动器效能的影响
    制动器的其它尺寸参数不变时，改变制动衬片的起始角e’，制动效能有相应的变化(如图3. 3 )。对于不同的制动衬片摩擦系数i，均有一个使制动效能最大的起始角。制动衬片摩擦系数飞越大，则使制动效能达最大值的起始角越小，改变制动衬片的起始角。使制动效能最大，实质上就是使制动衬片上压力最大点位于圆周方向中心，使衬片上压力对称分布。

3、制动衬片包角对制动器效能的影响
    制动器的其它尺寸参数不变时，改变制动衬片包角e，制动效能相应变化(如图3. 4所示)。一般认为包角e越大，制动效能越大。但由于包角e的大小还影响着制动衬片的压力分布，因此对于较大的制动衬片摩擦系数1而言，制动衬片包角。过大时，制动效能反而会减小。

4、制动蹄促动力作用点U的位置对制动器效能的影响
    对于固定支承销式制动器，促动力作用线至支承点A的距离影响着制动效能。距离越大，制动效能越高。对于浮式支承销式制动器，当促动力压力角(如图3. 2 )较小时，制动蹄促动力作用点U的横向坐标XU的大小对制动器效能影响较小;压力角为0时，XU的大小对制动器效能没有影响。制动器的其它尺寸参数不变时，U的纵向坐标YU越大，制动效能越大，它们之间成线性增长关系。这是促动力对于支承点A的力臂增大的缘故。制动衬片摩擦系数的大小对YU与制动效能的关系几乎没有什么影响。   
5、制动蹄支承点f1的位置对制动器效能的影响
对于浮式支承制动器，当其它尺寸参数不变时，随着制动蹄支承点横坐标xn(图:3. 2 )
的增大，制动效能减小;随着制动蹄支承点纵坐标Yn的绝对位的增大，制动效能减小。制动衬片摩擦系数〕越大，制动效能的变化趋势越明显。
6、制动蹄支承面倾角对制动器效能的影响
制动器的其它尺寸参数不变时，制动蹄支承面倾角对制动器效能的大小
有影响(如图3. 5 )。
制动衬片摩擦系数i不同，其影响趋势则不同。对于一个各尺寸参数己确定的制动蹄来说，存在某个i值会使制动效能不随支承面倾角丫的变化而改变，而较大的i值会使制动效能随支承面倾角的增大而变大，较小的i值会使制动效能随支承面倾角的增大而减小。

图3.5领蹄支承面倾角与制动效能因数
7、促动力压力角对制动器效能的影响
    对于固定支承销式制动器，促动力压力角的绝对值越大，促动力作用线至支承点的距离就越小，制动效能因数就越小。
对于浮式支承销式制动器，当制动器的其它尺寸参数不变时，促动力压力角r对制动效能亦有影响。在压力角绝对值较小的范围内时，常用的制动衬片摩擦系数1值都能使制动蹄产生最大的制动效能。促动力压力角绝对值变大时，制动效能降低。制动衬片摩擦系数i越大，使制动蹄产生最大制动效能的对应压力角越小。采用液压轮缸作为促动装置的制动器，其促动力压力角一般为0，而凸轮促动装置的促动力压力角不为O。
3.4.2制动蹄主要参数对制动衬片压力分布的影响
制动衬片上的压力分布状况影响着衬片一的使用寿命、制动效能抗热衰退性。制动衬片土的压力越小，分布越均匀，衬片的磨损就越均匀，使用寿命越长。制动衬片上压力分布状况不同，其制动效能因数也不同。若压力较大，_目_分布不均匀，在产生较大制动力矩时，衬片的压力最大处就会产生较高的温度，该处的摩擦系数降低较明显，热衰退现象较严重。
    理想的制动衬片压力分布应是:最高压力点位于衬片周向的中心，也就是最大压力线位于衬片包角的角平分线上。
    制动衬片分布压力最大值点的位置可以用最大压力线来表示;制动衬片上压力的分布均匀性则可用压力分布不均匀系数来表示。制动蹄的最大压力线与制动衬片角平分线的相对位置，实际上反映了制动衬片的压力分布状况。两者靠得越近，不均匀系数△越小。在分析各参数对制动衬片压力分布的影响时，可以通过各参数对最大压力线和制动衬片角平分线的位置的影响来讨论。
【1】制动衬片起始角e’对压力分布的影响   
不论是固定销支承还是浮式支承，改变制动衬片起始角e'，就改变了制动衬片的角平分线的位置，而制动蹄的最大压力线的位置则与起始角e’的变化无关。
因此，制动蹄的其它尺寸参数不变时，改变起始角e’，不均匀系数△会相应变化(如图3.6)。对应不均匀系数△有最小值的起始角e’正好使最大压力线位于衬片包角的角平分线上，此时，增大或减小起始角,都会增大不均匀系数△。增大起始角，最大压力线将相对于制动衬片向制动蹄的支承端偏移;减小起始角，最大压力线将相对于制动衬片向制动蹄的促动端偏移。   
【2】制动衬片包角Θ对压力分布的影响
    对于固定销支承和浮式支承，改变制动衬片包角Θ，都会改变制动衬片的角平分线的位置。对于浮式支承，包角e的变化还会使制动蹄的最大压力线的位置改变。(固定销支承式的制动蹄最大压力线的位置则不受包角Θ的影响)。因而，制动蹄的其它尺寸参数不变时，改变包角，不均匀系数△会相应变化(如图3. 7)。不同的制动衬片一摩擦系数，分别有对应最小不均匀系数的不同包角值。
    制动衬片包角的大小还影响制动衬片压力值的大小。在产生同样的制动力矩的情况下，制动衬片包角越大，分布压力的值就越小。但过分增大包角，减小压力的作用就不明显了。包角的取值范围一般在950-1200之间比较合理。

【3】制动衬片摩擦系数i对压力分布的影响
    对于固定销支承制动蹄，制动衬片摩擦系数i的大小不影响压力分布不均匀系数△。这是因为制动衬片摩擦系数i既不影响制动蹄的最大压力线位置，又不影响制动衬片的角平分线位置。对于浮式支承制动蹄，制动衬片摩擦系数i的大小会使制动蹄的最大压力线的位置有所不同。因而，对于各尺寸参数相同的制动蹄，不同的制动衬片摩擦系数i会有不同的不均匀系数△。
【4】制动蹄促动力作用点U的位置对压力分布的影响
    不论是固定销支承还是浮式支承，不论是领蹄还是从蹄，制动蹄促动力作用点U的横坐标X}既不影响最大压力线的位置，也不影响制动衬片的角平分线位置;纵坐标Y。不影响最大压力线的位置，对制动衬片的角平分线位置的影响较小。所以制动蹄促动力作用点U的位置对不均匀系数的影响很小。
【5】制动蹄支承点A的位置对压力分布的影响
    对于固定销支承制动蹄，制动蹄支承点的位置变化不会改变最大压力线与制动衬片的角平分线的相对位置，因此不影响制动衬片的压力分布。对于浮式支承制动蹄，制动蹄的其它尺寸参数不变时，制动蹄支承点n的位置(xn, Yn)变化对制动衬片的压力分布有影响，但影响很小。
【6】制动蹄支承面倾角对压力分布的影响
    制动蹄的其它尺寸参数不变时，改变浮式支承制动蹄支承面倾角T的大小，最大压力线的位置会改变，因而不均匀系数△会相应变化(图3. 8 )。对于不同的制动衬片摩擦系数分别有不同的支承面倾角值对应最小不均匀系数，大于或者小于这些支承面倾角值，不均匀系数△都会增大。

【7】促动力压力角对压力分布的影响
    制动蹄的其它尺寸参数不变时，促动力压力角对压力分布亦有影响，但影响不是很明显，如图3. 9所示。对于常用的制动衬片摩擦系数值，压力角越大，不均匀系数△越大。分布。对于浮式支承制动蹄，制动蹄的其它尺寸参数不变时，制动蹄支承点n的位置(xn, Yn)变化对制动衬片的压力分布有影响，但影响很小。

  3.5制动器结构型式对制动器性能影响的研究
3. 5. 1各种类型鼓式制动器的性能特性分析
按照两个制动蹄作用的不同，鼓式制动器的可以分为:领从蹄式制动器、双领蹄式制动器、双向双领蹄式制动器、双从蹄式制动器、单向增力式以及双向增力式制动器等。
领从蹄式制动器的两块蹄片有[la定的支点。张开装置有两种型式，第一种是用凸轮或者楔块式张开装置。其中平衡凸轮式和楔块式张开装置中的制动凸轮和制动楔块都是浮动的，故能保证两蹄张开力相等，非平衡式的制动凸轮的中心是固定的，不能浮动，所以不能保证作用在两体上的张开力相等。第二种用两个活塞直径相同的轮缸，可保证作用在两蹄上的张开力相等。双领蹄式制动器的两蹄片各有其固定支点，并用各只有一个活塞的两个轮缸张开蹄片。双向双领蹄式制动器，两蹄片浮动，用各有两个活塞的轮缸张开蹄片。与双领蹄式制动器相比，双向双领蹄式制动器的特点是制动鼓无论朝哪个方向旋转，制动效果都不变。
增力式制动器的两蹄片之间相互连接，两蹄都是领蹄。次领蹄的轮缸张开力的作用效果很小或次领蹄上不存在轮缸张开力，然而由主领蹄的自行增势作用所造成且比主领蹄张开力大得多的支点反力传到次领蹄的下端，成为次领蹄的张开力(或主要张开力)。
上述制动器的特点用制动器效能、效能稳定性和摩擦衬片磨损均匀的程度来评价。
基本尺寸比例相同的各种鼓式制动器，增力式制动器效能最高，双领蹄式次之，领从蹄式又次之，而双从蹄式的效能最低。摩擦系数的变化会影响到制动力矩的变化，即影响制动器的工作稳定性。就工作稳定性而言，名次排列与前述情况正好相反，双从蹄式最好，增力式最差。
双领蹄式和双从蹄式制动器，由于结构的中心对称性，两蹄对制动鼓的法向压力和单位面积摩擦力的分布也是中心对称的，因而两蹄对鼓作用的合力恰好互相平衡，故这两种都属于平衡式制动器。其余各种鼓式制动器都不能保证这种平衡，因而是非平衡式的。非平衡式制动器将对轮毅轴承造成附加径向载荷，而且领蹄(或次领蹄)摩擦衬片表面单位压力大于从蹄(或主领蹄)，磨损较严重。双领蹄式和双向双领蹄式制动器，两蹄单位压力一样，磨损均匀，衬片寿命均衡。
3.5.2制动底板的结构型式对制动器性能的影响
制动器分为固定部分与活动部分。鼓式制动器的活动部分只有制动鼓，其余零件皆属固定部分。制动底板是其固定部分各零件的安装基础。对制动底板正确设计使之具有良好特性，是制动器正常工作的基本保证。
制动底板上的基本结构如图3. 10所示。
制动底板的刚度是在制动底板设计中应重点考虑的主要因素。

     制动底板的刚度的影响主要体现在以下方面:
    1)直接影响着制动蹄在制动过程中的位置状态，相应地影响着制动蹄衬片与制动鼓间的接触状态和压力分布。刚度不足将导致制动器的制动力矩减小，制动器衬片的磨损不均匀。
    2)影响着制动底板的振动模态，从而影响着制动器的振动与噪声。为得到对于制动底板进行刚度和强度设计具有普遍参考价值的结论，对图3. 10所示的几种具有不同结构特征的制动底板简化模型利用ANSYS软件进行有限元计算，由此可分析制动底板的变形规律和各结构尺寸对其刚度的影响。

    用模型B,C,D (如图3. 11)模拟在不同半径处有周向加强肋的制动底板，用模型E, F分别模拟在不同方向有一凸台的制动底板。m-n为一刚性体，用以模拟制动蹄支承块或制动轮缸，其m点为受力点。4个直径直径为8的孔为固定点。采用ANSYS软件计算出制动底板模型。在半径R=70mm处和计算出制动底板模型在半径R=70mm处的轴向变形(右视图中向右为正值)、周向变形(逆时针为正值)、径向变形(向外为正值)沿周向的分布(如图3. 12 )。






图3.12b制动底版模型变形分布

由计算结果可以看出以下几点:
    1)制动底板的轴向变形远大于周向变形和径向变形，是制动底板的主要变形。
    2)制动底板轴向变形和径向变形的最大值均位于a=45度和a= 315度。处附近，最小值均位于a= 185度处附近;周向变形的最大值位于a= 5度处附近，最小值位于a=190度附近。
    3)比较B,C,D型式，可知加强肋的位置半径越大，轴向变形的最大位越小。而加强肋位置半径对周向变形和径向变形的影响不显著。
    4)比较E, F型式，其结构的主要差别是凸台的凸起方向不同。r型式在轴向、周向、径向的变形的最大值及变形分布均优于E型式。
    5)与A, B, C, D型式相比，E, F型式的底板不在一个连续的平面上，凸台缘的存在，使E, F型式的轴向变形较小，径向变形较大。此外，若在径向设置加强肋或凸台缘将减小底板的轴向变形。
    上述模型形状沿周向都是相同的，而实际制动底板的形状要复杂得多，故这些计算分析只可作为设计时的定性参考。具体设计时应对制动底板进行计算机辅助分析，以确保获得较好的刚度特性。
    另外，制动底板应具有一定的强度，以保证足够的疲劳寿命。
    对制动底板简化模型(图3. 11)用ANSYS软件进行有限元分析计算，得R=70mm处应力沿周向的分布状况(如图3. 13)。可以看出:
    1)最大应力位于a= 40度和a= 340度处附近，即位于受力刚性体m-n(支承块或制动轮缸)的两侧。最小应力位于}=I80。处附近，即位于受力点的对称处。
    2)加有周向加强肋的B, C, D型式制动底板的最大应力值均比无加强肋的A型式小。其中加强肋设在受力处的C型式的应力分布最均匀，最大应力值最小。而D型式的加强肋由于太靠近固定孔，没能充分发挥其增强作用，因而其应力最大值与A型式的差别不大。
    3) E, F型式的应力分布几乎相同，说明凸台方向基本上不影响对制动底板的应力及强度。E, F型式的应力分布与D型式的也很接近，这是因为凸台缘与加强肋对强度的增强作用是相同的。
    对于实际形状要复杂得多的制动底板，设计时应对其进行计算机辅助分析，以保证其应力分布合理，有足够的疲劳寿命。
  '3.6制动器设计的具体评价标准
    为了保证制动器设计的合理性，通常应当有一些具体的评价标准。传统的制动器设计效果评价，一般只涉及到了制动器的力学性能，比如制动效能、制动效能的稳定性等，而对制动器的热性能很少提及。因而，这样的评价是不全面的，而且也不能预测制动器在实际使用过程中是否会出现问题。
    通过大量查阅制动器设计文献〔25)----[32)，结合生产实际的经验规律，我们得到了制动器设计评价的热性能标准，主要体现在以下三个方面:
    1.制动器是否会出现热裂纹
    通常，当输入制动鼓或制动盘摩擦表面的热流密度q"R保持在低于式3. 1所确定的值时，制动鼓或者制动盘便不会出现热裂纹。
   
    式中As一制动鼓或制动盘的摩擦表面积，m2;
    式中Φi一第i个制动器的制动力与总制动力之比。
    其中，q由3. 2式确定

a一车辆间速度，m/s2;
S一轮胎滑移率，定义为车辆前进速度和轮胎周缘速度之差与车辆前进速度的比值;
V2一车辆制动初始速度，m/s;
V2一车辆制动终了速度，m/s;
m一汽车质量，kg.
2.制动器是否会出现热衰退
    如果制动衬片或衬块所吸收的功率保持低于式3. 3所确定的一定值，那么制动器一般不会出现严重的热衰退。

}60Whu'鼓式制动器
2300Whn-盘式制动器
入一一个制动蹄所吸收的制动能量的比率，对于双领蹄式制动器
入=0. 5，对于领从蹄式或双向增力式制动器}.  -0. 7，
对于盘式制动器制动块入==1. 0
3.制动器是否会出现过大的磨损
    如果制动衬片和制动鼓之间的平均压力pm与衬片摩擦系数uL的乘积低于式3. 4所确定的数值，那么一般不会出现过大的磨损。

式中
95Pa鼓式制动器，36QPa盘式制动器

P一领蹄或第二蹄衬片的投影面积，=1.62rb,m2;
a一车辆减速度，m/sj;
R-轮胎的有效半径，m;
r-制动鼓或制动盘的有效半径，m;
b一制动鼓摩擦面积的有效宽度，m;
m一汽车质量，吨;
uL_衬片或衬块的摩擦系数。
    如果得不到制动衬片和衬块摩擦系数pL的具体资料，设计时刻参考下列取值:领从蹄式制动器，u L=0. 35双领蹄式制动器，u L=0. 45双向增力式制动器，u L=0. 35盘式制动器。
[25」张洪欣《汽车设计》:北京机械工业出版社，1995: 229-256.
[28]赵幼平、许可芳.《鼓式制动器制动力矩的计算研究》:汽车工程，1996. 18(6):360-364.
[29] G. B. Stroh,  M. H. Lawrence,  W. T. Deibel.《Effect of Shoe Force Geometry on
Heavy Duty Internal Shoe Brake Performance)):SAE 680432:1一16.
[30]何宇平、姜正根、朱伯比《汽车制动性能分析和计算机模拟与试验验证》汽车工程:1995
17 (5):296-306.
[31〕王良模、孙刚等.《鼓式制动器效能因数的计算研究》:南京理工大学学报，1999. 23 (3)
220-223.
[32〕方泳龙、李扔、李幼德.《汽车制动系设计专家系统》汽车工程，1995. 17(3):129-136.

志闲

这可写成论文了

yixia

分析的很有道理，学习了

flray

挺好~厉害！！

潮水一样飞

很全面的啊