【文章內(nèi)容簡介】 具有下列優(yōu)點除活塞和制動塊外無其他滑動件易于保證制動鉗的剛度結構及制造工藝與一 般鼓式制動器相差不多容易實現(xiàn)從鼓式制動器到盤式制動器的改革能很好地適應多回路制動系的要求 ②浮動盤式制動器浮動鉗式盤式制動器的制動鉗體是浮動的其浮動方式有兩種一種是制動鉗體可作平行滑動另一種是制動鉗體可繞一支承銷擺動故有滑動和擺動之分其中滑動應用的較多它們的制動油缸均為單側(cè)的且與油缸同側(cè)的制動塊總成是活動的而另一側(cè)的制動塊總成則固定在鉗體上制動時在油液壓力作用下活塞推動活動制動塊總成壓靠到制動盤而反作用力則推動制動鉗體連同固定制動塊總成壓向制動盤的另一側(cè)直到兩制動塊總成受力均等為止對擺動鉗式盤式制動器來說鉗 體不是滑動而是在與制動盤垂直的平面內(nèi)擺動這樣就要求制動摩擦襯塊應預先做成楔形的 摩擦表面對背面的傾斜角為 6176。左右 在使用過程中摩擦襯塊逐漸磨損到各處殘存厚度均勻 一般約為 l mm 后即應更換這種制動器具有以下優(yōu)點僅在盤的內(nèi)側(cè)有液壓缸故軸向尺寸小制動器能進一步靠近輪轂沒有跨越制動盤的油道或油管加之液壓缸冷卻條件好所以制動液汽化的可能性小 2 全盤式 在全盤式制動器中摩擦副的旋轉(zhuǎn)元件及固定元件均為圓形盤制動時各盤摩擦表面全部接觸其作用原理與摩擦式離合器相同由于這種制動器散熱條件較差其應用遠沒有浮鉗盤式制動器廣泛 23 盤式制動器的優(yōu)缺點 盤式制動器比鼓式制動器的優(yōu)點 熱穩(wěn)定好原因是一般無自行増力作用襯塊摩擦表現(xiàn)壓力分布較鼓式中的襯片更為均勻此外制動鼓在受熱膨脹后工作半徑增大使其只能與蹄的中部接觸從而降低了制動效能這稱為機械衰退制動盤的軸向膨脹極小徑向膨脹根本與性能無關故無機械衰退問題因此前輪采用盤式制動器汽車制動時不易跑偏 水穩(wěn)定性好制動塊對盤的單位壓力高易于將水擠出因而浸水后效能降低不多又由于離心力作用及襯塊對盤的擦拭作用出水后只需經(jīng)一二次制動即能恢復正常鼓式制動器則需經(jīng)十余次制動方能恢復 制動力矩與汽車運動方向 無關 易于構成雙回路制動系使系統(tǒng)有較高的可靠性和安全性 尺寸小質(zhì)量小散熱良好 壓力在制動襯塊上的分布比較均勻故襯塊磨損也均勻 更換襯塊簡單容易 襯塊與制動盤之間的間隙小 005015mm 從而縮短了制動協(xié)調(diào)時間 易于實現(xiàn)間隙自動調(diào)整 能方便地實現(xiàn)制動器磨損報警以便及時更換摩擦襯塊 盤式制動器的主要缺點 難以完全防止塵污和銹蝕封閉的多片全盤式制動器除外 兼作駐車制動器時所需附加的手驅(qū)動機構比較復雜 在制動驅(qū)動機構中必須裝有助力器 因為襯塊工作表面小所以磨損快使用壽命低需用高材質(zhì)的襯塊 24 該商務車制動器結構的最 終選擇 汽車制動簡單來講就是利用摩擦將動能轉(zhuǎn)換成熱能使汽車失去動能而停止下來因此散熱對制動系統(tǒng)是十分重要的如果制動系統(tǒng)經(jīng)常處于高溫狀態(tài)就會阻礙能量的轉(zhuǎn)換過程造成制動性能下降越是跑得快的汽車制動起來所產(chǎn)生的熱量越大對制動性能的影響也越大解決好散熱問題對提高汽車的制動性能也就起了事倍功半的作用所以現(xiàn)代轎車的車輪除了使用鋁合金車圈來降低運行溫度外還傾向于采用散熱性能較好的盤式制動器當然盤式制動器也有自己的缺陷例如對制動器和制動管路的制造要求較高摩擦片的耗損量較大成本貴而且由于摩擦片的面積小相對摩擦的工作面也較小需 要的制動液壓高必須要有助力裝置的車輛才能使用而鼓式制動器成本相對低廉比較經(jīng)濟四輪轎車在制動過程中由于慣性的作用前輪的負荷通常占汽車全部負荷的 70－ 80 因此前輪制動力要比后輪大轎車生產(chǎn)廠家為了節(jié)省成本就采用前輪盤式制動后輪鼓式制動的方式但隨著轎車車速的不斷提高近年來采用盤式制動器的轎車日益增多尤其是中高級轎車一般都采用了盤式制動器普通盤式我們比較容易理解就是實心的通風盤式就是空心的顧名思義具有風功效指的是汽車在行使當中產(chǎn)生的離心力能使空氣對流達到散熱的目的這是由盤式碟片的特殊構造決定的從外表看它在圓周上有許多 通向圓心的洞空這些洞空是經(jīng)一種特殊工藝 slotteded drilled制造而成因此比普通盤式散熱效果要好許多由于制造工藝與成本的關系一般中高級轎車中普遍采用前通風盤后普通盤的制動片如 PassatVento Golf20Corrado等車部分高級轎車采用前后通風盤值得一提的是在前輪使用通風盤正在逐步取代使用實心盤 ABS 把大部分的制動力分配到前輪防止甩尾對前剎的散熱要求很高所以一般前輪都會采用通風盤 36 2123 1458 1070 0857 3 推薦主減速比 4111 最高車速 200kmh 輪胎有效半徑 365mm 31 制動力與制動力分配系數(shù) 汽車制動時如果忽略路面對車輪的滾動阻力矩和汽車回轉(zhuǎn)質(zhì)量的慣性力矩則任一角速度的車輪其力矩平衡方程為 31 式中制動器對車輪作用的制動力矩即制動器的摩擦力矩其方向與車輪旋轉(zhuǎn)方向相反 N m 地面作用于車輪上的制動力即地面與輪胎之間的摩擦力又稱為地面制動力其方向與汽車行駛方向相反 N 車輪有效半徑 m 假設當時速至汽車停止時速度剎車距離由 得 由前后輪分配可知 假設 前輪的其中一個輪 后輪的其中一個輪 因此由公式 31 求得 令 32 并稱之為制動器制動力它是在輪胎周緣克服制動器摩擦力矩所需的力又稱為制動周緣力與地面制動力的方向相反當車輪角速度時大小也相等取決于制動器的結構型式尺寸摩擦副的摩擦系數(shù)及車輪有效半徑等并與制動踏板力即制動系的液壓成正比當加大踏板力以加大和均隨之增大但地面制動力受著附著條件的限制其值不可能大于附著 力即 ≤ 33 34 式中輪胎與地面間的附著系數(shù) 地面對車輪的法向反力 當制動器制動力和地面制動力達到附著力值時車輪即被抱死并在地面上滑移此后制動力矩即表現(xiàn)為靜摩擦力矩而即成為與相平衡以 圖 31 制動力與踏板力的關系 圖 32 制動時的汽車 受力圖 阻止車輪再旋轉(zhuǎn)的周緣力的極限值當制動到 0 以后地面制動力達到附著力值后就不再增大而制動器制動力由于踏板力的增大使摩擦力矩增大而繼續(xù)上升圖 31 根據(jù)汽車制動時的整車受力分析圖 32 并考慮到制動時的軸荷轉(zhuǎn)移可求得地面對前后軸車輪的法向反力為 35 式中 G 汽車所受重力 L 汽車軸距 汽車質(zhì)心離前軸距離 汽車質(zhì)心離后軸距離 汽車質(zhì)心高度 g 重力加速度 汽車制動減速度 算得 汽車總的地面制動 力為 36 式中制動強度亦稱比減速度或比制動力 前后軸車輪的地面制動力 由式 35 式 36 求得前后軸車輪附著力 37 在此取附著系數(shù)因此求得 10151N 4564N 上式表明汽車在附著系數(shù)為任意確定值的路面上制動時各軸附著力即極限制動力并非為常數(shù)而是制動強度或總制動力的函數(shù)當汽車各車輪制動器的制動力足夠時根據(jù)汽車前后軸的軸荷分配前后車輪制動器制動力的分配道路附著系數(shù)和坡度情況等制動過程可能出現(xiàn)的情況有三種即 1 前輪先 抱死拖滑然后后輪再抱死拖滑 2 后輪先抱死拖滑然后前輪再抱死拖滑 3 前后輪同時抱死拖滑 第 3 種情況的附著條件利用得最好由式 36 式 37 得在任何附著系數(shù)的路面上前后車輪同時抱死即前后軸車輪附著力同時被充分利用的條件是 38 式中前軸車輪的制動器制動力 后軸車輪的制動器制動力 前軸車輪的地面制動力 后軸車輪的地面制動力 地面對前后軸車輪的法向反力 G 汽車重力 汽車質(zhì)心離前后軸距離 汽車質(zhì)心高度 由式 38 知前后車輪同時抱死時前后輪制動器的制動力是的函數(shù)式 38 中消去得 39 式中 L 汽車的軸距 圖 33 某汽車的 I 曲線和曲線 將上式繪成以為坐標的曲線即為理想的前后輪制動器制動力分配曲線簡稱I曲線如圖 3 3所示如果汽車前后制動器的制動力能按 I曲線的規(guī)律分配則能保證汽車在任何附著系數(shù)的路面上制動時都能使前后車輪同時抱死目前大多數(shù)兩軸汽車的前后制動器制動力之比值為一定值并以前制動與汽車總制動力之比表明分配的比例稱為汽車制動器制動力分配系數(shù) 310 由于在附著條件所限定的范圍內(nèi)地面制動力 在數(shù)值上等于相應的制動周緣力故通稱為制動力分配系數(shù) 在本設計的商務車中 由式 38 32 同步附著系數(shù) 由式 310 可表達為 311 上式在圖 33 中是一條通過坐標原點且斜率為 1 的直線是汽車實際前后制動器制動力分配線簡稱線圖中線與 I曲線交于 B點 B點處的附著系數(shù) 則稱為同步附著系數(shù)它是汽車制動性能的一個重要參數(shù)由汽車結構參數(shù)所決定 同步附著系數(shù)的計算公式是 求得 對于前后制動器制動力為固定比值的汽車只有在附著系數(shù)等于同步 附著系數(shù)的路面上前后車輪制動器才會同時抱死當汽車在不同值的路面上制動時可能有以下情況 1 當 線位于 I 曲線下方制動時總是前輪先抱死它雖是一種穩(wěn)定工況但喪失轉(zhuǎn)向能力 2 當 線位于 I 曲線上方制動時總是后輪先抱死這時容易發(fā)生后軸側(cè)滑使汽車失去方向穩(wěn)定性 3 當制動時汽車前后輪同時抱死是一種穩(wěn)定工況但也失去轉(zhuǎn)向能力 為了防止汽車的前輪失去轉(zhuǎn)向能力和后輪產(chǎn)生側(cè)滑希望在制動過程中在即將出現(xiàn)車輪抱死但尚無任何車輪抱死時的制動減速度為該車可能產(chǎn)生的最高減速度分析表明汽車在同步附著系數(shù)的路面上制動 前后車輪同時抱死 時其制動減速度為 dudtg即 q為制動強度而在其他附著系數(shù)的路面上制動時達到前輪或后輪即將抱死時的制動強度 q 這表明只有在 的路面上地面的附著條件才得到充分利用附著條件的利用情況用附著系數(shù)利用率 附著力利用率 表示 312 算得 式中汽車總的地面制動力 G 汽車所受重力 制動強度 當 時 1 利用率最高 直至 20世紀 50年代當時道路條件還不很好汽車行駛速度也不很高后輪抱死側(cè)滑的后果也不顯得像前輪抱死喪失轉(zhuǎn)向能力那樣嚴重因此往往將值定得較低即處于 常遇附著系數(shù)范圍的中間偏低區(qū)段但當今道路條件大為改善汽車行駛速度也大為提高因而汽車因制動時后輪先抱死引起的后果十分嚴重由于車速高它不僅會引起側(cè)滑甩尾甚至會調(diào)頭而喪失操縱穩(wěn)定性后輪先抱死的情況是最不希望發(fā)生的因此各類轎車和一般載貨汽車的值有增大的趨勢 如何選擇同步附著系數(shù) 是采用恒定前后制動力分配比的汽車制動系設計中的一個較重要的問題在汽車總重和質(zhì)心位置已定的條件下的數(shù)值就決定了前后制動力的分配比 的選擇與很多因數(shù)有關首先所選的應使得在常用路面上附著系數(shù)利用率較高具體而言若主要是在較好的路面上行駛則選的值可偏 高些反之可偏低些從緊急制動的觀點出發(fā)值宜取高些汽車若常帶掛車行駛或常在山區(qū)行駛值宜取低些此外的選擇還與汽車的操縱性穩(wěn)定性的具體要求有關與汽車的載荷情況也有關總之的選擇是一個綜合性的問題上述各因數(shù)對的要求往往是相互矛盾的因此不可能選一盡善盡美的值只有根據(jù)具體條件的不同而有不同的側(cè)重點 根據(jù)設計經(jīng)驗空滿載的同步附著系數(shù)和應在下列范圍內(nèi)轎車 065～ 080 輕型客車輕型貨車 055～ 070 大型客車及中重型貨車 045～ 065 現(xiàn)代汽車多裝有比例閥或感載比例閥等制動力調(diào)節(jié)裝置可根據(jù)制動強度載荷等因素來改變前后制動器制動力 的比值使之接近于理想制動力分配曲線 為保證汽車制動時的方向穩(wěn)定性和有足夠的附著系數(shù)利用率聯(lián)合國歐洲經(jīng)濟委員會 ECE 的制動法規(guī)規(guī)定在各種載荷情況下轎車在 015≤ q≤ 08 其他汽車在 015≤ q≤ 03 的范圍內(nèi)前輪均應 能先抱死在車輪尚未抱死的情況下在 02≤≤ 08 的范圍內(nèi)必須滿足 q≥ 01085 02 由式 13 可知 q 077 滿足 33 制動強度和附著系數(shù)利用率 上面已給出了制動強度 q 和附著系數(shù)利用率的定義式下面再討論一下當 時的 q 和根據(jù)所定的同步附著系數(shù)由式 310 及式 311 得 313 進而求得 314 315 當 時故 14715q 1 當 時可能得到的最大總制動力取決于前輪剛剛首先抱死的條件即由式 36式 37 式 312 和式 314 得 316