吉林大学汽车设计ppt课件第八章.ppt

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1、第八章 制动系设计,第一节 概述第二节 制动器结构方案分析第三节 制动器主要参数的确定第四节 制动器的设计与计算第五节 制动驱动机构的设计与计算第六节 制动力调节机构第七节 制动器的主要结构元件,第一节 概述,一、设计要求1. 足够的制动效能行车制动能力用某一制动初速度制动时，制动距离和减速度两项指标评定。驻坡能力汽车在良好路面上能可靠的停驻的最大坡度。,第一节 概述,一、设计要求2. 工作可靠用双管路，当一套实效，另一套行车制动能力不低于没有失效时的30%。3. 用任何速度制动，汽车不应当丧失操纵性和方向稳定性。1） 前轮抱死，丧失操纵性，所以要求前后轴制动器的制动力矩有合适的比例，并应能随

2、轴荷转移而变化。2) 制动时汽车不跑偏。同一轴上左右轮制动力应相同，差值最大不超过15%。,第一节 概述,一、设计要求4 . 防止水、污泥进入制动器工作表面，水与污泥使制动能力下降，工作面磨损变大。水f下降制动能力下降，称为水衰退。经515次制动后应能恢复正常。5. 制动能力的热稳定性良好下长坡连续和缓制动以及频繁重复制动可使温度上升， f下降、制动能力下降、称为热衰退。热稳定性良好，即不易衰退，衰退后能迅速恢复。,第一节 概述,一、设计要求6. 操纵轻便，并且具有良好的随动性,第一节 概述,一、设计要求7 产生制动与解除制动的作用滞后性尽可能短。8 公害小包括制动时产生的噪声小，减少石棉纤维

3、的散发量。9 寿命长。10 摩擦副间间隙可调，且调整工作容易进行。11 驱动机构有故障时，应有报警机构报警。,第二节 制动器的结构方案分析,第二节 制动器的结构方案分析,一、鼓式制动器的制动方案分析,第二节 制动器的结构方案分析,一、鼓式制动器的制动方案分析制动器效能定义：制动器在单位输入压力或力的作用下所输出的力或力矩称为制动器效能。用制动器效能因数k来评比各式制动器的效能。制动器效能因数定义：在制动毂或制动盘的作用半径R上所得到的摩擦力（M/R）与输入力F0之比,M为制动器输出的制动力矩,第二节 制动器的结构方案分析,一、鼓式制动器的制动方案分析制动器效能制动器效能因数领蹄合力作用在E点分

4、解为Ff1和F1。对蹄支点C取矩得：,张开力,一、鼓式制动器的制动方案分析,制动器效能同理： 结论： 当结构尺寸相同时（ 、 ），随f的增加。 的增加比 迅速； 在f相同的条件下， ，表明领蹄制动效果好于从蹄。,第二节 制动器的结构方案分析,一、鼓式制动器的制动方案分析,第二节 制动器的结构方案分析,制动器效能稳定性系指效能因数K对f的敏感性(dk/df）。制动器效能稳定性好。即是制动器效能对f的变化敏感性较低。 对f的导数：,第二节 制动器的结构方案分析,一、鼓式制动器的制动方案分析结论： 在结构尺寸相同的条件下 （ 、 ）随f的增加 也增加， 减少；在f相同条件下， 说明领蹄对f的变化更为

5、敏感。,第二节 制动器的结构方案分析,二 盘式制动器结构方案分析 1、盘式制动器与鼓式制动器比较,第二节 制动器的结构方案分析,二 盘式制动器结构方案分析1、盘式制动器与鼓式制动器比较,第二节 制动器的结构方案分析,二 盘式制动器结构方案分析1、盘式制动器与鼓式制动器比较 鼓受热膨胀，呈椭圆状，接触不好，制动效能下降，机械衰退。盘无轴向膨胀小，无机械衰退。 i. 因为块与盘之间单位压力高，将水挤出，所以后制动效能降低得不多。 ii.离心力及衬块对盘的摩擦作用，进水后经12次制动可恢复正常，鼓式需经十多次制动可以恢复。 衬块与制动盘之间的间隙小（0.050.15）mm,第二节 制动器的结构方案分

6、析,二 盘式制动器结构方案分析2 盘式制动器,钳不滑动也不摆动，所以刚度大。固定钳兼作驻车制动，必须附设辅助制动钳或用盘中鼓。跨越盘的油管或油道受热机会增多。,第三节 制动器主要参数的确定,一 鼓式制动器主要参数的确定1.制动鼓内径D,第三节 制动器主要参数的确定,一 鼓式制动器主要参数的确定1.制动鼓内径D初选D： 初选D后，参照ZBT2400589制动鼓直径及制动蹄片宽度尺寸系列选取。,第三节 制动器主要参数的确定,一 鼓式制动器主要参数的确定2.摩擦衬片宽度b,b尺寸应符合ZBT2400589,第三节 制动器主要参数的确定,一 鼓式制动器主要参数的确定3 .包角,第三节 制动器主要参数的

7、确定,一 鼓式制动器主要参数的确定4.单个制动器总的衬片摩擦面积Ap 在D已定条件下，影响的Ap 因素为和b,当Ap 增加以后，单位压力下降，ma大的汽车要求Ap 提高，如轿车：,第三节 制动器主要参数的确定,一 鼓式制动器主要参数的确定5. 摩擦衬片起始角0单位压力在衬片上的分布规律有两种观点： 1) 均匀分布 2) 按正弦规律分布为了使衬片磨损均匀和改善制动效能可以将衬片相对最大压力点对称布置。常见的布置方法是给定初始角0 0=90-/2,如右图,第三节 制动器主要参数的确定,一 鼓式制动器主要参数的确定6 .制动器中心到张开力F0作用线的距离e,初选时：e=0.4D,第三节 制动器主要参

8、数的确定,一 鼓式制动器主要参数的确定7.制动蹄支撑点位置坐标a和c,初选时：a=0.4D,第三节 制动器主要参数的确定,二. 盘式制动器主要参数的确定1. 制动盘直径D,初选 D=（70%79%）Dr,第三节 制动器主要参数的确定,二. 盘式制动器主要参数的确定2. 制动盘厚度h,初选 ：实心制动盘 取1020mm 通风式制动盘 取2050mm(多用2030mm）,第三节 制动器主要参数的确定,二. 盘式制动器主要参数的确定 3.摩擦衬块外半径R2 与内半径R1 推荐 R2 /R11.5 R2 /R1 1.5时，内外侧圆周速度相差过多，磨损不均匀接触面积降低制动力距降低、寿命降低。,第三节

9、制动器主要参数的确定,二、盘式制动器主要参数的确定4.制动衬块面积A,推荐制动衬块单位面积占有汽车质量在1.63.5kg/cm2,第四节制动器的设计与计算,一、鼓式制动器的设计与计算1 .制动蹄的分类,第四节制动器的设计与计算,一、鼓式制动器的设计与计算2. 压力沿衬片长度方向的分布规律假设：衬片在径向方向有变形，鼓、蹄、支撑的变形 忽略不计。1)两自由度紧蹄的压力沿衬片长度方向的分布规律 坐标原点取在鼓心O点， Y1坐标取在OA1方向， 其中A1为蹄片瞬时转动 中心。 X1坐标如图：,第四节制动器的设计与计算,一、鼓式制动器的设计与计算2. 压力沿衬片长度方向的分布规律1)两自由度紧蹄的压力

10、沿衬片长度方向的分布规律制动瞬间蹄片移动特点： 在张开力作用下，蹄片绕A1转动，蹄压到鼓上，衬片受压变形，结果蹄还要顺着摩擦力作用方向沿支撑面移动。 蹄片中心移至O1点，所以未变形时的衬片表面轮廓线E1E1线，沿OO1方向进入制动鼓。并且，衬片表面上所有点在OO1方向上的变形是相同的。如B1点在OO1方向的变形为B1 B1. B1点径向变形1：,第四节制动器的设计与计算,一、鼓式制动器的设计与计算2. 压力沿衬片长度方向的分布规律1)两自由度紧蹄的压力沿衬片长度方向的分布规律 OB1与Y1轴夹角 OB1与最大压力线OO1之间的夹角 X1轴与最大压力线之间的夹角 结论： 两自由度紧蹄压力沿衬片长

11、度方向分布规律符合正弦分布规律。,第四节制动器的设计与计算,一、鼓式制动器的设计与计算2. 压力沿衬片长度方向的分布规律2)一个自由度紧蹄的压力沿衬片长度方向的分布规律 坐标原点取在O点，Y1坐标在OA1方向。 衬片表面任意点B1，在张开力与摩擦力作用下，蹄片绕支承销A1转动d角后，B1点沿蹄片转动的切线方向的变形为线段 B1 B1，其径向变形分量是这个 线段在半径OB1方向上的投影B1C1线段。因为d很小，所以认为 则： 考虑到,第四节制动器的设计与计算,一、鼓式制动器的设计与计算2. 压力沿衬片长度方向的分布规律2)一个自由度紧蹄的压力沿衬片长度方向的分布规律那么分析等腰三角形 ，则有所以

12、衬片表面的径向变形和压力为： 结论： 一个自由度紧蹄压力沿衬片长度方向分布规律符合正弦分布规律。,第四节制动器的设计与计算,一、鼓式制动器的设计与计算3 .压力分布不均匀系数沿衬片长度方向，压力分布的不均匀程度用不均匀系数来评价： pf 在同一制动力矩作用下，假想压力分布均匀时的平均压力； pmax压力分布不均匀时蹄片上的最大压力。,第四节制动器的设计与计算,一、鼓式制动器的设计与计算4. 计算蹄片上的制动力矩,第四节制动器的设计与计算,一、鼓式制动器的设计与计算4. 计算蹄片上的制动力矩首先应查明蹄压紧到鼓上的力与产生的制动力矩之间的关系。计算一个自由度蹄片上的力矩：1) 在衬片表面取微元面

13、积bRd 2) 鼓作用在bRd上的法向力为：3) 摩擦力: fdF14) 制动力矩：5) 从到区段积分上式得到： ,第四节制动器的设计与计算,一、鼓式制动器的设计与计算4. 计算蹄片上的制动力矩6) 压力均匀分布时 则不均匀系数： 5.制动力矩与张开力F0的关系 紧蹄的： F1紧蹄的法向合力； R1摩擦力fF1的作用 半径。,第四节制动器的设计与计算,一、鼓式制动器的设计与计算5.制动力矩与张开力F0的关系当已知h、a、c及法向压力值时，如上图列出力的平衡方程式 x1轴和力F1的作用线之间的夹角； 支承反力在x1轴上的投影。 联立上述两方程求解得到：,第四节制动器的设计与计算,一、鼓式制动器的

14、设计与计算5.制动力矩与张开力F0的关系对于紧蹄： 对于松蹄：结论：,第四节制动器的设计与计算,一、鼓式制动器的设计与计算6. 制动器上的制动力矩对液压驱动Fo1=Fo2。则张开力F0为： 由（1）与（2）式可计算得领蹄表面最大压力 为： 结论：,第四节制动器的设计与计算,二、盘式制动器的设计与计算,第四节制动器的设计与计算,二、盘式制动器的设计与计算设衬块与盘之间的单位压力为p，则微元面积RdRd 上的摩擦力pRdRdf对中心o的力矩为： 单侧衬块在盘上产生的制动力矩为： 式中p是未知数时，算不出 。 因为 =力x力臂，所以要求取力臂及作用半径R（或有效半径Re）。,第四节制动器的设计与计算

15、,二、盘式制动器的设计与计算单侧衬块加于制动盘的总摩擦力为： Re也可写成：,第四节制动器的设计与计算,二、盘式制动器的设计与计算且m越小，两者差值越大，且扇形径向宽度过大（R2与R1相差得多），滑磨速度相差大，磨损不均匀，造成单位压力分布不均匀，上述计算方法与实际相差多，所以要求m0.65。,第四节制动器的设计与计算,三 衬片磨损特性计算1.比能量耗散率e 汽车的动能、势能 制动 热能 制动器吸收升温 称之为制动器的能量负荷。 能量负荷大的制动器表明，磨损越严重。 评价指标：比能量耗散率。 比能量耗散率定义： 单位衬片摩擦面积在单位时间内耗散的能量 W/mm2,第四节制动器的设计与计算,三、

16、衬片磨损特性计算1.比能量耗散率e双轴汽车单个前、后轮制动器的比能量耗散率e1、e2的计算： V1 制动初速度； t 制动时间； A1、A2 前、后制动器衬片（衬块）的摩擦面积； 制动力分配系数。,第四节制动器的设计与计算,三、衬片磨损特性计算1.比能量耗散率e,第四节制动器的设计与计算,三、衬片磨损特性计算2 .比摩擦力f0定义：单位衬片(块)摩擦面积占有的制动器摩擦力f0 越大，磨损越严重。 单个车轮制动器的比摩擦力的计算： R制动鼓半径（盘式用Rm或Re）； A单个制动器的衬片（衬块）面积。 在j=0.6g时，f0不大于0.48 N/mm2,第四节制动器的设计与计算,四、前、后轮制动器制

17、动力矩的确定1. 0 同步附着系数 L1、L2质心至前轴和后桥的距离（由总布置给出）； hg 质心高度（由总布置给出）。,第四节制动器的设计与计算,四、前、后轮制动器制动力矩的确定2.计算M1 按好路、满载，紧急制动到前轮抱死拖滑算出M1max G1满载前轴静负荷3.计算M2,第四节制动器的设计与计算,五、应急制动和驻车制动所需要的制动力矩1 .应急制动应急制动用手制动，如果控制的是后桥车轮制动器，则FB1=0。后轮抱死滑移（FB2=magj ）。 所需后桥制动力矩为： F2法向反力； re车轮有效半径。 单个后轮制动器的应急制动力矩为 。 用中央制动器时，应急制动应有的制动力矩为,第四节制动

18、器的设计与计算,五、应急制动和驻车制动所需要的制动力矩2.驻车制动,第四节制动器的设计与计算,五、应急制动和驻车制动所需要的制动力矩分析上表中公式可知： 影响汽车停坡角的主要因素有、L和汽车质心位置（L1、hg）若L、hg相同，则L1大的汽车的1和1均增加，表明4*2汽车若是后轮驱动，其停坡角要大些。 若L、L1相同，仅hg不同，则hg大的汽车其1变大，1变小。,第五节 制动驱动机构,一、制动驱动机构的形式1. 分类,第五节 制动驱动机构,一、制动驱动机构的形式2. 结构方案分析1)简单制动,第五节 制动驱动机构,一、制动驱动机构的形式2. 结构方案分析1)简单制动,第五节 制动驱动机构,一、

19、制动驱动机构的形式2. 结构方案分析2) 动力制动 利用发动机的动力转化成气压或液压的势能进行制动。,第五节 制动驱动机构,一、制动驱动机构的形式2. 结构方案分析2) 动力制动 利用发动机的动力转化成气压或液压的势能进行制动。,第五节 制动驱动机构,一、制动驱动机构的形式2. 结构方案分析3）伺服制动 工作压力由动力伺服机构产生，伺服机构失效用人力驱动液压系统。,第五节 制动驱动机构,二、 分路系统 采用分路系统的目的：提高工作可靠性 双轴汽车双回路方案有五种：,第五节 制动驱动机构,二、 分路系统,继上表,第五节 制动驱动机构,二、 分路系统因为前轮制动力不对称，导致车轮朝力大的方面绕主销

20、转动。改善方法：用负转臂（主销偏移距） （ ）结果前轮制动力 产生的力矩 使转向轮朝右转。后轮制动力 绕汽车质心转，力矩为 ，结果汽车摆正。,第五节 制动驱动机构,三、液压制动驱动机构的计算1.制动轮缸直径d的确定 已知参数：F0、pp取值范围：鼓式 1012Mpa ；盘式 略高 ； d应符合GB752487规定的标准； 19、2255mm,第五节 制动驱动机构,三、液压制动驱动机构的计算2.制动主缸直径d0的确定1) 轮缸一次制动体积增量Vi di第i个轮缸直径 n第i个轮缸中活塞的数目； i完全制动时轮缸活塞行程。 鼓式i =22.5mm2）全部轮缸一次制动体积增量V m轮缸数目。,第五节

21、 制动驱动机构,三、液压制动驱动机构的计算2.制动主缸直径d0的确定3)主缸工作容积V V软管的容积变形。 （轿车） （货车）4)d0的确定 S0主缸活塞行程； S0=（0.81.2）d0。 d0应符合ZB/T T24008-90规定。,第五节 制动驱动机构,三、液压制动驱动机构的计算3.制动踏板力Fp ip踏板机构传动比； ip = l/l 。 踏板机构及主缸的机械效率； =0.820.86。 要求： 设计时初选Fp=200350N。,第五节 制动驱动机构,三、液压制动驱动机构的计算4.踏板行程Sp01推杆与活塞间的间隙， 01=1.52.0mm ； 02活塞空行程。,第六节制动力调节机构,

22、第六节制动力调节机构,制动时要求前轮先抱死，后轮后抱死，防止汽车甩尾，减少危险，提高行驶安全性。可供满足上述要求能采取的措施有多种： 选择比较大的0； 装用限压阀、比例阀、惯性阀； 装ABS.其中限压阀结构简单，适用于装载质量相差不大的汽车上。,第六节制动力调节机构,一、限压阀的工作原理：1.制动初期 活塞位于图中左侧，在预紧弹簧作用下，紧靠到接头上。接头底部有孔，油液经此孔和活塞上缺口进入限压阀的右侧与汽车后轮制动管路相通。所以制动初期前、后轮制动管路油压P1=P2，并且同步增长，如同曲线中OA段。2.制动后期 因为活塞本身呈阶梯状，所以油压的压力P也作用到活塞中部工作面上，随P的增加，逐渐

23、克服弹簧预紧力。并将活塞移向右侧直至关闭阀门。以后P增加，则P1增加但P2不变。如特性线图上AB段所示。图中阴影线区域为前轮先抱死区域。,第六节制动力调节机构,二、制动防抱死机构（ABS）ABS是附加于制动系统中的防止车轮发 生制动抱死 的控制系统。具有防止车轮发生制动抱死功能的制动系统称之为防抱死制动系统。制动过程防止车轮抱死，能避免车轮在路面上滑移，提高汽车制动过程中的方向稳定性和转向操纵能力，并缩短制动距离。即能提高汽车行驶的主动安全性，目前获得广泛的应用。,第六节制动力调节机构,二、制动防抱死机构（ABS）1. 车轮滑动率S 车轮在路面上的纵向运动有如下两种形式： 滚动车轮纵向运动形式

24、 滑移 滑动 滑转制动过程车轮的运动状态的变化过程： 滚动（滚动+滑动）滑动车轮滑动率S可用来表示车轮滑动成分为多少的一个参数，其定义为：,V车轮中心速度；rd车轮动力半径；车轮角速度。,第六节制动力调节机构,二、制动防抱死机构（ABS）1. 车轮滑动率S,滑动率在01之间变化，S值越大，表明滑动成份越大。要求ABS通过控制制动管路中的压力，使车轮的滑动率保持在0.2左右。此时纵向附着系数达到最大，制动效能最好。,第六节制动力调节机构,二、制动防抱死机构（ABS）2.ABS的组成及工作原理,ABS组成：转速传感器电子控制器压力调节器转速传感器用来测定车轮转速电子控制器功能有：1) 计算车轮速度

25、、滑动率、车轮加、减速度。2) 根据1）的结果对压力调节器发出控制指令。压力调节器由电磁阀、油泵、电机组成用来调节管路中压力的变化。,第六节制动力调节机构,二、制动防抱死机构（ABS）2.ABS的组成及工作原理ABS工作原理举例：,第六节制动力调节机构,二、制动防抱死机构（ABS）2.ABS的组成及工作原理ABS工作原理举例：,第六节制动力调节机构,二、制动防抱死机构（ABS）2.ABS的组成及工作原理小结：ABS通过使趋于抱死车轮的制动压力反复的经过保持到减小到增大的过程，而将趋于抱死车轮的滑动率控制在峰值附着系数滑动率的附近范围内，直至汽车速度减小到很低或者制动主缸的输出压力不再使车轮趋于

26、抱死状态为止。,第六节制动力调节机构,二、制动防抱死机构（ABS）3. 控制方法：1) 逻辑门限制控制2) 最优控制3) 滑动模态变结构控制4.控制通道能够独立进行制动压力调节的制动管路称为控制通道。,第六节制动力调节机构,二、制动防抱死机构（ABS）4.控制通道1）分类,第六节制动力调节机构,二、制动防抱死机构（ABS）4.控制通道2)高选、低选车轮独立控制：如果车轮的制动压力，可以进行单独调节，称该车轮为独立控制。车轮一同控制：如果两个（或两个以上）车轮的制动压力是一同进行调节的称该两车轮为一同控制。高选当两个车轮一同控制时，如果以保证附着力较大的车轮不发生制动抱死为原则进行制动压力调节。

27、称这两个车轮是按高选原则一同控制。低选当两个车轮一同控制时，如果以保证附着力较小的车轮不发生制动抱死为原则进行制动压力调节，称这两个车轮是按低选原则一同控制。高选、低选的转换对两轮一同控制时可根据附着条件进行高选或低选的转换，如双通道ABS中a）图两前轮即是。,第六节制动力调节机构,二、制动防抱死机构（ABS）4.控制通道3)通道控制方案的特点分析,第六节制动力调节机构,二、制动防抱死机构（ABS）4.控制通道3)通道控制方案的特点分析,第六节制动力调节机构,二、制动防抱死机构（ABS） 制动时前轮附着重量变大，FF车制动时前轮附着力约占总附着力的70%80%，所以对前轮独立控制，可充分利用前

28、轮附着力，产生的制动力，缩短制动距离。因为后轮按低选原则控制，制动时后轮附着重量又小，所以制动力损失不大，制动距离增长不明显。因为前轮独立控制，所以制动力差别可能很大，对方向稳定性有影响，但影响较小，并可通过转向操纵予以修正。,第六节制动力调节机构,二、制动防抱死机构（ABS） 假设一侧车轮在低的道路上，另一侧在高的路面上，若前轮按高选原则一同控制，则位于低路面上的车轮会因管路压力高而抱死，制动力且不大，而位于高路面上的车轮不会抱死，附着力又得以充分利用。所以制动力若大许多，结果对汽车质心处产生的力矩不等。方向稳定性变坏。因为a）、b）、c）三种方式后轮按低选原则一同控制，所以后轮制动力相等。

29、,第六节制动力调节机构,二、制动防抱死机构（ABS） 对反应灵敏的驾驶员，可通过转动转向轮，使车轮与地面之间产生一横向力，使之与不平衡的制动力抗衡，改善方向稳定性。 当两轮都驶入好路面瞬间，原制动力小的一侧车轮制动力突然增大，两前轮制动力相等。因驾驶员来不及回正转向盘，汽车仍按转向轮给定的方向行驶。高速行驶时这种状况属非常危险工况。,第七节 制动器的主要结构元件,一、制动鼓1.要求制动鼓有： 1) 足够大的强度； 2) 足够大的刚度； 3) 足够大的热容量； 4) 耐磨损性能良好； 5) 较高的摩擦因数。2.分 类铸造式组合式图b圆柱部分用铸铁铸造，腹板部份用钢板冲压 图c制动鼓用钢板冲压，内

30、镶合金铸件 图d主体用铝合金铸造，内镶灰铸铁,第七节 制动器的主要结构元件,一、制动鼓2.分 类,第七节 制动器的主要结构元件,一、制动鼓3.方案分析,第七节 制动器的主要结构元件,二、制动蹄1 .要求制动蹄有 1)足够的刚度 货车制动蹄刚度应足够大 小型汽车用钢板制成的制动蹄，弯曲刚度 可小些，以保证制动时蹄与鼓接触良好。并减少尖叫声。 方法：腹板上开12条径向槽 2)质量小 3)足够的使用寿命 4)效率高,第七节 制动器的主要结构元件,二、制动蹄2.分类 1)钢板焊接 2)铸造（铸铁、铸钢）3.方案分析,第七节 制动器的主要结构元件,三、摩擦衬片1 .摩擦衬片（块）的材料应满足下述诸项要求

31、：1)有稳定的摩擦因数，即t、压力、工作v变化时，f变化小2)耐磨损性能良好；3)要求有尽可能小的压缩率和膨胀率；压缩率大，则主缸排量大 ，踏板行程变大，制动灵敏度下降，热膨胀率大，衬块与盘会拖磨，鼓式会咬死。4)无噪声污染；5)采用对人体无害的材料；6)较高的耐挤压强度和冲击强度，足够的抗剪切能力；,第七节 制动器的主要结构元件,三、摩擦衬片1 .摩擦衬片（块）的材料应满足下述诸项要求：7)摩擦衬块热传导率应控制在下述范围。 摩擦衬块在300c加热板上作用30min后，背板温度不超过190c，用来防止防尘罩、密封圈过早老化和制动液温度迅速升高。2.摩擦衬片材料种类1)石棉摩阻材料增强材料（石

32、棉、其他纤维）加粘结剂加摩擦性能调节剂。2)半金属磨阻材料金属纤维加粘结剂加摩擦性能调节剂。3)金属磨阻材料粉末冶金无机质。,第七节 制动器的主要结构元件,三、摩擦衬片 3.优缺点比较,第七节 制动器的主要结构元件,四、制动鼓（盘）与衬片（块）之间的间隙自动调整装置1.为什么要自动调整 鼓与衬片或盘与衬块之间应保留有尽可能小的间隙。制动时因衬片（块）与鼓（盘）的磨损间隙会增大，会导致：1)制动滞后时间增长；2)各制动器磨损不同，间隙也不同，所以各制动器产生制动作用时间有差别，结果同步制动性能变坏； 3)增加了压缩空气，制动液消耗量，踏板（手柄）行程变大。 上述间隙可自动调整也可手动调整。 手动

33、调整的缺点： 不及时； 各处间隙难控制准确； 增加劳动量； 对底盘低的汽车，必须在有地沟设施的地方才能调。,第七节 制动器的主要结构元件,四、制动鼓（盘）与衬片（块）之间的间隙自动调整装置2.自动调整间隙装置举例,第七节 制动器的主要结构元件,四、制动鼓（盘）与衬片（块）之间的间隙自动调整装置2.自动调整间隙装置举例1) 盘式：a)为制动状态b)为不制动状态图中 1活塞 2制动钳 3密封圈,第七节 制动器的主要结构元件,四、制动鼓（盘）与衬片（块）之间的间隙自动调整装置2.自动调整间隙装置举例1)盘式： 工作原理： 1.制动油液压力增加活塞向右移动，克服衬块与盘之间的设定间隙，制动。同时因弹性

34、密封圈紧压在活塞上，随活塞一同变形，变形量如图所示正是。 2.解除制动后，油压下降，密封圈恢复原状态，同时带动活塞左移值，停止移动。 3.衬块磨损后，增大至1，此时制动活塞左移量为1值，而密封圈的变形量仍保持为。 1-=磨损量解除制动后，密封圈恢复原状态，即带动活塞向右移动，活塞停止移动。,第七节 制动器的主要结构元件,四、制动鼓（盘）与衬片（块）之间的间隙自动调整装置2.自动调整间隙装置举例1)盘式： 因此：o此时的活塞位置较前一次制动时位置，向右移动位置；o在新位置上位于活塞端部的衬块与制动盘仍保持着大小的间隙，实现自动调整。关键技术：o安装密封圈（位于制动钳内）处槽的形状和尺寸。 o密封

35、圈的弹性及耐老化性能 o密封圈与活塞的配合性质,第七节 制动器的主要结构元件,四、制动鼓（盘）与衬片（块）之间的间隙自动调整装置2.自动调整间隙装置举例1)鼓式：,1制动蹄2限位摩擦环3活塞衬片与鼓的设定间隙，等于活塞后端与摩擦环断面间隙,第七节 制动器的主要结构元件,四、制动鼓（盘）与衬片（块）之间的间隙自动调整装置2.自动调整间隙装置举例1)鼓式： 工作原理： 1.制动时，油压压力增加，推活塞左移蹄、克服衬片与鼓之间的间隙，进行制动，同时消除活塞与摩擦环处的间隙2.解除制动时，油压压力解除，回位弹簧拉动蹄回位同时活塞右移直至靠近摩擦环。在上述过程中图中间隙经历一次从右部到左部、又从左部到右部过程；摩擦环始终未动。3.衬片磨损后制动。此时衬片与鼓的间隙1。活塞需移动1距离，方能制动，因此活塞也推动限位摩擦环2移动一距离 =1-限位摩擦环保持在新位置上不动，活塞退回时，相对前次少动mm，因此蹄上衬片与鼓仍保持大小设定的间隙。,