汽车制动器的设计.doc

汽车制动器的设计影响行车安全的有很多的因素，其中汽车的制动系统可谓是汽车安全安性能中的首要系统，汽车的制动器就是这割席统中的只要执行器，其作用是显而易见的。目前汽车制动器有两种形式，鼓式制动器和盘式制动器。这两种各有千秋，但随着轿车车速的不断提高，这两种已不是单一的存在与汽车上，下面就中高档的轿车设计一套安全可靠的制动系统。第一章 总体结的设计1行车制动系统采用了安全性最高的对角线布置形式的双管路液压制动系统。制动主缸的一腔通过abs的液压控制单元与前轮一侧制动及后轴另一侧制动器相接。制动主缸的另一腔通过abs的液压控制单元接另外两个制动器。这种对角线型布置结构简单，安全性高。当系统中的任何一套管路失效时，另一套都会保持工作，这样，剩余的制动力能保持正常值502前轮制动器采用浮动钳盘式制动器，使制动器轴向和径向尺寸较小，布置紧凑，且散热好。在摩擦块的主动片上装有磨损报警信号装置，当衬块磨损到最小厚度小于20mm时，制动报警灯亮，提示驾驶员及时更换摩擦块。3后轮制动器采用的是能自动调整蹄片间隙装置的鼓式制动器。4伺服助力系统采用的是高效能、非贯通式单膜片真空助力器和中心阀式制动主缸，该系统可有效增强制动踏板力，使驾驶员操纵轻便省力，并提高主动安全性，但在伺服系统失效时，还可以全靠人力驱动液压系统以产生一定程度的制动力。制动液储液内装有制动液面报警装置，若制动报警灯亮，则驾驶员需及时补充制动液。5驻车制动系统采用机械式操纵，制动操纵机构布置爱前排座椅之间，用摩擦阻力较小的带护套拉线直接作用于两后轮的杠杆机构的拉臂上，制动力直接作用于两后轮。其结构简单实用，效率较高。6在通向后轮的制动管路中装有感载式制动压力调节阀，这样就使通往后轮制动器的压力随着载荷的变化得到调整，使制动力的分配更趋近于理想状态，这就保证了前轮总是比后轮先抱死，提高制动稳定性。7装有代表当今最新型的电子防抱死制动系统（abs），保证汽车制动时前后车轮不会完全抱死，从而减轻制动侧滑现象，使制动效果达到最佳状态，最大限度的提高了汽车的主动安全性。第二章 制动器的主要参数及其选择制动器设计中需要预先给定的整车参数有：汽车轴距l；车轮滚动半径rr，；汽车空、满载时的总质量，；空、满载时的轴荷分配：前轴负荷，；后轴负荷，；空、满载时的质心位置：质心高度，；质心距前轴距离，；质心距后轴距离，等。而对汽车制动性能有着重要影响的制动系参数有：制动力及其分配系数、同步附着系数、制动强度、附着系数利用率、最大制动力矩与制动器因数等。2.1 制动力与制动力分配系数 汽车制动时，如果忽略路面对车轮的滚动阻力矩和汽车回转质量的惯性力矩，则任一角速度0的车轮，其力矩平衡方程为: (1)式中 制动器对车轮作用的制动力矩，即制动器的摩擦力矩，其方向与车轮旋转方向相反，nm；地面作用于车轮上的制动力，即地面与轮胎之间的摩擦力，又称为地面制动力，其方向与汽车行驶方向相反，n；车轮有效半径，m。 令 (2) 并称之为制动器制动力，它是在轮胎周缘克服制动器摩擦力矩所需的力，因此又称为制动周缘力。与地面制动力的方向相反，当车轮角速度0时，大小亦相等，且仅由制动器结构参数所决定。即取决于制动器的结构型式、尺寸、摩擦副的摩擦系数及车轮有效半径等，并与制动踏板力即制动系的液压或气压成正比。当加大踏板力以加大，和均随之增大。但地面制动力受着附着条件的限制，其值不可能大于附着力，即 (4) 或 (5)式中 轮胎与地面间的附着系数； z地面对车轮的法向反力。当制动器制动力和地面制动力达到附着力值时，车轮即被抱死并在地面上滑移。此后制动力矩即表现为静摩擦力矩，而即成为与相平衡以阻止车轮再旋转的周缘力的极限值。当制动到=0以后，地面制动力达到附着力值后就不再增大，而制动器制动力由于踏板力的增大使摩擦力矩增大而继续上升(见24)。 根据汽车制动时的整车受力分析，考虑到制动时的轴荷转移，可求得地面对前、后轴车轮的法向反力z1，z2为： (6)式中 g汽车所受重力； l汽车轴距；汽车质心离前轴距离；汽车质心离后轴距离； 汽车质心高度； g重力加速度； -汽车制动减速度。 汽车总的地面制动力为 (7)式中 q（）制动强度，亦称比减速度或比制动力；，前后轴车轮的地面制动力。由以上两式可求得前、后轴车轮附着力为 （8）上式表明：汽车在附着系数为任意确定值的路面上制动时，各轴附着力即极限制动力并非为常数，而是制动强度q或总制动力的函数。当汽车各车轮制动器的制动力足够时，根据汽车前、后轴的轴荷分配，前、后车轮制动器制动力的分配、道路附着系数和坡度情况等，制动过程可能出现的情况有三种，即(1)前轮先抱死拖滑，然后后轮再抱死拖滑； (2)后轮先抱死拖滑，然后前轮再抱死拖滑；(3)前、后轮同时抱死拖滑。在以上三种情况中，显然是最后一种情况的附着条件利用得最好。由式(7)、式(8)不难求得在任何附着系数的路面上，前、后车轮同时抱死即前、后轴车轮附着力同时被充分利用的条件是 (9)式中 前轴车轮的制动器制动力，；后轴车轮的制动器制动力，；前轴车轮的地面制动力；后轴车轮的地面制动力；，地面对前、后轴车轮的法向反力；g汽车重力；，汽车质心离前、后轴距离；汽车质心高度。由式(9)可知，前、后车轮同时抱死时，前、后轮制动器的制动力，是的函数。由式(9)中消去，得 (10)式中 l汽车的轴距。将上式绘成以，为坐标的曲线，即为理想的前、后轮制动器制动力分配曲线，简称i曲线，如图25所示。如果汽车前、后制动器的制动力，能按i曲线的规律分配，则能保证汽车在任何附着系数的路面上制动时，都能使前、后车轮同时抱死。然而，目前大多数两轴汽车尤其是货车的前、后制动器制动力之比值为一定值，并以前制动与汽车总制动力之比来表明分配的比例，称为汽车制动器制动力分配系数： （11）又由于在附着条件所限定的范围内，地面制动力在数值上等于相应的制动周缘力，故又可通称为制动力分配系数。2.2 同步附着系数式(11) 可表达为 (12)上式在图25中是一条通过坐标原点且斜率为(1-)/的直线，它是具有制动器制动力分配系数为的汽车的实际前、后制动器制动力分配线，简称线。图中线与i曲线交于b点，可求出b点处的附着系数=,则称线与i曲线交点处的附着系数为同步附着系数。它是汽车制动性能的一个重要参数，由汽车结构参数所决定。同步附着系数的计算公式是：对于前、后制动器制动力为固定比值的汽车，只有在附着系数等于同步附着系数的路面上，前、后车轮制动器才会同时抱死。当汽车在不同值的路面上制动时，可能有以下情况： (1)当，线位于i曲线上方，制动时总是后轮先抱死，这时容易发生后轴侧滑使汽车失去方向稳定性。(3)当=，制动时汽车前、后轮同时抱死，是一种稳定工况，但也失去转向能力。为了防止汽车的前轮失去转向能力和后轮产生侧滑，希望在制动过程中，在即将出现车轮抱死但尚无任何车轮抱死时的制动减速度，为该车可能产生的最高减速度。分析表明，汽车在同步附着系数的路面上制动(前、后车轮同时抱死)时，其制动减速度为du/dt=qg=g，即q=，q为制动强度。而在其他附着系数的路面上制动时，达到前轮或后轮即将抱死时的制动强度q，这表明只有在=的路面上，地面的附着条件才得到充分利用。附着条件的利用情况可用附着系数利用率 (或附着力利用率)来表达，可定义为： (13)式中 汽车总的地面制动力；g汽车所受重力； q制动强度。当=时， q=，=1,利用率最高。直至20世纪50年代，当时道路条件还不很好，汽车行驶速度也不很高，后轮抱死侧滑的后果也不显得像前轮抱死丧失转向能力那样严重，因此往往将值定得较低，即处于常遇附着系数范围的中间偏低区段。但当今道路条件大为改善，汽车行驶速度也大为提高，因而汽车因制动时后轮先抱死引起的后果十分严重。由于车速高，它不仅会引起侧滑甩尾甚至会调头而丧失操纵稳定性。后轮先抱死的情况是最不希望发生的。因此各类轿车和一般载货汽车的值有增大的趋势。如何选择同步附着系数，是采用恒定前后制动力分配比的汽车制动系设计中的一个较重要的问题。在汽车总重和质心位置已定的条件下，的数值就决定了前后制动力的分配比。的选择与很多因数有关。首先，所选的应使得在常用路面上，附着系数利用率较高。具体而言，若主要是在较好的路面上行驶，则选的值可偏高些，反之可偏低些。从紧急制动的观点出发，值宜取高些。汽车若常带挂车行驶或常在山区行驶，值宜取低些。此外，的选择还与汽车的操纵性、稳定性的具体要求有关，与汽车的载荷情况也有关。总之，的选择是一个综合性的问题，上述各因数对的要求往往是相互矛盾的。因此，不可能选一尽善尽美的值，只有根据具体条件的不同，而有不同的侧重点。根据设计经验，空满载的同步附着系数和应在下列范围内：轿车：0.650.80；轻型客车、轻型货车：0.550.70；大型客车及中重型货车：0.450.65。现代汽车多装有比例阀或感载比例阀等制动力调节装置，可根据制动强度、载荷等因素来改变前、后制动器制动力的比值，使之接近于理想制动力分配曲线。为保证汽车制动时的方向稳定性和有足够的附着系数利用率，联合国欧洲经济委员会(ece)的制动法规规定，在各种载荷情况下，轿车在0.15q0.8，其他汽车在0.15q0.3的范围内，前轮均应能先抱死；在车轮尚未抱死的情况下，在0.20.8的范围内，必须满足q0.1+0.85(-0.2)。2.3 制动强度和附着系数利用率上面已给出了制动强度q和附着系数利用率的定义式，如式(7)和式(13)所示。下面再讨论一下当=、时的q和。根据所定的同步附着系数，可以由式（9）及式（11）求得 （14） （15）进而求得 （16） （17）当=时：，故，q=；=1当时： 可能得到的最大总制动力取决于后轮刚刚首先抱死的条件，即。由式（7）、式（8）、式（13）和式（17）得 （21） （22） （23）对于值恒定的汽车，为使其在常遇附着系数范围内不致过低，其值总是选得小于可能遇到的最大附着系数。所以在的良好路面上紧急制动时，总是后轮先抱死。2.4 制动器最大制动力矩应合理地确定前、后轮制动器的制动力矩，以保证汽车有良好的制动效能和稳定性。最大制动力是在汽车附着质量被完全利用的条件下获得的，这时制动力与地面作用于车轮的法向力,成正比。由式(9)可知，双轴汽车前、后车轮附着力同时被充分利用或前、后轮同时抱死时的制动力之比为 式中 ,汽车质心离前、后轴距离;同步附着系数；汽车质心高度。通常，上式的比值：轿车约为1.31.6；货车约为0.50.7。制动器所能产生的制动力矩，受车轮的计算力矩所制约，即 式中 前轴制动器的制动力，；后轴制动器的制动力，；作用于前轴车轮上的地面法向反力；作用于后轴车轮上的地面法向反力；车轮有效半径。对于常遇到的道路条件较差、车速较低因而选取了较小的同步附着系数值的汽车，为了保证在的良好的路面上（例如=0.7）能够制动到后轴和前轴先后抱死滑移（此时制动强度），前、后轴的车轮制动器所能产生的最大制动力力矩为 （24） （25）对于选取较大值的各类汽车，则应从保证汽车制动时的稳定性出发，来确定各轴的最大制动力矩。当时，相应的极限制动强度，故所需的后轴和前轴的最大制动力矩为 (26) (27)式中 该车所能遇到的最大附着系数；q制动强度，由式(22)确定；车轮有效半径。一个车轮制动器应有的最大制动力矩为按上列公式计算结果的半值。2.5 制动器因数式(1)已给出了制动器因数bf的表达式（即，），它表示制动器的效能，因此又称为制动器效能因数。其实质是制动器在单位输入压力或力的作用下所能输出的力或力矩，用于评比不同结构型式的制动器的效能。制动器因数可定义为在制动鼓或制动盘的作用半径上所产生的摩擦力与输入力之比，即 (28)式中 制动器的摩擦力矩；r制动鼓或制动盘的作用半径；p输入力，一般取加于两制动蹄的张开力(或加于两制动块的压紧力)的平均值为输入力。对于钳盘式制动器，设两侧制动块对制动盘的压紧力均为p，则制动盘在其两侧工作面的作用半径上所受的摩擦力为2p，此处为盘与制动衬块间的摩擦系数，于是钳盘式制动器的制动器因数为 (29)对于全盘式制动器，则有 (30)式中 n旋转制动盘数目；摩擦系数。对于鼓式制动器，设作用于两蹄的张开力分别为、，制动鼓内圆柱面半径即制动鼓工作半径为r，两蹄给予制动鼓的摩擦力矩分别为和，则两蹄的效能因数即制动蹄因数分别为： （31）整个鼓式制动器的制动因数则为 （32）当时，则 (33)蹄与鼓间作用力的分布，其合力的大小、方向及作用点，需要较精确地分析、计算才能确定。今假设在张力p的作用下制动蹄摩擦衬片与鼓之间作用力的合力n如图26所示作用于衬片的b点上。这一法向力引起作用于制动蹄衬片上的摩擦力为n，为摩擦系数。a，b，c，h，r及为结构尺寸，如图26所示。对领蹄取绕支点a的力矩平衡方程，即由上式得领蹄的制动蹄因数为 (34)当制动鼓逆转时，上述制动蹄便又成为从蹄，这时摩擦力n的方向与图26所示相反，用上述分析方法，同样可得到从蹄绕支点a的力矩平衡方程，即 由上式得从蹄的制动蹄因数为 (35)由式(34)可知：当趋近于占bc时，对于某一有限张开力p，制动鼓摩擦力趋于无穷大。这时制动器将自锁。自锁效应只是制动蹄衬片摩擦系数和制动器几何尺寸的函数。通过上述对领从蹄式制动器制动蹄因数的分析与计算可以看出，领蹄由于摩擦力对蹄支点形成的力矩与张开力对蹄支点的力矩同向而使其制动蹄因数值大，而从蹄则由于这两种力矩反向而使其制动蹄因数值小。两者在=0.30.35范围内，当张开力时，相差达3倍之多。图27给出了领蹄与从蹄的制动蹄因数及其导数对摩擦系数的关系曲线。由该图可见，当增大到一定值时，领蹄的和dd均趋于无限大。它意味着此时只要施加一极小张开力，制动力矩将迅速增至极大的数值，此后即使放开制动踏板，领蹄也不能回位而是一直保持制动状态，发生“自锁”现象。这时只能通过倒转制动鼓消除制动。领蹄的和dd随的增大而急剧增大的现象称为自行增势作用。反之，从蹄的及dd随的增大而减小的现象称为自行减势作用。在制动过程中，衬片(衬块)的温度、相对滑动速度、压力以及湿度等因素的变化会导致摩擦系数的改变。而摩擦系数的改变则会导致制动效能即制动器因数的改变。制动器因数bf对摩擦系数的敏感性可由dbfd来衡量，因而dbfd称为制动器的敏感度，它是制动器效能稳定性的主要决定因素，而除决定于摩擦副材料外，又与摩擦副表面的温度和水湿程度有关，制动时摩擦生热，因而温度是经常起作用的因素，热稳定性更为重要。热衰退的台架试验表明，多次重复紧急制动可导致制动器因数值减小50%，而下长坡时的连续和缓制动也会使该值降至正常值的30%。由图27也可以看出，领蹄的制动蹄因数虽大于从蹄，但其效能稳定性却比从蹄差。就整个鼓式制动器而言，也在不同程度上存在以bf为表征的效能本身与其稳定性之间的矛盾。由于盘式制动器的制动器因数对摩擦系数的导数(dbfd)为常数，因此其效能稳定性最好。表2给出了不同结构类型制动器的制动器因数bf或制动器外部因数，其中凸轮制动器外部因数等于制动器输出力矩()除以凸轮轴输入力矩；楔型制动器外部因数等于制动器总摩擦力()除以外部作用力。2.6 制动器的结构参数与摩擦系数在有关的整车总布置参数和制动器的结构型式确定以后，就可以参考已有的同类型、同等级汽车的同类制动器，对制动器的结构参数进行初选。1.制动鼓直径d或半径r当输入力p一定时，制动鼓的直径愈大，则制动力矩亦愈大，散热性能亦愈好。但直径d的尺寸受到轮辋内径的限制，而且d的增大也使制动鼓的质量增大，使汽车的非悬挂质量增大，而不利于汽车的行驶平顺性。制动鼓与轮辋之间应有相当的间隙，此间隙一般不应小于2030mm，以利于散热通风，也可避免由于轮辋过热而损坏轮胎。由此间隙要求及轮辋的尺寸即可求得制动鼓直径d的尺寸。另外，制动鼓直径d与轮辋直径之比的一般范围为：轿车 d=0.640.74货车 d=0.700.832.制动蹄摩擦衬片的包角和宽度b摩擦衬片的包角可在=90120范围内选取，试验表明，摩擦衬片包角=90100时，磨损最小，制动鼓温度也最低，且制动效能最高。再减小虽有利于散热，但由于单位压力过高将加速磨损。一般也不宜大于120，因过大不仅不利于散热，而且易使制动作用不平顺，甚至可能发生自锁。摩擦衬片宽度b较大可以降低单位压力、减少磨损，但过大则不易保证与制动鼓全面接触。通常是根据在紧急制动时使其单位压力不超过2.5mpa的条件来选择衬片宽度b的。设计时应尽量按摩擦片的产品规格选择b值。另外，根据国外统计资料可知，单个鼓式车轮制动器总的衬片摩擦面积随汽车总质量的增大而增大，如表3(张洪欣主编.汽车设计（第2版）.北京：机械工业出版社，1995)所示。而单个摩擦衬片的摩擦面积a又决定于制动鼓半径r、衬片宽度b及包角，即式中是以弧度(rad)为单位，当a，r，确定后，由上式也可初选衬片宽b的尺寸。 制动器各蹄摩擦衬片总摩擦面积愈大，则制动时产生的单位面积正压力愈小，从而磨损亦愈小。3.摩擦衬片起始角摩擦衬片起始角如图28所示。一般是将衬片布置在制动蹄外缘的中央，并令。有时为了适应单位压力的分布情况，将衬片相对于最大压力点对称布置，以改善制动效能和磨损的均匀性。4.张开力p的作用线至制动器中心的距离在保证制动轮缸或凸轮能够布置于制动鼓内的条件下，应使距离尽可能地大，以提高其制动效能。初步设计时可暂定左右。5.制动蹄支销中心的坐标位置是k与c如图28所示，制动蹄支销中心的坐标尺寸k是应尽可能地小，以使尺寸c尽可能地大，初步设计可暂定c=0.8r左右。6.摩擦片摩擦系数选择摩擦片时不仅希望其摩擦系数要高些，更要求其热稳定性要好，受温度和压力的影响要小。不能单纯地追求摩擦材料的高摩擦系数，应提高对摩擦系数的稳定性和降低制动器对摩擦系数偏离正常值的敏感性的要求，后者对蹄式制动器是非常重要的。各种制动器用摩擦材料的摩擦系数的稳定值约为0.30.5，少数可达0.7。一般说来，摩擦系数愈高的材料，其耐磨性愈差。所以在制动器设计时并非一定要追求高摩擦系数的材料。当前国产的制动摩擦片材料在温度低于250时，保持摩擦系数=0.350.40已无大问题。因此，在假设的理想条件下计算制动器的制动力矩，取=0.3可使计算结果接近实际。另外，在选择摩擦材料时应尽量采用减少污染和对人体无害的材料。第三章 主要零部件的设计和参数的计算3.1制动器主要零件的结构设计1制动盘制动盘一般由珠光体灰铸铁制成，其结构形状有平板形(用于全盘式制动器)和礼帽形(用于钳盘式制动器)两种。后一种的圆柱部分长度取决于布置尺寸。为了改善冷却，有的钳盘式制动器的制动盘铸成中间有径向通风槽的双层盘，可大大增加散热面积，但盘的整体厚度较大。制动盘的工作表面应光滑平整。两侧表面不平行度不应大于0.008mm，盘面摆差不应大于0.1mm。在加工方面，制动盘厚度变化大于技术要求，能引起踏板脉动或前端震动。制动盘不符合技术要求的，需精加工满足要求。（制动盘表面的轻微刻痕，深度不超过1.5mm是正常的，对制动器工作的影响不大）。制动盘的厚度检查，测量距制动盘外缘12mm且相隔约45各点对照技术要求检查测量结果。若发现制动盘厚度或平行度超差，必须更换或修复制动盘。制动盘端面圆跳动摩擦表面个端面圆跳动：0.12mm过大的端面圆跳动，转动时将引起制动盘左右摆动。这种摆动撞击摩擦块，在工作中引起踏板震动，并影响制动效果。如何检查和防护制动盘将千分表调到零，转动车轮一整圈，细心观察千分表刻度。断面圆跳动不得超过0.12mm。若制动盘断面圆跳动不符合技术要求，需检查轮毂及轴承总成的断面跳动。若轮毂及轴承总成的摆差不符合技术要求，则要更换轮毂及轴承总成。若轮毂及轴承的断面跳动在技术要求范围内，那么问题在于制动盘。在安装时也要注意，用力矩扳手拧紧轮毂螺栓螺母，错误的拧紧方法可能导致断面圆跳动增大 导致制动粗糙或脉动。2制动钳制动钳由可锻铸铁k丁h37012或球墨铸铁qt40018制造，也有用轻合金制造的，可做成整体的，也可做成两牛并由螺栓连接。其外缘留有开口，以便不必拆下制动钳便可检查或更换制动块。制动钳体应有高的强度和刚度。一般多在钳体中加工出制动油缸，也有将单独制造的油缸装嵌入钳体中的。为了减少传给制动液的热量，多将杯形活塞的开口端顶靠制动块的背板。有的活塞的开口端部切成阶梯状，形成两个相对且在同一平面内的小半圆环形端面。活塞由铸铝合金或钢制造。为了提高耐磨损性能，活塞的工作表面进行镀铬处理。当制动钳体由铝合金制造时，减少传给制动液的热量成为必须解决的问题。为此，应减小活塞与制动块背板的接触面积，有时也可采用非金属活塞。3制动鼓制动鼓应具有高的刚性和大的热容量，制动时其温升不应超过极限值。制动鼓的材料与摩擦衬片的材料相匹配，应能保证具有高的摩擦系数并使工：作表面磨损均匀。中型、重型货车和中型、大型客车多采用灰铸铁ht200或合金铸铁制造的制动鼓；轻型货车和一些轿车则采用由钢板冲压成形的辐板与铸铁鼓筒部分铸成一体的组合式制动鼓；带有灰铸铁内鼓筒的铸铝合金制动鼓在轿车上得到了日益广泛的应用。铸铁内鼓筒与铝合金制动鼓本体也是铸到一起的，这种内镶一层珠光体组织的灰铸铁作为工作表面，其耐磨性和散热性都很好，而且减小了质量。 制动鼓在工作载荷作用下会变形，致使蹄鼓间单位压力不均匀，且会损失少许踏板行程。鼓筒变形后的不圆柱度过大容易引起自锁或踏板振动。为防止这些现象需提高制动鼓的刚度。为此，沿鼓口的外缘铸有整圈的加强肋条，也有的加铸若干轴向肋条以提高其散热性能。 制动鼓壁厚的选取主要是从刚度和强度方面考虑。壁厚取大些也有助于增大热容量，但试验表明，壁厚从11mm增至20mm，摩擦表面平均最高温度变化并不大。一般铸造制动鼓的壁厚：轿车为712mm，中、重型货车为1318mm。制动鼓在闭口一侧可开小孔，用于检查制动器间隙。制动鼓常见的故障制动蹄变形或调节不正确。摩擦片松脱 变光滑或磨损。制动底板松动。自动调节器不起作用。润滑油 润滑脂或制动液粘在摩擦片上。回位弹簧弹力变弱或损坏。制动鼓的维修人们常常通过检查制动蹄来揭示制动鼓的毛病，首先通过目检装在车上的制动蹄来判断制动鼓。若一车轮上的摩擦片比另一个车轮上的摩擦片磨损较多时，那么这个制动鼓可能有划痕或表面粗糙。任何一组制动蹄从一侧到另一侧的不均匀磨损可能是由于制动鼓变成锥形引起的。摩擦片根部磨损严重表明制动鼓失圆。彻底的清洁制动鼓。如果制动鼓已暴露出泄漏油或润滑脂，在除去灰尘后，彻底的用一种非油基溶剂清洗制动鼓。重新安装制动鼓前，找出漏油的原因并排除故障。用指甲横滑制动表面，直观的检查制动鼓制动表面的滑痕。任何大的滑痕应意味着必须复制动鼓表面或更换制动鼓。高度磨光的制动鼓表面会引起制动器抱死或噪音。如何检验制动鼓是否磨损必须用制动鼓千分尺或量规测量每个检查过的制动鼓，以查明制动鼓是否在安全修理尺寸极限内。把制动鼓千分尺调到制动鼓直径大小并测量它的磨损量。在相互成直角的摩擦表面的宽窄两边缘处进行测量，在圆周上每隔45的各点且在最深槽的底部测其直径。带有锥度或失圆度超过0.15mm的制动鼓应进行车削或更换。如果从最深槽底部测得的最大直径读数超过规定要求1mm时，该制动鼓不能重新整修表面而必须更换。4制动蹄轿车和轻型、微型货车的制动蹄广泛采用t形型钢辗压或钢板冲压焊接制成；大吨位货车的制动蹄则多用铸铁、铸钢或铸铝合金制成。制动蹄的断面形状和尺寸应保证其刚度好，但小型车钢板制的制动蹄腹板上有时开有一、两条径向槽，使蹄的弯曲刚度小些，以便使制动蹄摩擦衬片与鼓之间的接触压力均匀，因而使衬片磨损较为均匀，并减少制动时的尖叫声。重型汽车制动蹄的断面有工字形、山字形和字形几种。制动蹄腹板和翼缘的厚度，轿车的约为35mm；货车的约为58mm。摩擦衬片的厚度，轿车多用4.55mm；货车多在8mm以上。衬片可以铆接或粘接在制动蹄上，粘接的允许其磨损厚度较大，但不易更换衬片；铆接的噪声较小。在使用和更换制动蹄片的时候应该注意的事项：在更换修理时可以使用铆有摩擦片的制动蹄，也可以用提供的摩擦片，自行铆接。制动蹄修理完之后，进行基本的调整。手制动处于松开状态，调节齿板位于最上端，待制动鼓安装完毕后用力踩一制动踏板，然后放开，使蹄片间隙处于最佳状态。同一车上的制动器，摩擦衬片更换必须同时进行，并须选用同一厂家，同一型号产品。 制动底板是除制动鼓外制动器各零件的安装基体，应保证各安装零件相互间的正确位置。制动底板承受着制动器工作时的制动反力矩，故应有足够的刚度。为此，由钢板冲压成形的制动底板都具有凹凸起伏的形状。重型汽车则采用可锻铸铁kth 37012的制动底座以代替钢板冲压的制动底板。刚度不足会导致制动力矩减小，踏板行程加大，衬片磨损也不均匀。5支承 二自由度制动蹄的支承，结构简单，并能使制动蹄相对制动鼓自行定位。 为了使具有支承销的一个自由度的制动蹄的工作表面与制动鼓的工作表面同轴心，应使支承位置可调。支承销由45号钢制造并高频淬火。其支座为可锻铸铁(kth 37012)或球墨铸铁(qt 40018)件。青铜偏心轮可保持制动蹄腹板上的支承孔的完好性并防止这些零件的腐蚀磨损。 具有长支承销的支承能可靠地保持制动蹄的正确安装位置，避免侧向偏摆。有时在制动底板上附加一压紧装置，使制动蹄中部靠向制动底板，而在轮缸活塞顶块上或在张开机构调整推杆端部开槽供制动蹄腹板张开端插入，以保持制动蹄的正确位置。6制动轮缸 是液压制动系采用的活塞式制动蹄张开机构，其结构简单，在车轮制动器中布置方便。轮缸的缸体由灰铸铁ht250制成。其缸筒为通孔，需搪磨。活塞由铝合金制造。活塞外端压有钢制的开槽顶块，以支承插入槽中的制动蹄腹板端部或端部接头。轮缸的工作腔由装在活塞上的橡胶密封圈或靠在活塞内端面处的橡胶皮碗密封。多数制动轮缸有两个等直径活塞；少数有四个等直径活塞；双领蹄式制动器的两蹄则各用一个单活塞制动轮缸推动。7制动块制动块由背板和摩擦衬块构成，两者直接压嵌在一起。衬块多为扇面形，也有矩形、正方形或长圆形的。活塞应能压住尽量多的制动块面积，以免衬块发生卷角而引起尖叫声。制动块背板由钢板制成。盘式制动器装有衬块磨损达极限时的警报装置，以便及时更换摩擦衬片。摩擦材料制动摩擦材料应具有高而稳定的摩擦系数，抗热衰退性能好，不能在温度升到某一数值后摩擦系数突然急剧下降；材料的耐磨性好，吸水率低，有较高的耐挤压和耐冲击性能；制动时不产生噪声和不良气味，应尽量采用少污染和对人体无害的摩擦材料。目前在制动器中广泛采用着模压材料，它是以石棉纤维为主并与树脂粘结剂、调整摩擦性能的填充剂(由无机粉粒及橡胶、聚合树脂等配成)与噪声消除剂(主要成分为石墨)等混合后，在高温下模压成型的。模压材料的挠性较差，故应按衬片或衬块规格模压，其优点是可以选用各种不同的聚合树脂配料，使衬片或衬块具有不同的摩擦性能和其他性能。另一种是编织材料，它是先用长纤维石棉与铜丝或锌丝的合丝编织成布，再浸以树脂粘合剂经干燥后辊压制成。其挠性好，剪切后可以直接铆到任何半径的制动蹄或制动带上。在100120温度下，它具有较高的摩擦系数(=0.4以上)，冲击强度比模压材料高45倍。但耐热性差，在200250以上即不能承受较高的单位压力，磨损加快。因此这种材料仅适用于中型以下汽车的鼓式制动器，尤其是带式中央制动器。粉末冶金摩擦材料是以铜粉或铁粉为主要成分(占质量的6080)，加上石墨、陶瓷粉等非金属粉末作为摩擦系数调整剂，用粉末冶金方法制成。其抗热衰退和抗水衰退性能好，但造价高，适用于高性能轿车和行驶条件恶劣的货车等制动器负荷重的汽车。各种摩擦材料摩擦系数的稳定值约为0.30.5，少数可达0.7。设计计算制动器时一般取0.30.35。选用摩擦材料时应注意，一般说来，摩擦系数愈高的材料其耐磨性愈差。主要零部件参数的计算3.2制动蹄摩擦面的压力分布规律 从前面的分析可知，制动器摩擦材料的摩擦系数及所产生的摩擦力对制动器因数有很大影响。掌握制动蹄摩擦面上的压力分布规律，有助于正确分析制动器因数。在理论上对制动蹄摩擦面的压力分布规律作研究时，通常作如下一些假定：(1)制动鼓、蹄为绝对刚性；(2)在外力作用下，变形仅发生在摩擦衬片上；(3)压力与变形符合虎克定律。 在一般情况下，若浮式蹄的端部支承在斜支座面上，如图30所示，则由于蹄片端部将沿支承面作滚动或滑动，它具有两个自由度运动，而绕支承销转动的蹄片只有一个自由度的运动，因此，其压力分布状况和绕支承销转动的情况有所区别。 现分析浮式蹄上任意一点a的运动情况。今设定蹄片和支座面之间摩擦足够大，制动蹄在张开力作用下，蹄片将沿斜支座面上作滚动，设q为其蹄片端部圆弧面之圆心，则蹄片上任意一点a的运动可以看成绕q作相对转动和跟随q作移动。这样a点位移由两部分合成：相对运动位移和牵连运动位移，它们各自径向位移分量之和为 (见图30)。 =cos+cos(-)根据几何关系可得出=(+ sin) sin+ coscos式中为蹄片端部圆弧面绕其圆心的相对转角。令 + sin=ccos=c在一定转角时，和都是常量。同样，认为a点的径向变形量和压力成正比。这样，蹄片上任意点a处的压力可写成 q=qsin+qcos或 q=qsin(+)也就是说，浮式蹄支承在任意斜支座面上时，其理论压力分布规律仍为正弦分布，但其最大压力点在何处，难以判断。上述分析对于新的摩擦衬片是合理的，但制动器在使用过程中摩擦衬片有磨损，摩擦衬片在磨损的状况下，压力分布又应如何呢?按照理论分析，如果知道摩擦衬片的磨损特性，也可确定摩擦衬片磨损后的压力分布规律。根据国外资料，对于摩擦片磨损具有如下关系式式中 w磨损量；k磨损常数；摩擦系数；q单位压力；磨擦衬片与制动鼓之间的相对滑动速度。通过分析计算所得压力分布规律如图31所示。图中表明在第11次制动后形成的单位面积压力仍为正弦分布。如果摩擦衬片磨损有如下关系： 式中 磨损常数。则其磨损后的压力分布规律为(c也为一常数)。结果亦示于图31。应该指出，由上述理论分析所获得的结果与实际情况比较相近，也就是说，用上述压力分布规律计算所得的摩擦力矩与实际使用中所得摩擦力矩有极大的相关性。以前有人认为制动摩擦衬片压力分布均匀的设想并不合理。3.3制动器因数及摩擦力矩分析计算 如前所述，通常先通过对制动器摩擦力矩计算的分析，再根据其计算式由定义得出制动器因数b现以鼓式制动器中制动蹄只具有一个自由度运动为例，说明用解析法导出制动器因数的思路过程：(1)定出制动器基本结构尺寸、摩擦片包角及其位置布置参数，并规定制动鼓旋转方向； (2)参见3.2节确定制动蹄摩擦片压力分布规律，令q=qsin； (3)在张开力p作用下，确定最大压力值。参见图32，所对应的圆弧，圆弧面上的半径方向作用的正压力为，摩擦力为。把所有的作用力对点取矩，可得ph=rmsind-r(r-mcos)sind据此方程式可求出的值； (4)计算沿摩擦片全长总的摩擦力矩 t=r sind=r(cos-cos)(5导出制动器因数f的表达式。下面为浮式蹄的计算方法 对于浮式蹄，其蹄片端部支座面法线可与张开力作用线平行(称为平行支座)或不平行(称为斜支座)。参见图34。平行支座可视作斜支座的特例，即图34中，因此，这里给出最一般的情况。 单个斜支座浮式领蹄制动蹄因数bft3 = （39）单个斜支座浮式从蹄制动蹄因数bft4 = （40）上两式中 （41） 为蹄片端部与支座面间摩擦系数，如为钢对钢则=0.20.3。角正负号取值按下列规则确定：当，为正；，为负。这样浮式领从制动器因数为 3.4制动蹄上的压力分布规律与制动力矩的简化计算1.沿蹄片长度方向的45压力分布规律 用解析方法计算沿蹄片长度方向的压力分布规律比较困难，因为除了摩擦衬片有弹性容易变形外，制动鼓、制动蹄以及支承也都有弹性变形。通常在近似计算中只考虑衬片径向变形的影响，其他零件变形的影响较小，可以忽略不计。制动蹄可设计成一个自由度和两个自由度的(见图37)形式。 首先计算有两个自由度的增势蹄摩擦衬片的径向变形规律。为此，取制动鼓中心o点为坐标原点，如图37所示，并让y1坐标轴通过制动蹄的瞬时转动中心a1点。制动时，由于摩擦衬片变形，制动蹄在绕瞬时转动中心a1转动的同时，还顺着摩擦力作用方向沿支承面移动。结果使制动蹄中心位于点，因而可以想象未变形的摩擦衬片的表面轮廓(eel线)就沿方向移人制动鼓体内。显然，衬片表面上所有点在这个方向上的变形是相同的。例如，位于半径，上的任意点的变形就是线段。因此，对于该点的径向变形为由于 和 于是得到增势蹄的径向变形和压力为 （43）式中 任意半径和轴之间的夹角； 最大压力线与轴之间的夹角； 半径和线之间的夹角。下面再计算有一个自由度的增势蹄摩擦衬片的径向变形规律。此时摩擦衬片在张开力和摩擦力的作用下，绕支承销中心a1转动角(见图37(b)。摩擦衬片表面任意点沿制动蹄转动的切线方向的变形即为线段，其径向变形分量是线段，在半径延长线上的投影，即线段。由于角很小，可以认为，则所求的摩擦衬片径向变形为 考虑到，则由等腰三角形可知代入上式，得摩擦衬片的径向变形和压力分别为 （44）综合上述可以认为：对于尚未磨合的新制动蹄衬片，沿其长度方向的压力分布符合正弦曲线规律，可用式(43)和式(44)计算。 沿摩擦衬片长度方向压力分布的不均匀程度，可用不均匀系数评价 式中 -制动蹄衬片上的最大压力； 在同等制动力矩作用下，假想压力分布均匀时的压力。2.制动蹄片上的制动力矩在计算鼓式制动器时，必须建立制动蹄对制动鼓的压紧力与所产生的制动力矩之间的关系。为计算有一个自由度的制动蹄片上的力矩，在摩擦衬片表面上取一横向单元面积，并使其位于与轴的交角为处，单元面积为。，其中b为摩擦衬片宽度，r为制动鼓半径，为单元面积的包角，如图38所示。由制动鼓作用在摩擦衬片单元面积的法向力为： (45)而摩擦力产生的制动力矩为 在由至区段上积分上式，得 (46)当法向压力均匀分布时， (47)由式(46)和式(47)可求出不均匀系数 式（46）和式（47）给出的由压力计算制动力矩的方法，但在实际计算中采用由张开力p计算制动力矩的方法则更为方便。 增势蹄产生的制动力矩可表达如下： （48）式中 单元法向力的合力； 摩擦力的作用半径(见图39)。如果已知制动蹄的几何参数和法向压力的大小，便可用式(1746)算出蹄的制动力矩。为了求得力与张开力的关系式，写出制动蹄上力的平衡方程式： (49)式中 轴与力的作用线之间的夹角；支承反力在工：轴上的投影。解式(49)，得 （50）对于增势蹄可用下式表示为 （51） 对于减势蹄可类似地表示为 （52）为了确定，及，必须求出法向力n及其分量。如果将dn(见图38)看作是它投影在轴和轴上分量和的合力，则根据式（45）有： （53） （54）因此 式中 。根据式(46)和式(48)，并考虑到 则有 如果顺着制动鼓旋转的制动蹄和逆着制动鼓旋转的制动蹄的和同，显然两种蹄的和值也不同。对具有两蹄的制动器来说，其制动鼓上的制动力矩等于两蹄摩擦力矩之和，即 对于液压驱动的制动器来说，所需的张开力为 对于凸轮张开机构，其张开力可由前述作用在蹄上的力矩平衡条件得到的方程式求出： 计算蹄式制动器时，必须检查蹄有无自锁的可能，由式(1751)得出自锁条件。当该式的分母等于零时，蹄自锁： （55）如果式 （56）成立，则不会自锁。由式(46)和式(51)可求出领蹄表面的最大压力为 （57式中 ，r，见图39；，见图38；，b摩擦衬片宽度；摩擦系数。3.5摩擦衬片(衬块