汽車制動器的設計.doc

汽車制動器的設計影響行車安全的有很多的因素，其中汽車的制動系統(tǒng)可謂是汽車安全安性能中的首要系統(tǒng)，汽車的制動器就是這割席統(tǒng)中的只要執(zhí)行器，其作用是顯而易見的。目前汽車制動器有兩種形式，鼓式制動器和盤式制動器。這兩種各有千秋，但隨著轎車車速的不斷提高，這兩種已不是單一的存在與汽車上，下面就中高檔的轎車設計一套安全可靠的制動系統(tǒng)。第一章 總體結的設計1行車制動系統(tǒng)采用了安全性最高的對角線布置形式的雙管路液壓制動系統(tǒng)。制動主缸的一腔通過abs的液壓控制單元與前輪一側制動及后軸另一側制動器相接。制動主缸的另一腔通過abs的液壓控制單元接另外兩個制動器。這種對角線型布置結構簡單，安全性高。當系統(tǒng)中的任何一套管路失效時，另一套都會保持工作，這樣，剩余的制動力能保持正常值502前輪制動器采用浮動鉗盤式制動器，使制動器軸向和徑向尺寸較小，布置緊湊，且散熱好。在摩擦塊的主動片上裝有磨損報警信號裝置，當襯塊磨損到最小厚度小于20mm時，制動報警燈亮，提示駕駛員及時更換摩擦塊。3后輪制動器采用的是能自動調(diào)整蹄片間隙裝置的鼓式制動器。4伺服助力系統(tǒng)采用的是高效能、非貫通式單膜片真空助力器和中心閥式制動主缸，該系統(tǒng)可有效增強制動踏板力，使駕駛員操縱輕便省力，并提高主動安全性，但在伺服系統(tǒng)失效時，還可以全靠人力驅動液壓系統(tǒng)以產(chǎn)生一定程度的制動力。制動液儲液內(nèi)裝有制動液面報警裝置，若制動報警燈亮，則駕駛員需及時補充制動液。5駐車制動系統(tǒng)采用機械式操縱，制動操縱機構布置愛前排座椅之間，用摩擦阻力較小的帶護套拉線直接作用于兩后輪的杠桿機構的拉臂上，制動力直接作用于兩后輪。其結構簡單實用，效率較高。6在通向后輪的制動管路中裝有感載式制動壓力調(diào)節(jié)閥，這樣就使通往后輪制動器的壓力隨著載荷的變化得到調(diào)整，使制動力的分配更趨近于理想狀態(tài)，這就保證了前輪總是比后輪先抱死，提高制動穩(wěn)定性。7裝有代表當今最新型的電子防抱死制動系統(tǒng)（abs），保證汽車制動時前后車輪不會完全抱死，從而減輕制動側滑現(xiàn)象，使制動效果達到最佳狀態(tài)，最大限度的提高了汽車的主動安全性。第二章 制動器的主要參數(shù)及其選擇制動器設計中需要預先給定的整車參數(shù)有：汽車軸距l(xiāng)；車輪滾動半徑rr，；汽車空、滿載時的總質(zhì)量，；空、滿載時的軸荷分配：前軸負荷，；后軸負荷，；空、滿載時的質(zhì)心位置：質(zhì)心高度，；質(zhì)心距前軸距離，；質(zhì)心距后軸距離，等。而對汽車制動性能有著重要影響的制動系參數(shù)有：制動力及其分配系數(shù)、同步附著系數(shù)、制動強度、附著系數(shù)利用率、最大制動力矩與制動器因數(shù)等。2.1 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質(zhì)量的慣性力矩，則任一角速度0的車輪，其力矩平衡方程為: (1)式中 制動器對車輪作用的制動力矩，即制動器的摩擦力矩，其方向與車輪旋轉方向相反，nm；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。 令 (2) 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，因此又稱為制動周緣力。與地面制動力的方向相反，當車輪角速度0時，大小亦相等，且僅由制動器結構參數(shù)所決定。即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或氣壓成正比。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 (4) 或 (5)式中 輪胎與地面間的附著系數(shù)； z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阻止車輪再旋轉的周緣力的極限值。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(見24)。 根據(jù)汽車制動時的整車受力分析，考慮到制動時的軸荷轉移，可求得地面對前、后軸車輪的法向反力z1，z2為： (6)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。 汽車總的地面制動力為 (7)式中 q（）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。由以上兩式可求得前、后軸車輪附著力為 （8）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q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。在以上三種情況中，顯然是最后一種情況的附著條件利用得最好。由式(7)、式(8)不難求得在任何附著系數(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 (9)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(9)可知，前、后車輪同時抱死時，前、后輪制動器的制動力，是的函數(shù)。由式(9)中消去，得 (10)式中 l汽車的軸距。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25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。然而，目前大多數(shù)兩軸汽車尤其是貨車的前、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來表明分配的比例，稱為汽車制動器制動力分配系數(shù)： （11）又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，故又可通稱為制動力分配系數(shù)。2.2 同步附著系數(shù)式(11) 可表達為 (12)上式在圖25中是一條通過坐標原點且斜率為(1-)/的直線，它是具有制動器制動力分配系數(shù)為的汽車的實際前、后制動器制動力分配線，簡稱線。圖中線與i曲線交于b點，可求出b點處的附著系數(shù)=,則稱線與i曲線交點處的附著系數(shù)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：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曲線上方，制動時總是后輪先抱死，這時容易發(fā)生后軸側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，但也失去轉向能力。為了防止汽車的前輪失去轉向能力和后輪產(chǎn)生側滑，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du/dt=qg=g，即q=，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可用附著系數(shù)利用率 (或附著力利用率)來表達，可定義為： (13)式中 汽車總的地面制動力；g汽車所受重力； q制動強度。當=時， q=，=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，后輪抱死側滑的后果也不顯得像前輪抱死喪失轉向能力那樣嚴重，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?？傊?，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：0.650.80；輕型客車、輕型貨車：0.550.70；大型客車及中重型貨車：0.450.65。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0.15q0.8，其他汽車在0.15q0.3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0.20.8的范圍內(nèi)，必須滿足q0.1+0.85(-0.2)。2.3 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，如式(7)和式(13)所示。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)，可以由式（9）及式（11）求得 （14） （15）進而求得 （16） （17）當=時：，故，q=；=1當時： 可能得到的最大總制動力取決于后輪剛剛首先抱死的條件，即。由式（7）、式（8）、式（13）和式（17）得 （21） （22） （23）對于值恒定的汽車，為使其在常遇附著系數(shù)范圍內(nèi)不致過低，其值總是選得小于可能遇到的最大附著系數(shù)。所以在的良好路面上緊急制動時，總是后輪先抱死。2.4 制動器最大制動力矩應合理地確定前、后輪制動器的制動力矩，以保證汽車有良好的制動效能和穩(wěn)定性。最大制動力是在汽車附著質(zhì)量被完全利用的條件下獲得的，這時制動力與地面作用于車輪的法向力,成正比。由式(9)可知，雙軸汽車前、后車輪附著力同時被充分利用或前、后輪同時抱死時的制動力之比為 式中 ,汽車質(zhì)心離前、后軸距離;同步附著系數(shù)；汽車質(zhì)心高度。通常，上式的比值：轎車約為1.31.6；貨車約為0.50.7。制動器所能產(chǎn)生的制動力矩，受車輪的計算力矩所制約，即 式中 前軸制動器的制動力，；后軸制動器的制動力，；作用于前軸車輪上的地面法向反力；作用于后軸車輪上的地面法向反力；車輪有效半徑。對于常遇到的道路條件較差、車速較低因而選取了較小的同步附著系數(shù)值的汽車，為了保證在的良好的路面上（例如=0.7）能夠制動到后軸和前軸先后抱死滑移（此時制動強度），前、后軸的車輪制動器所能產(chǎn)生的最大制動力力矩為 （24） （25）對于選取較大值的各類汽車，則應從保證汽車制動時的穩(wěn)定性出發(fā)，來確定各軸的最大制動力矩。當時，相應的極限制動強度，故所需的后軸和前軸的最大制動力矩為 (26) (27)式中 該車所能遇到的最大附著系數(shù)；q制動強度，由式(22)確定；車輪有效半徑。一個車輪制動器應有的最大制動力矩為按上列公式計算結果的半值。2.5 制動器因數(shù)式(1)已給出了制動器因數(shù)bf的表達式（即，），它表示制動器的效能，因此又稱為制動器效能因數(shù)。其實質(zhì)是制動器在單位輸入壓力或力的作用下所能輸出的力或力矩，用于評比不同結構型式的制動器的效能。制動器因數(shù)可定義為在制動鼓或制動盤的作用半徑上所產(chǎn)生的摩擦力與輸入力之比，即 (28)式中 制動器的摩擦力矩；r制動鼓或制動盤的作用半徑；p輸入力，一般取加于兩制動蹄的張開力(或加于兩制動塊的壓緊力)的平均值為輸入力。對于鉗盤式制動器，設兩側制動塊對制動盤的壓緊力均為p，則制動盤在其兩側工作面的作用半徑上所受的摩擦力為2p，此處為盤與制動襯塊間的摩擦系數(shù)，于是鉗盤式制動器的制動器因數(shù)為 (29)對于全盤式制動器，則有 (30)式中 n旋轉制動盤數(shù)目；摩擦系數(shù)。對于鼓式制動器，設作用于兩蹄的張開力分別為、，制動鼓內(nèi)圓柱面半徑即制動鼓工作半徑為r，兩蹄給予制動鼓的摩擦力矩分別為和，則兩蹄的效能因數(shù)即制動蹄因數(shù)分別為： （31）整個鼓式制動器的制動因數(shù)則為 （32）當時，則 (33)蹄與鼓間作用力的分布，其合力的大小、方向及作用點，需要較精確地分析、計算才能確定。今假設在張力p的作用下制動蹄摩擦襯片與鼓之間作用力的合力n如圖26所示作用于襯片的b點上。這一法向力引起作用于制動蹄襯片上的摩擦力為n，為摩擦系數(shù)。a，b，c，h，r及為結構尺寸，如圖26所示。對領蹄取繞支點a的力矩平衡方程，即由上式得領蹄的制動蹄因數(shù)為 (34)當制動鼓逆轉時，上述制動蹄便又成為從蹄，這時摩擦力n的方向與圖26所示相反，用上述分析方法，同樣可得到從蹄繞支點a的力矩平衡方程，即 由上式得從蹄的制動蹄因數(shù)為 (35)由式(34)可知：當趨近于占bc時，對于某一有限張開力p，制動鼓摩擦力趨于無窮大。這時制動器將自鎖。自鎖效應只是制動蹄襯片摩擦系數(shù)和制動器幾何尺寸的函數(shù)。通過上述對領從蹄式制動器制動蹄因數(shù)的分析與計算可以看出，領蹄由于摩擦力對蹄支點形成的力矩與張開力對蹄支點的力矩同向而使其制動蹄因數(shù)值大，而從蹄則由于這兩種力矩反向而使其制動蹄因數(shù)值小。兩者在=0.30.35范圍內(nèi)，當張開力時，相差達3倍之多。圖27給出了領蹄與從蹄的制動蹄因數(shù)及其導數(shù)對摩擦系數(shù)的關系曲線。由該圖可見，當增大到一定值時，領蹄的和dd均趨于無限大。它意味著此時只要施加一極小張開力，制動力矩將迅速增至極大的數(shù)值，此后即使放開制動踏板，領蹄也不能回位而是一直保持制動狀態(tài)，發(fā)生“自鎖”現(xiàn)象。這時只能通過倒轉制動鼓消除制動。領蹄的和dd隨的增大而急劇增大的現(xiàn)象稱為自行增勢作用。反之，從蹄的及dd隨的增大而減小的現(xiàn)象稱為自行減勢作用。在制動過程中，襯片(襯塊)的溫度、相對滑動速度、壓力以及濕度等因素的變化會導致摩擦系數(shù)的改變。而摩擦系數(shù)的改變則會導致制動效能即制動器因數(shù)的改變。制動器因數(shù)bf對摩擦系數(shù)的敏感性可由dbfd來衡量，因而dbfd稱為制動器的敏感度，它是制動器效能穩(wěn)定性的主要決定因素，而除決定于摩擦副材料外，又與摩擦副表面的溫度和水濕程度有關，制動時摩擦生熱，因而溫度是經(jīng)常起作用的因素，熱穩(wěn)定性更為重要。熱衰退的臺架試驗表明，多次重復緊急制動可導致制動器因數(shù)值減小50%，而下長坡時的連續(xù)和緩制動也會使該值降至正常值的30%。由圖27也可以看出，領蹄的制動蹄因數(shù)雖大于從蹄，但其效能穩(wěn)定性卻比從蹄差。就整個鼓式制動器而言，也在不同程度上存在以bf為表征的效能本身與其穩(wěn)定性之間的矛盾。由于盤式制動器的制動器因數(shù)對摩擦系數(shù)的導數(shù)(dbfd)為常數(shù)，因此其效能穩(wěn)定性最好。表2給出了不同結構類型制動器的制動器因數(shù)bf或制動器外部因數(shù)，其中凸輪制動器外部因數(shù)等于制動器輸出力矩()除以凸輪軸輸入力矩；楔型制動器外部因數(shù)等于制動器總摩擦力()除以外部作用力。2.6 制動器的結構參數(shù)與摩擦系數(shù)在有關的整車總布置參數(shù)和制動器的結構型式確定以后，就可以參考已有的同類型、同等級汽車的同類制動器，對制動器的結構參數(shù)進行初選。1.制動鼓直徑d或半徑r當輸入力p一定時，制動鼓的直徑愈大，則制動力矩亦愈大，散熱性能亦愈好。但直徑d的尺寸受到輪輞內(nèi)徑的限制，而且d的增大也使制動鼓的質(zhì)量增大，使汽車的非懸掛質(zhì)量增大，而不利于汽車的行駛平順性。制動鼓與輪輞之間應有相當?shù)拈g隙，此間隙一般不應小于2030mm，以利于散熱通風，也可避免由于輪輞過熱而損壞輪胎。由此間隙要求及輪輞的尺寸即可求得制動鼓直徑d的尺寸。另外，制動鼓直徑d與輪輞直徑之比的一般范圍為：轎車 d=0.640.74貨車 d=0.700.832.制動蹄摩擦襯片的包角和寬度b摩擦襯片的包角可在=90120范圍內(nèi)選取，試驗表明，摩擦襯片包角=90100時，磨損最小，制動鼓溫度也最低，且制動效能最高。再減小雖有利于散熱，但由于單位壓力過高將加速磨損。一般也不宜大于120，因過大不僅不利于散熱，而且易使制動作用不平順，甚至可能發(fā)生自鎖。摩擦襯片寬度b較大可以降低單位壓力、減少磨損，但過大則不易保證與制動鼓全面接觸。通常是根據(jù)在緊急制動時使其單位壓力不超過2.5mpa的條件來選擇襯片寬度b的。設計時應盡量按摩擦片的產(chǎn)品規(guī)格選擇b值。另外，根據(jù)國外統(tǒng)計資料可知，單個鼓式車輪制動器總的襯片摩擦面積隨汽車總質(zhì)量的增大而增大，如表3(張洪欣主編.汽車設計（第2版）.北京：機械工業(yè)出版社，1995)所示。而單個摩擦襯片的摩擦面積a又決定于制動鼓半徑r、襯片寬度b及包角，即式中是以弧度(rad)為單位，當a，r，確定后，由上式也可初選襯片寬b的尺寸。 制動器各蹄摩擦襯片總摩擦面積愈大，則制動時產(chǎn)生的單位面積正壓力愈小，從而磨損亦愈小。3.摩擦襯片起始角摩擦襯片起始角如圖28所示。一般是將襯片布置在制動蹄外緣的中央，并令。有時為了適應單位壓力的分布情況，將襯片相對于最大壓力點對稱布置，以改善制動效能和磨損的均勻性。4.張開力p的作用線至制動器中心的距離在保證制動輪缸或凸輪能夠布置于制動鼓內(nèi)的條件下，應使距離盡可能地大，以提高其制動效能。初步設計時可暫定左右。5.制動蹄支銷中心的坐標位置是k與c如圖28所示，制動蹄支銷中心的坐標尺寸k是應盡可能地小，以使尺寸c盡可能地大，初步設計可暫定c=0.8r左右。6.摩擦片摩擦系數(shù)選擇摩擦片時不僅希望其摩擦系數(shù)要高些，更要求其熱穩(wěn)定性要好，受溫度和壓力的影響要小。不能單純地追求摩擦材料的高摩擦系數(shù)，應提高對摩擦系數(shù)的穩(wěn)定性和降低制動器對摩擦系數(shù)偏離正常值的敏感性的要求，后者對蹄式制動器是非常重要的。各種制動器用摩擦材料的摩擦系數(shù)的穩(wěn)定值約為0.30.5，少數(shù)可達0.7。一般說來，摩擦系數(shù)愈高的材料，其耐磨性愈差。所以在制動器設計時并非一定要追求高摩擦系數(shù)的材料。當前國產(chǎn)的制動摩擦片材料在溫度低于250時，保持摩擦系數(shù)=0.350.40已無大問題。因此，在假設的理想條件下計算制動器的制動力矩，取=0.3可使計算結果接近實際。另外，在選擇摩擦材料時應盡量采用減少污染和對人體無害的材料。第三章 主要零部件的設計和參數(shù)的計算3.1制動器主要零件的結構設計1制動盤制動盤一般由珠光體灰鑄鐵制成，其結構形狀有平板形(用于全盤式制動器)和禮帽形(用于鉗盤式制動器)兩種。后一種的圓柱部分長度取決于布置尺寸。為了改善冷卻，有的鉗盤式制動器的制動盤鑄成中間有徑向通風槽的雙層盤，可大大增加散熱面積，但盤的整體厚度較大。制動盤的工作表面應光滑平整。兩側表面不平行度不應大于0.008mm，盤面擺差不應大于0.1mm。在加工方面，制動盤厚度變化大于技術要求，能引起踏板脈動或前端震動。制動盤不符合技術要求的，需精加工滿足要求。（制動盤表面的輕微刻痕，深度不超過1.5mm是正常的，對制動器工作的影響不大）。制動盤的厚度檢查，測量距制動盤外緣12mm且相隔約45各點對照技術要求檢查測量結果。若發(fā)現(xiàn)制動盤厚度或平行度超差，必須更換或修復制動盤。制動盤端面圓跳動摩擦表面?zhèn)€端面圓跳動：0.12mm過大的端面圓跳動，轉動時將引起制動盤左右擺動。這種擺動撞擊摩擦塊，在工作中引起踏板震動，并影響制動效果。如何檢查和防護制動盤將千分表調(diào)到零，轉動車輪一整圈，細心觀察千分表刻度。斷面圓跳動不得超過0.12mm。若制動盤斷面圓跳動不符合技術要求，需檢查輪轂及軸承總成的斷面跳動。若輪轂及軸承總成的擺差不符合技術要求，則要更換輪轂及軸承總成。若輪轂及軸承的斷面跳動在技術要求范圍內(nèi)，那么問題在于制動盤。在安裝時也要注意，用力矩扳手擰緊輪轂螺栓螺母，錯誤的擰緊方法可能導致斷面圓跳動增大 導致制動粗糙或脈動。2制動鉗制動鉗由可鍛鑄鐵k丁h37012或球墨鑄鐵qt40018制造，也有用輕合金制造的，可做成整體的，也可做成兩牛并由螺栓連接。其外緣留有開口，以便不必拆下制動鉗便可檢查或更換制動塊。制動鉗體應有高的強度和剛度。一般多在鉗體中加工出制動油缸，也有將單獨制造的油缸裝嵌入鉗體中的。為了減少傳給制動液的熱量，多將杯形活塞的開口端頂靠制動塊的背板。有的活塞的開口端部切成階梯狀，形成兩個相對且在同一平面內(nèi)的小半圓環(huán)形端面。活塞由鑄鋁合金或鋼制造。為了提高耐磨損性能，活塞的工作表面進行鍍鉻處理。當制動鉗體由鋁合金制造時，減少傳給制動液的熱量成為必須解決的問題。為此，應減小活塞與制動塊背板的接觸面積，有時也可采用非金屬活塞。3制動鼓制動鼓應具有高的剛性和大的熱容量，制動時其溫升不應超過極限值。制動鼓的材料與摩擦襯片的材料相匹配，應能保證具有高的摩擦系數(shù)并使工：作表面磨損均勻。中型、重型貨車和中型、大型客車多采用灰鑄鐵ht200或合金鑄鐵制造的制動鼓；輕型貨車和一些轎車則采用由鋼板沖壓成形的輻板與鑄鐵鼓筒部分鑄成一體的組合式制動鼓；帶有灰鑄鐵內(nèi)鼓筒的鑄鋁合金制動鼓在轎車上得到了日益廣泛的應用。鑄鐵內(nèi)鼓筒與鋁合金制動鼓本體也是鑄到一起的，這種內(nèi)鑲一層珠光體組織的灰鑄鐵作為工作表面，其耐磨性和散熱性都很好，而且減小了質(zhì)量。 制動鼓在工作載荷作用下會變形，致使蹄鼓間單位壓力不均勻，且會損失少許踏板行程。鼓筒變形后的不圓柱度過大容易引起自鎖或踏板振動。為防止這些現(xiàn)象需提高制動鼓的剛度。為此，沿鼓口的外緣鑄有整圈的加強肋條，也有的加鑄若干軸向肋條以提高其散熱性能。 制動鼓壁厚的選取主要是從剛度和強度方面考慮。壁厚取大些也有助于增大熱容量，但試驗表明，壁厚從11mm增至20mm，摩擦表面平均最高溫度變化并不大。一般鑄造制動鼓的壁厚：轎車為712mm，中、重型貨車為1318mm。制動鼓在閉口一側可開小孔，用于檢查制動器間隙。制動鼓常見的故障制動蹄變形或調(diào)節(jié)不正確。摩擦片松脫 變光滑或磨損。制動底板松動。自動調(diào)節(jié)器不起作用。潤滑油 潤滑脂或制動液粘在摩擦片上?；匚粡椈蓮椓ψ?nèi)趸驌p壞。制動鼓的維修人們常常通過檢查制動蹄來揭示制動鼓的毛病，首先通過目檢裝在車上的制動蹄來判斷制動鼓。若一車輪上的摩擦片比另一個車輪上的摩擦片磨損較多時，那么這個制動鼓可能有劃痕或表面粗糙。任何一組制動蹄從一側到另一側的不均勻磨損可能是由于制動鼓變成錐形引起的。摩擦片根部磨損嚴重表明制動鼓失圓。徹底的清潔制動鼓。如果制動鼓已暴露出泄漏油或潤滑脂，在除去灰塵后，徹底的用一種非油基溶劑清洗制動鼓。重新安裝制動鼓前，找出漏油的原因并排除故障。用指甲橫滑制動表面，直觀的檢查制動鼓制動表面的滑痕。任何大的滑痕應意味著必須復制動鼓表面或更換制動鼓。高度磨光的制動鼓表面會引起制動器抱死或噪音。如何檢驗制動鼓是否磨損必須用制動鼓千分尺或量規(guī)測量每個檢查過的制動鼓，以查明制動鼓是否在安全修理尺寸極限內(nèi)。把制動鼓千分尺調(diào)到制動鼓直徑大小并測量它的磨損量。在相互成直角的摩擦表面的寬窄兩邊緣處進行測量，在圓周上每隔45的各點且在最深槽的底部測其直徑。帶有錐度或失圓度超過0.15mm的制動鼓應進行車削或更換。如果從最深槽底部測得的最大直徑讀數(shù)超過規(guī)定要求1mm時，該制動鼓不能重新整修表面而必須更換。4制動蹄轎車和輕型、微型貨車的制動蹄廣泛采用t形型鋼輾壓或鋼板沖壓焊接制成；大噸位貨車的制動蹄則多用鑄鐵、鑄鋼或鑄鋁合金制成。制動蹄的斷面形狀和尺寸應保證其剛度好，但小型車鋼板制的制動蹄腹板上有時開有一、兩條徑向槽，使蹄的彎曲剛度小些，以便使制動蹄摩擦襯片與鼓之間的接觸壓力均勻，因而使襯片磨損較為均勻，并減少制動時的尖叫聲。重型汽車制動蹄的斷面有工字形、山字形和字形幾種。制動蹄腹板和翼緣的厚度，轎車的約為35mm；貨車的約為58mm。摩擦襯片的厚度，轎車多用4.55mm；貨車多在8mm以上。襯片可以鉚接或粘接在制動蹄上，粘接的允許其磨損厚度較大，但不易更換襯片；鉚接的噪聲較小。在使用和更換制動蹄片的時候應該注意的事項：在更換修理時可以使用鉚有摩擦片的制動蹄，也可以用提供的摩擦片，自行鉚接。制動蹄修理完之后，進行基本的調(diào)整。手制動處于松開狀態(tài)，調(diào)節(jié)齒板位于最上端，待制動鼓安裝完畢后用力踩一制動踏板，然后放開，使蹄片間隙處于最佳狀態(tài)。同一車上的制動器，摩擦襯片更換必須同時進行，并須選用同一廠家，同一型號產(chǎn)品。 制動底板是除制動鼓外制動器各零件的安裝基體，應保證各安裝零件相互間的正確位置。制動底板承受著制動器工作時的制動反力矩，故應有足夠的剛度。為此，由鋼板沖壓成形的制動底板都具有凹凸起伏的形狀。重型汽車則采用可鍛鑄鐵kth 37012的制動底座以代替鋼板沖壓的制動底板。剛度不足會導致制動力矩減小，踏板行程加大，襯片磨損也不均勻。5支承 二自由度制動蹄的支承，結構簡單，并能使制動蹄相對制動鼓自行定位。 為了使具有支承銷的一個自由度的制動蹄的工作表面與制動鼓的工作表面同軸心，應使支承位置可調(diào)。支承銷由45號鋼制造并高頻淬火。其支座為可鍛鑄鐵(kth 37012)或球墨鑄鐵(qt 40018)件。青銅偏心輪可保持制動蹄腹板上的支承孔的完好性并防止這些零件的腐蝕磨損。 具有長支承銷的支承能可靠地保持制動蹄的正確安裝位置，避免側向偏擺。有時在制動底板上附加一壓緊裝置，使制動蹄中部靠向制動底板，而在輪缸活塞頂塊上或在張開機構調(diào)整推桿端部開槽供制動蹄腹板張開端插入，以保持制動蹄的正確位置。6制動輪缸 是液壓制動系采用的活塞式制動蹄張開機構，其結構簡單，在車輪制動器中布置方便。輪缸的缸體由灰鑄鐵ht250制成。其缸筒為通孔，需搪磨?；钊射X合金制造?；钊舛藟河袖撝频拈_槽頂塊，以支承插入槽中的制動蹄腹板端部或端部接頭。輪缸的工作腔由裝在活塞上的橡膠密封圈或靠在活塞內(nèi)端面處的橡膠皮碗密封。多數(shù)制動輪缸有兩個等直徑活塞；少數(shù)有四個等直徑活塞；雙領蹄式制動器的兩蹄則各用一個單活塞制動輪缸推動。7制動塊制動塊由背板和摩擦襯塊構成，兩者直接壓嵌在一起。襯塊多為扇面形，也有矩形、正方形或長圓形的?；钊麘軌鹤”M量多的制動塊面積，以免襯塊發(fā)生卷角而引起尖叫聲。制動塊背板由鋼板制成。盤式制動器裝有襯塊磨損達極限時的警報裝置，以便及時更換摩擦襯片。摩擦材料制動摩擦材料應具有高而穩(wěn)定的摩擦系數(shù)，抗熱衰退性能好，不能在溫度升到某一數(shù)值后摩擦系數(shù)突然急劇下降；材料的耐磨性好，吸水率低，有較高的耐擠壓和耐沖擊性能；制動時不產(chǎn)生噪聲和不良氣味，應盡量采用少污染和對人體無害的摩擦材料。目前在制動器中廣泛采用著模壓材料，它是以石棉纖維為主并與樹脂粘結劑、調(diào)整摩擦性能的填充劑(由無機粉粒及橡膠、聚合樹脂等配成)與噪聲消除劑(主要成分為石墨)等混合后，在高溫下模壓成型的。模壓材料的撓性較差，故應按襯片或襯塊規(guī)格模壓，其優(yōu)點是可以選用各種不同的聚合樹脂配料，使襯片或襯塊具有不同的摩擦性能和其他性能。另一種是編織材料，它是先用長纖維石棉與銅絲或鋅絲的合絲編織成布，再浸以樹脂粘合劑經(jīng)干燥后輥壓制成。其撓性好，剪切后可以直接鉚到任何半徑的制動蹄或制動帶上。在100120溫度下，它具有較高的摩擦系數(shù)(=0.4以上)，沖擊強度比模壓材料高45倍。但耐熱性差，在200250以上即不能承受較高的單位壓力，磨損加快。因此這種材料僅適用于中型以下汽車的鼓式制動器，尤其是帶式中央制動器。粉末冶金摩擦材料是以銅粉或鐵粉為主要成分(占質(zhì)量的6080)，加上石墨、陶瓷粉等非金屬粉末作為摩擦系數(shù)調(diào)整劑，用粉末冶金方法制成。其抗熱衰退和抗水衰退性能好，但造價高，適用于高性能轎車和行駛條件惡劣的貨車等制動器負荷重的汽車。各種摩擦材料摩擦系數(shù)的穩(wěn)定值約為0.30.5，少數(shù)可達0.7。設計計算制動器時一般取0.30.35。選用摩擦材料時應注意，一般說來，摩擦系數(shù)愈高的材料其耐磨性愈差。主要零部件參數(shù)的計算3.2制動蹄摩擦面的壓力分布規(guī)律 從前面的分析可知，制動器摩擦材料的摩擦系數(shù)及所產(chǎn)生的摩擦力對制動器因數(shù)有很大影響。掌握制動蹄摩擦面上的壓力分布規(guī)律，有助于正確分析制動器因數(shù)。在理論上對制動蹄摩擦面的壓力分布規(guī)律作研究時，通常作如下一些假定：(1)制動鼓、蹄為絕對剛性；(2)在外力作用下，變形僅發(fā)生在摩擦襯片上；(3)壓力與變形符合虎克定律。 在一般情況下，若浮式蹄的端部支承在斜支座面上，如圖30所示，則由于蹄片端部將沿支承面作滾動或滑動，它具有兩個自由度運動，而繞支承銷轉動的蹄片只有一個自由度的運動，因此，其壓力分布狀況和繞支承銷轉動的情況有所區(qū)別。 現(xiàn)分析浮式蹄上任意一點a的運動情況。今設定蹄片和支座面之間摩擦足夠大，制動蹄在張開力作用下，蹄片將沿斜支座面上作滾動，設q為其蹄片端部圓弧面之圓心，則蹄片上任意一點a的運動可以看成繞q作相對轉動和跟隨q作移動。這樣a點位移由兩部分合成：相對運動位移和牽連運動位移，它們各自徑向位移分量之和為 (見圖30)。 =cos+cos(-)根據(jù)幾何關系可得出=(+ sin) sin+ coscos式中為蹄片端部圓弧面繞其圓心的相對轉角。令 + sin=ccos=c在一定轉角時，和都是常量。同樣，認為a點的徑向變形量和壓力成正比。這樣，蹄片上任意點a處的壓力可寫成 q=qsin+qcos或 q=qsin(+)也就是說，浮式蹄支承在任意斜支座面上時，其理論壓力分布規(guī)律仍為正弦分布，但其最大壓力點在何處，難以判斷。上述分析對于新的摩擦襯片是合理的，但制動器在使用過程中摩擦襯片有磨損，摩擦襯片在磨損的狀況下，壓力分布又應如何呢?按照理論分析，如果知道摩擦襯片的磨損特性，也可確定摩擦襯片磨損后的壓力分布規(guī)律。根據(jù)國外資料，對于摩擦片磨損具有如下關系式式中 w磨損量；k磨損常數(shù)；摩擦系數(shù)；q單位壓力；磨擦襯片與制動鼓之間的相對滑動速度。通過分析計算所得壓力分布規(guī)律如圖31所示。圖中表明在第11次制動后形成的單位面積壓力仍為正弦分布。如果摩擦襯片磨損有如下關系： 式中 磨損常數(shù)。則其磨損后的壓力分布規(guī)律為(c也為一常數(shù))。結果亦示于圖31。應該指出，由上述理論分析所獲得的結果與實際情況比較相近，也就是說，用上述壓力分布規(guī)律計算所得的摩擦力矩與實際使用中所得摩擦力矩有極大的相關性。以前有人認為制動摩擦襯片壓力分布均勻的設想并不合理。3.3制動器因數(shù)及摩擦力矩分析計算 如前所述，通常先通過對制動器摩擦力矩計算的分析，再根據(jù)其計算式由定義得出制動器因數(shù)b現(xiàn)以鼓式制動器中制動蹄只具有一個自由度運動為例，說明用解析法導出制動器因數(shù)的思路過程：(1)定出制動器基本結構尺寸、摩擦片包角及其位置布置參數(shù)，并規(guī)定制動鼓旋轉方向； (2)參見3.2節(jié)確定制動蹄摩擦片壓力分布規(guī)律，令q=qsin； (3)在張開力p作用下，確定最大壓力值。參見圖32，所對應的圓弧，圓弧面上的半徑方向作用的正壓力為，摩擦力為。把所有的作用力對點取矩，可得ph=rmsind-r(r-mcos)sind據(jù)此方程式可求出的值； (4)計算沿摩擦片全長總的摩擦力矩 t=r sind=r(cos-cos)(5導出制動器因數(shù)f的表達式。下面為浮式蹄的計算方法 對于浮式蹄，其蹄片端部支座面法線可與張開力作用線平行(稱為平行支座)或不平行(稱為斜支座)。參見圖34。平行支座可視作斜支座的特例，即圖34中，因此，這里給出最一般的情況。 單個斜支座浮式領蹄制動蹄因數(shù)bft3 = （39）單個斜支座浮式從蹄制動蹄因數(shù)bft4 = （40）上兩式中 （41） 為蹄片端部與支座面間摩擦系數(shù)，如為鋼對鋼則=0.20.3。角正負號取值按下列規(guī)則確定：當，為正；，為負。這樣浮式領從制動器因數(shù)為 3.4制動蹄上的壓力分布規(guī)律與制動力矩的簡化計算1.沿蹄片長度方向的45壓力分布規(guī)律 用解析方法計算沿蹄片長度方向的壓力分布規(guī)律比較困難，因為除了摩擦襯片有彈性容易變形外，制動鼓、制動蹄以及支承也都有彈性變形。通常在近似計算中只考慮襯片徑向變形的影響，其他零件變形的影響較小，可以忽略不計。制動蹄可設計成一個自由度和兩個自由度的(見圖37)形式。 首先計算有兩個自由度的增勢蹄摩擦襯片的徑向變形規(guī)律。為此，取制動鼓中心o點為坐標原點，如圖37所示，并讓y1坐標軸通過制動蹄的瞬時轉動中心a1點。制動時，由于摩擦襯片變形，制動蹄在繞瞬時轉動中心a1轉動的同時，還順著摩擦力作用方向沿支承面移動。結果使制動蹄中心位于點，因而可以想象未變形的摩擦襯片的表面輪廓(eel線)就沿方向移人制動鼓體內(nèi)。顯然，襯片表面上所有點在這個方向上的變形是相同的。例如，位于半徑，上的任意點的變形就是線段。因此，對于該點的徑向變形為由于 和 于是得到增勢蹄的徑向變形和壓力為 （43）式中 任意半徑和軸之間的夾角； 最大壓力線與軸之間的夾角； 半徑和線之間的夾角。下面再計算有一個自由度的增勢蹄摩擦襯片的徑向變形規(guī)律。此時摩擦襯片在張開力和摩擦力的作用下，繞支承銷中心a1轉動角(見圖37(b)。摩擦襯片表面任意點沿制動蹄轉動的切線方向的變形即為線段，其徑向變形分量是線段，在半徑延長線上的投影，即線段。由于角很小，可以認為，則所求的摩擦襯片徑向變形為 考慮到，則由等腰三角形可知代入上式，得摩擦襯片的徑向變形和壓力分別為 （44）綜合上述可以認為：對于尚未磨合的新制動蹄襯片，沿其長度方向的壓力分布符合正弦曲線規(guī)律，可用式(43)和式(44)計算。 沿摩擦襯片長度方向壓力分布的不均勻程度，可用不均勻系數(shù)評價 式中 -制動蹄襯片上的最大壓力； 在同等制動力矩作用下，假想壓力分布均勻時的壓力。2.制動蹄片上的制動力矩在計算鼓式制動器時，必須建立制動蹄對制動鼓的壓緊力與所產(chǎn)生的制動力矩之間的關系。為計算有一個自由度的制動蹄片上的力矩，在摩擦襯片表面上取一橫向單元面積，并使其位于與軸的交角為處，單元面積為。，其中b為摩擦襯片寬度，r為制動鼓半徑，為單元面積的包角，如圖38所示。由制動鼓作用在摩擦襯片單元面積的法向力為： (45)而摩擦力產(chǎn)生的制動力矩為 在由至區(qū)段上積分上式，得 (46)當法向壓力均勻分布時， (47)由式(46)和式(47)可求出不均勻系數(shù) 式（46）和式（47）給出的由壓力計算制動力矩的方法，但在實際計算中采用由張開力p計算制動力矩的方法則更為方便。 增勢蹄產(chǎn)生的制動力矩可表達如下： （48）式中 單元法向力的合力； 摩擦力的作用半徑(見圖39)。如果已知制動蹄的幾何參數(shù)和法向壓力的大小，便可用式(1746)算出蹄的制動力矩。為了求得力與張開力的關系式，寫出制動蹄上力的平衡方程式： (49)式中 軸與力的作用線之間的夾角；支承反力在工：軸上的投影。解式(49)，得 （50）對于增勢蹄可用下式表示為 （51） 對于減勢蹄可類似地表示為 （52）為了確定，及，必須求出法向力n及其分量。如果將dn(見圖38)看作是它投影在軸和軸上分量和的合力，則根據(jù)式（45）有： （53） （54）因此 式中 。根據(jù)式(46)和式(48)，并考慮到 則有 如果順著制動鼓旋轉的制動蹄和逆著制動鼓旋轉的制動蹄的和同，顯然兩種蹄的和值也不同。對具有兩蹄的制動器來說，其制動鼓上的制動力矩等于兩蹄摩擦力矩之和，即 對于液壓驅動的制動器來說，所需的張開力為 對于凸輪張開機構，其張開力可由前述作用在蹄上的力矩平衡條件得到的方程式求出： 計算蹄式制動器時，必須檢查蹄有無自鎖的可能，由式(1751)得出自鎖條件。當該式的分母等于零時，蹄自鎖： （55）如果式 （56）成立，則不會自鎖。由式(46)和式(51)可求出領蹄表面的最大壓力為 （57式中 ，r，見圖39；，見圖38；，b摩擦襯片寬度；摩擦系數(shù)。3.5摩擦襯片(襯塊