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3 制动系主要参数确定
3.1 CS1028皮卡车型的基本参数
空 载 满 载
汽车质量 1625kg 2325kg
轴荷分配 前 轴 850kg 920kg
后 轴 775kg 1405kg
质心高度 0.52m 0.57m
轴 距 2.7m
车轮滚动半径 0.37m
3.2 同步附着系数的确定
一般汽车根据前、后轮制动力的分配、载荷情况及道路附着系数和坡度等因素，当制动力足够时，制动过程出现前后轮同时抱死拖滑时附着条件利用最好。
任何附着系数 路面上前后同时抱死的条件为[1]（ =0.8）：
（1） (2)
式中：G-汽车重力；
-前制动器制动力；
-后制动器制动力；
-质心到前轴的距离；
-质心到后轴的距离；
得： =10302.8N =7925.2N
一般常用制动器制动力分配系数 来表示分配比例
空载条件： N
前、后制动器制动力分配的比例影响到汽车制动时方向稳定性和附着条件利用程度。要确定 值首先就要选取同步附着系数 。一般来说，我们总是希望前轮先抱死（ ）。根据有关文献推荐以及我国道路条件，车速不高，所以本车型选取 。
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，ECE的制动法规规定，在各种载荷条件下，轿车在0.15 q 0.8，其他汽车在0.15 q 0.3的范围内，前轮应先抱死；在车轮尚未抱死的情况下，在0.15 0.8的范围内，必须满足q
3.3 制动器最大制动力矩确定
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。
最大制动力矩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。计算公式如下[1]：
式中 ——该车所能遇到的最大附着系数0.8；
q——制动强度 （ ）
——车轮有效半径。
=2503.28
3.4 制动器的主要参数选择
在有关的整车总布置参数和制动器的结构形式确定以后，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。
3.4.1 鼓式制动器的主要参数选择
3.4.1.1 制动鼓直径D
当输出力一定时，制动鼓的直径越大，制动力矩也越大，散热性能也越好。但止境的尺寸受到轮辋内径的限制，而且直径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，此间隙一般不小于20～30mm,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及渴求得制动鼓直径的尺寸。另外，制动鼓直径与轮辋直径之比为 根据QC/T309-1999《制动鼓工作及制动蹄片宽度尺寸系列》取D=300mm R=150mm
3.4.1.2 摩擦衬片宽度b和包角
摩擦衬片的包角可在900～1200范围内选取，试验表明，摩擦衬片包角在900～1200时，磨损最小，制动鼓温度也最低，且制动效能最高。再减小包角虽有利于散热，但由于单位压力过高将加速磨损。包角一般不宜大于1200，因过大不仅不利于散热，而且易使制动作永不平顺，甚至可能发生自锁。
摩擦衬片宽度较大可以降低单位压力、减小磨损，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单位压力不超过2.5 M 的条件来选择衬片宽度的。设计时应尽量按摩擦片的产品规格选择宽度值。另外，根据国外统计资料可知，单个鼓式制动器总的摩擦衬片面积随汽车总质量的增大而增大。而单个摩擦衬片的面积又决定与制动鼓的半径，衬片宽度及包角。即[1]
式中，包角以弧度为单位，当面积、包角、半径确定后，由上式可以初选衬片宽度的尺寸。
制动器各蹄摩擦衬片总面积越大，制动时产生的单位面积正压力越小，从而磨损也越小。
a、参考同类汽车选取，一般b/D=0.16～0.26,取0.2，故b=60mm
b、取包角
=150×100180 π×60 = 15700mm2
c、摩擦衬片起始角 ，一般将衬片布置在制动蹄的中央，即令：
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。
3.4.1.3 制动器中心到张开力P作用线和距离e
在保证轮缸能够布置于制动鼓内的条件，应使距离e尽可能大，以提高制动效能。初步设计可取e=0.8R ，故e=120mm。
3.4.1.4 制动蹄支承销连线到制动器中心值a
a值越大则制动效果越好，初步设计取a=0.8R ， a和e相同
3.4.1.5 制动蹄支销中心的坐标位置是k 与 c
制动蹄支销中心的坐标尺寸 k 是应尽可能地小,以不使两制动蹄端毛面相碰擦为准，使尺寸 c 尽可能地大，设计可定c=0.8R =120 mm, k=25mm。
3.4.1.6 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。不能单独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0.3～0.5之间，少数可达0.7。一般说来，摩擦系数越高的材料，其耐磨性越差。所以在制动器设计时并非一定要追求高摩擦系数的材料。当前国产的摩擦片材料温度低于250度时，保持摩擦系数在0 .3～0.4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可使计算结果接近世纪。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。
3.4.2 盘式制动器的主要参数选择
3.4.2.1 制动盘直径D
制动盘直径D应尽量取大些，这样，制动盘的有效半径增大，可以减小制动钳的夹紧力，降低衬块的单位压力和工作温度。通常D=0.70～0.79 ，本车总质量大于2吨，取上限，即D=0.79 =301mm
3.4.2.2 制动盘厚度h
制动盘厚度对制动盘的质量和温升有影响。为使质量小些，厚度不宜太大，为了减少温升，厚度又不宜过小。因此，参考同类型车，取为25mm,通风式，增大散热。
3.4.2.3 摩擦衬块外半径 和内半径
参考同类车型，选取摩擦衬块的内外半径分别为： ，
3.4.2.4 制动衬块工作面积A
在确定盘式制动器制动衬块的工作面积时，根据制动衬快单位面积占有的汽车质量，推荐在1.6～3.5kg/ , 此处取为2.5kg/cm2，可得A = 2325kg÷2.5kg/cm2 ＝ 930cm2
4 制动器的设计与计算
4.1 制动器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几所产生的摩擦力对制动器因数有很大的影响。掌握制动蹄表面的压力分布规律，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）制动蹄、鼓为绝对刚性；
（2）在外力作用下，便行仅发生在摩擦衬片上；
（3）压力与变形符合胡克定律。
对于绕支承销转动的制动蹄，制动蹄片上的压力符合正弦分布。
4.2 单个制动器制动力矩计算
4.2.1 鼓式制动器制动力矩计算
4.2.1.1 制动蹄的效能因数
制动器效能因数，表示制动器的效能，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，用于评比不同结构形式的制动器的效能[1]
领蹄： = =1.077
从蹄： = =0.519
则 BF= + =1.596
4.2.1.2 同一制动器各蹄产生的制动力矩
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，其计算公式如下[1]
对于领蹄：
其中： 为压力分布不均匀时蹄片上的最大压力。
4.2.2 盘式制动器制动力矩计算
现假设衬块的摩擦表面与制动盘接触良好，且各处的单位压力分布均匀，
则盘式制动器的制动力矩计算公式为[1]
其中：其中：单个制动器的制动力矩
-----摩擦系数
-----单侧制动块对制动盘的压紧力
R------作用半径 （摩擦衬块的作用半径R= ）
4.3 应急制动和驻车制动的制动力矩计算
4.3.1 应急制动
应急制动时，后轮一般都将抱死滑移，故后桥制动力为[1]
此时所需的后桥制动力矩为[1]
=9425.9 0.37=3487.6
式中， --汽车满载总质量与重力加速度的乘积
L--轴距
--汽车质心到前轴的距离
--汽车质心高度
--路面对后桥的法向反力
--附着系数
--车轮有效半径
4.3.2 驻车制动
通过受力分析，可以得出汽车在上、下坡停驻时的后桥附着力分别为[1]
上坡
下坡
汽车停驻的最大坡度 可根据后轴上的附着力与制动力相等求得[1]：
满载：上坡
下坡
空载：上坡
下坡
4.4 制动衬片的耐磨性计算
摩擦衬片（块）的磨损，与摩擦副的材质、表面加工情况、温度、压力以及相对滑磨速度等多种因素有关，因此，在理论上要精确计算磨损性能是困难的。但试验表明，摩擦表面的温度、压力、摩擦系数和表面状态等是影响磨损的重要因素。
汽车的制动过程是将其机械能的一部分转变为热能耗散的过程。在制动强度很大的紧急制动过程中，制动器几乎承担了耗散汽车全部动能的任务。此时由于在短时间内热量来不及逸散到大气中，致使制动器的温度升高，此即所谓的制动器的能量负荷。能量负荷越大，摩擦衬片（块）的磨损越严重。
制动器的能量负荷以其比能量耗散率作为评价指标。它表示单位摩擦面积在单位时间内耗散的能连。单位为 。
4.4.1 双轴汽车的制动器的比能量耗散率分别为[1]
前轮
后轮
式中， ---汽车总质量；
---汽车回转质量转换系数；
、 ---制动初速度和减速度；
J---制动减速度；
t---制动时间；
、 ---前后制动衬片（块）的摩擦面积；
---制动力分配系数
双轴汽车的制动器的比能量耗散率分别为：
前轮
后轮
在紧急制动到停车的情况下， =0，并可认为 =1，故
据有关文献推荐，鼓式制动器的比能量耗散率以不大于1.8w/ 为宜，盘式制动器的比能量耗散率应不大于6.0 , 计算时取减速度j=0.6g。
4.4.2 比摩擦力
磨损特性指标也可用衬片（块）的比摩擦力即单位摩擦面积的摩擦力来衡量[1]。
前轮
后轮
式中， ---单个制动器的制动力矩；
R---制动鼓半径（或衬块平均半径 ）；
A---单个制动器的衬片（块）摩擦面积
前轮
后轮
5 液压制动驱动机构的设计计算
制动驱动机构用于将司机或其他动力源的制动作用力传给制动器，使之产生制动力矩。
5.1 制动驱动机构的形式
制动驱动驱动机构将来自驾驶员或其他力源的力传给制动器，使之产生制动力矩。根据制动力源的不同，制动驱动机构一般可分为简单制动、动力制动和伺服制动三大类。通过对各种驱动机构不同形式优缺点的比较，本设计采用真空助力的伺服驱动机构。
伺服制动系是在人力液压制动系中增加由其他能源提供的助力装置，使人力与动力并用。在正常情况下，其输出工作压力主要由动力伺服系统产生，而在伺服系统失效时，仍可由人力驱动液压系统产生一定的制动力。因此，在中级以上的轿车及轻、中型客、货车上得到广泛应用。
真空伺服制动系是利用发动机进气管中节气门后的真空度（负压，一般可达0.05～0.07M ）作动力源。一般的柴油车采用真空伺服制动系时则需要专门的真空源—由发动机驱动的真空泵或喷吸器。
按照助力特点，伺服制动系又可分为助力式和增压式两种。
助力式伺服制动系如图2-1所示，伺服气室位于制动踏板与制动主缸之间，其控制阀直接由踏板通过推杆操纵，因此又称为直动式伺服制动系。司机通过踏板直接控制伺服动力的大小，并与之共同推动主缸活塞，使主缸产生更高的液压通向盘式制动器的油缸和鼓式制动器的轮缸。由真空伺服气室、制动主缸和控制阀组成的总成称为真空助力器。
5.2 分路系统
为了提高制动工作的可靠性，应采用分路系统，即全车的所有行车制动器的液压或气压管路分为两个或多个互相独立的回路，其中一个回路失效后，仍可利用其他完好的回路进行制动。
双轴汽车的双回路制动系统有II型、X型、HI型、LL型和HH型。其中，II型回路的布置较为简单，可与传统的单轮缸（或单制动气室）鼓式制动器配合使用，成本较低。目前在各类汽车上应用广泛。
X型的结构也很简单。直行制动时任一回路失效，剩余的总制动力都能保持正常值的50%。并且制动力的分配系数和同步附着系数没有变化，保证了制动时与整车负荷的适应性。但是，一旦某一管路损坏造成制动力不对称，此时车轮将朝制动力大的一边绕主销转动，使汽车丧失稳定性。所以，具有这种分路方案的汽车，其主销偏移距应取负值，这样，不平衡的制动力使车轮反向转动，改善了汽车的方向稳定性。
HI、HH、LL型结构都比较复杂。所以本设计经过对比，采用II型回路。
5.3 液压制动驱动机构的设计计算
为了确定制动主缸和轮缸直径、制动踏板上的力、踏板行程、踏板机构传动比以及采用增压或助力装置的必要性，必须进行如下的设计计算。
5.3.1 制动轮缸直径d的确定
制动轮缸对制动蹄块施加的张开力与轮缸直径和制动管路的关系为
d=
其中： —
p—制动管路压力；对盘式制动器取15M ，鼓式取10M
制动管路液压在制动时一般不超过10～12 M ，对盘式制动器可再取高些。压力越高，轮缸直径就越小，但对管路特别是制动软管及管接头则提出了更高的要求，对软管的耐压性、强度及接头的密封性的要求就更加严格。
轮缸直径应在标准规定的尺寸系列中选取，轮缸直径的尺寸系列为：19，22，24，25，28，30，32，35，38，40，45，50，55mm.
得：前轮缸直径 ，根据HG2865-1997标准规定尺寸系列取，取直径为45mm;
后轮缸直径 ，取为24mm
5.3.2 制动主缸直径 的确定
第i个轮缸的工作容积为
其中： —第i个轮缸活塞的直径
n—轮缸中的活塞数目
—第i个轮缸活塞在完全制动时的行程，初步设计时，对鼓式制动器可取2.0～2.5mm.
盘式：d = 45mm ，n=1，得V1 = π4 ×2 ×452=3179.25mm3
鼓式：d = 24.0mm ,n=1, 得V2= π4 ×24.02×4=1808.64 mm3
全部轮缸的总工作容积: V = V1 + V2 = 1808.64 + 3179.25 =4987.89mm3
所有轮缸的工作容积为 ，式中m为轮缸数目。在初步设计时，制动主缸的工作容积可取为 ;
主缸活塞行程 和活塞直径 为
一般 =0.8～1.2 ，本设计取
得： ，主缸的直径应符合系列尺寸，主缸直径的系列尺寸为：19，22，26，28，32，35，38, 40, 45[9]
根据QC/T311-1999中规定的尺寸系列根据QC/T311-1999中规定的尺寸系列，取为22mm.
5.3.3 制动踏板力
制动踏板力 为
式中， —踏板机构的传动比
—踏板机构的机械效率，可取 =0.82～0.86，设计中取为0.86
制动踏板力应满足以下要求：最大踏板力一般为500N（乘用车）或700N（商用车）。设计时制动踏板力可在200～350N的范围内选取。
在设计中，取 =3.8， =0.86，p=10M ; =440.7 500N
5.3.4 制动踏板工作行程
= （ ）
式中， --主缸中活塞与推杆的间隙一般取 =1.5～2.0mm
--主缸活塞的空行程
在确定主缸容积时应考虑到制动器零件的弹性变形和热变形以及用于制动驱动系统信号指示的制动液体积，因此，制动踏板的全行程（至于地面相碰的行程）应大于正常工作行程的40%～60%，以便保证在制动管路中获得给定的压力。
为了避免空气进入制动管路，在主缸活塞回位弹簧的计算中，应保证在踏板放开后，制动管路中仍能保持0.05～0.14 M 的残余液压。
最大踏板行程，对商用车不应大于180mm,所以在设计中取为150mm.
5.3.5 制动主缸
在设计制动主缸时应该考虑要否补偿孔和在放开制动踏板时主缸活塞原始位置的定位以及在制动管路中是否必须有或不准有残余压力。
在前盘式后鼓式的双回路制动系统中，由于盘式制动器制动块与制动盘之间的间隙较小且其油缸活塞的回位仅靠橡胶密封圈的弹力而无强力的回位弹簧，所以盘式制动器开始起制动作用与制动回路中压力开始升高几乎是同时发生的，因此，通往盘式制动器的管路应与双腔制动主缸装有较弱回位弹簧的那一工作腔相接。由于同样原因，在解除制动时，在通往盘式制动器的管路中不允许有残余液压，而通往鼓式制动器的管路在放开制动踏板时必须保有残余压力，为此在与其相通的制动主缸工作腔的出口应装上止回阀。
制动主缸由灰铸铁制造，也可采用低碳钢冷挤成形；活塞可由灰铸铁、铝合金或中碳钢制造
5.4 真空助力器的设计计算
5.4.1 真空助力器
如图5-1所示： 在发动机工作时，真空单向阀（3）被吸开后，加力器室左、右两腔产生相等的真空度。刚踩下制动踏板时，膜片座尚未运动，踏板力经踏板本身的杠杆作用放大后，传到操纵杆（8），使压缩空气阀座弹簧连同空气阀座一起左移，推动制动主缸推杆（1），使制动主缸内的制动液具有一定压力流入制动轮缸。在此过程中，阀门在弹簧的作用下随同空气阀座也左移，待与膜片座上的真空阀座接触时，真空阀即关闭。这时加力气室左、右腔隔绝。推杆（8）继续前移，使空气阀座离开阀门，即空气阀开启。于是，外界空气即经滤芯、
1- 推杆；2-回位弹簧；3-单向阀；4-活塞；5-膜片；6-空气过滤器；
7-通大气孔；8-操纵杆；9-柱塞；10-推盘；11-放气孔；A，B-气室
图5-1 真空助力器结构图
控制阀和通道B充入加力气室右腔。加力气室左、右两腔形成压力差，该压力差的作用力除小部分用以克服回位弹簧（2）的张力外，大部分经膜片座传到制动主缸推杆（1）上。
在踩制动踏板的过程中，空气经开启的空气阀不断进入加力气室的右腔，膜片座不断左移。当制动踏板停留在某一位置时，膜片座左移到使空气阀关闭时为止就不再移动。这时真空阀和空气阀都关闭，膜片左、右气压处于平衡状态。
放开制动踏板，弹簧立即将操纵杆（8）和空气阀座拉向右边，使阀门离开真空阀座，于是又回到不工作时的状态。
参考同类型车，选取参数，真空助力器的有效直径为210mm,助力比为3.8。
5.5 制动器的主要结构元件
5.5.1 制动鼓
制动鼓应有足够的强度，刚度和热容量，与摩擦衬片的材料相配合，又应当有较高的摩擦因数。
制动鼓有铸造和组合式两种。铸造制动鼓多选用灰铸铁制造，具有机械加工容易、耐磨、热容量大等优点。为防止制动鼓工作时受载变形，常在制动鼓的外圆周部分铸有加强肋，用来加强刚度和增加散热效果。精确计算制动鼓的壁厚既复杂又困难，所以常根据经验选取，对商用车，制动鼓壁厚取为13～18mm，设计中为13mm.
5.5.2 制动蹄
乘用车和总质量较小的商用车的制动蹄，广泛采用T形钢碾压或用钢板焊接制成；总质量较小的汽车的钢板制成的制动蹄腹板上往往开一条或两条径向槽，使蹄的弯曲刚度小些，其目的是使衬片磨损较为均匀，并减小制动时的尖叫声。制动蹄腹板和翼缘的厚度，商用车为5～8mm.
制动蹄和摩擦片可以铆接，也可以粘接。粘接的优点在于衬片更换前允许磨损的刚度较大，缺点是工艺复杂，且不易更换衬片。铆接的优点是噪声小。设计中选用铆接衬片。
5.5.3 摩擦衬（片）块
摩擦衬（片）块的材料应满足如下要求：
（1）具有一定的稳定的摩擦因数。
（2）具有良好的耐磨性。
（3）要用尽可能小的压缩率和膨胀率。
（4）制动时不易产生噪声，对环境无污染。
（5）应采用对人体无害的摩擦材料。
（6）有较高的耐挤压强度和冲击强度，以及足够的抗剪切能力。
（7）应将摩擦衬块的导热率控制在一定范围。
由金属纤维、粘结剂和摩擦性能调节剂组成的半金属摩阻材料，具有较高的耐热性和耐磨性，特别是因为没有石棉粉尘公害，近年来得到广泛应用。
5.5.4 制动底板
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。
5.5.5 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。如采用偏心支承销或偏心轮。支承销由45号钢制造并高频淬火。其支座为可锻铸铁（KTH370-12）或球墨铸铁（QT400-18）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。
5.5.6 制动轮缸
是液压制动系统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。轮缸的缸体有灰铸铁HT250制成。其缸筒为通孔，需搪磨。活塞由铝合金制造。活塞外段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。
5.5.7 制动盘
制动盘一般由珠光体灰铸铁制成，其结构有平板形和礼帽形两种。后一种的圆柱部分长度取决于布置尺寸。为了改善冷却条件，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，但盘的整体厚度加大。
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.
5.5.8 制动钳
制动钳由可锻铸铁KTH370-12或球墨铸铁QT400-18制造，也有用合金制造的，可作成整体的，也可作成两办并由螺栓连接。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。制动钳体应有高的刚度和强度。一般多在钳体中加工出制动油缸，也有将单独制造的油缸嵌入钳体的。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。活塞铸铝合金或钢制造。为了提高耐磨性能，活塞的工作表面进行镀铬处理。当制动钳由铝合金制造时，减少传给制动液的热量成为必须解决的问题。为此，应减小活塞与制动背块的接触面积，有时也可采用非金属活塞。
5.5.9 制动块
制动块由背板和摩擦衬块构成，两者直接嵌压在一起。衬块多为扇形，也有矩形、正方形或长圆形。活塞应能压住尽可能多的衬块面积，以免衬块发生卷角而引起尖叫声。制动块背板有钢板制成。许多盘式制动器装有衬块磨损达极限时的警报装置，以便即使更换摩擦衬片。
5.6 自动间隙调整机构
制动鼓（盘）与摩擦衬片（块）之间在未制动的状态下应有工作间隙，以保证制动鼓（盘）能自由转动。一般，鼓式制动器的设定间隙为0.1～0.5mm，盘式制动器的为0.1～0.3mm，此间隙的存在会导致踏板或手柄的行程损失，因而间隙量应尽量小。考虑到在制动过程中的摩擦副可能产生机械变形和热变形，因此，制动器在冷却条件下的间隙应通过试验来确定。另外，制动器在工作过程中会因为摩擦衬片（块）的磨损而加大，因此，制动器必须设有间隙调整机构。
关于支承销式鼓式制动器的间隙调整为：
可采用不同方法及其相应机构调节制动鼓与摩擦衬片之间的间隙。
第一种方法：借助于装在制动底板上的调整凸轮和偏心支承销用手调节制动蹄的原始安装位置以得到所要求的间隙。凸轮工作表面螺旋线的半径增量和支承销的偏心量应超过衬片的厚度。
第二种方法：借助于自动调整装置使制动蹄定位于间隙量所要求的原始位置。
采用这类间隙自动调整装置，不需人去精细调整，只需进行一次完全制动即可自动调整到设计的间隙，且在行车过程中可随时补偿过量间隙。但是过量间隙的产生并非全由衬片或衬块磨损所致，也会由于制动器元件的变形尤其是热膨胀造成。由于一次调准式的对后一部分的间隙也随时进行补偿，因而往往导致调整过量，使冷却状态下的间隙过小。因鼓式制动器的热变形导致的过量间隙远较盘式的为大，故在采用一次调准式的自动装置时只得加大设定间隙量以留出足够的热膨胀量，这就加大了踏板的行程损失。因此，当前的鼓式制动器已很少采用一次调准式而多采用阶跃式的自动调整装置。 |
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深度剖析 2019-2020 概念车设计趋势
智能汽车产业8大新趋势
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发表于 29-4-2009 18:19:55
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