气压鼓式制动器(非平衡式)的改进

中国高新技术企业气压鼓式制动器（非平衡式）的改进

文／高景峰

【摘要】解决制动器上轻点带刹时制动跑偏问题，采取以下相应措施：降低领蹄在轻带点刹时的敏感性；

不追求效能因数的最大化；在保证零件精度的前提下，适当加大配合间隙；增大摩擦片与制动鼓接触面积；使

制动器与制动鼓的孔径尺寸尽量接近；对制动器回位弹簧作改进设计。

【关键词】制动跑偏敏感性效能因数

气压鼓式制动器属于具有定心凸轮张开装置的固定销式领从蹄制动器。制动器主要由制动器底板、制动蹄带滚轮总成、凸轮轴、回位弹簧、调整臂、制动气室及支架等组成。从长期使用效果来看，紧急制动的效果和可靠性通常都能满足使用要求，但有时轻带点刹时出现制动轨迹偏离直线行驶方向的现象，称为制动跑偏。这种跑偏严重时会影响行车安全，这是很多汽车企业力求解决的难题。当然造成这种跑偏的原因是多方面的，如汽车前左、右轮的负荷不等、轮胎有效半径不等、管路压力差别、前桥的左右前轮定位角不一致，制动时板簧的变形对转向拉杆系的干涉，左右两制动器的输出力矩不等和作动时间不一致以及路面的状态等，都是造成制动跑偏的因素。

就制动器本身而言，制动器的制造精度将影响制动器初始接触面积的大小，一个制动器两蹄张开时是否同时接触制动鼓，将影响左、右制动器的工作状态的差别是造成制动跑偏的原因之一；此外新车上线检测制动力时，不经行车磨合的新制动器制动力和左、右制动力差值不达标的现象。再次，当摩擦衬片使用到接近磨损极限时，往往出现回位弹簧断裂这样有可能造成交通事故的危险故障。

制动器在汽车上使用的性能如何，首先与车桥厂对制动器的选配，前、后制动力分配的设计有关。就制动器本身而言，其零部件及总成的制造精度将影响制动力输出大小的一致性及其响应速度。同一批次的产品，零件加工精度及一致性，专业生产厂都能达到要求，但往往也会由于零件的制造公差的累积和车桥上相关零件（转向节的止口同轴度、轮毂制动鼓的摩擦面的同轴度）加工偏差的影响，也会使新装车而未经行车制动磨合的制动器摩擦表面实际接触面积很少而造成制动力不够，或者左、右两制动器制动力相差较大，亦或左、右两边制动器的作动时间不一致而有先后，就有可能出现前轮跑偏，即使把零件制造精度进一步提高，而不提高车桥相关零件的精度，也会存在制动器与车桥零件的装配误差，这种误差的存在就成了制动跑偏的潜在因素。如果只提高制动器的精度是不能完全解决问题的。

经过认真地收集了市场反映的制动跑偏的故障表现，发现制动跑偏多发生在新车下线试车时在初速度较高（如50Km/h及以上），轻点减速时，而紧急制停则不偏，并且据反映有80%以上出现向左跑偏，右偏的不到20%。这就说明两个问题，一是制动跑偏不只是制动器本身的问题；二是与制动器初始接触的临界状态有关，应该认真分析临界状态的不稳定因素。在仔细的研究了制动器的工作原理，相关零件的功能要求，调整了设计思路，采取了以下措施：

1.采取相应措施，降低领蹄在轻带点刹时的敏感性：由于汽车前减振器位置的限制，前制动器安装时一般都是领蹄在下，由于轮毂轴承预留有一定间隙以适应热膨胀，在轮胎受力的情况下会造成下方领蹄的间隙小而在上方的从蹄制动间隙大，轻刹点制动时会使下方的领蹄先接触制动鼓实施制动，从蹄尚未完全接触。由于领蹄的制动效能因素高而从蹄的因素低，所以领蹄显得非常敏感，抑制领蹄的敏感性对抑制跑偏的效果与其他因素比是明显的。[1]

2.不追求效能因数的最大化，适当减小衬片的起始角，也可稍微

降低效能因素，亦可降低跑偏的敏感性。[2]

3.在保证零件孔位加工精度的前提下，适当加大蹄片轴、孔的配

合间隙，允许蹄片的轴线相对底板轴线有少许变动，以适应制动鼓

安装引起的轴线变动，使蹄片的摩擦面与制动鼓的摩擦面自相适应

而贴合，增大接触面积。这就可以使新车下线不经磨合制动器就能

达到制动力要求。[3]

4.一般厂家在设计时对制动鼓工作面孔径给单向正公差，而对

制动器摩擦面外径给双负公差。我们修改设计，对制动器外径给正、

负双向公差，并缩小公差带，使其与制动鼓的孔径尺寸尽量接近。可

以增大制动器初始工作时的实际接触面积，同时还可以排除或部分

排除凸轮轴转动时由两曲线不对称误差造成的不良影响（带凸轮轴

总成加工时可以做到这一点），以使两蹄尽量同时张开并接触制动鼓。

5.对制动器回位弹簧作改进设计。制动器回位弹簧的功能有两条，一是使张开的制动蹄在凸轮轴回位的同时跟着缩拢，使蹄与制

动鼓脱离接触，及时解除制动。二是当路面不平，车轮跳动时，用弹

簧拉力克服制动蹄的质量惯性、及其动载荷，使蹄的滚子时刻紧靠

在凸轮轴上而不产生拍击和与制动鼓在无制动动作时的摩擦，减少

制动鼓的发热和汽车油耗及轮胎磨损。弄清了弹簧的功能作用，就

可以确定弹簧合适的拉力了。拉力选小了，可以满足应力要求，回位

可能不成问题，但拍击和擦鼓就可能出现。拉力选大了，蹄的衬片处

于磨损极限时，应力会超出很多，并且过大的拉力会降低制动器的

输出效率。除此之外，还受到制动器、轮毂结构尺寸的限制，要圆满

地处理好初始工作拉力和最大应力的问题，是比较难的，一般的设

计者通常都会加大初始工作拉力而使磨损极限的应力超出其许用

应力。我们在弹簧设计时，首先按制动器在行车时的态势，实测制动

蹄在挂簧处的重力数值G。，然后查取路谱相关资料，合理选取动载

系数。由此来确定回位弹簧的初始工作拉力F=（4.5-5.5）G。，这样

就比较容易把衬片磨损极限时弹簧应力控制在接近许用应力的水平。这就增加了制动器工作的可靠性。[4]

经过以上技术改进后，经过市场验证已基本解决跑偏问题。

参考文献

[1]宁夏外贸运输公司汽车一队.中国科技成果数据库[DB/OL].项目

年度编号91210789

[2]陈友庆.制动器结构对汽车制动跑偏的影响[N].本溪冶金高等专

科学校学报（自然科学版）,1995,2

[3]张黎骅.鼓式制动器对制动跑偏的影响分析[N].农机化研究, 2005,4

[4]王选利.微型汽车制动跑偏原因的分析与研究[N].陕西汽车, 1992,4

(作者单位系湖南运达机械制造有限公司技术部)

技术论坛

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DOI:10.13535/https://www.wendangku.net/doc/802564149.html,ki.11-4406/n.2008.20.031

轻型货车鼓式制动器设计

轻型货车鼓式制动器设计 制动系统在汽车中有着极为重要的作用，如果失效将会造成灾严重的后果。制动系统的主要部件就是制动器，在现代汽车上仍然广泛使用的是具有较高制动效能的蹄—鼓式制动器。 鼓式制动也叫块式制动，现在鼓式制动器的主流是内张式，它的制动鼓位于制动轮内侧，刹车时制动块向外张开，摩擦制动鼓的内侧，达到刹车的目的。本设计就摩擦式鼓式制动器进行了相关的设计和计算。在设计过程中，以实际产品为基础，根据我国工厂目前进行制动器新产品开发的一般程序，并结合理论设计的要求进行设计。首先根据给定车型的整车参数和技术要求，确定制动器的结构形式、驱动形式及制动器主要参数，然后计算制动器的制动力矩、制动效能因数、制动减速度、制动温升等，并在此基础上进行制动器主要零部件的结构设计，如制动鼓、制动蹄、制动底板等。最后，完成装配图和零件图的绘制。 1.1选题背景与意义 随着汽车性能的提高，对汽车安全性能的要求也越来越高。制动器是汽车制动系统中最重要的安全部件，对汽车的安全性有着重要的作用，因此对制动器的设计进行分析研究有着重要的意义。鼓式制动器作为现代汽车广泛使用的具有较高制动效能的制动器，尽管对其的设计研究取得了一定的成绩，但是对传统鼓式制动器的设计仍然有着不可替代的基础性和研发性作用，也可以为后续设计提供理论参考。这样，在以后的设计研究当中，不仅可以延续鼓式制动器的优点，还能在此基础上设计出制动性能更好的制动器，满足汽车的安全性和乘员舒适性，提高汽车的整体性能。 1.2研究现状 长期以来，为了充分发挥鼓式制动器的重要优势，旨在克服其主要缺点的研究工作和技术改进一直在进行中，尤其是对鼓式制动器工作过程和性能计算分析方法的研究受到高度重视。这些研究工作的重点在于制动器结构和实际使用因素等对制动器的效能及其稳定性等的影响，取得了一些重要的研究成果，得到了一些比较可行、有效的改进措施，制动器的性能也有了一定程度的提高。 如以某汽车前轮鼓式双领蹄式制动器的制动蹄为研究对象，进行了受力分析并建立了力学模型，使用Pro／E建立了CAD模型，运用ANSYS进行了有限元

如何调整气压制动和制动器间隙

如何调整制动间隙 现在很多车主对自己爱车的制动性能都特别关心，城市用车刹车制动的情况太多，会不会时间久了刹车就越来越差？制动距离会不会越来越长？制动失效怎么办？现在我们围绕着汽车制动系统聊一聊。 首先，我们先聊下什么是制动蹄片？ 制动蹄片这个词可能很多人不太清楚，那它的另一个名称估计就都知道了，制动蹄片也就是我们俗称的刹车片，刹车片是受到刹车凸轮或推杆的作用而被推向外展开压制刹车鼓，进而起到制动作用的配件。 其次，平时车辆制动系统都易出哪些方面的问题呢？ 制动磨损这个是避免不了的，伴随着磨损，制动间隙也会随之增大。磨损易导致制动器间隙不一致，并容易产生制动工作时间延长，车辆跑偏、车辆甩尾等问题。第三，为解决这些问题，制动系统相关养护工作要做好。 1.车辆正常行驶5000公里必须检查刹车片，包括刹车片剩余厚度、刹车片磨损状态、两边磨损程度等。 2.不要让刹车片磨没了再更换，即便看着还能用一段时间，也会大大降低制动效果，影响驾车安全。 3.刹车片更换最好选择原厂提供的备件，目的是制动效果最好，磨损最小。 4.更换完后踩几下刹车踏板，消除刹车片与制动盘之间非固定间隙。 5.新的刹车片更换好后，要谨慎制动，适应新的刹车状态。 最后，刹车片间隙调整 刹车片与制动鼓之间必须留有一定的间隙。刹车片间隙不符合要求，将直接影响汽车的制动性能。

1.顶起车轮并确认轮毂无摇动，拆下调整孔的防尘塞，检查刹车片状况，若磨损到使用极限标记时，及时更换蹄片。 2.检查车轮制动器蹄片与制动鼓间隙时，将制动踏板踩到底，测量制动踏板外边缘至驾驶室前围板的距离应不小于规定值。若小于规定值，说明制动摩擦片磨损，间隙增大，应进行调整。 3.调整时，由调整孔插入螺丝刀，向箭头所示方向拨动调整齿轮，直到车轮不能转动为止。踩下数次制动踏板，再次确认车轮不能转后，倒拨4~5齿。此时，将选择好的厚度合适的塞尺插入到制动鼓，拔出塞尺，若感到有一定的阻力为合适。如不合要求，可拨动调整齿轮进行调整。用同样的方法调整另一侧蹄片间隙。 4.用手转动车轮，车轮应能圆滑转动，没有滞磨现象。如感到有滞磨现象，可将调整齿轮再松回1~2齿。装上调整孔防尘塞，然后起动汽车，以30km/h的速度试验制动器的制动效果，检查有无偏刹或其他异常现象。如有偏刹或其他异常现象，应重新调整制动器。 5.部分新车的鼓式制动器装有蹄片间隙自调装置。自调装置在倒车时起作用，因此要在慢慢倒车时，踩下制动踏板。有的车自调装置是通过手制动作用的。在这种情况下，要拉起手制动杆，就可以达到调整车轮蹄片间隙的目的。 车辆制动系统间隙的调整，这些工作由专业维修技师来完成，车主只要注意爱车的使用情况，平时注意感知车辆的行车状态，按照正常的制动系统养护周期，到有车辆维修及保养资质的单位，给爱车做好保养服务就可以了。

鼓式制动器的建模与仿真资料

河北工业大学 毕业设计说明书 作者：张南学号： 100287系：机械工程 专业：车辆工程 题目：鼓式制动器的建模与仿真 指导者：刘茜副教授 评阅者： 2014年 06 月 08 日

毕业设计说明书中文摘要

目录 1．绪论 (1) 制动系统的原理 (1) 鼓式制动器的介绍 (1) 鼓式制动器优缺点 (3) 2．鼓式制动器零件建模及装配 (4) 零件建模 (4) 制动器的装配 (13) 3. 虚拟样机模型的建立及性能仿真分析 (15) 制动器各部件间约束关系的建立 (15) 几何体间约束的关系与选择 (17) ADAMS\View的运动仿真 (25) ADAMS\View仿真结果 (27) 结论 (33) 参考文献 (34) 致谢 (35)

1.绪论 制动系统原理 制动系统是行车安全中非常重要的一部分，制动系统主要表现为通过踩下制动踏板，制动系统将力进行一系列传递从而最终表现为车辆的行车速度降低直至停车。制动系统原理图如下图。制动系统由制动踏板、助力泵、总泵活塞、制动鼓、液压管道、驻车制动等组成。踩下制动踏板将力传递到制动系统，助力泵将踏板上的力进行放大并传递到制动总泵中推动总泵活塞运动，将力传递到制动器的制动鼓，产生摩擦力矩从而使车轮速度降低直至停车。 图制动系统的原理图 1.1鼓式制动器的介绍 鼓式制动器应用在车辆上面已经有很长时间的历史，由于它的可靠性稳定以及大制动力均衡，使得鼓式制动器至今仍被装置在许多车型上 (多用于后轮)。鼓式制动器是通过液压装置将制动蹄向外推，使制动蹄摩擦片与随着车轮转动的制动鼓发生摩擦产生制动力矩从而使车辆实现制动的效果。鼓式制动器的制动鼓内侧与摩擦片接触的位置就是制动装置产生制动力矩的位置。在获得相同制动力矩的情况下，鼓式制动器的制动鼓直径较盘式制动器的制动鼓要小得多。因此需要较大制动力的德众大型

调整制动间隙

调整制动间隙 车轮制动器制动间隙的调整分局部调整和全面调整两种。局部调整只需调整制动蹄的张开端，通常用于车辆在运行过程中因蹄鼓的间隙变大而进行的调整。全调整需同时调整制动蹄片两端的位置，通常用于更换制动蹄衬片或镗削制动鼓后为保证制动蹄与制动鼓的正确接触而进行的调整。对于不设置固定端的自动增力式车轮制动器而言，没有全面调整和局部调整之分。 （1)液压制动系鼓式车轮制动器 其局部调整的步骤如下： 1）顶起车轮，一边转动车轮，一边向外转动调整凸轮螺栓，直至制动蹄压紧制动鼓为止。转动车轮时，应有一定的方向，即调整前轮两蹄和后轮的前制动蹄时向前转动车轮；调整后轮后制动蹄时向后转动车轮。 2）向内转动调整凸轮螺栓，直至车轮能自由转动而制动蹄与制动鼓不碰擦。 3)用同样的方法调整其他调整凸轮螺栓。 4)用塞尺检查蹄鼓间隙应符合规定。 全面调整的方法如下： 1)按局部调整的方法转动调整凸轮螺栓至制动鼓不能转动为止 2)向能够转动支承销的方向转动支承销。 3)重复上述的1)、2)两步，直至调整凸轮螺栓与支承销均不能转动为止。 4)锁紧支销后，向内转动偏心轮螺栓，直至车轮能自由转动且制动筛与制动鼓不碰擦。 5）在检视孔用塞尺测量蹄鼓间隙。支承轴端为0.15m．张开端为0.3mm。 (2)气压制动系鼓式车轮制动器 局部调整的步骤如下： 1)支起车桥，使车轮能够自由转动。 2)推进调整臂的锁止套． 用扳手转动蜗杆轴使制动路压紧制动鼓(搬动蜗杆轴时应注意观察凸轮轴的转动方向应为其工作方向)，至蜗杆轴不能再转动为止。 3)以反方向退回蜗杆轴至车轮自由转动且石碰擦制动鼓。 4）用塞尺检查制动器蹄鼓间隙，靠近凸轮端为0.4～0.7mm,靠近支承销端为0.22~0.5mm。5）用锁止套锁紧蜗杆轴。局部调整时应注意不允许用改变制动气室推杆总长度的方法来 调整制动间隙，因为这样会减小使蹄片张开的推动力。 全面调整的步骤如下： 1)松开凸轮轴支架的固定螺栓，使凸轮获得一定的自由度，以便其自动找正中心。 2）转动调整臂的蜗杆轴使制动蹄压向制动鼓，至蜗杆轴不能再转动为止。晃动凸轮轴支架，使凸轮位置居中。 3）向可以转动的方向转动两支承销，直至制动蹄片固定端抵住制动鼓，支承销不能再转动力止： 4）重复②、③两步，直至制动蹄片的两端均抵住制动鼓，蜗杆轴和支承销不能再转动为止。在此位置上，先将凸轮轴支架固定和支承销固定，然后转动调整臂的螺杆袖，使制动肺片退回，两端出现间隙。 5）用厚薄规检查制动蹄鼓的间隙应符合要求。

《气压盘式制动器制动力矩的计算》

T= 气压盘式制动器制动力矩的计算 1.制动力矩 在气压盘式制、动器中，制动力矩T f 主要来源于压力臂（增力杠杆元件）对气室推力Q 的放大，我们将其称之为传动比K ，经过增力机构放大的正推力为W p ，则W p ＝KQ 。 ηηe e p f KQfR fR W T 22== Tf=2W P fRe η Q ——气室推力； f ——摩擦块的摩擦系数； R e ——制动半径； η——机械传动效率。 2.制动半径 根据右图，在任一单 元面积RdR ?d 上的摩擦力 对制动盘中心的力矩为 ?dRd fqR 2，式中q 为衬块与 制动盘之间的单位面积 上的压力，则单侧制动块作用于制动盘上的

制动力矩为： θ?θθ)(322313222 1R R fq dRd fqR T R R f -==??- 单侧衬块给予制动盘的总摩擦力为： θ?θθ)(21 222 1R R fq dRd fqR fW R R p -==??- 得有效半径为： )2]()(1[34322212212121223132R R R R R R R R R R fW T R P f e ++-=--?== 式中R 1＝134，R 2＝214（考虑到制动盘的倒角） 计算得：R e ＝177。 3.压力臂力臂 下图为装配状态压力臂的工作范围图： 由上图简化成下列坐标关系：

坐标原点为气室推杆的安装基点； 压力臂工作圆心的坐标点为（67.57，38.84），极坐标为（77.94，29.892°）； 工作半径R ＝67.65； 工作范围：α＝74°～90°～85.83°； 气室推杆端部球头圆心的运动轨迹方程： 220002)cos(2R =+--ρααρρρ （1） 其中94.770=ρ；?=892.290α；65.67=R 代入（1）式得：012.1498)892.29cos(88.1552 =+?--αρρ （2） 设气室推出长度为H ，10-=ρH 。 制动力臂的长度为L ，由坐标关系图可以得到下式： ααsin )84.3857.67(ctg L -= （3） 因此，测出气室的推出长度，就可以求出压力臂的力臂长度。

鼓式制动器 设计说明书

车辆工程专业课程设计题目：鼓式制动器设计 学院机械与能源工程学院专业车辆工程 年级车辆10级班级车辆1012 姓名李开航学号 2010715040 成绩指导老师赖祥生

精品文档 目录 第1章绪论....................................................... 1.1制动系统设计的目的 (1) 1.2制动系统设计的要求 (1) 第2章鼓式制动器的设计计算及相关说明 (2) 2.1鼓式制动器有关计算 (2) 2.1.1基本参数 (2) 2.1.2确定前后轴制动力矩分配系数β (2) 2.1.3鼓式制动器制动力矩的确定 (3) 2.2鼓式制动器的结构参数与摩擦系数的选取 (4) 2.2.1制动鼓半径 (4) 2.2.2制动鼓摩擦衬片的包角、宽度、和起始角 (4) 2.2.3张开力作用线至制动器中心的距离 (4) 2.2.4制动蹄支销中心的坐标位置 (5) 2.2.5摩擦片的摩擦系数 (5) 2.3后轮制动轮缸直径与工作容积的设计计算 (5) 2.4摩擦衬片的磨损特性计算 (6) 2.5驻车计算 (8) 第3章鼓式制动器主要零件的结构设计 (10) 3.1制动鼓 (10) 3.2制动蹄 (11) 3.3制动底板 (12) 3.4支承 (12) 3.5制动轮缸 (13) 3.6摩擦材料 (13) 3.7制动器间隙 (13) 第4章鼓式制动器的三维建模 (14) 第5章结论 (15) 参考文献 (16)

第1章绪论 1.1制动系统设计的目的 汽车是现代交通工具中用得最多，最普遍，也是最方便的交通运输工具。汽车制动系是汽车底盘上的一个重要系统,它是制约汽车运动的装置。而制动器又是制动系中直接制约汽车运动的一个关键装置，是汽车上最重要的安全件。汽车的制动性能直接影响汽车的行驶安全性。随着公路业的迅速发展和车流密度的日益增大,人们对安全性、可靠性要求越来越高，为保证人身和车辆的安全,必须为汽车配备十分可靠的制动系统。 1.2制动系统设计的要求 本次的课程设计选择了鼓式制动器，制定出制动系统的结构方案，确定计算制动系统的主要设计参数制动器主要参数设计和液压驱动系统的参数计算。利用CATIA绘制装配图，布置图和零件图。最终进行制动力分配编程，对设计出的制动系统的各项指标进行评价分析。 第2章鼓式制动器的设计计算及相关说明 2.1鼓式制动器有关计算

任务习题：汽车制动系统检修

任务六制动系统检修习题 一：填空 1.汽车的制动系有产生制动作用的制动器和操纵制动器的传动机构组成。 2.操纵制动器的传动机构有机械式、液压式和气压式三种。 3.挂车的气压制动装置有充气制动和放气制动两种。 4.汽车上采用的车轮制动器是利用摩擦原理来产生制动的，它的结构分为盘式和鼓式两 种。 5.制动总泵的基本工作过程为制动施加和放松制动。 6.制动器按其安装位置分为车轮制动器和中央制动器两种形式。 7.手制动器按其结构不同可以分为盘式和鼓式两种。 8.实验表明，车速越高，附着系数越低。 9.常用的汽车制动效能评价指标是指制动距离和制动减速度。 10.制动效能的恒定性，也称为制动器的抗热衰退性能。 11.制动时汽车方向稳定性是指汽车制动过程中保持直线行驶的能力。 12.制动时原期望汽车能按直线方向减速停车，但有时却自动向右或向左偏驶，这一现象 称为制动跑偏。 13.制动全过程的时间中包括空走时间和实际制动时间两部分。 14.侧滑是指汽车上的某一根轴或两根轴上的车轮，在制动时发生的横向侧滑现象。 15.左右轮的制动力矩完全相等是困难的，一般允许差10%左右，太大会引起跑偏。 16.汽车的道路制动性能试验，一般要测定冷制动及高温状态下汽车的制动的各种参数。 17.制动主缸利用液体不可压缩，将驾驶员的踏板运动传送到车轮制动器。 18.真空助力器里面的膜片的动作有一组阀来控制，一个阀叫真空阀，另一个阀叫空气 阀。 19.制动系液压助力器的液压力有助力转向泵和独立的液压独立源两种形式。 20.有些车辆采用前盘式制动器和后鼓式制动器，为达到前、后轮之间平衡制动，在液压 系统内装了比例阀和计量阀。 21.制动系载荷传感比例阀感受车辆后部的高度变化。 22.盘式制动系的基本零件是制动盘、轮鼓和制动卡钳组件。 23.盘式制动器结构有许多变型，但都可归纳为两个主要类型：移动式制动卡钳和固定式 制动卡钳两种。 24.移动制动卡钳有滑动式和浮动式两种。 25.盘式制动器优于鼓式制动器的主要优点是抗制动衰退和停车平稳。 26.防抱死制动系统能以增压、保压和减压方式循环，每秒多达15次。 27.一般的防抱死制动系统的元件是：控制模块、液压调节器阀总成、轮速传感器和警告 灯。 28.防抱死制动系统的车轮速度传感器利用电磁原理发出交流频率信号。 29.补液孔在制动器松开时，为液体从高压室流进储液罐提供通道。 30.制动系统的液压管路由钢管和橡胶软管组成。 二：判断题 1.制动时，不旋转的制动蹄对旋转着的制动鼓作用一个摩擦力矩，其方向与车轮旋转 方向相反，所以车辆能减速甚至停止。（√） 2.简单非平衡式制动器的优点是左右蹄片单位压力相等，缺点是制动效能低。（×）

制动器的设计计算

§3 制动器的设计计算 3.1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。 1.对于绕支承销转动的制动蹄 如图29所示，制动蹄在张开力P 作用下绕 支承销O ′点转动张开，设其转角为θΔ，则蹄片 上某任意点A 的位移AB 为 AB =A O ′·θΔ 由于制动鼓刚性对制动蹄运动的限制，则其径向位移分量将受压缩，径向压缩为AC AC =AB COS β 即 AC =A O ′θΔCOS β 从图29中的几何关系可看到 A O ′COS β=D O ′=O O ′Sin ? AC =O O ′Sin ?θΔ? 因为θΔ?′O O 为常量，单位压力和变形成正比，所以蹄片上任意一点压力可写成 q=q 0Sin ? (36) 亦即，制动器蹄片上压力呈正弦分布，其最大压力作用在与O O ′连线呈90°的径向线上。 2.浮式蹄 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BC ，它们各自径向位移分量之和为 (见图 30)。 AD =AB COS β+BC COS(?-α) 根据几何关系可得出 AD =(θΔ·OQ +BC Sin α) Sin ?+BC COS αCOS ? 式中θΔ为蹄片端部圆弧面绕其圆心的相对转角。 令 θΔ·OQ +BC Sin ?=C 1 BC COS α=C 2 在一定转角θΔ时，1C 和2C 都是常量。同样，认为A 点的径向变形量AD 和压力成正比。这样，蹄片上任意点A 处的压力可写成 q=q 1Sin ?+q 2COS ? 或 q=q 0Sin(?+?0) 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 fqv K W 11= 式中 W 1——磨损量； K 1——磨损常数； f ——摩擦系数； q——单位压力； v ——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αsin 132=q 。如果摩 擦衬片磨损有如下关系： 2222v fq K W = 式中 2K ——磨损常数。 则其磨损后的压力分布规律为αsin C q =(C

《气压盘式制动器制动力矩的计算》

气压盘式制动器制动力矩的计算 （Calculation on braking torque of air disc brake ） 勇波 摘要： 气压盘式制动器ADB （air disc brake ）制动力矩的大小，从一开始使用就是争论的焦点。本文试图从实证研究入手，建立制动力矩的数学模型。 关键词： 气压盘式制动器ADB （air disc brake ）； 制动力矩——使汽车运动减速或停止的力矩； 压力臂——气压盘式制动器中产生增力的杠杆元件； 传动比——ADB 增力机构对输入力的放大比例。 参考书目： 《最新汽车设计实用手册》 林秉华 正文： 20世纪90年代，气压盘式制动器ADB （air disc brake ）开始被广泛应用于商用车辆，近几年在国内发展迅速，城市公交客车、中高档客车已经普遍采用ADB 配置。但各种各样的仿制产品在行业内落地生根的同时，理论上的研究显得比较冷清。在此，我抛砖引玉，对ADB 产品的传动比和制动力矩的计算方法作一番探讨和归纳。 1.制动力矩 在气压盘式制动器中，制动力矩T f 主要来源于压力臂（增力杠杆元件）对气室推力Q 的放大，我们将其称之为传动比K ，经过增力机构放大的正推力为W p ，则W p ＝KQ 。 ηηe e p f KQfR fR W T 22== Q ——气室推力； f ——摩擦块的摩擦系数； R e ——制动半径； η——机械传动效率。 2.制动半径 根据右图，在任一单元面积RdR ?d 上的摩擦力 对制动盘中心的力矩为?dRd fqR 2，式中q 为衬块 与制动盘之间的单位面积上的压力，则单侧制动块 作用于制动盘上的制动力矩为： θ?θ θ)(3 223132221R R fq dRd fqR T R R f -==??- 单侧衬块给予制动盘的总摩擦力为： θ?θ θ)(212221R R fq dRd fqR fW R R p -==??- 得有效半径为：

鼓式制动器与盘式制动器的优缺点

鼓式制动器 鼓式制动也叫块式制动，是靠制动块在制动轮上压紧来实现刹车的。鼓式制动是早期设计的制动系统，其刹车鼓的设计1902年就已经使用在马车上了，直到1920年左右才开始在汽车工业广泛应用。现在鼓式制动器的主流是内张式，它的制动块(刹车蹄)位于制动轮内侧，在刹车的时候制动块向外张开，摩擦制动轮的内侧，达到刹车的目的。相对于盘式制动器来说，鼓式制动器的制动效能和散热性都要差许多，鼓式制动器的制动力稳定性差，在不同路面上制动力变化很大，不易于掌控。而由于散热性能差，在制动过程中会聚集大量的热量。制动块和轮鼓在高温影响下较易发生极为复杂的变形，容易产生制动衰退和振抖现象，引起制动效率下降。另外，鼓式制动器在使用一段时间后，要定期调校刹车蹄的空隙，甚至要把整个刹车鼓拆出清理累积在内的刹车粉。当然，鼓式制动器也并非一无是处，它造价便宜，而且符合传统设计。四轮轿车在制动过程中，由于惯性的作用，前轮的负荷通常占汽车全部负荷的70%-80%，前轮制动力要比后轮大，后轮起辅助制动作用，因此轿车生产厂家为了节省成本，就采用前盘后鼓的制动方式。不过对于重型车来说，由于车速一般不是很高，刹车蹄的耐用程度也比盘式制动器高，因此许多重型车至今仍使用四轮鼓式的设计。 1.鼓式刹车优点自刹作用：鼓式刹车有良好的自刹作用，由于刹车来令片外张，车轮旋转连带着外张的刹车鼓扭曲一个角度(当然不会大到让你很容易看得出来)刹车来令片外张力(刹车制动力)越大，则情形就越明显，因此，一般大型车辆还是使用鼓式刹车，除了成本较低外，大型车与小型车的鼓刹，差别可能祗有大型采气动辅助，而小型车采真空辅助来帮助刹车。成本较低：鼓式刹车制造技术层次较低，也是最先用于刹车系统，因此制造成本要比碟式刹车低。 2. 鼓式刹车缺点由于鼓式刹车刹车来令片密封于刹车鼓内，造成刹车来令片磨损后的碎削无法散去，影响刹车鼓与来令片的接触面而影响刹车性能。鼓刹最大的缺点是下雨天沾了雨水后会打滑，造成刹车失灵这才是其最可怕的领从蹄式制动器增势与减势作用，设汽车前进时制动鼓旋转方向(这称为制动鼓正向旋转)。制动蹄1的支承点3在其前端，制动轮缸6所施加的促动力作用于其后端，因而该制动蹄张开时的旋转方向与制动鼓的旋转方向相同。具有这种属性的制动蹄称为领蹄。与此相反，制动蹄2的支承点4在后端，促动力加于其前端，其张开时的旋转方向与制动鼓的旋转方向相反。具有这种属性的制动蹄称为从蹄。当汽车倒驶，即制动鼓反向旋转时，蹄1变成从蹄，而蹄2则变成领蹄。这种在制动鼓正向旋转和反向旋转时，都有一个领蹄和一个从蹄的制动器即称为领从蹄式制动器。制动时两活塞施加的促动力是相等的。因此在制动过程中对制动鼓产生一个附加的径向力。凡制动鼓所受来自二蹄的法向力不能互相平衡的制动器称为非平衡式制动器。单向双领蹄式制动器在制动鼓正向旋转时，两蹄均为领蹄的制动器称为双领蹄式制动器，其结构示意图如右图所示。双领蹄式制动器与领从蹄式制动器在结构上主要有两点不相同，一是双领蹄式制动器的两制动蹄各用一个单活塞式轮缸，而领从蹄式制动器的两蹄共用一个双活塞式轮缸；二是双领蹄式制动器的两套制动蹄、制动轮缸、支承销在制动底板上的布置是中心对称的，而领从蹄式制动器中的制动蹄、制动轮缸、支承销在制动底板上的布置是轴对称布置的。双向双领蹄式制动器无论是前进制动还是倒车制动，两制动蹄都是领蹄的制动器称为双向双领蹄式制动器，图5-42是其结构示意图器。与领从蹄式制动器相比，双向双领蹄式制动器在结构上有三个特点，一是采用两个双活塞式制动轮缸；

鼓式制动器设计说明书

课程设计 小型轿车后轮鼓式制动器设计 学生姓名： 专业班级： 指导教师： 学院： 年月

东北林业大学 课程设计任务书 小型轿车后轮鼓式制动器设计 学生姓名： 专业班级： 指导教师： 学院：

小型轿车后轮鼓式制动器设计 摘要 随着汽车保有量的增加，带来的安全问题也越来越引起人们的注意，制动系统是汽车主动安全的重要系统之一。如何开发出高性能的制动器系统，为安全行驶提供保障是我们要解决的主要问题。另外，随着汽车市场竞争的加剧，如何缩短开发周期、提高设计效率，降低成本等，提高产品的市场竞争力，已经成为企业成功的关键。 本说明书主要介绍了小型轿车（0.9t）后轮鼓式制动器的设计计算，主要零部件的参数选择的设计过程。 关键词：汽车；鼓式制动器

目录 摘要 1绪论.........................................................................................................错误！未定义书签。 1.1概述 .................................................................................................... 错误！未定义书签。 1.2设计要求 ............................................................................................ 错误！未定义书签。 1.3设计目标 ............................................................................................ 错误！未定义书签。 2 鼓式制动器结构参数选择.....................................................................错误！未定义书签。 2.1制动鼓直径D或半径R.................................................................... 错误！未定义书签。 2.2制动蹄摩擦衬片的包角β和宽度b................................................. 错误！未定义书签。 2.3 摩擦衬片起始角β0 ........................................................................... 错误！未定义书签。 2.4 张开力P的作用线至制动器中心的距离a ..................................... 错误！未定义书签。 2.5制动蹄支撑销中心的坐标位置k与c.............................................. 错误！未定义书签。 2.6 摩擦片系数f ..................................................................................... 错误！未定义书签。 2.7 制动轮缸直径 d和管路压力p....................................................... 错误！未定义书签。 w 3制动蹄片上制动力矩的有关计算..........................................................错误！未定义书签。 4 鼓式制动器主要零部件结构设计及校核计算.....................................错误！未定义书签。 4.1鼓式制动器主要零件结构设计 ........................................................ 错误！未定义书签。 4.1.1 制动鼓............................................................................................. 错误！未定义书签。 4.1.2 制动蹄............................................................................................. 错误！未定义书签。 4.1.3 制动底板......................................................................................... 错误！未定义书签。 4.1.4 制动蹄的支撑................................................................................. 错误！未定义书签。 4.1.5 制动轮缸......................................................................................... 错误！未定义书签。 4.1.6 自动间隙调整机构......................................................................... 错误！未定义书签。 4.1.7 制动蹄回位弹簧............................................................................. 错误！未定义书签。 4.2 校核 .................................................................................................... 错误！未定义书签。 4.2.1 摩擦力矩和摩擦材料的校核......................................................... 错误！未定义书签。 4.2.2 摩擦衬片的磨损特性计算............................................................. 错误！未定义书签。 4.2.3 制动蹄支撑销剪切应力的校核计算............................................. 错误！未定义书签。结论 (14) 参考文献 (15) 附录 (16) 致谢 (17)

浅析鼓式制动器制动性能优化

浅析鼓式制动器制动性能优化 摘要随着汽车行业的快速发展，对其制动性能提出了较高的要求，而鼓式制动器属于柔性多体系统，在汽车领域得到了广泛的应用。然而，鼓式制动器在制动过程中，各个零件的受力情况和运动规律比较复杂，导致其性能无法得到有效的发挥。本文将借助刚柔耦合模型来对鼓式制动器进行仿真制动模拟，这样不仅可以获得相对比较准确的动力学分析结果，而且还可以优化鼓式制动器制动性能，提高鼓式制动器研发效率，更好地推动鼓式制动器在汽车领域的发展。 关键词鼓式制动器；制动性能；优化 1 鼓式制动器概述 鼓式制动器又被称之为块式制动器，其一般是通过制动块在制动轮上压紧以达到刹车的效果。实际上，鼓式制动器主流是内张式，在制动轮内侧分布有制动块（刹车蹄），在刹车过程中制动块向外张开，并对制动轮的内侧进行摩擦，从而实现刹车目的。 在鼓式制动器制动过程中，所存在的优点是：鼓式制动器符合传统设计，而且造价便宜。在制动过程中，四轮轿车由于惯性的影响，致使前轮制动力要比后轮大，而且在前轮的负荷占据了汽车总负荷的70%-80%，在该过程中后轮起辅助制动作用。对于重型车来说，车速一般比较低，与盘式制动器相比，刹车蹄的耐用程度高，因此至今大多数的重型车还在采用四轮鼓式的设计。 2 鼓式制动器制动性能优化 本文根据“试验设计一样本点获取一优化数学模型构建一优化算法的选择一优化设计一优化结果验证”的流程来对鼓式制动器制动性能优化进行研究[1]。首先根据鼓式制动器的实际情况来构建性能优化的数学模型，优化算法选择了多岛遗传算法，以制动力矩最大为目标对滚轮中心坐标A、内盖板宽度的一半、滚轮中心坐标P、滚轮半径、摩擦片起始角、摩擦片包角等六个参数进行优化，根据优化所得结果来构建汽车鼓式制动器刚柔耦合模型与仿真平台，实施动力学仿真验证，所得到目标函数优化前后及设计变量的变化情况如表1所示。 通过对表1中的数据进行分析可以发现，在整个性能优化实验中，只有滚轮中心坐标位置所发生的变化比较小，其余变量所出现的变化均比较大，反映出设计变量的改变情况对制动力矩所产生的影响，从中获得最佳搭配的参数，以更好地提高鼓式制动器制动性能。从本次研究结果中可以发现，在保持凸轮促动力固定不变的情况下，制动力矩提高了25.60%，但是优化后制动器的质量却降低了，从而反映出制动力矩的提升主要是结构优化的结果，通过对结构进行有效的优化能够使整个制动器的受力情况变得更加科学、更加合理，从而有效提高其制动力矩。

制动力矩计算

鼓式制动器制动力矩的计算 1、制动器效能因数计算 根据制动器结构参数可知： A 、 B 、 C 、r 、φ、（结构参数意义见附图二） 其中θ为最大压力线和水平线的夹角。 由以下公式计算μ＝0.35时（μ为摩擦片与制动鼓间摩擦系数），制动器领蹄和从蹄的制动效能因数。 θ=)tan(B C ar μγt a n ar = )t a n s i n s i n t a n (θφφφφθ+-=ar e θθγλ-+=e θθγλ+-=e ' φφφρsin 2sin 4+= r B A +=ξ r C B k 22+= 领蹄制动效能因数: 1sin cos cos 1-=?γ θρλξ?e k K

从蹄制动效能因数: 1 sin cos 'cos 2+=?γθρλξ ?e k K 制动器的总效能因数，可由领、从蹄的效能因数按如下公式计算： 2 11 24??φ?????+?=K K K K K 2、制动器制动力矩计算 单个制动器的制动力矩M 为： R P K M ??= 其中：K 为制动器效能因数 P 为制动器输入力，加于两制动蹄的张开力的平均值； R 制动鼓的作用半径,即制动器的工作半径r 制动器输入力η??=i F P /2 其中：F 为气室推杆推力，由配置的气室确定 i 为凸轮传动比，e L i /= （L 为调整臂臂长，e 为凸轮力臂，即凸轮基圆半径） η为传动效率，一般区0.63 例：某Φ400X180制动器，A=150 B=150 C=30 r=0.2 Φ=115° μ＝0.35 η＝0.63 通过上公式计算得1??K ＝1.530 2??K =0.543 2 11 24??φ?????+?K K K K K ＝＝1.603 取F=9900N(0.6MPa 气压下气室输出力) L=125 e=12 R P K M ??=＝R L F K ????η/2e=1.603*9900*125*0.63*0.2/(2*12)

汽车鼓式制动器开题报告

毕业设计（论文）开题报告 设计（论文）题目:路宝汽车后轮制动器的设计 院系名称: 汽车与交通工程学院 专业班级: 车辆工程 学生姓名: 导师姓名: 开题时间: 指导委员会审查意见： 签字：年月日

一、课题研究目的和意义 制动系统是保证行车安全的极为重要的一个系统，既可以使行驶中的汽车减速，又可保证停车后的汽车能驻留原地不动。对汽车起到制动作用的是作用在汽车上，其方向与汽车行驶方向相反的外力。作用在行驶汽车上的滚动阻力、上坡阻力、空气阻力都能对汽车起到制动作用，但这些外力的大小都是随机的、不可控制的。因此，汽车上必须装设一系列专门装置，以便驾驶员能根据道路和交通等情况，使外界（主要是路面）对汽车某些部分（主要是车轮）施加一定的力，对汽车进行一定程度的强制制动。这种可控制的对汽车进行制动的外力称为制动力，相应的一系列专门的装置即称为制动装置。由此可见，汽车制动系对于汽车行驶的安全性，停车的可靠性和运输经济效益起着重要的保证作用。随着高速公路的迅速发展和车速的提高以及车流密度的日益增大，汽车制动系的工作可靠性显得日益重要。因此，许多制动法规对制动系提出了许多详细而具体的要求。 鼓式制动也叫块式制动，是靠制动块在制动轮上压紧来实现刹车的。鼓式制动是早期设计的制动系统，其刹车鼓的设计1902年就已经使用在马车上了，直到1920年左右才开始在汽车工业广泛应用。现在鼓式制动器的主流是内张式，它的制动块(刹车蹄)位于制动轮内侧，在刹车的时候制动块向外张开，摩擦制动轮的内侧，达到刹车的目的。相对于盘式制动器来说，鼓式制动器的制动效能和散热性都要差许多，鼓式制动器的制动力稳定性差，在不同路面上制动力变化很大，不易于掌控。而由于散热性能差，在制动过程中会聚集大量的热量。制动块和轮鼓在高温影响下较易发生极为复杂的变形，容易产生制动衰退和振抖现象，引起制动效率下降。另外，鼓式制动器在使用一段时间后，要定期调校刹车蹄的空隙，甚至要把整个刹车鼓拆出清理累积在内的刹车粉。当然，鼓式制动器也并非一无是处，它造价便宜，而且符合传统设计。四轮轿车在制动过程中，由于惯性的作用，前轮的负荷通常占汽车全部负荷的70%-80%，前轮制动力要比后轮大，后轮起辅助制动作用，因此轿车生产厂家为了节省成本，就采用前盘后鼓的制动方式。不过对于重型车来说，由于车速一般不是很高，刹车蹄的耐用程度也比盘式制动器高，因此许多重型车至今仍使用四轮鼓式的设计。 二、课题研究现状及分析

制动器设计及计算实例汇总

制动扭矩： 领蹄： 111????=K r F M δ 从蹄：222????=K r F M α 求出1??K 、2??K 、1F 、 β θ 2F 就可以根据μ计算出制 动器的制动扭矩。 一．制动器制动效能系数1??K 、2??K 的计算 1．制动器蹄片主要参数： 长度尺寸：A 、B 、C 、D 、r （制动鼓内径）、b （蹄片宽）如图1所示； 角度尺寸： β 、 e （蹄片包角）、α（蹄片轴中心---毂中心连线的垂线和包角 平分线的夹角，即最大单位压力线包角平分线的夹角，随磨擦片磨损而增大）； μ为蹄片与制动鼓间磨擦系数。 2．求制动效能系数的几个要点 1）制动时磨擦片与制动鼓全面接触，单位压力的大小呈正弦曲线分布，如图2，max P 位于蹄片轴中心---毂中心连线的垂线方向，其它各点的单位压力 σsin max ?=P P ； 2）通过微积分计算，将制动鼓 与磨擦片之间的单位压 力换算成一个等效压力， 求出等效压力的方向σ 和力的作用点1Z 、2Z （1OZ 、2OZ ），等效力 P 所产生的摩擦力1XOZ （等于μ?P ）即扭矩(需建 立M 和蹄片平台受力F 之间的关系)；实际计算必须找出M 与F 之间的关系式： ????=K r F M

3)制动扭矩计算 蹄片受力如图3： a. 三力平衡 领蹄：111OE H M ?= 从蹄：222OE H M ?= b. 通过对蹄片受力平衡分析（对L 点取力矩） ()1111G L H b a F ?=+? ()1111/G L b a F H +?= ∴ ()11111/G L OE b a F M ?+?= 111????=K r F M ∴ 111 1G L OE r B A K ? += ?? 同理： 2 22 2G L OE r B A K ? += ?? c. 通过图解分析求出1OE 、2OE 、11G L 、22G L 与制动器参数之间的关系，就可以计算出1??K 、1??K 。 3．具体计算方法： 11-?= ?ρ γ?K l K ； 1'2+?= ?ρ γ?K l K r B A l +=； r C B K 2 2+= 1) 在包角平分线上作辅助圆，求Z. 圆心通过O 点，直径＝e e e r sin 2sin 4+?

鼓式制动器设计(设计说明书)

毕业设计设计说明书 题目 SC6408V 商用车 鼓式制动器总成设计专业车辆工程（汽车工程）班级 2006级汽车一班 学生 ___ 廖械兵 指导老师 ___ 文孝霞 重庆交通大学2010年

前言 1 本课题的目的和意义 近年来，国内、外对汽车制动系统的研究与改进的大部分工作集中在通过对汽车制动过程的有效控制来提高车辆的制动性能及其稳定性，如ABS 技术等，而对制动器本身的研究改进较少。然而，对汽车制动过程的控制效果最终都须通过制动器来实现，现代汽车普遍采用的摩擦式制动器的实际工作性能是整个制动系中最复杂、最不稳定的因素，因此改进制动器机构、解决制约其性能的突出问题具有非常重要的意义。 对于蹄－鼓式制动器，其突出优点是可利用制动蹄的增势效应而达到很高的制动效能因数，并具有多种不同性能的可选结构型式，以及其制动性能的可设计性强、制动效能因数的选择范围很宽、对各种汽车的制动性能要求的适应面广，至今仍然在除部分轿车以外的各种车辆的制动器中占主导地位。但是，传统的蹄－鼓式制动器存在本身无法克服的缺点，主要表现于：其制动效能的稳定性较差，其摩擦副的压力分布均匀性也较差，衬片磨损不均匀；另外，在摩擦副局部接触的情况下容易使制动器制动力矩发生较大的变化，因此容易使左右车轮的制动力产生较大差值，从而导致汽车制动跑偏。 对于钳－盘式制动器，其优点在于：制动效能稳定性和散热性好，对摩擦材料的热衰退较不敏感，摩擦副的压力分布较均匀，而且结构较简单、维修较简便。但是，钳－盘式制动器的缺点在于：其制动效能因数很低（只有0.7 左右），因此要求很大的促动力，导致制动管路内液体压力高，而且其摩擦副的工作压强和温度高；制动盘易被污染和锈蚀；当用作后轮制动器时不易加装驻车制动机构等。 因此，现代车辆上迫切需要一种可克服已有技术不足之处的先进制动器，它可充分发挥蹄－鼓式制动器制动效能因数高的优点，同时具有摩擦副压力分布均匀、制动效能稳定以及制动器间隙自动调节机构较理想等优点。 2 商用车制动系概述 汽车制动系是用以强制行驶中的汽车减速或停车、使下坡行驶的汽车车速保持稳定以及使已停驶的汽车在原地(包括在斜坡上)驻留不动的机构。从汽车诞生时起，车辆制动系统在车辆的安全方面就扮演着至关重要的角色。近年来，随着车辆技术的进步和汽车行驶速度的提高，这种重要性表现得越来越明显。也只有制动性能良好、制