汽车构造（下册） 第4版 课件 第25章 汽车制动系统

第25章

汽车制动系统第一节

概述使行驶中的汽车减速甚至停车,使下坡行驶的汽车速度保持稳定,以及使已停驶的汽车保持不动,这些作用统称为汽车制动。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,以便驾驶人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,相应的一系列专门装置即称为制动系统。25.1概述25.1概述1.制动系统的工作原理一般制动系统的工作原理可用图25-1所示的一种简单的液压制动系统工作原理示意图来说明。一个以内圆柱面为工作表面的金属制动鼓8固定在车轮轮毂上,随车轮一同旋转。在固定不动的制动底板11上有两个支承销12,支承着两个弧形制动蹄10的下端。制动蹄的外圆柱面上装有摩擦片9。制动底板上还装有液压制动轮缸6,用油管5与装在车架上的液压制动主缸4相连通。主缸活塞3可由驾驶人通过制动踏板机构来操纵。制动系统不工作时,制动鼓的内圆柱面与制动蹄摩擦片的外圆柱面之间保持一定的间隙,使车轮和制动鼓可以自由旋转。25.1概述1.制动系统的工作原理25.1概述1.制动系统的工作原理要使行驶中的汽车减速,驾驶人应踩下制动踏板1,通过推杆2和主缸活塞3,使制动主缸4内的油液在一定压力的作用下流入轮缸,并通过两个轮缸活塞7推动两制动蹄10绕支承销12转动,使其摩擦片压紧在制动鼓的内圆柱面上。这样,不旋转的制动蹄就对旋转着的制动鼓作用一个摩擦力矩Mμ,其方向与车轮旋转方向相反。制动鼓将该力矩Mμ传到车轮后,由于车轮与路面间有附着作用,车轮对路面作用一个向前的周缘力Fμ,同时路面也对车轮作用着一个向后的反作用力,即制动力FB。制动力FB由车轮经车桥和悬架传给车架及车身,迫使整个汽车产生一定的减速度。制动力越大,则汽车减速度也越大。当放开制动踏板时,制动蹄回位弹簧13即将制动蹄拉回原位,摩擦力矩Mμ和制动力FB消失,制动作用即行终止。图25-1所示制动系统中,由制动鼓8、带摩擦片9的制动蹄10等构成的对车轮施加制动力矩(摩擦力矩Mμ)以阻碍其转动的部件,称为制动器。显然,阻碍汽车运动的制动力FB不仅取决于制动力矩Mμ,还取决于轮胎与路面间的附着条件。如果完全丧失附着,则这种制动系统不可能产生制动汽车的效果。不过,在讨论制动系统的结构问题时,一般都假定具备良好的附着条件。25.1概述2.制动系统的组成制动系统是由制动器和制动驱动机构组成的。制动器是指产生阻碍车辆运动或运动趋势的力(制动力)的部件,其中也包括辅助制动系统中的缓速装置。制动驱动机构包括供能装置、控制装置、传动装置、制动力调节装置以及报警装置、压力保护装置等附加装置。供能装置供给、调节制动所需能量并改善传能介质状态。其中,产生制动能量的部分称为制动能源。人的肌体也可作为制动能源,如图25-1所示系统。控制装置产生制动动作并控制制动效果,图25-1中的制动踏板机构即是最简单的一种控制装置。传动装置将制动能量传输到制动器,如图25-1中的制动主缸4和制动轮缸6。25.1概述3.制动系统的类型

(1)按制动系统的功用分类1)行车制动系统——使行驶中的汽车降低速度甚至停车的一套专门装置。它是在行车过程中经常使用的装置。2)驻车制动系统——使已停驶的汽车驻留原地不动的一套装置。3)第二制动系统——在行车制动系统失效的情况下,保证汽车仍能实现减速或停车的一套装置。在许多国家的制动法规中规定,第二制动系统也是汽车必须具备的。4)辅助制动系统——在汽车下长坡时用以稳定车速的一套装置。例如,经常行驶在山区的汽车,若单靠行车制动系统来达到下长坡时稳定车速的目的,则可能导致行车制动系统的制动器过热而降低制动效能,甚至完全失效。因此,山区用汽车还应具备此装置。制动力矩和制动力的大小可以在驾驶人的控制下,在一定范围内逐渐变化的制动,称为渐进制动。显然,行车制动系统必须能实现渐进制动,驻车制动系统则无此必要。过去,第二制动系统也称为应急制动系统或备用制动系统,其作用有的是渐进的,有的则是非渐进的。但按国际标准化组织(ISO)规定的定义,第二制动系统的作用必须是渐进的。因此,本书中将那种只在行车制动系统失效时使用但其作用是非渐进的制动系统,仍称为应急制动系统,以示区别。25.1概述3.制动系统的类型(2)按制动系统的制动能源分类1)人力制动系统——以驾驶人的肌体作为唯一制动能源的制动系统。人力制动系统的制动能源仅仅是驾驶人的肌体。按其传动装置的结构形式,人力制动系统有机械式和液压式两种。在汽车发展的早期,行车制动系统和驻车制动系统都是机械式的。20世纪初,行车制动系统开始采用液压传动装置,但多数仅用于前轮制动。在20世纪30年代末,美国汽车的人力行车制动系统已全部改成液压式,但就世界范围而言,直到20世纪50年代初,机械式行车制动系统才全部被淘汰。不过应当指出,在此之前,汽车的液压制动系统也并非都是人力制动系统,也早已有一部分属于伺服制动系统了。然而,机械传动装置仍然保留至今,主要用于驻车制动。25.1概述3.制动系统的类型2)伺服制动系统——兼用人力和发动机动力或电能进行制动的制动系统。伺服制动系统是在人力液压制动系统的基础上加设一套动力伺服系统形成的,即兼用人体和发动机动力或电能作为制动能源的制动系统。在正常情况下,制动能量大部分由动力伺服系统供给,而在动力伺服系统失效时,还可全靠驾驶人供给(即由伺服制动转变成人力制动)。按伺服系统的输出力作用部位和对其控制装置的操纵方式不同,伺服制动系统可分为助力式(直接操纵式)和增压式(间接操纵式)两类。前者中的伺服系统控制装置用制动踏板机构直接操纵,其输出力也作用于液压主缸,以弥补踏板力的不足;后者中的伺服系统控制装置用制动踏板机构通过主缸输出的液压操纵,且伺服系统的输出力与主缸液压共同作用于一个中间传动液缸(辅助缸),使该液缸输出到轮缸的液压远高于主缸液压。伺服制动系统又可按伺服能量的形式分为真空伺服式、气压伺服式、液压伺服式和电伺服式四种,其伺服能量分别为真空能(负气压能)、气压能、液压能和电能。25.1概述3.制动系统的类型3)动力制动系统——完全靠由发动机的动力转化而成的气压或液压形式的势能,或者电池储存的电能进行制动的制动系统。动力制动系统中,制动能源是发动机、空气压缩机、液压泵或者车载电池,驾驶人的肌体仅作为控制能源,而不是制动能源。

动力制动系统有气压制动系统、气顶液制动系统、全液压动力制动系统和线控制动系统四种。气压制动系统是发展最早的一种动力制动系统,其供能装置和传动装置全部是气压式的。其控制装置大多数是由制动踏板机构和制动阀等气压控制元件组成,也有的在踏板机构和制动阀之间还串联有液压式操纵传动装置。气顶液制动系统的供能装置、控制装置与气压制动系统的相同,但其传动装置则包括气压式和液压式两部分。全液压动力制动系统中,除制动踏板机构以外,其供能、控制和传动装置全是液压式的。随着汽车线控技术的发展,近年来又出现了以电动机驱动的液压缸推动制动液实现车轮制动以及以电动机驱动传动机构直接实现制动器制动的线控制动系统。25.1概述3.制动系统的类型(3)按制动能量的传输方式分类

按照制动能量的传输方式,制动系统又可分为机械式、液压式、气压式、电磁式和电子机械式等。同时采用两种以上能量传输方式的制动系统,可称为组合式制动系统。(4)按制动系统回路的数量分类传动装置采用单一的气压或液压回路的制动系统为单回路制动系统。这种制动系统中,只要有一处损坏而漏气(油),整个系统即失效。因此我国自1988年1月1日起,规定所有汽车必须采用双回路制动系统。在双回路制动系统中,所有行车制动器的气压或液压管路分属于两个彼此隔绝的回路。这样,即使其中一个回路失效,还能利用另一个回路获得一定的制动力。第二节

制动器25.2制动器如前节所述,制动器是制动系统中用以产生阻碍车辆运动或运动趋势的力的部件,后一提法适用于驻车制动器。除了竞赛汽车上才装设的、通过张开活动翼板以增加空气阻力的空气动力缓速装置以外,一般制动器都是通过其中的固定元件对旋转元件施加制动力矩,使后者的旋转角速度降低,同时依靠车轮与路面的附着作用,产生路面对车轮的制动力,以使汽车减速。凡利用固定元件与旋转元件工作表面的摩擦作用产生制动力矩的制动器,都称为摩擦制动器。除本章第七节所讨论的各种缓速装置以外,行车制动、驻车制动及第二(或应急)制动系统所用的制动器,几乎都属于摩擦制动器。目前,各类汽车所用的摩擦制动器可分为鼓式和盘式两大类。前者摩擦副中的旋转元件为制动鼓,其工作表面为圆柱面;后者的旋转元件则为圆盘状的制动盘,以端面为工作表面。旋转元件固装在车轮或半轴上,即制动力矩分别直接作用于两侧车轮上的制动器,称为车轮制动器。旋转元件固装在传动系统的传动轴上,其制动力矩需要经过驱动桥再分配到两侧车轮上的制动器,则称为中央制动器。车轮制动器一般用于行车制动,也有兼用于第二制动(或应急制动)和驻车制动的。中央制动器一般只用于驻车制动和缓速制动。25.2制动器鼓式制动器有内张型和外束型两种。前者的制动鼓以内圆柱面为工作表面,在汽车上应用广泛;后者制动鼓的工作表面则是外圆柱面,目前只有极少数汽车用作驻车制动器。内张型鼓式制动器都采用带摩擦片的制动蹄作为固定元件。位于制动鼓内部的制动蹄在一端承受促动力时,可绕其另一端的支点向外旋转,压靠到制动鼓内圆柱面上,产生摩擦力矩(制动力矩)。凡对蹄端加力使蹄转动的装置,统称为制动蹄促动装置。图25-1所示的制动器以液压制动轮缸作为制动蹄促动装置,故称为轮缸式制动器。此外,还有用凸轮促动装置的凸轮式制动器和用楔促动装置的楔式制动器等。一、鼓式制动器25.2制动器1.领蹄与从蹄对于简图25-2所示的鼓式制动器,设汽车前进时制动鼓旋转方向如图中箭头所示(制动鼓正向旋转),沿箭头方向看去,制动蹄1的支承点在其前端,轮缸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4的支承点在后端,促动力作用于其前端,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。当汽车倒退行驶,即制动鼓反向旋转时,领蹄1变成从蹄,而从蹄4则变成领蹄。轮缸式制动器制动时,领蹄1和从蹄4在相等的促动力FS的作用下,分别绕各自的支点2和3旋转而紧压在制动鼓5上。旋转着的制动鼓即对两制动蹄分别作用着微元法向反力的等效合力(以下简称法向反力)FN1和FN2,以及相应的微元切向反力(即微元摩擦力)的等效合力(以下简称切向反力)FT1和FT2。为解释方便起见,假定这些力的作用点和方向如图25-2所示,两蹄上的这些力分别为各自的支点2和3的支点反力FS1和FS2所平衡。由图可见,领蹄上的切向合力FT1所造成的绕支点2的力矩与促动力FS所造成的绕同一支点的力矩是同向的,所以力FT1的作用结果是使领蹄1在制动鼓上压得更紧,即力FN1变得更大,从而力FT1也更大。这表明,领蹄具有“增势”作用。与此相反,切向合力FT2则使从蹄4有放松制动鼓,即有使FN2和FT2本身减小的趋势,故从蹄具有“减势”作用。一、鼓式制动器(一)轮缸式制动器25.2制动器虽然领蹄和从蹄所受促动力相等,但制动鼓所受法向反力FN1和FN2却不相等,且FN1>FN2,相应地FT1>FT2,故两制动蹄对制动鼓所施加的制动力矩不相等。一般来说,领蹄制动力矩约为从蹄制动力矩的2~2.5倍。一、鼓式制动器(一)轮缸式制动器25.2制动器2.鼓式制动器分类鼓式制动器可以根据其领蹄与从蹄的数量及布置进行分类。(1)领从蹄式制动器图25-2所示的制动器,前进制动时,制动蹄1为领蹄,制动蹄4为从蹄;倒车制动时,从蹄4变为领蹄,领蹄1变为从蹄,但整个制动器的制动效能还是同前进制动时一样。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,称为领从蹄式制动器。一、鼓式制动器(一)轮缸式制动器25.2制动器图25-3所示的无驻车制动机构的领从蹄鼓式制动器,作为旋转元件的制动鼓18固装在车轮轮毂的凸缘上。一、鼓式制动器(一)轮缸式制动器25.2制动器作为固定部分零件装配基体的制动底板3,用螺栓与后驱动桥壳半轴套管上的凸缘连接(前轮制动器的制动底板则应与前桥转向节的凸缘连接)。用钢板料焊接成T形截面的前、后两制动蹄1和9,以其腹板下端的孔分别同两支承销11上的偏心轴颈做动配合。制动蹄的外圆面上,用埋头铆钉铆接着摩擦片2。铆钉头顶端埋入深度约为新摩擦片厚度的一半。属于液压传动装置的制动轮缸19直接作为制动蹄促动装置,也用螺钉装在制动底板3上,因而在结构上它也成为制动器不可分割的组成部分。制动蹄腹板的上端松嵌入压合在制动轮缸活塞5上的活塞顶块6的直槽中。两制动蹄由回位弹簧4和10拉拢,并以焊在腹板上的调整凸轮锁销8紧靠着装在制动底板3上的调整凸轮7。制动蹄限位杆15借螺纹旋装在制动底板3上,制动蹄限位弹簧14使制动蹄腹板紧靠着制动蹄限位杆15中部的台肩,以防止制动蹄轴向窜动。制动时,前、后两制动蹄在轮缸中液压的作用下,各自绕其支承销偏心轴颈的轴线向外旋转,紧压到制动鼓18上。解除制动时,撤除液压,前、后两制动蹄便在制动蹄回位弹簧4和10的作用下回位。一、鼓式制动器(一)轮缸式制动器25.2制动器图25-4所示为一种用于后轮的带驻车制动机构的领从蹄式后轮制动器。一、鼓式制动器(一)轮缸式制动器25.2制动器该结构中制动蹄采用了浮式支承。制动蹄的上、下支承面均加工成弧面,下端支靠在固定于制动底板1上的支承板8上。轮缸活塞通过支承块对制动蹄的上端施加促动力。这种支承结构可使整个制动蹄沿支承平面有一定的浮动量,制动蹄可以自动定心,保证能够与制动鼓全面接触。该行车制动器可兼作驻车制动器,因此在制动器中还装设了驻车制动机械促动装置。驻车制动杠杆6上端用平头销2与后制动蹄7连接,其上部卡入驻车制动推杆5右端的切槽中作为中间支点,下端与拉绳连接。前、后制动蹄的腹板卡在驻车制动推杆5两端的切槽中。驻车制动推杆外弹簧4左端钩在驻车制动推杆5的左弯舌上,而右端钩在后制动蹄7的腹板上,驻车制动推杆内弹簧3的左端钩在前制动蹄17的腹板上,而右端则钩在驻车制动推杆5的右弯舌上。一、鼓式制动器(一)轮缸式制动器25.2制动器进行驻车制动时,需要将驾驶室中的手动驻车制动操纵杆拉到制动位置,经一系列杠杆和拉绳传动,将驻车制动杠杆6的下端向前拉,使之绕上端支点(平头销2)转动。在转动过程中,其中间支点推动制动推杆5左移,将前制动蹄17向左推向制动鼓;继而制动杠杆6的上端右移,通过平头销使后制动蹄7上端靠向制动鼓,直到两蹄都压靠到制动鼓上,从而实现了驻车制动。解除制动时,应将驻车制动操纵杆推回到不制动位置,驻车制动杠杆6在回位弹簧(图中未示出)作用下回位,同时制动蹄回位弹簧11将两蹄拉拢。推杆内、外弹簧3和4除可将两蹄拉回到原始位置之外,还可以防止制动推杆在不工作时窜动,碰撞制动蹄而产生噪声。这种使用车轮制动器的驻车制动系统,也可用于应急制动。显然,由于领蹄和从蹄所受法向反力不等,在两蹄摩擦片工作面积相等的情况下,领蹄摩擦片上的单位压力较大,因而磨损较严重。为了使领蹄和从蹄的摩擦片寿命相近,有些领从蹄式制动器的领蹄摩擦片设计得较大,但是这样将使得两蹄摩擦片不能互换,从而增加了零件种数和制造成本。一、鼓式制动器(一)轮缸式制动器25.2制动器(2)双领蹄式制动器、双向双领蹄式制动器和双从蹄式制动器这三种制动器示意图如图25-5所示。一、鼓式制动器(一)轮缸式制动器25.2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,其示意图如图25-5a所示。图25-6所示的双领蹄式前轮制动器实例中,两制动蹄各用一个单活塞式制动轮缸2促动,且两套制动蹄、轮缸、支承销和调整凸轮等在制动底板1上的布置是中心对称的,以代替领从蹄式制动器中的轴对称布置。两个轮缸可借轮缸连接油管13连通,使其中油压相等。这样,在前进制动时两蹄都是领蹄,制动器的效能得到提高。同时可以看出,当倒车制动时,两蹄将都变成从蹄。一、鼓式制动器(一)轮缸式制动器25.2制动器一、鼓式制动器(一)轮缸式制动器25.2制动器可以设想,在倒车制动时,如果能使上述制动器的两个制动蹄的支承点和促动力作用点互换位置,就可以得到与前进制动时相同的制动效能,这种制动器称为双向双领蹄式制动器,其示意图如图25-5b所示。图25-7所示为双向双领蹄式前轮制动器实例,制动底板3上的所有固定元件(如制动蹄、制动轮缸、回位弹簧等)都是成对的,而且是既按轴对称布置,又按中心对称布置的。两制动蹄的两端都采用浮式支承,且支点的周向位置也是浮动的。在前进制动时,所有的轮缸活塞8都在液压作用下向外移动,将两制动蹄6和11压靠到制动鼓1上。在制动鼓的摩擦力矩作用下,两蹄都绕车轮中心O按箭头所示的车轮旋转方向转动,将两轮缸活塞外端的支座7推回,直到顶靠到轮缸端面为止。此时,两轮缸的支座7成为制动蹄的支点,制动器的工作情况便同双领蹄式制动器一样。倒车制动时,摩擦力矩方向改变,使两制动蹄绕车轮中心O按箭头方向的反方向转过一个角度,将可调支座10连同调整螺母9一起推回原位,于是两个可调支座10便成为蹄的新支承点。这样,两个制动蹄仍然都是领蹄,其制动效能同前进制动时完全一样。该制动器的摩擦片不用埋头铆钉铆接,而用树脂黏结剂与制动蹄粘结,其优点是容许摩擦片有较大的磨损量,使用寿命增长;摩擦片工作表面上因无铆钉孔,不会积聚磨屑,且增加了摩擦面积;该制动系统的另一特点是前、后轮制动器均采用双领蹄式制动器,即每个制动器都有两个轮缸,因而便于布置双回路制动系统。一、鼓式制动器(一)轮缸式制动器25.2制动器一、鼓式制动器(一)轮缸式制动器25.2制动器左、右两侧车轮的双领蹄式制动器若对调安装,便都成为在制动鼓正向旋转时两蹄均为从蹄的双从蹄式制动器,其示意图如图25-5c所示。当然,这只是说这两种制动器的原则差异只在于固定元件与旋转元件的相对运动方向不同,实际上无论是双领蹄式还是双从蹄式制动器,都必须有防止左、右制动器装错的结构措施。显然,双从蹄式制动器的前进制动效能低于双领蹄式和领从蹄式制动器。但其效能对摩擦因数变化的敏感程度较小,即具有良好的制动效能稳定性。一、鼓式制动器(一)轮缸式制动器25.2制动器(3)自增力式制动器1)单向自增力式制动器。其结构原理及制动蹄的受力情况如图25-8所示。第一制动蹄1和第二制动蹄3的下端分别浮支在浮动顶杆2的两端。制动器只在上方有一个支承销5。不制动时,两蹄上端均借各自的回位弹簧拉靠在支承销上。制动鼓正向旋转方向如箭头所示。汽车前进制动时,单活塞式制动轮缸6只将促动力FS1加于第一蹄,使其上端离开支承销,整个制动蹄绕顶杆左端支承点旋转,并压靠在制动鼓4上。显然,第一蹄是领蹄,并且在促动力FS1、法向合力FN1、切向(摩擦)合力FT1和沿顶杆轴线方向的支反力FS3的作用下处于平衡状态。由于顶杆2是浮动的,自然成为第二蹄的促动装置,将与力FS3大小相等、方向相反的促动力FS2施加于第二蹄的下端,故第二蹄也是领蹄。因为顶杆是完全浮动的,不受制动底板约束,所以作用在第一蹄上的促动力和摩擦力不会像一般领蹄那样完全被制动鼓的法向反力和固定于制动底板上的支承件反力所抵消,而是通过顶杆传到第二蹄上,形成第二蹄促动力FS2。由于制动鼓对第一蹄的摩擦增势作用使得FS2大于FS1,而且力FS2对第二蹄支承点的力臂也大于力FS1对第一蹄支承点的力臂,因此第二蹄的制动力矩必然大于第一蹄的制动力矩。由此可见,在制动鼓尺寸和摩擦因数相同的条件下,这种制动器的前进制动效能不仅高于领从蹄式制动器,而且也高于两蹄呈中心对称布置的双领蹄式制动器。一、鼓式制动器(一)轮缸式制动器25.2制动器一、鼓式制动器(一)轮缸式制动器25.2制动器倒车制动时,第一蹄上端压靠支承销不动。此时,第一蹄虽然仍是领蹄,且促动力FS1仍与前进制动时的相等,但其力臂却大为减小,因而第一蹄此时的制动效能比一般领蹄的要低得多;第二蹄则因未受到促动力而不起制动作用。因此,整个制动器这时的制动效能甚至比双从蹄式制动器的效能还低。一、鼓式制动器(一)轮缸式制动器25.2制动器2)双向自增力式制动器。其结构原理如图25-9所示。其特点是制动鼓正向和反向旋转时均能借蹄鼓摩擦起自增力作用。它的结构不同于单向自增力式之处,主要是采用双活塞式轮缸4,可向两蹄同时施加相等的促动力FS。制动鼓正向(如箭头所示)旋转时,前制动蹄1为第一蹄,后制动蹄3为第二蹄;制动鼓反向旋转时,则情况相反。由图可见,在制动时第一蹄只受一个促动力FS,而第二蹄则有两个促动力FS和F'S,且F'S>FS。考虑到汽车前进制动的机会远多于倒车制动,且前进制动时制动器工作负荷也远大于倒车制动,故后制动蹄3的摩擦片面积做得较大。一、鼓式制动器(一)轮缸式制动器25.2制动器一、鼓式制动器(一)轮缸式制动器25.2制动器图25-10所示为一种双向自增力式制动器实例,该制动器为后轮制动器,还加装了机械促动装置兼充驻车制动器。因为前进制动和倒车制动的效能一致,所以双向自增力式制动器更为优越。一、鼓式制动器(一)轮缸式制动器25.2制动器3.不同鼓式制动器的特点以上介绍的各种鼓式制动器各有利弊。就制动效能而言,在基本结构参数和轮缸工作压力相同的条件下,自增力式制动器由于对摩擦助势作用利用得最为充分而居于首位,以下依次为双领蹄式、领从蹄式、双从蹄式。但蹄鼓之间的摩擦因数是一个不稳定的因素,随制动鼓和摩擦片的材料、温度和表面状况(如是否沾水、沾油,是否有烧结现象等)的不同,可在很大范围内变化。自增力式制动器的效能对摩擦因数的依赖性最大,因而其效能的稳定性最差。此外,在制动过程中,自增力式制动器的制动力矩在某些情况下增长得过于急速。双向自增力式制动器多用于轿车后轮,原因之一是便于兼作驻车制动器(参看图25-10)。单向自增力式制动器只用于中、轻型汽车的前轮,因为倒车制动时对前轮制动器效能的要求不高。

双从蹄式制动器的制动效能虽然最低,但却具有最良好的效能稳定性,曾经有少数高级轿车为了保证制动可靠性而采用此制动器,但随着盘式制动器的发展和应用,现在汽车上已经没有应用双从蹄式制动器的实例了。双领蹄式、双向双领蹄式和双从蹄式等具有两个轮缸的制动器,最宜布置双回路制动系统。领从蹄式制动器发展较早,其效能及效能稳定性均居中游,且有结构较简单等优点,故目前仍相当广泛地用于各种汽车。一、鼓式制动器(一)轮缸式制动器25.2制动器4.轮缸式制动器间隙的调整制动蹄在不工作的原始位置时,其摩擦片与制动鼓之间应保持合适的间隙。其设定值由汽车制造厂规定,一般在0.25~0.5mm之间。任何制动器摩擦副中的这一间隙(以下简称制动器间隙)如果过小,就不易保证彻底解除制动,造成摩擦副的拖磨;过大又将使制动踏板行程太长,以致驾驶人操作不便,同时也会推迟制动器开始起作用的时刻。但是在制动器工作过程中,摩擦片的不断磨损必将导致制动器间隙逐渐增大。严重时,即使将制动踏板踩到极限位置,也产生不了足够的制动力矩。因此,要求任何形式的制动器在结构上必须保证能够检查和调整其间隙。制动器间隙的调整有手动调整和自动调整两种方法。一、鼓式制动器(一)轮缸式制动器25.2制动器(1)手动调整装置一般在制动鼓腹板外边开有一个检查孔,以便用塞尺检查摩擦片与制动鼓之间的间隙(制动器间隙)是否符合规定值,否则要用下列方法进行调整:1)转动调整凸轮和带偏心轴颈的支承销。例如,图25-3所示制动器中,若发现制动器间隙已增大到使制动器效能明显降低时,可按箭头所示方向转动调整凸轮7(图25-3),进行局部调整。这样,沿摩擦片周向各处的间隙即减小。当制动鼓磨损到一定程度时,需要重新加工修整其内圆柱面。在进行修理作业后重新装配制动器时,为保证蹄鼓的正确接触状态和间隙值,应当全面调整制动器间隙。全面调整除靠转动调整凸轮外,还要转动制动蹄下端的支承销。从图25-3的C—C剖面可以看出,支承制动蹄的支承销11的轴颈是偏心的。支承销的尾端伸出制动底板外,并铣切出矩形截面,以便用扳手夹持使之转动。将支承销按D向视图箭头方向转动,各处(特别是制动蹄下端处)的间隙即减小。2)转动调整螺母。有些制动器轮缸两端的端盖制成调整螺母,如图25-11所示。用一字旋具5拨动调整螺母1的齿槽4,使螺母转动,带动螺杆的可调支座3向内或向外做轴向移动,可使制动蹄上端靠近或远离制动鼓,则制动器间隙便减小或增大。间隙调整好以后,用锁片插入调整螺母的齿槽中(参看图25-7中的C—C剖面),使螺母的角位置固定。一、鼓式制动器(一)轮缸式制动器25.2制动器一、鼓式制动器(一)轮缸式制动器25.2制动器3)调整可调顶杆长度。在自增力式制动器中,两制动蹄下端支承在可调顶杆上,其间隙调整的结构及工作原理图如图25-12所示。可调顶杆由顶杆体3、调整螺钉1和顶杆套2组成。顶杆套一端具有带齿的凸缘,套内制有螺纹,调整螺钉借螺纹旋入顶杆套内;顶杆套与顶杆体做间隙配合。当拨动顶杆套带齿的凸缘,可使调整螺钉沿轴向移动,改变可调顶杆的总长度,从而调整了制动器间隙。一、鼓式制动器(一)轮缸式制动器25.2制动器一、鼓式制动器(一)轮缸式制动器25.2制动器(2)自动调整装置制动器间隙调整是汽车保养和修理作业中必不可少的重要作业项目。为了减少保修工作量,制动器间隙的自动调整装置(以下简称间隙自调装置)在20世纪70年代以后得到迅速发展。其结构形式有如下几种。1)摩擦限位式间隙自调装置。图25-13所示为一种摩擦限位式间隙自调装置。用以限定不制动时制动蹄内极限位置的摩擦限位环2装在轮缸活塞3内端的环槽中(图25-13a)或借矩形断面螺纹旋装在活塞内端(图25-13b)。摩擦限位环是一个有切口的弹性金属环,压装入轮缸后与缸壁之间的摩擦力可达400~550N。活塞上的环槽或螺旋槽的宽度B大于摩擦限位环厚度b,活塞相对于摩擦限位环的最大轴向位移量即为两者之间的间隙Δ=B-b。间隙Δ应等于在制动器间隙为设定的标准值时,施行完全制动所需的轮缸活塞行程。不制动时,制动蹄回位弹簧只能将制动蹄向内拉到轮缸活塞与摩擦限位环外端面接触为止,因为回位弹簧的拉力远远不足以克服摩擦限位环与缸壁间的摩擦力。此时如图25-13所示,间隙Δ存在于活塞与摩擦限位环内端面之间。一、鼓式制动器(一)轮缸式制动器25.2制动器一、鼓式制动器(一)轮缸式制动器25.2制动器制动时,轮缸活塞外移。若制动器间隙正好等于设定值,则当活塞移动到与摩擦限位环内端面接触(即间隙Δ消失)时,制动器间隙应已消失,并且蹄鼓已压紧到足以产生最大制动力矩的程度。若制动器间隙由于种种原因增大到超过设定值,则活塞外移到Δ=0时仍不能实现完全制动。但只要轮缸液压达到0.8~1.1MPa,即能将活塞连同摩擦限位环继续推出,直到实现完全制动。这样,在解除制动时,活塞随制动蹄向后移动到与处于新位置的摩擦限位环接触为止,即制动器间隙恢复到设定值。由此可见,正是摩擦限位环与缸壁之间这一不可逆转的轴向相对位移,补偿了制动器的过量间隙,这也是一切摩擦限位式间隙自调装置的共同原理。一、鼓式制动器(一)轮缸式制动器25.2制动器摩擦限位式间隙自调装置也可以装在制动蹄上,如图25-14所示。套筒3穿过制动蹄腹板4的长圆孔,并借被弹簧5压紧的两个摩擦限位片1保持其与制动蹄腹板4的相对位置,其内孔又套在固定于制动底板6上的具有球头的限位销2上。套筒与限位销球头间的间隙Δ限定了套筒及制动蹄相对于限位销的位移量,从而限定了制动器的设定间隙。当制动器内存在着过量间隙时,作用在制动蹄上的促动力可以使制动蹄克服腹板与摩擦限位片之间的摩擦力,相对于套筒及限位销继续压向制动鼓,以实现完全制动。撤除促动力后,套筒回到图示原始位置,但制动蹄却不可能再回到制动前的位置,因为借以抵消过量间隙的蹄与套筒间的相对位移是不可逆转的。这意味着制动器间隙已恢复到设定值。具有摩擦限位式间隙自调装置的制动器,在装配时不需要调校间隙,只要在安装到汽车上以后,经过一次完全制动,即可以自动调整间隙到设定值。因此,这种自调装置属于一次调准式。一、鼓式制动器(一)轮缸式制动器25.2制动器2)楔块式间隙自调装置。图25-4所示后轮制动器即采用了楔块式间隙自调装置,前、后制动蹄17和7在驻车制动推杆5及其内、外弹簧3、4的作用下向内拉拢。制动推杆两端开有缺口,左端缺口中的楔形调节块20左侧齿形面靠着固定在前制动蹄17腹板上的楔形支承19上,右侧齿形面压在制动推杆5左端缺口的端面上。在弹簧3的作用下,制动推杆紧紧压住楔形调节块和楔形支承,它们之间没有间隙。制动推杆右端缺口的头部有一凸耳(图25-15),它与驻车制动杠杆6的外侧面之间有一个设定间隙S。弹簧4使制动杠杆6与制动推杆右端缺口端面紧贴在一起。一、鼓式制动器(一)轮缸式制动器25.2制动器在行车制动时,轮缸活塞推动制动蹄7和17绕各自的支点转动。由于内弹簧3的刚度很大,在正常制动器间隙下制动时不被拉伸,所以推杆5始终压住楔形调节块20和前制动蹄17一起向左运动,靠到制动鼓上;同时制动杠杆6的上端随着后制动蹄7向后移动,杠杆6与推杆5的凸耳距离越来越小。如果制动器间隙不超过设定值制动时,杠杆6不会与推杆凸耳接触。当制动蹄磨损、制动器间隙过大而进行行车制动时,杠杆6与推杆5的凸耳接触并克服弹簧3的拉力将推杆向右移动,这样推杆与楔形块之间就产生了间隙,在弹簧12的作用下,楔形块向下移动,补偿这个间隙。解除制动时,由于楔形块下行填补了过量制动器间隙,使支承在两制动蹄腹板之间的制动推杆的有效长度变大,因此两制动蹄已不可能恢复到制动前的位置,于是过大的制动器间隙便得到了补偿,恢复到初始的设定值,从而实现了制动器间隙的自动调整。这种制动器间隙自调装置也属一次调准式。一、鼓式制动器(一)轮缸式制动器25.2制动器制动器中的过量间隙并不完全是由于摩擦副磨损所致,还有一部分是由于制动鼓热膨胀使直径增大所致。此外,鼓和蹄的弹性变形也会使制动时所需的活塞行程增大。因此,在确定冷态制动器间隙自调装置中的间隙Δ时,就要尽量将可能产生的制动蹄和制动鼓的弹性变形和热变形考虑在内。但是,为了不使制动踏板行程增加过多,确定Δ值时并没有计入上述种种变形的最大值。因此,当出现过大的上述各项变形时,一次调准式自调装置将不加区别地一律随时加以补偿,造成“调整过头”。这样,当制动器恢复到冷态时,即使完全放松制动踏板,制动器的摩擦副也不会完全脱离接触,而是发生“拖磨”甚至“抱死”,因为自调装置只能将间隙调小而不能调大。一、鼓式制动器(一)轮缸式制动器25.2制动器3)阶跃式间隙自调装置。为了避免“调整过头”,许多制动器采用了阶跃式间隙自调装置。这样的制动器在装车后要进行多次(可能达20次以上)制动动作,才能消除所积累的过量间隙。图25-10所示的制动器安装了阶跃式间隙自调装置,它只在若干次倒车制动后方起调整作用。自调装置中包括用以拨转调整螺钉13的自调拨板11、自调拉绳6及其导向板5、自调拉绳弹簧9及其弹簧支架8。自调拉绳6的上端通过自调拉绳吊环19(见E—E剖视图)固定在制动蹄支承销上,下端与弹簧支架8相连,中部支靠着自调拉绳导向板5的弧面。导向板以其中央孔的圆筒状卷边(高约3mm)插入前制动蹄7的孔中,形成其自由转动的支点。弹簧支架8经自调拉绳弹簧9与自调拨板11连接。自调拨板11以其右臂端部的切口支在前制动蹄的销钉上,可绕此销钉转动。拨板的自由端向上运动时,可以插入调整螺钉13的凸缘棘齿间(参看F—F剖视图)。不进行倒车制动时,自调拨板在回位弹簧10的作用下,保持在最下面的平衡位置。此时,拨板与调整螺钉的棘齿完全脱离。一、鼓式制动器(一)轮缸式制动器25.2制动器一、鼓式制动器(一)轮缸式制动器25.2制动器倒车制动时,前制动蹄7的上端离开支承销,整个制动蹄压靠到制动鼓上,并在摩擦力作用下,随制动鼓顺时针(从图上看,下同)转过一个角度。在前蹄(连同导向板和拨板的销轴)相对于支承销运动的过程中,套在支承销上的自调拉绳吊环19被拉离前蹄,支架8上端也被向上拉(此时导向板也在拉绳摩擦力作用下逆时针转动,使拉绳不致磨损),并通过自调拉绳弹簧9将拨板的自由端向上拉起。这一系列零件的位移量取决于当时制动器实际间隙的大小。如果间隙还保持着设定值或增大很少,则自调拨板自由端向上的位移量不足以使之嵌入调整螺钉的棘齿间。只有在制动器过量间隙增大到一定值时,拨板方能嵌入棘齿间。解除倒车制动时,制动蹄回位,自调拨板被回位弹簧10按回到下平衡位置,同时将调整螺钉拨过相应于一个棘齿距的角度。若棘齿数为z,螺距为P,则调整螺钉被拨转角度为1/z周,相应地从可调顶杆体14中旋出的距离为P/z。于是,经过多次制动动作后,所累积的制动器过量间隙被完全消除。前进制动时,该自调装置完全不起作用。采用只有在倒车制动时才可能起调整作用的间隙自调装置,将大大减少调整过头的可能性,因为倒车制动的机会本来很少,且进行倒车制动的时机未必正好是制动鼓受热严重的时候。应当指出:制动器工作时,摩擦所产生的热绝大部分传给了制动鼓,使其温度升高。前已述及,制动鼓升温后将膨胀而使制动器间隙增大,制动效能降低。为了减少温升,应当使制动鼓有较大的热容量,因此制动鼓都具有足够大的质量。有些汽车的制动鼓外表面还铸有若干肋片,以增加散热面积和刚度。一、鼓式制动器(一)轮缸式制动器25.2制动器1.凸轮式制动器目前,汽车的气压制动系统中广泛采用凸轮促动的车轮制动器,而且大都设计成领从蹄式。凸轮促动的双向自增力式制动器只宜用作中央制动器。图25-16所示为一种凸轮式前轮制动器。制动蹄2是可锻铸铁的,不制动时由回位弹簧3拉靠在制动凸轮轴4的凸轮上。制动凸轮轴通过支座10固定在制动底板7上,其尾部外花键插入制动调整臂5的内花键中。制动时,制动调整臂在制动气室6的推动下,带动制动凸轮轴转动,推动两制动蹄压靠在制动鼓8上。一、鼓式制动器(二)凸轮式制动器和楔式制动器25.2制动器一、鼓式制动器(二)凸轮式制动器和楔式制动器25.2制动器一般中型货车的凸轮式车轮制动器的间隙,可以根据需要进行局部或全面调整。局部调整只是利用制动调整臂来改变制动凸轮轴的原始角位置。制动调整臂的结构如图25-17所示,在制动调整臂体6和两侧的盖8所包围的空腔内装有调整蜗轮2和调整蜗杆7。单线的调整蜗杆借细花键套装在蜗杆轴4上,调整蜗轮以内花键与制动凸轮轴的外花键相接合。转动蜗杆,即可在制动调整臂与制动气室推杆10的位置不变的情况下,通过蜗轮使制动凸轮轴转过一定角度,从而改变制动凸轮的原始角位置。在图25-17a中,蜗杆轴一端的轴颈上沿周向有六个均布的凹坑。当蜗杆每转到有一个凹坑对准位于制动调整臂体内的锁止球3时,锁止球便在弹簧作用下嵌入凹坑,使蜗杆轴角位置保持不变。在图25-17b中,锁止套11左端的六角孔与蜗杆轴4左端的六角头相配合,锁止螺钉12固定了它们的周向位置。调整间隙时,将锁止套按入制动调整臂体的孔中,即可转动调整蜗杆。调整后放开锁止套,弹簧5即将锁止套推回与蜗杆六角头接合的左极限位置,蜗杆轴与制动调整臂的相对位置又被固定。后一种锁止装置更为可靠。进行全面调整时,还应同时转动带偏心轴颈的支承销(如图25-16中的9)。该型汽车制动器间隙标准值,靠近支承销的一端为0.25~0.40mm,靠近制动凸轮的一端为0.40~0.55mm。一、鼓式制动器(二)凸轮式制动器和楔式制动器25.2制动器一、鼓式制动器(二)凸轮式制动器和楔式制动器25.2制动器有一些制动器的制动凸轮与制动蹄之间采用滚轮传动,借以提高机械效率。制动鼓外表面可以铸出轴向肋片,有助于散热和提高刚度。一、鼓式制动器(二)凸轮式制动器和楔式制动器25.2制动器2.楔式制动器楔式制动器中两蹄的布置可以是领从蹄式,也可以是双向双领蹄式。作为制动蹄促动件的制动楔本身的促动装置,可以是机械式、液压式或气压式。图25-18所示为一种重型自卸汽车前轮的双向双领蹄楔式制动器(图中A—A和B—B剖视图是经过放大的)。从B—B剖视图可以看出楔式促动装置和间隙自调装置的结构。一、鼓式制动器(二)凸轮式制动器和楔式制动器25.2制动器一、鼓式制动器(二)凸轮式制动器和楔式制动器25.2制动器两制动蹄端部的圆弧面分别浮支在柱塞3和调整柱塞(实际上是柱塞组件)6的外端面直槽底面上。柱塞3和6的内端面都是斜面,与支于隔离架5两边槽内的滚轮4接触。制动时,轮缸活塞15在液压作用下推动制动楔13向内移动。后者又使两滚轮一面沿柱塞斜面向内滚动,一面推动柱塞3和6在制动底板7的孔中外移一定距离,从而使制动蹄压靠到制动鼓上。轮缸液压一旦撤除,这一系列零件即在制动蹄回位弹簧19的作用下各自回位。导向销1和导向棘爪销10用以防止两柱塞转动。为实现制动器间隙自动调整,将柱塞6设计成杯状,其内圆柱面与调整螺母8做间隙配合。调整螺母内旋入具有带齿凸缘的调整螺钉9。调整螺母8同时又是一个斜齿圆柱齿轮(本例中齿轮的螺旋角为30°),其齿廓是锯齿形。导向棘爪销的内端面也加工出棘齿,可在弹簧11作用下与调整螺母外圆柱面的齿保持啮合。一、鼓式制动器(二)凸轮式制动器和楔式制动器25.2制动器由调整螺母8、调整螺钉9及导向棘爪销10组成的间隙自调装置是阶跃式的,其工作过程如图25-19所示。制动器实际间隙等于设定间隙时,各有关零件的相对位置如图25-19a所示。此时,导向棘爪销10限定了调整螺钉9的内极限位置A。制动时,调整螺母连同调整螺钉被调整柱塞6推出(图25-19b),同时导向棘爪销被顶入其导向孔内。与制动器设定间隙相应的调整螺母行程Δ,应小于调整螺母外齿轮的轴向齿距pa。制动器间隙等于或略大于设定值时,自调装置并不起调整作用。只有在摩擦片磨损所造成的柱塞过量行程达到pa-Δ的情况下施行制动时,导向棘爪销方能在错过一齿的情况下重新与调整螺母外齿轮进入啮合(图25-19c)。解除制动时,导向棘爪销的限位作用使得调整螺母不能轴向平移回位。这时制动蹄回位弹簧的作用力通过调整螺钉使调整螺母相对于棘爪销和调整螺钉转动1/z周(z为调整螺母外齿轮的实际齿数),并带动调整柱塞回位(图25-19d)。与此同时,不能转动的调整螺钉便相对于调整螺母向外伸出一定距离P'/z(P'为调整螺钉的螺距)。只要设计得使P'/z=pa-Δ,制动器间隙便可一举恢复到设定值。一、鼓式制动器(二)凸轮式制动器和楔式制动器25.2制动器一、鼓式制动器(二)凸轮式制动器和楔式制动器25.2制动器1.等促动力式制动器与等位移式制动器图25-3所示的轮缸式制动器和图25-16所示的凸轮式制动器结构实例中都有一个领蹄和一个从蹄,但二者的受力情况存在显著差异。轮缸驱动的领从蹄式制动器(图25-3),两个活塞都可在轮缸内轴向浮动,且二者直径相同。因此,制动时两个活塞对两个制动蹄所施加的促动力永远是相等的。故凡两蹄所受促动力相等的领从蹄制动器都可称为等促动力制动器,这种制动器的领蹄可以获得比从蹄更大的制动力矩。而以凸轮驱动的领从蹄式制动器(图25-16),由于凸轮轮廓的中心对称性,以及两蹄结构和安装的轴对称性,凸轮转动所引起的两蹄上相应点的位移必然相等。故这种由轴线固定的凸轮促动的领从蹄式制动器是一种等位移式制动器。等位移式制动器两蹄摩擦片的相应点与制动鼓间的间隙如果已调整到完全一致,则制动时两蹄对鼓的压紧程度相同,从而所产生的制动力矩也必然相等。但是,制动鼓对蹄的摩擦使得领蹄端部试图离开制动凸轮,同时又使从蹄端部更加靠紧制动凸轮。这就是说,凸轮对从蹄的促动力大于对领蹄的促动力。因此,虽然领蹄有增势作用,从蹄有减势作用,但就等位移制动器而言,正是这一差别造成了制动效能高的领蹄的促动力小于制动效能低的从蹄的促动力,从而使得两蹄制动力矩相等。一、鼓式制动器(三)鼓式制动器的受力25.2制动器此外,图25-16所示的制动凸轮工作表面轮廓是中心对称的两段偏心圆弧。这种凸轮的促动力对凸轮中心的力臂是随凸轮转角的变化而变化的,因而即使输入制动凸轮轴的转矩不变,凸轮对蹄的促动力也会随凸轮转角的变化而变化。在一些凸轮式制动器中,采用了渐开线轮廓的S形制动凸轮。S形凸轮的特点是促动力对凸轮中心的力臂为一定值(等于基圆半径的1/2),与凸轮转角无关,故不论制动器间隙和制动蹄摩擦片磨损程度如何,凸轮对蹄端的促动力始终不变。但这种凸轮轮廓在加工工艺上比较复杂。若促动装置中的凸轮可在导向槽中自由滑动(图25-20),则此制动器两蹄所受的促动力相等,是一种等促动力式制动器,与轮缸促动的领从蹄式制动器相同,其领蹄的制动效能要远高于从蹄。一、鼓式制动器(三)鼓式制动器的受力25.2制动器一、鼓式制动器(三)鼓式制动器的受力25.2制动器2.平衡式制动器与非平衡式制动器从制动鼓的受力情况来看,若两个制动蹄的布置是中心对称的,且间隙调整正确,则制动鼓受两个蹄施加的两个法向合力能互相平衡,不会对轮毂轴承造成附加径向载荷,这样的制动器称为平衡式制动器。若两个制动蹄的布置不呈中心对称,则制动鼓所受到的来自两蹄的法向力无法平衡,因此两法向力的合力只能由车轮的轮毂轴承的反力来平衡,这就对轮毂轴承造成了附加径向载荷,使其寿命缩短,这样的制动器被称为非平衡式制动器。轮缸式制动器中,双领蹄、双向双领蹄、双从蹄式制动器的固定元件布置都是中心对称的,因此都属于平衡式制动器;以轮缸驱动的领从蹄式制动器和自增力式制动器都属于非平衡式制动器。需要指出,以凸轮驱动的等位移式制动器由于结构上不是中心对称,两蹄作用于制动鼓的微元法向力的等效合力虽然大小相等,但却不在一直线上,也无法相互平衡,故也为非平衡式制动器。一、鼓式制动器(三)鼓式制动器的受力25.2制动器

盘式制动器摩擦副中的旋转元件是以端面工作的金属圆盘,此圆盘称为制动盘。其固定元件则有多种结构形式,大体上可分为两类。一类是工作面积不大的摩擦块与其金属背板组成的制动块,每个制动器中有2~4个。这些制动块及其促动装置都装在横跨制动盘两侧的夹钳形支架中,总称为制动钳。这种由制动盘和制动钳组成的制动器,称为钳盘式制动器。另一类固定元件的金属背板和摩擦片也呈圆盘形,但其制动盘的全部工作面可同时与摩擦片接触,故该类制动器称为全盘式制动器。钳盘式制动器过去只用作中央制动器,目前已越来越多地被各级轿车和货车用作车轮制动器。全盘式制动器只有少数汽车(主要是重型汽车)用作车轮制动器,个别情况下还可作为缓速器。二、盘式制动器25.2制动器钳盘式制动器又可分为固定钳盘式(图25-21a)和浮钳盘式(图25-21b、c)两类。二、盘式制动器(一)钳盘式制动器25.2制动器1.固定钳盘式制动器固定钳盘式制动器的制动钳固定安装在车桥上,既不能旋转,也不能沿制动盘轴线方向移动,因而必须在制动盘两侧的钳体中都装设制动块促动装置(如液压缸),以便分别将两侧的制动块压向制动盘。图25-22所示为一种前轮固定钳盘式制动器在前桥上的安装情况。制动盘3用五个螺钉2固定在前轮毂1上;制动钳8则用两个螺钉9固定在前桥转向节5上(见A—A剖视图)。在转向节凸缘上还借四个螺栓10固定着用钢板冲压制成的制动器护罩4。护罩又焊有加强盘7及制动油管支架6。调整垫片11用以调整制动钳的支足部分与制动盘的距离L,使其不小于一定值。二、盘式制动器(一)钳盘式制动器25.2制动器二、盘式制动器(一)钳盘式制动器25.2制动器制动钳的构造如图25-23所示。制动钳体由内侧钳体1和外侧钳体2借螺钉19连接而成。制动盘21伸入制动钳的两个制动块3之间。制动块由摩擦块23和钢质背板22铆合并粘结而成,通过两个导向销15悬装在钳体上,并可沿导向销移动。内外两侧钳体1和2实际上各为一个液压缸缸体,其中各有一个活塞4。液压缸壁上有梯形截面的环槽,其中嵌入矩形截面的活塞密封圈8。将制动钳安装到汽车上时,需将进油口防污螺塞18取下,再将油管接头旋入进油口,并使之压紧在进油口垫塞17上。内、外侧钳体的前部有油道将两侧液压缸接通。内侧液压缸的油道中装有放气阀13。二、盘式制动器(一)钳盘式制动器25.2制动器二、盘式制动器(一)钳盘式制动器25.2制动器制动时,制动液被压入内、外两侧液压缸中。两活塞4在液压作用下移向制动盘,并通过垫圈5和压圈6将制动块压靠到制动盘上。在活塞移动过程中,橡胶密封圈8的刃边在摩擦作用下随活塞移动,使密封圈产生弹性变形。对应于极限摩擦力的密封圈极限变形量Δ,应等于制动器间隙为设定值时完全制动所需的活塞行程(图25-24a)。解除制动时,活塞连同垫圈5和压圈6在密封圈8的弹力作用下退回,直到密封圈变形完全消失为止(图25-24b)。此时,摩擦块与制动盘之间的间隙(制动器间隙)即为设定间隙(在本例中为0.1mm左右)。二、盘式制动器(一)钳盘式制动器25.2制动器若制动器存在过量间隙,则制动时活塞密封圈的变形量达到极限值Δ以后,活塞仍可在液压作用下克服密封圈的摩擦力继续向前移动,直到实现完全制动为止。这时活塞相对于密封圈的刃边向前移动了一段距离。解除制动后,活塞密封圈将活塞拉回的距离仍然等于Δ,制动器间隙又恢复到设定值。由此可见,活塞密封圈能兼起活塞回位弹簧和一次调准式间隙自调装置的作用。液压缸活塞与制动块之间通过消声片11、压圈6和粉末冶金活塞垫圈5来传力,可以减轻制动时发生的噪声。一些质量较大的车辆为了增大制动力,会采用多个轮缸的固定钳盘式制动器,在制动盘的内外侧各有两个甚至三个液压缸。二、盘式制动器(一)钳盘式制动器25.2制动器固定钳盘式制动器中液压缸的结构与制造工艺都与一般的制动轮缸相近,故在20世纪50年代中期盘式制动器问世时即采用了这种结构,直到60年代末仍然盛行。但是这种制动器存在以下缺点:1)液压缸较多,使制动钳结构复杂。2)液压缸分置于制动盘两侧,必须用跨越制动盘的钳内油道或外部油管来连通。这必然使得制动钳的尺寸过大,难以安装在现代轿车的轮辋内。3)热负荷大时,液压缸(特别是外侧液压缸)和跨越制动盘的油管或油道中的制动液容易受热汽化。4)若要兼用于驻车制动,则必须加装一个机械促动的驻车制动钳。二、盘式制动器(一)钳盘式制动器25.2制动器这些缺点使得固定钳盘式制动器难以适应现代汽车的使用要求,故自20世纪70年代以来,浮钳盘式制动器的应用越来越广泛。但是,由于盘式制动器效能低,在汽车这些缺点使得固定钳盘式制动器难以适应现代汽车的使用要求,故自20世纪70年代以来,浮钳盘式制动器的应用越来越广泛。但是,由于盘式制动器效能低,在汽车二、盘式制动器(一)钳盘式制动器25.2制动器2.浮钳盘式制动器浮钳盘式制动器的制动钳一般设计得可以相对制动盘轴向滑动。它只在制动盘的内侧设置液压缸,外侧的制动块附装在钳体上。其工作原理如图25-25所示,制动钳支架3固定在转向节上,制动钳体1可沿导向销2相对于支架3轴向滑动。制动时,活塞8在液压力p1的作用下,将活动制动块6(带摩擦块磨损报警装置)推向制动盘4。与此同时,作用在制动钳体1上的反向液压力p2推动钳体沿导向销2向右移动,使固定在制动钳体上的固定制动块5压靠到制动盘上。于是,制动盘两侧的摩擦块在p1和p2的作用下夹紧制动盘,在制动盘上产生与运动方向相反的制动力矩,促使汽车制动。二、盘式制动器(一)钳盘式制动器25.2制动器图25-26所示为一种前轮浮钳盘式制动器的构造图。制动钳支架5固定在转向节上,制动钳体1用紧固螺栓2与制动钳导向销3连接,导向销插入制动钳支架的孔中做间隙配合,于是制动钳体可沿导向销做轴向滑动。制动盘6内侧的制动块10和外侧的制动块7用止动弹簧(图中未示出)卡在制动钳支架5上(两制动块中的摩擦块用半金属摩擦材料制成),可以轴向移动但不能上下窜动。制动钳只在制动盘内侧有液压缸。制动时,内制动块在液压作用下由活塞12推靠到制动盘6上,同时制动钳体在反向液压力作用下向内移动,将附装在制动钳支架中的外制动块也推靠到制动盘6上。活塞上的橡胶密封圈11在制动时变形,解除制动时便恢复原状,使活塞回位,同时止动弹簧使制动块回位。若制动器产生了过量间隙,则活塞将相对于密封圈滑移,从而实现间隙的自动调整。当内摩擦块磨损到许用的最小厚度时,报警开关16便接通电路对驾驶人发出报警信号。二、盘式制动器(一)钳盘式制动器25.2制动器二、盘式制动器(一)钳盘式制动器25.2制动器与固定钳盘式制动器相比,浮钳盘式制动器的单侧液压缸结构不需要跨越制动盘的油道,因此不仅轴向和径向尺寸较小,有可能布置得更接近车轮轮毂,而且制动液受热汽化的机会较少。此外,浮钳盘式制动器在兼充当驻车制动器的情况下,不用加设驻车制动钳。用于汽车后轮的浮钳式盘式制动器所加装的驻车制动装置有两类,一类在制动盘中安装机械驱动的鼓式制动器作为驻车制动器,被称为盘中鼓式(DraminHat,DIH);另一类在行车制动钳液压缸处加装用以推动液压缸活塞的驻车制动机构,有凸轮杠杆式和球盘式(BallinRamp,BIR)两大类。其中,BIR式结构紧凑,可以实现较大的驻车制动力,且容易集成电子驻车制动机构,是当前浮钳盘式制动器驻车制动机构的主流结构。图25-27所示为一种典型的浮钳盘式制动器的BIR式驻车制动机构。行车制动过程与普通浮钳盘式制动器相同,活塞和钳体在高压制动液推动下,使两侧摩擦片压紧制动盘;松开制动踏板后,管路中压力消失,活塞通过与缸体之间的密封圈回位。二、盘式制动器(一)钳盘式制动器25.2制动器二、盘式制动器(一)钳盘式制动器25.2制动器驻车制动时,制动钳1外部的驻车拉索拉动驻车制动摇臂3,摇臂3通过花键带动驻车制动驱动杆2一起转动。在制动钳内部,驱动杆另一端的圆盘上朝向活塞缸底部一面加工有三段斜坡滚道,固定斜盘4通过定位销固定在活塞缸底部,朝向驱动杆端部分的圆盘一面也加工有三段斜坡滚道,驱动杆2和固定斜盘4的斜坡滚道之间放置有三个钢球5,驱动杆2、固定斜盘4、钢球5三者形成滚珠坡道结构,如图25-28所示,驻车制动摇臂带动驱动杆转动,进而带动球盘上的三个钢球在驱动杆端面上的球槽内运动,而固定斜盘固定不动,使得钢球滚离其在斜坡上的原位置,从而推动自调螺杆6沿轴向向前运动。自调螺杆6又推动自调螺母13,最终推动活塞9实现轴向运动,此时自调螺杆6和自调螺母13没有相对转动。直到摩擦片接触制动盘后,钳体在钳架上浮动,使两边摩擦片同时压紧制动盘,产生摩擦力,起到驻车制动的作用。二、盘式制动器(一)钳盘式制动器25.2制动器二、盘式制动器(一)钳盘式制动器25.2制动器由于盘式制动器摩擦衬片和制动盘之间的间隙很小,所以制动所需的位移量也很小。推力球轴承11固定在螺母凸缘的右侧,并被固定在活塞9上的挡片12封闭。推力球轴承11与挡片12之间的装配间隙,等于制动器间隙为设定值时完全制动所需的活塞行程。在制动器间隙大于设定值的情况下施行行车制动时,活塞在液压作用下右移。当挡片12与推力球轴承11间的间隙消失后,活塞9所受液压推力便通过推力球轴承11作用在自调螺母13的凸缘上。此时自调螺杆6受压紧弹簧14产生的压紧力的限制,不能转动也不能轴向移动,所以这一轴向推力便迫使自调螺母13转动,并且随活塞相对于螺杆右移到制动器过量间隙消失为止。撤除液压后,活塞密封圈10使活塞退回到制动器间隙等于设定值的位置,自调螺母13则保持在制动时达到的轴向位置不动,从而保证了挡片12与推力球轴承11之间的间隙为原值。此结构将驻车制动机构设计在制动钳内部,不占用制动器外部的空间,因而无须另外布置空间给驻车机构,大大节约了安装空间。二、盘式制动器(一)钳盘式制动器25.2制动器

气压钳盘式制动器主要用于各种公路商用汽车,由于其良好的制动效能稳定性而受到重视,近年来发展迅速。图25-29所示为一种采用气压驱动的滑动钳盘式制动器示意图。当制动系统工作时,制动气室中的制动气室推杆9推动杠杆8旋转。杠杆8的端部的内圆面和外圆面并不同心,因此,杠杆绕内圆面圆心旋转时,其外圆面即推动推杆7经制动钳挺杆5推动内制动块4压靠在制动盘3上,与液压滑动钳制动器类似,制动钳1也在反作用力作用下沿导向销(图中未体现)带动外制动块2实现制动。解除制动时,回位弹簧6迫使推杆7回位,保证制动块4与制动盘间的间隙恢复至设定值。间隙调整装置安装在杠杆8下支承端,通过摩擦弹簧14实现一次调准。二、盘式制动器(二)气压钳盘式制动器25.2制动器二、盘式制动器(二)气压钳盘式制动器25.2制动器全盘式制动器摩擦副的固定元件和旋转元件都是圆盘形的,分别称为固定盘和旋转盘,其结构原理与摩擦式离合器相似。图25-30所示为一种多片全盘式制动器。制动器壳体由盆状的外侧壳体3和内侧壳体6组成,用12个带键螺栓4连接,而后通过外侧壳体固定于车桥上。每个螺栓上都铣切出一个平键。装配时,两个固定盘2以外周缘上的12个键槽与12个螺栓上的平键做间隙配合,固定了它的角位置,同时还可以轴向自由滑动。两面都铆有8块扇形摩擦片的两个旋转盘5与旋转花键毂1借滑动花键连接,花键毂则固定于车轮轮毂上。内侧壳体上装有4个液压缸。不制动时,活塞套筒9由回位弹簧8推到外极限位置。活塞套筒9的台肩与固定弹簧盘15之间保持的间隙Δ,等于制动器间隙为设定值时完全制动所需活塞行程。带有3个密封圈11的活塞10与套筒做间隙配合。

二、盘式制动器(三)全盘式制动器25.2制动器制动时,液压缸活塞连同套筒在液压作用下,压缩活塞套筒回位弹簧8,将所有的固定盘和旋转盘都推向外侧壳体(实际上是一个单面工作的固定盘)。各盘互相压紧而实现完全制动时,液压缸中的间隙Δ就消失。解除制动时,活塞套筒回位弹簧8使活塞和套筒回位。在制动器有过量间隙的情况下制动时,间隙Δ一旦消失,活塞套筒9即停止移动,但活塞仍能在液压作用下克服活塞密封圈11与套筒间的摩擦阻力而相对于套筒继续移动到完全制动为止。解除制动时,套筒在活塞套筒回位弹簧8作用下回到原位,而活塞与套筒的相对位移却不可逆转,于是制动器过量间隙不复存在。二、盘式制动器(三)全盘式制动器25.2制动器二、盘式制动器(三)全盘式制动器25.2制动器多片全盘式制动器的各盘都封闭在壳体中,散热条件较差。因此,还有针对强制液冷多片全盘式制动器的研究。这种制动器完全密封,内腔充满冷却油。冷却油在制动器内受热升温后,被液压泵吸出,而后被送入装在发动机冷却系统中的热交换器,在此受发动机冷却液的冷却后再流回制动器。二、盘式制动器(三)全盘式制动器25.2制动器盘式制动器与鼓式制动器相比,有以下优点:1)一般无摩擦助势作用,因而制动器效能受摩擦因数的影响较小,即效能较稳定。2)浸水后效能降低较少,而且只需经一两次制动即可恢复正常。3)在输出制动力矩相同的情况下,尺寸和质量一般较小。4)制动盘沿厚度方向的热膨胀量极小,不会像制动鼓那样使制动器间隙明显增加而导致制动踏板行程过大。5)较容易实现间隙自动调整,其他保养修理作业也较简便。盘式制动器的不足之处是:1)效能较低,故用于液压制动系统时所需制动促动管路压力较高,一般要用伺服装置。2)兼用于驻车制动时,需要加装的驻车制动传动装置较鼓式制动器复杂。二、盘式制动器(三)全盘式制动器25.2制动器盘式制动器很早就已应用于轿车,但由于早期的盘式制动器没有解决兼作驻车制动机构的复杂性问题,大都只用作前轮制动器,而与后轮的鼓式制动器配合,以期获得汽车在较高车速下制动时的方向稳定性。目前,带驻车制动机构的盘式制动器日趋成熟,大部分轿车已经采用了前后均为盘式制动器的布置形式。在商用车汽车上,盘式制动器制动稳定性好的优势更加明显。汽车下长坡时,气压盘式制动器的热稳定性大大优于凸轮式鼓式制动器;而且由于装用盘式制动器的车轮制动力差异小,也使汽车的行驶与制动稳定性得到极大改善。因此气压盘式制动器在商用车上也正得到日益广泛的应用。二、盘式制动器(三)全盘式制动器第三节液压行车制动系统与驻车制动系统25.3液压行车制动系统与驻车制动系统液压制动系统以制动液作为传动介质,通过液压能实现制动,被广泛用于各种轿车、微型和轻型的客车及货车上。为了保证充足的制动能力,液压制动系统中广泛应用真空助力器以实现伺服制动。装备液压制动系统的汽车还需另外配置驻车制动系统,长期以来驻车制动都采用人力机械式的制动系统,近年来,电子驻车制动系统也得到了越来越广泛的应用。25.3液压行车制动系统与驻车制动系统图25-31所示为采用真空助力伺服的液压制动系统示意图。一、行车制动系统25.3液压行车制动系统与驻车制动系统制动踏板机构1是制动控制装置,真空助力器2由真空伺服气室和控制阀组成。制动主缸3直接装在真空伺服气室的前端,真空供能管路通向发动机进气管,为伺服气室提供真空度,伺服气室与真空供能管路相连的位置安装有一个真空单向阀。主缸通过制动管路连接四个车轮制动器7的制动轮缸,该实例采用的是对角线布置的双回路液压制动系统,即左前轮缸与右后轮缸为一液压回路,右前轮缸与左后轮缸为另一液压回路,也称为X形布置形式。采用这种管路布置形式,任一回路失效时剩余制动力均为正常情况下制动力的一半;但同时也可能会造成左右制动力不对称,从而使车辆失稳。另一种应用广泛的双回路管路布置形式是前后桥独立的H形(也称II形)布置,其前桥与后桥制动器各用一个回路,这种布置形式较简单,且当一个回路失效时,两侧车轮的制动力仍然相等;但当后轮失效时,前轮易抱死导致车辆丧失转向能力。对于乘用车,前轮失效而只用后轮制动时,制动力可能严重不足。一、行车制动系统25.3液压行车制动系统与驻车制动系统除此之外,还有HT形、LL形和HH形管路布置形式,这些形式适用于车轮中有两个以上轮缸的制动器,同一制动器中的每个轮缸连接不同的管路,构成更为复杂的双回路布置形式。轮速传感器8、制动液压控制单元9、液压控制单元10和ABS警告灯11属于防抱制动系统,留待本章第六节介绍。驾驶人踩下制动踏板时,制动踏板经推杆推动真空助力器2的控制阀,控制真空伺服气室产生适当的伺服力,驾驶人所施加的控制力和真空助力器产生的伺服力共同作用,传到容积式液压传动装置的主要部件——制动主缸3。制动主缸属于单向作用活塞式液压缸,其作用是将自踏板机构输入的机械能转换成液压能,再通过油管输入前、后轮制动器7中的制动轮缸。制动轮缸将输入的液压能再转换成机械能,促使制动器进入工作状态。制动踏板机构和制动主缸都装在车架上。因车轮是通过弹性悬架与车架连接的,而且有的还是转向轮,主缸与轮缸的相对位置经常变化,故主缸与轮缸间的连接油管除金属制动硬管(铜管)5外,还有特制的橡胶制动软管6,各液压元件之间及各段油管之间还有各种管接头。制动前,整个液压系统中应当充满专门配制的制动液。一、行车制动系统25.3液压行车制动系统与驻车制动系统踩下制动踏板,制动主缸即将制动液经油管压入前、后制动轮缸,将摩擦元件(制动蹄或制动块)推向旋转元件(制动鼓或制动盘)。在制动器间隙消失之前,管路中的液压不可能很高,仅足以平衡摩擦元件回位弹簧的张力以及油液在管路中的流动阻力。在制动器间隙消失并开始产生制动力矩时,液压力与踏板力开始增长,直到完全制动。从开始制动到完全制动的过程中,由于存在液压作用下油管(主要是橡胶软管)的弹性膨胀变形和摩擦元件的弹性压缩变形,踏板和轮缸活塞都可以继续移动一段距离。放开制动踏板,轮缸活塞回位,将制动液压回主缸。显然,管路液压和制动器产生的制动力矩是与踏板力成特定关系的,制动力矩随踏板力的增大而增大。若轮胎与路面间的附着力足够,则汽车所受到的制动力也与踏板力成特定关系。制动系统的这项性能称为制动踏板感(或称路感),驾驶人可因此而直接感觉到汽车制动强度,以便及时加以必要的控制和调节。踏板机构杠杆比、真空助力器特性、主缸和前后制动器轮缸直径以及前后制动器的效能因数决定了踏板力和踏板行程与汽车所能获得的制动力的关系。在匹配汽车制动系统时,应保证制动踏板力较小,同时踏板行程又不要太大。GB21670—2008《乘用车制动系统技术要求及试验方法》和GB12676—2014《商用车辆和挂车制动系统技术要求及试验方法》规定乘用车的最大踏板力不应超过500N,商用车最大踏板力不应超过700N。一、行车制动系统25.3液压行车制动系统与驻车制动系统液压系统中若有空气侵入,将严重影响液压的升高,甚至使液压系统完全失效。因此,在结构上必须采取措施以防止空气侵入,并便于将已侵入的空气排出。1.真空助力器图25-32a所示为一种典型结构的真空助力器,其中控制阀部分放大如图25-32b、c所示。真空伺服气室用螺栓5和17固定在车身前围板上,并借调整叉13与制动踏板机构连接。伺服气室前腔经真空单向阀通向发动机进气管。外界空气经过滤环11和毛毡过滤环14滤清后,进入制动气室后腔。一、行车制动系统25.3液压行车制动系统与驻车制动系统一、行车制动系统25.3液压行车制动系统与驻车制动系统伺服气室膜片座8由塑料制成,内部有用以连通伺服气室前腔和控制阀腔的通道A,以及用以连通伺服气室后腔和控制阀的通道B。带有密封套的橡胶阀门9与在伺服气室膜片座8上加工出来的阀座组成真空阀,又与控制阀柱塞18的大气阀座10组成大气阀。控制阀柱塞同控制阀推杆12借后者的球头铰接。真空助力器不工作时(图25-32b),控制阀推杆弹簧15将控制阀推杆12连同柱塞18推到后极限位置(即真空阀开启),橡胶阀门9则被阀门弹簧16压紧在大气阀座10上(即大气阀关闭位置)。伺服气室前、后两腔经通道A、控制阀腔和通道B互相连通,并与大气隔绝。发动机开始工作以后,真空单向阀被吸开,伺服气室左、右两腔都产生一定的真空度。将制动踏板踩下时,起初伺服气室尚未起作用,伺服气室膜片座8固定不动,故来自踏板机构的控制力可以推动控制阀推杆12和控制阀柱塞18相对于膜片座前移。当柱塞与橡胶反作用盘7之间的间隙消除后,控制力便经反作用盘传给制动主缸推杆2(图25-32c)。一、行车制动系统25.3液压行车制动系统与驻车制动系统橡胶反作用盘7装在由控制阀柱塞18、伺服气室膜片座8和制动主缸推杆2形成的密闭空间内。因为橡胶是体积不可压缩的柔性材料,具有同液体一样能够传递压力的性质,故经橡胶反作用盘的传动后,制动主缸推杆2从反作用盘得到的力大于控制阀柱塞18加于反作用盘上的力,但制动主缸推杆2的位移则小于控制阀柱塞的位移。此时,主缸内的制动液以一定压力流入制动轮缸。与此同时,橡胶阀门9也在阀门弹簧16作用下随同控制阀柱塞前移,直到与伺服气室膜片座8上的真空阀座接触,从而使伺服气室后腔同前腔,也就是同真空源隔绝为止。然后,控制阀推杆12继续推动控制阀柱塞18前移,使其后端的大气阀座10离开橡胶阀门9一定距离。于是,外界空气即经过滤环11和14、控制阀