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制动器制动力矩的改善措施 制动器制动力矩的改善措施 制动器制动力矩的改善措施 江苏恒明汽车配件制造有限公司 作者： 李兴无 汽车制动力矩不足会出现滑坡现象，还会降低行车制动效能，直接影响车辆行驶的安全性。所以对于制动力矩不足的问题必须采取有效的改进措施。 某越野车辆在路面良好的规定坡度坡道上停驻时，由于制动力矩不足出现车辆滑坡（向下方滑移）现象。根据驻车坡度和整车参数计算，要求单个后轮驻车制动力矩不小于10 034.5N·m，而实测后轮最大驻车制动力矩为5400N·m，与要求相差甚远。 本文通过对某越野车辆后轮制动器驻车制动力矩不足的原因分析得出，除了制动器的主要结构参数选择不合理是制动力矩不足的主要原因之外，制动蹄强度不足也是制动力矩达不达标的主要原因之一。采取增加制动气室输出推杆的推力和制动调整臂长度、减小渐开线凸轮基圆半径、增加制动蹄强度等改进措施后，能使制动力矩达到要求值。 该越野车的后轮制动器见图1，是定心渐开线凸轮促动领从蹄鼓式制动器，气压驱动，制动气室是行车制动与驻车制动兼用的复合式储能弹簧制动气室。制动器制动时，凸轮机构保证了两蹄的位移相等，因此，作用于两蹄上的法向反力和由此产生的制动力 矩也分别相等，领从蹄的张开力与其效能因数成反比。 图1 后轮制动器结构 1.制动鼓 2.制动蹄及滚轮 3.凸轮轴 4.制动底板 5.凸轮轴支座 6.制动调整臂 7.制 将此制动器拆开，对各零部件进行复检，结果发现各零部件均满足资料要求，由此 可排除制造缺陷因素。 2.制动力矩的计算 单个制动器产生的制动力矩M 式中 Q——弹簧制动气室输出推杆的推力，N； L——制动调整臂长度，mm； η——凸轮支承的传动效率； rb——渐开线凸轮基圆半径，mm； f′——凸轮与滚轮接触点处的摩擦系数； m——切向力（摩擦力）的力臂，mm； K1、K2——领蹄、从蹄的效能因数； R——制动鼓半径，mm。 此制动器的主要结构参数为：Q=7500N，L=132mm，η=0.6～0.8，计算时取η=0.7；rb=13mm，f′=0.15，m=13.62mm，R=190mm，K1=1.01，K2=0.45。经计算得出单个制动器产生的制动力矩M=5449.58N·m，与实测值（5400N·m）相符。因此确定制动力矩不足的主要原因是设计不合理，应进行改进。 3.试验及分析 （1）方案一 将原20/24型制动气室改为20/30型制动气室，增大制动气室输出推杆的推力Q，并减小凸轮基圆半径（rb=10mm）。经计算得出单个制动器产生的制动力矩M=9055.28N·m。而实测此状态的后轮最大驻车制动力矩仅为6800N·m，测量值与计算值相差很多。 图2 制动蹄结构 1.支承座 2.腹板 3.翼缘 4.连接板 5.筋 6.加强板 （2）方案二 为了进一步查找原因，再次减小凸轮基圆半径（rb=8mm）。经计算得出单个制动器产生的制动力矩M=10 958.86N·m。此时制动力矩理论上已能满足要求，但实测此状态的后轮最大驻车制动力矩仍然为6800N·m，与试验方案一的实测值相同。 （3）制动蹄的受力分析 理论计算所依据的制动蹄摩擦面上的压力分布规律是在制动蹄为绝对刚性的假设上得出的。分析认为：此时制动蹄局部应力已达到屈服极限，产生塑性变形，制动力矩不再按理论对应关系相应增大，导致实测值与计算值不相符。制动蹄用Q345钢板焊接而成，其结构如图2所示。 以领蹄作为分离体进行受力分析，它受到等效法向合力N1与等效切向合力fN1的合力F1、张开力P1和支反力S1，按三力平衡汇交定理计算后：张开力P1=27 465.82N，支反力S1=62 210.30N。 由计算得出的P1和S1，使用有限元法对领蹄进行强度分析，得到详细的应力分布（见图3）和塑性变形区域（见图4）。 图3 领蹄的应力分布 图4 领蹄的塑性变形区域 有部分区域的应力已超过Q345钢的屈服极限（345MPa），理论最大应力为884.9MPa。当局部发生屈服时，应力不再增加，屈服区域向外延伸而扩大，实际上的塑性变形区域比图4所示范围更大。所以制动蹄的强度不足是制动力矩实测值与计算值不符的原因。 （4）制动力矩不足的主要原因 直接原因是制动器的主要结构参数（如制动气室输出推杆的推力、制动调整臂长度和凸轮基圆半径等）选择不合理；间接原因是制动蹄的强度不足。 通过上述试验分析，针对制动力矩不足，得出如下改进措施：将20/24型制动气室改为2