1、23沈陽理工大學課程設計專用紙目 錄緒論. 21. 鼓式制動器.31.1鼓式制動器原理.31.2鼓式制動器分類.41.3制動驅動機構的結構形式選擇.6 1.3.1簡單制動系. 6 1.3.2動力制動系. 6 1.3.3伺服制動系. 72. 制動系統設計計算.11 2.1制動系統主要參數數值.11 2.1.1相關主要技術參數.12 2.1.2同步附著系數分析. 13 2.2制動器有關計算.13 2.2.1確定前后軸制動力矩分配系數.14 2.2.2制動器制動力矩的確定. 15 2.2.3后輪制動器的結構參數與摩擦系數的選取.15 2.3制動氣制動效能因數的計算.16 2.4制動器主要零部件的結構

2、設計.163.制動性能分析.17 3.1制動性能評價指標.17 3.2制動效能.18 3.3制動效能恒定性.18 3.4制動時汽車的方向穩定性.18 3.5制動減速度j.18 3.6制動距離s.19 3.7摩擦襯片的磨損特性計算.19 3.8駐車制動計算.204.總結.225.參考文獻.23緒論汽車制動系是用以強制行駛中的汽車減速或停車、使下坡行駛的汽車保持穩定以及使已停駛的汽車在原地駐留不動的機構。隨著高速公路的迅速發展和車速的提高以及車流密度的日益增大，為了保證行車安全，汽車制動系的工作可靠性顯得日益重要。也只有制動性能良好、制動系工作可靠的汽車，才能充分發揮其動力性能。汽車制動系至少應有

3、兩套獨立的制動裝置，即行車制動裝置和駐車制動裝置；重型汽車或經常在山區行駛的汽車要增設應急制動裝置及輔助制動裝置；牽引汽車應有自動制動裝置。行車制動裝置用作強制行駛中的汽車減速或停車，并使汽車在下短坡時保持適當的穩定速度。其驅動機構常采用雙回路或多回路機構，以保證其工作可靠。駐車制動裝置用于使汽車可靠而無時間限制的停住在一定位置甚至斜坡上，它也有助于汽車在坡路上起步。駐車制動裝置應采用機械式驅動機構而不用液壓或氣壓式的，以免其產生故障。任何一套制動裝置均有制動器和驅動機構兩部分組成。制動器有鼓式制動器和盤式制動器之分。行車制動是用腳踩下制動踏板操縱車輪制動氣來制動全部車輪，而駐車制動則采用手制

4、動桿操縱，且具有專門的中央制動器或利用那個車輪制動氣進行制動。中央制動器位于變速器之后的傳動系中，用于制動變速器第二軸或傳動軸。行車制動和駐車制動這兩套制動裝置必須是獨立的制動驅動機構，而且每車必備。行車制動裝置的驅動機構，分為液壓和氣壓兩種形式。用液壓傳遞操縱力時還應有制動主港和制動輪缸以及管路；用氣壓傳動時還應有空氣壓縮機、氣路管道，貯氣筒、控制閥和制動氣室等。重型載貨汽車由于采用氣壓制動，故多對后輪制動器另設獨立的有氣壓控制而以強力彈簧作為動力源的應急兼駐車制動驅動機構，也不再設置中央制動器。但也有一些重型汽車撤了采用上訴措施外，還保留了有氣壓驅動的中央制動器，以便提高制動系的可靠性。1

5、.鼓式制動器1.1鼓式制動器原理 圖1 如圖所示，圖中“1”為制動器的張開裝置，“2”為制動器的領制動蹄，“3”為制動器的從制動蹄，“4”和“5”為制動器的摩擦片，“6”和“7”為制動器的復位彈簧，“8”和“9”為制動器的制動蹄支撐銷。 當汽車需要制動的時候，張開裝置“1”里面的分泵活塞頂塊支出，從而使兩制動蹄“2”、“3”圍繞支撐銷“8”、“9”轉動，繼而摩擦片“4”、“5”摩擦制動鼓，從而達到制動的效果。汽車制動后，復位彈簧“6”、“7”使兩制動蹄恢復到初始位置。1.2鼓式制動器分類鼓式制動器是最早形式的汽車制動器，當盤式制動器還沒有出現前，它已經廣泛用干各類汽車上。鼓式制動器又分為內張型

6、鼓式制動器和外束型鼓式制動器兩種結構型式。內張型鼓式制動器的摩擦元件是一對帶有圓弧形摩擦蹄片的制動蹄，后者則安裝在制動底板上，而制動底板則緊固在前橋的前梁或后橋橋殼半袖套管的凸緣上，其旋轉的摩擦元件為制動鼓。車輪制動器的制動鼓均固定在輪鼓上。制動時，利用制動鼓的圓柱內表面與制動蹄摩擦路片的外表面作為一對摩擦表面在制動鼓上產生摩擦力矩，故又稱為蹄式制動器。外束型鼓式制動器的固定摩擦元件是帶有摩擦片且剛度較小的制動帶，其旋轉摩擦元件為制動鼓，并利用制動鼓的外因柱表面與制動帶摩擦片的內圓弧面作為一對摩擦表面，產生摩擦力矩作用于制動鼓，故又稱為帶式制動器。在汽車制動系中，帶式制動器曾僅用作一些汽車的中

7、央制動器，但現代汽車已很少采用。所以內張型鼓式制動器通常簡稱為鼓式制動器，通常所說的鼓式制動器就是指這種內張型鼓式結構。鼓式制動器按蹄的類型分為： 1.2.1領從蹄式制動器 如圖所示，若圖上方的旋向箭頭代表汽車前進時制動鼓的旋轉方向(制動鼓正向旋轉)，則蹄1為領蹄，蹄2為從蹄。汽車倒車時制動鼓的旋轉方向變為反向旋轉，則相應地使領蹄與從蹄也就相互對調了。這種當制動鼓正、反方向旋轉時總具有一個領蹄和一個從蹄的內張型鼓式制動器稱為領從蹄式制動器。領蹄所受的摩擦力使蹄壓得更緊，即摩擦力矩具有“增勢”作用，故又稱為 增勢蹄；而從蹄所受的摩擦力使蹄有離開制動鼓的趨勢，即摩擦力矩具有“減勢”作用，故又稱為減

8、勢蹄。“增勢”作用使領蹄所受的法向反力增大，而“減勢”作用使從蹄所受的法向反力減小。領從蹄式制動器的效能及穩定性均處于中等水平，但由于其在汽車前進與倒車時的制動性能不變，且結構簡單，造價較低，也便于附裝駐車制動機構，故這種結構仍廣泛用于中、重型載貨汽車的前、后輪制動器及轎車的后輪制動器。1.2.2.雙領蹄式制動器若在汽車前進時兩制動蹄均為領蹄的制動器，則稱為雙領蹄式制動器。顯然，當汽車倒車時這種制動器的兩制動蹄又都變為從蹄故它又可稱為單向雙領蹄式制動器。如圖25(c)所示，兩制動蹄各用一個單活塞制動輪缸推動，兩套制動蹄、制動輪缸等機件在制動底板上是以制動底板中心作對稱布置的，因此，兩蹄對制動鼓

9、作用的合力恰好相互平衡，故屬于平衡式制動器。雙領蹄式制動器有高的正向制動效能，但倒車時則變為雙從蹄式，使制動效能大降。這種結構常用于中級轎車的前輪制動器，這是因為這類汽車前進制動時，前軸的動軸荷及 附著力大于后軸，而倒車時則相反。1.2.3雙向雙領蹄式制動器當制動鼓正向和反向旋轉時，兩制動助均為領蹄的制動器則稱為雙向雙領蹄式制動器。它也屬于平衡式制動器。由于雙向雙領蹄式制動器在汽車前進及倒車時的制動性能不變，因此廣泛用于中、輕型載貨汽車和部分轎車的前、后車輪，但用作后輪制動器時，則需另設中央制動器用于駐車制動。1.2.4單向增力式制動器單向增力式制動器如圖所示兩蹄下端以頂桿相連接，第二制動蹄支

10、承在其上端制動底板上的支承銷上。由于制動時兩蹄的法向反力不能相互平衡，因此它居于一種非平衡式制動器。單向增力式制動器在汽車前進制動時的制動效能很高，且高于前述的各種制動器，但在倒車制動時，其制動效能卻是最低的。因此，它僅用于少數輕、中型貨車和轎車上作為前輪制動器。1.2.5雙向增力式制動器將單向增力式制動器的單活塞式制動輪缸換用雙活塞式制動輪缸，其上端的支承銷也作為兩蹄共用的，則成為雙向增力式制動器。對雙向增力式制動器來說，不論汽車前進制動或倒退制動，該制動器均為增力式制動器。雙向增力式制動器在大型高速轎車上用的較多，而且常常將其作為行車制動與駐車制動共用的制動器，但行車制動是由液壓經制動輪缸

11、產生制動蹄的張開力進行制動，而駐車制動則是用制動操縱手柄通過鋼索拉繩及杠桿等機械操縱系統進行操縱。雙向增力式制動器也廣泛用作汽車的中央制動器，因為駐車制動要求制動器正向、反向的制動效能都很高，而且駐車制動若不用于應急制動時也不會產生高溫，故其熱衰退問題并不突出。但由于結構問題使它在制動過程中散熱和排水性能差，容易導致制動效率下降。因此，在轎車領域上己經逐步退出讓位給盤式制動器。但由于成本比較低，仍然在一些經濟型車中使用，主要用于制動負荷比較小的后輪和駐車制動。本次設計最終采用的是領從蹄式制動器。1.3制動驅動機構的結構形式選擇1.3.1簡單制動系簡單制動系即人力制動系，是靠司機作用于制動塌板上

12、或手柄上的力作為制動力原。而傳力方式有、又有機械式和液壓式兩種。機械式的靠桿系或鋼絲繩傳力，其結構簡單，造價低廉，工作可靠，但機械效率低，因此僅用于中、小型汽車的駐車制動裝置中。液壓式的簡單制動系通常簡稱為液壓制動系，用于行車制動裝置。其優點是作用滯后時間短(o1so3s)，工作壓力大(可達10 MPa12MPa)，缸徑尺寸小，可布置在制動器內部作為制動蹄的張開機構或制動塊的壓緊機構，使之結構簡單、緊湊，質量小、造價低。但其有限的力傳動比限制了它在汽車上的使用范圍。另外，液壓管路在過度受熱時會形成氣泡而影響傳輸，即產生所謂“汽阻”，使制動效能降低甚至失效；而當氣溫過低時(-25和更低時)，由于

13、制動液的粘度增大，使工作的可靠性降低，以及當有局部損壞時，使整個系統都不能繼續工作。液壓式簡單制動系曾廣泛用于轎車、輕型及以下的貨車和部分中型貨車上。但由于其操縱較沉重，不能適應現代汽車提高操縱輕便性的要求，故當前僅多用于微型汽車上，在轎車和輕型汽車亡已極少采用。1.3.2動力制動系動力制動系是以發動機動力形成的氣壓或液壓勢能作為汽車制動的全部力源進行制動，而司機作用于制動踏板或手柄上的力僅用于對制動回路中控制元件的操縱。在簡單制動系中的踏板力與其行程間的反比例關系在動力制動系中便不復存在，因此，此處的踏板力較小且可有適當的踏板行程。動力制動系有氣壓制動系、氣頂液式制動系和全液壓動力制動系3種

14、。氣壓制動系氣壓制動系是動力制動系最常見的型式，由于可獲得較大的制動驅動力，且主車與被拖的掛車以及汽車列車之間制動驅動系統的連接裝置結構簡單、連接和斷開均很方便，因此被廣泛用于總質量為8t以上尤其是15t以上的載貨汽車、越野汽車和客車上。但氣壓制動系必須采用空氣壓縮機、儲氣筒、制動閥等裝置，使其結構復雜、笨重、輪廓尺寸大、造價高；管路中氣壓的產生和撤除均較慢，作用滯后時間較長(o3so9s)，因此，當制動閥到制動氣室和儲氣筒的距離較遠時，有必要加設氣動的第二級控制元件繼動閥(即加速閥)以及快放閥；管路工作壓力較低(一般為o5MPao7MPa)，因而制動氣室的直徑大，只能置于制動器之外，再通過桿

15、件及凸輪或楔塊驅動制動蹄，使非簧載質量增大；另外，制動氣室排氣時也有較大噪聲。氣頂液式制動系氣頂液式制動系是動力制動系的另一種型式，即利用氣壓系統作為普通的液壓制動系統主缸的驅動力源的一種制動驅動機構。它兼有液壓制動和氣壓制動的主要優點。由于其氣壓系統的管路短，故作用滯后時間也較短。顯然，其結構復雜、質量大、造價高，故主要用于重型汽車上，一部分總質量為9t11t的中型汽車上也有所采用。全液壓動力制動系全液壓動力制動系除具有一般液壓制動系統的優點外，還具有操縱輕便、制動反應快、制動能力強、受氣阻影響較小、易于采用制動力調節裝置和防滑移裝置，及可與動力轉向、液壓懸架、舉升機構及其他輔助設備共用液壓

16、泵和儲油罐等優點。但其結構復雜、精密件多，對系統的密封性要求也較高，故并未得到廣泛應用，目前僅用于某些高級轎車、大型客車以及極少數的重型礦用自卸汽車上。1.3.3伺服制動系伺服制動系是在人力液壓制動系的基礎上加設一套出其他能源提供的助力裝置使人力與動力可兼用，即兼用人力和發動機動力作為制功能源的制動系。在正常情況下，其輸出工作壓力主要出動力伺服系統產生，而在動力伺服系統失效時，仍可全由人力驅動液壓系統產生一定程度的制動力。因此，在中級以上的轎車及輕、中型客、貨汽車上得到了廣泛的應用。 按伺服系統能源的不同，又有真空伺服制動系、氣壓伺服制動系和液壓伺服制動系之分。其伺服能源分別為真空能(負氣壓能

17、)、氣壓能和液壓能。液壓分路系統的形式的選擇為了提高制動驅動機構的工作可靠性，保證行車安全，制動驅動機構至少應有兩套獨立的系統，即應是雙回路系統，也就是說應將汽車的全部行車制動器的液壓或氣壓管路分成兩個或更多個相互獨立的回路，以便當一個回路發生故障失效時，其他完好的回路仍能可靠地工作。II型回路前、后輪制動管路各成獨立的回路系統，即一軸對一軸的分路型式，簡稱II型。其特點是管路布置最為簡單，可與傳統的單輪缸(或單制動氣室)鼓式制動器相配合，成本較低。這種分路布置方案在各類汽車上均有采用，但在貨車上用得最廣泛。這一分路方案總后輪制動管路失效，則一旦前輪制動抱死就會失去轉彎制動能力。對于前輪驅動的

18、轎車，當前輪管路失效而僅由后輪制動時，制動效能將明顯降低并小于正常情況下的一半，另外，由于后橋負荷小于前軸，則過大的踏板力會使后輪抱死而導致汽車甩尾。X型回路后輪制功管路呈對角連接的兩個獨立的回路系統，即前軸的一側車輪制動器與后橋的對側車輪制動器同屬于一個回路，稱交叉型，簡稱X型。其特點是結構也很簡單，一回路失效時仍能保持50的制動效能，并且制動力的分配系數和同步附著系數沒有變化，保證了制動時與整車負荷的適應性。此時前、后各有一側車輪有制動作用，使制動力不對稱，導致前輪將朝制動起作用車輪的一側繞主銷轉動，使汽車失去方向穩定性。因此，采用這種分路力案的汽車，其主銷偏移距應取負值(至20 mm)，

19、這樣，不平衡的制動力使車輪反向轉動，改善了汽車的方向穩定性。其他類型回路左、右前輪制動器的半數輪缸與全部后輪制動器輪缸構成一個獨立的回路，而兩前輪制動器的另半數輪缸構成另一回路，可看成是一軸半對半個軸的分路型式，簡稱KI型。兩個獨立的問路分別為兩側前輪制動器的半數輪缸和一個后輪制動器所組成，即半個軸與一輪對另半個軸與另一輪的瑚式，簡稱LL型。兩個獨立的回路均由每個前、后制動器的半數缸所組成，即前、后半個軸對前、后半個軸的分路型式，簡稱HH型。這種型式的雙回路系統的制功效能最好。HI、LL、HH型的織構均較復雜。LL型與HH型在任一回路失效時，前、后制動力的比值均與正常情況下相同，且剩余的總制動

20、力可達到正常值的50左占。HL型單用回路，即一軸半時剩余制動力較大，但此時與LL型一樣，在緊急制動時后輪極易先抱死。2. 制動系統設計計算2.1制動系統主要參數數值2.1.1相關主要技術參數整車質量： 空載：1550kg 滿載：2000kg質心位置： a=1.35m b=1.25m質心高度： 空載：hg=0.95m 滿載：hg=0.85m軸 距： L=2.6m輪 距: L=1.8m最高車速： 160km/h車輪工作半徑：370mm輪 胎： 195/60R14 85H同步附著系數：=0.62.1.2同步附著系數的分析(1)當時：制動時總是前輪先抱死，這是一種穩定工況，但喪失了轉向能力；(2)當時

21、：制動時總是后輪先抱死，這時容易發生后軸側滑而使汽車失去方向穩定性；(3)當時：制動時汽車前、后輪同時抱死，是一種穩定工況，但也喪失了轉向能力。分析表明，汽車在同步附著系數為的路面上制動(前、后車輪同時抱死)時，其制動減速度為dudt=qg=g，即，為制動強度。而在其他附著系數的路面上制動時，達到前輪或后輪即將抱死的制動強度這表明只有在的路面上，地面的附著條件才可以得到充分利用。根據相關資料查出轎車0.6，故取=0.62.2制動器有關計算2.2.1確定前后軸制動力矩分配系數根據公式：= （3-1）得： =0.67 2.2.2制動器最大制動力矩 由輪胎與路面附著系數所決定的前后軸最大附著力矩：

22、（3-2）式中：該車所能遇到的最大附著系數； q制動強度； 車輪有效半徑； 后軸最大制動力矩； G汽車滿載質量；L汽車軸距；其中q=0.66 （3-3） 故后軸=（1.35-0.66）Nmm后輪的制動力矩為1.57 前軸=3.2Nmm前輪的制動力矩為3.2 2.2.3后輪制動器的結構參數與摩擦系數的選取1、制動鼓直徑D輪胎規格為195/60R15 85H 輪輞為15in 輪輞直徑/in1213141516制動鼓內徑/mm轎車200220240260-貨車220240260300320 制動鼓內徑=260mm =1525.4=381mm根據轎車在0.640.74之間選取取=0.7D=266mm，

23、2、制動蹄摩擦襯片的包角和寬度b制動蹄摩擦襯片的包角在=范圍內選取。取=根據單個制動器總的襯片米廠面積取200300取A=300=0.18b=0.18249=29mm3、摩擦襯片初始角的選取根據 4、 張開力P作用線至制動器中心的距離a根據a=0.8R得：a=0.8124.5=99.6mm制動蹄支撐銷中心的坐標位置k與c5、摩擦片摩擦系數 選擇摩擦片時，不僅希望其摩擦系數要高些，而且還要求其熱穩定行好，受溫度和壓力的影響小。不宜單純地追求摩擦材料的高摩擦系數，摩擦系數的穩定性和降低制動器對摩擦系數偏離正常值的敏感性的要求。在假設的理想條件下計算制動器的制動力矩，取f =0.3可使計算結果接近實

24、際值。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。 所以選擇摩擦系數f=0.32.3制動器制動因數計算制動器因數BF表示制動器的效能，因此又稱為制動器的效能因數。其實質是制動器在單位輸入壓力的作用下所能輸出的力或力矩，用于評比不同結構形式的制動器的效能，制動器因數可定義為在制動鼓或制動盤的作用半徑上所產生的摩擦力與輸入力之比，即 BF=TfPR式中 Tf-制動器摩擦力矩； 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的平均值為輸入力。對于鼓式制動器，設作用于兩蹄的張開力分別是，制動鼓內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，應

25、提高對則兩蹄的效能因數即制動蹄因數分別為： BFT1=TTf1 RP1 BFT2=TTf2RP2整個鼓式制動器的制動器因數則為 BF=TfPR=當P1=P2=P時，則 BF=TTf1+TTf2PR=BFT1+BFT2力矩平衡方程 Ph+Nfc-Nb=0由上式得：1、 領蹄制動蹄因數： BFT1=hb（） =0.79 2、從蹄制動蹄因數： 得 2.4制動器主要零部件的結構設計2.4.1制動鼓制動鼓應具有非常好的剛性和大的熱容量，制動時溫升不應超過極限值。制動鼓材料應與摩擦襯片相匹配，以保證具有高的摩擦系數并使工作表面磨損均勻。制動鼓相對于輪轂的對中是圓柱表面的配合來定位，并在兩者裝配緊固后精加工

26、制動鼓內工作表面，以保證兩者的軸線重合。兩者裝配后還需進行動平衡。其許用不平衡度對轎車為15Ncm20 Ncm；對貨車為30 Ncm40 Ncm。微型轎車要求其制動鼓工作表面的圓度和同軸度公差0.03mm，徑向跳動量0O 5mm，靜不平衡度15N.cm。制動鼓壁厚的選取主要是從其剛度和強度方面考慮。壁厚取大些也有利于增大其熱容量，但試驗表明，壁厚由ll mm增至20 mm時，摩擦表面的平均最高溫度變化并不大。一般鑄造制動鼓的壁厚：轎車為7mm12mm；中、重型載貨汽車為13mm18mm。制動鼓在閉口一側外緣可開小孔，用于檢查制動器間隙。本次設計采用的材料是灰口鑄鐵。2.4.2制動蹄制動蹄腹板和

27、翼緣的厚度，轎車的約為3mm5mm；貨車的約為5mm8mm。摩擦襯片的厚度，轎車多為45mm5mm；貨車多為8mm以上。襯片可鉚接或粘貼在制動蹄上，粘貼的允許其磨損厚度較大，使用壽命增長，但不易更換襯片；鉚接的噪聲較小。本次制動蹄采用的材料為鑄鋼。2.4.3制動底板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。制功底板承受著制動器工作時的制動反力矩，因此它應有足夠的剛度。為此，由鋼板沖壓成形的制動底板均只有凹凸起伏的形狀。剛度不足會使制動力矩減小，踏板行程加大，襯片磨損也不均勻。本次設計采用灰口鑄鐵。2.4.4制動蹄的支承 二自由度制動篩的支承，結構簡單，并能使

28、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。例如采用偏心支承銷或偏心輪。支承銷由45號鋼制造并高頻淬火。其支座為可鍛鑄鐵(KTH37012)或球墨鑄鐵(QT40018)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。2.4.5制動輪缸制功輪缸為液壓制動系采用的活塞式制動蹄張開機構，其

29、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。其缸簡為通孔，需鏜磨。活塞由鋁合金制造。活塞外端壓有鋼制的開槽頂塊，以支承插人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端面處的橡膠皮碗密封。多數制動輪缸有兩個等直徑活塞；少數有四個等直徑活塞；雙領路式制動器的兩蹄則各用一個單活塞制動輪缸推動。本次設計采用的是HT250。2.4.6凸輪式張開機構凸輪式張開機構的凸輪及其軸是由45號鋼模鍛成一體的毛坯制造，在機加工后經高頻淬火處理。凸輪及其軸由可鍛鑄鐵或球墨鑄鐵的支架支承，而支架則用螺栓或鉚釘固定在制動底板上。為了提高機構的傳動效率，制動時凸

30、輪是經過滾輪推動制動蹄張開。滾輪由45號鋼制造，高頻淬火。2.4.7楔塊式張開機構楔塊式張開機構，其殼體由可鍛鑄鐵KTH370-12或球墨鑄鐵QT400-18制成并與制動底座鑄成一體，制動時制動氣室膜片在氣壓作用下推動楔塊進而經滾輪、柱塞等推動制動蹄使其張開。制動氣室的殼體是由制動器外部以螺紋配合裝到楔塊張開機構的殼體上的。與凸輪式張開機構相比較，楔塊式張開機構較復雜、造價也較高，但它有一系列的優點。其質量小、結構尺寸較緊湊，有更高的傳動效率，操作時間較短。3. 制動性能分析3.1 制動性能評價指標汽車制動性能主要由以下三個方面來評價：1）制動效能，即制動距離和制動減速度；2）制動效能的穩定性

31、，即抗衰退性能；3）制動時汽車的方向穩定性，即制動時汽車不發生跑偏、側滑、以及失去轉向能力的性能。3.2 制動效能制動效能是指在良好路面上，汽車以一定初速度制動到停車的制動距離或制動時汽車的減速度。制動效能是制動性能中最基本的評價指標。制動距離越小，制動減速度越大，汽車的制動效能就越好。3.3 制動效能的恒定性制動效能的恒定性主要指的是抗熱衰性能。汽車在高速行駛或下長坡連續制動時制動效能保持的程度。因為制動過程實際上是把汽車行駛的動能通過制動器吸收轉換為熱能，所以制動器溫度升高后能否保持在冷態時的制動效能，已成為設計制動器時要考慮的一個重要問題。3.4 制動時汽車的方向穩定性制動時汽車的方向穩

32、定性，常用制動時汽車給定路徑行駛的能力來評價。若制動時發生跑偏、側滑或失去轉向能力。則汽車將偏離原來的路徑。制動過程中汽車維持直線行駛，或按預定彎道行駛的能力稱為方向穩定性。影響方向穩定性的包括制動跑偏、后軸側滑或前輪失去轉向能力三種情況。制動時發生跑偏、側滑或失去轉向能力時，汽車將偏離給定的行駛路徑。因此，常用制動時汽車按給定路徑行駛的能力來評價汽車制動時的方向穩定性，對制動距離和制動減速度兩指標測試時都要求了其試驗通道的寬度。方向穩定性是從制動跑偏、側滑以及失去轉向能力等方面考驗。制動跑偏的原因有兩個1）汽車左右車輪，特別是轉向軸左右車輪制動器制動力不相等。2）制動時懸架導向桿系與轉向系拉

33、桿在運動學上的不協調（互相干涉）前者是由于制動調整誤差造成的，是非系統的。而后者是屬于系統性誤差。側滑是指汽車制動時某一軸的車輪或兩軸的車輪發生橫向滑動的現象。最危險的情況是在高速制動時后軸發生側滑。防止后軸發生側滑應使前后軸同時抱死或前軸先抱死后軸始終不抱死。理論上分析如下，真正的評價是靠實驗的。3.5 制動減速度制動系的作用效果，可以用最大制動減速度及最小制動距離來評價。假設汽車是在水平的，堅硬的道路上行駛，并且不考慮路面附著條件，因此制動力是由制動器產生。此時j= 式中 ：汽車前、后輪制動力矩的總合。=+=785+1600=2385Nm-滾動半徑 =370mmGa汽車總重 Ga=2000kg代入數據得j=(785+1600)/0.3772000=6.16m/s轎車制動減速度應在5.87m/s,所以符合要求。3.6 制動距離S在勻減速度制動時，制動距離S為S=1/3.6（+/2）+ /254式中，:消除蹄與制動鼓間隙時間