1、制動器制動力矩的改善措施汽車制動力矩不足會出現滑坡現象，還會降低行車制動效能，直接影響車輛行駛的安全性。 所以對于制動力矩不足的問題必須采取有效的改進措施。某越野車輛在路面良好的規定坡度坡道上停駐時，由于制動力矩不足出現車輛滑坡（向 下方滑移）現象。根據駐車坡度和整車參數計算，要求單個后輪駐車制動力矩不小于10034.5N m 而實測后輪最大駐車制動力矩為 5400N - m 與要求相差甚遠。本文通過對某越野車輛后輪制動器駐車制動力矩不足的原因分析得出，除了制動器的主 要結構參數選擇不合理是制動力矩不足的主要原因之外，制動蹄強度不足也是制動力矩達不 達標的主要原因之一。采取增加制動氣室輸出推桿

2、的推力和制動調整臂長度、減小漸開線凸 輪基圓半徑、增加制動蹄強度等改進措施后，能使制動力矩達到要求值。制動器結構該越野車的后輪制動器見圖 1，是定心漸開線凸輪促動領從蹄鼓式制動器，氣壓驅動, 制動氣室是行車制動與駐車制動兼用的復合式儲能彈簧制動氣室。制動器制動時，凸輪機構 保證了兩蹄的位移相等，因此，作用于兩蹄上的法向反力和由此產生的制動力矩也分別相等， 領從蹄的張開力與其效能因數成反比。圖 1 后輪制動器結構1.制動鼓 2.制動蹄及滾輪 3.凸輪軸 4.制動底板 5.凸輪軸支座 6.制動調整臂 7.制動氣室 原因分析1.實物復檢將此制動器拆開，對各零部件進行復檢，結果發現各零部件均滿足資料要

3、求，由此可排 除制造缺陷因素。2.制動力矩的計算單個制動器產生的制動力矩 M 計算如下:式中 Q彈簧制動氣室輸出推桿的推力，N;L制動調整臂長度，mmn凸輪支承的傳動效率；rb 漸開線凸輪基圓半徑，mmf凸輪與滾輪接觸點處的摩擦系數；m- 切向力（摩擦力）的力臂，mmK1、K2 領蹄、從蹄的效能因數；R制動鼓半徑，mm此制動器的主要結構參數為：Q=7500NL=132mmn=0.60.8，計算時取n=0.7；rb=13mm f =0.15，m=13.62mm R=190mm K 仁 1.01, K2=0.45。經計算得出單個制動器產生的制動力 矩M=5449.58Nm 與實測值（5400N-

4、m）相符。因此確定制動力矩不足的主要原因是設計 不合理，應進行改進。3.試驗及分析（1）方案一 將原 20/24 型制動氣室改為 20/30 型制動氣室，增大制動氣室輸出推桿 的推力 Q,并減小凸輪基圓半徑（rb=10mm。經計算得出單個制動器產生的制動力矩 M=9055.28N- m 而實測此狀態的后輪最大駐車制動力矩僅為6800N- m 測量值與計算值相差很多。圖 2 制動蹄結構1.支承座 2.腹板 3.翼緣 4.連接板 5.筋 6.加強板（2） 方案二為了進一步查找原因，再次減小凸輪基圓半徑（rb=8mm。經計算得出單 個制動器產生的制動力矩 M=10 958.86N - m 此時制動力

5、矩理論上已能滿足要求，但實測此 狀態的后輪最大駐車制動力矩仍然為 6800N- m 與試驗方案一的實測值相同。（3） 制動蹄的受力分析理論計算所依據的制動蹄摩擦面上的壓力分布規律是在制動蹄 為絕對剛性的假設上得出的。分析認為：此時制動蹄局部應力已達到屈服極限，產生塑性變形，制動力矩不再按理論對應關系相應增大，導致實測值與計算值不相符。制動蹄用Q345 鋼板焊接而成，其結構如圖 2 所示。以領蹄作為分離體進行受力分析，它受到等效法向合力 N1 與等效切向合力 fN1 的合力 F1、張開力 P1 和支反力 S1,按三力平衡匯交定理計算后：張開力 P 仁 27 465.82N，支反力 S1=6221

6、0.30N。由計算得出的 P1 和 S1,使用有限元法對領蹄進行強度分析，得到詳細的應力分布（見圖 3）和塑性變形區域（見圖 4）。Eti*1勺 I 4 I rHit竹!i *14LLMvi.i. Jv卓川隆心.4黑弱和.if/ - 1-45S加 UbZU L2E- KIM. n二丄c. i.id illF圖 4 領蹄的塑性變形區域有部分區域的應力已超過 Q345 鋼的屈服極限（345MPa，理論最大應力為 884.9MPa 當局部發生屈服時，應力不再增加，屈服區域向外延伸而擴大，實際上的塑性變形區域比圖 4 所示范圍更大。所以制動蹄的強度不足是制動力矩實測值與計算值不符的原因。（4）制動力矩

7、不足的主要原因 直接原因是制動器的主要結構參數（如制動氣室輸出推 桿的推力、制動調整臂長度和凸輪基圓半徑等） 選擇不合理；間接原因是制動蹄的強度不足。 改進措施通過上述試驗分析，針對制動力矩不足，得出如下改進措施：將20/24 型制動氣室改為 20/30 型制動氣室，增大彈簧制動氣室輸出推桿的推力；減小凸輪基圓半徑（ rb=8mm ； 增大制動調整臂長度（L=165mm ;制動蹄用 Q345 鋼板焊接而成，并針對圖 3 所示的薄弱部 位進行加強：增加了制動蹄腹板和翼緣的厚度，增加支座壁厚，增加外加強板的長度，增加 筋和連接板的數量，新增內加強板和兩種弧形板，腹板和內、外加強板間增加塞焊縫，腹板

8、 和翼緣間采用連續角焊縫，提高制動蹄的強度和剛度，改進的制動蹄如圖5 所示。圖 3 領蹄的應力分布圖 5 改進的制動蹄結構1.支承座 2、8.弧形板I、U3.內加強板 4.翼緣 5.連接板 6.筋 7.腹板 9.外加強板1.改進的制動蹄受力分析經計算：領蹄的張開力 P 仁 34 332.27N，支反力 S 仁 77 762.86N。由求出的 P1 和 S1, 利用有限元法對領蹄進行強度分析， 應力分布情況如圖6 所示。改進制動蹄的最大應力為277.1MPa 安全系數為 1.25，強度滿足要求。L注也4畀門i)吒2 Q沁射用0仙心0燦*m n圖 6 改進領蹄的應力分布2.改進后制動力矩計算單個制動器產生的制動力矩 M=13698.58N m 其理論值是要求值 10 034.5N m 的 1.37 倍，滿足要求。3.駐車制動力矩實測值2如“門匚a財4出*II實測改進的后輪最大駐車制動力矩為14 500N m 與計算值基本相符。4.駐車試驗將改進的制動器安裝在該越野車輛上，在路面良好的規定坡度的坡道上停駐時，能可靠 平穩地駐車，制動器的制動力矩完全能滿足駐車能力的要求。結語增大漸開線凸輪促動鼓式制