制動(dòng)工況下圓盤/摩擦襯塊接觸面間動(dòng)態(tài)壓力中心的測量（一）

John D.Fieldhouse Naveed Ashraf Chris Talbot

1 前言

通過已經(jīng)發(fā)表的大量有關(guān)文獻(xiàn)指出認(rèn)識(shí)圓盤制動(dòng)器噪聲是一個(gè)復(fù)雜的課題。利用Nathan等（2003）在有關(guān)其制動(dòng)器噪聲論述的補(bǔ)充論述，提供了至2003年的無數(shù)極好的識(shí)別方法。很少有例外地認(rèn)識(shí)到圓盤的主要振動(dòng)特性是直徑方向模式，而且對(duì)于圓盤制動(dòng)器噪聲的所有情況已經(jīng)被Fiedlhouse和Newcomb（1995）表明。盡管該系統(tǒng)是活塞型卡鉗相反滑動(dòng)抓住或剛性接合，其動(dòng)態(tài)噪聲頻率直接和圓盤的自由模式振動(dòng)特性有關(guān)。已經(jīng)推薦了許多包括不同的數(shù)學(xué)模型企圖說明它的機(jī)理，其中每一個(gè)都對(duì)說明關(guān)于一特定頻率范圍現(xiàn)象有益。Hoffmann和Gaul（2008）詳細(xì)闡述了該研究領(lǐng)域的概況和摩擦導(dǎo)致制動(dòng)器振動(dòng)的行為，提供了直到近代對(duì)本研究的見解和清楚地證明了在制動(dòng)器噪聲領(lǐng)域研究的大量手段。沒有一種簡單的數(shù)學(xué)模型是普遍通用的，包括說明不同機(jī)理也不可能，因?yàn)楦鱾€(gè)振動(dòng)模式相互作用的范圍十分廣大，聯(lián)系到制動(dòng)系統(tǒng)是不能解決的，作為一整體對(duì)于一動(dòng)態(tài)非穩(wěn)定的系統(tǒng)為300－20000Hz范圍十分廣大。不論數(shù)學(xué)模型如何限制，允許設(shè)計(jì)人員引用基本的參數(shù)和設(shè)計(jì)階段準(zhǔn)則，企圖減少制動(dòng)器發(fā)生噪聲的傾向。經(jīng)驗(yàn)上看來，一般認(rèn)為在摩擦襯塊/圓盤接觸面上的摩擦系數(shù)大，制動(dòng)器引發(fā)的噪聲將有高的趨勢(shì)。摩擦系數(shù)增大，對(duì)于給定壓力增加了摩擦襯塊/圓盤接觸面間的摩擦力，它轉(zhuǎn)而造成一個(gè)大的制動(dòng)轉(zhuǎn)矩。這里沒有指出對(duì)于圓盤在不平面度模式內(nèi)激勵(lì)為什么有一大的傾向，圓盤振動(dòng)動(dòng)作在一直徑方向模式的型式內(nèi)。過去一段時(shí)間，Spurr（1971）研究表明，如果模塊角等于接觸面摩擦系數(shù)，一可變化的法向力，因支撐的影響可造成不穩(wěn)定的結(jié)果。當(dāng)斜角設(shè)置為tan－1μ的楔角或較大，支撐將插入（dig－in），摩擦面上作用的法向力再增大直至系統(tǒng)彎曲，許可安排第二支撐，借此減小楔角，法向力將減小而支撐將繼續(xù)滑動(dòng)。該機(jī)理可以用一半剛性支撐（PO′）說明，它是一斜的摩擦面推層為一水平面，如圖1所示。桿O′P認(rèn)為是剛性的并且支點(diǎn)為O′，由第二懸臂梁提供系統(tǒng)內(nèi)的柔性，它允許支點(diǎn)O′在負(fù)載下移動(dòng)。該長度為α的桿PO′，以一法向力L加載作用于可動(dòng)表面AB上。

圖1 Spurr推薦的楔塊模型Fig.1 Sprag model as proposed by Spurr

垂直方向解得：

R＝L＋Ftanθ′

和繞O′轉(zhuǎn)矩給出：

L?cosθ′＋μR?sinθ′－R?cosθ′＝0

簡化之得：

由1式R代入得：

L＋μ（L＋Ftanθ′）tanθ′－（L＋Ftanθ′）＝0

結(jié)果為

μL＋μFtanθ′－F＝0

和再組合為

μL＝F（1－μtanθ′）所以

當(dāng)發(fā)生楔緊時(shí)，μ趨向等于cotθ′，F(xiàn)近似于無穹大。本研究是采用Jarvis和Mills（1963），Earles和Soar（1971），Earles和Lee（1976），Earles（1977），Earles和Badi（1978）以及Earles和Chambers（1987）研究的繼續(xù)。這些研究是一般參考懸臂和圓盤以及銷和圓盤模型，分別如圖2和圖3所示。

圖2 懸臂和圓盤模型試驗(yàn)臺(tái)Fig.2 Testing of Cantilever and disk model

圖3 銷和圓盤模型試驗(yàn)臺(tái)Fig.3 Test rig for pin and disk model

顯然因?yàn)樵囼?yàn)臺(tái)結(jié)構(gòu)和內(nèi)裝組件的柔性，為其研究工作該系統(tǒng)可建立大于1的楔角。懸臂是和一多“楔角”以及其機(jī)理相同的系統(tǒng)，本文測試了有關(guān)摩擦襯塊/圓盤接觸面的摩擦系數(shù)。

2 主要組合

2.1 研究情況

壓電（PTZ）測量器裝于制動(dòng)器總成的主要組成零件的要點(diǎn)上，測量其頻率和相位關(guān)系。制動(dòng)器卡鉗是一Alfred Teves（AT）FN 54型，卡鉗如圖4所示，整個(gè)系統(tǒng)如圖5所示，其中指出了PTZ測量器的位置。該位置在以下研究，相關(guān)的路線如下：

·路線1：活塞摩擦襯塊—前端

·路線2：活塞摩擦襯塊—尾端

·路線3：指狀物摩擦襯塊—前端

·路線4：指狀物摩擦襯塊—尾端

·路線5：噪聲計(jì)

·路線6：圓盤輪緣

·路線7：凹頂現(xiàn)象（top－h(huán)at′）圓盤截面

圖4 Alfred Teves（AT）FN 54滑動(dòng)抓型卡鉗Fig.4 Alfred Teves（AT）FN 54Sliding fist type calliper

圖5 AT制動(dòng)器裝置表示AT卡鉗，盤凹頂現(xiàn)象′和凸緣的全視圖Fig.5 Full image of the AT brake system showing the AT caliper，the disk top hat′and rim

制動(dòng)器發(fā)生一種8480Hz可辨頻率的周期性噪聲，但注意除其16.9kHz的諧波外，還有一附加的31.4kHz的頻率?；钊Σ烈r塊（路線3）尾端的頻率峰值錄音，圖6示該錄音的幾個(gè)波段。各頻率的時(shí)間關(guān)系很好看出為一瀑布（Waterfall）曲線如圖7所示。由圖可清楚表明，隨較高頻率逐漸減小而發(fā)展成為較低頻率。一般幾何高頻率建立在一個(gè)波段（16ms）內(nèi)，而低頻率發(fā)生于12波段并一旦建立高頻率很快衰減。

圖6 峰值錄音一頻率譜表示基礎(chǔ)頻率（8480Hz），諧波和活塞摩擦襯塊出現(xiàn)一高頻率激勵(lì)（31.360Hz）－活塞摩擦襯塊尾端Fig.6 Peak recording－frequency spectrum showing fundamental frequency（8480Hz），harmonics and the presence of a high frequency frequency excitation（31.360Hz）－trailing end of piston pad

圖7 活塞摩擦襯塊頻率頻譜懸泉曲線，時(shí)間基本相當(dāng)1.36s實(shí)際時(shí)間（87波段在1s間隔和在第1/64狹帶速度）Fig.7 Waterfall plot of frequency spectrum－tailing and of piston pad.time－base equivalant to 1.36sreal time（87spectra at is intervals and 1/64th tape speed）

幾個(gè)波型必需能同時(shí)監(jiān)測，才可允許對(duì)全部激勵(lì)波型的情況研究作詳細(xì)闡述。即時(shí)對(duì)一總數(shù)87組的4個(gè)激勵(lì)波型跡線每隔1/第64同時(shí)監(jiān)測，該期間為1.36s的實(shí)際時(shí)間記錄表明，其所包含的所有各個(gè)階段考慮資料均被儲(chǔ)存，然后通過跡線組可能分段，并和各個(gè)位置的累進(jìn)反饋一致。識(shí)別了在4個(gè)結(jié)果原始組中變化的第一特性，然后采用該特性作為4跡線中第2組的參考，這樣反復(fù)處理直到建立全部序列的各個(gè)階段特性。對(duì)于路線1－4特定階段（或稱時(shí)間間隔）的激勵(lì)信號(hào)示于圖8，第二組示于圖9。當(dāng)該頻率變頻序列出現(xiàn)在活塞摩擦襯塊的尾端時(shí)，在可辨別的噪聲頻率情況內(nèi)起到重要作用。該最后的特性顯示趨向于高頻后又首先恢復(fù)回到低頻狀況。

圖9 ‘凹頂’，圓盤凸緣，活塞摩擦襯塊尾端（參考）的激勵(lì)信號(hào)和沿瀑布曲線在特定時(shí)間間隔的噪聲信號(hào)表示從高到低頻的累漸變化（見彩色在線變形）Fig.9 Excitation signals of‘top－h(huán)at’，disk rim，trailing end of piston pad（reference）and noise signal at specific time intervals along waterfall plot showing progressive change－over from high to low frequency（see online version forcolour）

由于活塞摩擦襯塊的影響，導(dǎo)致活塞摩擦襯塊 在任何制動(dòng)器裝置中有可能成為發(fā)生噪聲的起動(dòng)器（trigger），它有可能由于在其支座表面的阻尼和摩擦力造成大的頻率變化。這里可回答這樣一個(gè)問題，為什么噪聲隨制動(dòng)力減少而趨向于增大，輕微制動(dòng)時(shí)噪聲更加顯著。根據(jù)Spur建議，如果這種情況是制動(dòng)力和摩擦襯塊支座力之間關(guān)系導(dǎo)致形成不同的楔緊形式。

對(duì)于一有鍥緊可能的卡鉗，要求其CoP對(duì)圓盤表面提供一由卡鉗活塞引起的法向反力，它需要偏離卡鉗安裝的中心線。該法向力和平面內(nèi)摩擦力組合提供鍥緊合力以及一平面外的激勵(lì)力。初始研究考慮一理論方法用來說這些如何發(fā)生，而后一經(jīng)驗(yàn)方法檢驗(yàn)使Cop偏離所造成的影響。

2.2 支座影響的分析

噪聲發(fā)生時(shí)，一般觀察摩擦襯塊的尾端甚至緊接相對(duì)卡鉗支架爪都將產(chǎn)生振動(dòng)，如圖10所示。顯然支座力與制動(dòng)力有關(guān)。如果承受的摩擦襯塊振動(dòng)，支座上力隨制動(dòng)負(fù)荷變化，那么摩擦襯塊/卡鉗接觸面，支座上力隨制動(dòng)負(fù)荷改變而變化。通過共同分析表明，制動(dòng)摩擦襯塊的Cop將沿摩擦襯塊軸線當(dāng)摩擦襯塊振動(dòng)時(shí)由于其后擋板/卡鉗爪摩擦力變化而改變。這將轉(zhuǎn)而引起一個(gè)動(dòng)態(tài)情況，即卡鉗鍥緊造成圓盤平面外振動(dòng)，因而產(chǎn)生噪聲。在一實(shí)際情況內(nèi)，當(dāng)它們處于平衡狀態(tài)下，隨摩擦襯塊尺寸不同，摩擦襯塊摩擦力的影響之間，摩擦襯塊后擋板和卡鉗爪之間均相互干擾。 這種均衡隨摩擦襯塊支座的布置而改變，不同的支座布置如圖11所示。這樣的支座布置可以采用前端，尾端或組合支座布置分析共同幾何學(xué)。實(shí)際上改變支座可以用組合支座摩擦襯塊和具有適當(dāng)支座可調(diào)整的支座來實(shí)現(xiàn)。

圖10 在噪聲發(fā)生期間摩擦襯塊尾端一直激勵(lì)狀況Fig.10 Trailing end of pad is always excited during noise generation

圖11 制動(dòng)摩擦襯塊采取共面摩擦力和不同支座布置的自由體示圖Fig.11 Free body diagram of brake pad assuming coplaner frictional forces and differing abutment arrangement

包含對(duì)于有關(guān)支座不同型號(hào)的測量可以建立和比較，如果假定作用于摩擦襯塊上的不同的力是共面的如圖11所示。全面分析表明于以前的研究中（Fieldhouse，2000），其基本要求是所包含各力取矩。該分析的簡述示于表1，以下δ是Cop‘R’相對(duì)活塞力‘N’的偏距。

本分析由Liles（1989）證實(shí)，他監(jiān)測到噪聲隨摩擦襯塊磨損而有降低傾向。

2.3 加載壓力中心偏移的實(shí)驗(yàn)研究

檢測隨變化的Cop偏移制動(dòng)器發(fā)生噪聲傾向。如圖12所示，該活塞和活塞摩擦襯塊間的接觸位置用一直徑0.75mm的鍍銀鋼絲嵌入活塞表面和摩擦襯塊后擋板之間，該鋼絲的偏移為距活塞中心任何一邊18mm，一般增量為6mm，但在臨界點(diǎn)增量為3mm，鋼絲用背面板支撐，避免鋼絲在活塞內(nèi)壁造成壓痕。

表1 支座影響分析的概括給出避免補(bǔ)償壓力偏移δ實(shí)現(xiàn)均衡的最小μ2值和按摩擦襯塊/卡鉗爪接觸面摩擦系數(shù)μ2最大偏移趨向零Table1 Summary of analysis of abutment affects giving details of minimum value ofμ2to avoid offset pressure compensation，δ，to achieve equilibrium and also maximum offset as the pad/caliper finger interface coefficient of friction，μ2，tends to zero

圖12 活塞和摩擦襯塊之間接觸偏移鋼絲位置示意圖Fig.12 Diagram showing position of wire to offset contact between piston and pad

試驗(yàn)過程是：在各個(gè)鋼絲組，增加圓盤表面溫度大于150℃，然后改變系統(tǒng)壓力從1MPa以增量0.136MPa（20psi）先降至零再回到1MPa。該溫度許可降落10℃并過程重復(fù)。在該循環(huán)過程中，噪聲頻率，波期和振幅應(yīng)注意在不同圓盤轉(zhuǎn)速下確保一個(gè)穩(wěn)態(tài)情況下才記錄。各新鋼絲安裝間，摩擦襯塊要重新磨合，以確保試驗(yàn)在相同狀況下開始。對(duì)于下一個(gè)組合，鋼絲要恢復(fù)原位再重復(fù)全部試驗(yàn)過程。試驗(yàn)參數(shù)可改變，從而按照鋼絲均偏移，圓盤表面溫度和系統(tǒng)壓力，測出發(fā)生的噪聲頻率，振幅和波期等結(jié)果。

一組典型的試驗(yàn)結(jié)果如圖13以3D表示，圖14以2D表示。由圖可見，不論溫度如何系統(tǒng)的前端偏置12mm和15mm，一般都發(fā)生噪聲，尾端安排偏置為零將獲得更穩(wěn)定的情況。進(jìn)一步監(jiān)測，隨溫度降低，造成摩擦系數(shù)增大，由在120℃（μ＝0.5－0.6），臨界偏距12mm趨向至溫度60℃（μ＝0.6－0.7），偏距為15mm。必需說明，設(shè)計(jì)應(yīng)考慮兩種情況摩擦力增高噪聲增大的趨向。

圖13 不同溫度范圍偏移/噪聲的大?。↙eg（tot））Fig.13 Offset/noise magnitude（Leg（tot））for a range of temperatures

圖14 不同溫度范圍（見彩色在線型式）偏移/噪聲大小Fig.14 Offset/noise magnitude（Leg（tot））for a range of temperatures（see online version for colours）

不同的偏移和楔角（摩擦）表明，偏移近似與Cop構(gòu)成合力的線重合，和支架安裝平面中心線相交，如圖15和圖16所示。在該情況接觸面的摩擦系數(shù)大約為0.7。

因此當(dāng)偏移＝12mm時(shí)h＝12/0.7＝17.1mm和當(dāng)偏移＝15mm時(shí)h＝15/0.7＝21.4mm

2.3.1 試驗(yàn)臺(tái)架性能鑒定

評(píng)估楔角和實(shí)測Cop（由摩擦襯塊磨損確定）之間關(guān)系，對(duì)比圖17所示商業(yè)圓盤制動(dòng)器，對(duì)于這些試驗(yàn)，采用制動(dòng)器制造商給出的摩擦系數(shù)為0.34。

由圓盤表面到卡鉗安裝托架面間距離為37.5 mm，安裝接頭厚度為26mm如圖18所示。

由圓盤到接頭安裝表面總距離為37.5＋26＝

圖15 鋼絲相對(duì)卡鉗活塞中心線偏移接觸位置示圖Fig.15 Diagram showing wire offset contact position relative to caliper piston centreline

圖16 楔角和合力線與活塞中心線和支架托座安裝平面間交線之間夾角重合Fig.16 Sprag angle coincides with angle between line of resultant force and interseet between centraline of piston and carrier brack et mounting plane

圖17 商業(yè)的圓盤制動(dòng)器和有關(guān)尺寸側(cè)視圖Fig.17 Side view of commercial disk and relerant dimensions 63.5mm。

測量在摩擦襯塊上產(chǎn)生的磨損，確定Cop，如圖19所示。

圖18 表示安裝托架商業(yè)圓盤制動(dòng)器總圖Fig.18 General view of commercial disk brake showing mounting bracket

該磨損（壓力）中心或偏移＝23mm。

給定μ＝tanθ＝23/63.5＝0.36和由制動(dòng)器供能器給出的0.34相比較。

該商業(yè)制動(dòng)器和圖5示AT制動(dòng)器完全不同，但觀察是相同的，它處于支撐楔緊理論狀態(tài)。

2.3.2 實(shí)車性能鑒定

隨著大馬力商業(yè)‘運(yùn)動(dòng)’型車輛的許多高性能限制取消結(jié)果導(dǎo)致噪聲，因在摩擦襯塊前端邊緣采用10mm倒角導(dǎo)致尾端Cop，結(jié)果列于表2。

表2 由前端邊緣倒角造成的尾端壓力中心Table2 Results of inducing trailing centre of pressure by leading edge chamfer

當(dāng)通過磨損倒角降至6mm時(shí)，噪聲恢復(fù)。當(dāng)再重新加工成10mm倒角時(shí)，噪聲再消除。

應(yīng)該注意，對(duì)于－4－直徑序列的原始摩擦襯塊角相當(dāng)于自由模式波腹角。這樣的制動(dòng)器隨該模式序列更像發(fā)生噪聲。采用倒角引起兩種變化，一方面改變了尾端Cop，同時(shí)還改變了圓盤/摩擦襯塊接觸面的幾何學(xué)。不論尾端Cop的影響到怎樣程度，但在設(shè)計(jì)諧段必需考慮這樣一個(gè)設(shè)計(jì)因素。

3 制動(dòng)時(shí)壓力中心的初步測量

3.1 測量動(dòng)態(tài)壓力的新方法

圖19 摩擦襯塊表面磨損圖同時(shí)表明壓力中心線的摩擦襯塊總圖Fig.19 Wear pattern on surface of pad indicates centres of pressure and general view of pad

雖然靜態(tài)壓力分布可以計(jì)算和測量（壓力感傳膜），但在動(dòng)態(tài)制動(dòng)工況關(guān)于其計(jì)算和測量配置有少量報(bào)導(dǎo)。在本研究中，采用一個(gè)極好的方法，允許在常態(tài)有噪聲的制動(dòng)工況下測量動(dòng)態(tài)Cop。

制動(dòng)工況下動(dòng)態(tài)Cop測量是困難的，該獨(dú)特技術(shù)是在摩擦襯塊內(nèi)嵌入壓力感傳膜，使這種膜首先結(jié)合成一光潔的壓力平板如圖20所示。

圖20 壓力感傳膜與金屬支承平板貼合Fig.20 Pressure sensitive film bonded to matal support plate

摩擦襯塊準(zhǔn)備裝入薄片加工成壁膜和‘襯套’，如圖21所示。采用夾層形式把薄片裝入壁膜和‘襯套’，如圖22所示。摩擦襯塊加工出一水平頂塊安裝后用以在試驗(yàn)臺(tái)上測量動(dòng)態(tài)Cop，如圖23所示。

圖21 摩擦襯塊壁膜和聯(lián)接‘襯套’Fig.21 Recessed pad and associated‘plug’

圖22 摩擦襯塊和在摩擦襯塊夾層內(nèi)膜片裝配圖Fig.22 Pad assembly with film laminate sandwiched within pad

圖23 采用壓力感傳襯塊試驗(yàn)臺(tái)Fig.23 Test rig using pressure sin sitive pad

3.2 分析

在實(shí)際情況下，作用在摩擦襯塊支座/卡鉗接觸面的摩擦力（力）和平衡狀況制動(dòng)摩擦襯塊幾何特性之間相互影響?？山煌褪街ё嘘P(guān)測量，并比較如果假定各變化的共面力作用在圖24所示的制動(dòng)器卡鉗上。圖25示支座配置的自由體圖。

圖24 作用于活塞摩擦襯塊共面力、反作用‘R’位置（壓力中心）依據(jù)支座力的方向和大小提供平衡，它依賴摩擦材料（μ）的摩擦力大小和支座分界面（μ2）摩擦力大小轉(zhuǎn)換，忽略干擾Fig.24 Co－planar forces added to piston pad，position of reaction‘R’（Centre of pressure）to provide equilibrium depends on direction and magnitude of abutment force which in turn is dependent of friction level of friction materials（μ）and friction level at abutment interface（μ2）.Interface is neglected

如果水平反作用力在活塞/后擋板摩擦襯塊上，作用支座表面上的力等于摩擦力（μR）。

如果摩擦襯塊端部移向垂直平面，如圖25所示，（它產(chǎn)生振動(dòng)）它將有一個(gè)阻力等于圓盤/摩擦襯塊摩擦力（μR）×摩擦襯塊和支架爪之間的摩擦系數(shù)（μ2）。該垂直力（μμ2R）當(dāng)振動(dòng)時(shí)隨摩擦襯塊端部反向而改變方向。

在這種情況下系統(tǒng)不平衡，因此‘N’不等于‘R’，兩者之間關(guān)系可解垂直向力確定，給出

或

此外繞支座取矩，如果得到平衡：

則為

給定

b＝a（1±μμ2）＋μt

已知μ＝0.45，a＝63.49mm，t＝18.15mm，那么上式為

b＝71.66＋28.57μ2

考慮到條件當(dāng)‘b’是最大值（取正號(hào)）

b＝71.66＋28.57μ2

根據(jù)已知裝配幾何學(xué)，h＝23.18mm（參見圖14）

由已知的摩擦襯塊的摩擦力大小，μ＝0.45

楔塊角＝tanα＝μ＝偏距/23.18＝0.45

對(duì)鍥塊這里給出前端偏距＝10.43mm

距離摩擦襯塊中心線偏移＝b－a－d（設(shè)計(jì)活塞偏移為5mm）或

偏距＝71.66＋28.57μ2－63.49－5

偏距＝3.17＋28.57μ2

已知

對(duì)楔塊計(jì)算最大偏距采用為10.43mm，μ2＝0.254。

這是對(duì)于摩擦襯塊/支座爪接觸面摩擦系數(shù)的一個(gè)實(shí)際數(shù)值。

該通用公式給出為

偏距＝b－a－d

μh＝a（1±μμ2）＋μt－a－d

或

μ23.18＝±63.49μμ2＋μ18.15－d

μ5.03＝±63.49μμ2－d

給出

d＝±63.49μμ2－5.03μ

對(duì)于不同的特征值μ，μ2和d可繪出一穩(wěn)定的包絡(luò)線圖，如圖26所示。一個(gè)低的μ2值將得到一趨向更穩(wěn)定的系統(tǒng)。

如果認(rèn)可Cop移動(dòng)情況，那么可回到闡述卡鉗裝配，考慮諸力作用于卡鉗（或支架），如在圖27內(nèi)自由體圖所示。這可以擴(kuò)展到考慮作用在摩擦襯

3.3 測量結(jié)果

由動(dòng)態(tài)引起的結(jié)果是隨摩擦襯塊磨損和壓力的變化而Cop移動(dòng)不變。圖29示瞬間起動(dòng)造成的動(dòng)態(tài)自動(dòng)記錄，Cop的行走軌跡可如所見白色跡線所示。圖30示完整的Cop跡線，這里從最大和最小前端/尾端壓力中心看到在低壓變化最大而隨壓塊支座的回動(dòng)力的影響，支架/卡鉗設(shè)置如圖28（a）－（c）所示。該圖表明圓盤運(yùn)動(dòng)由左到右及各力情況。力增加趨向較小不穩(wěn)定。恰當(dāng)?shù)淖⑨屖且话闱岸似疲M管活塞安排為使尾端偏移為5mm，而前端最大偏移約為11mm，計(jì)算表明前端偏移為10.43 mm將發(fā)生楔緊。

圖26 對(duì)于不同的參量μ，μ2和活塞偏距d，采用公式d＝±63.49μμ2－5.03μ繪制的穩(wěn)定的包絡(luò)線圖Fig.26 Plotted stability envelope for varying parameters，μ，μ2and piston offset，dusing equation d＝63.49μμ2－5.03μ

圖27 卡鉗裝配自由體圖Fig.27 Free body diagram of caliper assembly

圖28 摩擦襯塊和支架/卡鉗安裝平面圖隨支座力方向變化影響合力的位置：（a）前端Cop情況 （b）尾端Cop情況和（c）夾緊情況Fig.28 Diagram of pad and corrier/cliper mounting plane with varying abutments force directions influencing position of resultant force：（a）leading cop sitwation；（b）trailing copsituation and（c）spraggingsituation