3制动器的设计计算

§3 制动器的设计计算 3.1 制动蹄摩擦面的压力分布规律 从前面的可知，制动器摩擦材料的摩擦系数及所产生的摩擦力对制动器因数 有很大影响。掌握制动蹄摩擦面上的压力分布规律，有助于正确分析制动器因数。在 理论上对制动蹄摩擦面的压力分布规律作研究时，通常作如下一些假定： (1)制动鼓、蹄为绝对刚性； (2)在外力作用下，变形仅发生在摩擦衬片上； (3)压力与变形符合虎克定律。 1.对于绕支承销转动的制动蹄 如图 29 所示，制动蹄在张开力 P 作用下绕 支承销O 点转动张开，设其转角为′ θ∆ ，则蹄片 上某任意点 A的位移 AB为 AB = AO′ · θ∆ 由于制动鼓刚性对制动蹄运动的限制，则其径向 位移分量将受压缩，径向压缩为 AC AC = AB COS β 即 AC = AO′ θ∆ COS β 从图 29 中的几何关系可看到 AO′ COS β = DO′ = OO′ Sinϕ AC = OO′ Sinϕ θ∆⋅ 因为 θ∆⋅′OO 为常量，单位压力和变形成正比，所以蹄片上任意一点压力可写成 q=q 0Sinϕ (36) 亦即，制动器蹄片上压力呈正弦分布，其最大压力作 用在与 OO ′连线呈 90°的径向线上。 2.浮式蹄 在一般情况下，若浮式蹄的端部支承在斜支座面 上，如图 30 所示，则由于蹄片端部将沿支承面作滚动 或滑动，它具有两个自由度运动，而绕支承销转动的 蹄片只有一个自由度的运动，因此，其压力分布状况 和绕支承销转动的情况有所区别。 现分析浮式蹄上任意一点 A 的运动情况。今设定 蹄片和支座面之间摩擦足够大，制动蹄在张开力作用 下，蹄片将沿斜支座面上作滚动，设 Q为其蹄片端部圆弧面之圆心，则蹄片上任意一 点 A的运动可以看成绕 Q作相对转动和跟随 Q作移动。这样 A点位移由两部分合成： 相对运动位移 AB和牵连运动位移 BC ，它们各自径向位移分量之和为 AD (见图 30)。 AD = AB COS β +BC COS(ϕ -α ) 根据几何关系可得出 AD =( θ∆ ·OQ +BC Sinα ) Sinϕ +BC COSα COSϕ 式中 θ∆ 为蹄片端部圆弧面绕其圆心的相对转角。 令 θ∆ ·OQ +BC Sinϕ =C 1 BC COSα =C 2 在一定转角 θ∆ 时， 和 都是常量。同样，认为 A点的径向变形量1C 2C AD和压力成正 比。这样，蹄片上任意点 A处的压力可写成 q=q 1Sinϕ +q COS2 ϕ 或 q=q 0Sin(ϕ +ϕ 0) 也就是说，浮式蹄支承在任意斜支座面上时，其理论压力分布规律仍为正弦分布，但 其最大压力点在何处，难以判断。 上述分析对于新的摩擦衬片是合理的，但制动器在使用过程中摩擦衬片有磨损， 摩擦衬片在磨损的状况下，压力分布又应如何呢?按照理论分析，如果知道摩擦衬片 的磨损特性，也可确定摩擦衬片磨损后的压力分布规律。根据国外资料，对于摩擦片 磨损具有如下关系式 fqvKW 11 = 式中 W 1 ——磨损量； K 1——磨损常数； f ——摩擦系数； q——单位压力； v——磨擦衬片与制动鼓之间的相对滑 动速度。 通过分析计算所得压力分布规律如图 31 所 示。图中明在第 11 次制动后形成的单位 面积压力仍为正弦分布 αsin132=q 。如果摩 擦衬片磨损有如下关系： 2222 vfqKW = 式中 ——磨损常数。 2K 则其磨损后的压力分布规律为 αsinCq = (C 也为一常数)。结果亦示于图 31。 应该指出，由上述理论分析所获得的结果与实际情况比较相近，也就是说，用上 述压力分布规律计算所得的摩擦力矩与实际使用中所得摩擦力矩有极大的相关性。以 前有人认为制动摩擦衬片压力分布均匀的设想并不合理。 3.2 制动器因数及摩擦力矩分析计算 如前所述，通常先通过对制动器摩擦力矩计算 的分析，再根据其计算式由定义得出制动器因数 BF 的表达式。现以鼓式制动器中制动蹄只具有一个自 由度运动为例，说明用解析法导出制动器因数的思 路过程： (1)定出制动器基本结构尺寸、摩擦片包角及 其位置布置，并规定制动鼓旋转方向； (2)参见 3.1 节确定制动蹄摩擦片压力分布规 律，令 q=q 0Sinϕ； (3)在张开力 P 作用下，确定最大压力 值。 参见图 32， 0q δϕ所对应的圆弧，圆弧面上的半径方 向作用的正压力为 ϕqRd ，摩擦力为 ϕfqRd 。把所 有的作用力对O 点取矩，可得 ′ ph= RMsin∫ 21 0ϕϕ q 2 ϕ dϕ - R(R-Mcos∫ 21 0ϕϕ fq ϕ )sinϕ dϕ 据此方程式可求出 的值； 0q (4)计算沿摩擦片全长总的摩擦力矩 T = R sinf ∫ 21 0ϕϕ fq 2 ϕ dϕ = R 2 (cos0fq 1ϕ -cos 2ϕ ) (5)由公式(28)导出制动器因数。 由于导出过程的繁琐，特别是浮式蹄，因此这里仅将常用各类制动器因数的计算 式列出供参考。 1.支承销式领—从蹄制动器 单个领蹄的制动蹄因数BFTl )(1 fBraArhfBFT −′= (37) 单个从蹄的制动蹄因数BFT2 )(2 fBraArhfBFT +′= (38) 上两式中 2sin2sin4 cossin 30 300 aaaA αα−= 2cos2cos1 30 ααraB ′+= 以上各式中有关结构尺寸参数见图 33。 整个制动器因数 BF 为 21 TT BFBFBF += 2.支承销式双领蹄制动器 12 TBFBF = BFTl可由式(37)求得。 3.浮式领—从蹄制动器(斜支座面) 对于浮式蹄，其蹄片端部支座面法线可与张开力作用线平行(称为平行支座)或 不平行(称为斜支座)。参见图 34。平行支座可视作斜支座的特例，即图 34 中 °= 0ψ ， 因此，这里给出最一般的情况。 单个斜支座浮式领蹄制动蹄因数BFT3 = （39） 3TBF )/()( 22 HffGFEffD +−+ 单个斜支座浮式从蹄制动蹄因数BFT4 = （40） 4TBF )/()( 22 HffGFEffD ++− 上两式中 ( ) ββ sin)/(cos]///[ '' rcfrofrarcD ss ⋅+⋅++= ββ sin)]/(//[cos)/( '' rofrarcrcfE ss ⋅++−⋅= )]/(/[2/sin4 sin '0 00 rofraF s ⋅++= α αα （41） ββ sincos 'sfG += )sincos( ' ββ −−= sfFH ψtan' += ss ffsf 为蹄片端部与支座面间摩擦系数，如为钢对钢则 =0.2～0.3。sf β 角正负号取值按 下列规则确定：当 2/0αγ > ，β 为正； 2/0αγ < ，β 为负。这样浮式领从制动器因数 为 43 TT BFBFBF += 4.浮式双领蹄(斜支座面)制动器 可按式(39)计算 32 TBFBF = 3TBF 5.浮式双增力蹄制动器 浮式双增力蹄，其结构布置为：支座面都不倾斜，属平行支座，即 °= 0ψ 。参见 图 35。此时， 。其制动器因数为 ss ff =' 53 TT BFBFBF += BFT3可按式(39)计算，而 )/)()(( 3225 arBFacHffGFEffDBF TT ⋅++−+= (42) 上式中有关 D，E，F，G，H 各值可 按式(41)计算，但 。 ss ff =' 6.支承销双增力蹄制动器 其结构图如图 36 所示。可以看 出其第一蹄片相当于平行支座浮式 蹄，第二蹄片为绕支承销转动的蹄。 其总的制动器因数按照定义写成如 下形式： )/)(/(/// 2121 pFFFPFpFPFBF axaxdddd +=+= 按照上述分析， 可按式（39）计算，而 可按式（37）计算， 可按 下式计算，即 PFd /1 axd FF /2 pFax /)/)(/(// 1 arPFacPF dax += 7.固定凸轮式(S 形凸轮)气制动器 固定凸轮式气制动器结构上属绕支承销式领—从蹄制动器，因其凸轮只能绕固定 轴转动，作用于领蹄和从蹄上的张开力户不等，使得领蹄的效能有点下降，而从蹄的 效能略有增加。这样，固定凸轮式气制动器的总的平均制动器因数可由下式来计算： 21 214 TT TT BFBF BFBFBF +⋅= 式中的BFT1可由式(37)来计算，BFT2可由式(38)来计算。 8.楔式气制动器 楔式气制动器从结构原理上属浮式蹄。单气室楔式制动器可认为是浮式领从蹄制 动器，双气室楔式制动器则是浮式双领蹄制动器，它们各自的制动器因数，可根据前 面有关公式计算。 有关制动器摩擦力矩的计算，则可根据各制动器之制动器因数再按式(28)计算。 3.3 制动蹄上的压力分布规律与制动力矩的简化计算 1.沿蹄片长度方向的 45 压力分布规律 用解析计算沿蹄片长度方向的压力分布规律比较困难，因为除了摩擦衬片有 弹性容易变形外，制动鼓、制动蹄以及支承也都有弹性变形。通常在近似计算中只考 虑衬片径向变形的影响，其他零件变形的影响较小，可以忽略不计。 制动蹄可设计成一个自由度和两个自由度的(见图 37)形式。 首先计算有两个自由度的增势蹄摩擦衬片的径向变形规律。为此，取制动鼓中心 O点为坐标原点，如图 37 所示，并让y1坐标轴通过制动蹄的瞬时转动中心A1点。 制动时，由于摩擦衬片变形，制动蹄在绕瞬时转动中心A1转动的同时，还顺着摩 擦力作用方向沿支承面移动。结果使制动蹄中心位于 点，因而可以想象未变形的 摩擦衬片的表面轮廓(EE 1O l线)就沿 方向移人制动鼓体内。显然，衬片表面上所有 点在这个方向上的变形是相同的。例如，位于半径 ，上的任意点 的变形就是 线段。因此，对于该点的径向变形为 1OO 1OB 1B '11BB1'11111 cosΨ≈= BBCBδ 由于 和 ο90)( 111 −+=Ψ αϕ max11'11 δ==OOBB 于是得到增势蹄的径向变形 1δ 和压力 为 1q )sin( 11max11 ϕαδδ +≈ )sin( 11max1 ϕα += qq （43） 式中 1α ——任意半径 1OB 和 轴之间的夹角； 1y 1ϕ ——最大压力线 与 轴之间的夹角； 1OO 1x 1ψ ——半径 和 线之间的夹角。 1OB 1OO 下面再计算有一个自由度的增势蹄摩擦衬片的径向变形规律。此时摩擦衬片在张 开力和摩擦力的作用下，绕支承销中心A1转动 γd 角(见图 37(b))。摩擦衬片表面任意 点 沿制动蹄转动的切线方向的变形即为线段 ，其径向变形分量是线段 ， 在半径 延长线上的投影，即线段 。由于 1B '11BB '11BB1OB 1BB γd 角很小，可以认为 ， 则所求的摩擦衬片径向变形为 °=∠ 90'111 BBA γγγδ dBABBCB ⋅=== sinsin 11'11111 考虑到 ，则由等腰三角形 可知ROBOA =≈ 11 11OBA γα sin/sin/11 RBA = 代入上式，得摩擦衬片的径向变形和压力分别为 γαδ dRsin1 = αsinmax11 qq = （44） 综合上述可以认为：对于尚未磨合的新制动蹄衬片，沿其长度方向的压力分布符 合正弦曲线规律，可用式(43)和式(44)计算。 沿摩擦衬片长度方向压力分布的不均匀程度，可用不均匀系数 pqq /max=∆ 式中 -——制动蹄衬片上的最大压力； maxq ——在同等制动力矩作用下，假想压力分布均匀时的压力。 pq 2.制动蹄片上的制动力矩 在计算鼓式制动器时，必须建立制动蹄对制动鼓 的压紧力与所产生的制动力矩之间的关系。 为计算有一个自由度的制动蹄片上的力矩 ， 在摩擦衬片表面上取一横向单元面积，并使其位于与 轴的交角为 1TfT1y α处，单元面积为 αbRd 。，其中 b 为 摩擦衬片宽度，R 为制动鼓半径， αd 为单元面积的 包角，如图 38 所示。 由制动鼓作用在摩擦衬片单元面积的法向力为： ααα dbRqqbRddN sinmax== (45) 而摩擦力 产生的制动力矩为 fdN ααdfbRqdNfRdTTf sin2max== 在由α′至α ′′区段上积分上式，得 (46) )cos(cos2max αα ′′−′= fbRqTTf 当法向压力均匀分布时， αbRdqdN p= )(2 αα ′−′′= fbRqT pTf (47) 由式(46)和式(47)可求出不均匀系数 )cos/(cos)( αααα ′′−′′−′′=∆ 式（46）和式（47）给出的由压力计算制 动力矩的方法，但在实际计算中采用由张开力 P 计算制动力矩T 的方法则更为方便。 1 1Tf 增势蹄产生的制动力矩T 可表达如下： Tf 111 ρfNT （48） Tf = 式中 ——单元法向力的合力； 1N 1ρ ——摩擦力 的作用半径(见图 39)。 1fN 如果已知制动蹄的几何参数和法向压力的大小，便可用式(17—46)算出蹄的制动 力矩。 为了求得力 与张开力 的关系式，写出制动蹄上力的平衡方程式： 1N 1P 0)sin(coscos 111101 =+−+ δδα fNSP x 01111 =+′− NfCSaP x ρ (49) 式中 1δ —— 轴与力 的作用线之间的夹角； 1x 1NxS1 ——支承反力在工：轴上的投影。 解式(49)，得 ])sin(cos/[ 11111 ρδδ ffchPN −+′= （50） 对于增势蹄可用下式表示为 T 11111111 ])sin(cos/[ BPffcfhP （51） Tf =−+′= ρδδρ 对于减势蹄可类似地表示为 T 22222222Tf =+− ])sin(cos/[ BPffcfhP （52） ′= ρδδρ 为了确定 1ρ ， 2ρ 及 1δ ， 2δ ，必须求出法向力 N 及其分量。如果将 dN(见图 38) 看作是它投影在 轴和 轴上分量dN 和dN 的合力，则根据式（45）有： 1x 1y x x 4/)2sin2sin2(sinsin max2max ααβααα αααα ′+′′−=== ∫∫ ′′′′′′ bRqdbRqdNNx （53） 4/)2cos2(cossincos max2max αααααα αααα ′′−′′=== ∫∫ ′′′′′′ bRqdbRqdNNy （54） 因此 )]2sin2sin2/()2cos2sarctan[(co)arctan( ααβααδ ′+′′−′′−′== xyNN 式中 ααβ ′−′′= 。 根据式(46)和式(48)，并考虑到 221 yx NNN += 则有 22 )2sin2sin2()2cos2(cos/)]cos(cos4[ ααβααααρ ′+′′−+′′−′′′−′= R 如果顺着制动鼓旋转的制动蹄和逆着制动鼓旋转的制动蹄的α′和α ′′同，显然两 种蹄的δ 和 ρ值也不同。对具有两蹄的制动器来说，其制动鼓上的制动力矩等于两蹄 摩擦力矩之和，即 221121 BPBPTTT TfTff +=+= 对于液压驱动的制动器来说， 21 PP = ，所需的张开力为 )/( 21 BBTP f += 对于凸轮张开机构，其张开力可由前述作用在蹄上的力矩平衡条件得到的方程式 求出： 11 /5.0 BTP f= 22 /5.0 BTP f= 计算蹄式制动器时，必须检查蹄有无自锁的可能，由式(17—51)得出自锁条件。 当该式的分母等于零时，蹄自锁： 0)sin(cos 111 =−+′ ρδδ ffc （55） 如果式 11 1sincos δρ δccf ′−′< （56） 成立，则不会自锁。 由式(46)和式(51)可求出领蹄表面的最大压力为 ])sin(cos)[cos(cos 1212 111max ρδδαα ρ ffcbR hPq −+′′′−′= （57 式中 ， h，1P 1ρ ，R， c ，′ 1δ ——见图 39； α′，α ′′——见图 38；， b——摩擦衬片宽度； f ——摩擦系数。 3.4 摩擦衬片(衬块)的磨损特性计算 摩擦衬片(衬块)的磨损，与摩擦副的材质、表面加工情况、温度、压力以及相对 滑磨速度等多种因素有关，因此在理论上要精确计算磨损性能是困难的。但试验表明， 摩擦表面的温度、压力、摩擦系数和表面状态等是影响磨损的重要因素。 汽车的制动过程是将其机械能(动能、势能)的一部分转变为热量而耗散的过程。 在制动强度很大的紧急制动过程中，制动器几乎承担了耗散汽车全部动力的任务。此 时由于在短时间内热量来不及逸散到大气中，致使制动器温度升高。此即所谓制动器 的能量负荷。能量负荷愈大，则衬片(衬块)的磨损愈严重。 制动器的能量负荷常以其比能量耗散率作为评价指标。比能量耗散率又称为单位 功负荷或能量负荷，它表示单位摩擦面积在单位时间内耗散的能量，其单位为W／mm2。 双轴汽车的单个前轮制动器和单个后轮制动器的比能量耗散率分别为 βδ 1 22211 2 )(21 tA vvme a −= )1(2 )(21 2 22212 βδ −−= tA vvme a （58） j vvt 21 −= 式中 δ ——汽车回转质量换算系数； am ——汽车总质量； 1v ， — — 汽 车 制 动 初 速 度 与 终 速 度 ， m ／ s ； 计 算 时 轿 车 取 km/h(27.8m/s)；总质量 3.5t 以下的货车取 =80km/h(22.2m/s)；总质量 3．5t 以上的 货车取 =65km／h(18m／s)； 2v1001 =v 1v1v j——制动减速度，m／s2，计算时取j=0．6g； t——制动时间，s； Al，A2——前、后制动器衬片(衬块)的摩擦面积； β ——制动力分配系数。 在紧急制动到 时，并可近似地认为02 =v 1=δ ，则有 β1211 221 tAvme a= )1(221 2212 β−= tAvme a (59) 鼓式制动器的比能量耗损率以不大于 1.8W／mm2为宜，但当制动初速度 低于式 (58)下面所规定的 值时，则允许略大于 1.8W／mm 1v1v 2。轿车盘式制动器的比能量耗散 率应不大于 6.0W／mm2。比能量耗散率过高，不仅会加速制动衬片(衬块)的磨损，而 且可能引起制动鼓或盘的龟裂。 磨损特性指标也可用衬片(衬块)的比摩擦力即单位摩擦面积的摩擦力来衡量。 单个车轮制动器的比摩擦力为 RATF ff =0 (60) 式中 ——单个制动器的制动力矩； fT R——制动鼓半径(或制动盘有效半径)； A——单个制动器的衬片(衬块)摩擦面积。 当制动减速度j=0.6g时，鼓式制动器的比摩擦力 以不大于 0.48N／mm0fF 2为宜。 亦可采用摩擦衬片与制动鼓间的平均压力 作为衡量磨损的指标，即 pq ][ pp qANq ≤= 式中 N——摩擦衬片与制动鼓间的法向力； A——摩擦衬片的摩擦面积。 有些文献推荐取[ ]=2MPa，当前由于磨损问题受到更大重视，可取[ ]=1.40～ 1.60MPa(当摩擦系数 =0.30～0.35 时)，紧急制动时允许取[ ]＝2～2.5MPa。 pq pqf pq 磨损和热的性能指标也可用衬片在制动过程中由最高制动初速度至停车所完成 的单位衬片(衬块)面积的滑磨功即比滑磨功 ，来衡量： fL ][2 max2 faaf LAvmL ≤= Σ （62） 式中 ——汽车总质量，kg； am ——汽车最高车速，m/s； maxav ∑A ——车轮制动器各制动衬片(衬块)的总摩擦面积，cm’； [ ]——许用滑磨功，对轿车取[ ]＝1000～1500J／cmfL fL 2；对客车和货车取 [ ]＝600～800J／cmfL 2。 3.5 制动器的热容量和温升的核算 应核算制动器的热容量和温升是否满足如下条件： Ltcmcm hhdd ≥∆+ )( （63） 式中 ——各制动鼓(盘)的总质量； dmhm ——与各制动鼓(盘)相连的受热金属件(如轮毂、轮辐、轮辋、制动钳 体等)的总质量； dc ——制动鼓(盘)材料的比热容，对铸铁 c=482J／(kg·K)，对铝合金 c=880J／(kg·K)； hc ——与制动鼓(盘)相连的受热金属件的比热容； t∆ ——制动鼓(盘)的温升(一次由 =30km／h 到完全停车的强烈制动， av 温升不应超过 15℃)； L——满载汽车制动时由动能转变的热能，因制动过程迅速，可以认为制 动产生的热能全部为前、后制动器所吸收，并按前、后轴制动力的 分配比率分配给前、后制动器，即 β221 aa vmL = )1(222 β−= aa vmL （64） 式中 ——满载汽车总质量； amav ——汽车制动时的初速度，可取 maxaa vv = ； β ——汽车制动器制动力分配系数，见式(11)。 3.6 盘式制动器制动力矩的计算 盘式制动器的计算用简图如图 40 所示，今假 设衬块的摩擦表面与制动盘接触良好，且各处的 单位压力分布均匀，则盘式制动器的制动力矩为 （65） fNRTf 2= 式中 ——摩擦系数； f N——单侧制动块对制动盘的压紧力(见图 40)； R——作用半径。 对于常见的扇形摩擦衬块，如果其径向尺寸不大，取 R为平均半径 或有效半 径 已足够精确。如图 41 所示，平均半径为 mReR 2 21 RRRm += 式中 ， ——扇形摩擦衬块的内半径和 外半径。 1R 2R 根据图 41，在任一单元面积只 RdR 上 的 摩 擦 力 对 制 动 盘 中 心 的 力 矩 为 ，式中 q 为衬块与制动盘之间的 单位面积上的压力，则单侧制动块作用于制 动盘上的制动力矩为 ϕdRdfqR2 ϕd θϕθθ )(322 313221 21 RRfqdRdfqRT RR −== ∫ ∫− 单侧衬块给予制动盘的总摩擦力为 θϕθθ )( 212221 RRfqdRdfqRfN RR −== ∫ ∫− 得有效半径为 )2]()(1[34322 21221 212122 3132 RRRR RRRR RRfNTR fe ++−=−−⋅== 令 mRR =21 ，则有 me RmmR ])1(1[34 2+−= 因 121 <= RRm ， 41)1( 2 <+mm ，故 。当 ， ， 。但当 m 过小，即扇形的径向宽度过大，衬块摩擦表面在不同半径处的滑磨速度相差太大，磨 损将不均匀，因而单位压力分布将不均匀，则上述计算方法失效。 me RR > 21 RR → 1→m me RR → 3.7 驻车计算 图 42 为汽车在上坡路上停驻时的受力 情况，由此可得出汽车上坡停驻时的后轴车 轮的附着力为： )sincos( 12 ααϕϕ ga hLLgmZ += 同样可求出汽车下坡停驻时的后轴车 轮的附着力为： )sincos( 12 ααϕϕ ga hLLgmZ −=′ 根据后轴车轮附着力与制动力相等的 条件可求得汽车在上坡路和下坡路上停驻时的坡度极限倾角α，α′，即由 αααϕ sin)sincos( 1 gmhLLgm aga =+ 求得汽车在上坡时可能停驻的极限上坡路倾角为 ghL Lϕϕα −= 1arctan （66） 汽车在下坡时可能停驻的极限下坡路倾角为 ghL Lϕϕα +=′ 1arctan 一般对轻型货车要求不应小于 25%，中型货车不小于 20%，汽车列车的最大停驻 坡度约为 12％左右。 为了使汽车能在接近于由上式确定的坡度为α的坡路上停驻，则应使后轴上的驻 车制动力矩接近于由α所确定的极限值 αsineagrm (因 αα ′> )，并保证在下坡路上能 停驻的坡度不小于法规规定值。 单个后轮驻车制动器的制动上限为 αsin21 eagrm ；中央驻车制动器的制动力矩上 限为 0/sin igrm ea α ， 为后驱动桥主减速比。 0i 3.8 制动器主要零件的结构设计 1.制动鼓 制动鼓应具有高的刚性和大的热容 量，制动时其温升不应超过极限值。制动 鼓的材料与摩擦衬片的材料相匹配，应能 保证具有高的摩擦系数并使工：作表面磨 损均匀。中型、重型货车和中型、大型客 车多采用灰铸铁 HT200 或合金铸铁制造的 制动鼓(图 44(b))；轻型货车和一些轿车则采用由钢板冲压成形的辐板与铸铁鼓筒部 分铸成一体的组合式制动鼓(图 44(b))；带有灰铸铁内鼓筒的铸铝合金制动鼓(图 44(c))在轿车上得到了日益广泛的应用。铸铁内鼓筒与铝合金制动鼓本体也是铸到一 起的，这种内镶一层珠光体组织的灰铸铁作为工作表面，其耐磨性和散热性都很好， 而且减小了质量。 制动鼓在工作载荷作用下会变形，致使蹄鼓间单位压力不均匀，且会损失少许踏 板行程。鼓筒变形后的不圆柱度过大容易引起自锁或踏板振动。为防止这些现象需提 高制动鼓的刚度。为此，沿鼓口的外缘铸有整圈的加强肋条，也有的加铸若干轴向肋 条以提高其散热性能。 制动鼓相对于轮毂的对中如图 44 所示，是以直径为 的圆柱表面的配合来定 位，并在两者装配紧固后精加工制动鼓内工作表面，以保证两者的轴线重合。两者装 配后需进行动平衡。许用不平衡度对轿车为 15～20N·cm；对货车为 30—40N·cm。 cd 制动鼓壁厚的选取主要是从刚度和强度方面考虑。壁厚取大些也有助于增大热容 量，但试验表明，壁厚从 11mm 增至 20mm，摩擦表面平均最高温度变化并不大。一般 铸造制动鼓的壁厚：轿车为 7～12mm，中、重型货车为 13～18mm。制动鼓在闭口一侧 可开小孔，用于检查制动器间隙。 2.制动蹄 轿车和轻型、微型货车的制动蹄广泛采用 T形型钢辗压或钢板冲压—焊接制成； 大吨位货车的制动蹄则多用铸铁、铸钢或铸铝合金制成。制动蹄的断面形状和尺寸应 保证其刚度好，但小型车钢板制的制动蹄腹板上有时开有一、两条径向槽，使蹄的弯 曲刚度小些，以便使制动蹄摩擦衬片与鼓之间的接触压力均匀，因而使衬片磨损较为 均匀，并减少制动时的尖叫声。重型汽车制动蹄的断面有工字形、山字形和Ⅱ字形几 种。制动蹄腹板和翼缘的厚度，轿车的约为 3—5mm；货车的约为 5～8mm。摩擦衬片 的厚度，轿车多用 4.5～5mm；货车多在 8mm 以上。衬片可以铆接或粘接在制动蹄上， 粘接的允许其磨损厚度较大，但不易更换衬片；铆接的噪声较小。 3.制动底板 制动底板是除制动鼓外制动器各零件的安装基体，应保证各安装零件相互间的正 确位置。制动底板承受着制动器工作时的制动反力矩，故应有足够的刚度。为此，由 钢板冲压成形的制动底板都具有凹凸起伏的形状。重型汽车则采用可锻铸铁 KTH 370 —12 的制动底座以代替钢板冲压的制动底板。刚度不足会导致制动力矩减小，踏板 行程加大，衬片磨损也不均匀。 4.支承 二自由度制动蹄的支承，结构简单，并能使制动蹄相对制动鼓自行定位(见图 5)。 为了使具有支承销的一个自由度的制动蹄的工作表面与制动鼓的工作表面同轴心，应 使支承位置可调。例如采用偏心支承销(图 7)或偏心轮(图 6)。支承销由 45 号钢制 造并高频淬火。其支座为可锻铸铁(KTH 370—12)或球墨铸铁(QT 400—18)件。青铜 偏心轮可保持制动蹄腹板上的支承孔的完好性并防止这些零件的腐蚀磨损。 具有长支承销的支承能可靠地保持制动蹄的正确安装位置，避免侧向偏摆。有时 在制动底板上附加一压紧装置，使制动蹄中部靠向制动底板(见图 6，剖面 C-C)，而 在轮缸活塞顶块上(图 6)或在张开机构调整推杆端部开槽供制动蹄腹板张开端插入， 以保持制动蹄的正确位置。 5.制动轮缸 是液压制动系采用的活塞式制动蹄张开机构，其结构简单，在车轮制动器中布置 方便。轮缸的缸体由灰铸铁 HT250 制成。其缸筒为通孔，需搪磨。活塞由铝合金制造。 活塞外端压有钢制的开槽顶块，以支承插入槽中的制动蹄腹板端部(图 6)或端部接头 (图 7)。轮缸的工作腔由装在活塞上的橡胶密封圈(图 6)或靠在活塞内端面处的橡胶 皮碗(图 7)密封。多数制动轮缸有两个等直径活塞；少数有四个等直径活塞；双领蹄 式制动器的两蹄则各用一个单活塞制动轮缸推动。 6.制动盘 制动盘一般由珠光体灰铸铁制成，其结构形状有平板形(用于全盘式制动器，见 图 17)和礼帽形(用于钳盘式制动器，见图 20)两种。后一种的圆柱部分长度取决于布 置尺寸。为了改善冷却，有的钳盘式制动器的制动盘铸成中间有径向通风槽的双层盘， 可大大增加散热面积，但盘的整体厚度较大。 制动盘的工作表面应光滑平整。两侧表面不平行度不应大于 0.008mm，盘面摆差 不应大于 0.1mm。 7.制动钳 制动钳由可锻铸铁 K丁 H370—12 或球墨铸铁 QT400—18 制造，也有用轻合金制 造的，可做成整体的(图 19)，也可做成两牛并由螺栓连接。其外缘留有开口，以便 不必拆下制动钳便可检查或更换制动块。制动钳体应有高的强度和刚度。一般多在钳 体中加工出制动油缸，也有将单独制造的油缸装嵌入钳体中的。为了减少传给制动液 的热量，多将杯形活塞的开口端顶靠制动块的背板(图 19、图 20(a))。有的活塞的开 口端部切成阶梯状，形成两个相对且在同一平面内的小半圆环形端面。活塞由铸铝合 金或钢制造。为了提高耐磨损性能，活塞的工作表面进行镀铬处理。当制动钳体由铝 合金制造时，减少传给制动液的热量成为必须解决的问题。为此，应减小活塞与制动 块背板的接触面积，有时也可采用非金属活塞。 8.制动块 制动块由背板和摩擦衬块构成，两者直接压嵌在一起。衬块多为扇面形，也有矩 形、正方形或长圆形的。活塞应能压住尽量多的制动块面积，以免衬块发生卷角而引 起尖叫声。制动块背板由钢板制成。许多盘式制动器装有衬块磨损达极限时的警报装 置(图 22)，以便及时更换摩擦衬片。 9.摩擦材料 制动摩擦材料应具有高而稳定的摩擦系数，抗热衰退性能好，不能在温度升到某 一数值后摩擦系数突然急剧下降；材料的耐磨性好，吸水率低，有较高的耐挤压和耐 冲击性能；制动时不产生噪声和不良气味，应尽量采用少污染和对人体无害的摩擦材 料。 目前在制动器中广泛采用着模压材料，它是以石棉纤维为主并与树脂粘结剂、调 整摩擦性能的填充剂(由无机粉粒及橡胶、聚合树脂等配成)与噪声消除剂(主要成分 为石墨)等混合后，在高温下模压成型的。模压材料的挠性较差，故应按衬片或衬块 规格模压，其优点是可以选用各种不同的聚合树脂配料，使衬片或衬块具有不同的摩 擦性能和其他性能。 另一种是编织材料，它是先用长纤维石棉与铜丝或锌丝的合丝编织成布，再浸以 树脂粘合剂经干燥后辊压制成。其挠性好，剪切后可以直接铆到任何半径的制动蹄或 制动带上。在 100℃～120℃温度下，它具有较高的摩擦系数( =0.4 以上)，冲击强 度比模压材料高 4～5倍。但耐热性差，在 200℃～250℃以上即不能承受较高的单位 压力，磨损加快。因此这种材料仅适用于中型以下汽车的鼓式制动器，尤其是带式中 央制动器。 f 粉末冶金摩擦材料是以铜粉或铁粉为主要成分(占质量的 60％～80％)，加上石 墨、陶瓷粉等非金属粉末作为摩擦系数调整剂，用粉末冶金方法制成。其抗热衰退和 抗水衰退性能好，但造价高，适用于高性能轿车和行驶条件恶劣的货车等制动器负荷 重的汽车。 各种摩擦材料摩擦系数的稳定值约为 0.3～0.5，少数可达 0.7。设计计算制动 器时一般取 0.3～0.35。选用摩擦材料时应注意，一般说来，摩擦系数愈高的材料其 耐磨性愈差。 10.制动器间隙 制动鼓(制动盘)与摩擦衬片(摩擦衬块)之间在未制动的状态下应有工作作间 隙，以保证制动鼓(制动盘)能自由转动。一般，鼓式制动器的设定间隙为 0.2～0.5mm； 盘式制动器的为 0.1～0.3mm。此间隙的存在会导致踏板或手柄的行程损失，因而间 隙量应尽量小。考虑到在制动过程中摩擦副可能产生机械变形和热变形，因此制动器 在冷却状态下应有的间隙应通过试验来确定。另外，制动器在工作过程中会因为摩擦 衬片(衬块)的磨损而加大，因此制动器必须设有间隙调整机构。