畢業(yè)設計（論文）-CD1輕型貨車后制動器設計.doc

燕山大學專業(yè)綜合訓練說明書題目： CD1輕型貨車后制動器設計 燕山大學專業(yè)綜合訓練任務書院（系）：車輛與能源學院 基層教學單位：車輛與交通運輸工程系題 目CD1輕型貨車后制動器設計訓 練 內(nèi) 容 和 目 的1. 熟悉制動系統(tǒng)及鼓式制動器結構；2. 計算制動器制動力分配系數(shù)；3. 計算制動器主要結構參數(shù)；4. 練習使用繪圖軟件；5. 學習查閱相關標準。附主要參數(shù)：滿載質(zhì)量：1850kg，前輪至質(zhì)心距離1391mm；裝備質(zhì)量：1160kg，前輪至質(zhì)心距離1350mm；質(zhì)心高：空載695mm，滿載750mm；輪胎型號：175/70R14完 成 任 務 量1. 確定制動器制動力分配系數(shù)；2. 繪制制動器總裝圖；3. 繪制制動鼓零件圖；4. 書寫6000字計算說明書。進 度 安 排第一、二周： 熟悉制動器結構、計算制動器制動力分配系數(shù)；計算相關結構參數(shù)并繪制制動器總裝圖；第三周：完善總裝圖，繪制制動鼓零件圖；第四周：編寫說明書，準備答辯。參考資料1. 汽車設計.王望予.機械工業(yè)出版社2. 汽車設計.劉唯信.清華大學出版社指導教師簽字基層教學單位主任簽字 2012年11月29日燕山大學專業(yè)綜合訓練說明書 第1章 概述1.1制動器功能 汽車制動器是指產(chǎn)生阻礙車輛運動或運動趨勢的力（制動力）的部件。 汽車所用的制動器幾乎都是摩擦式的，可分為鼓式和盤式兩大類。鼓式制動器摩擦副中的旋轉元件為制動鼓，其工作表面為圓柱面；盤式制動器的旋轉元件則為旋轉的制動盤，以端面為工作表面。1.2制動器要求汽車制動系至少應有兩套獨立的制動裝置，即行車制動裝置和駐車制動裝置。行車制動是用腳踩下制動踏板操縱車輪制動器來制動全部車輪；而駐車制動則采用手制動桿操縱，且利用專設的中央制動器或利用車輪制動器進行制動。中央制動器位于變速器之后的傳動系中，用于制動變速器的第二軸或傳動軸。此次設計為小型乘用車，輕型客車滿載1.85t，設計的是鼓式制動器。第2章 制動力分配2.1參數(shù) 滿載質(zhì)量：1850kg，前輪至質(zhì)心距離1391mm；裝備質(zhì)量：1160kg，前輪至質(zhì)心距離1350mm；質(zhì)心高：空載695mm，滿載750mm；輪胎型號：175/70R142.2法規(guī)要求 為了保證制動時汽車的方向穩(wěn)定性和有足夠的制動效率，聯(lián)合國歐洲經(jīng)濟委員會制定的ECE R13制動法規(guī)對雙軸汽車前、后輪制動器制動力提出了明確的要求。本次設計的是輕型乘用車，根據(jù)法規(guī)整理出它的制動效能與利用附著系數(shù)的要求如下。 法規(guī)規(guī)定： 對于 = 0.2 0.8之間時，要求其制動強度z 0.1 + 0.85( -0.2)車輛在各種裝載狀態(tài)時，前軸利用附著系數(shù)曲線應在后軸利用附著系數(shù)曲線之上。 但是對于本車而言，制動強度在0.3 0.45之間，后軸利用附著系數(shù)曲線不超過直線 = z + 0.05的條件下，允許后軸利用附著系數(shù)曲線在前軸利用附著系數(shù)曲線的上方。 圖2-1 ECE法規(guī)貨車的制動力分配2.3具有固定比值的前、后制動器制動力與同步附著系數(shù)不少兩軸汽車的前、后制動器制動力之比為一固定值。前制動器制動力與汽車總制動器制動力之比稱為制動器制動力分配系數(shù)，并以符號表示，即 = 若用= B( )表示，則= B( )為一直線，此直線通過坐標原點，且其斜率為tan= 這條直線稱為實際前、后制動器制動力分配線，簡稱線。線與I曲線交點處的附著系數(shù)為同步附著系數(shù)，所對應的制動減速度稱為臨界減速度。同步附著系數(shù)說明，前、后制動器制動力為固定比值的汽車，只有在同步附著系數(shù)路面上制動時才能使前、后車輪同時抱死。設汽車在同步附著系數(shù)路面上制動，此時前、后輪同時抱死，得=，即 = （2-1）當0時，線位于I曲線的上方，制動時總是后輪先抱死。國外有的文獻推薦滿載時的同步附著系數(shù)：轎車取00.6；貨車取00.5為宜。在條件允許的情況下應取大些，這樣制動穩(wěn)定性好。2.4理想的前、后制動器制動力分配曲線 地面法向反作用力為 前后輪同時抱死時，此時.（2-9）前后輪同時抱死時：前、后輪制動器制動力之和等于附著力，并且前、后輪制動器制動力分別等于各自的附著力，即將（2-9）式代入上式，得，消去變量，得 由此式可作出I曲線 圖2-4 線與I曲線2.5利用附著系數(shù)與制動效率利用附著系數(shù)就是在某一制動強度z下，不發(fā)生任何車輪抱死所要求的最小路面附著系數(shù)i，其定義為。其中，F(xiàn)Xbi為對應于制動強度z，汽車對第i軸產(chǎn)生的地面制動力；FZi為制動強度為z時，地面對第i軸的法向反力；i為第i軸對應于制動強度z的利用附著系數(shù)。顯然，利用附著系數(shù)越接近制動強度，地面的附著條件發(fā)揮得越充分，汽車制動力分配的合理程度越高。2.5.1前軸的利用附著系數(shù) 設汽車前輪剛要抱死或前、后輪同時抱死時產(chǎn)生的減速度為=zg ，則 =Gz 而 故 = （2-3）同時，由（2-1）式得 = （2-2)， 又前輪剛抱死時，=，由（2-2）式得當時，z = （2-6）2.5.3利用附著系數(shù)曲線 此次設計，首先在 = 0.2 0.8的不同路面上，取定不同的值，由（2-1）式算出空載與滿載時的同步附著系數(shù)作出利用附著系數(shù)與制動強度的關系曲線，與制動法規(guī)對比，看是否滿足法規(guī)要求。通過EXCEL作圖，找到合適的值為0.71，此時 滿載=0.821 空載=利用Excel作圖繪制利用附著系數(shù)與制動強度的關系曲線如下 圖2-2 利用附著系數(shù)與制動強度的關系曲線從圖中可看出，當值取為0.71時，前軸的利用附著著系數(shù)曲線全在后軸利用附著系數(shù)曲線上方，前軸的利用附著系數(shù)均在法規(guī)下符合法規(guī)要求，后軸均在下面，說明后軸的利用附著系數(shù)也均符合要求，綜合說明=0.71的制動力分配時合理的。當客車在地面附著系數(shù)為0.20.8的路面上制動時不會出現(xiàn)后輪先抱死的情況，符合安全要求，說明制動力分配合理。2.6制動效率曲線制動效率定義為車輪不鎖死的最大制動強度與車輪和地面間附著系數(shù)的比值，亦即車輪將要抱死時的制動強度z與被利用的附著系數(shù)之比。前軸制動效率為.（2-7）后軸制動效率為.（2-8）通過Excel作圖繪制出制動效率曲線如下 圖2-3 前、后制動效率曲線在上圖中可以看到滿載和空載時后軸的制動效率均交于空載和滿載時的同步附著系數(shù)，在0.8后，即在0.2-0.8的路面上行駛時總是前輪先抱死，符合安全要求。 第3章 鼓式制動器的結構型式及選擇鼓式制動器可分為以下幾種： 圖3-1鼓式制動器簡圖(a) 領從蹄式（用凸輪張開）；（b）領從蹄式（用制動輪缸張開）；（c）雙領蹄式（非雙向，平衡式）； （d）雙向雙領蹄式；（e）單向增力式；（f）雙向増力式鼓式制動器根據(jù)其結構都不同，又分為：雙向自增力蹄式制動器、雙領蹄式制動器、領從蹄式制動器、雙從蹄式制動器。其制動效能依次降低，最低是盤式制動器。領叢蹄式制動器的效能和效能穩(wěn)定性，在各式制動器中居中游：前進、倒退行駛的制動效果不變；結構簡單，成本低；便于附裝駐車制動驅(qū)動機構；調(diào)整蹄片與制動鼓之間的間隙工作容易。但領叢蹄式制動器也有兩蹄片上的單位壓力不等（在兩蹄上摩擦襯片面積相同的條件下），故兩蹄片磨損不均勻，壽命不同的特點。此外，因只有一個輪缸，兩蹄必須在同一驅(qū)動回路作用下工作。本次設計的是輕型乘用車后輪鼓式制動器，對制動強度要求不高，并且為了節(jié)約成本決定采用領從蹄式鼓式制動器。 第4章 制動器結構參數(shù)確定4.1制動鼓直徑D在輸入力一定時，制動鼓內(nèi)徑D越大，則制動力矩越大，且散熱能力也越強。但的增大受輪輞內(nèi)徑限制，制動鼓與輪輞之間應保持足夠的間隙，通常要求該間隙不小于2030mm，否則不僅制動鼓散熱條件太差，而且輪輞受熱后可能損壞輪胎。制動鼓應有足夠的壁厚，用來保證有較大的剛度和熱容量，以減少制動時的溫度。制動鼓的直徑小，剛度就大，并有利于保證制動鼓的加工精度。制動鼓直徑與輪輞直徑之比的范圍如下：乘用車 =0.64-0.74商用車 =0.70-0.83制動鼓內(nèi)徑尺寸應參考專業(yè)標準QC/T3091999制動鼓工作直徑及制動蹄片寬度尺寸系列。轎車制動鼓內(nèi)徑一般比輪輞外徑小125mm-150mm，載貨汽車和客車的制動鼓內(nèi)徑一般比輪輞外徑小80mm-100mm，設計時亦可按輪輞直徑初步確定制動鼓內(nèi)徑（見表4-1）。表4-1 制動鼓最大內(nèi)徑輪輞直徑/in121314151620制動鼓最大內(nèi)徑/mm轎車180200240260-貨車、客車220240260300320420本次設計輪胎規(guī)格70R16 ，其中70為輪胎名義斷面寬度，16為輪輞11名義直徑（in）,1 in=25.4mm輪輞直徑16英寸，則輪輞直徑=1425.4mm=355.6mm。選取制動鼓直徑為260mm，比輪輞外直徑小95.6mm，符合客車的直徑要求。4.2摩擦襯片寬度和包角摩擦襯片的包角通常在=90120度范圍內(nèi)選取，試驗表明，摩擦襯片包角=90100度時磨損最小，制動鼓的溫度也最低，而制動效能則最高。再減小雖有利于散熱，但由于單位壓力過高將加速磨損。包角也不宜大于120度，因為過大不僅不利于散熱，而且易使制動作用不平順，甚至可能發(fā)生自鎖。本次設計取為100度。由制動鼓工作直徑及制動蹄片寬度尺寸系列的規(guī)定，選取制動蹄摩擦片寬度b=40mm上述兩個參數(shù)：，b 加上已初定的制動鼓內(nèi)徑?jīng)Q定了每個制動器的摩擦面積即 （4-1）式中：D制動鼓內(nèi)經(jīng)mm b制動蹄摩擦襯片寬度mm 分別為兩蹄的摩擦襯片包角，（）。 單個制動器摩擦面積，mm2 則 =226.89 圖4-1 鼓式制動器的主要幾何參數(shù)由客車在1.5-2.5噸時的摩擦襯片面積為200-300可知設計符合要求。4.3摩擦襯片初始角的選取通常是將摩擦襯片布置在制動蹄外緣的中央。有時為了適應單位壓力的分布情況，將襯片相對于最大壓力點對稱布置，以改善制動效能和磨損的均勻性。根據(jù)=-（/2）=4.4張開力P作用線至制動器中心的距離a在滿足制動輪缸能夠布置在制動鼓內(nèi)的條件下，應使距離a盡可能地大，以提高制動效能，初步設計時可暫取左右。=104mm4.5制動蹄支承點位置坐標c 和g應在保證兩蹄支承端面不致相互干涉的條件下，使c盡可能大而k盡可能?。▓D4-1）。初步設計可取c取為104mm，g取為25mm4.6摩擦片摩擦系數(shù) 選擇摩擦片時，不僅希望其摩擦系數(shù)要高些，而且還要求其熱穩(wěn)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(shù)，應提高對摩擦系數(shù)的穩(wěn)定性和降低制動器對摩擦系數(shù)偏離正常值的敏感性的要求。所以選擇摩擦系數(shù)f=0.3進行計算。4.7制動輪缸直徑的確定輪缸的缸體由灰鑄鐵HT200制成,活塞由鋁合金制造。活塞外端壓有鋼制的開槽頂塊，以支撐差插入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(nèi)斷面處的橡膠皮碗密封。多數(shù)制動輪缸有兩個等直徑活塞，少數(shù)有四個等直徑活塞。此設計輪缸缸體選用灰鑄鐵HT200材料，活塞選用鋁合金材料；有兩個等直徑活塞并用橡膠密封圈密封。（1）制動輪缸對制動蹄的作用力與輪缸直徑及制動輪缸中的液壓之間有如下關系式： (4-2)式中：考慮制動壓力調(diào)節(jié)裝置作用下的輪缸液壓，。 壓力越高則輪缸直徑越小，但對管路尤其是制動軟管及管接頭則提出了更高的要求，對軟管的耐壓性、強度以及接頭的密封性的要求就更加嚴格。輪缸直徑應在標準規(guī)定的尺寸系列中選取，輪缸直徑的尺寸系列為14.5,16,17.5,19,20.5,22,24,26,28,30,32,35,38,42,46,50,56mm一個輪缸的工作容積 (4-3) 此設計取，可得 F = 4113N式中： 一個輪缸活塞的直徑，mm； 輪缸的活塞數(shù)目； 一 個輪缸活塞在完全制動時的行程： 在初步設計時，對鼓式制動器可?。幌苿悠髋c制動鼓間的間隙所需要的輪缸活塞行程；由于摩擦襯片變形而引起的輪缸活塞行程，可根據(jù)襯片的厚度、材料的彈性模量及單位壓力值來計算；、分別為鼓式制動器制動蹄的變形而引起的輪缸活塞行程，其值由實驗確定。則 （取2mm）第5章 制動器的設計計算5.1壓力沿襯片長度方向的分布規(guī)律本設計中后輪所用的領從蹄的蹄片為繞支承銷轉動的蹄片，為一個自由度。如圖5-1所示，將坐標原點選在制動鼓中心O點，坐標軸線通過蹄片的瞬時轉動中心點和O點；軸線垂直于軸線。制動時，由于摩擦襯片變形，蹄片一面繞瞬時轉動中心轉動，同時還順著摩擦力作用的方向沿支撐面移動。如果蹄片不變形，則蹄片中心位于點。蹄片在張開力和摩擦力作用下，繞支撐點轉動角。E1E1線是未變形的襯片表面輪廓。摩擦襯片表面任意點B1沿蹄片轉動的切線方向的變形就是線段在半徑OB1延長線上的投影。由于很小，可以認為 所以，襯片在點的徑向變形 (5-1)根據(jù)正弦定理，有如下關系 (5-2)把式（5-2）代入（5-1），得假定摩擦襯片上各點的壓力與該點的徑向變形成正比，是比例系數(shù)（蹄片剛度），則綜上所述，緊蹄片上各點的壓力沿摩擦襯片長度的分布符合正弦曲線規(guī)律。由于在以上分析中并沒有用到摩擦力，所以上述公式也適用于松蹄。 圖5-1 計算摩擦襯片徑向變形5.2計算蹄片上的制動力矩(1)利用壓力在摩擦襯片表面取一微元面積（b是襯片寬度）。在這一微元面積上的法向力為 如圖5-2所示 圖 5-2 計算緊蹄制動力矩的力學模型摩擦力產(chǎn)生的制動力矩為 其中，f是蹄與鼓之間的摩擦系數(shù)。當法向壓力分布均勻，即=常數(shù)時，有由此可得由上式得則不均勻系數(shù)為由于在以上分析中都沒有考慮摩擦力方向的影響，分析結果既適用于緊蹄，也適用于松蹄。（2）制動力矩與張開力的關系在實際計算中，也可采用由張開力計算制動力矩的方法，且更為方便。如圖5-3所示。緊蹄制動力矩可用下式表達其中，F(xiàn)1是緊蹄的法向合力；R1是摩擦力的作用半徑。分別建立沿軸方向的力平衡方程和繞制動鼓中心O的力矩平衡方程其中，是軸和F1之間的夾角；是支承反力在軸上的投影。 圖5-3 計算緊蹄張開力的模型 由（5-3）式可得 (5-5)把（5-5）代入（5-4）得在緊蹄上的制動力矩為本次設計中R=130mm， a=0.8R=104mm， c=104mm, g取為25mm h=a+c=208mm 如圖5-2所示， 是法向合力F1與軸的夾角，根據(jù)其定義有如下關系即R1僅取決于緊蹄上制動力矩緊蹄的法向合力緊蹄的效能因數(shù)為緊蹄上的最大壓力 同理計算松蹄的效能因數(shù)時松蹄上的制動力矩松蹄的法向合力松蹄的效能因數(shù)為5.3制動器的效能因數(shù)領從蹄式制動器有兩塊蹄片，鼓上的制動力矩等于它們的摩擦力矩之和，即 又制動器的效能因數(shù)制動器制動效能因數(shù)是制動摩擦力與輪缸蹄端推力之比值,是單位蹄端推力所產(chǎn)生的制動摩擦力,是評價不同結構型式制動器制動效能的指標。它隨制動襯片摩擦因數(shù)的變化而變化,變化曲線的線性程度關系到制動性能的穩(wěn)定性和平順性,也是在整車制動系統(tǒng)設計中對制動器制動力矩設計的重要參數(shù)從下圖5-4可看出，摩擦因數(shù)為0.3時制動效能因數(shù)應為1.5左右，計算所得效能因數(shù)基本正確。國產(chǎn)汽車制動效能因數(shù) 5.4鼓式制動器的自鎖檢查在設計鼓式制動器時，必須檢查蹄有無自鎖的可能。緊蹄的制動力矩可以看出，緊蹄自鎖的條件是而不發(fā)生自鎖的條件是所以不會自鎖 第6章 主要零部件設計6.1制動蹄轎車和微型、輕型貨車的制動蹄廣泛采用T形型鋼碾壓或鋼板沖壓焊接制成，本設計中為輕型乘用車，制動蹄采用T形型鋼鋼板沖壓焊接制成。制動蹄腹板和翼緣的厚度，轎車約為mm；此處為輕型乘用車，厚度與轎車相近取為4mm，襯片粘貼在制動蹄上，粘貼的優(yōu)點在于允許的磨損厚度較大，使用壽命增長， 6.2制動鼓制動鼓應該具有較高的剛度和較大的熱容量，制動時其溫升不應該超過允許值。制動鼓的材料應與摩擦襯片的材料相匹配，以保證具有較高的摩擦系數(shù)并使工作表面磨損均勻。輕型貨車和轎車采用由鋼板沖壓成形的輻板與鑄鐵鼓筒部分鑄成一體的組合式制動鼓。為防止制動鼓工作時受載變形，常在制動鼓的外圓周部分鑄有加強肋，用來加強剛度和散熱效，如圖6-1所示。制動鼓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，但實驗表明，壁厚由增至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：乘用車為7-12 mm；中，商用車為13-18 mm。此設計制動鼓選用灰鑄鐵HT200材料，厚度選擇10mm。圖 6-1 制動鼓（a）鑄造制動鼓；（b），（c）組合式制動鼓1 沖壓成形輔板；2鑄鐵鼓筒；3 灰鑄鐵內(nèi)鼓筒；4 鑄鋁合金制動鼓6.3制動底板制動底板是除制動鼓外各零件的安裝基體，應保證各安裝零件相互間的正確位置。制動底板承受著制動器工作時的制動反力矩，因此它應有足夠的制動剛度。為此，由鋼板沖壓成形的制動底板均具有凹凸起伏的形狀。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。此設計制動底板選用45號鋼。6.4制動蹄的支撐具有長支撐銷的支撐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(diào)整推桿端部開槽供制動蹄腹板張開插入，以保持制動蹄的正確位置。6.5制動蹄回位彈簧 制動蹄回位彈簧的拉力應等于制動輪缸張開力的。對于對稱式或簡單平衡式的用兩根回位彈簧。在設計制動器回位彈簧時，彈簧的圈數(shù)應盡量取得多數(shù)。由于此設計是對稱平衡式制動器，所以用兩根多圈數(shù)的回位彈簧。6.6制動器間隙的調(diào)整方法及相應機構制動鼓與摩擦襯片之間在未制動的狀態(tài)下應有工作間隙，以保證制動鼓能自由轉動。一般，鼓式制動器的設定間隙為0.20.5mm；此間隙的存在會導致踏板或手柄的行程損失，因而間隙量應盡量小?？紤]到在制動過程中摩擦副可能產(chǎn)生機械變形和熱變形，因此制動器在冷卻狀態(tài)下應有的間隙應通過試驗來確定。另外，制動器在工作過程中會因為摩擦襯片的磨損而加大，因此制動器必須設有間隙調(diào)整機構。 1限位摩擦環(huán)；2活塞；3制動輪缸 圖6-2 制動鼓與蹄間隙的工作問涼的自動調(diào)整裝置在制動輪缸上采取措施實現(xiàn)工作間隙的自動調(diào)整，如圖6-2所示。用以限定不制動時制動蹄內(nèi)極限位置的限位摩擦環(huán)1裝在輪缸活塞2內(nèi)端的環(huán)槽中或借矩形斷面螺紋旋裝在活塞內(nèi)端。限位摩擦環(huán)是一個有切槽的彈性金屬環(huán)，壓裝入輪缸后與缸壁之間的摩擦力可達到400?；钊系沫h(huán)槽或螺旋槽的寬度大于限位摩擦環(huán)厚度，活塞相對于限位摩擦環(huán)的最大軸向位移量即為兩者之間的間隙。間隙應等于在制動器間隙設定的標準時，施行完全制動時所需的輪缸活塞行程。不制動時，制動蹄回位彈簧只能將制動蹄向內(nèi)拉到輪缸活塞與限位摩擦環(huán)外端面接觸為止，因為回位彈簧的拉力遠遠不足以克服摩擦限位環(huán)與缸壁間的摩擦力。此時如圖6-2所示，間隙存在于活塞與限位摩擦環(huán)內(nèi)端面之間。制動時，輪缸活塞外移。若制動器間隙正好等于設定值，則當活塞移動到與限位摩擦環(huán)內(nèi)端面接觸（即間隙消失）時，制動器間隙應以消失，并且蹄鼓已壓緊到足以產(chǎn)生最大制動力矩的程度。若制動器間隙有與種種原因增大到超過設定值時，則活塞外移到=0時仍不能實現(xiàn)完全制動。但只要輪缸液壓達到0.8，即能將活塞連同限位摩擦環(huán)繼續(xù)推出，直到實現(xiàn)完全制動。這樣，在解除制動時，活塞隨制動蹄向后移動到與處于新位置的限位摩擦環(huán)與缸壁之間這一不可逆轉的軸向相對位移，補償了制動器的過量間隙。6.7摩擦襯片由金屬纖維、粘結劑和摩擦性能調(diào)節(jié)劑組成的半金屬磨阻材料，具有較高的耐熱性和耐磨性，得到廣泛的應用。當前，在制動器中廣泛采用模壓材料，它是以石棉纖維為主并與樹脂黏結劑、調(diào)整摩擦性能的填充劑與噪聲消除劑等混合后，在高溫下模壓成形的。模壓材料的撓性較差，故應按襯片或襯塊規(guī)格模壓，其優(yōu)點是可以選用各種不同的聚合樹脂配料，使襯片或襯塊具有不同摩擦性能和其他性能。另一種是編織材料，它是先用長纖維石棉與銅絲或鋅絲的合絲編制成布，再浸以樹脂結合劑經(jīng)干燥后輥壓制成。其擾性好，剪切后可以直接鉚到任何半徑的制動蹄或制動帶上。在溫度下，它具有較高的摩擦系數(shù)（f4.0），沖擊強度比模壓材料高45倍。但耐熱性差，在以上即不能承受較高的單位壓力。磨損加快。因此這種材料僅適用于中型以下的汽車的鼓式制動器，尤其是帶式中央制動器。粉末冶金摩擦材料是以鐵粉或銅粉為主要成分，加上石墨、陶瓷粉等非金屬粉末作為摩擦系數(shù)調(diào)整劑，用粉末冶金方法制成。其抗熱衰退性能和抗水衰退性能好，但造價高，適用于高性能轎車和行駛條件惡劣的貨車等制動器負荷重的汽車。綜上所述，本次設計選用半金屬摩阻材料材料。第7章 校核計算7.1摩擦襯片的磨損特性計算（1）比能量耗散率雙軸汽車的單個前輪制動器和單個后輪制動器的比能量耗散率分別為 式中：-汽車回轉質(zhì)量換算系數(shù)，緊急制動時，； -汽車總質(zhì)量； -制動力分配系數(shù)。，-汽車制動初速度與終速度，/；計算時乘用車取27.8m/s； ：制動時間，；按下式計算 ：制動減速度， =0.69.85.88； ，-前、后制動器襯片的摩擦面積； 本次設計=226.9cm=0.