制動(dòng)器的設(shè)計(jì)計(jì)算

1、§3 制動(dòng)器的設(shè)計(jì)計(jì)算 3.1制動(dòng)蹄摩擦面的壓力分布規(guī)律 從前面的分析可知，制動(dòng)器摩擦材料的摩擦系數(shù)及所產(chǎn)生的摩擦力對(duì)制動(dòng)器因數(shù)有很大影響。掌握制動(dòng)蹄摩擦面上的壓力分布規(guī)律，有助于正確分析制動(dòng)器因數(shù)。在理論上對(duì)制動(dòng)蹄摩擦面的壓力分布規(guī)律作研究時(shí)，通常作如下一些假定：(1)制動(dòng)鼓、蹄為絕對(duì)剛性；(2)在外力作用下，變形僅發(fā)生在摩擦襯片上；(3)壓力與變形符合虎克定律。1.對(duì)于繞支承銷轉(zhuǎn)動(dòng)的制動(dòng)蹄如圖29所示，制動(dòng)蹄在張開力P作用下繞支承銷點(diǎn)轉(zhuǎn)動(dòng)張開，設(shè)其轉(zhuǎn)角為，則蹄片上某任意點(diǎn)A的位移為 =·由于制動(dòng)鼓剛性對(duì)制動(dòng)蹄運(yùn)動(dòng)的限制，則其徑向位移分量將受壓縮，徑向壓縮為 =COS即

2、=COS從圖29中的幾何關(guān)系可看到COS=Sin=Sin因?yàn)闉槌Ａ?，單位壓力和變形成正比，所以蹄片上任意一點(diǎn)壓力可寫成 q=qSin (36)亦即，制動(dòng)器蹄片上壓力呈正弦分布，其最大壓力作用在與連線呈90°的徑向線上。 2.浮式蹄 在一般情況下，若浮式蹄的端部支承在斜支座面上，如圖30所示，則由于蹄片端部將沿支承面作滾動(dòng)或滑動(dòng)，它具有兩個(gè)自由度運(yùn)動(dòng)，而繞支承銷轉(zhuǎn)動(dòng)的蹄片只有一個(gè)自由度的運(yùn)動(dòng)，因此，其壓力分布狀況和繞支承銷轉(zhuǎn)動(dòng)的情況有所區(qū)別。 現(xiàn)分析浮式蹄上任意一點(diǎn)A的運(yùn)動(dòng)情況。今設(shè)定蹄片和支座面之間摩擦足夠大，制動(dòng)蹄在張開力作用下，蹄片將沿斜支座面上作滾動(dòng)，設(shè)Q為其蹄片端部圓弧面之圓

3、心，則蹄片上任意一點(diǎn)A的運(yùn)動(dòng)可以看成繞Q作相對(duì)轉(zhuǎn)動(dòng)和跟隨Q作移動(dòng)。這樣A點(diǎn)位移由兩部分合成：相對(duì)運(yùn)動(dòng)位移和牽連運(yùn)動(dòng)位移，它們各自徑向位移分量之和為 (見圖30)。 =COS+COS(-)根據(jù)幾何關(guān)系可得出=(·+ Sin) Sin+ COSCOS式中為蹄片端部圓弧面繞其圓心的相對(duì)轉(zhuǎn)角。令 ·+ Sin=CCOS=C在一定轉(zhuǎn)角時(shí)，和都是常量。同樣，認(rèn)為A點(diǎn)的徑向變形量和壓力成正比。這樣，蹄片上任意點(diǎn)A處的壓力可寫成 q=qSin+qCOS或 q=qSin(+)也就是說，浮式蹄支承在任意斜支座面上時(shí)，其理論壓力分布規(guī)律仍為正弦分布，但其最大壓力點(diǎn)在何處，難以判斷。上述分析對(duì)于新

4、的摩擦襯片是合理的，但制動(dòng)器在使用過程中摩擦襯片有磨損，摩擦襯片在磨損的狀況下，壓力分布又應(yīng)如何呢?按照理論分析，如果知道摩擦襯片的磨損特性，也可確定摩擦襯片磨損后的壓力分布規(guī)律。根據(jù)國(guó)外資料，對(duì)于摩擦片磨損具有如下關(guān)系式式中 W磨損量；K磨損常數(shù)；摩擦系數(shù)；q單位壓力；磨擦襯片與制動(dòng)鼓之間的相對(duì)滑動(dòng)速度。通過分析計(jì)算所得壓力分布規(guī)律如圖31所示。圖中表明在第11次制動(dòng)后形成的單位面積壓力仍為正弦分布。如果摩擦襯片磨損有如下關(guān)系： 式中 磨損常數(shù)。則其磨損后的壓力分布規(guī)律為(C也為一常數(shù))。結(jié)果亦示于圖31。 應(yīng)該指出，由上述理論分析所獲得的結(jié)果與實(shí)際情況比較相近，也就是說，用上述壓力分布規(guī)律

5、計(jì)算所得的摩擦力矩與實(shí)際使用中所得摩擦力矩有極大的相關(guān)性。以前有人認(rèn)為制動(dòng)摩擦襯片壓力分布均勻的設(shè)想并不合理。 3.2制動(dòng)器因數(shù)及摩擦力矩分析計(jì)算 如前所述，通常先通過對(duì)制動(dòng)器摩擦力矩計(jì)算的分析，再根據(jù)其計(jì)算式由定義得出制動(dòng)器因數(shù)BF的表達(dá)式?，F(xiàn)以鼓式制動(dòng)器中制動(dòng)蹄只具有一個(gè)自由度運(yùn)動(dòng)為例，說明用解析法導(dǎo)出制動(dòng)器因數(shù)的思路過程：(1)定出制動(dòng)器基本結(jié)構(gòu)尺寸、摩擦片包角及其位置布置參數(shù)，并規(guī)定制動(dòng)鼓旋轉(zhuǎn)方向； (2)參見3.1節(jié)確定制動(dòng)蹄摩擦片壓力分布規(guī)律，令q=qSin； (3)在張開力P作用下，確定最大壓力值。參見圖32，所對(duì)應(yīng)的圓弧，圓弧面上的半徑方向作用的正壓力為，摩擦力為。把所有的作用

6、力對(duì)點(diǎn)取矩，可得ph=RMsind-R(R-Mcos)sind據(jù)此方程式可求出的值； (4)計(jì)算沿摩擦片全長(zhǎng)總的摩擦力矩 T=R sind=R(cos-cos) (5)由公式(28)導(dǎo)出制動(dòng)器因數(shù)。 由于導(dǎo)出過程的繁瑣，特別是浮式蹄，因此這里僅將常用各類制動(dòng)器因數(shù)的計(jì)算式列出供參考。 1.支承銷式領(lǐng)從蹄制動(dòng)器 單個(gè)領(lǐng)蹄的制動(dòng)蹄因數(shù)BFTl (37) 單個(gè)從蹄的制動(dòng)蹄因數(shù)BFT2 (38) 上兩式中 以上各式中有關(guān)結(jié)構(gòu)尺寸參數(shù)見圖33。 整個(gè)制動(dòng)器因數(shù)BF為 2.支承銷式雙領(lǐng)蹄制動(dòng)器 BFTl可由式(37)求得。 3.浮式領(lǐng)從蹄制動(dòng)器(斜支座面) 對(duì)于浮式蹄，其蹄片端部支座面法線可與張開力作用線

7、平行(稱為平行支座)或不平行(稱為斜支座)。參見圖34。平行支座可視作斜支座的特例，即圖34中，因此，這里給出最一般的情況。 單個(gè)斜支座浮式領(lǐng)蹄制動(dòng)蹄因數(shù)BFT3 = （39）單個(gè)斜支座浮式從蹄制動(dòng)蹄因數(shù)BFT4 = （40）上兩式中 （41） 為蹄片端部與支座面間摩擦系數(shù)，如為鋼對(duì)鋼則=0.20.3。角正負(fù)號(hào)取值按下列規(guī)則確定：當(dāng)，為正；，為負(fù)。這樣浮式領(lǐng)從制動(dòng)器因數(shù)為 4.浮式雙領(lǐng)蹄(斜支座面)制動(dòng)器 可按式(39)計(jì)算 5.浮式雙增力蹄制動(dòng)器 浮式雙增力蹄，其結(jié)構(gòu)布置為：支座面都不傾斜，屬平行支座，即。參見圖35。此時(shí)，。其制動(dòng)器因數(shù)為BFT3可按式(39)計(jì)算，而 (42)上式中有關(guān)D

8、，E，F(xiàn)，G，H各值可按式(41)計(jì)算，但。 6.支承銷雙增力蹄制動(dòng)器 其結(jié)構(gòu)圖如圖36所示?？梢钥闯銎涞谝惶闫喈?dāng)于平行支座浮式蹄，第二蹄片為繞支承銷轉(zhuǎn)動(dòng)的蹄。其總的制動(dòng)器因數(shù)按照定義寫成如下形式：按照上述分析，可按式（39）計(jì)算，而可按式（37）計(jì)算，可按下式計(jì)算，即7.固定凸輪式(S形凸輪)氣制動(dòng)器 固定凸輪式氣制動(dòng)器結(jié)構(gòu)上屬繞支承銷式領(lǐng)從蹄制動(dòng)器，因其凸輪只能繞固定軸轉(zhuǎn)動(dòng)，作用于領(lǐng)蹄和從蹄上的張開力戶不等，使得領(lǐng)蹄的效能有點(diǎn)下降，而從蹄的效能略有增加。這樣，固定凸輪式氣制動(dòng)器的總的平均制動(dòng)器因數(shù)可由下式來計(jì)算： 式中的BFT1可由式(37)來計(jì)算，BFT2可由式(38)來計(jì)算。 8.楔

9、式氣制動(dòng)器 楔式氣制動(dòng)器從結(jié)構(gòu)原理上屬浮式蹄。單氣室楔式制動(dòng)器可認(rèn)為是浮式領(lǐng)從蹄制動(dòng)器，雙氣室楔式制動(dòng)器則是浮式雙領(lǐng)蹄制動(dòng)器，它們各自的制動(dòng)器因數(shù)，可根據(jù)前面有關(guān)公式計(jì)算。 有關(guān)制動(dòng)器摩擦力矩的計(jì)算，則可根據(jù)各制動(dòng)器之制動(dòng)器因數(shù)再按式(28)計(jì)算。3.3制動(dòng)蹄上的壓力分布規(guī)律與制動(dòng)力矩的簡(jiǎn)化計(jì)算 1.沿蹄片長(zhǎng)度方向的45壓力分布規(guī)律 用解析方法計(jì)算沿蹄片長(zhǎng)度方向的壓力分布規(guī)律比較困難，因?yàn)槌四Σ烈r片有彈性容易變形外，制動(dòng)鼓、制動(dòng)蹄以及支承也都有彈性變形。通常在近似計(jì)算中只考慮襯片徑向變形的影響，其他零件變形的影響較小，可以忽略不計(jì)。制動(dòng)蹄可設(shè)計(jì)成一個(gè)自由度和兩個(gè)自由度的(見圖37)形式。 首

10、先計(jì)算有兩個(gè)自由度的增勢(shì)蹄摩擦襯片的徑向變形規(guī)律。為此，取制動(dòng)鼓中心O點(diǎn)為坐標(biāo)原點(diǎn)，如圖37所示，并讓y1坐標(biāo)軸通過制動(dòng)蹄的瞬時(shí)轉(zhuǎn)動(dòng)中心A1點(diǎn)。制動(dòng)時(shí)，由于摩擦襯片變形，制動(dòng)蹄在繞瞬時(shí)轉(zhuǎn)動(dòng)中心A1轉(zhuǎn)動(dòng)的同時(shí)，還順著摩擦力作用方向沿支承面移動(dòng)。結(jié)果使制動(dòng)蹄中心位于點(diǎn)，因而可以想象未變形的摩擦襯片的表面輪廓(EEl線)就沿方向移人制動(dòng)鼓體內(nèi)。顯然，襯片表面上所有點(diǎn)在這個(gè)方向上的變形是相同的。例如，位于半徑，上的任意點(diǎn)的變形就是線段。因此，對(duì)于該點(diǎn)的徑向變形為由于 和 于是得到增勢(shì)蹄的徑向變形和壓力為 （43）式中 任意半徑和軸之間的夾角； 最大壓力線與軸之間的夾角； 半徑和線之間的夾角。下面再計(jì)算

11、有一個(gè)自由度的增勢(shì)蹄摩擦襯片的徑向變形規(guī)律。此時(shí)摩擦襯片在張開力和摩擦力的作用下，繞支承銷中心A1轉(zhuǎn)動(dòng)角(見圖37(b)。摩擦襯片表面任意點(diǎn)沿制動(dòng)蹄轉(zhuǎn)動(dòng)的切線方向的變形即為線段，其徑向變形分量是線段，在半徑延長(zhǎng)線上的投影，即線段。由于角很小，可以認(rèn)為，則所求的摩擦襯片徑向變形為 考慮到，則由等腰三角形可知代入上式，得摩擦襯片的徑向變形和壓力分別為 （44）綜合上述可以認(rèn)為：對(duì)于尚未磨合的新制動(dòng)蹄襯片，沿其長(zhǎng)度方向的壓力分布符合正弦曲線規(guī)律，可用式(43)和式(44)計(jì)算。 沿摩擦襯片長(zhǎng)度方向壓力分布的不均勻程度，可用不均勻系數(shù)評(píng)價(jià) 式中 -制動(dòng)蹄襯片上的最大壓力； 在同等制動(dòng)力矩作用下，假想壓

12、力分布均勻時(shí)的壓力。 2.制動(dòng)蹄片上的制動(dòng)力矩在計(jì)算鼓式制動(dòng)器時(shí)，必須建立制動(dòng)蹄對(duì)制動(dòng)鼓的壓緊力與所產(chǎn)生的制動(dòng)力矩之間的關(guān)系。為計(jì)算有一個(gè)自由度的制動(dòng)蹄片上的力矩，在摩擦襯片表面上取一橫向單元面積，并使其位于與軸的交角為處，單元面積為。，其中b為摩擦襯片寬度，R為制動(dòng)鼓半徑，為單元面積的包角，如圖38所示。由制動(dòng)鼓作用在摩擦襯片單元面積的法向力為： (45)而摩擦力產(chǎn)生的制動(dòng)力矩為 在由至區(qū)段上積分上式，得 (46)當(dāng)法向壓力均勻分布時(shí)， (47)由式(46)和式(47)可求出不均勻系數(shù) 式（46）和式（47）給出的由壓力計(jì)算制動(dòng)力矩的方法，但在實(shí)際計(jì)算中采用由張開力P計(jì)算制動(dòng)力矩的方法則更為

13、方便。 增勢(shì)蹄產(chǎn)生的制動(dòng)力矩可表達(dá)如下： （48）式中 單元法向力的合力； 摩擦力的作用半徑(見圖39)。如果已知制動(dòng)蹄的幾何參數(shù)和法向壓力的大小，便可用式(1746)算出蹄的制動(dòng)力矩。為了求得力與張開力的關(guān)系式，寫出制動(dòng)蹄上力的平衡方程式： (49)式中 軸與力的作用線之間的夾角；支承反力在工：軸上的投影。解式(49)，得 （50）對(duì)于增勢(shì)蹄可用下式表示為 （51） 對(duì)于減勢(shì)蹄可類似地表示為 （52）為了確定，及，必須求出法向力N及其分量。如果將dN(見圖38)看作是它投影在軸和軸上分量和的合力，則根據(jù)式（45）有： （53） （54）因此 式中 。根據(jù)式(46)和式(48)，并考慮到 則有

14、 如果順著制動(dòng)鼓旋轉(zhuǎn)的制動(dòng)蹄和逆著制動(dòng)鼓旋轉(zhuǎn)的制動(dòng)蹄的和同，顯然兩種蹄的和值也不同。對(duì)具有兩蹄的制動(dòng)器來說，其制動(dòng)鼓上的制動(dòng)力矩等于兩蹄摩擦力矩之和，即 對(duì)于液壓驅(qū)動(dòng)的制動(dòng)器來說，所需的張開力為 對(duì)于凸輪張開機(jī)構(gòu)，其張開力可由前述作用在蹄上的力矩平衡條件得到的方程式求出： 計(jì)算蹄式制動(dòng)器時(shí)，必須檢查蹄有無自鎖的可能，由式(1751)得出自鎖條件。當(dāng)該式的分母等于零時(shí)，蹄自鎖： （55）如果式 （56）成立，則不會(huì)自鎖。由式(46)和式(51)可求出領(lǐng)蹄表面的最大壓力為 （57式中 ，R，見圖39；，見圖38；，b摩擦襯片寬度；摩擦系數(shù)。3.4摩擦襯片(襯塊)的磨損特性計(jì)算摩擦襯片(襯塊)的磨損

15、，與摩擦副的材質(zhì)、表面加工情況、溫度、壓力以及相對(duì)滑磨速度等多種因素有關(guān)，因此在理論上要精確計(jì)算磨損性能是困難的。但試驗(yàn)表明，摩擦表面的溫度、壓力、摩擦系數(shù)和表面狀態(tài)等是影響磨損的重要因素。汽車的制動(dòng)過程是將其機(jī)械能(動(dòng)能、勢(shì)能)的一部分轉(zhuǎn)變?yōu)闊崃慷纳⒌倪^程。在制動(dòng)強(qiáng)度很大的緊急制動(dòng)過程中，制動(dòng)器幾乎承擔(dān)了耗散汽車全部動(dòng)力的任務(wù)。此時(shí)由于在短時(shí)間內(nèi)熱量來不及逸散到大氣中，致使制動(dòng)器溫度升高。此即所謂制動(dòng)器的能量負(fù)荷。能量負(fù)荷愈大，則襯片(襯塊)的磨損愈嚴(yán)重。制動(dòng)器的能量負(fù)荷常以其比能量耗散率作為評(píng)價(jià)指標(biāo)。比能量耗散率又稱為單位功負(fù)荷或能量負(fù)荷，它表示單位摩擦面積在單位時(shí)間內(nèi)耗散的能量，其單位

16、為Wmm2。雙軸汽車的單個(gè)前輪制動(dòng)器和單個(gè)后輪制動(dòng)器的比能量耗散率分別為 （58）式中 汽車回轉(zhuǎn)質(zhì)量換算系數(shù)；汽車總質(zhì)量；，汽車制動(dòng)初速度與終速度，ms；計(jì)算時(shí)轎車取km/h(27.8m/s)；總質(zhì)量3.5t以下的貨車取=80km/h(22.2m/s)；總質(zhì)量35t以上的 貨車取=65kmh(18ms)； j制動(dòng)減速度，ms2，計(jì)算時(shí)取j=06g； t制動(dòng)時(shí)間，s； Al，A2前、后制動(dòng)器襯片(襯塊)的摩擦面積；制動(dòng)力分配系數(shù)。在緊急制動(dòng)到時(shí)，并可近似地認(rèn)為，則有 (59) 鼓式制動(dòng)器的比能量耗損率以不大于1.8Wmm2為宜，但當(dāng)制動(dòng)初速度低于式(58)下面所規(guī)定的值時(shí)，則允許略大于1.8Wm

17、m2。轎車盤式制動(dòng)器的比能量耗散率應(yīng)不大于6.0Wmm2。比能量耗散率過高，不僅會(huì)加速制動(dòng)襯片(襯塊)的磨損，而且可能引起制動(dòng)鼓或盤的龜裂。磨損特性指標(biāo)也可用襯片(襯塊)的比摩擦力即單位摩擦面積的摩擦力來衡量。單個(gè)車輪制動(dòng)器的比摩擦力為 (60)式中 單個(gè)制動(dòng)器的制動(dòng)力矩； R制動(dòng)鼓半徑(或制動(dòng)盤有效半徑)； A單個(gè)制動(dòng)器的襯片(襯塊)摩擦面積。當(dāng)制動(dòng)減速度j=0.6g時(shí)，鼓式制動(dòng)器的比摩擦力以不大于0.48Nmm2為宜。亦可采用摩擦襯片與制動(dòng)鼓間的平均壓力作為衡量磨損的指標(biāo)，即 式中 N摩擦襯片與制動(dòng)鼓間的法向力； A摩擦襯片的摩擦面積。有些文獻(xiàn)推薦取=2MPa，當(dāng)前由于磨損問題受到更大重視

18、，可取=1.401.60MPa(當(dāng)摩擦系數(shù)=0.300.35時(shí))，緊急制動(dòng)時(shí)允許取22.5MPa。磨損和熱的性能指標(biāo)也可用襯片在制動(dòng)過程中由最高制動(dòng)初速度至停車所完成的單位襯片(襯塊)面積的滑磨功即比滑磨功，來衡量： （62）式中 汽車總質(zhì)量，kg； 汽車最高車速，m/s；車輪制動(dòng)器各制動(dòng)襯片(襯塊)的總摩擦面積，cm； 許用滑磨功，對(duì)轎車取10001500Jcm2；對(duì)客車和貨車取 600800Jcm2。3.5制動(dòng)器的熱容量和溫升的核算應(yīng)核算制動(dòng)器的熱容量和溫升是否滿足如下條件： （63）式中 各制動(dòng)鼓(盤)的總質(zhì)量；與各制動(dòng)鼓(盤)相連的受熱金屬件(如輪轂、輪輻、輪輞、制動(dòng)鉗體等)的總質(zhì)量；

19、制動(dòng)鼓(盤)材料的比熱容，對(duì)鑄鐵c=482J(kg·K)，對(duì)鋁合金c=880J(kg·K)；與制動(dòng)鼓(盤)相連的受熱金屬件的比熱容；制動(dòng)鼓(盤)的溫升(一次由=30kmh到完全停車的強(qiáng)烈制動(dòng)，溫升不應(yīng)超過15)；L滿載汽車制動(dòng)時(shí)由動(dòng)能轉(zhuǎn)變的熱能，因制動(dòng)過程迅速，可以認(rèn)為制動(dòng)產(chǎn)生的熱能全部為前、后制動(dòng)器所吸收，并按前、后軸制動(dòng)力的分配比率分配給前、后制動(dòng)器，即 （64）式中 滿載汽車總質(zhì)量；汽車制動(dòng)時(shí)的初速度，可取；汽車制動(dòng)器制動(dòng)力分配系數(shù)，見式(11)。3.6盤式制動(dòng)器制動(dòng)力矩的計(jì)算盤式制動(dòng)器的計(jì)算用簡(jiǎn)圖如圖40所示，今假設(shè)襯塊的摩擦表面與制動(dòng)盤接觸良好，且各處的單位壓力分

20、布均勻，則盤式制動(dòng)器的制動(dòng)力矩為 （65）式中 摩擦系數(shù)；N單側(cè)制動(dòng)塊對(duì)制動(dòng)盤的壓緊力(見圖40)；R作用半徑。 對(duì)于常見的扇形摩擦襯塊，如果其徑向尺寸不大，取R為平均半徑或有效半徑已足夠精確。如圖41所示，平均半徑為 式中 ，扇形摩擦襯塊的內(nèi)半徑和外半徑。根據(jù)圖41，在任一單元面積只RdR上的摩擦力對(duì)制動(dòng)盤中心的力矩為，式中q為襯塊與制動(dòng)盤之間的單位面積上的壓力，則單側(cè)制動(dòng)塊作用于制動(dòng)盤上的制動(dòng)力矩為 單側(cè)襯塊給予制動(dòng)盤的總摩擦力為 得有效半徑為 令，則有 因，故。當(dāng)，。但當(dāng)m過小，即扇形的徑向?qū)挾冗^大，襯塊摩擦表面在不同半徑處的滑磨速度相差太大，磨損將不均勻，因而單位壓力分布將不均勻，則上

21、述計(jì)算方法失效。3.7 駐車計(jì)算圖42為汽車在上坡路上停駐時(shí)的受力情況，由此可得出汽車上坡停駐時(shí)的后軸車輪的附著力為： 同樣可求出汽車下坡停駐時(shí)的后軸車輪的附著力為： 根據(jù)后軸車輪附著力與制動(dòng)力相等的條件可求得汽車在上坡路和下坡路上停駐時(shí)的坡度極限傾角，即由 求得汽車在上坡時(shí)可能停駐的極限上坡路傾角為 （66）汽車在下坡時(shí)可能停駐的極限下坡路傾角為 一般對(duì)輕型貨車要求不應(yīng)小于25%，中型貨車不小于20%，汽車列車的最大停駐坡度約為12左右。為了使汽車能在接近于由上式確定的坡度為的坡路上停駐，則應(yīng)使后軸上的駐車制動(dòng)力矩接近于由所確定的極限值 (因)，并保證在下坡路上能停駐的坡度不小于法規(guī)規(guī)定值。

22、單個(gè)后輪駐車制動(dòng)器的制動(dòng)上限為；中央駐車制動(dòng)器的制動(dòng)力矩上限為，為后驅(qū)動(dòng)橋主減速比。3.8制動(dòng)器主要零件的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 1.制動(dòng)鼓制動(dòng)鼓應(yīng)具有高的剛性和大的熱容量，制動(dòng)時(shí)其溫升不應(yīng)超過極限值。制動(dòng)鼓的材料與摩擦襯片的材料相匹配，應(yīng)能保證具有高的摩擦系數(shù)并使工：作表面磨損均勻。中型、重型貨車和中型、大型客車多采用灰鑄鐵HT200或合金鑄鐵制造的制動(dòng)鼓(圖44(b)；輕型貨車和一些轎車則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(dòng)鼓(圖44(b)；帶有灰鑄鐵內(nèi)鼓筒的鑄鋁合金制動(dòng)鼓(圖44(c)在轎車上得到了日益廣泛的應(yīng)用。鑄鐵內(nèi)鼓筒與鋁合金制動(dòng)鼓本體也是鑄到一起的，這種內(nèi)鑲一層珠光體組織

23、的灰鑄鐵作為工作表面，其耐磨性和散熱性都很好，而且減小了質(zhì)量。 制動(dòng)鼓在工作載荷作用下會(huì)變形，致使蹄鼓間單位壓力不均勻，且會(huì)損失少許踏板行程。鼓筒變形后的不圓柱度過大容易引起自鎖或踏板振動(dòng)。為防止這些現(xiàn)象需提高制動(dòng)鼓的剛度。為此，沿鼓口的外緣鑄有整圈的加強(qiáng)肋條，也有的加鑄若干軸向肋條以提高其散熱性能。 制動(dòng)鼓相對(duì)于輪轂的對(duì)中如圖44所示，是以直徑為的圓柱表面的配合來定 位，并在兩者裝配緊固后精加工制動(dòng)鼓內(nèi)工作表面，以保證兩者的軸線重合。兩者裝配后需進(jìn)行動(dòng)平衡。許用不平衡度對(duì)轎車為1520N·cm；對(duì)貨車為3040N·cm。 制動(dòng)鼓壁厚的選取主要是從剛度和強(qiáng)度方面考慮。壁厚取

24、大些也有助于增大熱容 量，但試驗(yàn)表明，壁厚從11mm增至20mm，摩擦表面平均最高溫度變化并不大。一般鑄造制動(dòng)鼓的壁厚：轎車為712mm，中、重型貨車為1318mm。制動(dòng)鼓在閉口一側(cè)可開小孔，用于檢查制動(dòng)器間隙。 2.制動(dòng)蹄 轎車和輕型、微型貨車的制動(dòng)蹄廣泛采用T形型鋼輾壓或鋼板沖壓焊接制成；大噸位貨車的制動(dòng)蹄則多用鑄鐵、鑄鋼或鑄鋁合金制成。制動(dòng)蹄的斷面形狀和尺寸應(yīng)保證其剛度好，但小型車鋼板制的制動(dòng)蹄腹板上有時(shí)開有一、兩條徑向槽，使蹄的彎曲剛度小些，以便使制動(dòng)蹄摩擦襯片與鼓之間的接觸壓力均勻，因而使襯片磨損較為均勻，并減少制動(dòng)時(shí)的尖叫聲。重型汽車制動(dòng)蹄的斷面有工字形、山字形和字形幾種。制動(dòng)蹄腹

25、板和翼緣的厚度，轎車的約為35mm；貨車的約為58mm。摩擦襯片的厚度，轎車多用4.55mm；貨車多在8mm以上。襯片可以鉚接或粘接在制動(dòng)蹄上，粘接的允許其磨損厚度較大，但不易更換襯片；鉚接的噪聲較小。 3.制動(dòng)底板 制動(dòng)底板是除制動(dòng)鼓外制動(dòng)器各零件的安裝基體，應(yīng)保證各安裝零件相互間的正確位置。制動(dòng)底板承受著制動(dòng)器工作時(shí)的制動(dòng)反力矩，故應(yīng)有足夠的剛度。為此，由鋼板沖壓成形的制動(dòng)底板都具有凹凸起伏的形狀。重型汽車則采用可鍛鑄鐵KTH 37012的制動(dòng)底座以代替鋼板沖壓的制動(dòng)底板。剛度不足會(huì)導(dǎo)致制動(dòng)力矩減小，踏板行程加大，襯片磨損也不均勻。 4.支承 二自由度制動(dòng)蹄的支承，結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，并能使制動(dòng)蹄相

26、對(duì)制動(dòng)鼓自行定位(見圖5)。 為了使具有支承銷的一個(gè)自由度的制動(dòng)蹄的工作表面與制動(dòng)鼓的工作表面同軸心，應(yīng)使支承位置可調(diào)。例如采用偏心支承銷(圖7)或偏心輪(圖6)。支承銷由45號(hào)鋼制造并高頻淬火。其支座為可鍛鑄鐵(KTH 37012)或球墨鑄鐵(QT 40018)件。青銅偏心輪可保持制動(dòng)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(zhǎng)支承銷的支承能可靠地保持制動(dòng)蹄的正確安裝位置，避免側(cè)向偏擺。有時(shí)在制動(dòng)底板上附加一壓緊裝置，使制動(dòng)蹄中部靠向制動(dòng)底板(見圖6，剖面C-C)，而在輪缸活塞頂塊上(圖6)或在張開機(jī)構(gòu)調(diào)整推桿端部開槽供制動(dòng)蹄腹板張開端插入，以保持制動(dòng)蹄的正確位置。 5.制動(dòng)輪

27、缸 是液壓制動(dòng)系采用的活塞式制動(dòng)蹄張開機(jī)構(gòu)，其結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，在車輪制動(dòng)器中布置方便。輪缸的缸體由灰鑄鐵HT250制成。其缸筒為通孔，需搪磨?；钊射X合金制造?；钊舛藟河袖撝频拈_槽頂塊，以支承插入槽中的制動(dòng)蹄腹板端部(圖6)或端部接頭(圖7)。輪缸的工作腔由裝在活塞上的橡膠密封圈(圖6)或靠在活塞內(nèi)端面處的橡膠皮碗(圖7)密封。多數(shù)制動(dòng)輪缸有兩個(gè)等直徑活塞；少數(shù)有四個(gè)等直徑活塞；雙領(lǐng)蹄式制動(dòng)器的兩蹄則各用一個(gè)單活塞制動(dòng)輪缸推動(dòng)。6.制動(dòng)盤制動(dòng)盤一般由珠光體灰鑄鐵制成，其結(jié)構(gòu)形狀有平板形(用于全盤式制動(dòng)器，見圖17)和禮帽形(用于鉗盤式制動(dòng)器，見圖20)兩種。后一種的圓柱部分長(zhǎng)度取決于布置尺寸。為了

28、改善冷卻，有的鉗盤式制動(dòng)器的制動(dòng)盤鑄成中間有徑向通風(fēng)槽的雙層盤，可大大增加散熱面積，但盤的整體厚度較大。制動(dòng)盤的工作表面應(yīng)光滑平整。兩側(cè)表面不平行度不應(yīng)大于0.008mm，盤面擺差不應(yīng)大于0.1mm。 7.制動(dòng)鉗 制動(dòng)鉗由可鍛鑄鐵K丁H37012或球墨鑄鐵QT40018制造，也有用輕合金制造的，可做成整體的(圖19)，也可做成兩牛并由螺栓連接。其外緣留有開口，以便不必拆下制動(dòng)鉗便可檢查或更換制動(dòng)塊。制動(dòng)鉗體應(yīng)有高的強(qiáng)度和剛度。一般多在鉗體中加工出制動(dòng)油缸，也有將單獨(dú)制造的油缸裝嵌入鉗體中的。為了減少傳給制動(dòng)液的熱量，多將杯形活塞的開口端頂靠制動(dòng)塊的背板(圖19、圖20(a)。有的活塞的開口端部切成階梯狀，形成兩個(gè)相對(duì)且在同一平面內(nèi)的小半圓環(huán)形端面?；钊设T鋁合金或鋼制造。為了提高耐磨損性能，活塞的工作表面進(jìn)行鍍鉻處理。當(dāng)制動(dòng)鉗體由鋁合金制造時(shí)，減少傳給制動(dòng)液的熱量成為必須解決的問題。為此，應(yīng)減小活塞與制動(dòng)塊背板的接觸面積，有時(shí)也可采用非金屬活塞。8.制動(dòng)塊制動(dòng)塊由背板和摩擦襯塊構(gòu)成，兩者直接壓嵌在一起。襯塊多為扇面形，也有矩形、正方形或長(zhǎng)圓形的?；钊麘?yīng)能壓住盡量多的制動(dòng)塊面