《機械畢業(yè)設計（論文）-重型汽車制動器設計（全套圖紙）》由會員分享，可在線閱讀，更多相關《機械畢業(yè)設計（論文）-重型汽車制動器設計（全套圖紙）（50頁珍藏版）》請在裝配圖網上搜索。

1、 I重型自卸汽車設計（制動系設計）重型自卸汽車設計（制動系設計）摘摘 要要本次我們設計的課題是 64T 重型自卸汽車。我的任務是負責汽車的制動系的設計。該制動系統(tǒng)的主要用途是使行駛中的汽車減速甚至停車，使下坡的汽車速度保持平穩(wěn)，以及使已停駛的汽車保持不動。本次設計的制動系主要設計方案包含行車制動系統(tǒng)與駐車制動系統(tǒng)兩套系統(tǒng)。結構形式方面選用凸輪驅動領從蹄式制動器。采用雙回路氣力驅動制動系統(tǒng)。前制動氣室采用膜片式制動氣室，后制動氣室采用復合式制動氣室。行車制動系統(tǒng)作用在前、后輪上。駐車制動系統(tǒng)為放氣制動式，作用于中、后輪上，用手制動閥操縱。當行車制動失效時，駐車制動可做緊急制動用。本次制動系的設計

2、在工作過程中安全可靠，在初速為 30km/h 時制動距離小于 10m，駐車坡度大于 35%，制動輕便等都滿足了設計要求；而且在任何速度下制動時，汽車都不喪失操縱性和方向穩(wěn)定性。當制動驅動裝置的任何元件發(fā)生故障并使其基本功能遭到破壞時，汽車制動系都通過傳感器傳遞信號對駕駛員給于音響或光信號等報警提示。從而提高行車安全性。關鍵詞關鍵詞:制動系，制動蹄，氣力驅動，凸輪全套圖紙，加全套圖紙，加 153893706 IIDESIGN OF HEAVY-DUTY DUMP TRUCK(DENSIGN OF BRAKING SYSTEM)ABSTRACTThe design of our 64T is th

3、e subject of heavy dump truck. My task is responsible for vehicle braking system design. The brake systems main purpose is to make teavelling in the car slow down or even stopping, the downhill speed of the car remained stable, and to stopthe car has to keep moving.The design of the braking system d

4、esign options include road vehicl braking systems and brake system in the two systems. Structure in the form of optional cam drive leading trailing. Dual-circuit efforts to drive braking system. Brake chamber before a patch-brake chamber, after the brake chamber used composite brake chamber. Road br

5、ake sysrem of the former, on the rear. Braking system for traffic-gas-brake, in effect, the rear wheels, manipulated by hand Zhidong Fa. When the lane brake failure, the car brakes with emergency brake to do.The braking system design in the course of their work secure in the muzzle velocity of 30km/

6、h when the braking distance of less than 10m, the slope is greater than 35% of car, brake light and so meet the design requirements and in any speed under the brake, do not lose control of the vehicle and direction of stability. When the brake drive any component failure and the destruction of its b

7、asic functions,through the vehicle IIIbraking system sensors send signals to the drivers to sound or light signals in the police and other tips. So as to enhance traffic safety.Keywords:Braking system, Brake shoes, Pneumatic-driven,Cam 目 錄第一章第一章 緒論緒論 .- 1 -1.1 本課題的目的和意義 .- 1 -1.2 汽車制動系在國內外的研究狀況及發(fā)展趨勢

8、 .- 1 -1.3 鼓式制動器技術研究進展和現(xiàn)狀 .- 2 -1.4 研究重點 .- 3 -第二章第二章 汽車總體參數的選擇及計算汽車總體參數的選擇及計算 .- 4 -2.1 汽車形式的確定 .- 4 -2.1.1 軸數 .- 4 -2.1.2 驅動形式 .- 4 -2.1.3 布置形式 .- 4 -2.2 汽車質量參數的確定 .- 5 -2.2.1 質量系數 .- 5 -2.2.2 汽車總質量 .- 5 -2.2.3 載荷分配 .- 5 -2.3 汽車主要數據的確定 .- 6 -2.3.1 質心高度 .- 6 -2.3.2 軸距 .- 6 -第三章第三章 制動器的結構型式及要求制動器的結構

9、型式及要求 .- 7 -3.1 鼓式制動器的結構形式 .- 8 - IV3.1.1 領從蹄式制動器 .- 10 -3.1.2 單向雙領蹄式制動器 .- 13 -3.1.3 雙向雙領蹄式制動器 .- 14 -3.1.4 雙從蹄式制動器 .- 15 -3.1.5 單向增力式制動器 .- 15 -3.1.6 雙向增力式制動器 .- 16 -3.2 鼓式制動器方案的確定 .- 17 -第四章第四章 理想制動力及其分配理想制動力及其分配 .- 18 -4.1 制動力與制動力分配系數.- 18 -4.2 同步附著系數.- 23 -4.3 制動器最大制動力矩 .- 24 -第五章第五章 制動器的設計計算制動

10、器的設計計算 .- 26 -5.1 鼓式制動器的結構參數.- 26 -5.1.1 制動鼓內徑 D .- 26 -5.1.2 摩擦襯片寬度 b 和包角.- 27 -5.1.3 摩擦襯片起始角0.- 28 -5.1.4 制動器中心到張開力0F作用線的距離 e .- 28 -5.1.5 制動蹄支承點位置坐標 a 和 c.- 28 -5.1.6 摩擦片摩擦系數f.- 28 -5.2 制動蹄片上的制動力矩 .- 29 -5.3 行車制動效能計算.- 31 -5.4 駐車制動計算.- 32 -5.5 摩擦襯片的磨損特性計算.- 34 -第六章第六章 制動器的結構及主要零部件設計制動器的結構及主要零部件設計

11、 .- 36 -6.1 制動蹄 .- 36 -6.2 制動鼓 .- 36 -6.3 摩擦襯片 .- 37 -6.4 摩擦材料 .- 38 -6.5 蹄與鼓之間的間隙自動調整裝置 .- 39 - V6.6 制動支承裝置 .- 41 -6.7 張開機構 .- 41 -6.8 制動蹄回位彈簧 .- 41 -第七章第七章 制動驅動機構的結構形式選擇與設計計算制動驅動機構的結構形式選擇與設計計算 .- 42 -7.1 制動驅動機構的結構形式選擇.- 42 -7.2 氣壓驅動機構的設計計算.- 43 -第八章第八章 結論結論 .- 46 -參考文獻參考文獻 .- 47 -致謝致謝 .- 48 -外文資料外

12、文資料 .- 49 -外文資料譯文外文資料譯文 .- 55 - - 1 -第一章 緒論1.1 本課題的目的和意義本課題的目的和意義車輛的制動性能是車輛主動安全性能中最重要的性能之一。汽車的制動性能是由汽車的制動系統(tǒng)決定的，它主要是給安全行駛提供保證，其中其制動器性能的優(yōu)劣將直接影響汽車整車性能的優(yōu)劣，直接關系到駕乘人員的生命財產安全，重大交通事故往往與制動距離過長、緊急制動時發(fā)生側滑和失去轉向能力等情況有關，因此汽車的制動性能是汽車安全行駛的重要保障。汽車的制動過程是很復雜的，它與汽車總布置和制動系各參數選擇有關。汽車制動系統(tǒng)主要由供能裝置、傳能裝置、控制裝置和制動器組成，制動器的實際性能是整

13、個制動系中最復雜和最不穩(wěn)定的因素，因此制動器的設計在整車設計中顯得非常重。1.2 汽車制動系在國內外的研究狀況及發(fā)展趨勢汽車制動系在國內外的研究狀況及發(fā)展趨勢隨著汽車安全性的日益提高，汽車制動系統(tǒng)也歷經了數次變遷和改進。從最初的皮革摩擦制動，到后來的鼓式、盤式制動器，再到機械式 ABS 制動系統(tǒng)，緊接著伴隨電子技術的發(fā)展又出現(xiàn)了模擬電子 ABS 制動系統(tǒng)、數字式電控 ABS 制動系統(tǒng)，等等。近 10 年來，西方發(fā)達國家又興起了對汽車線控系統(tǒng)的研究，線控制動系統(tǒng)應運而生，并開展了對電控機械制動系統(tǒng)的研究。簡單來說，電控機械制動系統(tǒng)就是把原來液壓或者壓縮空氣驅動的部分改為電動機驅動，借以提高響應速

14、度，增加制動效能, 同時大大簡化了結構，降低了裝配和維護的難度。由于人們對制動性能要求的不斷提高，傳統(tǒng)的液壓或者空氣制動系統(tǒng)在加入大量電子控制系統(tǒng)(如 ABS、TCS、ESP)后，結構和管路布置越來越復雜，加大了液壓(空氣)回路泄漏的隱患，同時裝配和維修的難度也隨之提高；因此，結構相對簡單、功能集成可靠的電控機械制動系統(tǒng)越來越受到青睞。可以預見，EMB 將最終取代 1 傳統(tǒng)的液壓(空氣)制動器，成為未來汽車制動系統(tǒng)的發(fā)展方向。 - 2 -1.3 鼓式制動器技術研究進展和現(xiàn)狀鼓式制動器技術研究進展和現(xiàn)狀長期以來，為了充分發(fā)揮蹄鼓式制動器的重要優(yōu)勢，旨在克服其主要缺點的研究工作和技術改進一直在進行

15、中，尤其是對蹄鼓式制動器工作過程和性能計算分析方法的研究受到高度重視。這些研究工作的重點在于制動器結構和實際使用因素等對制動器的效能及其穩(wěn)定性等的影響，取得了一些重要的研究成果，得到了一些比較可行、有效的改進措施，制動器的性能也有了一定程度的提高。1997 年，提出了一種“電控自增力鼓式制動器”設計方案，該制動器是通過機械的方法來實現(xiàn)鼓式制動器的自增力，制動效能因數的變化范圍為 26。應用一套電控機械裝置調整領蹄的支承點來提高制動器的制動效能數，以補償由于摩擦材料的熱衰退而引起的摩擦系數降低。該制動器達到相同的制動力矩所要求的輸入力是盤式制動器 1/7。該系統(tǒng)的控制裝置允許每個制動器單獨工作，

16、從而提高了行車的安全性，另外對駕駛和操縱舒適性也有所提高，但仍然存在一些問題，諸如系統(tǒng)復雜、高能耗、高成本、維護困難等。1999 年提出一種四蹄八片（塊）式制動器，通過對結構參數合理匹配設計，制動效能因數有一定地提高，同時制動效能_因數對摩擦系數的敏感性也可以有適當地改善，這就在一定程度上改善了制動效能的穩(wěn)定性。2000 年，提出一種具有多自由度聯(lián)動蹄的新型蹄鼓式制動器，該型式的制動器使得制動效能因數及其穩(wěn)定性得到顯著提高；摩擦副間壓力分布趨于均勻，可保證摩擦副間接觸狀態(tài)的穩(wěn)定，并延長摩擦片使用壽命；性能參數可設計性強，可根據對制動效能的需要，較靈活地進行制動器設計。另外，近年來則出現(xiàn)了一些全

17、新的制動器結構形式，如磁粉制動器、濕式多盤制動器、電力液壓制動臂型盤式制動器、濕式盤式彈簧制動器等。對于關鍵磁性介質磁粉，選用了抗氧化性強、耐磨、耐高溫、流動性好的軍工磁粉；磁轂組件選用了超級電工純鐵 DT4，保證了空轉力矩小、重復控制精度高的性能要求；在熱容量和散熱等方面，采用了雙側帶散熱風扇，設計了散熱風道等，使得該技術有著極好的應用前景。盡管對蹄鼓式制動器的設計研究取得了一定的成績，但是對傳統(tǒng)蹄鼓式制動器的設計仍然有著不可替代的基礎性和研發(fā)性作用，也可為后續(xù)設計提供理論參考。 - 3 -1.4 研究重點研究重點根據設計車型的特點，進行參數選擇；確定制動器的結構方案；完成制動器的總體和主要

18、零部件的設計。 - 4 -第二章第二章 汽車總體參數的選擇及計算汽車總體參數的選擇及計算2.12.1 汽車形式的確定汽車形式的確定汽車的分類按照 GB/T3730.12001 將汽車分為乘用車和商用車。不同形式的汽車，主要體現(xiàn)在軸數、驅動形式、以及布置形式上有區(qū)別。2.1.1 軸數軸數汽車可以有兩軸、三軸、四軸甚至更多的軸數。影響選取軸數的因素主要有汽車的總質量、道路法規(guī)對軸載質量的限制和輪胎負荷能力以及汽車的結構等。包括乘用車以及汽車總質量小于 19t 的公路運輸車輛和軸荷不受道路、橋梁限制的不在公路上行駛的車輛，均采用結構簡單、制造成本低廉的兩軸方案?？傎|量在 19t 以上的公路運輸車采用

19、三軸形式，總質量更大的汽車宜采用四軸或四軸以上的形式。由于本設計的汽車是重型，所以采用三軸布置方案。2.1.2 驅動形式驅動形式由于本設計的汽車總質量大于 19t，所以采用 64 的驅動形式。2.1.3 布置形式布置形式貨車可以按照駕駛室與發(fā)動機相對位置不同，分為平頭式、短頭式、長頭式和偏置式四種。貨車又可按發(fā)動機位置不同，分為發(fā)動機前置、中置和后置三種布置形式。平頭式貨車的發(fā)動機位于駕駛室內，其主要優(yōu)點是：汽車總長和軸距尺寸短，最小轉彎直徑小，機動性能好；不需要發(fā)動機罩和翼子板，汽車整備質量減小，駕駛員視野得到明顯改善，采用翻轉式駕駛室時能改善發(fā)動機及其附件的接近性；汽車貨箱與整車的俯視面積

20、之比比較高。平頭式貨車得到廣泛的應用。所以本設計采用偏置式的布置形式，并且采用發(fā)動機前置后橋驅動。 - 5 -2.22.2 汽車質量參數的確定汽車質量參數的確定汽車的質量參數包括整車整備質量 、載客量、裝載質量、質量系數 0m、汽車總質量 、軸荷分配等。0mam本設計中給出裝載質量=41t。em2.2.1 質量系數質量系數質量系數是指汽車裝載質量與整車整備質量的比值，即。0m0m/em0m該系數反映了汽車的設計水平和工藝水平，值越大，說明該汽車的設計水平0m和工藝水平越先進。參考同類型的汽車的質量系數值（表 2-1）后，綜合選定本設計中的質量系數值 表 2-1 不同類型汽車的質量系數0m汽車類

21、型0m輕型080-110中型120-135貨車重型130-170由此可以確定質量系數，=41000/23000=1.783。0m0m2.2.2 汽車總質量汽車總質量汽車總質量是指裝備齊全，并按照規(guī)定裝滿客，貨時的整車質量。am商用貨車的總質量由整備質量、裝載質量和駕駛員以及隨行人員質量三am0mem部分組成，即 Kg1065aemmmn式中，為包括駕駛員及隨行人員數在內的人數，應等于座位數。代入數據，n=1， =23t， =41t 可得到總質量=64.065t。0memma2.2.3 載荷分配載荷分配汽車的軸荷分配是指汽車在空載或滿載靜止狀態(tài)下，各車軸對支承平面的垂直負荷，也可以用占空載或滿載

22、總質量的百分比來表示。軸荷分配對輪胎壽命和汽車的許多使用性能有影響。從各輪胎磨損均勻和壽命相近考慮，各個車輪的負荷應相差不大；為了保證汽車有良好的動力性和通過性，驅動橋應有足夠大的負荷，而從動軸上的負荷可以適當減小，以利減小從動 - 6 -輪滾動阻力和提高在環(huán)路面上的通過性，為了保證汽車有良好的操縱穩(wěn)定性，又要求轉向軸的負荷不應過小，因此，可以得出作為很重要的軸荷分配參數，各使用性能對其要求是相互矛盾的，這就要求設計時應根據對整車的性能要求，使用條件等，合理地選擇軸荷分配。表 2-2 各類汽車的軸荷分配滿載空載車型前軸后軸前軸后軸乘用車發(fā)動機前置前輪驅動發(fā)動機前置后輪驅動發(fā)動機后置后輪驅動47

23、% 60%45% 50%40% 46%40% 53%50% 55%54% 60%56% 66%51% 56%38% 50%34% 44%44% 49%50% 62%商用貨車后輪單胎4 2后輪雙胎，長、短頭式4 2后輪雙胎，平頭式4 2后輪雙胎6 432% 40%25% 27%30% 35%19% 25%60% 68%73% 75%65% 70%75% 81%50% 59%44% 49%48% 54%31% 37%41% 50%51% 56%46% 52%63% 69%本設計選擇后輪雙胎，平頭式的數據進行計算。6 42.32.3 汽車主要數據的確定汽車主要數據的確定2.3.1 質心高度質心高度汽

24、車的質心高度參考同類型重型貨車可以選擇空載時的質心高度為=1044mm，滿載時的質心高度取為=1464mm。ghgh2.3.2 軸距軸距軸距 L 對整備質量、汽車總長、汽車最小轉彎直徑、傳動軸長度、縱向通過半徑等有影響。當軸距小時，上述指標均減小。此外，軸距還對軸荷分配、傳動軸夾角有影響。軸距過短，會帶來一系列缺點，車廂長度不足或后懸過長，制動或上坡時軸荷轉移過大，使汽車的制動性和操縱穩(wěn)定性變壞，車身縱向角震動過大，此外還會導致萬向節(jié)傳動的夾角過大等問題。綜合各方面數據選擇重型貨車的軸距 L=4580mm。 - 7 -第三章 制動器的結構型式及要求汽車制動器除各種緩速裝置外，幾乎都是機械摩擦式

25、的，即是利用固定元件與旋轉元件工作表面間的摩擦而產生制動力矩使汽車減速或停車的，根據旋轉元件的不同分為鼓式和盤式兩大類，不過對于重型車來說，由于車速一般不是很高，鼓式剎車蹄的耐用程度也比盤式制動器高，而且盤式制動器比鼓式制動器要貴些，因此許多重型車至今仍使用四輪鼓式的設計。其工作原理如圖 3-1 所示。圖 3-1 鼓式制動器工作原理1、2制動蹄 3、5支承銷 4制動鼓帶有摩擦片的制動蹄 1、2 通過支承銷 5、3 鉸裝在制動底版上。制動時，輪缸活塞（轉動凸輪軸）對制動蹄施加張開力 P，使其繞支承銷轉動，并抵靠在制動鼓 4 表面上。這是制動蹄 1、2 分別受到制動鼓作用的法向反力 、 ，和1Y2

26、Y切向力 、 ，而制動蹄的切向反力對制動鼓產生一個與其旋轉方向相反的1X2X制動力矩（+）R， （R 為制動鼓工作半徑） ，從而達到使汽車減速的目的。1X2X制動系應滿足如下要求：(1)能適應有關標準和法規(guī)的規(guī)定。(2)具有足夠的制動效能，包括行車制動效能和駐坡制動效能。(3)工作可靠。(4)制動效能的熱穩(wěn)定性好。 - 8 -(5)制動效能的水穩(wěn)定性好。 (6)制動時的操縱穩(wěn)定性好。(7)制動踏板和手柄的位置和行程符合人機工程學要求。(8)作用滯后的時間要盡可能地短。(9)制動時制動系噪聲盡可能小，且無異常聲響。(10)與懸架、轉向裝置不產生運動干涉，在車輪跳動或汽車轉向時不會引起自行制動。(

27、11)能全天候使用，氣溫高時液壓制動管路不應有氣阻現(xiàn)象；氣溫低時氣制動管路不應出現(xiàn)結冰。(12)制動系的機件應使用壽命長、制造成本低；對摩擦材料的選擇也應考慮到環(huán)保要求，應力求減小制動時飛散到大氣中的有害于人體的石棉纖維6。3.13.1 鼓式制動器的結構形式鼓式制動器的結構形式鼓式制動器一般可按其制動蹄受力情況進行分類（見圖 3-2） ，它們的制動效能、制動鼓的受力平衡狀態(tài)以及車輪旋轉方向對制動效能的影響均不同。 - 9 -圖 3-2 制動器的結構形式鼓式制動器的各種結構形式如圖 3-3a-f 所示。圖 3-3 鼓式制動器示意圖（a）領從蹄式（用凸輪張開） ；（b）領從蹄式（用制動輪缸張開）

28、；（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）雙向增力式不同形式鼓式制動器的主要區(qū)別有：（1）蹄片固定支點的數量和位置不同。（2）張開裝置的形式與數量不同。 （3）制動時兩蹄片之間有無相互作用。 - 10 -因蹄片的固定支點和張開力位置不同，使不同形式鼓式制動器的領、從蹄數量有差別，并使制動效能不一樣。在單位輸入壓力或力的作用下所輸出的力或力矩，稱為制動效能。在評比不同形式制動器的效能時，常用一種稱為制動效能因素的無因次指標。制動效能因素的定義為：在制動鼓或制動盤的作用半徑 R 上所得到的摩擦力（）與輸/MR入力之比，即0F 0MKF R式中，K 為制動器效

29、能因素；R 為制動器輸出的制動力矩。制動效能的穩(wěn)定性是指其效能因素 K 對摩擦因素 的敏感性。使用中 隨溫度和水濕程度變化。要求制動器的效能穩(wěn)定性好，即是其效能對 的變化敏感性小。3.1.1 領從蹄式制動器領從蹄式制動器如圖 3-3(a)、(b)所示，圖上方的旋向箭頭代表汽車前進時制動鼓的旋轉方向(制動鼓正向旋轉)，蹄 1 為領蹄，蹄 2 為從蹄。汽車倒車時制動鼓的變?yōu)榉聪蛐D，隨之領蹄與從蹄相互對調。制動鼓正、反向旋轉時總具有一個領蹄和一個從蹄的內張型鼓式制動器稱為領從蹄式制動器。由圖 3-3(a)、(b)可見，領蹄所受的摩擦力使蹄壓得更緊，即摩擦力矩具有“增勢”作用，故又稱增勢蹄；而從蹄所

30、受的摩擦力使蹄有離開制動鼓的趨勢，即摩擦力矩具有“減勢”作用，故又稱減勢蹄。 “增勢”作用使領蹄所受的法向反力增大，而“減勢”作用使從蹄所受的法向反力減小。對于兩蹄的張開力的領從蹄式制動器結構，如圖 3-3(b)所示，兩PPP21蹄壓緊制動鼓的法向力相等。但當制動鼓旋轉并制動時，領蹄由于摩擦力矩的“增勢”作用，使其進一步壓緊制動鼓而使其所受的法向反力加大；從蹄由于摩擦力矩的“減勢”作用而使其所受的法向反力減小。這樣，由于兩蹄所受的法向反力不等，不能相互平衡，其差值由車輪輪轂軸承承受。這種制動時兩蹄法向反力不能相互平衡的制動器也稱為非平衡式制動器。液壓或楔塊驅動的領從蹄式制動器均為非平衡式結構，

31、也叫做簡單非平衡式制動器。非平衡式制動器將對輪轂軸承造成附加徑向載荷，而且領蹄摩擦襯片表面的單位壓力大于從蹄的，磨損較嚴重。為使襯片壽命均衡，可將從蹄的摩擦襯片包角適當地減小。對于如圖 3-3(a)所示具有定心凸輪張開裝置的領從蹄式制動器，制動時，凸輪機構保證了兩蹄等位移，作用于兩蹄上的法向反力和由此產生的制動力矩分別 - 11 -相等，而作用于兩蹄的張開力 P1、P2 則不等，且必然有 P10 的車輪，其力矩平衡方程為: （4-1）0eBfrFT式中： 制動器對車輪作用的制動力矩，即制動器的摩擦力矩，其方向與fT車輪旋轉方向相反，Nm； 地面作用于車輪上的制動力，之間的摩擦力，又稱為地面制即

32、地BF面與輪胎動力，其方向與汽車行駛方向相反，N； 車輪有效半徑，m。er令 = / (4-2)fFfTer即制動器制動力，它是在輪胎周緣克服制動器摩擦力矩所需的力，因此又稱為制動周緣力。與地面制動力的方向相反，當車輪角速度0 時，大小亦fFBF相等，且僅由制動器結構參數所決定。即取決于制動器的結構型式、尺寸、fFfF摩擦副的摩擦系數及車輪有效半徑等，并與制動踏板力即制動系的液壓或氣壓成正比。當加大踏板力以加大，和均隨之增大。但地面制動力 受著附fTfFBFBF著條件的限制，其值不可能大于附著力 ，即F （4-BFZF 3）式中 輪胎與地面間的附著系數； Z地面對車輪的法向反力。當制動器制動力

33、和地面制動力達到附著力值時，車輪即被抱死并在fFBFF地面上滑移。此后制動力矩 即表現(xiàn)為靜摩擦力矩，而即成為與fTeffrTF/相平衡以阻止車輪再旋轉的周緣力的極限值。當制動到=0 以后，地面制動BF - 19 -力達到附著力值后就不再增大，而制動器制動力由于踏板力的增大使BFFfFPF摩擦力矩增大而繼續(xù)上升如圖 3.1。fT 圖 4-1 制動器制動力與踏板力關系曲線根據汽車制動時的整車受力分析，考慮到制動時的軸荷轉移，可求得地面對前、后軸車輪的法向反力 Z1，Z2 為： （4-)(21dtdughLLGZg4） （4-)(12dtdughLLGZg5）式中 ：G汽車所受重力； L汽車軸距；

34、汽車質心離前軸距離；1L - 20 -圖 4-2 汽車制動時整車受力分析圖 汽車質心離后軸距離；2L 汽車質心高度；gh g 重力加速度； 汽車制動減速度。dtdu 若在附著系數為（我們選擇在瀝青路面上制動，則選取=0.6）的路面上制動，前、后輪均抱死（同時抱死或先后抱死均可） ，此時汽車總的地面制動力為 (4-6)GqdtdugGFFFBBB21式中 q（）制動強度，亦稱比減速度或比制動力；gdtduq ，前后軸車輪的地面制動力。1BF2BF此時 等于汽車前、后軸車輪的總的附著力，亦等于作用于質心的制BFF動慣性力 ，即有dtdum= （4-7）BFFGdtdum則得水平地面作用于前、后軸車

35、輪的法向反作用力的表達式： （4-8）)(21ghLLGZ （4-9）)(12ghLLGZ - 21 -在本設計中，重型貨車在滿載時的基本數據如下：軸距 L=4580mm,質心距前軸距離 L =458078%=3528mm，L =L- L =1052mm，汽121車所受的重力 G=m g=640659.8=627837N，同步附著系數=0.6，汽車滿載時的a質心高度 h =1464mm。g重型貨車在空載時的基本數據如下：質心距前軸的距離=458063%=2870mm， =L-=1710mm，=1044mm，1L2L1Lgh=230659.8=226037N。G故 滿載時： Z =1458062

36、78376 . 014641052=264623.69N Z =245806278376 . 014643528=363213.3N 空載時：=1Z45802260376 . 010441710=125613.4N 2Z =45802260376 . 010442870=110728.5N由以上兩式可求得前軸車輪附著力為: (4-10)()(221ggBhLLGLhFLLGF后軸車輪附著力為 : （4-)()(112ggBhLLGLhFLLGF11）故滿載時前、后軸車輪附著力即地面最大制動力為： - 22 - F=Z=264.620.6=158.77kN11 F=Z=363.210.6=217

37、.93 kN22 空載時前、后軸車輪附著力 =115.310.6=69.19 kN1F1Z =110.730.6=66.44 kN2F2Z當汽車各車輪制動器的制動力足夠時，根據汽車前、后軸的軸荷分配，前、后車輪制動器制動力的分配、道路附著系數和坡度情況等，制動過程可能出現(xiàn)的情況有三種，即:(1)前輪先抱死拖滑，然后后輪再抱死拖滑；(2)后輪先抱死拖滑，然后前輪再抱死拖滑；(3)前、后輪同時抱死拖滑。在以上三種情況中，顯然是最后一種情況的附著條件利用得最好。由式(4.7)、式(4.10)、 （4.11）不難求得在任何附著系數的路面上，前、后車輪同時抱死即前、后軸車輪附著力同時被充分利用的條件是

38、(4-12)GFFFFBBff2121 (4-13)/()(/122121ggBBffhLhLFFFF式中 前軸車輪的制動器制動力，；1fF111ZFFBf后軸車輪的制動器制動力， ；2fF222ZFFBf前軸車輪的地面制動力；1BF 后軸車輪的地面制動力；2BF，地面對前、后軸車輪的法向反力；1Z2ZG 汽車重力；，汽車質心離前、后軸距離；1L2L汽車質心高度。gh由式(4.12)、(4.13)得 (4-14)2(421121222fgfggfFhGLFGLhLhGF式中 L汽車的軸距。將上式繪成以，為坐標的曲線，即為理想的前、后輪制動器制動力分1fF2fF配曲線，簡稱 I 曲線，如圖 4.

39、3 所示。 - 23 -如果汽車前、后制動器的制動力，能按 I 曲線的規(guī)律分配，則能保證1fF2fF汽車在任何附著系數的路面上制動時，都能使前、后車輪同時抱死。然而，目前大多數汽車尤其是貨車的前、后制動器制動力之比值為一定值，并以前制動與汽車總制動力 之比來表明分配的比例，稱為汽車制動器制動力分配系數1fFfF： （4-1112fffffFFFFF15）圖 4-3 空載與滿載時理想制動力分配曲線則： = （4-LhLg216）代入數據得空載時： =0.510 滿載時： =0.421由于在附著條件限定的范圍內，地面制動力在數值上等于相應的制動周緣力，故又可通稱為制動力分配系數。又由于滿載和空載時

40、的理想分配曲線非常接近，故應采用結構簡單的非感載式比例閥。4.24.2 同步附著系數同步附著系數式(4-15)可表達為： (4-17)112ffFF - 24 -上式在圖 4.3 中是一條通過坐標原點且斜率為(1-)/的直線，它是具有制動器制動力分配系數為 的汽車的實際前、后制動器制動力分配線，簡稱 線。圖中 線與 I 曲線交于 B 點，可求出 B 點處的附著系數= ,則稱線與 I 曲0線交點處的附著系數為同步附著系數。它是汽車制動性能的一個重要參數，0由汽車結構參數所決定。同步附著系數的計算公式 (4-18)ghLL20滿載時：=0.5980空載時：=0.5990利用附著系數就是在某一制動強

41、度 q 下，不發(fā)何生任車輪抱死所要求的最小路面附著系數 。4.34.3 制動器最大制動力矩制動器最大制動力矩最大制動力是在汽車附著質量被完全利用的條件下獲得的，這時制動力與地面作用于車輪的法向力,成正比。由式（2.8）可知，雙軸汽車前，后車輪附1Z2Z著力同時被充分利用或前，后同時抱死時的制動力之比為= （4-12ffFF12ZZ21ggLhLh19）式中 , 汽車質心離前，后軸距離；1L2L 同步附著系數；0 汽車質心高度。gh通常，上式的比值：轎車約為 1.31.6；貨車約為 0.50.7.制動器所能產生的制動力矩，受車輪的計算力矩所制約，即 = （4-1fT1feF r20） = （4-

42、2fT2feF r21） - 25 -式中： 前軸制動器的制動力，；1fF11fFZ 后軸制動器的制動力，；2fF22fFZ 作用于前軸車輪上的地面法向反力；1Z 作用于前軸車輪上的地面法向反力；2Z 車輪有效半徑。er根據市場上的大多數微型貨車輪胎規(guī)格及國家標準 GB-T_2977-1977；選取的輪胎型 14.00R24?？傻糜行О霃?680mmer= （4-1maxfT1eZr2geGLhrL22）= （4-2maxfT1max1fT23） 由式（4-19），式（4-20）可得=158.77680=107963.6 1maxfT2geGLhrLmN = =148192.42maxfT1m

43、ax1fTmN =0.73max2max1ffTT4 .1481926 .107963前軸單個制動器制動力矩為：T=53981.81f2max1fT26 .107963mN 后軸單個制動器制動力矩為：T=37048.12f4max2fT44 .148192mN - 26 -第五章第五章 制動器的設計計算制動器的設計計算5.15.1 鼓式制動器的結構參數鼓式制動器的結構參數5.1.1 制動鼓內徑制動鼓內徑 D輸入力一定時，制動鼓內徑越大，則制動力矩越大，且散熱能力也越強。0F但 的增大（圖 5-1）受輪輞內徑限制，制動鼓與輪輞之間應保持足夠的間隙，D通常要求該間隙不小于 2030mm，否則不僅制

44、動鼓散熱條件太差，而且輪輞受熱后可能粘住內胎或烤壞氣門嘴。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。圖 5-1 鼓式制動器主要幾何參數 - 27 -制動鼓直徑與輪輞直徑之比的范圍如下：/rD D乘用車 =0.64-0.74/rD D商用車 =0.70-0.83/rD D制動鼓內徑尺寸應參考專業(yè)標準 QC/T3091999制動鼓工作直徑及制動蹄片寬度尺寸系列 。轎車制動鼓內徑一般比輪輞外徑小 125mm-150mm，載貨汽車和客車的制動鼓內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

45、動鼓內徑（見表 5-1） 。表 5-1 制動鼓最大內徑輪輞直徑/in121314151620轎車180200240260-制動鼓最大內徑/mm貨車、客車220240260300320420初選輪輞直徑 24 英寸，則輪輞直徑=2425.4mm=609.6mm。rD所以 D=609.6 0.83=506mm，R=253。5.1.2 摩擦襯片寬度摩擦襯片寬度 b 和包角和包角摩擦襯片寬度尺寸 的選取對摩擦襯片的使用壽命有影響。襯片寬度尺寸取b窄些，則磨損速度快，襯片壽命短；若襯片寬度尺寸取寬些 ，則質量大，不易加工，并且增加了成本。這兩個參數加上已初定的制動鼓內徑決定了每個制動器的摩擦面積 ,即m

46、m （5-360/21DbA21）式中： D制動鼓內徑（mm） ； b制動蹄摩擦襯片寬度(mm)； 分別為兩蹄的摩擦襯片包角， （） 。12, 摩擦襯片的包角通常在 范圍內選取，試驗表明，摩擦襯片90 120包角 時磨損最小，制動鼓的溫度也最低，而制動效能則最高。再90 100減小雖有利于散熱，但由于單位壓力過高將加速磨損，包角不宜大于 120，因為過大不僅不利于散熱，而且易使只動作用不平順，甚至可能發(fā)生自鎖。摩擦襯片寬度 b 較大可以降低單位壓力，減小磨損，但 b 的尺寸過大則不易保證與制動鼓全面接觸，通常是根據在緊急制動時使其單位壓力不超過 2.5MP 的條件來選擇襯片寬度 b 的。設計時

47、應盡量按擦擦片的產品規(guī)格選擇 b 值。另外， - 28 -根據國外統(tǒng)計資料可知，單個鼓式車輪制動器總的襯片摩擦面積隨汽車總質量的增大而增大， （如表 5-2 所示） 。而單個摩擦襯片的摩擦面積 A 又取決于制動鼓半徑 R，襯片寬度 b 及包角 ，即： （5-2）ARb式中, 是以弧度為單位，當 A，R， 確定后，由上式也可初選襯片寬 b 的尺寸。表 5-2 制動器襯片摩擦面積汽車類型汽車總質量 m /ta單個制動器總的襯片摩擦面積/mmA2轎車0.9-1.51.5-2.5100-200200-300客車與貨車1.0-1.51.5-2.52.5-3.53.5-7.07.0-12.012.0-17

48、.0120-200150-250(多為 150-200)250-400300-650550-1000600-1500(多 600-1200)制動鼓各蹄摩擦襯片總摩擦面積越大，則制動時產生的單位面積正壓力越小，從而磨損也越小。本設計中，摩擦襯片包角取 100，制動蹄摩擦襯片寬度 b 根據 QC/T309-1999制動鼓工作直徑及制動蹄片寬度尺寸系列可取 b 取 150mm。5.1.3 摩擦襯片起始角摩擦襯片起始角0摩擦襯片起始角如圖 5-1 所示。通常是將摩擦襯片布置在制動蹄外緣得得o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。 090(/

49、 2)405.1.4 制動器中心到張開力制動器中心到張開力作用線的距離作用線的距離 e0F在滿足制動輪缸或凸輪能夠布置在制動鼓內的條件下，應使距離 a 盡可能地大，以提高起制動效能，初步設計時可暫取左右。e 取 205mm。0.8eR - 29 -5.1.5 制動蹄支承點位置坐標制動蹄支承點位置坐標 a 和和 c應在保證兩蹄支承端面不致相互干涉的條件下，使 a 盡可能大而 c 盡可能?。▓D 5-1） 。初步設計可取 a=0.8R 左右,c=42mm。a 取 205mm。5.1.6 摩擦片摩擦系數摩擦片摩擦系數f選擇摩擦片時不僅希望其摩擦系數要高些，更要求其熱穩(wěn)定性要好，受溫度和壓力的影響要小。

50、不能單純地追求摩擦材料的高摩擦系數，應提高對摩擦系數的穩(wěn)定性和降低制動器對摩擦系數偏離正常值的敏感性的要求，后者對蹄式制動器非常重要。各種制動器用摩擦材料的摩擦系數的穩(wěn)定值約為 0.30.5，少數可達 0.7。一般說來，摩擦系數愈高的材料，其耐磨性愈差。所以在設計制動器時，并非一定要追求高摩擦系數的材料。當前國產的制動摩擦片材料在溫度低于250時，保持摩擦系數=0.350.40 已不成問題。因此，在假設的理想條件下f計算制動器的制動力矩，取=0.4 可使計算結果接近實際值。另外，在選擇摩擦f材料時,應盡量采用減少污染和對人體無害的材料。在本設計中選取= =0.4。f5.25.2 制動蹄片上的制

51、動力矩制動蹄片上的制動力矩在實際計算中采用由張開力 P 計算制動力矩的方法更為方便。 圖 5-3 張開力計算用簡圖 圖 5-4 制動力矩計算用簡圖 前輪：對領蹄：=-11.58=28.4 =128.440 - 30 -Tan r=0.205, r=11.620542 2sin2sin22cos2cosarctan1=8.3式中：-制動器摩擦襯片包角， -摩擦襯片徑向變形系數。1R =1222sin2sin22cos2coscoscos4 R =0.28m式中：R -制動器摩擦襯片摩擦力作用半徑1mc21. 04220522D =11111sincosfRfcfhR =0.425m式中：h制動器

52、凸輪軸中心到制動器支撐中心的距離。 C制動鼓中心到制動蹄支撐中心的距離。 D -制動器凸輪張開力作用直徑。1所以 F=kN01115 . 0DTf51.63425. 08 .539815 . 0從蹄：=28.4， =128.4 =8.3 R =R =0.28m1221D =22222sincosfRfcfhR =0.150m - 31 -所以 F=179.94 kN02215 . 0DTf對中后軸，因為其有 4 個制動器領蹄： F=43.59 kN01125 . 0DTf425. 01 .370485 . 0從蹄： F=123.49 kN02225 . 0DTf150. 01 .370485

53、. 0計算鼓式制動器，必須檢查蹄有無自鎖的可能，由=0.83f=0.43 . 8sin21. 028. 03 . 8cos21. 0sincos111cRc故制動器不會自鎖。 5.35.3 行車制動效能計算行車制動效能計算 行車制動效能是由在一定的制動初速度下及最大踏板力下的制動減速度和制動距離來評價的。汽車的最大減速度由下式確定：maxj (5-29)dtdvgGGaa由此得出 (5-30)gdtdvjmax式中： 汽車所受重力，N;aG 附著系數; g重力加速度，g=9.8 ;2/sm v制動初速度，m/s。故最大減速度=9.80.7=6.86maxj2/sm制動距離 S= m (5-31

54、)max22192.25)(6 . 31jvvtt - 32 - 式中： 機構制動滯后時間；1t 制動器制動力增長過程所需時間；2t +制動作用時間，一般在 0.2s0.9s 之間，取 +0.5；1t2t1t2t V制動初速度，由表 取為 47km/h。故制動距離 S=8 . 97 . 092.2547475 . 06 . 312 =18.95 m我國試驗路面 ，任意載荷，制動初速度 47km/h 時，緊急制動，要求0.7制動距離要不大于 20m，制動減速度不小于 5.9 。經過驗證該制動器符合2/sm要求。5.45.4 駐車制動計算駐車制動計算汽車在上坡路上停駐時的受力簡圖如圖 5-5 所示

55、， 圖 5-5 汽車在上坡路上停駐時的受力簡圖由此可得出汽車上坡停駐時的后軸車輪的附著力為： (5-32)sincos(12gahLLgmZ同樣可求出汽車下坡停駐時的后軸車輪的附著力為： (5-33)sincos(12gahLLgmZ - 33 - 根據后軸車輪附著力與制動力相等的條件可求得汽車在上坡路和下坡路上停駐時的坡度極限傾角，即由 (5-34)sin)sincos(1gmhLLgmaga求得汽車在上坡時可能停駐的極限上坡路傾角為 (5-35)ghLL1arctan汽車在下坡時可能停駐的極限下坡路傾角為 (5-36)ghLL1arctan故 滿載時：汽車在上坡時可能停駐的極限上坡路傾角為

56、 ghLL1arctan =14646 . 0458035286 . 0arctan =29.8汽車在下坡時可能停駐的極限下坡路傾角為 ghLL1arctan =14646 . 0458035286 . 0arctan =21.2空載時：汽車在上坡時可能停駐的極限上坡路傾角為 ghLL1arctan =10446 . 0458028706 . 0arctan =23.5 汽車在下坡時可能停駐的極限下坡路傾角為 ghLL1arctan =10446 . 0458028706 . 0arctan - 34 - =18.3一般要求各類汽車的最大停駐坡度不應小于 1620；汽車列車的最大停駐坡度約為

57、12左右，由以上計算可知滿足法規(guī)規(guī)定值。5.55.5 摩擦襯片的磨損特性計算摩擦襯片的磨損特性計算摩擦襯片(襯塊)的磨損，與摩擦副的材質、表面加工情況、溫度、壓力以及相對滑磨速度等多種因素有關，因此在理論上要精確計算磨損性能是困難的。但試驗表明，摩擦表面的溫度、壓力、摩擦系數和表面狀態(tài)等是影響磨損的重要因素。汽車的制動過程是將其機械能(動能、勢能)的一部分轉變?yōu)闊崃慷纳⒌倪^程。在制動強度很大的緊急制動過程中，制動器幾乎承擔了耗散汽車全部動力的任務。此時由于在短時間內熱量來不及逸散到大氣中，致使制動器溫度升高。此即所謂制動器的能量負荷。能量負荷愈大，則襯片(襯塊)的磨損愈嚴重。制動器的能量負荷

58、常以其比能量耗散率作為評價指標。比能量耗散率又稱為單位功負荷或能量負荷，它表示單位摩擦面積在單位時間內耗散的能量，其單位為 Wmm2。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 (5-37)1222112)(21tAvvmea (5-38)1 (2)(21222212tAvvmea (5-39)jvvt21式中 汽車回轉質量換算系數，近似取 1.0；汽車總質量；am，汽車制動初速度與終速度，ms；計算時轎車取1v2vkm/h(27.8m/s)；總質量 3.5t 以下的貨車取 =80km/h(22.2m/s)；總質1001v1v量 35t 以上的貨車取=65kmh(18ms)；

59、1v j制動減速度，計算時取 j=06g；2/sm t制動時間，s； Al，A2前、后制動器襯片(襯塊)的摩擦面積， - 35 -Al=253=264806.7mm 41501801002A2=253=529613.3mm ；81501801002制動力分配系數，0.421。故在緊急制動到 =0 km/h 時，并可近似地認為 1：=2.23sjvvt218 . 96 . 001 .13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1222112)(21tAvvmea =1.96Wmm2)1 (2)(21222212tAvvmea =1.35Wmm2對于最高車速低于以上規(guī)定的制動初速度的汽車

60、，按上述條件算出的 e 值允許略大于 1.8 Wmm2。故設計滿足要求。另一個磨損特性指標是襯片單位摩擦面積的制動器摩擦力，比摩擦力越大，則磨損越嚴重，單個車輪制動器的比摩擦力為：對前輪：=0.0016N/mm =0.48 N/mm3 .1324032538 .539811101RATff2 0f2對后輪：=0.0011 N/mm =0.48 N/mm3 .1324032531 .370482202RATff2 0f2 - 36 -第六章第六章 制動器的結構及主要零部件設計制動器的結構及主要零部件設計6.16.1 制動蹄制動蹄乘用車和總質量較小商用車的制動蹄廣泛采用 T 形型鋼碾壓或鋼板沖壓焊

61、接制成；總質量較大商用車的制動蹄則多用鑄鐵，鑄鋼或鑄鋁合金制成。制動蹄的結構尺寸和斷面形狀應保證其剛度好，但小型車用鋼板制的制動蹄腹板上有時開有一，兩條徑向槽，使蹄的彎曲剛度小些，以便使制動蹄摩擦襯片與制動鼓之間的解除壓力均勻，因而使襯片的磨損較為均勻，并可減少制動時的尖叫聲。重型汽車制動蹄的斷面有工字形，山字形幾種。為了提高效率，增加制動蹄的使用壽命和減小磨損，在總質量較大的商用車的鑄造制動蹄靠近張開凸輪一端，設有滾輪或鑲裝有支持張開凸輪的墊片（圖 6-1。圖 6-1 鑄鐵制動蹄的結構形式設計時襯片鉚接在制動蹄上，制動蹄腹板和翼緣的厚度商用車的為 58mm，本次設計去 8mm。制動蹄采用雙固

62、定式支撐銷支撐。偏心軸調整制動蹄的工作表面與制動鼓的工作表面同軸心。支撐銷由 45 號鋼制造并高頻淬火。其支座為可鍛鑄鐵 KTH370-12 或球墨鑄鐵 QT400-18 件。6.26.2 制動鼓制動鼓制動鼓應具有非常好的剛性和大的熱容量，制動時其溫升不應超過極限值。制動鼓的材料與摩擦襯片的材料相匹配，以保證具有高的摩擦系數并使工作表面 - 37 -磨損均勻。制動鼓有鑄造和組合式兩種。鑄造制動鼓多選用灰鑄鐵鑄造，具有機械加工容易、耐磨、熱容量大等優(yōu)點。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果（圖 6-2a） 。制動鼓鼓壁厚的選取主要是從其剛度和強度方

63、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。制動鼓在閉合一側外緣可開小孔，用于檢查制動器間隙。本次設計壁厚的選取從其剛度和強度方面考慮，選擇 15mm，材料為灰鑄鐵HT200。組合式制動鼓的圓柱部分可以用鑄鐵鑄出，腹板部分用鋼板沖壓成形（圖 6-2b） ；也可以在鋼板沖壓的制動鼓內側，鑲裝用離心澆鑄的合金鑄鐵組合構成制動鼓（圖 6-2c） ；或主體用鋁合金鑄成，內鑲一層珠光體組成的灰鑄鐵作為工作表面（圖 6-2d） 。組合式制動鼓的共同特點是質

64、量小，工作面耐磨，并有較高的摩擦系數。 圖 6-2 制動鼓的結構形式6.36.3 摩擦襯片摩擦襯片摩擦襯片的的材料應該滿足如下要求：（1）具有一定的穩(wěn)定的摩擦因數。在溫度、壓力升高和工作速度發(fā)生變化時，摩擦因數的變化應盡可能小。（2）具有良好的耐磨性。不僅摩擦襯片應有足夠的使用壽命，而且對偶摩擦 - 38 -副的磨耗也要求盡可能小。通常要求制動盤的磨耗不大于襯塊的 1/10。（3）要有盡可能小的壓縮率和膨脹率。壓縮變形太大影響制動主缸的排量和踏板行程，降低制動靈敏度。膨脹率過大，摩擦襯塊和制動盤要產生拖磨，尤其是對鼓式制動器襯片受熱膨脹消除間隙后，可能產生咬死現(xiàn)象。（4）制動時不應產生噪聲，對

65、環(huán)境無污染。（5）應采用對人體無害的摩擦材料。（6）有較高的耐擠壓強度和沖擊強度，以及足夠的抗剪切能力。（7）應將摩擦襯塊的導熱率控制在一定得范圍。要求摩擦襯塊在 300 C 加熱板上作用 30min 后，背板的溫度不超過 190 C，防止防塵罩、密封圈過早老化和制動液溫度迅速升高。以前制動器摩擦襯片使用的是由增強材料（石棉及其他纖維） ，粘結劑，摩擦性能調節(jié)劑組成的石棉摩阻材料。它有制造容易，成本低，不易刮傷對偶等優(yōu)點。但由于它又有耐熱性能差，摩擦因數隨溫度升高而降低，磨耗增高和對環(huán)境有污染，特別是石棉能致癌，所以已逐漸被淘汰。由金屬纖維、粘結劑和摩擦性能調節(jié)劑組成的半金屬磨阻材料，具有較高

66、的耐熱性和耐磨性，這幾年來得到廣泛的應用。6.46.4 摩擦材料摩擦材料制動摩擦材料應具有高而穩(wěn)定的摩擦系數，抗熱衰退性能好，不能在溫度升到某一數值后摩擦系數突然急劇下降；材料的耐磨性好，吸水率低，有較高的耐擠壓和耐沖擊性能；制動時不產生噪聲和不良氣味，應盡量采用少污染和對人體無害的摩擦材料。車輪制動器采用廣泛應用的模壓材料，它是以石棉纖維為主并與樹脂粘結劑、調整摩擦性能的填充劑(由無機粉粒及橡膠、聚合樹脂等配成)與噪聲消除劑(主要成分為石墨)等混合后，在高溫下模壓成型的。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的摩擦性能和其他性能。帶式中央制動器采用編織材料，它是先用長纖維石棉與銅絲或鋅絲的合絲編織成布，再浸以樹脂粘合劑經干燥后輥壓制成。其撓性好，剪切后可以直接鉚到任何半徑的制動蹄或制動帶上。在 100 C120 C 溫度下，它具有較高的摩擦系 - 39 -數(=0.4 以上)，沖擊強度比模壓材料高 45 倍。但耐熱性差，在 200 C250 fC 以上即不能承受較高的單位壓力，磨損加快。表 6-1 摩擦材料性能對比各