制動(dòng)器的設(shè)計(jì)計(jì)算120080328162413270

1、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)蹄制點(diǎn)鼓曲粘方響圖29料支碗箱轉(zhuǎn)動(dòng)的蹄的一同變形分新國如圖29所示，制動(dòng)在$在張開力P作用下繞支承銷O點(diǎn)轉(zhuǎn)動(dòng)張開，設(shè)其轉(zhuǎn)角為小日，則蹄片上某任意點(diǎn)A的位移跖為AB=OA-日由于制動(dòng)鼓剛性對(duì)制動(dòng)蹄運(yùn)動(dòng)的限制，則其徑向

2、位移分量將受壓縮，徑向壓縮為AcAc=abcos即AC=OA.cos-從圖29中的幾何關(guān)系可看到OACOS=OD=OOSinAC=OOSin：因?yàn)闊o日為常量，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=q0Sin:(36)用的汨式端/向衽形力析圖亦即，制動(dòng)器蹄片上壓力呈正弦分布，其最大壓力作用在與OO連線呈900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?，F(xiàn)分析浮式蹄上任意一點(diǎn)A的運(yùn)動(dòng)情況。今設(shè)

3、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AB和牽連運(yùn)動(dòng)位移BC,它們各自徑向位移分量之和為AD(見圖30)。Ad=Abcos+bccos(-：)根據(jù)幾何關(guān)系可得出Ad=(A0-OQ+BCSina)Sin5+BCCOSCOS式中A0為蹄片端部圓弧面繞其圓心的相對(duì)轉(zhuǎn)角。令A(yù)0-OQ+BCSin中=C1BCCOS=C2在一定轉(zhuǎn)角日時(shí)，Ci和C2都是常量。同樣，認(rèn)為A點(diǎn)的徑向變形量AD和壓力成正比。這樣，蹄片上任意點(diǎn)A處的壓力可寫成q=

4、q1sin+q2COS或q=q0Sin(+0)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)國外資料，對(duì)于摩擦片磨損具有如下關(guān)系式四=K1fqv式中W1磨損量；K1磨損常數(shù)；f摩擦系數(shù)；q單位壓力；v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q=132s

5、in“0如果摩擦襯片磨損有如下關(guān)系：W2=K2fq2v2御片包倦)圖31作為磨損函數(shù)的耳力分布計(jì)算值式中K2磨損常數(shù)則其磨損后的壓力分布規(guī)律為q=C.sin：(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)算旋轉(zhuǎn)方向四卷制動(dòng)踹摩擦力拉分析計(jì)算圖如前所述，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

6、，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=q0Sin甲;(3)在張開力P作用下，確定最大壓力q。值。參見圖32,砂所對(duì)應(yīng)的圓弧，圓弧面上的半徑方向作用的正壓力為qRd9,摩擦力為fqRd中。把所有的作用力對(duì)O點(diǎn)取矩，可得.：202ph=q0RMsin2d-.fq0R(R-Mcos:)sind據(jù)此方程式可求出q。的值；(4)計(jì)算沿摩擦片全長總的摩擦力矩_22.2,.Tf=.fq0Rsind=fqoR(cos1-cos2)(5)由公式(28)導(dǎo)出制動(dòng)器因數(shù)。由于導(dǎo)出過

7、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)算國招支承轉(zhuǎn)式制動(dòng)牖式列出供參考。1.支承銷式領(lǐng)一從蹄制動(dòng)器單個(gè)領(lǐng)蹄的制動(dòng)蹄因數(shù)BF-iBFn=fh(Aa-fB)(37)rr單個(gè)從蹄的制動(dòng)蹄因數(shù)BF-2BFt2=fh(AafB)(38)rr上兩式中八a0-sin：0cos-3A二a0a34sin一sin一22a:0:3B=1coscosr22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BF=BFT1BFT22 .支承銷式雙領(lǐng)蹄制動(dòng)器BF=2BFT1BR可由式（37）求得。3 .浮式領(lǐng)一從蹄制動(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平行（稱為平行支座）

8、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中中=0,因此，這里給出最一般的情況。圖浮式蹄平行支座”身斜克里單個(gè)斜支座浮式領(lǐng)蹄制動(dòng)蹄因數(shù)BFT3二（fD單個(gè)斜支座浮式從蹄制動(dòng)蹄因數(shù)BFT32_2f2E)/(F-fGf2H)BFT4(39)22BFT4=(fD-fE)/(FfGfH)(40)上兩式中D=c/ra/rfso/rcos:fs(c/r)sin:E=fs(c/r)cos.-Tc/ra/rfs(o/r)sin:-B1+P2B2對(duì)于液壓驅(qū)動(dòng)的制動(dòng)器來說，P=P2,所需的張開力為P=Tf/(BiB2)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

9、程式求出：P=0.5Tf/B1已=0.5Tf/B2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：如果式c(cos、fsinJ一f=0rccos、f:-:!、-csin1(55)(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(57q=RhPimaxibR2(cos二-cos:)c(cos、fsin2)-f：式中P,h,H,R,c,i見圖39;久，見圖38;,摩擦襯片寬度；f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，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)

10、，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，其單位為Wmm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22

11、、1 ma(Vi-V2)2 2tAl(58)二1ma(V2-V)一22tA2式中二一一汽車回轉(zhuǎn)質(zhì)量換算系數(shù);ma汽車總質(zhì)量；Vi,V2汽車制動(dòng)初速度與終速度，m/s；計(jì)算時(shí)轎車取Vi=100km/h（27.8m/s）;總質(zhì)量3.5t以下的貨車取Vi=80km/h（22.2m/s）;總質(zhì)量3.5t以上的貨車取Vi=65kno/h（i8m/s）;j一一制動(dòng)減速度，s2,計(jì)算時(shí)取j=0.6g；t制動(dòng)時(shí)間，s；Ai,A前、后制動(dòng)器襯片（襯塊）的摩擦面積；一：一一制動(dòng)力分配系數(shù)。在緊急制動(dòng)到V2=0時(shí)，并可近似地認(rèn)為6=i,則有2e-imaVi-:22tA62=2imaM22tA2(i-)(59)鼓式制

12、動(dòng)器的比能量耗損率以不大于i.8W/mmi為宜，但當(dāng)制動(dòng)初速度Vi低于式（58）下面所規(guī)定的Vi值時(shí)，則允許略大于i.8W/mmi轎車盤式制動(dòng)器的比能量耗散率應(yīng)不大于6.0W/m用比能量耗散率過高，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Ffo=TT（60）RA式中Tf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Ff0以不大于0.48N/mr2*宜。亦可采用摩擦襯片與制動(dòng)鼓間的平均壓力

13、qp作為衡量磨損的指標(biāo)，即Nqp=7-qp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qp=2MPa,當(dāng)前由于磨損問題受到更大重視，可取qp=1.401.60MPa（當(dāng)摩擦系數(shù)f=0.300.35時(shí)），緊急制動(dòng)時(shí)允許取qp=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Lf,來衡量：2Lf=mavamaxwLf（62）2A三式中ma汽車總質(zhì)量，kg；Vamax汽車最高車速，m/S；Ay車輪制動(dòng)器各制動(dòng)襯片（襯塊）的總摩擦面積，cm;Lf許用滑磨功，對(duì)轎車取Lf=10001500J/CR2;對(duì)客

14、車和貨車取2Lf=600800J/cm。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：（mdcd+mhch）&L（63）式中md各制動(dòng)鼓（盤）的總質(zhì)量；mh與各制動(dòng)鼓（盤）相連的受熱金屬件（如輪轂、輪輻、輪物、制動(dòng)鉗體等）的總質(zhì)量；Cd制動(dòng)鼓（盤）材料的比熱容，對(duì)鑄鐵c=482J/（kgK）,對(duì)鋁合金c=880J/（kg-K）;ChI-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Va=30kMh到完全停車的強(qiáng)烈制動(dòng)，溫升不應(yīng)超過15C）；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

15、軸制動(dòng)力的分配比率分配給前、后制動(dòng)器，即2Li=maa：22(64).Va:、L2=ma(1-)式中maVaP一滿載汽車總質(zhì)量；-汽車制動(dòng)時(shí)的初速度，可取Va=Vamax；汽車制動(dòng)器制動(dòng)力分配系數(shù)，見式（11）p-1WA運(yùn)40就式制動(dòng)器的計(jì)算用圖R為平均半徑%或有效半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布均勻，則盤式制動(dòng)器的制動(dòng)力矩為(65)Tf=2fNR式中f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。0圖41鉗盤式制動(dòng)器的作用半徑計(jì)算用圖a對(duì)于常見的扇形摩擦襯塊，如果其徑向尺寸不大,

16、徑Re已足夠精確。如圖41所示，平均半徑為RRR2Rm一2式中R,R2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RdRd中上的摩擦力對(duì)制動(dòng)盤中心的力矩為fqR2dRd中，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T1=r：fqR2dRd=?fq(R3-R；尸2-1R13單側(cè)襯塊給予制動(dòng)盤的總摩擦力為fN2_2=fq(R2-R2”Tf2fN得有效半徑為RiR2R3-R13_4RR?22L12(r2R；3(RR2)2令旦=m,則有R24m-Re12Rm因m二R：二1R2，(1m)23(1m)2一，故Re%。當(dāng)RtR2,mil,ReT%。但當(dāng)m

17、4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，則上述計(jì)算方法失效。3.7 駐車計(jì)算圖12汽車在上坡路上停駐時(shí)的受力簡圖圖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：Z2=mag_(Licos：hgsin：)同樣可求出汽車下坡停駐時(shí)的后軸車輪的附著力為：mag，.、Z2a-(L1cos:-hasin:)Lg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)的坡度極限傾角口，口，即由m.g:(L1cos上,hgsin-)=magsin-求得汽車在上坡時(shí)可能停駐的極限上坡路

18、傾角為(66)L二=arctanL-hg汽車在下坡時(shí)可能停駐的極限下坡路傾角為-=arctanLhg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名勺為12%左右。為了使汽車能在接近于由上式確定的坡度為u的坡路上停駐，則應(yīng)使后軸上的駐車制動(dòng)力矩接近于由口所確定的極限值mag%sina(因a),并保證在下坡路上能停駐的坡度不小于法規(guī)規(guī)定值。1,一單個(gè)后輪駐車制動(dòng)器的制動(dòng)上限為1magresina；中央駐車制動(dòng)器的制動(dòng)力矩上限為magresince/i0,i0為后驅(qū)動(dòng)橋主減速比。III網(wǎng)點(diǎn)前I.1注刖動(dòng)效1ffl上中市罐花蜘*b”悼懷品研I%小冉址幡推4蝙巾也3.8制動(dòng)

19、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)鑲一層珠光體組織的灰鑄鐵作為工作表面，具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

20、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dc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30-40Ncmr制動(dòng)鼓壁厚的選取主要是從剛度和強(qiáng)度方面考慮。壁厚取大些也有助于增大熱容量，但試驗(yàn)表明，壁厚從11mM曾至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

21、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一焊接制成；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H字形幾種。制動(dòng)蹄腹板和翼緣的厚度，轎車的約為35mm貨車白勺約為58mm摩擦襯片的厚度，轎車多用4.55mm貨車多在8mnmZ上。襯片可以怫接

22、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；怫接的噪聲較小。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KTH370-12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)簡單，并能使制動(dòng)蹄相對(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

23、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（KTH37012）或球墨鑄鐵（QT40018）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)簡單，在車輪制動(dòng)器中布置方便。輪缸的缸體由灰鑄鐵HT250成。其缸筒為通孔，需搪磨。活塞由

24、鋁合金制造?；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度取決于布置尺寸。為了改善冷卻，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

25、不平行度不應(yīng)大于0.008mm盤面擺差不應(yīng)大于0.1mm7 .制動(dòng)鉗制動(dòng)鉗由可鍛鑄鐵K丁H370-12或球墨鑄鐵QT40O-18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。具外緣留有開口，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)行鍍銘處理。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、正方形或長圓形的?；钊麘?yīng)能壓住盡量多的制動(dòng)塊面積，以免襯塊發(fā)生卷角而引起尖叫聲。制動(dòng)塊背板由鋼板制成。許多盤式制動(dòng)器裝有襯塊磨損達(dá)極限時(shí)的警報(bào)裝置（圖22）,以便及時(shí)更換摩擦襯片。9 .摩擦材料制動(dòng)摩擦材料應(yīng)具有高而穩(wěn)定的摩擦系數(shù)，抗熱衰退性能