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对偶性 价格 优 中-高 良 低-中 中-良 中-良 差 高 差 高 带式中央制动器采用编织材料，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(f=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。表5-2为不同摩擦材料性能对比。
此次设计综合考虑各种材料，采用性能更好、环保效果更好的半金属材料。摩擦系数为f=0.4
5.5 制动轮缸
制动轮缸的缸体由灰铸铁HT250制成。其缸筒为通孔，需镗磨。
5.6制动器间隙的调整方法及相应机构
制动盘与摩擦衬块之间在未制动的状态下应有工作间隙，以保证制动盘能自由转动。一般来说盘式制动器的制动间隙为0.1mm-0.3mm（单侧0.05mm-0.15mm）。此间隙的存在会导致踏板或手柄的行程损失，因而间隙应尽量的小。考虑到制动过程中摩擦副可能产生热变形和机械变形，因此制动器在冷态下的间隙应有试验确定。本设计制动间隙取为0.2mm。
图5.2 制动间隙的自调装置
1-制动钳体；2-活塞；3-活塞密封圈
另外，制动器在工作过程中会由于摩擦衬块的磨损而使间隙加大，因此制动器必须设有间隙调整机构。当前，盘式制动器的调整机构已自动化。一般都采用一次调准式间隙自调装置。最简单且常用的结构是在缸体和活塞之间装一个兼起复位和间隙自调作用
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的带有斜角的橡胶密封圈，制动时密封圈的刃边是在活塞给予的摩擦力的作用下产生弹性变形，与极限摩擦力对应的密封圈变形量即等于设定的制动间隙。当衬块磨损而导致所需的活塞行程增大时，在密封圈达到极限变形之后，活塞可在液压作用下克服密封圈的摩擦力，继续前移到实现完全制动为止。活塞与密封圈之间这一不可恢复的相对位移便补偿了这一过量间隙。解除制动后活塞在弹力作用下退回，直到密封圈的变形完全消失为止，这时摩擦快与制动盘之间重新回复到设定间隙。
6.3液压制动驱动机构的设计计算
为了确定制动主缸及制动轮缸的直径，制动踏板与踏板行程，踏板机构传动比，以及说明采用增压或助力装置的必要性，必须进行如下的设计计算。 6.3.1制动轮缸直径与工作容积
制动轮缸对制动蹄或制动块的作用力P与轮缸直径dw及制动轮缸中的液压P有如下关系：
dw?2P （6.1） ?p式中：p——考虑制动力调节装置作用下的轮缸或管路液压，p= 8～12MPa。本设计制动轮缸液压取p?12MPa
对于P 因为 BF?TfPR=2f 则Tf?2fPR，另外由公式（4.7）Tf?2fNR。经受力
分析可知单侧制动块对制动盘的压紧力N应等于制动轮缸对制动块的作用力P。所以
P?Tf2fR，又因为制动器对前后轮的最大制动力矩为已知。
求得前轴P1?17411N ， 后轴P2?7824N，带入公式（6.1）
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则dW1?42.99mm dW2?28.8m 2m制动管路液压在制动时一般不超过10～12MPa，对盘式制动器可再高些。压力愈高轮缸直径就愈小，但对管路特别是制动软管及管接头则提出了更高的要求，对软管的耐压性、强度及接头的密封性的要求就更加严格。
根据GB7524-87轮缸直径应在标准规定的尺寸系列中选取，轮缸直径的尺寸系列为：14.5，16，17.5，19，22，24，25,28，30，32，35，38，40，45，50，55mm。
故在本设计中前轴轮缸直径选为46mm， 后轴轮缸直径选为30mm 一个轮缸的工作容积：
Vw?式中：dw——一个轮缸活塞的直径；
n——轮缸的活塞数目；
?d?41n2w? （6.2）
?——一个轮缸活塞在完全制动时的行程：???1??2??3??4在初步设计时，对
鼓式制动器可取?=2～2.5mm。（取?=2.5mm）
?1——消除制动蹄(制动块)与制动鼓(制动盘)间的间隙所需的轮缸活塞行程，对鼓式制动器?1约等于相应制动蹄中部与制动鼓之间的间隙的2倍； ?2——因摩擦衬片(衬块)变形而引起的轮缸活塞行程，可根据衬片(衬块)的厚
度、材料弹性模量及单位压力计算；
?3，?4——鼓式制动器的蹄与鼓之变形而引起的轮缸活塞行程，试验确定。 全部轮缸的总工作容积
V??Vw （6.3）
1m式中：m——轮缸数目。在本设计中取m=4；
n3.14n23.142?46?2.5?4.15ml(n?1) VW2??30?2.5?1.m7l7n?( 求：VW1?1144全部轮缸的工作容积 V??VW?4.15?2?1.77?2?11.84ml(m?4)
1m1)6.3.2制动主缸直径与工作容积
主缸的直径应符合系列尺寸，主缸直径的系列尺寸为：14.5，16，17，19，20.5，22，26，28，32，35，38，42，46mm。
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制动主缸应有的工作容积 Vm?V?V? （6.4） 式中：V?——制动软管在液压下变形而引起的容积增量。 V——全部轮缸的总工作容积。
在初步设计时，考虑到软管变形，轿车制动主缸的工作容积可取为Vm?1.1V； 将V=11.84ml代入（7.4）得：Vm?13.024ml
主缸活塞直径dm和活塞行程sm可由下式确定：
?2sm （6.5） Vm?dm4一般sm=（0.8～1.2）dm ，取sm=0.8dm 代入（7.5）得：dm?27.5mm
查制动主缸直径标准，在本设计中取dm=28mm，sm=22.4mm
6.3.3制动踏板力与踏板行程
制动踏板力FP的验算公式：
FP??42dmp11? （6.6） iP?式中： dm——主缸活塞直径；
p——制动管路的液压；
iP——踏板机构传动比，iP?r2，一般为2～5；（在本设计中取4） r1?——踏板机构及制动主缸的机械效率， ??0.85～0.95。取??0.95
?11??1943N?500N?700N 根据上式得：FP??282?10?6?12?106?40.954所以需要加装助力器
Fp??Fp/I
式中： I——真空助力比，取4。
Fp??Fp/I=1943/4=486N<500N-700N 符合要求。
制动踏板的工作行程xp为：
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xp?ip(sm??m1??m2) （6.7）
式中：?m1——主缸中推杆与活塞间的间隙；（取?m1=2mm）
?m2——主缸活塞空行程，即主缸活塞由不工作的极限位置到使其皮碗完全封堵
主缸上的旁通孔所经过的行程。（取?m2=1.0mm ）
将sm?22.4,?m1?2mm,?m2?1mm,ip?4代入（6.7）中得：
xp?4(22.4?2?1)?102mm?150mm
踏板全行程对轿车不应超过100mm-150mm，对货车不应该超过170mm-180mm，符合设计要求。 6.3.4制动主缸
为了提高汽车的行驶安全性，根据交通法规的要求，一些轿车的行车制动装置均采用了双回路制动系统。双回路制动系统的制动主缸为串列双腔制动主缸，单腔制动主缸已被淘汰。
轿车制动主缸采用串列双腔制动主缸。如图6.5所示，该主缸相当于两个单腔制动主缸串联在一起而构成。储蓄罐中的油经每一腔的进油螺栓和各自旁通孔、补偿孔流入主缸的前、后腔。在主缸前、后工作腔内产生的油压，分别经各自得出油阀和各自的管路传到前、后制动器的轮缸。主缸不制动时，前、后两工作腔内的活塞头部与皮碗正好位于前、后腔内各自得旁通孔和补偿孔之间。
当踩下制动踏板时，踏板传动机构通过制动推杆推动后腔活塞前移，到皮碗掩盖住旁通孔后，此腔油压升高。在液压和后腔弹簧力的作用下，推动前腔活塞前移，前腔压力也随之升高。当继续踩下制动踏板时，前、后腔的液压继续提高，使前、后制动器制动。
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