制动器的设计计算

1、文档来源为：从网络收集整理.word版本可编辑.欢迎下载支持.制动器的设计计算3.1制动蹄摩擦面的压力分布规律从前面的分析可知，制动器摩擦材料的摩擦系数及所产生的摩擦力对制动器因数有很大影响。掌握制动蹄摩擦面上的压力分布规律，有助于正确分析制动器因数。在理论上对制动蹄摩擦面的压力分布规律作研究时，通常作如下一些假定:(1)制动鼓、蹄为绝对刚性；(2)在外力作用下，变形仅发生在摩擦衬片上;(3)压力与变形符合虎克定律。1 .对于绕支承销转动的制动蹄制片打旋状方向田 "变更承钠转动的豌的一向一一分析图如图29所示，制动在$在张开力P作用下绕支承销O点转动张开，设其转角为，则蹄片上某任意点

2、A的位移AB为AB=OA-由于制动鼓刚性对制动蹄运动的限制，则其径向位移分量将受压缩，径向压缩为ACAC =O A COSAC=ABCOS从图29中的几何关系可看到OACOS=OD=OOSinAC=OOSin(36)QSr配浮式睇隆向交格什饼圈因为OO为常量，单位压力和变形成正比，所以蹄片上任意一点压力可写成q=qoSin亦即，制动器蹄片上压力呈正弦分布，其最大压力作用在与OO连线呈900的径向线上。2 .浮式蹄在一般情况下，若浮式蹄的端部支承在斜支座面上，如图30所示，则由于蹄片端部将沿支承面作滚动或滑动，它具有两个自由度运动，而绕支承销转动的蹄片只有一个自由度的运动，因此，其压力分布状况和

3、绕支承销转动的情况有所区别。现分析浮式蹄上任意一点A的运动情况。今设定蹄片和支座面之间摩擦足够大，制动蹄在张开力作用K1作为磨制函数的法力价代汁H值文档来源为：从网络收集整理.word版本可编辑.欢迎下载支持.下，蹄片将沿斜支座面上作滚动，设Q为其蹄片端部圆弧面之圆心，则蹄片上任意一点A的运动可以看成绕Q作相对转动和跟随Q作移动。这样A点位移由两部分合成：相对运动位移AB和牵连运动位移BC,它们各自径向位移分量之和为AD(见图30)。AD=ABCOS+BCCOS(-)根据几何关系可得出AD=(-OQ+BCSin)Sin+BCCOSCOS式中为蹄片端部圆弧面绕其圆心的相对转角令OQ+BCSin=

4、GBCCOS=C2在一定转角时，C1和C2都是常量。同样，认为A点的径向变形量而和压力成正比。这样，蹄片上任意点A处的压力可写成q=q1Sin+q2COS或q=qoSin(+o)也就是说，浮式蹄支承在任意斜支座面上时，其理论压力分布规律仍为正弦分布，但其最大压力点在何处，难以判断。上述分析对于新的摩擦衬片是合理的，但制动器在使用过程中摩擦衬片有磨损，摩擦衬片在磨损的状况下，压力分布又应如何呢？按照理论分析，如果知道摩擦衬片的磨损特性，也可确定摩擦衬片磨损后的压力分布规律。根据国外资料，对于摩擦片磨损具有如下关系式式中Wi磨损量；Ki磨损常数；f摩擦系数；q单位压力；v一磨擦衬片与制动鼓之间的相

5、对滑动速度。通过分析计算所得压力分布规律如图31所示。图中表明在第11次制动后形成的单位面积压力仍为正弦分布q132sin。如果摩擦衬片磨损有如下关系：式中K2一磨损常数。则其磨损后的压力分布规律为qC.sin(C也为一常数)。结果亦示于图31。应该指出，由上述理论分析所获得的结果文档来源为：从网络收集整理.word版本可编辑.欢迎下载支持.与实际情况比较相近，也就是说，用上述压力分布规律计算所得的摩擦力矩与实际使用中所得摩擦力矩有极大的相关性。以前有人认为制动摩擦衬片压力分布均匀的设想并不合理。3.2制动器因数及摩擦力矩分析计算反 M ： r j?1工之制动蹄型樵力矩分析计算图如前所述，通常

6、先通过对制动器摩擦力矩计算的分析，再根据其计算式由定义得出制动器因数BF的表达式。现以鼓式制动器中制动蹄只具有一个自由度运动为例，说明用解析法导出制动器因数的思路过程：(1)定出制动器基本结构尺寸、摩擦片包角及其位置布置参数，并规定制动鼓旋转方向；(2)参见3.1节确定制动蹄摩擦片压力分布规律，令q=q°Sin;(3)在张开力P作用下，确定最大压力q。值。参见图32,所对应的圆弧，圆弧面上的半径方向作用的正压力为qRd,摩擦力为fqRd。把所有的作用力对O点取矩，可得22ph=q0 RMsind12fq0R(R-Mcos)sind1据此方程式可求出q。的值；(4)计算沿摩擦片全长总的

7、摩擦力矩一222、Tf=fq。Rsind=fq0R(cos1-cos2)1(5)由公式(28)导出制动器因数。因此这里仅将常用各类制动器因数的计算由于导出过程的繁琐，特别是浮式蹄式列出供参考。1 .支承销式领一从蹄制动器单个领蹄的制动蹄因数BRBFT1fh(AafB)(37)rr单个从蹄的制动蹄因数BF-2BFt2fh(AafB)(38)rr上两式中以上各式中有关结构尺寸参数见图33。整个制动器因数BF为2 .支承销式双领蹄制动器BF.可由式(37)求得。文档来源为：从网络收集整理.word版本可编辑.欢迎下载支持.3 .浮式领一从蹄制动器(斜支座面)对于浮式蹄，其蹄片端部支座面法线可与张开力

8、作用线平行(称为平行支座)或不平行(称为斜支座)。参见图34。平行支座可视作斜支座的特例，即图34中0,因此，这里给出最一般的情况。单个斜支座浮式领蹄制动蹄因数BFT3一2一2BFt3=(fDfE)/(FfGfH)(39)单个斜支座浮式从蹄制动蹄因数BFT422BFT4=(fDfE)/(FfGfH)(40)上两式中F0sin0a/rfs(o/r)-(41)4sin0/2fs为蹄片端部与支座面间摩擦系数，如为钢对钢则fs=0.20.3。角市负号取值按下列规则确定：当。/2,为正；。/2,为负。这样浮式领从制动器因数为4 .浮式双领蹄(斜支座面)制动器BF2BFt3BFt3可按式(39)计算5 .

9、浮式双增力蹄制动器2BFt5 (fD f2E)(FfG f 2H)(c BFt3 r/a)a(42)浮式双增力蹄，其结构布置为：支座面都不倾斜，属平行支座，即0。参见图35。此时，fsfs。具制动器因数为BE可按式(39)计算，而上式中有关D,E,F,G,H各值可按式(41)计算，但fsfs。6 .支承销双增力蹄制动器其结构图如图36所示。可以看出其第一蹄片相当于平行支座浮式蹄，第二蹄片为绕支承销转动的蹄。其总的制动器因数按照定义写成如下形式：按照上述分析，Fd1/P可按式(39)计算，而Fd2/Fax可按式(37)计算,Fax/p可按下式计算,即7 .固定凸轮式(S形凸轮)气制动器固定凸轮式

10、气制动器结构上属绕支承销式领一从蹄制动器，因其凸轮只能绕固定轴转动，作用于领蹄和从蹄上的张开力户不等，使得领蹄的效能有点下降，而从蹄的效能略有增加。这样，固定凸轮式气制动器的总的平均制动器因数可由下式来计算:式中的BFTi可由式(37)来计算，BFT2可由式(38)来计算。文档来源为：从网络收集整理.word版本可编辑.欢迎下载支持.8 .楔式气制动器楔式气制动器从结构原理上属浮式蹄。单气室楔式制动器可认为是浮式领从蹄制动器，双气室楔式制动器则是浮式双领蹄制动器，它们各自的制动器因数，可根据前面有关公式计算。有关制动器摩擦力矩的计算，则可根据各制动器之制动器因数再按式(28)计算。9 .3制动

11、蹄上的压力分布规律与制动力矩的简化计算1.沿蹄片长度方向的45压力分布规律用解析方法计算沿蹄片长度方向压压力分布规律比较困难，因为除了摩擦衬片有弹性容易变形外，制动鼓、制动蹄以及支承也都有弹性变形。通常在近似计算中只考虑衬片径向变形的影响，其他零件变形的影响较小，可以忽略不计。制动蹄可设计成一个自由度和两个自由度的(见图37)形式。首先计算有两个自由度的增势蹄摩擦衬片的径向变形规律。为此，取制动鼓中心。点为坐标原点，如图37所示，并让yi坐标轴通过制动蹄的瞬时转动中心A点。制动时，由于摩擦衬片变形，制动蹄在绕瞬时转动中心A转动的同时，还顺着摩擦力作用方向沿支承面移动。结果使制动蹄中心位于01点

12、，因而可以想象未变形的摩擦衬片的表面轮廓(EEi线)就沿001方向移人制动鼓体内。显然，衬片表面上所有点在这个方向上的变形是相同的。例如，位于半径0B1,上的任意点B1的变形就是.一.B1B1线段。因此，对于该点的径向变形为由于1(11)90和B1B10011max于是得到增势蹄的径向变形1和压力q1为q1qmaxsin(11)(43)式中1任意半径0B1和y1轴之间的夹角；1 最大压力线001与x1轴之间的夹角；1半径0B1和001线之间的夹角。下面再计算有一个自由度的增势蹄摩擦衬片的径向变形规律。此时摩擦衬片在张开力和摩擦力的作用下，绕支承销中心A转动d角(见图37(b)。摩擦衬片表面任意

13、点B沿制动蹄转动的切线方向的变形即为线段B1B1,其径向变形分量是线段B1B1',在半径0B1延长线上的投影，即线段BB10由于d角很小，可以认为AB1B1'90,则所求的摩擦衬片径向变形为考虑到0A10B1R,则由等腰三角形A0B1可知AB1/sinR/sin代入上式，得摩擦衬片的径向变形和压力分别为q1q1maxsin(44)综合上述可以认为：对于尚未磨合的新制动蹄衬片，沿其长度方向的压力分布符合正弦曲线规律，可用式(43)和式(44)计算。沿摩擦衬片长度方向压力分布的不均匀程度，可用不均匀系数评价式中qmax-制动蹄衬片上的最大压力；qp在同等制动力矩作用下，假想压力分布

14、均匀时的压力2 .制动蹄片上的制动力矩在计算鼓式制动器时，必须建立制动蹄对制动鼓的压紧力与所产生的制动力矩之间的关系。为计算有一个自由度的制动蹄片上的力矩41,在摩擦衬片表面上取一横向单元面积，并使其位于与y1轴的交角为处，单元面积为bRd。,其中b为摩擦衬片宽度，R为制动鼓半径，d为单元面积的包角，如图38所示。由制动鼓作用在摩擦衬片单元面积的法向力为：dNqbRdqm3YbRsindiiiax而摩擦力fdN产生的制动力矩为(45)2TnqmaxbR f (cos cos )(46)在由至区段上积分上式，得(47)国 3D张开力计算用荷图当法向压力均匀分布时,_2-TrfqpbRf(由式(4

15、6)和式(47)可求出不均匀系数式(46)和式(47)给出的由压力计算制动力矩的方法，但在实际计算中采用由张开力P计算制动力矩TTf1的方法则更为方便。增势蹄产生的制动力矩TTf1可表达如下：Trf1fN11(48)式中N1单元法向力的合力；1摩擦力fN1的作用半径(见图39)。便可用式(1746)算出蹄的制动如果已知制动蹄的几何参数和法向压力的大小，力矩。为了求得力N1与张开力P1的关系式，写出制动蹄上力的平衡方程式:PaS1xCf1N10(49)式中1x1轴与力N1的作用线之间的夹角；S1x支承反力在工：轴上的投影。解式(49),得N1hP1/c(cos1fsin1)f1(50)对于增势蹄

16、可用下式表示为TTf1"fh1/c(cos1fsin1)f1P1B1(51)对于减势蹄可类似地表示为TTf2P2fh2/c(cos2fsin2)f2P2E(52)为了确定1,2及1,2,必须求出法向力N及其分量。如果将dN(见图38)看作是它投影在x1轴和y1轴上分量dNx和dNx的合力，则根据式(45)有：NxdNsincmaxbRsin2dqmaxbR(2sin2sin2)/4(53)2NydNcosqmaxbRsincosdqmaxbR(2cos2)/4(54)因此式中。根据式(46)和式(48),并考虑到则有如果顺着制动鼓旋转的制动蹄和逆着制动鼓旋转的制动蹄的和同，显然两种蹄

17、的和值也不同。对具有两蹄的制动器来说，其制动鼓上的制动力矩等于两蹄摩擦力矩之和，即对于液压驱动的制动器来说，PP2,所需的张开力为对于凸轮张开机构，其张开力可由前述作用在蹄上的力矩平衡条件得到的方程式求出：计算蹄式制动器时，必须检查蹄有无自锁的可能，由式(1751)得出自锁条件当该式的分母等于零时，蹄自锁:c(cos 1fsin 1) f 10(55)如果式fccos1(56)1 csin1成立，则不会自锁。由式(46)和式(51)可求出领蹄表面的最大压力为q m ax1(57P1h_J2 ，bR(coscos)c(cos1fsin2)f1式中P,h,1,R,c,1见图39;,见图38;,b摩

18、擦衬片宽度；f摩擦系数。3.4 摩擦衬片(衬块)的磨损特性计算文档来源为：从网络收集整理.word版本可编辑.欢迎下载支持.文档来源为：从网络收集整理.word版本可编辑.欢迎下载支持.摩擦衬片（衬块）的磨损，与摩擦副的材质、表面加工情况、温度、压力以及相对但试验表明,滑磨速度等多种因素有关，理此在理论上要精确计算磨损性能是困难的。摩擦表面的温度、压力、摩擦系数和表面状态等是影响磨损的重要因素汽车的制动过程是将其机械能（动能、势能）的一部分转变为热量而耗散的过程。在制动强度很大的紧急制动过程中，制动器几乎承担了耗散汽车全部动力的任务。此时由于在短时间内热量来不及逸散到大气中，致使制动器温度升高

19、。此即所谓制动器的能量负荷。能量负荷愈大，则衬片（衬块）的磨损愈严重。制动器的能量负荷常以其比能量耗散率作为评价指标。比能量耗散率又称为单位功负荷或能量负荷，它表示单位摩擦面积在单位时间内耗散的能量，其单位为Wm6双轴汽车的单个前轮制动器和单个后轮制动器的比能量耗散率分别为式中maV1 ，e222、1 ma (V1V2 )22tA2(1)(58)汽车回转质量换算系数；-汽车总质量；V2汽车制动初速度与终速度，m/s；计算时轿车取Vl100km/h(27.8m/s);总质量3.5t以下的货车取v1=80km/h(22.2m/s);总质量3.5t以上的货车取v1=65km/h（18m/s）;j制动

20、减速度，m/s2,计算时取j=0.6g；t制动时间，s；Al,A前、后制动器衬片（衬块）的摩擦面积；一制动力分配系数。在紧急制动到V20时，并可近似地认为1,则有e221 maV12 2tA2(1)(59)鼓式制动器的比能量耗损率以不大于1.8W/mmi为宜，但当制动初速度V1低于式（58）下面所规定的v1值时，则允许略大于1.8W/mmi轿车盘式制动器的比能量耗散率应不大于6.0W/mmi比能量耗散率过高，不仅会加速制动衬片（衬块）的磨损，而且可能引起制动鼓或盘的龟裂。磨损特性指标也可用衬片（衬块）的比摩擦力即单位摩擦面积的摩擦力来衡量。单个车轮制动器的比摩擦力为(60)TfFf0RA式中T

21、f单个制动器的制动力矩;R制动鼓半径（或制动盘有效半径）；A单个制动器的衬片（衬块）摩擦面积。当制动减速度j=0.6g时，鼓式制动器的比摩擦力Ff0以不大于0.48N/mrto宜。亦可采用摩擦衬片与制动鼓间的平均压力qp作为衡量磨损的指标，即式中N摩擦衬片与制动鼓间的法向力；A摩擦衬片的摩擦面积。有些文献推荐取qp=2MPa,当前由于磨损问题受到更大重视，可取qp=1.401.60MPa（当摩擦系数f=0.300.35时），紧急制动时允许取q=22.5MPa磨损和热的性能指标也可用衬片在制动过程中由最高制动初速度至停车所完成的单位衬片（衬块）面积的滑磨功即比滑磨功Lf,来衡量：2Lfmavam

22、axLf（62）2A式中ma汽车总质量，kg;Vamax汽车最高车速，m/S；A车轮制动器各制动衬片（衬块）的总摩擦面积，cm'Lf许用滑磨功，对轿车取Lf=10001500J/cn2;对客车和货车取,2Lf=600800J/cm。3.5 制动器的热容量和温升的核算应核算制动器的热容量和温升是否满足如下条件：（mdcdmhch）tL（63）式中md各制动鼓（盘）的总质量；mh与各制动鼓（盘）相连的受热金属件（如轮毂、轮辐、轮物、制动钳体等）的总质量；Cd制动鼓（盘）材料的比热容，对铸铁c=482J/（kgK）,对铝合金c=880J/（kg-K）;Ch与制动鼓（盘）相连的受热金属件的比热

23、容；t制动鼓（盘）的温升（一次由Va=30km/h到完全停车的强烈制动，温升不应超过15C）；L满载汽车制动时由动能转变的热能，因制动过程迅速，可以认为制动产生的热能全部为前、后制动器所吸收，并按前、后轴制动力的分配比率分配给前、后制动器，即2L2mava（1）（64）2式中ma满载汽车总质量；Va汽车制动时白初速度，可取VaVamax；汽车制动器制动力分配系数，见式(11)3.6 盘式制动器制动力矩的计算他 40 程式制动器的汁笥用由盘式制动器的计算用简图如图40所示，今假设衬块的摩擦表面与制动盘接触良好，且各处的单位压力分布均匀，则盘式制动器的制动力矩为Tf2fNR(65)式中f摩擦系数；

24、N单侧制动块对制动盘的压紧力(见图40)；R作用半径。对于常见的扇形摩擦衬块，如果其径向尺寸不大，取R为平均半径Rm或有效半国 41钳盘式制动器的作用半径汁薜用图径Re已足够精确。如图41所示，平均半径为式中R1,R2扇形摩擦衬块的内半径和外半径。根据图41,在任一单元面积只RdRd上的摩擦力对制动盘中心的力矩为fqR2dRd,式中q为衬块与制动盘之间的单位面积上的压力，则单侧制动块作用于制动盘上的制动力矩为单侧衬块给予制动盘的总摩擦力为得有效半径为令0m,则有R2因m旦1,一J工，故ReRm。当R1R2,m1,ReRm。但当mR2(1m)4过小，即扇形的径向宽度过大，衬块摩擦表面在不同半径处

25、的滑磨速度相差太大，磨损将不均匀，因而单位压力分布将不均匀，则上述计算方法失效。3.7 驻车计算图42为汽车在上坡路上停驻时的受力情况，由此可得出汽车上坡停驻时的后轴车轮的附着力为：同样可求出汽车下坡停驻时的后轴车轮的附着力为：根据后轴车轮附着力与制动力相等的条件可求得汽车在上坡路和下坡路上停驻时的坡度极限倾角，即由文档来源为：从网络收集整理.word版本可编辑.欢迎下载支持.求得汽车在上坡时可能停驻的极限上坡路倾角为arctanL1(66)Lhg汽车在下坡时可能停驻的极限下坡路倾角为一般对轻型货车要求不应小于25%中型货车不小于20%汽车列车的最大停驻坡度名勺为12%左右。为了使汽车能在接近

26、于由上式确定的坡度为的坡路上停驻，则应使后轴上的驻车制动力矩接近于由所确定的极限值magresin(因)，并保证在下坡路上能停驻的坡度不小于法规规定值。单个后轮驻车制动器的制动上限为lmag%sin;中央驻车制动器的制动力矩上2限为magresin/认，认为后驱动桥主减速比。3.8 制动器主要零件的结构设计1. 制动鼓制动鼓应具有高的刚性和大的热容量，制动时其温升不应超过极限值。制动鼓的材料与摩擦衬片的材料相匹配，应能保证具有高的摩擦系数并使工：作表面磨损均匀。中型、重型货车和中型、大型客车多采用灰铸铁HT200或合金铸铁制造的制动鼓(图44(b);轻型货车和一些轿车则采用由钢板冲压成形的辐板

27、与铸铁鼓筒部分铸成一体的组合式制动鼓(图44(b);带有灰铸铁内鼓筒的铸铝合金制动鼓(图44(c)在轿车上得到了日益广泛的应用。铸铁内鼓筒与铝合金制动鼓本体也是铸到一起的，这种内镶一层珠光体组织的灰铸铁作为工作表面，具耐磨性和散热性都很好，而且减小了质量。制动鼓在工作载荷作用下会变形，致使蹄鼓间单位压力不均匀，且会损失少许踏板行程。鼓筒变形后的不圆柱度过大容易引起自锁或踏板振动。为防止这些现象需提高制动鼓的刚度。为此，沿鼓口的外缘铸有整圈的加强肋条，也有的加铸若干轴向肋条以提高其散热性能。制动鼓相对于轮毂的对中如图44所示，是以直径为dc的圆柱表面的配合来定位，并在两者装配紧固后精加工制动鼓内

28、工作表面，以保证两者的轴线重合。两者装配后需进行动平衡。许用不平衡度对轿车为1520N-cm；对货车为30-40Ncnr制动鼓壁厚的选取主要是从刚度和强度方面考虑。壁厚取大些也有助于增大热容量，但试验表明，壁厚从11mM曾至20mm摩擦表面平均最高温度变化并不大。一般铸造制动鼓的壁厚：轿车为712mm中、重型货车为1318mm制动鼓在闭口一侧可开小孔，用于检查制动器间隙。2. 制动蹄轿车和轻型、微型货车的制动蹄广泛采用T形型钢辗压或钢板冲压一焊接制成;文档来源为:从网络收集整理.word版本可编辑.欢迎下载支持.大吨位货车的制动蹄则多用铸铁、铸钢或铸铝合金制成。制动蹄的断面形状和尺寸应保证其刚

29、度好，但小型车钢板制的制动蹄腹板上有时开有一、两条径向槽，使蹄的弯曲刚度小些，以便使制动蹄摩擦衬片与鼓之间的接触压力均匀，因而使衬片磨损较为均匀，并减少制动时的尖叫声。重型汽车制动蹄的断面有工字形、山字形和H字形几种。制动蹄腹板和翼缘的厚度，轿车的约为35mm货车白勺约为58mm摩擦衬片的厚度，轿车多用4.55mm货车多在8mni±0衬片可以怫接或粘接在制动蹄上，粘接的允许其磨损厚度较大，但不易更换衬片；铆接的噪声较小。3. 制动底板制动底板是除制动鼓外制动器各零件的安装基体，应保证各安装零件相互间的正确位置。制动底板承受着制动器工作时的制动反力矩，故应有足够的刚度。为此，由钢板冲压

30、成形的制动底板都具有凹凸起伏的形状。重型汽车则采用可锻铸铁KTH37012的制动底座以代替钢板冲压的制动底板。刚度不足会导致制动力矩减小，踏板行程加大，衬片磨损也不均匀。4. 支承二自由度制动蹄的支承，结构简单，并能使制动蹄相对制动鼓自行定位（见图5）。为了使具有支承销的一个自由度的制动蹄的工作表面与制动鼓的工作表面同轴心，应使支承位置可调。例如采用偏心支承销（图7）或偏心轮（图6）。支承销由45号钢制造并高频淬火。其支座为可锻铸铁（KTH37012）或球墨铸铁（QT40018）件。青铜偏心轮可保持制动蹄腹板上的支承孔的完好性并防止这些零件的腐蚀磨损。具有长支承销的支承能可靠地保持制动蹄的正确

31、安装位置，避免侧向偏摆。有时在制动底板上附加一压紧装置，使制动蹄中部靠向制动底板（见图6，剖面C-C），而在轮缸活塞顶块上（图6）或在张开机构调整推杆端部开槽供制动蹄腹板张开端插入，以保持制动蹄的正确位置。5. 制动轮缸是液压制动系采用的活塞式制动蹄张开机构，其结构简单，在车轮制动器中布置方便。轮缸的缸体由灰铸铁HT250®成。其缸筒为通孔，需搪磨。活塞由铝合金制造。活塞外端压有钢制的开槽顶块，以支承插入槽中的制动蹄腹板端部（图6）或端部接头（图7）。轮缸的工作腔由装在活塞上的橡胶密封圈（图6）或靠在活塞内端面处的橡胶皮碗（图7）密封。多数制动轮缸有两个等直径活塞；少数有四个等直径活

32、塞；双领蹄式制动器的两蹄则各用一个单活塞制动轮缸推动。6. 制动盘制动盘一般由珠光体灰铸铁制成，其结构形状有平板形（用于全盘式制动器，见图17）和礼帽形（用于钳盘式制动器，见图20）两种。后一种的圆柱部分长度取决于布置尺寸。为了改善冷却，有的钳盘式制动器的制动盘铸成中间有径向通风槽的双层盘，可大大增加散热面积，但盘的整体厚度较大。制动盘的工作表面应光滑平整。两侧表面不平行度不应大于0.008mm盘面摆差不应大于0.1mm。7. 制动钳文档来源为:从网络收集整理.word版本可编辑.欢迎下载支持.制动钳由可锻铸铁K丁H370-12或球墨铸铁QT400-18制造，也有用轻合金制造的，可做成整体的（图19），也可做成两牛并由螺栓连接。其外缘留有开口，以便不必拆下制动钳便可检查或更换制动块。制动钳体应有高的强度和刚度。一般多在钳体中加工出制动油缸，也有将单独制造的油缸装嵌入钳体中的。为了减少传给制动液的热量，多将杯形活塞的开口端顶靠制动块的背板（图19、图20（a）。有的活塞的开口端部切成阶梯状，形成两个相对且在同一平面内的小半圆环形端面。活塞由铸铝合金或钢制造。为了提高耐磨损性能，活塞的工作表面进行镀铬处理。当制动钳体由铝合金制造时，减少传给制动液的热量成为必须解