汽车制动器设计

前言

汽车的设计与生产涉及到许多领域，其独有的安全性、经济性、舒适性等众多指标，也对设计提出了更高的要求。汽车制动系统是汽车行驶的一个重要主动安全系统，其性能的好坏对汽车的行驶安全有着重要影响。随着汽车的形式速度和路面情况复杂程度的提高，更加需要高性能.长寿命的制动系统。其性能的好坏对汽车的行驶安全有着重要影响，如果此系统不能正常工作，车上的驾驶员和乘客将会受到车祸的伤害。

鉴于制动系统的重要性，本次设计的主要内容就是运输车辆中的制动器，目前广泛使用的是摩擦式制动器，摩擦式制动器就其摩擦副的结构形式可分成鼓式、盘式和带式三种。其中盘式制动器较为广泛。盘式制动器的摩擦力产生于同汽车固定部位相连的部件与一个或几个制动盘两端面之间。其中摩擦材料仅能覆盖制动盘工作表面的一小部分的盘式制动器称为钳盘式制动器；摩擦材料覆盖制动盘全部工作表面盘式制动器称为全盘式制动器。现代汽车中以单盘单钳式的钳盘式制动器应用最为广泛，仅有个别大吨位矿用自卸车采用单盘三钳和双盘单钳的钳盘式制动器，以及全盘式制动器。

钳盘制动器和浮钳盘式制动器。式制动器分为定钳盘式定钳盘式为制动钳固定在制动盘两侧，且在其两侧均设有加压机构。浮钳盘式制动器仅在制动盘一侧设有加压机构的制动钳，借其本身的浮动，而在制动盘的另一侧产生压紧力。又分为制动钳可相对于制动钳可相对于制动盘轴向滑动钳盘式制动器；与制动钳可在垂直于制动盘的平面内摆动的摆动钳盘式制动器。

本次设计共七章内容，在田全忠导师的指导下，结合有关的书籍和手册而完成。田老师在我的设计中做了全程辅导，并最后对本设计做了认真详细的审阅，提出了许多宝贵的意见，我在此向他表示诚挚的感谢。

由于本人水平有限，设计中错误和不妥之处在所难免，恳请批评指正。

第一章盘式制动器概述

§1.1盘式制动器原理及特点

图.1-1增力式盘式制动器零件图

1、2—压盘3、7—摩擦盘4—半轴壳5—半轴6—回位弹簧8—中间壳体9—调整螺栓 10—斜拉杆11—调节叉 12—拉杆13—压盘凸肩14—壳体肩台上图是运输车辆增力式盘式制动器零件图。在差速器的每一侧半轴上，用花键安装着两个粘有摩擦衬面的摩擦盘3和7，它们能在花键轴上来回滑动，是制动器的旋转部分。在两摩擦盘之间有一对可锻铸铁的圆形压盘1和2，它们的表面支承在半轴壳4的三个凸肩上，并能在较小的弧度内转动。两压盘内侧面的五个卵圆形凹坑中装有五个钢球，两压盘用三根弹簧6拉紧。在中间盖8和摩擦盘4上，与摩擦盘相对着的表面经过加工。摩擦盘与压盘间，以及摩擦盘与半轴壳和中间盖间，在不制动时都有一定间隙。制动时，制动踏板通过斜拉杆使两压盘相对转动，此时凹坑中夹着的五个钢球就从坑底向坑边滚动，将两压盘挤开，两压盘就将旋转着的两个摩擦盘分别推向半轴壳和中间盖，使各相对摩擦表面间产生摩擦扭矩，最终将半轴制动。如果放松制动踏板，则弹簧6又将两压盘拉紧复原，使钢球进入坑底，恢复了摩擦盘两侧的间隙。

盘式制动器在上述制动过程中有增力作用。当摩擦盘顺时针旋转

时；作用在压盘上的摩擦扭矩将使它们跟随旋转，但当压盘1由于其

凸起13受到半轴壳上的凸肩14的限制而不能转动时，压盘2则在摩

擦扭矩的作用下将相对于压盘1作顺时针转动，协助钢球继续将两压

盘挤开，使操纵省力。当摩擦盘反时针旋转时，和上述过程相似地起

增力作用。因此不管运输车辆前进还是倒退，制动时盘式制动器都有

增力作用。

与带式和蹄式制动器相比，盘式制动器除了结构复杂外有一系列

优点：如结构紧凑，操纵省力，制动效果好，衬面磨损较均匀，间隙

不需调整，封闭性好不易进泥水，且散热容易，故使用寿命较长等。这些特点使它得到越来越广泛的应用。

§1.2 盘式制动器的主要元件

§1.2.1制动盘

一、制动盘直径D

制动盘直径D应尽可能取大些，这时制动盘的有效半径得到增加，可以降低制动钳的夹紧力，减少衬块的单位压力和工作温度。受

轮辋直径的限制，制动盘的直径通常选择为轮辋直径的70％一79％。总质量大于2t的汽车应取上限[1]。

二、制动盘厚度h

制动盘厚度对制动盘质量和工作时的温升有影响。为使质量小些，制动盘厚度不宜取得很大；为了降低温度，制动盘厚度又不宜取

得过小。制动盘可以做成实心的，或者为了散热通风的需要在制动盘

中间铸出通风孔道。一般实心制动盘厚度可取为10—20mm，通风式

制动盘厚度取为20～50mm，采用较多的是20—30mm。在高速运动

下紧急制动, 制动盘会形成热变形, 产生颤抖。为提高制动盘摩擦面

的散热性能, 大多把制动盘做成中间空洞的通风式制动盘, 这样可

使制动盘温度降低20 %～30 %[2]。

三、制动盘的安装

制动盘安装在轮毂上, 与车轮形成整体旋转。制动盘是旋转部件, 与摩擦衬块之间只有微小的间隙。从制动盘中心到摩擦衬块磨合中心

称为制动盘有效半径。根据杠杆原理,如摩擦力相同,则制动盘的有效半径越大, 制动力就越大。

四、制动盘的维修

制动盘都是标准设计，以使在制动盘使用期限内保持制动表面

各项指标的允差，这些指标是平行度、平面度以及横向摆差。保持关于制动表面形状的精度的允差，有助于尽量减少制动粗暴及踏板脉动。

制动盘表面粗糙度必须保持在60μm 特定范围内，或者更小些。需要控制制动表面粗糙度，尽量减少踏板费力、过大的制动衰退、反常性能的问题。控制表面粗糙度同样能提高摩擦衬片的寿命。

每当维修制动摩擦块或卡钳、或者换位车轮或为了其他类型工作而拆卸车轮，总要检查盘式制动器制动盘。不要忘记，伴随盘式制动器制动盘而发生的许多问题，一般用肉眼检查一下，可能不是很明显的。制动盘厚度、平行度、摆差、平面度。以及刮痕深度等，只能用准确的测量仪和千分尺进行测量。精密的测量工具及现代的精加工设备，对维修好制动盘来说，是至关重要的。

§1.2.2制动摩擦衬块

摩擦衬块是指钳夹活塞推动挤压在制动盘上的摩擦材料。摩擦衬

块分为摩擦材料和底板,两者直接压嵌在一起。

摩擦衬块外半径只与内半径及推荐摩擦衬块外半径2R 与内半径

1R 的比值不大于1.5。若此比值偏大，工作时衬块的外缘与内侧圆周速度相差较多，磨损不均匀，接触面积减少，最终导致制动力矩变化大。

对于盘式制动器衬块工作面积A ，推荐根据制动衬块单位面积占

有的汽车质量在1.6～3.52/kg mm 范围内选用。

由于摩擦,摩擦衬块会产生磨损。摩擦材料使用完后, 底板和制

动盘直接接触会丧失制动效果, 损坏制动盘。制动盘损坏后,修理费用十分昂贵。

为避免损坏制动盘,过去,用户靠定期车检来确定摩擦衬块的剩

余量; 后来, 在底板上安装摩擦衬块磨损指示器, 当摩擦衬块已磨损到剩余量很少时, 指示器与制动盘接触, 当司机踏制动踏板时,

就发出异常的声响; 现在有一种更加准确提醒摩擦衬块磨损的方法, 即安装电子式磨损指示器, 当摩擦衬块磨损后, 磨损指示器中的线路断掉,警示灯亮[3]。

§1.3 盘式制动器操纵机构

在一般拖拉机上，制动操纵机构几乎都是机械式的。制动踏板通过一些杆件与制动元件相连。当摩擦衬面磨损后，为了调整踏板的自由行程，有一些杆件的长度是可调的，如利用调节叉来调节长度。左右制动器的踏板可用连接板连接，以便同时制动两驱动轮。当松开制动时，制动踏板都应该有回位弹簧使其自动回位。为使运输车辆能在斜坡上停车或在作固定作业时不让其随意移动位置，在操纵机构中都有停车锁定装置，它能卡住已踏下的制动踏板，使其不能回位，以使制动器能在没有驾驶员操纵的情况下长时间地处于制动状态[9]。

带式和蹄式制动器踏板的自由行程一般为40～80mm，盘式制动器踏板的自由行程稍大些，这是因为盘式制动器的旋转元件和制动元件间的总间隙较小，如果自由行程过小，驾驶员稍一踏下踏板就已开始了制动，这样易使摩擦衬面加速磨损。左右踏板的行程必须一致，否则拖拉机在紧急制动时会容易发生偏转而发生安全事故。

如果用作直线行驶中降速或停车，则必须注意首先分离主离合器然后再制动；如果用作协助履带拖拉机转向，则必须注意首先分离慢速侧的转向离合器，然后再制动该侧驱动轮。

第二章 盘式制动器设计

§2.1 制动器设计中的分析

在制动器的设计中，p R 和g R 是根据制动力矩的大小，允许的表面单位压力和制动器结构的合理布置等决定的，一般不考虑对加力效果的影响，当摩擦材料选定后，系数μ也是一个既定的数值。因此要使制动器满足一定的加力效果，关键在于合理的确定球槽斜角α。

可以看出，当球槽斜角α减少时，加力系数变大，操纵省力。但

是，α的减少受到自刹的限制。如果α较小，则只要压盘与摩擦片开始接触后，不需要驾驶员的操纵力，制动器就会自行制动，这是我们不希望的。因此，不自刹的条件为：

tg >μ(p R /g R ) (2-1)

式中 μ-摩擦系数

p R -擦力合力的作用半径；

g R -钢球至中心O 的距离。

加力系数愈大，表示操纵力减少愈多。但必须指出，加力系数并

不代表操纵力实际减少的比例。因为实际操纵力取决于主拉杆的拉力p ，即1p 与2p 的合力，而不是1p 与2p 的代数和。其中1p 为斜拉杆对压盘1的拉力；2p 为斜拉杆对压盘2的拉力。

从以上分析看出，盘式制动器之所以结构紧凑，在于它在同样体

积下可获得较多的摩擦面积。它的加力效果显著，使操纵力很小。并与被制动轴的转动方向无关。由于摩擦面上的压力分布比较均匀，因此磨损均匀，延长了摩擦片的寿命，减少了调整次数。压力分布均匀对于减少结构尺寸也很有利（因为摩擦片的磨损取决于最大的单位压力及单位摩滑功）。此外，在盘式制动器中各径向力相互平衡，减少了轴和轴承上的载荷。

§2.2 制动器的基本参数

§2.2.1先确定制动力矩r M

一、车辆在行驶中制动

1r M =()2()

s aq m m gr L a i L h ??-+0.72100100.625(1.950.78)2 4.846(1.950.70.7)????-??+?=454.5N m ? (2-2) 式中 s m —车辆整机使用质量,s m =2100kg ；

?—车辆驱动附着系数,?=0.7；

r aq —车辆驱动轮胎动力半径,r aq =0.625m

L —车辆轴距,L=1950mm ；

a —车辆质心纵坐标, a =780mm ；

h —车辆质心高度坐标,h=700mm ；

m i —制动器至驱动轮的传动比,m i =4.846。

二、车辆在坡道上停车

2r M =(sin cos )2s aq

m m g f r i αα-210010(sin 200.02cos 20)0.6252 4.846

??-???=?=438N m ? (2-3)

式中 a —坡道停车时坡度角,a =20c

； f —车辆滚动阻力系数,f =0.02；

取大值r M =454.5N m ?作为制动器计算力矩。

§2.2.2确定摩擦盘尺寸

摩擦盘的外径2R 和内径1R 的数值主要取决于单位压力和单位摩

滑功。计算时假设单位压力q 是均匀的，摩擦面上的单位压力可用下式计算：

q =2221()r p M R i R R μπ-=≤[q ]=0.30.5MP (2-4)

在实际设计中，摩擦力的合力半径p R ，近似地可以按内外径的

平均值进行计算，即

p R =121()2

R R + (2-5) 若令c =0.55即12R cR =代入式（2-4）后，可得：

q =3222(1)(1)

r M iR c c πμ-+ (2-6)

根据上述关系，便可按下式求得：

2R = 国内的一般运输车辆q <300000～5000002/N m ，这里

q =3000002/N m ，系数c 的数值一般在0.5～0.6范围内选择，这里选为c =0.55 所以，有

2R =

=90.6mm

式中： μ—摩擦片的干摩擦系数,μ=0.3；

i —摩擦面对数,i =4。

12R cR ==0.55×90.6 = 49.83mm

按上述方法求得的1R 和2R 还应根据结构安排情况加以修整，查阅

国内运输车辆盘式制动器的有关参数，现对1R 和2R 做一些修整，取1R =50mm ，2R =90mm

§2.2.3制动器的磨损验算

由（2-4）式可得出：

压紧力 Q =r P M iR μ=120.5()r M R R i μ+=4545000.50.3(5090)4

??+?= 5411N (2-8) 单位压力 q =

2221()Q R R π-=22654113.14(9050)10-?-?=307722 N/m 2 (2-9） 单位滑磨功p =qv μ

式中V -线速度

V =2max 30ew

bv z R n i i π=3.140.092000293930388

????=5.06/m s (2-10) 式中 n ew —发动机标定转速,n ew =2000r/min ；

i bvmax —变速箱最高档的传动比,i bvmax =2938； i z —中央传动比,i z =

398。 所以，有 p =qv μ=0.3×303228×4.95=0.5/MPa m s ?

单位压力q 是制动器工作寿命的重要参数，取得过大，制动器易

磨损，但q 值过小将增大制动器的尺寸，对于一般的国内运输车辆要求q <300000～5000002/N m ，上述中验算的q =3077222/N m 满足要求，故合适。

在求得1R 和2R 后，还应验算单位滑磨功A 。单位摩滑功按摩擦片

外圆来计算，因为该处圆周速度最高。对于一般的国内运输车辆要求p < 0.5～0.8/Mpa m s ?，上述中验算满足要求，故合适。

§2.2.4踏板操纵力

钢球对压盘的作用力通过球槽的法线方向，该力可分为轴向力和

圆周力，其关系为：（图.2-1）表示受力：

图.2-1钢球受力分析图

g P =a F tg α （2-11）

式中 g P —钢球的圆周力

在轴向压力Q 的作用下，摩擦表面之间将产生摩擦力矩即制动力

矩r M ，其数值为：

r M =p iQR μ （2-12）

式中 μ—摩擦因数；

p R —摩擦力合力的作用半径。

由于每个压盘只具有一个摩擦面，故所受的摩擦力矩为p QR μ，

这就可以求得每个压盘的力矩平衡关系。

对于压盘1，（图.2-2）所示：

图.2-2压盘1受力分析图

1F L R =g P g R －μQ p R

（

2-13） 式中 1F －斜拉杆对压盘1的拉力；

L R －斜拉杆的拉力至中心O 的距离。

对于压盘2，（图.2-3）所示：

图.2-3压盘2受力分析图

2L F R =g g P R ＋p QR μ－f FR （2-14）

式中 2F －斜拉杆对压盘2的拉力，单位N ；

F —壳体凸肩对压盘2的反力，单位N ；

f R —作用力F 至中心O 的距离，单位mm 。

在摩擦片未磨损时，压盘从初始位置只转过极小的角度就靠住了壳体的凸肩，可近似地认为拉力P 2 和P 1 的合力P 通过中o （图.2-4）所示。根据压盘总成的力矩平衡关系，可以得出：

f FR =2p qR μ （2-15）

图.2-4压盘总成的受力分析图

将此式代入式（2-14）后看出，这时1F =2F ，由于g P Qtg α=

因此：斜拉杆的拉力1F =2F =

()

g

p l

Q R tg R R αμ- (2-16)

图.2-5盘式制动器杆件运动关系图

如图：根据正弦定理得

00

sin sin x R l λβ= 斜拉杆长度0

000sin 103sin 3971.5sin sin 65

x R l mm λβ?=== 则 0

0sin 103sin 40arcsin 67.871.5

x R l λβ?=== 1F =2F =()

g p l Q R tg R R αμ-=00103cos3971.5cos65?+=1399N

新车时主拉杆的拉力

3F =2·1F ·cos β （2-17）

=2×1399×cos 067.8

=1057N

两踏板上的操纵力

2c P =23F /c i = 2×1057/15.9=133N (2-18)

式中 1α—球槽斜角,1α=33°30′；

g R —钢球至制动器中心的距离, g R =70mm ；

0λ—初始中心角，0λ=039；

0β—斜拉杆的倾角0β=65°；

x R —压盘上与斜拉杆连接的销孔中心至轴线的距

离,x R =103mm ；

i c —操纵机构传动比,i c =15.9。

§2.2.5踏板操纵行程Sc 计算

踏板自由行程c S 取决于主拉杆的位移A 0A 及操纵机构传动比c i ，

即： c S =A 0A ·c i （2-19）

由于 A 0A =OA-OA 0，而且 OA 0 =x R ·cos λ+l ·cos β

OA =x R ·cos λ0+l ·cos β

综上可得：有关系式

OA 0=x R ·cos λ+l ·cos β

= 00103cos 4071.5cos67.8?+?

=106mm

OA=x R ·cos λ0+l ·cos β

=00103cos3971.5cos65?+?

=110.3mm

A 0A = OA －OA 0 = 110.3－106=4.3mm

c S = A 0A ·c i =4.3×15.9 =68.37mm

§2.3 制动器操纵机构设计

操纵机构的设计主要是决定斜拉杆的位置和尺寸，进行操纵力和制动行程（即自由行程）的计算并确定操纵机构的传动比。

斜拉杆的位置和尺寸主要是取决于x R 、L 和λ等参数的大小。这些参数对操纵力和制动行程有直接的影响。

x R 愈大操纵力愈小，但结构不紧凑，因此不宜增大x R 的方法来减小操纵力。根据对国产拖拉机的统计，当x R 、L 、ΔL 不变时，所取初始中心角λ愈大，则制动后斜拉杆的倾角β也较大，故操纵省力。但随着λ增加，若x R 、β不变，则要求斜拉杆长度L 愈长，使结构不紧凑，因此λ要求选择适当，一般在39°～40°左右选取，现选取为λ=39°。

必须指出，当摩擦面磨损后，自由行程增加，就要进行调整。在调整之后，初始中心角 减少，这说明盘式制动器的操纵力将随着摩擦面的磨损而愈来愈大。

操纵机构的设计必须避免运动的干涉，因此要求与压盘的运动相应的主拉杆必须有摆动的可能性；斜拉杆不应防碍压盘的轴向位移。为此，主拉杆上一般具有球面运动副，两个斜拉杆相铰接处应有足够的端面间隙来适应轴向移动的要求。

第三章盘式制动器摩擦盘的设计

§3.1 摩擦盘结构

本次设计采用的是石棉纤维类摩擦材料，用胶合的方法将摩擦衬片胶在2～3毫米的摩擦盘上。这种结构摩擦材料可得充分利用（衬片磨损不受铆钉头的限制），也不易产生裂缝，但更换衬片较为困难，摩擦盘轮毂的结构采用点焊式，结构和制造都较简单，但轮毂宽度不大，因而花键受力较大。

查阅盘式制动器摩擦盘的一些数据（长度单位：mm）

摩擦衬片：材料石棉离合器片外径180

厚度5.8±0.1

摩擦盘总成：厚度13±0.15 两侧面平面度允差0.03

侧面跳动允差0.20

如图3-1所示制动器摩擦盘结构图

图3-1制动器摩擦盘结构图

§3.2 摩擦材料类型

制动器中的一个回转零件一般为钢铁制造的，而与回转零件相接

触，使起制动作用的零件，其材料一般为摩擦材料所造的。这摩擦元件是制动器的主要组成部分，它性能直接影响到制动和结合过程。对摩擦材料性能的基本要求是：

一、摩擦系数高而稳定，尤其是在一定温度范围内，具有稳定的摩擦系数，具有良好的恢复和保持原有摩擦值的能力。制动摩擦片的摩擦系数过高或过低都会影响汽车的制动性能。尤其是汽车在高速行驶中需紧急制动时，摩擦系数过低就会出现制动不灵敏，而摩擦系数过高就会出现轮胎抱死现象，进而造成车辆甩尾和打滑，对行车安全构成严重威胁。按照国家标准，制动摩擦片的适宜工作温度为100～350℃。但许多劣质制动摩擦片在温度达到250℃时，其摩擦系数就会急剧下降，而此时制动就会完全失灵。一般来说，按照SAE标准，制动摩擦片生产厂商都会选用FF级额定系数，即摩擦额定系数为

0.35～0.45。

二、耐摩性好。为了减轻磨损，除提高材料和粘结剂的耐热性、耐摩性外，还应使摩擦表面光滑。

三、有一定的表面硬度和良好的加工工艺性。制动摩擦片的寿命与表面硬度并没有一定的关系。但如果表面硬度高时，制动摩擦片与制动盘的实际接触面积小，往往会影响使用寿命。而影响制动摩擦片寿命的主要因素包括硬度、强度、摩擦材料的磨损性等。一般情况下，前制动摩擦片的寿命为3万km，后制动摩擦片的使用寿命为12万km。

四、有一定的耐油、耐湿、抗腐蚀和抗胶合性能。

摩擦材料有金属摩擦材料和非金属摩擦材料两大类。

1. 金属摩擦材料

金属摩擦材料有：粉末冶金材料、铸铁、钢和青铜，其中粉末冶金有较高的摩擦系数，导热性好，工作温度可达680℃，许多强度可达2.8～4.0MPa,耐磨，有良好的热稳定性和磨合性，广泛用于重载机器。

金属摩擦材料强度高，对水的浸入不敏感，温度升高时摩擦系数下降快，胶合趋势大，因而制动不稳定。

2. 非金属摩擦材料

这类材料有：石棉摩擦材料，它的应用最广，有机摩擦材料，如

橡胶、皮革和木材主要用于小功率低速机器制动；纸基摩擦材料，主要用在油介质中工作的制动器，它有摩擦系数稳定，磨损小，静和动摩擦系数很接近的特点；碳基摩擦材料，是较晚出现的一种材料，耐高温性能好，可在800～1000℃，摩擦系数稳定，耐磨性好。

制动器上用的摩擦材料，绝大多数是石棉制品，其基本成分是石棉、粘结剂和用以调节摩擦性能的各种有机或无机填料。石棉摩擦材料又分为纺织类和纤维类：

（1）纺织类石棉制品有石棉橡胶制动器片、石棉浸油或耐油制动器片、石棉铜丝和石棉树脂制动器片等，这类制品抗冲击强度好，在常温下有较高而稳定的摩擦系数，但耐高温性能较差，磨损较快。

（2）纤维类是将短纤维石棉、粘结剂和各种添加剂等混合后，再经热压而成，有时根据需要也加入少量有色金属，统称石棉制品，应用较广。

由于含有石棉的摩擦材料存在石棉有致癌公害问题已被逐渐淘汰，取而代之的各种无石棉型材料相继进行研制，这也是近年来的发展方向。摩擦材料尚在不断发展，由于材料的组成及制造工艺不同，其摩擦性能往往差别很大，在使用各种摩擦材料时，应注意从制造厂取得相应的数据再进行设计和计算。

第四章盘式制动器压盘的设计

§4.1 压盘的结构

压盘是盘式制动器中比较复杂的零件，加工精度也较高，国产拖拉机上大部分用球墨铸铁制造，也有用可锻铸铁或灰铸铁的。压盘厚度15～17毫米，其摩擦表面有较低的粗糙度和较小的不平度。压盘上有三个定心凸台与壳体相应的内圆配合，作为支持并使压盘与被制动轴同心。压盘一般有两个凸起，当凸起c碰到壳体凸肩时，表示摩擦盘已磨损至极限，应更换摩擦衬片。

查阅盘式制动器压盘的有关资料，并结合本次设计的实际情况确定为以下数据（长度单位：mm）

制动器压盘：材料QT40—10；厚度16.5；

摩擦面粗糙度0.8；平面度允差0.10；

定心凸台粗糙度6.3。

如图4-1所示制动器压盘结构图

如图4-1所示制动器压盘结构图

§4.2 压盘的球槽

在压盘上均匀地分布着3～5个球槽，其位置在摩擦面中部，使摩擦片均匀地压紧。许多运输车辆中广泛采用卵形槽，这种槽的曲率半径小，保证钢球的良好接触，减少挤压应力，这几个球槽间的位置精度有较高的要求，一般用测量钢球来检验。查阅运输车辆压盘上的球槽以及钢球的有关资料，并结合本次设计的实际情况现确定为以下数据（长度单位：mm）

钢球：个数 5 规格 7/8″C IV

球槽的分布：￠140 位置精度0.05

槽体：α为''

333015

dg22.225

用测量钢球检验时的测量值：28.7±0.03

粗糙度6.3

[注] 测量钢球均为7/8″AⅢ，直径为￠22.225

－0.002

如图4-2所示制动器球槽结构图

如图4-2所示制动器球槽结构图