初步设计可暂定c=0.8R左右。 则c=92mm
3.7 摩擦片摩擦系数f
选择摩擦片时不仅希望其摩擦系数要高些，更要求其热稳定性要好，受温度和压力的影响要小。不能单纯地追求摩擦材料的高摩擦系数，应提高对摩擦系数的稳定性和降低制动器对摩擦系数偏离正常值的敏感性的要求，后者对蹄式制动器是非常重要的。各种制动器用摩擦材料的摩擦系数的稳定值约为0.3～0.5，少数可达0.7。一般说来，摩擦系数愈高的材料，其耐磨性愈差。所以在制动器设计时并非一定要追求高摩擦系数的材料。当前国产的制动摩擦片材料在温度低于250℃时，保持摩擦系数f=0.35～0.40已无大问题。因此，在假设的理想条件下计算制动器的制动力矩，取f=0.3可使计算结果接近实际。因此取f=0.3。
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第4章 制动器主要零部件的结构设计
4.1制动鼓
制动鼓应具有非常好的刚性和大的热容量，制动时其温升不应超过极限值。制动鼓的材料应与摩擦衬片的材料向匹配，以保证具有高的摩擦系数并使工作表面摩擦均匀。
中型，重型载货汽车和中型、大型客车多采用灰铸铁HT200或合金铸铁制造的制动鼓；轻型货车和一些轿车则采用钢板冲压成形的辐板与铸铁鼓筒部分铸成一体的组合制动鼓；带有灰铸铁内鼓筒的铸铝合金制动鼓在轿车上得到了日益广泛的应用；铸铁内鼓筒与铝合金也是铸到一起的，这中内镶一层珠光体组织的灰铸铁作为工作表面，其耐磨性和散热性都很好，而且减少了质量。
本设计采用的制动鼓材料：铸铁内鼓筒与铝合金铸到一起
4.2制动蹄
轿车和微型，轻型载货汽车的制动蹄管饭采用T形型钢碾压或钢板冲压--焊接制成；大吨位载货汽车的制动蹄则多采用铸铁、铸钢或铸铝合金制成。制动蹄的结构尺寸和断面形状应保证其刚度好，单小型车用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制动鼓之间的接触压力均匀，因而使衬片的磨损较为均匀，并可减少制动时的尖叫声。
制动蹄腹板和翼缘的厚度，轿车的约为3mm~5mm；货车的约为5mm~8mm。摩擦片的厚度，轿车的多为4.5mm~5mm。
本设计制动蹄选用：T形45号钢 制动蹄腹板厚度：5mm 制动蹄翼缘厚度：5mm 摩擦衬片厚度：5mm
4.3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，因此它应该有足够的刚度。刚度不足会使制动力矩减小，踏板行程增大，衬片磨损也不均匀。
本设计底板的材料：45号钢
4.4制动蹄的支承
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。
本设计采用支承销由45号钢制造并高频淬火。
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其支座为可锻铸铁（KTH370—12）或球墨铸铁（QT400—18）件。
4.5制动轮缸
制动轮缸的刚起由灰铸铁HT250制成。其缸筒为通孔，需镗磨。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或端部接头。轮缸的工作腔由装在活塞上的橡胶密封圈或靠在活塞内的橡胶皮碗密封。
4.6制动器间隙
制动鼓(制动盘)与摩擦衬片(摩擦衬块)之间在未制动的状态下应有工作作间隙，以保证制动鼓(制动盘)能自由转动。一般，鼓式制动器的设定间隙为0.2～0.5mm；盘式制动器的为0.1～0.3mm。此间隙的存在会导致踏板或手柄的行程损失，因而间隙量应尽量小。考虑到在制动过程中摩擦副可能产生机械变形和热变形，因此制动器在冷却状态下应有的间隙应通过试验来确定。另外，制动器在工作过程中会因为摩擦衬片(衬块)的磨损而加大，因此制动器必须设有间隙调整机构。
为了保持良好的制动效率，制动蹄与制动鼓之间要有一个最佳间隙值。随着摩擦衬片磨损，制动蹄与制动鼓之间的间隙增大，需要有一个调整间隙的机构。过去的鼓式制动器间隙需要人工调整，用塞尺调整间隙。现在轿车鼓式制动器都是采用自动调整方式，摩擦衬片磨损后会自动调整与制动鼓间隙。当间隙增大时，制动蹄推出量超过一定范围时，调整间隙机构会将调整杆（棘爪）拉到与调整齿下一个齿接合的位置，从而增加连杆的长度，使制动蹄位置位移，恢复正常间隙。
鼓式制动器的间隙调整是通过凸轮轴和制动气室之间的连接杆系—— 制动臂实现的，在制动臂的内部有一蜗轮和蜗杆副，通过调整蜗杆转动蜗轮带动凸轮转动，消除摩擦副间的多余间隙。
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第5章 校核
5.1 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：
(mdcd?mhch)?t?L
式中 md——制动鼓的总质量；初选md=18kg
mh——与制动鼓相连的受热金属件(如轮毂、轮辐、轮辋、制动鼓等)的总质量；初
选mh=28kg
cd——制动鼓材料的比热容，对铸铁cd=482J／(kg·K)，对铝合金
c=880J／(kg·K)；cd=482J／(kg·K)
?t
——制动鼓的温升(一次由va=30km／h到完全停车的强烈制动，初选?t=13℃
(mdcd?mhch)?t=
温升不应超过15℃)
?482?18?482?28??13?288236 J／K
L——满载汽车制动时由动能转变的热能，因制动过程迅速，可以认为制动生成的热能全部为前、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
2vaL1?ma?
22vL2?maa(1??)
2式中 ma——满载汽车总质量；ma=1060+75X5=1435kg
va——汽车制动时的初速度，可取va?15m/s；
?——汽车制动器制动力分配系数，?=0.656 22va1435??15??0.656?105903 J／K L1?ma?=22221435??15??(1?0.656)vaL2?ma(1??)=?55534.5 J／K
22L1+L2=105903+55534.5=161437.5J/K 而288236 J／K?161437.5 J／K 符合要求 所以制动器的热容量与升温符合要求。
5.2 制动器的摩擦衬片校核
为了保证所设计的合理性，能够使制动器达到设计的目的,一定要满足:
4?rP>FB2re
P=2F=2×4000N=8000N
4?rP=4×0.3×0.115×8000=1104N
FB2re=2504×0.3=751.2N
建议取液压泵产生的推力为F=4000N, 因为摩擦衬片所受的压力之和P=2F
P——摩擦衬片所受的压力
?——摩擦衬片的摩擦因数
r——制动鼓内径
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FB2——后轮的制动力矩
re——车轮有效半径。
所以 4?rP>FB2re
因此,所取的液压泵的推力符合条件。
5.3 驻车制动计算
车可能停驻的极限上坡路倾斜角?
??arctg?L1
L??hg =arctg0.7?1.236
2.471?0.7?0.55 =22.5? 式中：?：车轮与轮面摩擦系数，取0.7； L1：汽车质心至前轴间距离； L：轴距;
hg：汽车质心高度。
最大停驻坡高度应不小于16%～20%，故符合要求。 汽车可能停驻的极限下坡路倾斜角?
'?L1
L??hg0.7?1.236 =arctg
2.471?0.7?0.55?'?arctg =17?
最大停驻坡高度应不小于16%～20%，故符合要求。
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参考文献：
[1] 王国权，汽车设计，北京，机械工业出版社，2012. [2] 刘永臣，汽车构造，北京.国防工业出版社，2011. [3] 詹友刚，PROE设计教程，北京，机械工业出版社，2011. [4] 王望予，汽车设计，吉林：机械工业出版社, 2011 [5] 黄金陵，汽车车身设计，北京，机械工业出版社，2012 [6] 田晋跃，现代汽车新技术概念，北京，北京大学出版社，2012
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