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2、整车性能参数:
表2-1、空载
编号 1 2 3 4 5 6 7
名称 质量 质心高 轴距 质心至前轴的距离 质心至后轴的距离
前轴负荷 后轴负荷
符号 G0 hg0 L A0 B0 G01 G02
数值 770.00 576.00 2140.00 967.00 1173.00 422.00 348.00
单位 kg mm mm mm mm kg kg
表2-2、满载
编号 1 2 3 4 5 6 7
名称 质量 质心高 轴距 质心至前轴的距离 质心至后轴的距离
前轴负荷 后轴负荷
符号 Ga hg L A B G1 G2
数值 1387.00 586.00 2140.00 1300.00 840.00 544.00 843.00
单位 kg mm mm mm mm kg kg
分析以上数据选择轮胎型号为轮胎型号165/70R13H，则可得到车轮的滚动半径为280.6mm。
3、制动器形式的选择
1、制动器主要有摩擦式、液力式和电磁式等几种形式。电磁式制动器虽有作用滞后性好、易于连接而且接头可靠等优点，但因成本高，只在一部分总质量较大的商用车上用作车轮制动器或缓速器；液力式制动器一般只作缓速器。目前广泛使用的仍为摩擦式制动器。摩擦式制动器按摩擦副的结构形式不同，可分为鼓式，盘式和带式三种。带式制动器只用作中央制动器；鼓式和盘式制动器的结构形式有多种。鼓式制
动器有：领从蹄式、单向双领从蹄式、双向双领从蹄式，双从蹄式、单向增力式和双
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向增力式。盘式制动器有：全盘式制动器、钳盘式制动器（固定钳式、浮动钳式）
2、领从蹄式制动器的效能及稳定性均处于中等水平，但由于其在汽车前进与倒车时的制动性能不变，且结构简单，造价较低，也便于设置驻车制动机构，故这种结构广泛用于中、重型载货汽车的前、后轮制动器及轿车的后轮制动器。所以后轮选用领从蹄式制动器。
3、与鼓式制动器相比，盘式制动器有如下优点?1?：
1）热稳定性好。原因是一般无自行增力作用。衬片摩擦表面压力分布比鼓式更均匀。此外，制动鼓在受热膨胀后，工作半径增大，使其只能与制动蹄中部接触，从而降低了制动效能，这称为机械衰退。制动盘的轴向膨胀量极小，径向膨胀根本与性能无关，故无机械衰退问题。因此，前轮采用盘式制动器，汽车制动时不易跑偏。
2）水稳定性好。制动块对盘的单位压力高，易将水挤出，因而浸水后效能降低不多；又由于离心力作用及衬片对盘的擦拭作用，出水后只需经一二次制动即能恢复正常。鼓式制动器则需经十余次制动方能恢复。
3）制动力矩与汽车运动方向无关。
4）易于构成双回路制动系，使系统有较高的可靠性和安全性。 5）尺寸小，质量小，散热良好。
6）压力在制动衬块上分布比较均匀，故衬片上磨损也均匀。 7）更换制动块简单容易。
8）衬片与制动盘之间的间隙小（0.05~0.15mm），从而缩短了制动协调时间。 9）易实现间隙自动调整。 盘式制动器的主要缺点是?1?：
1) 难以实现完全防尘和锈蚀（封闭的多片式全盘式制动器除外）。 2) 兼作驻车制动器时，所需附加的手驱动机构比较复杂。 3) 在制动驱动机构中必须装用助力器。
4）因为衬片工作面积小，所以磨损快，寿命低，需用高材质的衬块。
盘式制动器在乘用车前轮上得到广泛应用。而浮动钳式制动器的优点有：仅在盘的内侧有液压缸，故轴向尺寸小，制动器能进一步靠近轮毂；没有跨越制动噢案的油道或油管，加之液压缸冷却条件好，所以制动液汽化的可能性小；成本低；浮动钳的制动块可兼用于驻车制动。
因此，从结构，散热，技术，成本等多方面考虑，本设计前轮制动器决定采用浮钳盘式制动器。
即该设计前轮制动器决定采用浮钳盘式制动器，后轮选用领从蹄式制动器，是为前盘后鼓。
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4、鼓式与盘式制动器主要参数的确定
4.1制动鼓内径D
制动鼓与轮辋之间应保持足够间隙，通常要求该间隙不小于20mm，否则不仅制动鼓散热条件太差，而且轮辋受热后可能粘住内胎或烤坏气门嘴。 制动鼓直径与轮辋直径之比D/Dr的范围如下： 乘用车 0.64~0.74 商用车 0.70~0.83
轮辋直径13英寸，即：Dr=13×25.4=330.2mm 故，D=211.33—244.35
查看专业标准QC/T309—1999《制动鼓工作直径及制动蹄片宽度尺寸系列》取D=220mm
4.2摩擦衬片宽度b和包角β
摩擦衬片宽度尺寸b的选取对摩擦衬片的使用寿命有影响。衬片宽度尺寸过小，则磨损速度快，衬片寿命短；若衬片宽度尺寸过大 ，则质量大，不易加工，并且增加了成本。
这两个参数加上已初定的制动鼓内径决定了每个制动器的摩擦面积A?,即 A???Db(?1??2)/360 mm2 (4-1) 式中：D—制动鼓内径（mm）
b—制动蹄摩擦衬片宽度(mm)
（°） ?1,?2—分别为两蹄的摩擦衬片包角，
摩擦衬片的包角?通常在??90~120范围内选取，试验表明，摩擦衬片包角
??90~100时磨损最小，制动鼓的温度也最低，而制动效能则最高。再减小?虽有
利于散热，但由于单位压力过高将加速磨损，包角不宜大于120°，因为过大不仅不利于散热，而且易使只动作用不平顺，甚至可能发生自锁。
取?=90°
摩擦衬片宽度b较大可以降低单位压力，减小磨损，但b的尺寸过大则不易保证与制动鼓全面接触，通常是根据在紧急制动时使其单位压力不超过2.5MPa的条件来选择衬片宽度b的。设计时应尽量按擦擦片的产品规格选择b值。另外，根据国外统
计资料可知，单个鼓式车轮制动器总的衬片摩擦面积随汽车总质量的增大而增大，（如
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表5-2所示）。而单个摩擦衬片的摩擦面积A又取决于制动鼓半径R，衬片宽度b及包角?，即：
A?Rb? （4-2） 式中, ?是以弧度为单位，当A，R，?确定后，由上式也可初选衬片宽b的尺寸。
表4-1、制动器衬片摩擦面积
汽车类型 轿车 汽车总质量ma/t 0.9-1.5 1.5-2.5 客车与货车 1.0-1.5 1.5-2.5 2.5-3.5 3.5-7.0 7.0-12.0 12.0-17.0 单个制动器总的衬片摩擦面积?A/mm2 100-200 200-300 120-200 150-250(多为150-200) 250-400 300-650 550-1000 600-1500(多600-1200)
制动鼓各制动蹄摩擦衬片总摩擦面积越大，则制动时产生的单位面积正压力越小，从而磨损也越小。
根据表1初选A=150cm2
制动蹄摩擦衬片宽度b根据QC/T309-1999《制动鼓工作直径及制动蹄片宽度尺寸系列》可取90mm。
校核A=R?b=110×1.57×90=155.43≈155cm2
4.3摩擦衬片起始角?0
通常是将摩擦衬片布置在制动蹄外缘得得中央。有时为了适应单位压力的分布情况，将衬片相对于最大压力点对称布置，以改善制动效能和磨损的均匀性。
?0=90-?/2=45° (4-3)
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4.4制动器中心到张开力F0作用线的距离e
在满足制动轮缸或凸轮能够布置在制动鼓内的条件下，应使距离a尽可能地大，以提高起制动效能，初步设计时可暂取e?0.8R左右。
e=0.8×110=88≈90mm
4.5制动蹄支撑点位置坐标a和c
应在保证两蹄支承端面不致相互干涉的条件下，使a尽可能大而c尽可能小。初步设计可取a=0.8R左右。
e=0.8×110=88≈90mm，c取为40mm
4.6摩擦片摩擦系数
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，后者对蹄式制动器非常重要。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。所以在设计制动器时，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已不成问题。因此，在假设的理想条件下计算制动器的制动力矩，取f=0.4可使计算结果接近实际值。另外，在选择摩擦材料时,应尽量采用减少污染和
对人体无害的材料。
在本设计中选取f=0.35。
4.7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，可以见效制动钳的加紧力，降低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%~79%。总质量大于2t的汽车取上限。
轮辋半径为13英寸，轮辋半径为：
13?2.54?33.02cm?330.2mm
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