1、部与制动鼓之间的间隙的倍由于摩擦衬片变形而引起的轮缸活塞行程，可根据衬片的厚度材料的弹性模量及单位压力值来计算分别为鼓式制动器的蹄的变形与鼓的变形而引起的轮缸活塞行程，其值由试验确定。选取，求个轮缸的工作容积。制动轮缸活塞宽度与筒壁宽度根据已有的公式计算活塞的宽度.于是求知现取壁厚，由于，因此按厚壁进行校核。式中。

2、间或者制动盘与摩擦陈片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。般盘式间隙为盘式制动器能为。此间隙的存在会导致踏板或手柄的行程损失，因为间隙量应尽量小。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同过实验来确定。在笨设计中，盘式制动间隙取另外，制动器在工作过程。

3、应在标准规定的尺寸系列中选取，轮缸直径的尺寸系列为，，.。制动轮缸致敬与工作容积根据前面算得的结果，选取，求由此，选取制动轮缸的直径个轮缸的工作容积.式中个轮缸活塞的直径轮缸的活塞数目个轮缸活塞在完全制动时的行程.在初步设计时，制动器可取.消除制动衬片与制动盘间的间隙所需的轮缸活塞行程，对鼓式制动器等于相应制动蹄。

4、卷角而引起尖叫声。制动块背板由钢板制成。许多盘式制动器装有衬块磨损达极限时的警报装，以便及时更换摩擦衬片。制动块的厚度取。制动摩擦衬片在汽车用制动器衬片中，将制动摩擦衬片按用途分成类，其中，第类为驻车制动器用第类为微型轻型汽车鼓式制动器用第类为中重型汽车的鼓式制动器用第类为盘式制动器用。制动间隙制动鼓与摩擦衬片之。

5、算。制动轮缸对制动体的作用力与轮缸直径及制动轮缸中的液压压力之间有如下关系式.式中考虑制动力调节装置作用下的轮缸或管路液压，。制动管路液压在制动时般不超过，对盘式制动器可再高些。压力越高则轮缸直径就越小，但对管路尤其是制动软管厦管接头则提出了更高的要求，对软管的耐压性强度以及接头的密封性的要求就更加严格。轮缸直径。

6、轮缸壁厚试验压力当缸的额定压力时，取.缸筒材料许用应力，为材料抗拉强度，为安全系数，般取。由于.所以壁厚强度满足要求。.制动主缸设计制动主缸直径与工作容积制动主缸的直径应符合的系列尺寸，主缸直径的系列尺寸为，，.。.式中全部轮缸的总工作容积制动软管在液压下变形而引起的容积增量。在初步设计时，考虑到软管变形，轿车制。

7、中会由于摩擦衬片或者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节装置。当前，盘式制动器间隙调整均已经自动化。.本章小结本章主要对车的制动系统的同步附着系数进行选择，并对制动强度，附着系数利用率，最大制动力矩以及制动因数进行计算。此外，本章节也对制动器的主要构件，包括制动底板，制动盘，制动衬块，制动衬片等。

8、塞直径制动管路的液压制动踏板机构传动比，真空助力器的助力比制动踏板机构及制动主缸的机械效率，可取。通常，汽车液压驱动机构制动轮缸缸径与制动主缸缸径之比，当较小时，其活塞行程及相应的踏板行程便要加大。制动踏板工作行程为.式中主缸中推杆与活塞间的间隙，般取主缸活塞空行程，即主缸活塞由不工作的极限位置到使其皮碗完全封堵。

9、行了设计。第章制动系统驱动机构的设计为了确定制动主缸和轮缸直径制动踏板上的力踏板行程踏板机构传动比以及采用增压或助力装置的必要性，必须进行如下的设计计算。.制动轮缸设计制动轮缸直径与工作容积为了确定制动主缸及制动轮缸的直径制动踏板力与踏板行程踏板机构的传动比，以及说明采用增压助力装置的必要性，必须进行如下的设计计。

10、。由于.所以壁厚强度满足要求。.制动主缸行程的计算制动主缸行程的计算方法很多。在本次设计中采用，根据制动器间隙的设定值换算主缸的行程。.式中制动主缸的行程轮缸活塞的面积主缸活塞的面积制动蹄支点到制动力作用点的距离制动蹄支点到中心距离制动鼓与制动蹄的间隙。.制动踏板力与踏板行程制动踏板力可用下式验算.式中制动主缸活。

11、主缸上的旁通孔所经过的行程。在确定主缸容积时，应考虑到制动器零件的弹性变形热变形以及制动衬片正常磨损量等，还应考虑到用于制动驱动系统信号指示的制动液体积。因此，制动踏板的全行程至与地板相碰的行程应大于正常工作行程。制动器调整正常时的踏板工作行程约为踏板全行程的，以便保证在制动管路中获得给定的压力。踏板力般不应超过。

12、动主缸的工作容积可取为，货车取，式中为全部轮缸的总工作容积。主缸活塞直径和活塞行程可由下式确定取因此求知根据的系列尺寸取.制动主缸活塞宽度与筒壁宽度根据已有的公式计算活塞的宽度于是求知。现取壁厚，由于，因此按厚壁进行校核。.式中轮缸壁厚试验压力当缸的额定压力时，取.缸筒材料许用应力，为材料抗拉强度，为安全系数，般。

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