1、设计时，对鼓式制动器可取.消除制动蹄与制动鼓问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中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。鼓式制动器直径与工作容积，选取，由式.，求选取制动轮缸的直径选取求个轮缸的工作容积。全部轮缸的总工作容积为.式中轮缸的数目。.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，，.。制动主缸应有的工作容积.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。

2、料的挠性较差，故应按衬片规格模压，其优点是可以选用各种不同的聚合树脂配料，使衬片具有不同的摩擦性能和其他性能。各种摩擦材料摩擦系数的稳定值约为，少数可达.。设计计算制动器时般取。选用摩擦材料时应注意，般说来，摩擦系数愈高的材料其耐磨性愈差。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。其摩擦性能见表.表.汽车制动器摩擦衬片的摩擦性能类别项目试验温度类摩擦系数指定摩擦系数的允许偏差.磨损率，•.类摩擦系数指定摩擦系数的允许偏差磨损率，•类摩擦系数指定摩擦系数的允许偏差.磨损率，•.类摩擦系数指定摩擦系数的允许偏差磨损率，•制动器间隙制动鼓与摩擦衬片之间在未制动的状态下应有。

3、如下的设计计算。.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。轮缸直径应在标准规定的尺寸系列中选取，轮缸直径的尺寸系列为，，.。盘式制动器直径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。

4、耐磨损性能，活塞的工作表面进行镀铬处理。制动块制动块由背板和摩擦衬块构成，两者直接压嵌在起。衬块多为扇面形，也有矩形正方形或长圆形的。活塞应能压住尽量多的制动块面积，以免衬块发生卷角而引起尖叫声。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。摩擦材料制动摩擦材料应具有高而稳定的摩擦系数，抗热衰退性能好，不能在温度升到数值后摩擦系数突然急剧下降材料的耐磨性好，吸水率低，有较高的耐挤压和耐冲击性能制动时不产生噪声和不良气味，应尽量采用少污染和对人体无害的材料。目前在制动器中广泛采用着模压材料，它是以石棉纤维为主并与树脂粘结剂调整摩擦性能的填充剂由无机粉粒及橡胶聚合树脂等配成与噪声消除剂主要成分为石墨等混合后，在高温下模压成型的。模压材。

5、动器的过量间隙。.制动蹄支承销剪切应力计算在计算得制动蹄片上的法向力，制动力矩及张开力见.节后，可根据图求得支承销的支承力及支承销的剪切应力如下.式中支承销的截面积。也可以用下述的简化方法求得如图.所示，假设制动蹄与制动鼓之间的作用力的合力作用点位于制动蹄摩擦衬片的工作表面上，其法向合力与支承销的反力分别平行，如图.所示。对两蹄分别绕中心点取矩，得.图.制动蹄支承销剪切应力计算图般来说，的值总要大于的值，故仅计算领蹄的支承销的剪切应力即可.式中见图.支承销的截面积摩擦系数许用剪切应力。由式.知因此由式.知支承销采用号钢制成，其许用剪切应力，因此符合剪切应力要求。第章制动驱动机构的设计计算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。

6、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。.制动轮缸活塞宽度与缸筒的壁厚盘式制动轮缸活塞宽度与缸筒壁厚根据已有的公式计算活塞的宽度.于是求知。般情况下，液压缸缸筒壁厚由结构确定，必要时进行强度校核。校核时分薄壁和厚壁两种情况进行。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，般取。由于.所以壁厚强度满足要求。盘式制动器活塞宽度与缸筒壁厚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，般取。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。

7、作间隙，以保证制动鼓能自由转动。般鼓式制动器的设定间隙为，盘式制动器的为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的磨损而加大，因此制动器必须设有间隙调整机构。在制动轮缸上采取措施实现工作间隙的自动调整，如图.所示。用以限定不制动时制动蹄内极限位置的限位摩擦环装在轮缸活塞内端的环槽中或借矩形断面螺纹旋装在活塞内端。限位摩擦环是个有切槽的弹性金属环，压装入轮缸后与缸壁之间的摩擦力可打。活塞上的环槽或螺旋槽的宽度大于限位摩擦环厚度，活塞相对于限位摩擦环的最大轴向位移量即为两者之间的间隙。间隙应等于在制动器间隙设定的标准时，施行完全制动时所。

8、回油阀弹簧的计算中，应保证在制动踏板被放开以后，制动管路中仍能保持的残余压力。结论本次设计是以捷达轿车的制动系统为研究对象，根据设计的要求，通过对汽车制动系统的结构和形式进行分析后，对汽车的制动力分配系数制动强度和附着系数利用率制动器最大制动力矩进行了计算分析。根据现有资料对制动器的结构进行了设计并进行了相关的校核，并且符合中对制动系统的要求。根据设计的制动器结构数据完成了前后制动器装配图制动轮缸装配图相关零件图的绘制。对制动液压元件，制动轮缸和制动主缸的主要结构进行了设计和校核。经过设计和校核液压系统的设计基本上达到了设计的要求。但是由于是第次接触制动系统设计经验欠缺水平有限，设计过程中难免有缺陷和不足。特别是对于现在汽车制动系统中应用越来越广泛的系统没有深入的了解，所以并未在本设计中。

9、的轮缸活塞行程。不制动时，制动蹄回位弹簧只能将制动蹄向内拉到轮缸活塞与限位摩擦环外端面接触为止，因为回位弹簧的拉力远远不足以克服摩擦限位环与缸壁间的摩擦力。此时如图.所示，间隙存在于活塞与限位摩擦环内端面之间限位摩擦环活塞制动轮缸图.制动鼓与蹄间隙的工作问凉的自动调整装置制动时，轮缸活塞外移。若制动器间隙正好等于设定值，则当活塞移动到与限位摩擦环内端面接触即间隙消失时，制动器间隙应以消失，并且蹄鼓已压紧到足以产生最大制动力矩的程度。若制动器间隙有与种种原因增大到超过设定值时，则活塞外移到时仍不能实现完全制动。但只要轮缸液压达到.，即能将活塞连同限位摩擦环继续推出，直到实现完全制动。这样，在解除制动时，活塞随制动蹄向后移动到与处于新位置的限位摩擦环与缸壁之间这不可逆转的轴向相对位移，补偿了。

10、机构的计算用简图.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。踏板全行程对货车不应超过。此外，作用在制动手柄上的力对货车不应超过。制动手柄行程对货车不应超过。为了避免空气进入制动管路，在主缸活塞回位弹簧同时亦。

11、现出具体细节，需要在以后的工作和学习中这些弥补不足和缺陷。参考文献方泳龙.汽车制动理论与设计.北京国防工业出版社，.刘惟信.汽车制动系统的结构分析与设计计算.北京清华大学出版社，.王望予.汽车设计.北京机械工业出版社，.余志生.汽车理论.北京机械工业出版社，.陈家瑞.汽车构造下，机械工业出版社，第四版凤勇.汽车机械基础.北京人民交通出版社第版刘品，李哲.机械精度设计与检测基础.哈尔滨哈尔滨工业出版社，.刘惟信.汽车设计.北京清华大学出版社，.齐晓杰，安永东，齐英杰.汽车液压液力与气压传动技术.北京化学工业出版社，.程国华.汽车制动系统发展漫谈汽车运用.刘彬.汽车制动系统使用中的误区汽车运用.应之丁，吴萌岭，王文强，张为民.制动缸密封件的设计分析机车车辆工艺.朱旬，金海东.轿车制动主缸结构。

12、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。。.制动主缸活塞宽度与缸筒的壁厚制动主缸活塞宽度根据已有的公式计算活塞的宽度.于是求知。制动主缸筒的壁厚般情况下，液压缸缸筒壁厚由结构确定，必要时进行强度校核。校核时分薄壁和厚壁两种情况进行。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，般取。由于.所以壁厚强度满足要求。.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见图.制动踏板机构及制动主缸的机械效率，可取。图.液压制动驱动。

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