轿车后轮鼓式制动器设计.doc

毕 业 设 计（论 文）

设计(论文)题目： 轿车后轮鼓式制动器设计
学生姓名： 指导教师：
二级学院： 专　　业： 车辆工程
班　　级： M11车辆工程 学　　号：
提交日期： 年 月 日 答辩日期： 年 月 日

目 录

摘 要 III
Abstract IV
1 绪论 1
1.1 课题的研究目的及意义 1
1.2 目前的发展现状及趋势 1
1.3 本课题的重要内容及目的 2
2 鼓式制动器的工作原理与结构分析 3
2.1汽车制动系统的介绍 3
2.2 鼓式制动器基本工作原理 3
2.3 鼓式制动器的机构形式 5
2.3.1 领从蹄式制动器 5
2.3.2 双领蹄式制动器 7
2.3.3 双向双领蹄式制动器 8
2.3.4 单向自增力式制动器 8
2.3.5 双向自增力式制动器 9
2.4 各类型鼓式制动器特点的比较与选用 10
3 制动系重要参数的选择和设计计算 12
3.1 同步附着系数 12
3.2 制动强度和附着系数运用率 13
3.3 制动器最大的制动力矩 15
3.4 制动器的结构参数与摩擦系数 16
3.4.1 制动鼓直径 16
3.4.2 制动蹄摩擦片宽度、制动蹄摩擦片的包角和单个制动器摩擦面积 16
3.4.3 摩擦衬片起始角 17
3.4.4 张开力的作用线至制动器中心的距离 17
3.4.5 制动蹄支销中心的坐标位置与 18
3.4.6 摩擦片摩擦系数 18
3.5 制动器的设计计算 18
3.5.1 制动蹄片上的制动力矩 18
3.5.2 摩擦衬片的磨损特性计算 21
3.5.3 制动器的热容量和温升的核算 22
4 制动器重要零件的结构设计 24
4.1 重要零件的选择 24
4.1.1 制动鼓 24
4.1.2 制动蹄 24
4.1.3 制动底板 25
4.1.4 制动蹄支承 25
4.1.5 制动轮缸 25
4.1.6 摩擦材料 25
4.1.7 制动摩擦衬片 26
4.1.8 制动器间隙 27
4.2 结构的校核和计算 28
4.2.1制动蹄支承销剪切应力计算 28
4.2.2 轮缸直径与工作容积 29
4.2.3制动轮缸活塞宽度与缸筒的壁厚 30
5 总结 31
参考文献 32
致 谢 33

轿车后轮鼓式制动器设计

摘 要

随着汽车速度的不断变快和人们对汽车安全性规定的提高，汽车制动系统显得越来越重要。而鼓式制动器作为目前在经济型轿车中使用的最多的一种摩擦制动器，却还存在着许多问题。因此改善它机构中存在的问题，使其可以稳定、高效运营的研究对整个汽车行业的发展来说意义重大。
本课题的研究是以实际产品为基础，并结合理论设计的规定，对一辆经济型轿车的后轮鼓式制动器进行结构形式的选择、重要参数的计算、零件的选择设计和结构的校核计算等。在设计计算过程中通过查阅大量资料并联系实际情况不断进行修改、优化，力求使所设计的制动器与目的车辆更加的相匹配。

关键词：鼓式制动器；结构形式；选择设计；校核计算；优化

Car rear drum brake design

Abstract

As the vehicle speed becomes faster and people constantly improve vehicle safety requirements, brake systems become increasingly important. The drum brake as a friction brake is currently the most used in the economy car, and still there are many problems. Therefore improving its organization problems that it can stable and efficient operation of research on the development of the automotive industry is of great significance.
Research on this subject is based on the actual product, and theoretical design requirements for an economy car rear drum brake structure selection, checking choose design and calculation of the main parameters of the structure, part of calculation. In the design calculation process by access to large amounts of information and links to the actual situation constantly changes, optimization, and strive to make the brake with the target vehicle designed more matches.

Keywords：drum brake; Structure; Select Design; Checking calculation; Optimization

1 绪论
1.1 课题的研究目的及意义
我们知道汽车在保证安全行驶的条件下，为了提高运送效率，应当尽量以高速行驶，但也需要慢下来，停下来，而制动系统就是保证汽车安全行驶过程中最为重要的一套系统。现在随着道路交通状况的日益复杂和车流量的增长，我们在正常驾车行驶过程中用到制动系统的次数越来越多，这就规定我们的制动系统必须拥有更高的性能和更长的使用寿命。设想假如在需要制动的时候制动系统不能可靠，快速的反映将汽车减速停止，那么将会对乘员的生命安全和财产带来极大的损害。
如今的汽车大多数都装配了两套制动装置，它们可划分为重要用于汽车的减速与停车的行车制动装置和重要用于驻车后防止汽车滑溜的驻车制动装置。但是由于交通事故往往都发生在汽车行驶过程中，所以行车制动装置就显得格外的重要。通过将近一个多世纪的发展，汽车的行车制动系统已经越来越完善，形成各种各样的适应于不同环境的制动装置。现在大多数汽车使用行车制动器重要分为盘式制动器和鼓式制动器两大类，其原理都是使用固定的元件去摩擦旋转元件的工作表面从而产生比较大制动力矩使旋转元件停止转动。但在实际路况的使用过程中，这类摩擦制动器存在的问题还是比较多的，比如：受到路面条件和天气情况的影响较大，摩擦受热后制动效能下降比较快，在汽车涉水后存在严重的水衰退问题等等，并且鼓式制动器存在的问题相比盘式来说更加的严重和复杂。但考虑到鼓式制动器在绝大多数经济型轿车后轮中仍被广泛使用，因此改善它机构中存在的问题，使其可以稳定、高效运营的研究对整个汽车行业的发展来说意义重大。
1.2 目前的发展现状及趋势
在汽车作为一个工业产品登上历史舞台的时候，关于汽车车辆制动系统的研究就未曾停止。近年来，随着车辆数量的井喷式增长和不断加速的车轮，对制动系统的研究发展更是进入了一个高潮期。制动器作为制动系统中的核心部件，对它的研究已经呈现一种白热化的状态。现阶段摩擦式制动器是一种被广泛运用的制动器类型，按摩擦副旋转元件的种类可分为鼓式和盘式。在盘式中，滑动钳盘是目前应用最广泛的一种。从可靠性和安全性上看，盘式制动器的热和水稳定性以及抗衰减性比鼓式制动器好很多，因而被广泛应用。但盘式制动器的缺陷也比较明显，它的效能低，对尘污和锈蚀的防护力较差，并且需要加装比较繁复的手驱动机构才干驻车制动，考虑到这些问题许多车的制动系统采用前盘后鼓的形式。而对于安装有再生制动能力电机的电动汽车和混合动力车，它引入了一种新形式的制动器能在回收制动能量时制动。作为一种全新的制动器类型，必然会对传统的制动器产生深刻的影响。电制动系统制动器并不是一个独立的新型制动器，它是在传统制动器技术的基础上演变而来的，最佳的例证是它也分为盘式和鼓式两类。但鼓式电制动却在很大限度上克服了传统鼓式衰退性快等缺陷，在加之其结构和制造工艺等相对盘式更简朴，所以仍有极大的发展空间。受到信息电子技术发展的影响，车辆也由传统意义上的纯机械装置向着模块化，集成化，电子化，车供能源的高压化的发现发展，制动系统当然也不能例外。在博世、西门子、特维斯这些巨头汽车零部件厂商的积极推广带领下，电制动系统必将是未来的主流，制动系统性能也将发生跨越式的发展。
1.3 本课题的重要内容及目的
本课题的任务是通过各种途径查阅资料并联系实际情况，根据该车型的特点运用大学所学到的车辆工程专业的理论知识，对某款汽车的后轮鼓式制动器进行结构的选择，然后对具体的零部件进行具体的设计和计算，其内容重要涵盖以下方面：汽车制动必需力的大小及其前后的分派比例；摩擦片的构造参数并计算使用寿命；根据摩擦片寿命及轮胎尺寸所规定的空间大小来决定制动器的形式、结构和参数；制动器的零件设计并衡量其部件用料、强度大小、使用寿命和装配工艺是否合符规定。为了满足越来越严格的环保标准，因此在满足车辆制动效能及安全规定的基础上尽量选择达成国家环保规定的材料。
在大学四年的学习中我们掌握很多的专业知识和技巧，因此在这次毕业设计中，我们可以很好的将所学习的知识进行回忆和整合，所以这次毕业设计的目的在于：
1. 将所学的知识进行整合和深化。
2. 进一步提高自己的阅读文献和分析资料的能力。
3. 巩固自己的CAD绘图技巧。
4. 学会汽车中一些零部件的设计、计算和校核方法，为从事这方面工作做好准备。
5. 培养作为一个工程师所需的严谨的精神。

2 鼓式制动器的工作原理与结构分析
2.1汽车制动系统的介绍
汽车制动系不仅在汽车的行驶过程中起作用，体现在它可以让驾驶员在行驶过程中随心所欲的控制汽车的减速和使汽车停止，和使汽车在下坡时保持在一个稳定的速度上，并且它的驻车制动机构还可以让汽车在停止的状况保持长时间的严禁。汽车制动系统与汽车的稳定驾驶和停车息息相关。只有制动系统在任何环境路况下都能处在一个良好的工作状况时，汽车的动力性才可以完全的被开发。
制动系统重要涉及制动器和制动操纵系统，制动动作的产生装置即制动器，制动操纵系统是除制动器外其它一系列装置的总和。那种可以产生阻碍汽车的运动或运动趋向力的机构，我们称之为制动器，其中也涉及辅助制动系统中的缓冲设备。制动力矩是运用不同的机械零件工作面之间的摩擦作用产生的制动器，被称为摩擦制动器，可以将它分为鼓式制动器和盘式制动器两个类型。制动操纵系统的作用是产生制动动作，控制制动效果并通过一系列的配合作用最终把能量传到制动器的各个部件，涉及功能设备，控制设备，传动设备和制动力调节设备，报警设备，压力保护设备等。大约构成见图2.1

图2.1汽车制动系统的基本部件
1-液压助力制动器 ；2-主缸和防抱死装置 ；3-前盘式制动器 ； 4-制动踏板
5-驻车制动杆 ；6-防抱死计算机；7-后盘式制动器
2.2 鼓式制动器基本工作原理
在一百年前的汽车上我们就可以见到鼓式制动器的身影，但是由于它的可靠性以及强制动力即使应用在现代的汽车上仍十分杰出，所以在许多车型上仍可以见到鼓式刹车的身影。鼓式刹车的原理是运用制动蹄与制动鼓之间摩擦来使汽车减速停止，通过液压装置使用液压力的作用将位于制动鼓内的刹车片往外推从而压在旋转着的制动鼓上。
鼓式刹车的刹车鼓内面就是刹车装置产生刹车力矩的位置，所以它占用的空间在产生同等制动的前提下要比盘式制动器小很多。在一些载重型的货车上，轮圈的空间非常的有限，因此体积较小但能产生较大制动力的鼓刹变成了这类车型的一个比较常见的选择。
图2.2 鼓式构造整体图 图2.3鼓式构造分解图

简朴来分析一下鼓刹的模型，就是运用严禁的物体去阻碍运动的物体，这样便会产生摩擦力而是运动的物体减少速度乃至停止的一个装置。
脚踩刹车踏板，刹车踏板便会推动活塞运动，接而压缩油路中的刹车油，通过液压作用进而会使得每个车轮中的刹车分泵的活塞往外运动推动制动蹄，制动蹄便会对制动鼓施加压力产生摩擦力矩。在力矩的作用下，制动鼓的转速减少而达成了刹车的效果。当中零部件的具体运动情况如下所述：
如图2.4所示汽车制动时，当制动踏板1被驾驶者踩下的瞬间，推杆2压动主缸活塞3，由于受到压迫，主缸中的油液便经油管5淌进制动轮缸6从而促使活塞7顶动两制动蹄10，让其绕支承销张起，这样摩擦片9便被紧压在了制动鼓的内表面上。由于压力的因素制动蹄产生了一个与车轮旋转方向相反摩擦力矩，轮胎与路面间的附着作用使得车轮对路面作用一个向前的周缘力，同时路面也对车轮作用一个向后的地面制动力。当制动力通过车桥和悬架传给了车架和车身时，汽车产生了一定的减速度，从而使汽车减速甚至停车。汽车的减速度随着地面制动力的增大而增大，同时制动距离变短。所以很明显，地面制动力除了和摩擦力矩有关外，还受到轮胎与地面间的附着条件影响。
当制动结束后，随着驾驶员的收腿制动踏板上的力也随之消失，制动蹄在回位弹簧13的作用下将回复到先前的位置，与此同时活塞也是如此。

图2.4 基本结构图 图2.5 制动蹄
2.3 鼓式制动器的机构形式
鼓式制动器重要有外束型和内张型两种，但外束型现在已经很少使用，所以这里我们不做讨论。内张型鼓式制动器中，固定元件为带摩擦片的制动蹄。根据促动装置类型的不同可划分为：轮缸式制动器、凸轮式制动器和楔式制动器。而凸轮式制动器都用于气动传动中，大客车，货车等经常使用，不符合本课题的规定，所以我们选择轮缸式制动器。
不同类型的鼓式制动器中，在处在平衡状况时制动蹄施加给制动鼓的径向力是不同的，以此为依据可将鼓式制动器分为领从蹄式制动器、双领蹄式制动器、双向双领蹄式制动器、双从蹄式制动器、单向自增力式制动器、双向自增力式制动器，下面分别对它们进行具体介绍。
2.3.1 领从蹄式制动器
领从蹄式制动器的结构如图2.6所示。
图2.6 领从蹄式制动器结构示意图

制动鼓直接安装轮毂上并跟随车轮一起做圆周运动。制动底板作为制动器的基体，上面装着一些零件。其上部安装的是制动轮缸，制动蹄的端部与轮缸活塞凹槽配合安装固定。而下部则通过圆孔套在偏心支承轴上面。制动底板上有螺栓孔，通过螺栓与后桥壳的凸缘铰接在一起。
如图2.7所示的这种制动器叫做领从蹄式制动器。我们设汽车前进时制动鼓的旋转方向如箭头所示，可见制动蹄1的支承点3在在箭头的方向上，因此在制动时制动轮缸7的活塞会将制动蹄的后端推开，这样制动蹄的旋向便与制动鼓的旋向是一致的，具有这种属性的制动蹄称为领蹄。与领蹄对称的另一侧的制动蹄，它的支承点在箭头方向的后端，活塞施加的力作用在前端，所以其旋向与制动鼓的旋向相反，这种属性的制动蹄称为从蹄。当车辆挂上倒车档时，制动鼓变为反方向的转动，这时制动蹄1与制动蹄2的张开方向与先前相反即：蹄1为从蹄，2为领蹄。所以在制动鼓的正反转动中始终会存在一个从蹄和领蹄，这种类型的制动器就被称作领从蹄式制动器。
图2.7 领从蹄式制动器示意图
1-领蹄；2-从蹄；3、4-支点；5-回位弹簧；6-制动鼓；7-制动轮缸

领从蹄式制动器受力情况如图2.7所示。在制动过程中两边的制动蹄所收到的轮缸对它的张力的大小是同等的，都是，两制动蹄在力的推动下绕着支承点向外偏转从而压在制动鼓上，同时由牛顿定律可知，制动鼓也会对两制动蹄施加法向反力、和相应的切向反力、。由力矩方向的鉴定原则可知，、对前制动蹄作用的力矩方向是相同的，所以在的作用下，将导致前制动蹄对制动鼓的压紧力增大，即变得更大。“助势”作用便是这样产生的，前面的制动蹄起到增大压紧的作用被称作助势蹄，相反的，的作用则趋向于使制动蹄与制动鼓分离，让变小，这种制动蹄制起到“减势”作用，被称作减势蹄。由于在制动过程中两制动蹄对制动鼓的作用是相反的，因此就导致了助势蹄的制动力矩大约是减势蹄的2至2.5倍。
如图2.8，为一汽奥迪100型桥车的后轮制动器。制动蹄9的上下支承面根据工作需要被制成弧面，下端通过支承板31与制动底板相连，支承板31用平头销固定。轮缸活塞的促动力会由支承座17传递给制动蹄的上端。此种支撑结构可以使制动蹄沿支承面有一定的浮动量。驻车制动杠杆26上端与后制动蹄27用平头销24连接。其上部卡在驻车制动推杆11右端的切槽里起到中间支点的作用，并用一根拉绳连接其下端。推杆内弹簧12左右端分别有勾与推杆11的右弯舌和后制动蹄27的腹板相连接，推杆外弹簧25的结构与内弹簧相同，但它分别与前制动蹄15的腹板和推杆11的右弯舌相连接。
在进行驻车制动时需要通过一系列杆之间的运动与配合才干完毕。先手动将制动杆拉到制动位置，这时候驻车制动杆下端受到拉力便会绕着其上端的固定点转动。前制动蹄15由于受到制动推杆11的右移影响，便会向制动鼓偏转。但制动蹄压倒制动鼓后，推杆11便停止运动。而制动杠杆26的中间支点就成为了新支点继续使其1转动。后制动蹄27被制动杠杆27推动压向制动鼓，完毕驻车制动。

图2.8 一汽奥迪100型轿车后轮制动器
1-限位弹簧座；2-限位弹簧；3-限位销钉；4-制动底板；5-摩擦片；6-调节齿板拉簧；7-密封堵塞；8、14-铆钉；9-制动蹄腹板；10-调节齿板；11-驻车制动推杆；12-驻车制动推杆内弹簧；13-调节支承板；15-前制动蹄；16-密封罩；17-支承座；18-轮缸壳体；19-活塞回位弹簧；20-放气螺钉；21支承杆；22-皮圈；23-活塞；24-平头销；25-驻车制动推杆外弹簧；26-驻车制动推杆；27-后制动蹄；28-制动回位弹簧；29-限位板；30-平头销；31-支承板
2.3.2 双领蹄式制动器
为了进一步增强制动效果，可以将鼓中的两个制动蹄各用一个单向活塞的制动轮缸控制并且这两个制动轮缸是关于制动底板的中心对称布置的。这样的制动器便称作双领蹄式制动器。这种制动蹄中，前后制动蹄、轮缸和调整凸轮等零件都是关于制动底板中心对称的。为保证两轮缸的驱动油压相等，将两轮缸用一根油管相连。在前进制动时，俩个制动蹄便都成为了助势蹄，制动蹄片的磨损也近似于相等。但倒车时两蹄均为减势蹄，制动效能大幅下降。
图2.9 双领蹄式制动器结构示意图
2.3.3 双向双领蹄式制动器
在汽车向前和后退的过程中，假如两蹄都起到助势作用，这种类型的制动器被称作双向双领蹄式制动器。结构见图2.10.车辆前进时，两个制动轮缸两端的活塞在压力的作用下都会张开。制动蹄的上下两端都会被压住，这时两个制动蹄将分别压住制动鼓。由于两蹄与制动鼓之间存在摩擦力，所以两蹄都开始倾向于制动鼓转动的方向转动。这将导致两轮缸活塞中各一对称端的活塞被压回，直至与轮缸端面完全靠合成为刚性接触，这时两蹄的工作状态便等同于双领蹄制动器中的两蹄的情况。倒车时也是如是。

图2.10 双向双领蹄制动器示意图
1-制动蹄；2-制动轮缸；3-制动鼓；4-回位弹簧
2.3.4 单向自增力式制动器
单向自增力式制动器如图2.12所示，在制动底板上端有一支承销，并支承着第二制动蹄。在车辆前进刹车时，单活塞的轮缸便会推压第一制动蹄，使其与制动鼓内表面摩擦。在摩擦力的作用下，第一制动蹄便会转动一小角度，由于两制动蹄的下端被一根顶杆连接在一起，因此这个小角度的转动便会促使顶杆推动第二制动蹄也与制动鼓相贴合。在这一过程中，可以看见两制动蹄均起到了助势的作用。但与前面的制动器不同的是，通过顶杆传递给第二制动蹄的推力Q要远远大于轮缸活塞施加在第一制动蹄上的推力P。因此，第二制动蹄产生的制动力矩要比第一制动蹄的制动力矩达成2至3倍。
图2.11所示的是罗马尼亚生产布切奇113N型汽车前轮用单向增力式制动器结构图，其顶杆长度是可以调节的，用于调整制动器的间隙。
图2.11 罗马尼亚布切奇113N型汽车的前轮制动器 图2.12 单向自增力式制动器示意图
1-第一制动蹄；2-制动蹄回位弹簧；3-夹板； 1-第一制动蹄；2-回位弹簧；
4-支承销；5-制动鼓；6-第二制动蹄；7-可调顶杆体 3-支承销；4-制动鼓；5-制动轮缸
8-拉紧弹簧；9-调整弹簧；10-顶杆套；11-制动轮缸 6-第二制动蹄；7-顶杆；8-拉紧弹簧
2.3.5 双向自增力式制动器
在图2.13与图2.12的比较中可以发现，单向自增力式与双向自增力式的重要区别就在制动轮缸。在双向自增力式中制动轮缸为双活塞制动轮缸，并且两制动蹄合用制动底板上端的支承销。因此，对于双向自增力式制动器，它的制动效能不会由于车辆前进或后退而有所不同。但在前进或后退时，它的第一制动蹄则分别由前蹄和后蹄担当。在制动推力方面，同样的顶杆传给第二制动蹄的推力Q要远大于制动轮缸作用于第一制动蹄的，但是第二蹄与压紧销间的压紧力只受制动轮缸推力的影响。
图2.13 双向自增力式制动器示意图
1-前制动蹄；2-前制动蹄回位弹簧；3-支承销；4-后制动蹄回位弹簧；5-后制动蹄
6-顶杆；7-轮缸；8-拉紧弹簧
2.4 各类型鼓式制动器特点的比较与选用
1.领从蹄式制动器在车辆向前或向后行驶过程中制动时性能不变，且其机械构成简朴，成本较为低廉，在经稍许改造后便可安装驻车制动机构。其制动效能和稳定性在同类制动器中处在中档水平，所以在中、重型载货汽车的前后轮制动器和轿车的后轮制动器中仍有广泛的运用基础。
2.双领蹄式制动器的优点是在正向制动时拥有很高的制动效能，但其缺陷也很明显，即在倒车制动时由于双从蹄的缘故，制动效能下降很多。所以这种结构常见于中级轿车的前轮制动器，并且由于拥有两个成中心对称的轮缸的缘故，很难安装驻车制动。
3.双向双领蹄式制动器在车辆前进和倒车时能保持制动效能不变，因此在中、轻型载货汽车和部分轿车的后轮制动器中被广泛使用。在驻车制动中需要例外安装专门的中央制动器。
4.单向自增力式制动器拥有极佳的正向制动效能，但倒车制动性的确所有鼓式制动器中最差的。所以仅在少数车辆上面作为前轮制动器。
5.双向自增力式制动器作为驻车制动器时，其正反向制动效能都非常抱负。所以经常在大型高速轿车上被用作行车制动与驻车制动的公用制动器。
综合比较以上这几种制动器，增力式制动器的效能最高，双领蹄次之，领从蹄式第三，尚有一种双从蹄式效能最低，应很少使用，故未介绍。而单从稳定性来看，排名与效能刚好相反，领从蹄式最佳，增力式最差。我们本次课题设计的是一款家庭经济型用车后轮的鼓式制动器，从综合性能，技术成熟度和成本等因素方面考虑，我们选用领从蹄式制动器。由于领从蹄式制动器制动效能，效能稳定性等因素在所有类型的鼓式制动器中居于中流水平，符合家庭经济型用车对性能的规定，并且它结构简朴，成本较低，维修方便，附装驻车制动机构时比较方便。

3 制动系重要参数的选择和设计计算

该款经济型轿车的重要整车参数如下：
表3.1 整车参数
轴距L（mm）：2600
整车整备质量（Kg）：1282
满载质量（Kg）：1800
满载时质心距前轴中心线的距离（mm）：1350
满载时质心距后轴中心线的距离（mm）：1250
空载时质心高度（mm）：950
满载时质心高度（mm）：850

3.1 同步附着系数
当车辆的前后制动器的制动力比值为固定值时，只有行驶在附着系数等于同步附着系数的路面上时才会发生前后车轮一起抱死的状况。对于不同值的道路，有一下三种情形：
（1）当时：线处在曲线下方，汽车制动时前轮先抱死，失去转向能力，这是一种稳定工况。
（2）当时：线处在曲线上方，汽车在制动时总是后轮先抱死，这时容易导致后轮发生侧滑使汽车失去方向的稳定。
（3）当时：汽车在制动时前后轮会同时抱死，同时汽车失去转向能力，这也是一种稳定工况。
汽车的最高减速度不能单纯的考虑能使汽车最快停止的最高减速度，必须保证在该减速度下汽车能保持正常的行驶，具体条件就是汽车的前后轮之一快要发生抱死但尚未有四轮中的随便哪个抱死的临界情况。假设汽车在路面的同步附着系数等于的路面上进行制动并使车辆的前后轮可以一起抱死，则这时的自动减速度为，，其中q为制动强度。在汽车行驶在其它附着系数的路面时，若出现前后轮中的任何一个快要抱死的情况，这时q必然小于。只有在时，附着系数运用率才干达成百分之百，是一个用来衡量路面附着系数运用情况的量，可定义为：

（3.1）

式中：—汽车总的地面制动力；
G—汽车所受重力；
q——汽车制动强度。
当时，，，运用率最高。
在20世纪中叶的时候由于道路路面条件的苛刻，并且车辆也保持着有限的速度，所以即使自制动过程中车辆发生车轮抱死的情况，也不会产生严重的后果，因此对于把值设立的较低并没有引起太大的关注。在进入本世纪后由于日益完善的道路条件和汽车技术的突飞猛进，导致汽车的速度相比于上世纪直线上升，所以汽车后轮抱死侧滑和前轮抱死失去转向能力导致的事故越来越严重。因此一般轿车和货车的设定均有一定的提高，根据国内外的相关资料记载，在满载情况下轿车取；货车取为宜。
我国GB12676—1999附录《制动力在车轴（桥）之间的分派及挂车之间制动协调性规定》中档效联合国欧洲经济委员会的制动法规规定：在任意负载下，制动强度在0.15至0.3时，若各轴的附着运用曲线位于公式拟定的与抱负附着系数运用直线平行的两条直线之间，则认为满足条件规定；对于制动强度，若后轴附着运用曲线能满足公式，则认为满足的规定，参考见图3.1。
图3.1除、外的其他类别车辆的制动强度与附着系数规定
参考其它同类型的车，本次设计取。
3.2 制动强度和附着系数运用率
已选定，同时已知汽车轴距mm，满载时汽车质心距前轴中心的距离mm，满载时汽车质心距后轴中心的距离mm，满载时汽车质心高度mm，根据公式
（3.2）
求得：制动力分派系数
又根据公式：
（3.3）
（3.4）
式中：—制动强度；
—前轴车轮的地面制动力；
—后轴车轮的地面制动力。
当时，，故，；。
所以，，符合规定。
当时，，求得：

这时我们分别取=0.1、0.2、0.3、0.4、0.5、0.6、0.7
=2473.4、2632.8、4160.3、5860.5、7764.1、9910.1、12348
=0.062、0.149、0.236、0.332、0.440、0.562、0.7
=0.621、0.746、0.786、0.831、0.880、0.936、1

可得 表3.2 数值表

符合规定。
当时，，求得：

取=0.8
可得： 表3.3 数值表
=32069.8、=0.8060、=1.0075

符合规定。
3.3 制动器最大的制动力矩
当汽车获得最大的制动力，则汽车的附着质量必然被完全运用，这时的制动力必与地面对车轮的法向力，是成正比关系的。同时为了使制动器的制动效能在一个稳定可靠的范围内波动，必须合理的分派前后轮的制动力矩。
双轴汽车前、后车轮附着力同时被充足运用或前、后轮同时抱死的制动力之比为：
（3.5）
式中：—汽车质心离前、后轴的距离；
—同步附着系数；
—汽车质心高度。
车轮制动力矩的大小影响着制动器所能产生的制动力矩，即

（3.6）
式中：—前轴制动器的制动力，；
—后轴制动器的制动力，；
—作用于前轴车轮上的地面法向反力；
—作用于后轴车轮上的地面法向反力；
—车轮的有效半径。
对于值较大的汽车，应当在优先保证汽车制动稳定性，再在这个的基础上合理拟定每个轴的最大制动力矩。
当时，，因此拟定前后轴的最大制动力矩为

（3.7）
（3.8）
式中：—该车所能碰到的最大附着系数；
—制动强度；
—轮有效半径。
带入数据进行计算可得：

单个车轮制动器的最大制动力矩为 、的一半，即1485 N.m 和610N.m。
3.4 制动器的结构参数与摩擦系数
3.4.1 制动鼓直径
在设计中，我们追求更大的制动鼓直径。由于制动鼓直径增大的话，与空气的接触面积也会增大，更有助于热量的散失，也会增大其制动力矩。但是假如制动鼓直径过大的话，就会使得汽车非悬挂部分的质量也随之增长，使得汽车在行驶时的颠簸感增强。并且此外需要考虑的一方面是直径D不是单独存在的量，它必须和轮辋的内部直径向配合，过大的直径会让轮辋在选择的时候面临很大的问题。制动鼓与轮辋之间用来通风散热的间隙是影响制动鼓直径D的直接因素，可以通过间隙规定和轮辋的尺寸便可以很容易的计算出制动鼓直径D，此设计中采用16in的轮辋，所以取，轮胎规格195/60R14。

3.4.2 制动蹄摩擦片宽度、制动蹄摩擦片的包角和单个制动器摩擦面积
据QC/T309-1999《工作制动鼓直径和制动蹄片一系列宽度尺寸》的规定，选择了制动蹄摩擦片宽度b=45mm;摩擦片厚度l=7mm。测得的测试中，当摩擦衬片角为，其有最低限度的磨损，制动鼓的最低温度，以及最大的制动性能。再进一步减小虽然会更有助于热能的散失，但会加快磨损。并且包角取值不应当大于，由于较大的接触面积只会增长散热，并使制动过程冲击感增强，还容易发生自锁。综上所述选取领蹄，从蹄
单个制动器摩擦面积：

（3.9）
式中：—单个制动器摩擦面积，mm2
—制动鼓内径，mm；
—制动蹄摩擦片宽度，mm；
—分别为两蹄的摩擦衬片包角。
带入数据可得
cm2
由表3.4数据可知设计符合规定。
表3.4 制动器衬片摩擦面积
汽车类别
汽车总质量t
单个制动器摩擦面积cm2
轿车

客车与货车

（多为）

（多为）

3.4.3 摩擦衬片起始角
摩擦衬片起始角如图3.2所示。通常是将摩擦衬片布置在制动蹄外缘的中央，并令。
可得，领蹄包角，从蹄包角均为
图3.2 鼓式制动器的重要几何参数
3.4.4 张开力的作用线至制动器中心的距离
在设计中应尽也许的增大距离(见图3.2），但应当保证制动轮缸能置于制动鼓内，较大的距离有助于提高制动效能。初步设计时可暂取，根据实际情况取a=95mm。
3.4.5 制动蹄支销中心的坐标位置与
如图3.2所示，制动蹄支销中心的尺寸坐标k尽也许的小，设计中应经常采用k=24mm，这样使c值在允许范围内尽也许取大，在设计的初期可以暂时取，根据实际情况取c=94mm。
3.4.6 摩擦片摩擦系数
在选择摩擦片的时候。要考虑多个影响因素。一方面我们要选择尽也许高的摩擦系数，另一方面还要保证它具有较高的热稳定性，可以抵抗高温和压力的双重影响。但不是要一味的追求很高的摩擦系数，由于在本次的设计中提高对摩擦系数的稳定性和减少制动器对摩擦系数偏离正常值的稳定性更为重要。由于在本次设计中稳定性是一个重要的方面，涉及摩擦系数的稳定性和制动器对摩擦系数偏离正常值的稳定性。目前就国内的摩擦材料而言，其稳定性在工作温度小于250摄氏度时，能控制摩擦系数f=0.35～0.40。因此，为了让计算的抱负的制动力矩时更符合实际的情况，我们取f=0.3。此外，在选择材料时尽量采用环境和谐型材料。
3.5 制动器的设计计算
3.5.1 制动蹄片上的制动力矩
在对鼓式制动蹄的力矩的计算中，在得到了制动蹄对制动鼓的压紧力和所产生的力矩后，才可以计算一自由度的制动蹄片上的力矩。采用微元法的思想，假设先在摩擦衬片表面取一面积接近于零的小块，并使它处在y轴的交角a处，如图3.3所示。设摩擦衬片的宽度为a。则面积可表达为。
制动鼓施加给摩擦衬片单元面积上的法向力为：
(3.10)
而摩擦力产生的制动力矩为

在由至区段上积分上式，得
(3.11)
当法向压力均匀分布时，

(3.12)
图3.3 制动力矩计算用图
上式是通过制动鼓对蹄的压力运用积分的方法来计算制动力矩，比较复杂。在实际计算中，若采用张开力P来计算制动力矩则更加简朴。
增势蹄产生的制动力矩可表达为：
(3.13)
式中:—单元法向力的合力；
—摩擦力的作用半径(见图3.4)。
将制动蹄的几何参数和法向压力代入到公式中即可