机械领从蹄式制动器的结构设计(全套图纸)本科毕业论文.doc

湖 南 科 技 大 学

毕 业 设 计（ 论 文 ）

题目
领从蹄式制动器的结构设计
作者

学院
机电工程学院
专业
车辆工程
学号

指导教师

二〇一六年五月二十日

湖南科技大学本科生毕业设计（论文）

摘要

制动器的制动效能高、工作稳定性好对汽车在行驶过程中的安全性和可靠性具有重要意义。本文根据吉利全球鹰轿车的性能参数，设计与开发了一种能够满足使用要求的领从蹄式鼓式制动器。主要内容包括领从蹄式制动器的调研、论文开题及参数计算、领从蹄式制动器参数设计、领从蹄式制动器的结构设计、基于CATIA平台的领从蹄式制动器三维模型的建立，领从蹄式制动器工程图的绘制；总体方案设计内容包括分析比较不同类型的鼓式制动器特点，结合吉利全球鹰性能要求，确定了采用领从蹄式制动器作为吉利全球鹰后轮制动器的总体方案；制动力和制动力分配系数、同步附着系数、制动强度和附着系数利用率、制动器最大制动力矩、制动器的结构参数与摩擦系数是制动器的主要参数；促动系统的设计包括促动装置选型、制动管路的回路选型、制动轮缸的直径和工作容积、制动踏板力和制动行程、制动力矩、制动器热容量等结构参数；对制动蹄压力分布规律和径向变形规律、行车制动效能、摩擦衬片的磨损特性、温升的核算、驻车制动极限倾角等性能参数进行了分析；完成了制动臂、制动凸轮轴、制动蹄支承销、紧固摩擦片铆钉等主要零部件的结构强度校核；通过结构设计、结构强度校核、CATIA三维模型建立及工程图的绘制，最终完成了领从蹄式制动器的设计。

关键词：领从蹄式制动器；促动系统；制动力矩；CATIA三维模型

全套图纸，加153893706

ABSTRACT
Design a high braking efficiency, reliability, good job stability is important brake on cars and car safety in the process of moving. According to Geely Global Hawk car performance parameters, designed and developed a way to meet the requirements of leading trailing shoe drum brakes. The main contents include leading from shoe brake research, thesis proposal and parameter calculation, leading from the shoe brake design parameters, leading from the structural design shoe drum brake, based on CATIA platform leading from the establishment shoe brakes three-dimensional model, drawing from leading shoe brakes drawings; overall program design includes analysis and comparison of different types of drum brakes features, combined with Geely global Hawk performance requirements, we determined using the collar from shoe brakes as Geely global Hawk overall scheme of the rear wheel brake ; the main parameters include brake braking force and braking force distribution coefficient, synchronization adhesion coefficient, the braking strength and adhesion coefficient utilization, the maximum braking torque brake, structural parameters and the coefficient of friction brake; actuating device is designed actuation system comprises selection, selection circuit brake pipe, brake wheel cylinder diameter and volume of the work force and the brake pedal stroke of the brake, brake torque, brake thermal capacity and other structural parameters; analysis of the distribution of pressure and radial brake shoes deformation, service brake performance, and wear properties of friction linings, accounting temperature rise, the parking brake performance parameters such as angle limit; the completion of the brake arm, brake camshaft, brake shoe anchor pin fastening friction structural strength check sheet rivets and other major components; through structural design, structural strength check, 3D model and drawing drawing, the final completion of the collar from the drum brake shoe design.

Keywords: drum brakes；Actuation system；brake torque；three-dimensional model

目录
第一章 绪论…………………………………………………………………………… 1
1.1 本课题的研究意义……………………………………………………………… 1
1.2 鼓式制动器技术研究进展和现状……………………………………………… 1
1.3 研究内容………………………………………………………………………… 3
第二章 鼓式制动器的结构方案设计…………………………………………… 4
2.1 鼓式制动器的结构型式与分类………………………………………………… 4
2.2 鼓式制动器的设计方案确定…………………………………………………… 8
第三章 制动系的主要参数设计………………………………………………… 11
3.1 预给的整车参数………………………………………………………………… 11
3.2 制动力与制动力分配系数……………………………………………………… 11
3.3 同步附着系数…………………………………………………………………… 14
3.4 制动强度和附着系数利用率…………………………………………………… 15
3.5 制动器最大制动力矩…………………………………………………………… 15
3.6 鼓式制动器的结构参数与摩擦系数 ………………………………………… 16
第四章 制动器的设计计算………………………………………………………… 19
4.1 制动驱动机构的结构型式选择………………………………………………… 19
4.2 制动管路的多回路系统………………………………………………………… 20
4.3 液压制动驱动机构的设计计算………………………………………………… 21
4.3.1 制动轮缸直径与工作容积……………………………………………… 21
4.3.2 制动主缸直径与工作容积……………………………………………… 22
4.3.3 制动踏板力与踏板行程………………………………………………… 22
4.4 制动蹄片上的制动力矩计算…………………………………………………… 23
4.5 制动器因数的分析计算 …………………………………………………… 27
4.6 制动蹄压力分布规律及径向变形规律………………………………………… 29
4.7 行车制动效能计算……………………………………………………………… 31
4.8 摩擦衬片的磨损特性计算……………………………………………………… 32
4.9 制动器热容量和温升的核算…………………………………………………… 34
4.10 驻车制动计算…………………………………………………………………… 35第五章 制动器主要零部件的结构设计 …………………………………… 37
5.1 制动器主要零部件的结构设计………………………………………………… 37
5.1 制动鼓…………………………………………………………………… 37
5.2 制动蹄…………………………………………………………………… 38
5.3 制动底板………………………………………………………………… 39
5.4 制动蹄的支承…………………………………………………………… 40
5.5 制动轮缸………………………………………………………………… 40
5.6 制动摩擦衬片材料……………………………………………………… 41
5.7 摩擦材料………………………………………………………………… 41
5.8 制动器间隙调整………………………………………………………… 42
第六章 虚拟装配以及工程图的绘制…………………………………… 43
6.1 虚拟装配………………………………………………………………… 43
6.2 工程图的绘制………………………………………………………… 44
第七章 结论………………………………………………………………………… 45
参考文献………………………………………………………………………………… 46
致谢……………………………………………………………………………………… 47
附录A 主要设计参数………………………………………………………………… 48
-iv-

第一章 绪 论
1.1本课题的研究意义
　　汽车的设计与生产涉及到许多领域，其中安全性、经济性、舒适性等众多指标，对汽车的设计提出了更高的要求。汽车制动系统是汽车行驶的一个重要主动安全系统，其性能的好坏对汽车的行驶安全有着重要影响。随着汽车的行驶速度和路面情况复杂程度的提高，更加需要高性能、长寿命的制动系统。此系统是否能正常工作，将会影响车上的驾驶员和乘客的安全。
汽车是现代交通工具中用得最为普遍的交通工具。汽车制动系统是制约汽车运动的装置，同时也是汽车底盘上的一个重要系统。而制动器又是制动系中直接作用制约汽车运动的一个关键装置，是汽车上最重要的安全件。汽车的制动性能直接影响汽车的行驶安全性。随着公路业的迅速发展和车流量的日益增大，人们对汽车安全性、可靠性的要求越来越高，为保证人身和车辆安全，为汽车配备十分可靠的制动系统显得尤为重要。 
车辆在行驶过程中要频繁进行制动操作，制动性能是车辆非常重要的性能之一，因为制动性能的好坏直接关系到交通和人身安全，因此改善汽车的制动性能是汽车设计制造的重要任务。 
现代汽车普遍采用摩擦式制动器，它整个制动系中最复杂、最不稳定的因素，因此改进制动器机构、解决制约其性能的突出问题尤为重要。
1.2鼓式制动器技术研究进展和现状
在对汽车进行使用与研究的过程中,人们也逐渐开始了对制动器进行研究，包括：摩擦、接触、振动、温度以及噪声等方面。在研究过程中形成了一套十分完善的理论。毋庸置疑，人们评价制动器性能的一个十分关键的指标是制动效能因数。现在市场上的鼓式制动器普遍存在着一系列缺点，其中制动效能不稳定、摩擦副压力分布不均匀等有位突出,例如，现在的鼓式制动器的制动效能容易发生热衰退、水衰退和机械衰退等现象。
韩文明等分析单自由度和二自由度制动效能因数随摩擦片上摩擦系数变化的特性和径向合力作用点位置,将制动效能因数分解为取决于制动蹄的杠杆增力作用和摩擦自增势(或自减势)作用的两部分,进而分析每部分制动效能因数随摩擦片上摩擦系数的变化特性和径向力作用点位置,而且提出了提高制动效能及其稳定性的方法,也为普通鼓式制动器性能的改进提供理论基础[1]。针对摩擦衬片压力分布不均匀的问题,吕振华等根据摩擦片压强的两种不均匀度指数,推导现有的鼓式制动器的不均匀度指数计算公式,分析其变化特性,以这两种压强不均匀度指数作为新的评价指标,评价各种型式的鼓式制动器,并提出制动蹄分为相互联动的两部分的结构型式可显著提高制动效能[2][3]。摩擦衬片与制动鼓属于典型摩擦接触问题,为得到试验较难测得的接触应力分布状态，可通过有限元仿真分析的方法。毛智东等通过利用有限元分析软件ANSYS建立鼓式制动器的有限元模型,分析了摩擦衬片与制动鼓的接触应力,得到了应力分布场和接触压力的分布特性,结果显示其分析精度较高,为设计提供了很好的理论指导[4]。
国外的研究工作者也对制动效能因数进行了大量的研究。Shan Shih等建立鼓式制动器的线性和非线性有限元模型,结果显示小型制动器的线性模型计算结果较好,对于大功率的制动器则误差较大[5]。P. loannidis等采用有限元法分析了鼓式制动器非线性接触问题,预测了制动器的噪声与振动特性,结果表明初始条件对接触压力的分布影响较大[6]。Ibrahim Ahmed等基于鼓式制动器三维有限元模型对制动器的摩擦接触噪声问题进行了研究,验证了摩擦材料的摩擦系数、压缩性、以及接触面上的压力分布,分析结果表明接触刚度对制动器噪声有较大影响,刚度越大噪声越小[7]。
目前，大多数汽车所用的制动器都是摩擦式的，可分为盘式和鼓式两大类。盘式制动器被普遍使用。但必须加制动增力系统来提高其制动效能，所以其造价较高，故低端车一般使用前盘后鼓式。汽车制动过程实际上是一个能量转换过程，它把汽车行驶时产生的动能转换为热能。高速行驶的汽车如果频繁使用制动器，其摩擦产生大量的热量会使制动器温度急剧升高，如果制动器不能及时的散热，它的效率就会大大降低，从而影响其制动性能，出现所谓的制动效能热衰退现象。
目前中高级轿车上前后轮都采用了盘式制动器。但时下还有不少经济型轿车采用的不完全是盘式制动器，而是前盘后鼓式混合制动器（即前轮采用盘式制动器、后轮采用鼓式制动器），这主要是基于成本上的考虑，同时也是因为轿车在紧急制动时，负荷前移，对前轮制动的要求比较高，一般来说前轮用盘式制动器能满足要求了。当然，前后轮都使用盘式制动器已经成为一种趋势。 
汽车制动器的发展起源于原始的机械控制装置，最原始的制动控制只是驾驶员操纵一组简单的机械装置向制动器施加作用力，那时的汽车重量比较小，速度比较低，机械制动已经能够满足汽车制动的需要，但随着汽车自身重量的增加，助力装置对机械制动器来说越来越重要,从而开始出现了真空助力装置。另外，近年来还出现了一些全新的制动器结构形式，如湿式多盘制动器、磁粉制动器、电力液压制动臂型盘式制动器、湿式盘式弹簧制动器等。
1.3研究内容
首先，完成领从蹄式制动器的调研、论文开题，根据全球鹰轿车参数及车型的特点，把所选车型制动系统的制动力和制动器的最大制动力矩计算出来，然后完成领从蹄式鼓式制动器的方案设计、结构设计以及制动器的制动性能分析，其次，再计算与确定出所设计的领从蹄式鼓式制动器的主要参数，完成摩擦衬块的磨损特性计算以及核算领从蹄式制动器的热容量和温升情况，并计算出制动器的制动力矩然后校核其合理性，最后基于CATIA三维设计平台完成领从蹄式制动器零件图以及装配图的绘制并且建立三维模型、以及对设计合理性进行分析和评价。

第二章 鼓式制动器的结构方案设计
现在市场上的汽车制动器大多是摩擦式制动器，而根据其旋转元件可将摩擦式制动器分为鼓式、盘式、带式三大类。根据所选用设计车型的实际情况，我们主要考虑鼓式制动器。
鼓式制动器大致分为外束式和内张式两种，它们的制动力都是通过制动器的制动蹄片去挤压制动鼓从而获得的。外束式和内张式的区别在于内张式的鼓式制动器是以制动鼓的内圆柱面为工作表面，而外束式的鼓式制动器则是以制动鼓的外圆柱面为工作表面，现在市场中内张式的鼓式制动器在现代汽车上运用广泛，而很少有车型使用外束式制动器来做为行车制动器。
按照制动蹄张开装置形式的不同，可将鼓式制动器分为轮缸式鼓式制动器和凸轮式鼓式制动器，轮缸式鼓式制动器采用液压制动轮缸来作为制动器的制动蹄张开装置，带有液压制动系统的车型大多采用这种型式：而凸轮式鼓式制动器则是采用凸轮装置来作为制动器的张开装置，这种型式大多运用在带有气压制动系统的车型上。
2.1鼓式制动器的结构型式与分类
众所周知，鼓式制动器上的一个至关重要的部件是制动蹄片，因此我们在对鼓式制动器进行分类时要从制动蹄片来着手。根据制动蹄制动时在促动装置作用下蹄片张开的转动方向与制动器的制动鼓的转动方向相比较，可将其大致分为领蹄和从蹄这两种类型。
市场上凸轮式的鼓式制动器的占有率较低，而且气压制动系统的组织机构较为复杂。因此，我对轮缸式鼓式制动器进行设计。轮缸式鼓式制动器的分类方式有多种。首先，可以按照制动器蹄片的固定支点数和固定位置来分类，因为随着制动器制动蹄片的固定支点和它的张开力位置不同，不同形式的鼓式制动器的领、从蹄的数量不同从而制动器的制动效能也不一样；其次，可以按照制动器的促动装置的型式和数量来分类，最后，还可以按照制动器制动时两蹄片的受力状态来进行分类。
综合以上三种分类方法考虑，我按照第三种方法来进行分类。按照其制动时制动蹄片的受力状态不同，轮缸式鼓式制动器大致可分为领从蹄式、双领蹄式、双从蹄式、自增力式等类型，如图2.1所示。

图2.1鼓式制动器简图
a)领从蹄式 b)单向双领蹄式 c)双向双领蹄式
d)双从蹄式 e)单向自增力式 f)双向自增力式
2.1.1领从蹄式制动器
如图2.1 a）所示，图上的旋转箭头表示时的制动鼓的旋转方向，当汽车前进时按照受力可知蹄1的旋转方向与制动鼓一致，故蹄1为领蹄，同理蹄2为从蹄。当汽车倒车时制动鼓的旋转方向随之而改变，蹄1就由领蹄变成了从蹄，而蹄2成为了领蹄。我们把这种结构的鼓式制动器称为领从蹄式鼓式制动器。
它的张开装置有两种形式，第一种采用凸轮或楔块张开装置，如图2.2所示：

图2.2 机械张开装置
a)非平衡凸轮式 b)平衡凸块式 c)楔块式

因为平衡式和楔块式的中心是浮动的，而非平衡式的中心是固定的，所以平衡式和楔块式的机械张开机构产生的张开力大小相等，方向相反。而非平衡式产生的张开力不会相等。这种形式十分不利于汽车制动。第二种采用的张开装置是两个活塞直径相等的液压轮缸，所产生的张开力大小相等，方向相反。
根据制动器的支承结构以及调整方法的不同，领从蹄鼓式液压制动器又有不同的结构方案，如图2.3所示

图 2.3 领从蹄式制动器的结构方案（液压驱动）
（a）一般形式；（b）单固定支点；轮缸上调整
（c）双固定支点；偏心轴调整；（d）浮动蹄片；支点端调整

若采用一般形式的支承和调整方法，无法保证制动器的两蹄张开力相等，且不便调整。若采用单固定支点的形式，它没有双固定支点偏心轴调整精确，如果采用浮动支承，则可使制动蹄具有一定的浮动量从而使制动蹄能够自动定心，可是它的安装精度要求过高。
虽然领从蹄式鼓式制动器的制动效能及稳定性均处于制动器的中等水平之中，但领从蹄式鼓式制动器在汽车前进和倒车时的制动性能均不会发生改变，而且领从蹄式鼓式制动器的结构较为简单，便于装配，而且改装也很方便。
2.1.2双领蹄式制动器
按照汽车制动效能的变化双领蹄式制动器可分为单向双领蹄式鼓式制动器（如图2.1 b)）和双向双领蹄式鼓式制动器（如图2.1 c)）两种类型。单向双领蹄式制动器的制动效能在汽车前进和汽车后退时发生改变，而双向双领蹄式制动器的制动效能不变。
综上，在汽车市场上，双向双领蹄式鼓式制动器应用的远比单向双领蹄式鼓式制动器广泛。双向双领蹄式鼓式制动器的结构形式如2.1 c)及图2.4所示。该制动器的制动蹄的两端均为浮式支承，因此，双向双领蹄式鼓式制动器两制动蹄所受到的张开力大小相等。

图2.4 双向双领蹄式鼓式制动器的结构方案（液压驱动）
（a） 一般形式；（b）偏心机构调整；（c）轮缸上调整
2.1.3双从蹄式制动器
双从蹄式鼓式制动器的结构形式如图2.1 d)所示，该制动器的制动蹄固定在两个不同端，因此双从蹄式鼓式制动器的两个制动蹄相互之间几何没有影响，所以其制动效能稳定性和工作稳定性都很好，但也因此导致其制动效能低下，所以该种结构的制动器在近年来已经被市场淘汰。
2.1.4增力式制动器
按照制动轮缸的活塞数目不同可将増力式鼓式制动器分为单向増力式鼓式制动器（如图2.1 e所示））和双向増力式鼓式制动器（如图2.1 f所示））两种类型。从制动器效能方面比较，，单向増力式鼓式制动器在汽车前进的时候可以保持较高的制动效能，但是在汽车后退时它的制动效能急剧下降，这是单向増力式鼓式制动器与双向増力式鼓式制动器相比的不足之处。这很大限度的限制了它的使用范围。因此，现在市场上的一些汽车只把它作为前轮制动器使用。
双向増力式鼓式制动器也有固定和浮动支撑两大类型，具体结构如图2.5和图2.6所示：

图 2.5 双向増力式制动器（浮动支承）的结构方案
（a） 一般形式；（b）支承上调整；（c）轮缸上调整

图 2.6 双向増力式制动器（固定支点）的结构方案
（a） 一般形式；（b）浮动调整；（c）中心调整
双向増力式鼓式制动器的制动效能在汽车行驶过程中不会改变，而且还可以比较容易的获得较大的制动力矩，但是它的工作稳定性比较差，且造价昂贵。因此这种制动器在市场上常常被安装在一些高档汽车上。
2.2鼓式制动器的设计方案确定
制动器的制动效能不仅与制动器的结构形式，结构参数和摩擦系数有关，而且也受到其他因素的影响[10]。一般用制动器效能因数或简称为制动器因数BF来衡量[10]制动器的制动效能。
基本尺寸比例相同的各种内张型鼓式制动器的制动因数BF与摩擦系数f之间的关系如图2.7所示。
通过制动器的制动效能、制动效能稳定性以及摩擦衬片的磨损均匀程度来评价优劣的是上述各种制动器的共同特点。制动效能最高的是増力式制动器，然后是双领蹄式制动器，再然后是领从蹄式制动器，最后是双从蹄式制动器，故在市场极少采用这种制动器[8]。而就单独考虑工作稳定性来看，制动器名次排列正好与制动器的制动效能排列相反，双从蹄式制动器工作稳定性最好，増力式制动器的工作稳定性最差[8]。通过大量研究理论可知，摩擦系数的变化是影响制动器工作效能稳定性的一个关键因素[8]。一般来说制动器因数的值越大，则制动器的制动效能越好。但是由于制动器在制动过程中有热衰退等现象，鼓式制动器的摩擦系数通常不是一个确定的值，所以在摩擦系数变化过程中。制动器因数的值波动越小，它的制动效能就越稳定。

图 2.7 制动器因数BF与摩擦系数f的关系曲线
1増力式制动器；2双领蹄式制动器；3领从蹄式制动器；
4盘式制动器；5双从蹄式制动器
根据本次设计车辆吉利全球鹰后轮鼓式制动器的相关要求，我知道：虽然领从蹄式鼓式制动器的制动效能和制动稳定性在各鼓式制动器中均处于中等水平，但由于领从蹄式制动器在汽车前进和倒车时的制动性能不会发生改变，而且制动器结构简单，造价也比较低符合经济性原则，再加上领从蹄式鼓式制动器附装驻车制动机构比较容易，而且也比较方便调整蹄片与制动鼓之间的间隙。故现在市场上仍广泛采用领从蹄式鼓式制动器作为载货汽车的前、后轮制动器和轿车的后轮制动器。根据本设计车型的结构特点、经济性要求和制动要求，并且考虑到制动器的结构简单，造价便宜，附装驻车制动机构较为容易等特点，这次设计我选用领从蹄式制动器来作为吉利全球鹰的后轮制动器，我采用液压轮缸作为该制动器的促动装置的张开装置，而支撑结构型式我选用双固定支点支撑，并且加一个偏心轴调整。最后为了满足驻车制动要求，我在领从蹄式制动器内部集成一个驻车制动机构。如图2.8所示，在领从蹄式鼓制动器内附加一个驻车制动推杆和一个驻车杠杆，在行驶过程中需要使用驻车制动时，由驾驶员挪动汽车上的驻车制动操纵杆，并通过操纵制动臂和制动拉线4拉动驻车制动杠杆1以及制动杠杆2使两蹄3张开与制动鼓内表面作用，达到汽车的制动效果。

图2.8 集成在鼓式制动器中的驻车制动

第三章 制动系的主要参数设计
3.1预给的整车参数
相关主要技术参数
整车质量：空载：1210kg 满载：1620kg
质心位置：空载：a=1.35m b=1.25m 满载：
质心高度：空载： 满载：
轴 距：L=2.6m
轮 距: 前轮: 后轮：
最高车速：165km/h
车轮工作半径：370mm
轮 胎：205/55R16 85H
同步附着系数：
3.2 制动力与制动力分配系数
如图3.1所示为汽车水平路面上制动时的受力情况。

图3.1 制动时的汽车受力图
对后轴车轮的接地点取力矩，得平衡式为：

对前轴车轮的接地点取力矩，得平衡式为：

式中,-汽车制动时水平地面对前轴车轮的法向反力,N:
-汽车制动时水平地面对后轴车轮的法向反力,N；
-汽车轴距,mm；
-汽车质心离前轴距离,mm；
-汽车质心离后轴距离,mm；
-汽车质心高度,mm；
-汽车所受重力,N，
-汽车质量,kg；
-汽车制动减速度,。
根据上述汽车制动时的整车受力分析，考虑到汽车制动时的轴荷转移及，式中g为重力加速度()，则可求得汽车制动时水平地面对前、后铀车轮的法向反力,分别为
(3.1)
查相关文献知：
代入(3.1)中，得：
(3.2)
根据式（3.2）可得：
满载时：
空载时：
汽车总的地面制动力为：
(3.3)
代入数据由式（3.3）得：
满载时：
空载时：
前、后轴车轮的附着力为：
(3.4)
根据式（3.4）可得：
满载时；
空载时：
此时，前后轮同时抱死。
由式(3.3)，(3.4)不难求得在任何附着系数的路面上，前，后车轮同时抱死即前，后轴车轮附着力同时被充分利用的条件是
(3.5)
式中,-前轴车轮的制动器制动力,N,；
-后轴车轮的制动器制动力,N,；
-前轴车轮的地面制动力,N；
-后轴车轮的地面制动力,N；
-地面对前，后轴车轮的法向反力,N；
-汽车重力,N；
-汽车质心离前，后轴距离,m；
-汽车质心高度,m。
由式(3.5)可知，前，后车轮同时抱死时，前，后制动器的制动力，是的函数。
由式(3.5)中消去，得
(3.6)
目前大多数两轴汽车由其是货车的前后制动力之比为一定值，并以前制动与总制动力之比来表明分配的比例，称为汽车制动器制动力分配系数，即
(3.7)
联立式(3.5)，(3.6)和式(3.7)可得：
(3.8)
根据式（3.8）得： 满载时：
空载时：
3.3 同步附着系数
查相关文献知同步附着系数的计算公式是：
(3.9)
根据式（3.9）可得：满载时：
空载时：
根据设计经验，空满载的同步附着系数应在下列范围内：轿车：0.65～0.80；轻型客车、轻型货车：0.55～0.70；大型客车及中重型货车：0.45～0.65。
故满足要求。
3.4制动强度和附着系数利用率
由式(3.8)得， (3.10)
进而求得： (3.11)
(3.12)
当时，
故 。
3.5制动器最大制动力矩
最大制动力是在汽车附着质量被完全利用的条件下获得的，这时制动力与地面作用于车轮的法向力,成正比[13]。由式（3.5）可知，双轴汽车前，后车轮附着力同时被充分利用或前，后同时抱死时的制动力之比为
(3.13)
制动器所能产生的制动力矩，受车轮的计算力矩所制约，即
(3.14)
(3.15)
前、后轴的车轮制动器所能产生的最大制动力矩为
(3.16)
(3.17)
由式（3.16）、（3.17）可得：

3.6 鼓式制动器的结构参数与摩擦系数
3.6.1 制动鼓内径
在制动鼓与轮辋之间通常应保持足够的间隙，否则容易产生干涉现象。制动鼓还应有足够的壁厚来保证具有较大的刚度。由于吉利全球鹰的后轮轮胎规格为205/55R16 85H，轮辋为16in，如表3.1所示
表3.1 制动鼓工作直径及制动蹄片宽度尺寸系列的规定
轮辋直径/in
12
13
14
15
16
20，22.5
制动鼓最大内径/mm
轿车
180
200
240
260
—
—
货车
220
240
260
300
320
420
取得制动鼓内径为D=200mm。满足设计要求。
3.6.2 摩擦衬片宽度和包角
经过大量试验表明，当摩擦衬片的包角在90º～100º范围内时，衬片的磨损量最小。虽然摩擦衬片包角的减小对散热有利，但是这会导致制动蹄单位压力增加，而制动蹄单位压力过高则会加速衬片的磨损。并且在实际工作中包角两端的单位压力最小，因此通过延伸摩擦衬片的两端来加大包角，这样实际上对减小制动蹄单位压力的作用并不大。考虑到以上情况，本设计中初选摩擦衬片的包角。
摩擦衬片的摩擦面积如表3.2所示。
表3.2 衬片摩擦面积
汽车类别
汽车总质量m/t
单个制动器总的衬片摩擦面积∑A/cm2
轿车
0.9-1.5
100-200
1.5-2.5
200-300
客车与货车
1.0-1.5
120-200
1.5-2.5
150-250
2.5-3.5
250-400
3.5-7.0
300-650
7.0-12.0
550-1000
12.0-17.0
650-1500
并且当制动器各增大蹄片的摩擦衬片总摩擦面积增大时，汽车制动时制动器的制动鼓内表面对制动蹄产生的正压力就会减小，从而使得摩擦衬片的磨损也会跟着减小。而单个摩擦衬片的摩擦面积A取决于制动鼓半径R、衬片宽度b及包角等因素，即
(3.18)
由式（3.18）可得：

则， 。
又由于吉利全球鹰的总质量为1.55t~2t.
由表3.2得，
单个制动器总的衬片摩擦面积200~300
则57.3~85.96mm
故取b=70mm,
则
满足设计要求。
3.6.3 摩擦衬片起始角
摩擦衬片起始角如图3.2所示。将摩擦衬片对称布置在制动蹄外缘的中央。

图3.2 鼓式制动器的主要几何参数

3.6.4 制动器中心到张开力作用线的距离
现在理论要求应在保证轮缸能够布置于制动鼓内的情况下，应使距离a(见图3.2)尽可能大，以提高制动器的制动效能。现在初取a=0.8R左右，则a=80mm
3.6.5 制动蹄支承点位置坐标
现在理论要求应在保证两蹄支承端毛面不致发生互相干涉的情况下，使k尽可能小而c尽可能大(见图3.2)。初取k=0.2R=20mm，c=0.8R=80mm。
3.6.6 衬片摩擦系数
在选用摩擦衬片时不仅要求它的摩擦系数要足够高，而且希望它的热稳定性要满足要求。但是我们也不应片面地过分追求高摩擦系数的摩擦材料，对于领从蹄式鼓式制动器来说，非常关键的是如何提高衬片摩擦系数的稳定性和怎样降低鼓式制动器对摩擦衬片的摩擦系数偏离正常值的灵敏度。因此，我们对领从蹄式鼓式制动器进行设计计算时，一般取衬片摩擦系数f=0.38。

第四章制动器的设计计算
4.1制动驱动机构的结构型式选择
制动驱动机构的结构型式如表4.1所示；
表4.1 制动驱动机构的结构型式
制动力源
力的传递方式
用途
型式
制动力源
工作介质
型式
工作介质
简单制动系
司机体力

机械式
杆系或钢丝绳
仅用于驻车制动
液压式
制动液
部分微型汽车的行车制动
动力制动系
气压动力制动系
发动机动力
空气
气压式
空气
中、重型汽车的行车制动
气压-液压式
空气、制动液
液压动力制动系
制动液
液压式
制动液
伺服制动系
真空伺服制动系
司机体力与发动机体力
空气
液压式
制动液
轿车，微、轻、中型汽车的行车制动
气压伺服制动系
空气
液压伺服制动系
制动液
结合吉利全球鹰的车型特点，制动驱动机构采用液压式的简单制动系（如图4.1所示）。

图4.1 液压简单制动系示意图[13]
液压制动系的优点是制动作用的滞后时间很短，能产生的工作压力比较大，而且制动缸的尺寸比较小，而且结构简单、紧凑。选这种结构可以大大减轻制动器的质量，降低制动器的造价。另外，液压制动系的液压管路在过度受热时会