7.0~12.0 12.0~17.0 550~1000 600~1500（多为600~1200） 由表2.4数据可知设计符合要求。
3、摩擦衬片起始角?0
摩擦衬片起始角?0如图3.4所示。通常是将摩擦衬片布置在制动蹄外缘的中央，并令?0?90????2。
96??42? 制动蹄包角?0?90??90?22??
图2.4鼓式制动器的主要几何参数
4、张开力P的作用线至制动器中心的距离a
在满足制动轮缸布置在制动鼓内的条件下，应使距离a（见图2.4）尽可能地大，以提高其制动效能。初步设计时可暂取a?0.8R，根据设计时的实际情况取a?72mm
5、制动蹄支销中心的坐标位置k与c
如图3.4所示，制动蹄支销中心的坐标尺寸k尽可能地小设计时常取
k?11mm，以使c尽可能地大，初步设计可暂取，c?0.8R根据设计的实际
情况取c?72mm。
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6、摩擦片摩擦系数
选择摩擦片时，不仅希望起摩擦系数要高些，而且还要求其热稳定性好，受温度和压力的影响小。不宜单纯的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。后者对蹄式制动器是非常重要的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，摩擦系数越高的材料，其耐磨性能越差。所以在制动器设计时，并非一定要追求最高摩擦系数的材料。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=0.35~0.4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=0.3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。
2.4.2盘式制动器的结构参数
1、制动盘直径D
制动盘直径D希望尽量大些，这时制动盘的有效半径得以增大，就可以降低制动钳的夹紧力，降低摩擦衬块的单位压力和工作温度。但制动盘的直径D受轮辋直径的限制，通常，制动盘的直径D选择轮辋直径的70％～79％，而总质量大于2t的汽车应取上限
D?0.77?355.6?276mm
取制动盘直径D?276mm 2、制动盘厚度h
制动盘厚度h直接影响着制动盘质量和工作时的温升。为使质量不致太大，制动盘厚度应取得适当小些；为了降低制动工作时的温升，制动盘厚度又不宜过小。实心盘的厚度选择10mm～20mm，选择制动盘厚度为h=13mm。
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3、摩擦衬块工作面积A
推荐根据制动器摩擦衬块单位面积占有的汽车质量在
1.6kg/cm2~3.5kg/cm2范围内选取。
根据推荐值取2.2，依汽车质量1100kg，得到单片摩擦衬块的工作面积取值为8058cm2。
4、摩擦衬块内半径R1与外半径R2
推荐摩擦衬块的外半径R2与内半径R1的比值不大于1.5。若此比值偏大，工作时摩擦衬块外缘与内缘的圆周速度相差较大，则其磨损就会不均匀，接触面积将减小，最终会导致制动力矩变化大。
取摩擦衬块外半径R2?170mm，内半径R1?120mm
m?R1m?0.24?0.25 ?0.7 则2R2?1?m?摩擦衬块半径选取符合要求。
2.5 制动器的设计计算
2.5.1 制动蹄摩擦面的压力分布规律
从前面的分析可知，制动器摩擦材料的摩擦系数及所产生的摩擦力对制动器因数有很大影响。掌握制动蹄摩擦面上的压力分布规律，有助于正确分析制动器因数。在理论上对制动蹄摩擦面的压力分布规律作研究时，通常作如下一些假定：
（1）制动鼓、蹄为绝对刚性；
（2）在外力作用下，变形仅发生在摩擦衬片上； （3）压力与变形符合虎克定律
由于本次设计采用的是领从蹄式的制动鼓，现就领从蹄式的制动鼓制动
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蹄摩擦面的压力分布规律进行分析。
如图2.5所示，制动蹄在张开力P作用下绕支承销O?点转动张开，设其转角为??，则蹄片上某任意点A的位移AB为
?? （2.19） AB=O?A·
式中；O?A——制动蹄的作用半径。
由于制动鼓刚性对制动蹄运动的限制，则其径向位移分量将受压缩，径向压缩为AC
AC?ABcos?
AC?O'A??cos?
图2.5 制动摩擦片径向变形分析简图
从图2.5中的几何关系可看到
O'Acos??O'D?O'Osin?
AC=O?Osin????
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