制动器设计-计算说明书
湿式多盘制动器说明书
本科毕业论文(设计)题目：抱轴式湿式多盘制动器学院：山西大学煤炭工学院班级：机械班姓名：指导教师：职称：讲师完成日期： 201 年 6 月 11抱轴式全封闭湿式多盘式制动器设计摘要：无轨胶轮车辅助运输，是我国煤矿生产中重要的运输方式。
因此，湿式多盘制动器就成为了目前研究的重要课题。
本文通过对不同种类制动器的作用、分类、结构以及原理的详细介绍，找出了湿式多盘制动器的优势，进一步分析了湿式多盘制动器的工作原理。
结合本课题无轨辅助运输设备所需的制动性能，根据常规全封闭湿式多盘制动器的结构特点和其工作原理，通过详细计算及校核设计出符合无轨胶轮车辅助运动车辆的制动器。
关键字：湿式多盘制动器；制动力矩；碟簧IThe Design of Fully Enclosed Wet Multi-disc BrakeAbstract：The trackless assisted transportation is an important transport in China's coal production , therefore wet multi-disc brake has become an important topic. The paper introduce the function, classification, structure and working principle of all kinds of brake. Further analysis the advantages of a wet multi-disc brake and how it works. With rail auxiliary transport equipment required braking performance of the subject. According to the structural characteristics of the Practices fully enclosed wet multi-disc brake and its working principle. Through the detailed, In conformity with the supplementary we should design motor vehicles rubber-tyred car brake.Key words：Wet multi-disc brake；Braking torque；Disc spring目录第一章绪论 (1)1.1 课题背景 (1)1.2 国内外现状 (1)1.2.1 国外现状 (1)1.2.2 国内现状 (2)1.3 工程车辆制动器的发展方向 (3)1.4 湿式多盘制动器研究的意义 (4)第二章制动系统的制动器要求和制动器的比较 (5)2.1 制动器的类型和比较 (5)2.2.1 制动器的类型 (5)2.2.2 制动器的性能比较 (5)第三章湿式多盘制动器概述 (7)3.1 湿式多盘制动器的现状、种类及特点 (7)3.2 湿式多盘制动器结构特点及其工作原理 (8)3.3 湿式多盘制动器的工作原理 (8)3.4 湿式多盘制动器冷却方式及散热途径 (9)第四章抱轴式湿式多盘制动器的设计 (10)4.1 设计的原始数据 (10)4.2 汽车制动理论分析 (10)4.2.1 制动性能的概念 (10)4.2.2 制动器性能评价指标 (10)4.2.3 制动时车辆受力分析 (11)4.2.4 制动车辆制动效能 (13)4.2.5 制动器制动力的比例关系 (14)4.3 湿式多盘制动器的计算 (15)4.3.1 全封闭湿式多盘制动器的原始数据 (15)4.3.2 全封闭湿式多盘制动器的设计原则 (16)M的计算 (17)4.3.3 整车所需的最大制动力矩BT (18)4.3.4 前后桥制动器所需的力矩u4.3.5 前后桥制动器所需的制动力 (18)4.4 碟簧的计算及校核 (19)4.4.1 碟簧形式的选取 (19)4.4.2 碟簧的工作特点 (20)4.4.3 碟簧的种类 (20)4.4.3 复合碟簧的计算 (21)4.4.5 碟簧方案的选取 (22)4.4.6 碟簧方案的校核 (25)4.4.7 碟簧组设计方案的有关数据 (31)4.5 湿式多盘制动器摩擦材料的选择 (32)4.5.1 两种类型的摩擦材料 (32)4.5.2 结论 (32)4.6 花键的计算与校核 (33)4.6.1 花键的选择 (33)4.6.2 活塞上花键的参数计算与校核 (33)4.7 摩擦片选取及布置 (39)4.8.1 O 形密封圈的特点 (40)4.8.2 形密封圈对湿式多片制动器的影响 (41)4.9 湿式多盘制动器典型零件的设计与加工工艺 (41)第五章机械工程CAD制图规则 (45)第六章总结 (49)参考文献 (50)致谢 (51)附录 (52)英语文献 (1)中文翻译 (12)第一章绪论1.1 课题背景湿式多盘制动器具有制动力矩大、使用寿命长、抗衰退能力强、免维修等很多特点。
制动系统计算说明书
制动器的计算分析整车参数2、制动器的计算分析前制动器制动力前制动器规格为ɸ310×100mm，铸造底板，采用无石棉摩擦片，制动调整臂臂长，气室有效面积。
当工作压力为P=6×105Pa时，前制动器产生的制动力：F1=2*A c*L/a*BF*ɳ*R/R e*P桥厂提供数据在P=6×105Pa时，单个制动器最大制动力为F1=3255kgf以上各式中：A c—气室有效面积L—调整臂长度a—凸轮基圆直径BF—制动器效能因数R—制动鼓半径R e—车轮滚动半径ɳ—制动系效率P—工作压力后制动器制动力后制动器规格为ɸ310×100mm，铸造底板，采用无石棉摩擦片，制动调整臂臂长，气室有效面积。
当工作压力为P=6×105Pa时，前制动器产生的制动力：F2=2*A c*L/a*BF*ɳ*R/R e*P桥厂提供数据在P=6×105Pa时，单个制动器最大制动力为F2 =3467kgf满载制动时的地面附着力满载制动时的地面附着力是地面能够提供给车轮的最大制动力，正常情况下制动气制动力大于地面附着力是判断整车制动力是否足够的一个标准。
地面附着力除了与整车参数有关之外，还与地面的附着系数有关，在正常的沥青路面上制动时，附着系数ϕ值一般在~之间，我们现在按照路面附着系数为来计算前后地面附着力：Fϕ前=G×ϕ+G×ϕ2满1=2200×+6000××=2002kgfFϕ后=G满2×ϕ-G×ϕ23800×××==1487kgf因为前面计算的前后制动器最大制动力分别为F1=3255kgfF2=3467kgf3、制动器热容量、比摩擦力的计算分析单个制动器的比能量耗散率的计算分析前制动器的衬片面积A1=2×πR1××L1=式中（L1=100mm摩擦片的宽度w1=110°）后制动器的衬片面积A2=2×πR2××L2=式中（L2=100m m 摩擦片的宽度w2=）比能量耗散率e1=β=e2=β=上式中：G—满载汽车总质量V1—制动初速度，计算时取V1=18m/sβ—满载制动力分配系数t—制动时间，计算时取t=鼓式制动器的比能量耗散率以不大于mm2为宜，故该制动器的比能量耗散率满足要求。
盘式制动器_毕业设计说明书参考
盘式制动器_毕业设计说明书参考（以下是机械设计专业的毕业设计说明书范例，供参考）毕业设计题目：盘式制动器设计一、题目来源及背景盘式制动器是用于汽车、摩托车等机动车辆的制动装置之一，具有制动力矩大、耐磨损、散热快等优点。
本毕业设计项目充分利用机械设计、材料学等方面知识，对盘式制动器的制动器件进行设计。
二、设计要求1. 主要技术指标：（1）制动力矩：大于100 N·m（2）使用寿命：大于2×10⁴次（3）材料：盘式制动器盘采用GCr15；制动蹄采用40Cr；制动片采用半金属材料。
2. 设计思路（1）整体结构设计:盘式制动器的整体结构以制动盘、制动蹄、制动片、制动器液压缸等组成。
其中，制动盘为主动件，制动蹄和制动片为被动件，液压缸提供制动力。
（2）制动盘设计：制动盘是盘式制动器的核心部件，由于需要承受制动力矩，因此采用GCr15高强度材料。
制动盘的直径和厚度由制动力矩、车辆重量等因素决定。
（3）制动片设计：制动片采用半金属材料，能够在制动过程中承受高温、高压。
制动片的表面采用刻花纹路，以增加摩擦面积和摩擦系数。
（4）制动蹄设计：制动蹄采用40Cr合金钢，具有足够的强度和硬度。
制动蹄的设计应考虑制动片与制动盘之间的间隙，以确保能够实现完整制动。
（5）液压缸设计：液压缸的设计应考虑到制动盘的直径和轮轴间隙，能够提供足够的制动力矩。
液压缸的设计也应考虑到防泄漏、稳定等因素。
三、设计过程1. 制动盘设计（1）根据制动力矩、车辆重量等因素确定制动盘的直径和厚度。
（2）采用CAD软件进行3D建模，并进行有限元分析，得出制动盘在制动力矩作用下的应力分布情况和变形情况。
（3）结合分析结果，调整制动盘的厚度和结构。
（4）根据制动盘的设计尺寸和结构参数，进行加工和表面处理，确保制动片和制动盘之间具有充分的接触面积和摩擦力。
2. 制动片设计（1）选择半金属材料作为制动片材料。
根据制动盘的直径和表面处理情况，设计制动片的形状和尺寸。
盘式制动器设计说明书
盘式制动器设计说明书错误！未找到引用源。
盘式制动器设计说明书一、汽车制动系统概述使行驶中的汽车减速甚至停车，使下坡行驶的汽车的速度保持稳定，以及使已经停驶的汽车保持不动，这些作用统称为汽车制动。
对汽车起到制动作用的是作用在汽车上，其方向与汽车行驶方向相反的外力。
作用在行驶汽车上的滚动阻力，上坡阻力，空气阻力都能对汽车起制动作用，但这外力的大小是随机的，不可控制的。
因此，汽车上必须设一系列专门装置，以便驾驶员能根据道路和交通等情况，借以使外界在汽车上某些部分施加一定的力，对汽车进行一定程度的强制制动。
这种可控制的对汽车进行制动的外力，统称为制动力。
这样的一系列专门装置即成为制动系。
1.制动系统的功能：使车辆以适当的减速度行驶，直至停止；下坡行驶时，保持适当稳定的车速；使汽车可靠地停在适当的位置或坡道上。
2制动系的组成任何制动系统都有以下四个基本部件：（1）供能装置――包括供给、调节制动所需能量以及改善传能介质状态的各种部件。
其中，产生制动能量的部位称为制动能源。
（2）控制装置——包括产生制动作用和控制制动效果的各种部件。
（3）传输装置——包括将制动能量传输至制动器的各种部件。
（4）制动器――产生阻碍车辆的运动或运动趋势的力的部件，其中也包括辅助制动系中的缓速装置。
更完善的制动系统还具有制动力调节装置、报警装置、压力保护装置等附加装置。
3制动系的类型（1）按制动系统功能分类1）行车制动系――使行使中的汽车减低速度甚至停车的一套专门装置。
2）驻车制动系――是以停止的汽车驻留在原地不动的一套装置。
3）第二制动系――在行车制动系失效的情况下，保证汽车仍能实现减速或停车的一套装置。
在许多国家的制动法规中规定，第二制动系是汽车必须具备的。
4）辅助制动系统——当车辆长时间下坡时，用于稳定车速的一套装置。
（2）按制动系统制动能量分类1）人力制动系――以驾驶员的肢体作为唯一的制动能源的制动系。
2）动力制动系――完全靠由发动机的动力转化而成的气压或液压形式的势能进行制动的制动系。
YWZ制动器说明书
工作原理该系列液压推杆制动器由制动架和相匹配的YT1型电力液压推动器两大部分组成。
当通电时，电力液压推动器动作，其推杆迅速升起，并通过杠杆作用把制动瓦打开（松闸）；当断电时，电力液压推动器的推杆在弹簧力的作用下，迅速下降，并通过杠杆作用把制动瓦合拢（抱闸）。
制动器型号H1H2 制动力距备注制动轮直径最小厚度中部厚度安装尺寸最小尺寸YWZ-100/18 346 321 18 40负载持续率40% 100 2 2.5YWZ-150/25 400 360 20 100YWZ-200/25 380 365 22 200150 2.5 3 YWZ-300/25 400 385 150 320YWZ-300/45 490 465 60 630200-300 3 4 YWZ-400/45 490 465 205 1000YWZ-400/90 610 560 85 1600400-500 4 5 YWZ-500/90 610 560 225 2500YWZ-600/90 593 565 412 3200800 4 5 YWZ-600/180 843 775 162 5000YWZ-700/180 840 768 310 8000700 4 5 YWZ-800/180 829 771 526 10000YWZ-800/320 887 815 382 12500 800 6 6□制动器的安装及调整●制动器安装方式：○纵装：松开螺母4、5使主弹簧处于自由状态，松开6、8螺母，转动螺杆7撑开制动臂，再将制动器套装在制动轮节器9—弹簧座Spring base 上。
10—弹簧架刻度机 Spring notches○横装：当制动轮已装在电机与其它机件之间时，松开螺母4、5、6、7、8，转动螺杆取下螺杆3和7，将制动臂放倒。
从侧南装到制动轮上。
●制动器的调整○推动器工作行程的调整在保证闸瓦最小退距的情况下，推动器的工作行程愈小愈理想，因此需要调节其安装高度H1，其调整方法：松开螺母6和8（见图），转动螺杆7，使H1安装尺寸符合表1的要求。
汽车制动系统计算
后
b.
F1
Gb L hg
jd1 max
F1 m
g b L hg
前
F 2
Ga L hg
j d 2 max
F 2 m
g a L hg
制
S
1 3.6
(t1
t2 ) v 2
v2 25.92 jmax
根
a
2
b
L
g g
0 .8
各个设计方案均能满足法规对行车制动性能的要求，同时也满足设计要求。 4 ） 助施力器失效时，制动力完全由人力操纵踏板产生，最大踏板力要求：N1类车700N。 加
△g2—鼓式制动器的蹄、鼓间隙
△g3—鼓式制动器摩擦衬片的厚度公差
（3）储油壶总容量Vmax
空载同步附着系数
0
车满载同步附着系数
' 0
型
标杆
方案
P201-NAM-SD-DP-G3-2
选配方案（四轮盘式）
Fif
Fir
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制动系统方案设计计算说明书
P201-NAM-SD-DP-G3-2
通 过 1、在空载状态下，地面附着系数为0.8，标杆管路压力达到6MPa，管路压力达到5MPa，选 配方案管路压力达到5MPa，制动器发生抱死，此时后轴早于前轴抱死，这时整车稳定性非常差 。需要ABS进行调节。
n1、n2—前、后制动器单侧油缸数目（仅对盘式制动器而言）
Kv—考虑软管膨胀时的主缸容积系数，汽车设计推荐：轿车 =1.1，货车 =1.3
其中 要根据制动器的类型、参考同类车型确定，对鼓式制动器：汽车设计推荐δ=2-2.5mm；汽车工 程手册推荐3.5-5.5（考虑软管膨胀量及磨损间隙不能自调的影响），公司目前车型均可实现间隙
鼓式制动器设计说明书
第一章制动参数选择及计算第一节汽车参数（符号以汽车设计为准）制动器设计中需要的重要参量：汽车轴距：L=1370mm车轮滚动半径：r r =295 mm汽车满载质量：m a=4100Kg汽车空载质量：m o=2600Kg满载时轴荷的分配：前轴负荷39%，后轴负荷61% 空载时轴荷的分配：前轴负荷47%，后轴负荷53% 满载时质心高度：hg =745mm空载时质心高度：hg＇=850mm质心距前轴的距离：L1 =835mm L1＇=726mm 质心距后轴的距离：L2 =535mm L2＇=644mm 对汽车制动性有影响的重要参数还有：制动力及其分配系数、同步附着系数、制动强度、附着系数利用率、最大制动力矩与制动因数等。
第二节制动器的设计与计算一制动力与制动力矩分配系数0 水平路面满载行驶时,前、后轴的负荷计算对于后轴驱动的移动机械和车辆，在水平路面满载行驶时前后轴的最大负荷按下式计算(g=9.8N／kg)前轴的负荷F1=Ga(L2-ϕhg)/(L-ϕhg)=3830.8N后轴的负荷F2=GaL1/(L-ϕhg)=36349.2Nϕ--- 附着系数，沥青.混凝土路面，取0.6轴荷转移系数：前轴：m,1= F Z1/G1=0.24后轴：m,2= F Z1/G2=1.481、(汽车理论108页)水平路面满载行驶制动时,地面对前后车轮的法向反作用力（满载）F Z1= GL (L2+ϕgh)=4100×9.8÷1.370×（0.535+0.6×0.745）=28800.55NF Z2=GL (L1-ϕgh)=4100×9.8÷1.370×（0.835－0.6×0.745）=11379.45N 式中： G-- 汽车所受重力；L-- 汽车轴距；1L--汽车质心离前轴距离；L2--汽车质心离后轴距离；gh--汽车质心高度；g --重力加速度；(取9.80N／kg)2 （汽车理论8,22）汽车制动时，如果不记车轮的滚动阻力矩和汽车的回转质量的惯性力矩，则任何角速度ω﹥0的车轮，其力矩平衡方程为Mμ-F b⨯R e=0 （4-2）式中：Mμ--制动器对车轮作用的制动力矩，即制动器的摩擦力矩，其方向与车轮旋转方向相反，N﹒m；F b--地面作用于车轮上的制动力，即地面与轮胎之间的摩擦力，又称地面制动力，其方向与汽车行驶方向相反，N；R e--车轮有效半径，m令 F B=Mμ/R e并称之为制动器的制动力，它是在轮胎周缘克服制动器的摩擦力矩所需的力，因此又称为制动周缘力。
(完整word版)鼓式制动器说明书
第一章制动参数选择及计算第一节汽车参数（符号以汽车设计为准）制动器设计中需要的重要参量：汽车轴距：L=1370mm车轮滚动半径：r r =295 mm汽车满载质量：m a=4100Kg汽车空载质量：m o=2600Kg满载时轴荷的分配：前轴负荷39%，后轴负荷61% 空载时轴荷的分配：前轴负荷47%，后轴负荷53% 满载时质心高度：hg =745mm空载时质心高度：hg＇=850mm质心距前轴的距离：L1 =835mm L1＇=726mm 质心距后轴的距离：L2 =535mm L2＇=644mm 对汽车制动性有影响的重要参数还有：制动力及其分配系数、同步附着系数、制动强度、附着系数利用率、最大制动力矩与制动因数等。
第二节制动器的设计与计算一制动力与制动力矩分配系数0 水平路面满载行驶时,前、后轴的负荷计算对于后轴驱动的移动机械和车辆，在水平路面满载行驶时前后轴的最大负荷按下式计算(g=9.8N／kg)前轴的负荷F1=Ga(L2-ϕhg)/(L-ϕhg)=3830.8N后轴的负荷F2=GaL1/(L-ϕhg)=36349.2Nϕ--- 附着系数，沥青.混凝土路面，取0.6轴荷转移系数：前轴：m,1= F Z1/G1=0.24后轴：m,2= F Z1/G2=1.481、(汽车理论108页)水平路面满载行驶制动时,地面对前后车轮的法向反作用力（满载）F Z1= GL (L2+ϕgh)=4100×9.8÷1.370×（0.535+0.6×0.745）=28800.55NF Z2=GL (L1-ϕgh)=4100×9.8÷1.370×（0.835－0.6×0.745）=11379.45N 式中： G-- 汽车所受重力；L-- 汽车轴距；1L--汽车质心离前轴距离；L2--汽车质心离后轴距离；gh--汽车质心高度；g --重力加速度；(取9.80N／kg)2 （汽车理论8,22）汽车制动时，如果不记车轮的滚动阻力矩和汽车的回转质量的惯性力矩，则任何角速度ω﹥0的车轮，其力矩平衡方程为Mμ-F b⨯R e=0 （4-2）式中：Mμ--制动器对车轮作用的制动力矩，即制动器的摩擦力矩，其方向与车轮旋转方向相反，N﹒m；F b--地面作用于车轮上的制动力，即地面与轮胎之间的摩擦力，又称地面制动力，其方向与汽车行驶方向相反，N；R e--车轮有效半径，m令 F B=Mμ/R e并称之为制动器的制动力，它是在轮胎周缘克服制动器的摩擦力矩所需的力，因此又称为制动周缘力。
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三、课程设计过程
（一）设计制动器的要求：
1、具有良好的制动效能—其评价指标有：制动距离、制动减速度、制动力和制动时间。
2、操纵轻便—即操纵制动系统所需的力不应过大。
对于人力液压制动系最大踏板力不大于（500N ）（轿车）和700N （货车），踏板行程货车不大于150mm ，轿车不大于120mm 。
3、制动稳定性好—即制动时，前后车轮制动力分配合理，左右车轮上的制动力矩基本相等，汽车不跑偏、不甩尾；磨损后间隙应能调整！
4、制动平顺性好—制动力矩能迅速而平稳的增加，也能迅速而彻底的解除。
5、散热性好—即连续制动好，摩擦片的抗“热衰退”能力要高（指摩擦片抵抗因高温分解变质引起的摩擦系数降低）；水湿后恢复能力快。
6、对挂车的制动系，还要求挂车的制动作用略早于主车；挂车自行脱钩时能自动进行应急制动。
（二）制动器设计的计算过程：
设计条件：车重2t ，重量分配60%、40%，轮胎型175/75R14，时速70km/h ，最大刹车距离11m 。
1. 汽车所需制动力矩的计算
根据已知条件，汽车所需制动力矩：
M=G/g ·j ·r k （N ·m ） 206
.321j ）（v S ⋅=
(m/s 2） 式中：r k — 轮胎最大半径 (m)；
S — 实际制动距离 (m)；
v 0 — 制动初速度 (km/h)。
2
17018211 3.6j ⎛⎫=⋅= ⎪⋅⎝⎭
(m/s 2) m=G/g=2000kg
查表可知，r k 取0.300m 。
M=G/g ·j ·r k =2000·18·0.300=10800（N ·m ）
前轮子上的制动器所需提供的制动力矩：
M ’=M/2⋅60%=3240（N ·m ）
为确保安全起见，取安全系数为1.20，则M ’’=1.20M ’=3888（N ·m ）
2. 制动器主要参数的确定
（1）制动盘的直径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。
但制动盘直径D 受轮辋直径的限制。
通常，制动盘的直径D 选择为轮辋直径的70%~79%，而总质量大于2t 的汽车应取其上限。
轮辋名义直径14in=355.6mm
根据布置尺寸需要，制动盘的直径D 取276mm 。
验证，276/355.6=77.6%，符合要求。
制动盘材料选用珠光体灰铸铁，其结构形状为礼帽型。
制动盘在工作时不仅承受着制动块作用的法向力和切向力，而且承受着热负荷。
为了改善冷却效果，所以选用中间有径向通风槽的双层盘，这样可以大大地增加散热面积，降低温度升高约20%~30%。
制动盘两侧表面不平行度不应大于0.008mm，盘的表面摆差不应大于0.1mm[1.8],制动盘表面粗糙度不应大于0.06mm[13]。
（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。
为使质量不至太大，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。
带通风槽的制动盘的整体厚度较厚。
根据布置尺寸需要，制动盘厚度h取15mm。
（3）摩擦衬块内径R
1、外径R
2
、厚度h’
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。
制动盘半径R=D/2=138mm，所以摩擦衬块外直径R2取137mm。
因为R2/ R1≤1.5。
所以R1≥R2/1.5=103mm。
综合考虑，R1取92mm。
验证，R2/ R1=137/92=1.49<1.5，符合要求。
制动块有背板和摩擦衬块构成，两者直接牢固地压嵌或铆接或粘接在一起。
衬块多为扇形，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。
为了避免制动时产生的热量传给制动钳而引起制动液气化和减小制动噪声，可在摩擦衬块与背板之间或在背板后粘一层隔热减震垫。
由于单位压力大和工作温度高等原因，摩擦衬块的磨损较快，因此其厚度较大。
据统计，日本轿车和轻型汽车摩擦衬块的厚度在7.5mm~16mm之间，中、重型汽车的摩擦衬块的厚度在14mm~22mm之间。
根据布置尺寸需要和强度要求，摩擦衬块厚度h’取8mm。
（4）摩擦衬块的工作面积A
推荐根据制动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。
摩擦衬块的工作面积：
A=π·（R22- R12）·α/360°
根据所需面积，α取80°。
A=π·（1372- 922）·80/360=7191mm2
验证，每个制动器摩擦衬块面积A’=A·2=14382mm2
全车制动器摩擦衬块总面积A’’=A’·4=58992mm2=575.28cm2
2000kg/589.92cm2=3.48kg/ cm2<3.5 kg/ cm2，符合要求。
3.制动器制动力的计算
若衬块的摩擦表面与制动盘接触良好，且各处的单位压力分布均匀，则盘式制动器的制动力矩为：
T f=2·f·N·R
式中：f—摩擦系数；
N—单侧制动片对制动盘的压紧力；
R—作用半径。
为满足制动器所需提供的制动力矩，所以T f =2·f ·N ·R ≥M ’= 3888（N ·m ） 制动液压系统可提供的压紧力为：
N= P 0·A w
式中：P 0 — 轮缸或管路液压（P 0取11MPa ）
A w — 活塞端面积
根据所需要求，活塞端面直径d w 取60mm ，则活塞端面积为： A w =π·（d w /2）2=π·（60/2）2=2827.4mm 2
N= P 0·A w =11·2827.4=31101N
对于常见的扇形摩擦衬块，如果其径向尺寸不大，则取R 为平均半径R m 或有效半径R e 已足够精确。
平均半径为：
1213792114.522
m R R R ++===mm 式中：R 1，R 2 — 扇形摩擦衬块的内半径和外半径。
令12
0.672R m R ==，则有效半径为： ()()22440.67211114.50.116033110.672m m R R m δ⎡⎤⎡⎤=⋅-⋅=⋅-⋅=⎢⎥⎢⎥++⎢⎥⎢⎥⎣⎦⎣⎦
m 综上，盘式制动器的制动力矩为：
T f =2·f ·N ·R=2·f ·31101·0.1160=3888（N ·m ） 解得：388822311010.1160
f
T f N R ===⋅⋅⨯⨯0.54 (N ⋅m) 验证，制动摩擦系数取值范围0.25≤f ≤0.55，符合要求。