制动器结构设计
制动器的结构方案分析
3．双向双领蹄式 双向双领蹄式制动器的结构特点是两蹄片浮动，用各有两个活塞的两轮缸张开 蹄片(图8—1c)。 无论是前进或者是倒退制动时，这种制动器的两块蹄片始终为领蹄，所以制动 效 能 相 当 高 ，而 且 不 变 。由 于 制 动 器 内 设 有 两 个 轮 缸 ，所 以 适 用 于 双 回 路 驱 动 机 构 。 当一套管路失效后，制动器转变为领从蹄式制动器。除此之外，双向双领蹄式制动 器的两蹄片上单位压力相等，因而磨损均匀，寿命相同。双向双领蹄式制动器因有 两个轮缸，故结构上复杂，且调整蹄片与制动鼓之间的间隙工作困难是它的缺点。 这种制动器得到比较广泛应用。如用于后轮，则需另设中央驻车制动器。 4．双从蹄式 双从蹄式制动器的两蹄片各有一个固定支点，而且两固定支点位于两蹄片的不 同端，并用各有一个活塞的两轮缸张开蹄片(图8—1d)。 双从蹄式制动器的制动器效能稳定性最好，但因制动器效能最低，所以很少采 用。 5．单向增力式 单向增力式制动器的两蹄片只有一个固定支点，两蹄下端经推杆相互连接成一 体，制动器仅有一个轮缸用来产生推力张开蹄片(图8—le)。 汽车前进制动时，两蹄片皆为领蹄，次领蹄上不存在轮缸张开力，而且由于领 蹄上的摩擦力经推杆作用到次领蹄，使制动器效能很高，居各式制动器之首。与双 向增力式制动器比较，这种制动器的结构比较简单。因两块蹄片都是领蹄，所以制 动器效能稳定性相当差。倒车制动时，两蹄又皆为从蹄，结果制动器效能很低。因
浮 动 钳 式制 动 器的 优 点有 ：仅 在 盘 的 内 侧有 液压 缸 ，故 轴向 尺 寸小 ，制 动 器 能 更 进 一 步 靠 近 轮 毂 ；没 有 跨 越 制 动 盘 的 油 道 或 油 管 ，加 之 液 压 缸 冷 却 条 件 好 ，所 以 制动液汽化可能性小；成本低；浮动钳的制动块可兼用于驻车制动。
汽车制动器的结构与设计分析
质量管理体系
建立完善的质量管理体系，包括 质量计划、质量标准、质量记录 等方面的制定和实施，以确保整 个生产过程中的质量控制。
常见问题及解决方案
零部件加工精度不足
加工精度不足可能导致制动器性能下降或安全隐患，解决 方案包括加强加工设备精度维护、采用高精度加工工艺等 措施。
组装与调试问题
组装与调试过程中可能出现配合不良、安装错误等问题， 解决方案包括加强组装与调试的技术培训、采用先进的组 装与调试设备等措施。
质量检验
性能测试合格的制动器需进行 严格的质量检验，确保其符合
设计要求和安全标准。
质量控制方法
严格原材料控制
原材料的质量直接影响到制动器 的性能和安全性，因此需对原材 料进行严格的质量控制，包括材 料质量、规格、性能等方面的检 验。
生产过程控制
生产过程中的质量控制是保证制 动器质量的关键，需对每个生产 环节进行严格的质量监控，包括 加工、组装、调试等过程。
03
汽车制动器的设计要求
制动性能要求
制动距离
在紧急制动情况下，汽车 制动器应能提供尽可能短 的制动距离，以减少事故 发生的可能性。
制动力矩
制动器应能够在不同的速 度和路况下提供适当的制 动力矩，以确保车辆的稳 定性和操控性。
制动响应时间
制动器的响应时间应尽可 能快，以便在紧急情况下 快速发挥作用。
检查制动片磨损情况
02
制动片是制动系统中易损件之一，定期检查其磨损情况，及时
更换以保证制动效果。
检查制动盘/鼓的磨损和损坏
03
制动盘/鼓的磨损和损坏会影响制动效果，定期检查并进行必要
的维修或更换。
常见故障排除方法
01
制动不灵
纯电动汽车制动器的结构设计及优化策略
纯电动汽车制动器的结构设计及优化策略随着环保意识的日益提高，纯电动汽车作为一种零排放的交通工具受到越来越多消费者的青睐。
而在纯电动汽车的设计中，制动器是关键的安全系统之一。
本文将探讨纯电动汽车制动器的结构设计及优化策略，旨在提高制动器的性能和安全。
1. 纯电动汽车制动器的结构设计纯电动汽车制动器的结构设计需要考虑以下几个方面：1.1 制动器类型目前市场上主要有电磁液压制动系统和电子制动系统两种类型的制动器。
电磁液压制动系统采用电磁阀控制液压系统的工作，具有成熟的技术和较高的制动力；而电子制动系统通过电子控制单元控制电机或电动液压泵制动，具有更高的灵活性和响应速度。
1.2 制动力分配纯电动汽车的制动力分配需要与动力系统协调工作，以确保稳定和协调的制动效果。
制动力分配可以根据车速、加速度等参数进行调整，确保制动的平衡性和可控性。
1.3 制动盘和制动片材料选择制动盘和制动片的材料选择对于制动性能至关重要。
常见的材料包括钢、铸铁、碳陶瓷等。
每种材料都有其优势和劣势，需要根据纯电动汽车的使用需求和成本考虑进行选择。
2. 优化策略2.1 轻量化设计纯电动汽车的重量对于续航里程和动力消耗有着直接的影响。
因此，在制动器的设计中，应该注重轻量化的策略，选择轻量化材料和优化结构，以减少整车的负荷。
2.2 能量回收制动系统纯电动汽车可以利用能量回收制动系统，将制动时产生的能量转化为电能并储存在电池中，以供日后使用。
能量回收制动系统的优化可以实现最大化能量的回收，提高能源利用率。
2.3 制动系统智能化通过引入智能化技术，纯电动汽车的制动系统可以更加智能和自动化。
例如，采用传感器和控制单元实时监测车辆和驾驶员的信息，根据实时情况调整制动力分配和制动策略，提高制动的效果和安全性。
2.4 制动系统的可维护性纯电动汽车制动系统的可维护性对于车辆的长期使用和安全性至关重要。
制动系统应该设计成模块化的结构，方便维修和更换零部件，降低维护成本和时间。
卷扬机制动器设计
目录1前言 (1)2盘式制动器的结构方案分析 (2)2.1 钳盘式制动器的分类 (2)2.2盘式制动器的选择 (3)2.3盘式制动器的功用和要求 (4)2.4滑动钳式制动器的工作原理 (4)3盘式制动器的设计与计算 (6)3.1制动力矩的计算 (6)3.2 制动器表面温升 (7)3.3 摩擦片单位压力 (8)3.4 性能约束 (9)4盘式制动器主要参数的确定 (11)4.1制动盘直径与厚度 (11)4.2摩擦衬块半径 (11)4.3制动衬块面积 (11)5Solidworks的盘式制动器设计 (12)5.1 制动器零件的绘制（附主要零件的立体效果图） (12)5.2 制动器的装配图 (16)5.2 制动器爆炸图的生成（附立体效果图） (17)5.4 制动器工程图的生成（附总装配图） (18)结论 (19)致谢 (20)参考文献 (21)1 前言汽车工业的百年发展史，1886年真是不同寻常的一年，这一年，德国人卡尔·奔驰研制的0.9马力的三轮汽车取得了帝国专利证书，同年，另一名德国人戴姆勒也试驾了他发明的四轮汽油汽车。
从此，汽车开始改变这个世界。
1906年美国的杜里埃兄弟制造并出售了13辆以汽油为燃料的四轮汽车。
1914年，福特汽车公司已经实现了汽车的流水线生产。
1928年，通用公司雪佛兰汽车的年产量就达到了120万辆。
汽车很快就成了时尚的宠儿。
中国汽车工业从1953年兴建第一汽车制造厂开始，1956年第一辆解放牌载货汽车驶出一汽的大门，中国不能制造汽车的历史从此结束。
如今汽车品牌之多，汽车生产技术之先进，已是人们有目共睹的事实。
21世纪是汽车工业飞速发展的时代，汽车工业逐步成为许多国家的支柱产业。
我国随着国民经济的快速发展，汽车的年产量和社会保有量也都在迅速增加。
汽车质量的优劣，关系到我国汽车产业能否冲出国门，走向世界。
因此，对汽车以及相关产品的改进也是相当重要的。
从汽车诞生时起，车辆制动系统在车辆的安全方面就扮演着至关重要的角色。
制动器主要零件的结构设计
制动器主要零件的结构设计摘要：随着现代科学技术特别是计算机技术的迅速发展，近年来出现了一批新的设计理论和设计方法，如优化设计、可靠性设计、计算机辅助设计、有限元方法等等。
这些方法的发展和应用，使得各个工程领域的设计工作从形式到效果都发生了根本性的变化，产生了巨大的经济和社会效益。
制动性能是汽车行驶安全性的重要指标。
汽车制动性能的好坏，直接关系到汽车行驶的安全性，同时也直接影响到汽车动力性的充分发挥。
汽车的动力性越好，对其制动性能则要求越高。
及如何选择制动器是决定汽车好坏的决定性因素。
汽车的制动装置显得尤为重要，在众多的整车性能检测项目中，制动器便自然成为交通工具中强制执行的安全项之一。
关键词：汽车；制动器；制动钳；制动盘。
AbstractWith modern science and technology，particularly the rapid development of computer technology，In recent years a number of new design theory and design methodology，If the design，reliability design，computer-aided design，limited Yuan methods，and so on. The development and application of these methods. Makes various engineering design work from the forms to effect fundamental changes have taken place in，Tremendous economic and social benefits.Braking performance is an important indicator motor road safety. Motor braking performance is good or bad. Direct bearing on the security of the motor travelling，It is also directly affects sexual drive motor full play. Motor engine of the better，Their braking performance requires higher. And how to choose brakes are good or bad decisions motor decisive factor. Automobile and moto it is particularly important to the braking devices，Among the performance testing projects，Brakes naturally become transport enforcement of the security one.Keywords：motorcar；brake；Brake Caliper ；Brake disc。
摩托车液压盘式制动器的结构设计
得 越来 越广泛 。尤 其 是 中高级 摩托 车 ，一般都 采 用 了盘
式 制动器 。因此研 究液 压盘 式制 动 器 的设计 ，对 于推 动 现代 工业 的发 展具 有重 要 的意义 。本 文讲 述 了摩托 车 液
压 盘式 制动 器 的工作 原理 、主 要零 部件 的结 构 ，在此 基
础 上 进 行 了具 体 的 结 构 设 计 。
定 律 ，用液 力 放 大 。制 动 系统 把 力 量 传 递 给 车轮 ，给
车 轮 一 个 摩 擦 力 ，然后 车 轮 也相 应 的 给 地 面 一 个 摩 擦 力 ．轮 胎 和地 面之 间摩擦 阻 力使 车辆 能 安全 停止 。制动
原 理 如 图 １ 示 。影 响 机 动 车 制 动 性 能 的 动 力 学 冈 素 有 ： 所
Ａｂ ｔ ａ ｔ Ｈｙ ｒ ｕ ｃ ｄｓ ｒｋ ｈ ｓｔ ｅ ａ ｖ ｎ ａ ｅ ｏ ｉ ａ ｅ ｍ ｏ ｅ ｔ ａｅ ａ ｅ ａ ｌ ａ ｅ ｆ ｃ ，ｈｇ ｅ ｏｖ ｒ ａ ｃｔ，ｇ ｏｄ ｔ ｅ ｓｒ ｃ ： ｄ ａ ｈ ｉｃ ｂ ａ ｅ ａ ｈ ｄ ａ ｔｇ ｆｂｇ ｂｒｋ ｍ ｎ ，ｓｆ ｎｄ ｒｈ ｂ ｅｂｒｋ ｅ ｅ ｔ ｉｈ ｒ ｃ ｅｙ ｃｐａｉｙ ｏ ｈ ｒ
收稿 日期 ： ０ ２ ０ — ９ ２ １ — ５２
作者 简 介 ：韩 燕 （ ９ ２ ，女 ，河 南偃 师人 ，讲 师 ，硕 士 研 究 １ ７ －）
（ ） 力 转 移 。当 紧 急 制 动 时 摩 托 车 的 重 心 前 移 ， 前 １重
轮下 移 ，这 就意 味着更 多的制 动 由前 轮来 完成 ，前 轮 一
输 人 参 数 ：整 车 整 备 质 量 ：Ｇ＝ ３ｋ ； 最 大 总 质 量 ： 。１２ｇ
住友 制动器结构及调整
15
90L 0.3 1 12 7 340 200L 0.6 1.5 22
30
100L1 0.4 1 13 8 450 225S 0.6 1.5 23
30
100L2 0.4 1 13 8 450 225M 0.5 1.5 23
40
112M 0.4 1 13 8 600 250M 0.8 2 23
80
132S 0.5 1.2 14 9
132M 160M 160L 0.5 1.2 14 0.5 1.2 17 0.5 1.2 17
180M 180L 0.6 1.5 18 0.6 1.5 18
磨擦盘极限厚度
9
11
11
11
11
16
16
16
16
5制动器结构示意图（1）
IP55制动器结构示意图（2）
制动器结构图手柄手柄支架空心螺栓安装螺栓抱箍紧固螺钉线圈手柄支架固定螺钉安装底板摩擦盘键套衔铁磁环防尘圈抱箍空心螺栓引出线结构原理?制动器主要由磁环衔铁摩擦盘手动释放机构等零部件组成
制动器结构图
手柄 手柄支架固定螺钉
线圈
手柄支架
抱箍紧固螺钉 安装螺栓
空心螺栓
安装底板 摩擦盘
键套
衔铁
磁环
引出线
防尘圈
抱箍
定期检查维护
1、制动器必须定期检查维护，根据现场不同的使用 条件，制定不同的维护周期。如：制动器用于变 频电机的零速保持制动时，制动器摩擦盘磨损较 小，维护周期可以在半年至一年或更长。若制动 器用于频繁的减速制动，摩擦盘磨损较大，则维 护周期可能需要每2、3个月甚至更短。 2、检查维护内容： 2.1检查摩擦盘厚度，当摩擦盘厚度磨损到极限厚 度时必须更换摩擦盘。 2.2检查制动器工作间隙。由于摩擦盘的磨损，工 作间隙会变大，当工作间隙接近最大工作间隙 δmax时，制动器可能不能完全打开，以及制动力 矩会减小甚至消失，因此当工作间隙接近最大工 作间隙时，必须重新调整到工作间隙δ。
制动器设计优秀课件
§8-3 制动器主要参数旳拟定
力矩。
制动器效能因数: 在制动鼓或制动盘旳作用半径R上所得到摩擦力（
Mμ/R）与输入力F0之比。
K M F0 R
制动器效能旳稳定性: 效能因数K对摩擦因数f旳敏感性（dK/df）。
1.领从蹄式
每块蹄片都有自己旳固定支点，而且两固定支点位于两蹄旳同一端 。
张开装置:
平衡式
凸轮或楔块式
平衡凸块式 楔块式
A1B1 R
sin sin 1
dγ—蹄旳转角
表面旳径向变形和压力为:
1
p1
R sin pmax
ad
sin a
是α旳函数
结论：新蹄片压力沿摩擦衬片 长度旳分布符合正弦曲线规律
沿摩擦衬片长度方向压力分布旳不均匀程度，可用不 均匀系数△评价
pmax / p f
pf—在同一制动力矩作用下，假想压力分布均匀时旳平均压 力；
保有足够旳强度和耐磨性能，其牌号不应低于HT250。 制动器设计参照《机械传动装置设计手册》 第27章 制动器 卞学良编
三、衬片磨损特征旳计算 摩擦衬片（衬块）旳磨损受温度、摩擦力、滑磨速度、制动鼓（制动
盘）旳材质及加工情况，以及衬片（衬块）本身材质等许多原因旳影响， 试验表白，影响磨损旳最主要旳原因还是摩擦表面旳温度和摩擦力。 制动器能量负荷：在汽车制动过程中，制动器所承担旳汽车动能转换成制 动器热能旳量。 比能量耗散率：每单位村片（衬块）摩擦面积旳每单位时间耗散旳能量。 一般所用旳计量单位为w／mm2。比能量耗散率有时也称为单位功负荷， 或简称能量负荷。 双轴汽车旳单个前轮及后轮制动器旳比能量耗散率
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第四章制动器结构设计5.1 制动器主要结构参数的选取5.1.1 制动鼓直径D 或半径R 的选取5.1.2 制动蹄摩擦衬片的包角？及宽度？的选取试验表明，摩擦衬片包角6在90-100之间时，磨损最小，制动鼓温度最低，制动效能最高。
减小6角，有利于散热，但单位压力增大，磨损加剧。
6角过大将使制动作用不平顺，容易使制动器发生自锁。
因此初步选取摩擦片包角为100.5.1.3 摩擦衬片起始角6。
一般村片均布于制动蹄中央，使6。
＝No —6／2。
根据？值为100，可得6。
为40。
有时，应单位压力的分布，将衬片相对于最大压力点对称布置，以改善磨损均匀性和制动效能。
5.1.4 制动器中心到张开力Fo 作用线的距离。
在保证制动鼓内轮缸和制动凸轮能够布置的条件下，a 应尽可能大，以提高制动效能。
初步设计时定为a=o ．8R 左右。
5.1.5 制动蹄支承点位置座标k 和c 。
如图5-1，在保证两蹄支承毛面互不干涉的条件下，k 应尽可能小，以使尺寸c 尽可能大。
初步设计可取c=o ．8R 左右。
代入得？5.1.6 摩擦片的摩擦系数根据参考文献【1】，领从蹄式制动器的摩擦片系数f 一般在0.3-0.35之间，当f 增大到一定值时，由于自行增势作用易导致自锁。
通常取f ＝o ．3可使计算接近实际值。
5.2 凸轮张开力的确定及蹄自锁性校核5.2.1 张开力P1与P2的确定在计算鼓式制动器时，必须建立制动蹄对制动鼓的压紧力与所产生的制动力矩之间的关系。
为计算有一个自由度的制动蹄片上的力矩1Tf T ，在摩擦衬片表面上取一横向单元面积，并使其位于与1y 轴的交角为α处，单元面积为αbRd 。
，其中b 为摩擦衬片宽度，R 为制动鼓半径，αd 为单元面积的包角，如图4-1所示。
由制动鼓作用在摩擦衬片单元面积的法向力为：αααd bR q qbRd dN sin max == (5-1) 而摩擦力fdN 产生的制动力矩为ααd f bR q dNfR dT T f sin 2max ==在由α'至α''区段上积分上式，得)cos (cos 2max αα''-'=f bR q T Tf (5-2) 当法向压力均匀分布时，αbRd q dN p = )(2αα'-''=f bR q T p Tf (5-3)由式(46)和式(47)可求出不均匀系数)cos /(cos )(αααα''-''-''=∆式（46）和式（47）给出的由压力计算制动力矩的方法，但在实际计算中采用由张开力P 计算制动力矩1Tf T 的方法则更为方便。
增势蹄产生的制动力矩1Tf T 可表达如下：111ρfN T Tf = （5-4）式中 1N ——单元法向力的合力；1ρ——摩擦力1fN 的作用半径(见图5-3)。
如果已知制动蹄的几何参数和法向压力的大小，便可用式(17—46)算出蹄的制动力矩。
为了求得力1N 与张开力1P 的关系式，写出制动蹄上力的平衡方程式：0)sin (coscos 111101=+-+δδαf N S P x 01111=+'-N f C S a P x ρ (5-5)式中 1δ——1x 轴与力1N 的作用线之间的夹角；x S 1——支承反力在x1轴上的投影。
解式(49)，得])sin (cos /[11111ρδδf f c hP N -+'= （5-6）对于增势蹄可用下式表示为11111111])sin (cos /[B P f f c fh P T Tf =-+'=ρδδρ （5-7）对于减势蹄可类似地表示为22222222])sin (cos/[B P f f c fh P T Tf =+-'=ρδδρ （5-8） 为了确定1ρ，2ρ及1δ，2δ，必须求出法向力N 及其分量。
如果将dN(见图38)看作是它投影在1x 轴和1y 轴上分量x dN 和x dN 的合力，则根据式（5-5）有：4/)2sin 2sin 2(sin sin max 2max ααβααααααα'+''-===⎰⎰''''''bR q d bR q dN N x （5-9） 4/)2cos 2(cos sin cos max 2max αααααααααα''-''===⎰⎰''''''bR q d bR q dN N y （5-10） 因此)]2sin 2sin 2/()2cos 2s arctan[(co )arctan(ααβααδ'+''-''-'==xy N N式中 ααβ'-''=。
根据式(5-2)和式(5-4)，并考虑到221y x N N N +=则有 22)2sin 2sin 2()2cos 2(cos /)]cos (cos 4[ααβααααρ'+''-+''-'''-'=R如果顺着制动鼓旋转的制动蹄和逆着制动鼓旋转的制动蹄的α'和α''同，显然两种蹄的δ和ρ值也不同。
对具有两蹄的制动器来说，其制动鼓上的制动力矩等于两蹄摩擦力矩之和，即221121B P B P T T T Tf Tf f +=+=对于凸轮张开机构，其张开力可由前述作用在蹄上的力矩平衡条件得到的方程式求出： 11/5.0B T P f =22/5.0B T P f = 其中Tf 前单=0.5Tf1max;Tf 后单=Tf2max ；且前、后制动器B1，B2均相等。
代入上式计算得到前、后轮p1、p2分别是：p1前=？N ，p2=N ，p1=N ，p2=N5.2.2 检查制动自锁计算蹄式制动器时，必须检查蹄有无自锁的可能，由式(5-2)得出自锁条件。
当该式的分母等于零时，蹄自锁：0)sin (cos 111=-+'ρδδf f c （5-11） 如果式 111sin cos δρδc c f '-'<（5-12） 成立，则不会自锁。
已选f=0.3，计算得到111sin cos δρδc c '-'=？，即式（5-12）成立，制动蹄不会自锁。
5.3 摩擦衬片(衬块)的磨损特性计算摩擦衬片(衬块)的磨损，与摩擦副的材质、表面加工情况、温度、压力以及相对滑磨速度等多种因素有关，因此在理论上要精确计算磨损性能是困难的。
但试验表明，摩擦表面的温度、压力、摩擦系数和表面状态等是影响磨损的重要因素。
汽车的制动过程是将其机械能(动能、势能)的一部分转变为热量而耗散的过程。
在制动强度很大的紧急制动过程中，制动器几乎承担了耗散汽车全部动力的任务。
此时由于在短时间内热量来不及逸散到大气中，致使制动器温度升高。
此即所谓制动器的能量负荷。
能量负荷愈大，则衬片(衬块)的磨损愈严重。
制动器的能量负荷常以其比能量耗散率作为评价指标。
比能量耗散率又称为单位功负荷或能量负荷，它表示单位摩擦面积在单位时间内耗散的能量，其单位为W ／mm 2。
双轴汽车的单个前轮制动器和单个后轮制动器的比能量耗散率分别为βδ1222112)(21tA v v m e a -= )1(2)(21222212βδ--=tA v v m e a （5-13） jv v t 21-=式中 δ——汽车回转质量换算系数；a m ——汽车总质量；1v ，2v ——汽车制动初速度与终速度，m ／s ；计算时轿车取1001=v km/h(27.8m/s)；总质量3.5t 以下的货车取1v =80km/h(22.2m/s)；总质量3．5t 以上的 货车取1v =65km ／h(18m ／s)；j ——制动减速度，m ／s 2，计算时取j=0．6g ；t ——制动时间，s ；A l ，A 2——前、后制动器衬片(衬块)的摩擦面积；β——制动力分配系数。
取制动初速度1v =22.2m/s ，代入数据算得e1= ?W ／mm 2 ,e2= ?W ／mm 2 。
依参考文献【4】，鼓式制动器的比能量耗损率以不大于1.8W ／mm 2为宜。
根据计算所得，前、后制动器的比能量耗散率均符合规定。
磨损和热的性能指标也可用衬片在制动过程中由最高制动初速度至停车所完成的单位衬片(衬块)面积的滑磨功即比滑磨功f L ，来衡量：][2max 2f a a f L A v m L ≤=∑（62） 式中 a m ——汽车总质量，kg ；m a x a v ——汽车最高车速，m/s ；∑A ——车轮制动器各制动衬片(衬块)的总摩擦面积，cm ’； [f L ]——许用滑磨功，对轿车取[f L ]＝1000～1500J ／cm 2；对客车和货车取[f L ]＝600～800J ／cm 2。
取1v =22.2m/s ，代入数据算得比滑磨功f L =？<[f L ]=600 J ／cm 2 。
因此该车的磨损和热的性能指标均达标准。
5.4 制动器的热容量和温升的核算应核算制动器的热容量和温升是否满足如下条件：L t c m c m h h d d ≥∆+)( （5-15） 式中： d m ——各制动鼓(盘)的总质量；h m ——与各制动鼓(盘)相连的受热金属件(如轮毂、轮辐、轮辋、制动钳体等)的总质量；d c ——制动鼓(盘)材料的比热容，对铸铁c=482J ／(kg ·K)，对铝合金c=880J ／(kg ·K)；h c ——与制动鼓(盘)相连的受热金属件的比热容；t ∆ ——制动鼓(盘)的温升(一次由a v =30km ／h 到完全停车的强烈制动，温升不应超过15℃)；L ——满载汽车制动时由动能转变的热能，因制动过程迅速，可以认为制动产生的热能全部为前、后制动器所吸收，并按前、后轴制动力的分配比率分配给前、后制动器，即β221a a v m L = )1(222β-=a a v m L （5-16） 式中 a m ——满载汽车总质量；a v ——汽车制动时的初速度，可取max a a v v =；β——汽车制动器制动力分配系数。
估算得d m =？kg,h m =?kg,1L +L2=?............................5.5 制动器主要零件的结构设计与强度计算5.5.1 制动器主要零件的结构设计5.5.1.1 制动鼓制动鼓应具有高的刚性和大的热容量，制动时其温升不应超过极限值。