鼓式领从蹄式制动器设计【鼓式制动系统】

摘要
国内汽车市场迅速发展，而轿车是汽车发展的方向。

然而随着汽车保有量的增加，带来的安全问题也越来越引起人们的注意，而制动系统则是汽车主动安全的重要系统之一。

因此，如何开发出高性能的制动系统，为安全行驶提供保障是我们要解决的主要问题。

另外，随着汽车市场竞争的加剧，如何缩短产品开发周期、提高设计效率，降低成本等，提高产品的市场竞争力，已经成为企业成功的关键。

本说明书主要介绍了鼓式制动系统的设计。

首先介绍了汽车制动系统的发展、结构、分类。

除此之外，它还介绍了制动器、制动主缸的设计计算，主要部件的参数选择。

关键字：制动；鼓式制动器；
Abstract
The rapid development of the domestic vehicle market, saloon car is an important tendency of vehicle. However, with increasing of vehicle, security issues are arising from increasingly attracting attention, the braking system is one of important system of active safety. Therefore, how to design a high-performance braking system, to provide protection for safe driving is the main problem we must solve. In addition, with increasing competition of vehicle market, how to shorten the product development cycle, to improve design efficiency and to lower costs, to improve the market competitiveness of products, and has become a key to success of enterprises.
This paper mainly introduces the design of braking system. Fist of all, braking system’s development, structure and category are shown. Besides, this paper also introduces the designing process of rear brake, braking cylinder, parameter’s choice of main components braking and channel settings.
Key words: braking; brake drum;
目录
第1章绪论 (1)
1.1 制动系统设计的意义 (1)
1.2 制动系统研究现状 (1)
1.3 本次制动系统应达到的目标 (2)
1.4 本次制动系统设计要求 (2)
2.1鼓式制动器 (3)
2.2.1简单制动系 (5)
2.2.2动力制动系 (5)
2.2.3伺服制动系 (6)
II型回路 (7)
X型回路 (7)
其他类型回路 (8)
第三章制动系统设计计算 (9)
3.1制动系统主要参数数值 (9)
3.1.1相关主要技术参数 (9)
3.1.2同步附着系数的分析 (9)
3.2制动器有关计算 (10)
3.2.1确定前后轴制动力矩分配系数β (10)
3.2.2制动器制动力矩的确定 (10)
3.2.3后轮制动器的结构参数与摩擦系数的选取 (10)
3.3制动器制动因数计算 (11)
3.4制动器主要零部件的结构设计 (12)
4.1 制动性能评价指标 (15)
4.2 制动效能 (15)
4.3 制动效能的恒定性 (15)
4.4 制动时汽车的方向稳定性 (15)
4.5制动器制动力分配曲线分析 (16)
4.6 制动减速度j (17)
4.7 制动距离S (17)
4.8摩擦衬片（衬块）的磨损特性计算 (18)
4.9驻车制动计算 (19)
第5章总论 (21)
参考文献 (22)
第1章绪论
1.1制动系统设计的意义
汽车是现代交通工具中用得最多，最普遍，也是最方便的交通运输工具。

汽车制动系是汽车底盘上的一个重要系统,它是制约汽车运动的装置。

而制动器又是制动系中直接作用制约汽车运动的一个关健装置，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密度的日益增大,人们对安全性、可靠性要求越来越高，为保证人身和车辆的安全,必须为汽车配备十分可靠的制动系统。

本次课程设计题目为鼓式制动系统设计。

通过查阅相关的资料，运用专业基础理论和专业知识，进行部件的设计计算和结构设计。

使其达到以下要求：具有足够的制动效能以保证汽车的安全性；同时在材料的选择上尽量采用对人体无害的材料。

1.2制动系统研究现状
车辆在行驶过程中要频繁进行制动操作,由于制动性能的好坏直接关系到交通和人身安全,因此制动性能是车辆非常重要的性能之一,改善汽车的制动性能始终是汽车设计制造和使用部门的重要任务。

当车辆制动时,由于车辆受到与行驶方向相反的外力,所以才导致汽车的速度逐渐减小至0,对这一过程中车辆受力情况的分析有助于制动系统的分析和设计,因此制动过程受力情况分析是车辆试验和设计的基础,由于这一过程较为复杂,因此一般在实际中只能建立简化模型分析,通常人们主要从三个方面来对制动过程进行分析和评价:
1)制动效能:即制动距离与制动减速度；
2)制动效能的恒定性:即抗热衰退性；
3)制动时汽车的方向稳定性；
目前,对于整车制动系统的研究主要通过路试或台架进行,由于在汽车道路试验中车轮扭矩不易测量,因此,多数有关传动系!制动系的试验均通过间接测量来进行汽车在道路上行驶,其车轮与地面的作用力是汽车运动变化的根据,在汽车道路试验中,如果能够方便地测量出车轮上扭矩的变化,则可为汽车整车制动系统性能研究提供更全面的试验数据和性能评价。

1.3本次制动系统应达到的目标
1）具有良好的制动效能
2）具有良好的制动效能的稳定性
3）制动时汽车操纵稳定性好
4）制动效能的热稳定性好
1.4本次制动系统设计要求
制定出制动系统的结构方案，确定计算制动系统的主要参数设计。

利用计算机辅助设计绘制装配图和零件图。

最终进行制动力分配编程，对设计出的制动系统的各项指标进行评价分析。

第二章鼓式制动系统分析
2.1鼓式制动器
鼓式制动器是最早形式的汽车制动器，当盘式制动器还没有出现前，它已经广泛用干各类汽车上。

鼓式制动器又分为内张型鼓式制动器和外束型鼓式制动器两种结构型式。

内张型鼓式制动器的摩擦元件是一对带有圆弧形摩擦蹄片的制动蹄，后者则安装在制动底板上，而制动底板则紧固在前桥的前梁或后桥桥壳半袖套管的凸缘上，其旋转的摩擦元件为制动鼓。

车轮制动器的制动鼓均固定在轮鼓上。

制动时，利用制动鼓的圆柱内表面与制动蹄摩擦路片的外表面作为一对摩擦表面在制动鼓上产生摩擦力矩，故又称为蹄式制动器。

外束型鼓式制动器的固定摩擦元件是带有摩擦片且刚度较小的制动带，其旋转摩擦元件为制动鼓，并利用制动鼓的外因柱表面与制动带摩擦片的内圆弧面作为一对摩擦表面，产生摩擦力矩作用于制动鼓，故又称为带式制动器。

在汽车制动系中，带式制动器曾仅用作一些汽车的中央制动器，但现代汽车已很少采用。

所以内张型鼓式制动器通常简称为鼓式制动器，通常所说的鼓式制动器就是指这种内张型鼓式结构。

鼓式制动器按蹄的类型分为：
1、领从蹄式制动器
如图所示，若图上方的旋向箭头代表汽车
前进时制动鼓的旋转方向(制动鼓正向旋转)，
则蹄1为领蹄，蹄2为从蹄。

汽车倒车时制动
鼓的旋转方向变为反向旋转，则相应地使领蹄
与从蹄也就相互对调了。

这种当制动鼓正、反
方向旋转时总具有一个领蹄和一个从蹄的内张
型鼓式制动器称为领从蹄式制动器。

领蹄所受
的摩擦力使蹄压得更紧，即摩擦力矩具有“增
势”作用，故又称为增势蹄；而从蹄所受的摩
擦力使蹄有离开制动鼓的趋势，即摩擦力矩具有“减势”作用，故又称为减势蹄。

“增势”作用使领蹄所受的法向反力增大，而“减势”作用使从蹄所受的法向反力减小。

领从蹄式制动器的效能及稳定性均处于中等水平，但由于其在汽车前进与倒车时的制动性能不变，且结构简单，造价较低，也便于附装驻车制动机构，故这种结构仍广泛用于中、重型载货汽车的前、后轮制动器及轿车的后轮制动器。

2、双领蹄式制动器
若在汽车前进时两制动蹄均为领蹄的
制动器，则称为双领蹄式制动器。

显然，
当汽车倒车时这种制动器的两制动蹄又都
变为从蹄故它又可称为单向双领蹄式制动
器。

如图2—5(c)所示，两制动蹄各用一
个单活塞制动轮缸推动，两套制动蹄、制
动轮缸等机件在制动底板上是以制动底板
中心作对称布置的，因此，两蹄对制动鼓
作用的合力恰好相互平衡，故属于平衡式
制动器。

双领蹄式制动器有高的正向制动效能，
但倒车时则变为双从蹄式，使制动效能大降。

这种结构常用于中级轿车的前轮制动器，这
是因为这类汽车前进制动时，前轴的动轴荷
及附着力大于后轴，而倒车时则相反。

3、双向双领蹄式制动器
当制动鼓正向和反向旋转时，两制动助
均为领蹄的制动器则称为双向双领蹄式制动
器。

它也属于平衡式制动器。

由于双向双
领蹄式制动器在汽车前进及倒车时的制动
性能不变，因此广泛用于中、轻型载货汽
车和部分轿车的前、后车轮，但用作后轮
制动器时，则需另设中央制动器用于驻车
制动。

4、单向增力式制动器
单向增力式制动器如图所示两蹄下端
以顶杆相连接，第二制动蹄支承在其上端
制动底板上的支承销上。

由于制动时两蹄的法向反力不能相互平衡，因此它居于一种非平衡式制动器。

单向增力式制动器在汽车前进制动时的制动效能很高，且高于前述的各种制动器，但在倒车制动时，其制动效能却是最低的。

因此，它仅
用于少数轻、中型货车和轿车上作为前轮制动
器。

5、双向增力式制动器
将单向增力式制动器的单活塞式制动轮缸
换用双活塞式制动轮缸，其上端的支承销也作为两蹄共用的，则成为双向增力式制动器。

对双向增力式制动器来说，不论汽车前进制动或倒退制动，该制动器均为增力式制动器。

双向增力式制动器在大型高速轿车上用的较多，而且常常将其作为行车制动与驻车制动共用的制动器，但行车制动是由液压经制动轮缸产生制动蹄的张开力进行制动，而驻车制动则是用制动操纵手柄通过钢索拉绳及杠杆等机械操纵系统进行操纵。

双向增力式制动器也广泛用作汽车的中央制动器，因为驻车制动要求制动器正向、反向的制动效能都很高，而且驻车制动若不用于应急制动时也不会产生高温，故其热衰退问题并不突出。

但由于结构问题使它在制动过程中散热和排水性能差，容易导致制动效率下降。

因此，在轿车领域上己经逐步退出让位给盘式制动器。

但由于成本比较低，仍然在一些经济型车中使用，主要用于制动负荷比较小的后轮和驻车制动。

本次设计最终采用的是领从蹄式制动器。

2.2 制动驱动机构的结构形式选择
2.2.1简单制动系
简单制动系即人力制动系，是靠司机作用于制动塌板上或手柄上的力作为制动力原。

而传力方式有、又有机械式和液压式两种。

机械式的靠杆系或钢丝绳传力，其结构简单，造价低廉，工作可靠，但机械效率低，因此仅用于中、小型汽车的驻车制动装置中。

液压式的简单制动系通常简称为液压制动系，用于行车制动装置。

其优点是作用滞后时间短(o．1s—o．3s)，工作压力大(可达10 MPa—12MPa)，缸径尺寸小，可布置在制动器内部作为制动蹄的张开机构或制动块的压紧机构，使之结构简单、紧凑，质量小、造价低。

但其有限的力传动比限制了它在汽车上的使用范围。

另外，液压管路在过度受热时会形成气泡而影响传输，即产生所谓“汽阻”，使制动效能降低甚至失效；而当气温过低时(-25℃和更低时)，由于制动液的粘度增大，使工作的可靠性降低，以及当有局部损坏时，使整个系统都不能继续工作。

液压式简单制动系曾广泛用于轿车、轻型及以下的货车和部分中型货车上。

但由于其操纵较沉重，不能适应现代汽车提高操纵轻便性的要求，故当前仅多用于微型汽车上，在轿车和轻型汽车亡已极少采用。

2.2.2动力制动系
动力制动系是以发动机动力形成的气压或液压势能作为汽车制动的全部力源进行制动，而司机作用于制动踏板或手柄上的力仅用于对制动回路中控制元件的
操纵。

在简单制动系中的踏板力与其行程间的反比例关系在动力制动系中便不复存在，因此，此处的踏板力较小且可有适当的踏板行程。

动力制动系有气压制动系、气顶液式制动系和全液压动力制动系3种。

1）、气压制动系
气压制动系是动力制动系最常见的型式，由于可获得较大的制动驱动力，且主车与被拖的挂车以及汽车列车之间制动驱动系统的连接装置结构简单、连接和断开均很方便，因此被广泛用于总质量为8t以上尤其是15t以上的载货汽车、越野汽车和客车上。

但气压制动系必须采用空气压缩机、储气筒、制动阀等装置，使其结构复杂、笨重、轮廓尺寸大、造价高；管路中气压的产生和撤除均较慢，作用滞后时间较长(o．3s—o．9s)，因此，当制动阀到制动气室和储气筒的距离较远时，有必要加设气动的第二级控制元件——继动阀(即加速阀)以及快放阀；管路工作压力较低(一般为o．5MPa—o．7MPa)，因而制动气室的直径大，只能置于制动器之外，再通过杆件及凸轮或楔块驱动制动蹄，使非簧载质量增大；另外，制动气室排气时也有较大噪声。

2）、气顶液式制动系
气顶液式制动系是动力制动系的另一种型式，即利用气压系统作为普通的液压制动系统主缸的驱动力源的一种制动驱动机构。

它兼有液压制动和气压制动的主要优点。

由于其气压系统的管路短，故作用滞后时间也较短。

显然，其结构复杂、质量大、造价高，故主要用于重型汽车上，一部分总质量为9t—11t的中型汽车上也有所采用。

3）、全液压动力制动系
全液压动力制动系除具有一般液压制动系统的优点外，还具有操纵轻便、制动反应快、制动能力强、受气阻影响较小、易于采用制动力调节装置和防滑移装置，及可与动力转向、液压悬架、举升机构及其他辅助设备共用液压泵和储油罐等优点。

但其结构复杂、精密件多，对系统的密封性要求也较高，故并未得到广泛应用，目前仅用于某些高级轿车、大型客车以及极少数的重型矿用自卸汽车上。

2.2.3伺服制动系
伺服制动系是在人力液压制动系的基础上加设一套出其他能源提供的助力装置．使人力与动力可兼用，即兼用人力和发动机动力作为制功能源的制动系。

在正常情况下，其输出工作压力主要出动力伺服系统产生，而在动力伺服系统失效时，仍可全由人力驱动液压系统产生一定程度的制动力。

因此，在中级以上的轿车及轻、中型客、货汽车上得到了广泛的应用。

按伺服系统能源的不同，又有真空伺服制动系、气压伺服制动系和液压伺服
制动系之分。

其伺服能源分别为真空能(负气压能)、气压能和液压能。

液压分路系统的形式的选择
为了提高制动驱动机构的工作可靠性，保证行车安全，制动驱动机构至少应有两套独立的系统，即应是双回路系统，也就是说应将汽车的全部行车制动器的液压或气压管路分成两个或更多个相互独立的回路，以便当一个回路发生故障失效时，其他完好的回路仍能可靠地工作。

II型回路
前、后轮制动管路各成独立的回路系统，即一轴对一轴的分路型式，简称II 型。

其特点是管路布置最为简单，可与传统的单轮缸(或单制动气室)鼓式制动器相配合，成本较低。

这种分路布置方案在各类汽车上均有采用，但在货车上用得最广泛。

这一分路方案总后轮制动管路失效，则一旦前轮制动抱死就会失去转弯制动能力。

对于前轮驱动的轿车，当前轮管路失效而仅由后轮制动时，制动效能将明显降低并小于正常情况下的一半，另外，由于后桥负荷小于前轴，则过大的踏板力会使后轮抱死而导致汽车甩尾。

X型回路
后轮制功管路呈对角连接的两个独立的回路系统，即前轴的一侧车轮制动器与后桥的对侧车轮制动器同属于一个回路，称交叉型，简称X型。

其特点是结构也很简单，一回路失效时仍能保持50％的制动效能，并且制动力的分配系数和同步附着系数没有变化，保证了制动时与整车负荷的适应性。

此时前、后各有一侧车轮有制动作用，使制动力不对称，导致前轮将朝制动起作用车轮的一侧绕主销转动，使汽车失去方向稳定性。

因此，采用这种分路力案的汽车，其主销偏移距应取负值(至20 mm)，这样，不平衡的制动力使车轮反向转动，改善了汽车的方
向稳定性。

其他类型回路
左、右前轮制动器的半数轮缸与全部后轮制动器轮缸构成一个独立的回路，而两前轮制动器的另半数轮缸构成另一回路，可看成是一轴半对半个轴的分路型式，简称KI型。

两个独立的问路分别为两侧前轮制动器的半数轮缸和一个后轮制动器所组成，即半个轴与一轮对另半个轴与另一轮的瑚式，简称LL型。

两个独立的回路均由每个前、后制动器的半数缸所组成，即前、后半个轴对前、后半个轴的分路型式，简称HH型。

这种型式的双回路系统的制功效能最好。

HI、LL、HH型的织构均较复杂。

LL型与HH型在任一回路失效时，前、后制动力的比值均与正常情况下相同，且剩余的总制动力可达到正常值的50％左占。

HL 型单用回路，即一轴半时剩余制动力较大，但此时与LL型一样，在紧急制动时后轮极易先抱死。

第三章 制动系统设计计算
3.1制动系统主要参数数值
3.1.1相关主要技术参数
整车质量： 空载：1550kg 满载：2000kg 质心位置： a=1.35m b=1.25m 质心高度： 空载：hg=0.95m 满载：hg=0.85m 轴 距： L=2.6m 轮 距: L 0=1.8m 最高车速： 160km/h 车轮工作半径：370mm 轮 胎： 195/60R14 85H 同步附着系数：0φ=0.6
3.1.2同步附着系数的分析
(1)当φ＜0φ时：制动时总是前轮先抱死，这是一种稳定工况，但丧失了转向能力；
(2)当φ＞0φ时：制动时总是后轮先抱死，这时容易发生后轴侧滑而使汽车失去方向稳定性；
(3)当φ＝0φ时：制动时汽车前、后轮同时抱死，是一种稳定工况，但也丧失了转向能力。

分析表明，汽车在同步附着系数为φ的路面上制动(前、后车轮同时抱死)时，其制动减速度为g qg dt
du 0ϕ==，即0φ=q ，q 为制动强度。

而在其他附着系数φ的路面上制动时，达到前轮或后轮即将抱死的制动强度q ＜ϕ这表明只有在φ＝
0φ的路面上，地面的附着条件才可以得到充分利用。

根据相关资料查出轿车0ϕ≥0.6，故取0ϕ=0.6
3.2制动器有关计算
3.2.1确定前后轴制动力矩分配系数β
根据公式：L
h L g
02ϕβ-= （3-1）
得：67.06
.285
.06.025.1=⨯+=
β
3.2.2制动器制动力矩的确定
由轮胎与路面附着系数所决定的前后轴最大附着力矩：
e g r qh L L
G
M ϕυ)(1max 2-=
（3-2） 式中：Φ——该车所能遇到的最大附着系数； q ——制动强度； e r ——车轮有效半径；
m ax 2μM ——后轴最大制动力矩； G ——汽车满载质量；
L ——汽车轴距； 其中q=
g h a a ⨯-+)(0ϕϕϕ
=85
.0)6.07.0(35.17.035.1⨯-+⨯=0.66 （3-3）
故后轴m ax 2μM =
3707.0)85.066.035.1(6
.220000
⨯⨯⨯-=1.57610⨯Nmm 后轮的制动力矩为2/1057.16⨯=0.785610⨯Nmm 前轴m ax 1μM = T m ax 1f =
max 21f T β
β
-=0.67/(1-0.67)⨯1.57610⨯=3.2610⨯Nmm
前轮的制动力矩为3.2610⨯/2=1.6610⨯Nmm
3.2.3后轮制动器的结构参数与摩擦系数的选取
1、制动鼓直径D
轮胎规格为195/60R15 85H 轮辋为15in
轮辋直径/in 12 13 14 15 16 制动鼓内径/mm
轿车 180 200 240 260 ---- 货车
220
240
260
300
320
查表得制动鼓内径D 内=260mm D r =15*25.4=381mm
根据轿车D/r D 在0.64～0.74之间选取 取D/r D =0.7 D=266mm ，
2、制动蹄摩擦衬片的包角β和宽度b
制动蹄摩擦衬片的包角β在β=︒90～︒120范围内选取。

取β=︒100
根据单个制动器总的衬片米厂面积∑A 取200～3002cm 取A=3002cm b/D=0.18
b=0.1845249=⨯mm 3、摩擦衬片初始角0β的选取
根据)2/(900ββ-︒==︒90-（︒100/2）=︒40 4、张开力P 作用线至制动器中心的距离a 根据a=0.8R
得：a=0.8×124.5=99.6mm
制动蹄支撑销中心的坐标位置k 与c 5、摩擦片摩擦系数
选择摩擦片时，不仅希望其摩擦系数要高些，而且还要求其热稳定行好，受温度和压力的影响小。

不宜单纯地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。

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。

所以选择摩擦系数f=0.3
3.3制动器制动因数计算
1、领蹄制动蹄因数：
h
R
b
c 鼓式制动器简化受力图
p
根据公式⎪
⎪⎪⎪⎭⎫ ⎝
⎛-=
b c f f b h BF T 11 （3-5） h/b=2;c/b=0.8
得⎪⎭
⎫
⎝⎛⨯-=8.03.013.021T BF =0.79
2、从蹄制动蹄因数：
根据公式⎪
⎪⎪⎪⎭⎫
⎝
⎛+=
b c f f b h BF T 12
（3-6） 得⎪⎭
⎫
⎝⎛⨯+=8.03.013.022T BF =0.48
3.4制动器主要零部件的结构设计
1、制动鼓
制动鼓应具有非常好的刚性和大的热容量，制动时温升不应超过极限值。

制动鼓材料应与摩擦衬片相匹配，以保证具有高的摩擦系数并使工作表面磨损均匀。

制动鼓相对于轮毂的对中是圆柱表面的配合来定位，并在两者装配紧固后精加工制动鼓内工作表面，以保证两者的轴线重合。

两者装配后还需进行动平衡。

其许用不平衡度对轿车为15N ·cm ～20 N ·cm ；对货车为30 N ·cm ～40 N ·cm 。

微型轿车要求其制动鼓工作表面的圆度和同轴度公差＜0.03mm ，径向跳动量≤0．O
5mm，静不平衡度≤1．5N.cm。

制动鼓壁厚的选取主要是从其刚度和强度方面考虑。

壁厚取大些也有利于增大其热容量，但试验表明，壁厚由ll mm增至20 mm时，摩擦表面的平均最高温度变化并不大。

一般铸造制动鼓的壁厚：轿车为7mm～12mm；中、重型载货汽车为13mm～18mm。

制动鼓在闭口一侧外缘可开小孔，用于检查制动器间隙。

本次设计采用的材料是HT20-40。

2、制动蹄
制动蹄腹板和翼缘的厚度，轿车的约为3mm～5mm；货车的约为5mm～8mm。

摩擦衬片的厚度，轿车多为4．5mm～5mm；货车多为8mm以上。

衬片可铆接或粘贴在制动蹄上，粘贴的允许其磨损厚度较大，使用寿命增长，但不易更换衬片；铆接的噪声较小。

本次制动蹄采用的材料为HT200。

3、制动底板
制动底板是除制动鼓外制动器各零件的安装基体，应保证各安装零件相互间的正确位置。

制功底板承受着制动器工作时的制动反力矩，因此它应有足够的刚度。

为此，由钢板冲压成形的制动底板均只有凹凸起伏的形状。

重型汽车则采用可联铸铁KTH370—12的制动底板。

刚度不足会使制动力矩减小，踏板行程加大，衬片磨损也不均匀。

本次设计采用45号钢。

4、制动蹄的支承
二自由度制动筛的支承，结构简单，并能使制动蹄相对制动鼓自行定位。

为了使具有支承销的一个自由度的制动蹄的工作表面与制动鼓的工作表面同轴心，应使支承位置可调。

例如采用偏心支承销或偏心轮。

支承销由45号钢制造并高频淬火。

其支座为可锻铸铁(KTH370—12)或球墨铸铁(QT400—18)件。

青铜偏心轮可保持制动蹄腹板上的支承孔的完好性并防止这些零件的腐蚀磨损。

具有长支承销的支承能可靠地保持制动蹄的正确安装位置，避免侧向偏摆。

有时在制动底板上附加一压紧装置，使制动蹄中部靠向制动底板，而在轮缸活塞顶块上或在张开机构调整推杆端部开槽供制动蹄腹板张开端插入，以保持制动蹄的正确位置。

5、制动轮缸
制功轮缸为液压制动系采用的活塞式制动蹄张开机构，其结构简单，在车轮制动器中布置方便。

轮缸的缸体由灰铸铁HT250制成。

其缸简为通孔，需镗磨。

活塞由铝合金制造。

活塞外端压有钢制的开槽顶块，以支承插人槽中的制动蹄腹板端部或端部接头。

轮缸的工作腔由装在活塞上的橡胶密封圈或靠在活塞内端面处的橡胶皮碗密封。

多数制动轮缸有两个等直径活塞；少数有四个等直径活塞；双领路式制动器的两蹄则各用一个单活塞制动轮缸推动。

本次设计采用的是。