【正文】 （24）不均勻系數(shù) 圖22 制動力矩的計(jì)算用簡圖其中： 前面已選定為35度 所以： 式（23）和（24）給出的是由壓力計(jì)算制動力矩的方法，單在實(shí)際計(jì)算中采用由張開力p計(jì)算制動力矩T 的方法則更為方便。通常只考慮襯片徑向變形的影響，其他零件變形的影響較小而忽略不計(jì)。根據(jù)國外統(tǒng)計(jì)資料分析，單個(gè)車輪鼓式制動器的襯片面積隨汽車總質(zhì)量增大而增大，由貨車質(zhì)量單個(gè)制動器總的襯片面積Ap=150～250cm （12）取b=65 mm一般將襯片布置在制動蹄的中央，即令如圖所示，有時(shí)為了適應(yīng)單位壓力的分布情況，將襯片相對于最大壓力點(diǎn)對稱布置，以改善制動效能和磨損的均勻性和制動性能。實(shí)驗(yàn)表明摩擦襯片包角β角減小雖然有利于散熱，但單位壓力過高將加速磨損。除此之外，兩蹄片上的單位壓力不等，故磨損不均勻 ，壽命不同。因兩蹄片上單位壓力不等，造成蹄片磨損不均勻，壽命不一樣。如用于后輪，則需要另設(shè)中央制動器。這種制動器適用于前進(jìn)制動時(shí)前軸的軸荷及附著力大于后軸，而倒車制動時(shí)則相反的汽車上。 雙領(lǐng)蹄式制動器的兩塊蹄片各有自己的固定支點(diǎn)，而且兩固定支點(diǎn)位于兩蹄的不同端，如圖11b所示，領(lǐng)蹄的固定端在下方，從蹄的固定端在上方。領(lǐng)從蹄式制動器的每塊蹄片都有自己的固定點(diǎn)，而且兩固定支點(diǎn)位于兩蹄的同一端（圖11a）。由于外束型鼓式制動器通常簡稱為帶式制動器，而且在汽車上已很少使用，所以內(nèi)張型鼓式制動器通常稱為鼓式制動器，而通常所說的鼓式制動器即是這種內(nèi)張型鼓式結(jié)構(gòu)。，制造成本低；對摩擦材料的選擇也應(yīng)考慮到環(huán)保要求，應(yīng)力求減小制動時(shí)飛散到大氣中的有害于人體的石棉纖維。踏板行程不大于170mm,其中考慮了摩擦襯片或襯塊的容許磨損量。行車制動效能是用在一定的制動初速度下或最大踏板力下的制動減速度和制動距離兩項(xiàng)指標(biāo)來評定。行車制動裝置由制動器和制動驅(qū)動機(jī)構(gòu)兩部分組成。汽車制動系至少應(yīng)有兩套獨(dú)立的制動裝置，即行車制動裝置和駐車制動裝置。行車制動應(yīng)滿足如下要求： 。即以任何速度制動，汽車都不應(yīng)當(dāng)失去操縱性和方向穩(wěn)定性。、轉(zhuǎn)向裝置不產(chǎn)生運(yùn)動干涉，在車輪跳動或汽車轉(zhuǎn)向時(shí)不會引起自行制動。內(nèi)張型鼓式制動器的固定摩擦元件是一對帶有摩擦蹄片的制動蹄，后者又安裝在制動底板上，而制動底板則又緊固于前梁或后橋殼的突緣上或變速器殼或與其相固定的支架上；其旋轉(zhuǎn)摩擦元件為固定在輪轂上或變速器第二軸后端的制動鼓，并利用制動鼓的圓柱內(nèi)表面與制動蹄摩擦片的外表面作為一對摩擦表面在制動鼓上產(chǎn)生摩擦力矩，故又稱為蹄式制動器。鼓式制動器可按其制動蹄的受力情況分類，他們的制動效能、制動鼓的受力平衡狀況以及車輪旋轉(zhuǎn)方向?qū)χ苿有艿挠绊懢煌?。但領(lǐng)叢蹄式制動器也有兩蹄片上的單位壓力不等（在兩蹄上摩擦襯片面積相同的條件下），故兩蹄片磨損不均勻，壽命不同的特點(diǎn)。雙領(lǐng)蹄式制動器的制動效能穩(wěn)定性，僅強(qiáng)于增力式制動器。除此之外，雙向雙領(lǐng)蹄制動器的兩蹄片上單位壓力相等，因而磨損均勻，壽命相同。與雙向增力式制動器比較，這種制動器的結(jié)構(gòu)比較簡單。因此，采用這種制動器后，即使制動驅(qū)動機(jī)構(gòu)中不用伺服裝置，也可以借助很小的踏板力得到很大的制動力矩。制動鼓應(yīng)有足夠的壁厚，用來保證有較大的剛度和熱容量，以減小制動時(shí)的溫升。摩擦襯片寬度尺寸b的選取對摩擦襯片的使用壽命有影響。所以在制動器設(shè)計(jì)時(shí)并非一定要追求高摩擦系數(shù)的材料。沿摩擦襯片長度方向壓力分布不均勻程度，可用不均勻系數(shù)評價(jià)： 式中制動蹄襯片上的最大壓力；在同等制動力矩作用下，假想壓力分布均勻時(shí)的壓力。由式（27）得出自鎖條件。能量負(fù)荷愈大，則襯片的磨損愈嚴(yán)重。磨損特性指標(biāo)也可用襯片的比摩擦力即單位面積的摩擦力來衡量。當(dāng)加大踏板力以增大時(shí)，和均隨之增大。當(dāng)汽車各車輪制動器的制動力足夠時(shí)，根據(jù)汽車前、后軸的軸荷分配，前、后車輪制動器的制動力的分配、道路附著系數(shù)和坡度情況等，制動過程可能出現(xiàn)的情況有三種，即：，然后后輪再抱死拖滑；，然后前輪再抱死拖滑；、后輪同時(shí)抱死拖滑。圖25 I曲線與線上式又可表達(dá)為： 上式在圖中是一條通過坐標(biāo)原點(diǎn)且斜率為（1）/的直線，它是具有制動器制動力分配系數(shù)為的汽車的實(shí)際前、后制動器動力分配線，簡稱線。所以：制動器所能產(chǎn)生的制動力矩，受車輪的計(jì)算力矩所制約，即 （221）式中——前軸制動器的制動力，；——后輪制動器的制動力，；——作用于前軸車輪上的地面法向反力； ——作用于后軸車輪的地面法向反力；——車輪的有效半徑。同理可推出汽車可能停駐的極限下坡路傾角為 （36） 圖31汽車受力圖 圖32曲線圖 上述例車在 在駐車制動器的設(shè)計(jì)中，在安裝制動器的空間，制動力源等條件允許的范圍內(nèi)，應(yīng)力求后橋上的駐車制動力矩接近于由 所確定的極限值 并保證下坡路上能停駐的坡度不小于法規(guī)的規(guī)定值。制動效能是制動性能中最基本的評價(jià)指標(biāo)。制動過程中汽車維持直線行駛，或按預(yù)定彎道行駛的能力，稱為方向穩(wěn)定性。而后者是屬于系統(tǒng)性誤差。制動鼓在工作載荷作用下會變形，致使蹄鼓間單位壓力不均勻，且會損失少許踏板行程。 制動鼓壁厚的選取主要是從剛度和強(qiáng)度方面考慮。襯片可以鉚接或粘接在制動蹄上，粘接的允許其磨損厚度較大，但不易更換襯片；鉚接的噪聲較小。支承銷由45號鋼制造并高頻淬火?；钊射X合金制造。其撓性好，剪切后可以直接鉚到任何半徑的制動蹄或制動帶上。選用摩擦材料時(shí)應(yīng)注意，一般說來，摩擦系數(shù)愈高的材料其耐磨性愈差。力的傳遞方式又有機(jī)械式和液壓式兩種。在簡單制動系中的踏板力其行程間的反比例關(guān)系在制動系中便不復(fù)存在，因此，此處的踏板力較小且可有適當(dāng)?shù)奶ぐ逍谐?。有開式（常流式）和閉式（常壓式）兩種。取p=12mpa得d=又因?yàn)檩喐字睆絛應(yīng)在標(biāo)準(zhǔn)規(guī)定的尺寸系列中選取，故取d=25mm。 　　　結(jié) 論本設(shè)計(jì)是輕型載貨汽車后橋鼓式制動器及其控制系統(tǒng)的設(shè)計(jì),經(jīng)過查資料和參考以往的設(shè)計(jì),采用液壓為動力源的行車制動和以人力手動機(jī)械式的駐車車制動。 參考文獻(xiàn) [1]張立軍. 支承銷式雙向自動增力制動器制動效能因素的計(jì)算. 汽車技術(shù), 1992( 12) : 21～23 .[2]　劉惟信. : 清華大學(xué)出版社, 2004. [3]　張洪欣. 汽車設(shè)計(jì). 北京:機(jī)械工業(yè)出版社, 1999. [4]　 , 2003(4) : 18～19 [5] 徐顥 （第3，4卷）.北京：機(jī)械工業(yè)出版社，1991[6] 吉林大學(xué) 王望予 (第四版).北京:機(jī)械工業(yè)出版社，2004[7] 吉林大學(xué) 陳家瑞 (下冊).北京:機(jī)械工業(yè)出版社，2005[8] ，2001[9] 王豐元 馬明星 . 北京:中國電力出版社，2009[10] 張洪欣 汽車設(shè)計(jì) 北京:機(jī)械工業(yè)出版社 ,1981451～519 [11] [日]小林明 汽車力學(xué) 劉樹成譯. 北京:機(jī)械工業(yè)出版社 ,1982194～221[12] 吉林工業(yè)大學(xué)汽車教研室. 汽車設(shè)計(jì)[M ] . 北京:機(jī)械工業(yè)出版社 ,1965.[13] 　程　軍. 領(lǐng)從蹄式制動器效能因數(shù)及制動力矩計(jì)算方法[J ] . 當(dāng)代汽車 ,1991[14] 黃其柏, 周明剛, 王 勇. 基于遺傳算法的鼓式制動器結(jié)構(gòu)參數(shù)優(yōu)化設(shè)計(jì)[ J].機(jī)械制造, 2006, 44(11): 24 26. [15] 張義民. 汽車零部件可靠性設(shè)計(jì)[M]. 北京: 北京理工大學(xué)出版社, 2000. [16] . Kinkaid, . O’Reilly, P. Papadopoulos, Automotive disc brake squeal: a review, Journal of Sound and Vibration 267 (1) (2003) 105–166. [17] M. Nishiwaki, Generalized theory of brake noise, Proceedings of the Institution of Mechanical Engineers 207 (1993) 195–202. [18] . Spurr, A theory of brake squeal, Proceedings of the Institution of Mechanical Engineers 1 (1961–1962) 33–40. [19] N. Millner, A theory of drum brake squeal, Institute of Mechanical Engineering C39/76 (1976) 177–185. [20] . North, A mechanism of disc brake squeal, Proceedings of 14th Interna