【正文】 制動因素的計算如前所述，通常先通過對制。在緊急制動到時，并可近似地認(rèn)為，則有 （424）把個參數(shù)值代入上式得前輪制動器：W/mm后輪制動器： W/mm由相關(guān)標(biāo)準(zhǔn)知， W/mm為宜。比能量耗散率又稱為單位功負(fù)荷或能量負(fù)荷。各種汽車的總質(zhì)量及其制動襯片的摩擦面積各不相同，因而有必要對相對的量最為評價能量負(fù)荷的指標(biāo)。這就是所謂的制動器的能量負(fù)荷。在制動強(qiáng)度很大的緊急制動過程中，制動器幾乎承擔(dān)了汽車全部動能耗散的過程。但實驗表明，影響磨損特性的最重要的因素還是摩擦表面的溫度和摩擦力。由式（411）和式（416）可求出令體表面的最大壓力為： （422）式中；，R，—見圖 45； ，—見圖 44；—摩擦襯片寬度；（=120mm）—摩擦系數(shù)。對具有兩蹄的制動器來說，其制動鼓上的制動力矩等于兩蹄摩擦力矩之和，即：| 對于液壓驅(qū)動的制動器，由于，故所需的張開力為：本設(shè)計采用的是液壓驅(qū)動，所以兩蹄片產(chǎn)生的制動力矩為且，N，所以對凸輪張開機(jī)構(gòu)，其張開力可由前述，作用在蹄上的力矩平衡條件得到的方程式求出：計算蹄式制動器時，必須檢查蹄有無自鎖的可能，由（416）得出自鎖條件，當(dāng)該式的分母等于零時，蹄自鎖，即蹄式制動器的自鎖條件為： （420）如果式 （421）成立，則不會自鎖。如果將（見圖44）看作是它投影在軸和軸上分量和的合力，則根據(jù)式（410）有： （418）式中：。見圖65。如圖45所示，為了求得力與張開力的關(guān)系式，寫出制動蹄上力的平衡方程式： （414）式中：—支承反力在軸上的投影；—軸與力的作用線之間的夾角。（見圖 45） —摩擦系數(shù)。制動鼓作用在摩擦襯片單元面積的法向力為： （410）而摩擦力產(chǎn)生的制動力矩：在由至區(qū)段上積分上式，得 （411） 當(dāng)法向壓力均勻分布時，則有： （412）由式(411)和式(412)可求出不均勻系數(shù)式(411)和式(412)給出的是由壓力計算制動力矩的方法，但在實際計算中采用由張開力P計算制動力矩的方法則更為方便。為了計算有一個自由度的制動蹄片上的制動力矩，在摩擦襯片表面上取一橫向單元面積，并使其位于與軸的交角為處，如圖64所示。摩擦襯片表面任意點沿制動提轉(zhuǎn)動的切線方向的變形即為線段在半徑延長線上的投影，即線段。也可以根據(jù)圖43(b)來分析并簡化計算具有一個自由度的增勢蹄摩擦襯片的徑向變性規(guī)律和壓力分布規(guī)律。 ；圖43 制動蹄摩擦襯片徑向變形分析簡圖（a）、（b）具有一個自由度的增勢蹄；（c）具有兩個自由度的增勢蹄由于制動鼓剛性對制動蹄運(yùn)動的限制，則其徑向位移分量將受壓縮，徑向壓縮量為由圖43中的幾何關(guān)系可知 COS==sin故得徑向變形量為： （47）由于為常量，而單位壓力與變形成正比，故制動蹄摩擦襯片上任意一點的壓力可寫成： (48)式（48）表明繞支承銷轉(zhuǎn)動的制動蹄摩擦襯片的壓力分布規(guī)律呈正弦分布，其最大壓力作用在連線呈90176。下面分析具有一個自由度的緊蹄摩擦襯片的徑向變形規(guī)律。制動器摩擦材料的摩擦系數(shù)及所產(chǎn)生的摩擦力對制動器因數(shù)BF有很大的影響，掌握制動提摩擦面上的壓力分布規(guī)律，有助于正確分析制動器因數(shù)。 設(shè)計中取=130mm，=15mm，=30mm，=，=，=500N代入式（46）得對于簡單的帶式制動器（=0，=），直接作用在制動帶上的制動力或輸入力可由下式得出：如圖42所示的帶式制動器，制動鼓順時針旋轉(zhuǎn)時產(chǎn)生的制動器因數(shù)為制動器的靈敏度為除摩擦襯片因有彈性容易變形外，制動鼓、蹄片和支承也有變形，所以計算法向壓力在摩擦襯片上的分布規(guī)律比較困難。圖42帶式中央制動器的一般結(jié)構(gòu)對于圖42所示的帶式制動器，其平衡條件為 （46）式中：—輸入力，N； ，—制動帶力，N； —制動器尺寸，mm； —制動帶包角，（176。 設(shè)計中，此輕型貨車在上坡時可能停駐的極限上坡路傾角為輕型貨車在上坡時可能停駐的極限下坡路傾角為 中央制動器的計算設(shè)計中中央制動器選取帶式。為了使汽車汽車能在接近于由上式確定的坡度傾角為的坡路上停駐，則應(yīng)使后軸上的駐車制動力矩接近于由所確定的極限值（此處不應(yīng)是因為的緣故，式中的為車輪的有效半徑），并保證在下坡路上能停駐的坡度不小于法規(guī)規(guī)定值。前輪采用單向雙領(lǐng)蹄式制動器（液壓驅(qū)動，制動輪缸具有兩個等直徑的活塞）。所以，對制動器的正確調(diào)整，對高效能的制動器尤為重要。在制動過程中由于熱衰退，摩擦系數(shù)是會變化的，因此摩擦系數(shù)變化時，BF值變化小的，制動效能穩(wěn)定性就好。基本尺寸比例相同的各種內(nèi)張型鼓式制動器以及盤式制動器的制動器因數(shù)BF與摩擦系數(shù)f之間的關(guān)系如圖316所示。例如制動蹄摩擦襯片與制動鼓僅在襯片的中部接觸時，輸出的制動力矩就?。欢谝r片的兩端接觸時，輸出的制動力矩就大。摩擦系數(shù)的變化是影響制動器工作效能穩(wěn)定性的主要因素。增力式制動器效能最高，雙領(lǐng)蹄式次之，領(lǐng)從蹄式更次之，還有一種雙從蹄式制動器的效能最低，故極少采用。另外，它也廣泛用于汽車中央制動器，因為駐車制動要求制動器正、反向的制動效能都很高，而且駐車制動若不用于應(yīng)急制動時不會產(chǎn)生高溫，因而熱衰退問題并不突出。 圖314給出了雙向增力式制動器(浮動支承)的幾種結(jié)構(gòu)方案，圖315給出了雙向增力式制動器(固定支點)另外幾種結(jié)構(gòu)方案。但制動時作用于第二蹄上端的制動輪缸推力起著減小第二蹄與支承銷間壓緊力的作用。只是當(dāng)制動鼓正向旋轉(zhuǎn)時，前制動蹄為第一制動蹄，后制動蹄為第二制動蹄；而反向旋轉(zhuǎn)時，第一制動蹄與第二制動蹄正好對調(diào)。如圖32(f)所示，將單向增力式制動器的單活塞制動輪缸換以雙活塞式制動輪缸，其上端的支承銷也作為兩蹄可共用的，則成為雙向增力式制動器。 雖然這種制動器在汽車前進(jìn)制動時，其制動效能很高，且高于前述各種制動器，但在倒車制動時，其制動效能卻是最低的。顯然，第一制動蹄為一增勢的領(lǐng)蹄，而第二制動蹄不僅是一個增勢領(lǐng)蹄，而且經(jīng)頂桿傳給它的推力Q要比制動輪缸給第一制動蹄的推力P大很多，使第二制動蹄的制動力矩比第一制動蹄的制動力矩大2～3倍之多。當(dāng)汽車前進(jìn)時，第一制動蹄被單活塞的制動輪缸推壓到制動鼓的內(nèi)圓柱面上。雙從蹄式制動器的制動效能穩(wěn)定性最好，但因制動效能最低，所以很少采用。但用作后輪制動器時，需另設(shè)中央制動器。它也屬于平衡式制動器。制動鼓靠摩擦力帶動兩制動蹄轉(zhuǎn)過一小角度，使兩制動蹄的轉(zhuǎn)動方向均與制動鼓的旋轉(zhuǎn)方向一致；當(dāng)制動鼓反向旋轉(zhuǎn)時，其過程類同但方向相反。圖311 雙向雙領(lǐng)蹄式制動器的結(jié)構(gòu)方案（液壓驅(qū)動）（a）一般形式；（b）偏心機(jī)構(gòu)調(diào)整；（c）輪缸上調(diào)整其兩蹄的兩端均為浮式支承，不是支承在支承銷上，而是支承在兩個活塞制動輪缸的支座上(圖32(d)、圖311)或其他張開裝置的支座上(圖31圖313)。 當(dāng)制動鼓正向和反向旋轉(zhuǎn)時兩制動蹄均為領(lǐng)蹄的制動器，稱為雙向雙領(lǐng)蹄式制動器。中級轎車的前制動器常用這種型式，這是由于這類汽車前進(jìn)制動時，前軸的動軸荷及附著力大于后軸，而倒車時則相反，采用這種結(jié)構(gòu)作為前輪制動器并與領(lǐng)從蹄式后輪制動器相匹配，則可較容易地獲得所希望的前、后輪制動力分配()并使前、后輪制動器的許多零件有相同的尺寸。 單向雙領(lǐng)蹄式制動器根據(jù)其調(diào)整方法的不同，又有多種結(jié)構(gòu)方案，如圖310所示。但這種制動器在汽車倒車時，兩制動蹄又都變?yōu)閺奶?，因此，它又稱為單向雙領(lǐng)蹄式制動器。 根據(jù)支承結(jié)構(gòu)及調(diào)整方法的不同，領(lǐng)從蹄鼓式液壓驅(qū)動的車輪制動器又有不同的結(jié)構(gòu)方案，如圖39所示。也有非平衡式的制動凸輪，其中心是固定的，不能浮動，所以不能保證作用在兩蹄上的張開力相等。后者可保證作用在兩蹄上的張開力相等并用液壓驅(qū)動，而凸輪式、楔塊式和曲柄式等張開裝置則用氣壓驅(qū)動。領(lǐng)從蹄式制動器的兩個蹄常有固定的支點。其缺點是驅(qū)動凸輪的力要大而效率卻相對較低，～。對于如圖32 (a)所示具有定心凸輪張開裝置的領(lǐng)從蹄式制動器，制動時，凸輪機(jī)構(gòu)保證了兩蹄等位移，作用于兩蹄上的法向反力和由此產(chǎn)生的制動力矩分別相等，而作用于兩蹄的張開力PP2則不等，且必然有P1P2。非平衡式制動器將對輪轂軸承造成附加徑向載荷，而且領(lǐng)蹄摩擦襯片表面的單位壓力大于從蹄的，磨損較嚴(yán)重。這種制動時兩蹄法向反力不能相互平衡的制動器也稱為非平衡式制動器。但當(dāng)制動鼓旋轉(zhuǎn)并制動時，領(lǐng)蹄由于摩擦力矩的“增勢”作用，使其進(jìn)一步壓緊制動鼓而使其所受的法向反力加大；從蹄由于摩擦力矩的“減勢”作用而使其所受的法向反力減小?！霸鰟荨弊饔檬诡I(lǐng)蹄所受的法向反力增大，而“減勢”作用使從蹄所受的法向反力減小。制動鼓正、反向旋轉(zhuǎn)時總具有一個領(lǐng)蹄和一個從蹄的內(nèi)張型鼓式制動器稱為領(lǐng)從蹄式制動器。 如圖32(a)、(b)所示，圖上方的旋向箭頭代表汽車前進(jìn)時制動鼓的旋轉(zhuǎn)方向(制動鼓正向旋轉(zhuǎn))，蹄1為領(lǐng)蹄，蹄2為從蹄。使用中隨溫度和水濕程度變化。制動效能因素的定義為：在制動鼓或制動盤的作用半徑R上所得到的摩擦力（）與輸入力之比，即式中，K為制動器效能因素；為制動器輸出的制動力矩。制動器在單位輸入壓力或力的作用下所輸出的力或力矩，稱為制動效能。（3）制動時兩蹄片之間有無相互作用。 圖32 鼓式制動器示意圖（a）領(lǐng)從蹄式（用凸輪張開）；（b）領(lǐng)從蹄式（用制動輪缸張開）；（c）雙領(lǐng)蹄式（非雙向，平衡式）；（d）雙向雙領(lǐng)蹄式；（e）單向增力式；（f）雙向增力式不同形式鼓式制動器的主要區(qū)別有：（1）蹄片固定支點的數(shù)量和位置不同。 第三章 鼓式制動器的方案選擇 鼓式制動器的結(jié)構(gòu)形式鼓式制動器一般可按其制動蹄受力情況進(jìn)行分類（見圖31），它們的制動效能、制動鼓的受力平衡狀態(tài)以及車輪旋轉(zhuǎn)方向?qū)χ苿有艿挠绊懢煌?。?8 國產(chǎn)汽車輪胎規(guī)格及特征輪胎規(guī)則層數(shù)主要尺寸使用條件斷面寬外直徑最大負(fù)荷標(biāo)準(zhǔn)輪輞允許使用輪輞普通花紋加深花紋越野花紋N輕型貨車，中，小客車及其掛車輪胎681807055850690045J()6875576576563507550()()()6820075076068008000()()()81020078079085009650()()()810220785790930010600()()()8101222081082097001105012400()(