3.3.1比能量耗散率（单位功负荷、能量负荷）
双轴汽车单个后轮制动器比能量耗散率为
e2=δma ( v12 - v22 )×(1-β)/4tA2 ??????????（3-5）
其中：
ma为汽车总质量（t），初选乘用车28t
δ为汽车回转质量换算系数，紧急制动停车时v2=0，认为δ=1 v1为制动初速度，对于总质量3.5t以上的货车v1=65Km/h(18m/s) j为制动减速度，计算时一般取j=0.6g m/s2 j=du/dt A2为后制动器衬片的摩擦面积
t为制动时间，t=(v1-v2) / j =(18-0)/0.6g=3.07 s β为制动力分配系数，β=Ff1/( Ff1+Ff2) 前轴车轮的制动器制动力 Ff1=∮Z1 后轴车轮的制动器制动力 Ff2=∮Z 取 轴距L=7.85m 质心高度hg=1.8m
汽车质心离前轴距离L1=5.25m 汽车质心离后轴距离L2=2.6m 附着系数∮=0.7（见表3-4）
表3-4路面状况与附着系数对应表
Tablet 3-4. Pavement behavior and coefficient of adhesion correspondence table 路面状态 干燥水泥路面 潮湿水泥路面
附着系数∮
0.7～1.0
0.4～0.6
Ff1=∮Z1
=∮G(L2+hgj/g)/L
=0.7×28000×9.8×(2.6+1.8×0.6×9.8/9.8)/7.85= 90045N Ff2=∮Z2
=∮G(L1-hgj/g)/L
=0.7×2800×9.8×(5.25-1.8×0.6×9.8/9.8)/7.85
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=102034.8 N
β=90045 /(90045 +102034.8)=0.468
e2=1×2800× (182-0)×(1-0.468)/(4×3.07×140000) =1.59W/mm2﹤1.8 W/mm2 合格。
鼓式制动器的比能量耗散率以不大于1.8W/ mm2为宜[2]。
3.3.2 衬片单位摩擦面积的制动器摩擦力f0 (比摩擦力)
单个车轮制动器的比摩擦力为：
FTff0?RA ??????????（3-6）式中：Tf——单个制动器的制动力矩 R——制动鼓半径
A——单个制动器的衬片摩擦面积
由前面计算Tf=71344 R=210mm A=1000mm
代入式得Ff0=0.34N/mm2<0.48N/mm2
3.3.3驻车制动计算
图3-3为汽车在上坡路上停驻时的受力情况:
图3-3汽车在上坡路上停驻时受力分析
Fig3-3. Stress Analysis of the ascent vehicle docked
上、下坡时可能停驻的极限坡路倾角为: α=arc tan∮L1/(L-∮hg)
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= arc tan[0.7×2.6/(7.85-0.7×1.8)] =15.4°
α′= arc tan∮L1/(L+∮hg)
= arc tan[0.7×1.8/(5.25+0.7×0.943)] =12.03°
经过计算α与α′都不小于16%~20%， 合格。
3.3.4应急制动
应急制动时，后轮都将抱死滑移，故后轮制动力为
m agL F B 2 ? F z 2? ? 1 /( L ? ? h g ) ? =96792.8N
此时所需的后轮制动力矩为
F B 2 r e ? a 1 ? r e =9587.1 N.m L??hg式中，mag为汽车满载重力，L为轴距，L1为汽车质心到前轴的距离，hg为质心高度，FB2为路面对
后桥的法向反力，?为附着系数，re为车轮有效半径。
mgL
3.4制动鼓主要零部件的结构设计
3.4.1 制动鼓
制动鼓应具有非常好的刚性和大量的热容量，制动时其温升不应超过极限值。制动鼓的材料应于摩擦衬片的材料相匹配，以保证具有高的摩擦系数并使工作表面磨损均匀。
中型、重型载货汽车和中型、大型客车多采用灰铸铁HT200或合金铸铁制造的制动鼓；在工作载荷作用下制动鼓会变形，导致蹄与鼓间的单位压力不均匀，且会损失少许踏板行程。鼓筒变形后的布圆柱度过大时也易引起制动器的自锁或踏板振动。为防止这些现象发生，应提高制动鼓的刚度。为此，沿鼓口的外缘铸有整圈的加强肋条，也常加铸一些轴向肋条以提高其散热性能。也有在钢板冲压的制动鼓内侧离心浇铸上合金铸铁内鼓筒，组合构成制动鼓。
制动鼓在工作载荷作用下会变形，致使蹄鼓间单位压力不均匀，且会损失少许踏板行程。鼓筒变形后的不圆柱度过大容易引起自锁或踏板扳动。为防止这些现象需提高制动鼓的刚度。为此，沿鼓口的外缘铸有整圈的加强肋条，也有的加铸若干轴向肋条以提高其散热件能。
制动鼓相对于轮毂的对中是以某一直径的圆柱表面的配合来定位，并在两者装配紧固
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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15Ncm-20Ncm；对货车为30Ncm-40Ncm。
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11mm增至20mm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。
本车选用HT200铸造制动鼓
3.4.2 制动蹄
轿车和微型、轻型载货汽车的制动蹄广泛采用T形型钢辗压或钢板冲压——焊接制成；大吨位载货汽车的制动蹄则多用铸铁、铸钢或铸铝合金制成。制动蹄的结构尺寸和断面形状应保证其刚度好，但小型车用钢板制的制动蹄腹板上有时开有一、两条径向曹，使蹄的弯曲刚度小些，以便使制动蹄摩擦衬片于制动鼓之间的接触压力均匀，因而使衬片的磨损较为均匀，并可减少制动时的尖叫声。重型汽车制动蹄的断面有工字形、山字形和?字形几种。
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。
本车制动蹄HT200铸造
3.4.3 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。制动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具有凹凸起伏的形状。重型汽车则采用可锻铸铁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。
3.4.4 凸轮式张开机构
凸轮式张开机构的凸轮及其轴是由45号钢模锻成一体的毛坯制造，在机加工后经高频淬火处理。凸轮及其轴是由可锻铸铁或球墨铸铁的支架支撑，而支架则用螺栓或铆钉固定在制动底板上。为了提高机构的传动效率，制动时凸轮是经过滚轮推动制动蹄张开。滚轮由45号钢制造并高频淬火。
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3.4.5 摩擦材料
摩擦材料的基本要求：
1）摩擦系数高而稳定。一般摩擦材料的摩擦系数，都随温度、压力、相对滑动速度、工作表面的清洁程度而变化，其中温度影响尤为显著。
2）耐磨性好。
3）有一定的机械强度和良好的工艺性。 4）有一定的耐油、耐湿、抗腐蚀及抗胶合性能。 5）容许比压力大及不伤制动轮。
当前，在制动器巾广泛采用着模压材料，它是以石棉纤维为主并均树脂粘站剂、调整摩擦性能的填充刑(出无机粉粒及橡胶、聚合树脂等配成)勺噪声消除别(主要成分为石墨)等混合后，在高温厂模压成型的。模压材料的挠性较差．故应佐按衬片或衬块规格模压。其优点是可以选用各种不同的聚合树脂配料，使衬片或衬块具有不同的摩擦性能及其他性能。无石棉摩擦材料是以多种金属、有机、无机材料的纤维或粉末代替石棉作为增强材料，其他成分和制造方法与石棉模压摩擦材料大致相同。若金属纤维和粉末的含量在40%以上，则称为半金属摩擦材料，这种材料在美、欧各国广泛用于轿车的盘式制动器上，已成为制动摩擦材料的主流。粉末冶金摩擦材料是以铜粉或铁粉为主要成分（占总质量的60%-80%），掺上石墨粉、陶瓷粉等非金属粉末作为摩擦系数调整剂，用粉末冶金方法制成。其抗热衰退和抗水衰退性能好，但造价高，适用于高性能轿车和行驶条件恶劣的货车等制动器负荷重的汽车。
3.4.6 支承
二自由度制动蹄的支承，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(KTH 370—12)或球墨铸铁(QT 40018)偏心轮可保持制动蹄腹板上的支承孔的完好件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止确安装位置，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。
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