最终确定为。

制动蹄支承点位置坐标和应在保证两蹄支承端毛面不致互相干涉的条件下，使尽可能大而尽可能小图。

初步设计时，也可暂定.左右。

最终确定为。

.鼓式制动器的设计计算压力沿衬片长度方向的分布规律除摩擦衬片因有弹性容易变形外，制动鼓蹄片和支承也有变形，所以计算法向压力在摩擦衬片上的分布规律比较困难。

通常只考虑衬片径向变形的影响，其它零件变形的影响较小而忽略不计。

如图所示，将坐标原点取在制动鼓中心点。

坐标轴线通过蹄片的瞬时转动中心点。

图制动器衬片受力示意图此时蹄片在张开力和摩擦力作用下，绕支承销转动角。

摩擦衬片表面任意点沿蹄片转动的切线方向的变形就是线段，其径向变形分量是这个线段在半径延长线上的投影，即为线段。

由于很小，可认为，故所求摩擦衬片的变形应为考虑到，那么分析等腰三角形则有，所以表面的径向变形和压力为综上所述可知，新蹄片压力沿摩擦衬片长度的分布符合正弦曲线规律，可用上式计算。

沿摩擦衬片长度方向压力分布的不均匀程度，可用不均匀系数厶评价式中，为在同制动力矩作用下，假想压力分布均匀时的平均压力为压力分布不均匀时蹄片上的最大压力。

计算蹄片上的制动力矩计算鼓式制动器制动器，必须查明蹄压紧到制功鼓上的力与产生制动力矩之间的关系。

为计算有个自由度的蹄片上的力矩，在摩擦衬片表面取横向微元面积，如图所示。

它位于角内，面积为，其中为摩擦衬片宽度。

由鼓作用在微元面积上的法向力为同时，摩擦力产生的制动力矩为为摩擦因数，计算时取.从到区段积分上式得到从式和式能计算出不均匀系数从式和式能计算出制动力矩与压力之间的关系。

但是，实际计算时还必须建立制动力矩与张开力的关系。

紧蹄产生的制动力矩用下式表达式中，为紧蹄的法向合力为摩擦力的作用半径图。

图计算制动力矩简图图计算张开力简图如果已知蹄的几何参数图中的等和法向压力的大小，便能用式计算出蹄的制动力矩。

为计算随张开力而变的力，列出蹄上的力平衡方程式式中，为х轴和力的作用线之间的夹角х为支承反力在х轴上的投影。

解联立方程式得到对于松蹄也能用类似的方程式表示，即为计算及值，必须求出法向力及其分量，沿着相应的轴线作用有和力，它们的合力为图。

有所以根据式和式并考虑到如果顺着制动鼓旋转的蹄片和逆着制动鼓旋转的蹄片的和角度不同，很显然两块蹄片的和值也不同。

制动器有两块蹄片，鼓上的制动力矩等于它们的摩擦力矩之和，即用液力驱动时，。

所需的张开力为用凸轮张开机构的张开力，可由前述作用在蹄上的力矩平衡条件得到的方程式求出计算鼓式制动器，必须检查蹄有无自锁的可能。

由式得出自锁条件。

当式中的分母等于零时，蹄自锁，即如果就不会自锁。

由方程式和式可计算出领蹄表面的最大压力为衬片磨损特性的计算摩擦衬片衬块的磨损受温度摩擦力滑磨速度制动鼓制动盘的材质及加工情况，以及衬片衬块本身材质等许多因素的影响，因此在理论上计算磨损性能极为困难。

但试验表明，影响磨损的最重要的因素还是摩擦表面的温度和摩擦力。

从能量的观点来说，汽车制动过程即是将汽车的机械能动能和势能的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，制动器几乎承担了汽车全部动能耗散的任务。

此时，由于制动时间很短，实际上热量还来不及逸散到大气中，而被制动器所吸收，致使制动器温度升高。

这就是所谓制动器的能量负荷。

能量负荷越大，则衬片衬块磨损将越严重。

对于盘式制动器的衬块，其单位面积上的能量负荷比鼓式制动器的衬片大许多倍，所以制动盘的表面温度比制动鼓的高。

各种汽车的总质量及其制动衬片衬块的摩擦面积各不相同，因而有必要用种相对的量作为评价能量负荷的指标。

目前，各国常用的指标是比能量耗散率，即每单位衬片衬块摩擦面积的每单位时间耗散的能量。

通常所用的计量单位为。

比能量耗散率有时也称为单位功负荷，或简称能量负荷。

双轴汽车的单个前轮及后轮制动器的比能量耗散率分别为式中，为汽车总质量为汽车回转质量换算系数，为制动初速度和终速度为制动减速度为制动时间为前后制动器衬片衬块的摩擦面积为制动力分配系数。

在紧急制动到停车的情况下并可认为，故据有关文献推荐，鼓式制动器的比能量耗散率以不大于．为宜，计算时取减速度．。

制动初速度轿车用．总质量．以下的

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