【正文】 蹄片間隙工作變得困難。少數(shù)輕、中型貨車用來作前制動器。 雙向增力式制動器的兩蹄片端部各有一個制動時不同時使用的共同支點，支點下方有一個輪缸，內裝兩個活塞用來同時驅動張開兩蹄片，兩蹄片下方經推桿連接成一體（圖11f）。與單向增力式不同的是次蹄片上也作用有來自輪缸活塞推壓的張開力，盡管這個張開力的制動力矩能大到主領蹄制動力矩的2——3倍。因此，采用這種制動器后，即使制動驅動機構中不用伺服裝置，也可以借助很小的踏板力得到很大的制動力矩。這種制動器前進與倒車的制動效果不變。雙向增力式制動器因兩蹄片均為領蹄，所以制動器效能穩(wěn)定性比較差。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。調整間隙工作與單向增力式一樣比較困難。因只有一個輪缸，故制動器不適合用于有的雙回路驅動機構。 圖. 雙向增力式制動器 鼓式制動系的主要參數(shù)及其選擇制動系設計中的需要給定的整車參數(shù)有： 型式 平頭、雙軸、后橋驅動、輕型載貨汽車 載重量 4905 全長 5998 最寬 2100 總高 2330 軸距 3860 整備重量 （包括燃料、水、備胎） 2825滿載總重 7860空車軸荷分配 前軸 50% 后軸 50% 滿載軸荷分配 前軸 2594 33% 后軸 5266 67% 最大爬坡度 25度 最高車速 滿載時 98km/h 設計乘員數(shù) 2人 滿人數(shù)質量為130kg：輪輞直徑Dr=16*22=352mm；輸入力F一定時，制動鼓內徑越大，制動力矩越大，且散熱能力也越強。但增大D受輪輞內徑限制，制動鼓與輪輞之間應保持足夠的間隙，通常要求該間隙不大于20mm，否則不僅制動鼓散熱條件太差，而且輪輞受熱后可能粘住內胎或烤壞氣門嘴。制動鼓應有足夠的壁厚，用來保證有較大的剛度和熱容量，以減小制動時的溫升。制動鼓的直徑小，剛度就大，并且有利于保證制動鼓的加工精度。制動鼓與輪輞直徑之比D/Dr的范圍如下：轎車： D/Dr=～貨車： D/Dr=～D = 352* = 289 mm； （11）輪轂內徑：D=290mm。實驗表明摩擦襯片包角β角減小雖然有利于散熱，但單位壓力過高將加速磨損。實際上包角兩端處的單位壓力最小。因此過分延伸襯片的兩端以加大包角，對減小單位壓力的作用不大，而且將使制動不平順，容易使制動器發(fā)生自鎖。因此，包角一般不宜大于120176。故取 β = 110176。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。襯片寬度尺寸取窄些，則磨損速度快，襯片壽命短；若襯片寬度尺寸取寬些則質量大，不易加工，并且增加成本，過大也不宜保證與制動鼓全面接觸。 制動鼓半徑R確定后，襯片的摩擦面積為Ap=，制動時所受單位面積的正壓力和能量負荷越小，從而磨損特性越好。根據(jù)國外統(tǒng)計資料分析，單個車輪鼓式制動器的襯片面積隨汽車總質量增大而增大，由貨車質量單個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，有時為了適應單位壓力的分布情況，將襯片相對于最大壓力點對稱布置，以改善制動效能和磨損的均勻性和制動性能。故取 （13）在保證輪缸或制動凸輪能夠布置于制動鼓內的條件下，應使距離a盡可能大，以提高制動效能： （14）取a=110mm 圖13 鼓式制動器的主要幾何參數(shù)在保證兩蹄支撐端面不致相互干涉的條件下，使c盡可能的大，k盡可能小，暫定c = =120 mm 取c=110mmk = 20 mm.選擇摩擦片時不僅希望其摩擦系數(shù)要高些，更要求其穩(wěn)定性要好，受高溫度和壓力影響要小。不能單純地追求摩擦材料的高摩擦系數(shù)，應提高對摩擦系數(shù)的穩(wěn)定性和降低制動器對摩擦系數(shù)偏離正常值的敏感性的要求，后者對蹄式制動器是非常重要的?！Ｒ话銇碚f，摩擦系數(shù)愈高的材料，其耐磨性愈差。所以在制動器設計時并非一定要追求高摩擦系數(shù)的材料。故取 f=。第二章 鼓式制動器主要零件設計參數(shù)計算 鼓式制動器的設計計算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，所以計算法向力在摩擦襯片上的分布規(guī)律比較困難。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。制動蹄有一個自由度和兩個自由度之分，本設計的制動蹄有兩個自由度，兩個自由度的緊蹄摩擦襯片徑向變形規(guī)律，如圖21所示將坐標原點取在制動鼓中心o點。y坐標軸線通過蹄片的瞬時轉動中心a點。 圖21 計算制動蹄摩擦稱片徑向變形簡圖制動時，由于摩擦襯片變形，蹄片一面繞瞬時轉動中心移動，同時還順著摩擦力作用的方向沿支承面移動。結果蹄片中心位于O點，因而未改變的摩擦襯片的表面輪廓（E，E線）就沿OO方向移動進入制動鼓內，顯然，表面上所有點在這個方向的變形是一樣的，位于半徑OB上的任意點B的變形就是BBˊ線段，所以同樣一些點的徑向變?yōu)?考慮到和所以對于緊蹄的徑向變形和壓力P為： （21）式中：為任意半徑OB和y軸之間的夾角；最大壓力線OO與X軸之間的夾角； 半徑OB和OO線之間的夾角； 所以可以認為：對于尚未磨合的新制動蹄襯片，沿其長度方向的壓力分布符合正弦曲線規(guī)律。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： 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的壓力。 在計算鼓式制動器時，必須建立制動蹄對制動鼓的壓緊力與所產生的制動力矩之間的關系。為計算制動蹄片上的力矩TTf1，在摩擦襯片表面上取一橫向單元面積，并使其位于與y1軸的交點為a處，單元面積為bRda，其中b為摩擦襯片寬度，R為制動鼓半徑，da為單元面積的包角，如圖（5）所示。由制動鼓作用在摩擦襯片單元面積的法向反力為： （22）而摩擦力fdN產生制動力矩為 在由區(qū)段上積分上式，得 （23）當法向壓力均布時 （24）不均勻系數(shù) 圖22 制動力矩的計算用簡圖其中： 前面已選定為35度 所以： 式（23）和（24）給出的是由壓力計算制動力矩的方法，單在實際計算中采用由張開力p計算制動力矩T 的方法則更為方便。前蹄產生的制動力矩TTf可表達如下： （25）式中 N——單元法向的合力； ——摩擦力fN的作用半徑（見圖22）為了求的力N1和張開力P1的關系式，寫出制動蹄上力的平衡方程式： （26） 式中 的作用線之間的夾角；S1x——支撐反力Q在X1軸上的投影。解式 （26），得 （27） 圖23 張開力計算用簡