【正文】 tional Automobile Technical Congress of FISTIA, 1972, pp. 1/9–1/15.43。即行車制動和駐車制動同用一套制動蹄片和制動鼓。在初步設計時，對鼓式制動器可取=2～。但結構復雜、精密件多，對系統(tǒng)的密封性也要求較高，故并未得到廣泛應用，僅用于某些高級轎車和大型客車上。但氣壓制動系必須采用空氣壓縮機，儲氣罐、制動閥等裝置，結構復雜、笨重、輪廓尺寸大、造價高；管路中氣壓的產生和撤消均較慢，作用滯后時間較長（～），因此在制動閥到制動氣室和儲氣罐的距離較遠時，有必要加設氣動的第二級控制元件——繼動閥（即加速閥）以及快放閥；管路工作壓力較低（～）因而制動氣室的直徑很大，只能置于制動器之外，在通過桿件及凸輪或楔塊驅動制動蹄，使非簧載質量增大；另外制動氣室排氣時也有較大的噪聲。液壓式簡單制動系通常簡稱為液壓制動系，用于行車制動裝置。一般，～。但耐熱性差，在200℃～250℃以上即不能承受較高的單位壓力，磨損加快。輪缸的工作腔由裝在活塞上的橡膠密封圈或靠在活塞內端面處的橡膠皮碗密封。青銅偏心輪可保持制動蹄腹板上的支承孔的完好性并防止這些零件的腐蝕磨損。制動底板承受著制動器工作時的制動反力矩，故應有足夠的剛度。一般鑄造制動鼓的壁厚：轎車為 7～12mm。為防止這些現(xiàn)象需提高制動鼓的剛度。最危險的情況時高速制動時后軸發(fā)生側滑。制動時發(fā)生跑偏、側滑或失去轉向能力時，汽車將偏離給定的行駛路徑。 制動效能的恒定性 制動效能的恒定性主要指的是抗熱衰退性能。 第4章 制動性能分析任何一套制動裝置都是由制動器和制動驅動機構兩部分組成。第三章 駐車車制動的設計計算 汽車可能停駐的極限上坡角，根據(jù)后輪上的附著力與制動力相等的條件可得： （31）汽車可能停駐的極限下坡角，同理可得： （32）一般要求各類的最大駐坡不小于16%～20%，在駐車制動器的設計中，安裝制動器的空間及駐車制動力源等條件允許的范圍內，應求后橋上駐車制動力矩接近由所確定的極限值mgResin（因為大于），并保證下坡能停駐的坡度不小于法規(guī)值。它是汽車制動性能的一個重要參數(shù)，有汽車結構系數(shù)所決定。由上面的公式可以求出在任何附著系數(shù)的路面上，前后輪同時抱死即前后軸車輪附著力同時被充分利用的條件是： （219）式中； ； ——前軸車輪的地面制動力；——后軸車輪的地面制動力；——地面對前、后軸車輪的法向反力；——汽車質心離前、后軸的距離G——汽車重力；——汽車質心高度。 制動器制動力和地面制動力達到附著力值時，車輪即被抱死并在地面上滑移。當制動減速度j=。比能量耗散率又稱為單位功負荷或能量負荷，它表示單位摩擦面積在單位時間內耗散的能量，其單位為w/mm。因為： 故，制動蹄不會自鎖。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。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。 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。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。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。倒車制動時，兩領蹄又皆為從蹄，結果制動效能很低。這種制動器得到比較廣泛的應用。與領從蹄制動器比較，由于多了一個輪缸，使結構略顯復雜。領叢蹄式制動器得到廣泛的應用，特別是轎車和輕型貨車、客車的后輪制動器用得較多。制動蹄張開時的旋轉方向和制動鼓旋轉方向是一致的制動蹄，稱為領蹄；反之，則稱為從蹄。在汽車制動器中帶式制動器曾僅用于某些汽車的中央制動器，現(xiàn)在汽車已很少使用。，氣溫高時液壓制動管路不應有氣阻現(xiàn)象；氣溫低時制動管路不應出現(xiàn)結冰。 ——機工程學要求，即操作方便性好，操縱輕便， 舒適，能減少疲勞。 。其驅動機構常采用單回路、雙回路或多回路結構，以保持其工作可靠。行車制動裝置用作強制行駛中的汽車減速或停車，并使汽車在下短坡時保持適當?shù)姆€(wěn)定車速。各項性能指標除應滿足設計任務書的規(guī)定和國家標準、法規(guī)制定的有關要求外，也應考慮銷售對象國家和地區(qū)的法規(guī)和用戶要求。為此，汽車前、后輪制動器的制動力矩應有適當?shù)谋壤?，最好能隨各軸間載荷轉移情況而變化；同一軸上左、右車輪制動器的制動力矩應相同。；制動系中也應有必要的安全裝置；例如一旦主，掛之間的連接制動管路損壞，應有防止壓縮空氣繼續(xù)漏失的裝置；在行駛過程中掛車一旦脫掛，亦應有安全裝置驅使駐車制動將其停駐。外束型鼓式制動器的固定摩擦元件是帶有摩擦片且剛度較小的制動帶；其旋轉摩擦元件為制動鼓，并利用制動鼓的外圓柱表面和制動帶摩擦片的內圓弧面作為一對摩擦表面，產生摩擦力矩作用于制動鼓，故又稱帶式制動器。制動蹄按其張開時的轉動方向和制動鼓的旋轉方向是一致的，有領蹄和從蹄之分。此外，因只有一個輪缸，兩蹄必須在同一驅動回路作用下工作。當?shù)管囍苿訒r，由于兩蹄片皆為雙從蹄，使制動效能明顯下降。雙向雙領蹄式制動器因有兩個輪缸，故結構上復雜，且調整蹄片與制動鼓之間的間隙工作困難是它的缺點。因兩塊蹄片都是領蹄，所以制動器效能穩(wěn)定性相當差。這種制動器前進與倒車的制動效果不變。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。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。故取 f=。 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。當式（27）中的分母等于零時，蹄自鎖，即 如果式成立，則不會自鎖。制動器的能量負荷常以其比能量耗散率作為評價指標。單個車輪制動器的比摩擦力為 式中，——單個制動器的制動力矩；R ——制動半徑A——單個制動器的襯片摩擦面積。但地面制動力受著條件的限制，其值不可能大于附著力，即 或 式中 ——輪胎與地面間的附著系數(shù)；Z——地面對車輪的法向反力。在以上三種情況中，顯然是最后一種情況的附著條件利用最好。圖中線與I曲線交點處的附著系數(shù)為同步附著系數(shù)。對于常遇的道路條件較差、車速較低因而選取了較小的同步系數(shù)值的汽車，為了保證在的良好路面上能夠制動到后軸和前軸先抱死滑移（此時制動強度q=），前、后軸的車輪制動器所能產生的最大制動力矩為：所以： ==。單個后輪駐車制動器的制動力上限為 ，中央駐車制動器的制動力矩上限為 。制動距離越小，制動減速度越大，汽車的制動效能就越好。影響方向穩(wěn)定性包括制動跑偏、后軸側滑或前輪失去轉向能力三種情況。側滑是指汽車制動時某一軸的車輪或兩軸的車輪發(fā)生橫向滑動的現(xiàn)象。鼓筒變形后的不圓柱度過大容易引起自鎖或踏板振動。壁厚取大些也有助于增大熱容 量，但試驗表明，壁厚從11mm增至20mm，摩擦表面平均最高溫度變化并不大。 制動底板 制動底板是除制動鼓外制動器各零件的安裝基體，應保證各安裝零件相互間的正確位置。其支座為可鍛鑄鐵(KTH 370—12)或球墨鑄鐵(QT 400—18)件?；钊舛藟河袖撝频拈_槽頂塊，以支承插入槽中的制動蹄腹板端部或端部接頭。在100℃～120℃溫度下，它具有較高的摩擦系數(shù)( f = 以上)，沖擊強度比模壓材料高4～5 倍。 制動器間隙圖 雙向増力式制動器用的間隙自調裝置1 鋼絲繩連接環(huán)；2 鋼絲繩導向板；3 鋼絲繩；4 鋼絲繩鉤；4 調整杠桿6 調整頂桿帽；7 帶星形輪的調整螺釘；8 調整頂桿體；9 調整杠桿回位彈簧制動鼓與摩擦襯片之間在未制動的狀態(tài)下應有工作間隙，以保證制動鼓能自由轉動。機械式靠桿系和鋼絲繩傳力，其結構簡單，造價低廉，工作可靠，但機械效率低，故僅用于中小型汽車的制動裝置中。氣壓制動系是動力制動器最常見的型式，由于可獲得較大制動驅動力且主車與被拖的掛車以及汽車列車之間制動驅動系統(tǒng)之間的連接裝置結構簡單、連接和斷開都很方便，因此廣泛用于總質量位于8噸以上，尤其是15噸以上的載貨貨車、越野車和客車上。全液壓動力制動系除具有一般液壓制動系統(tǒng)的優(yōu)點外，還具有操縱輕便、制動能力強、易于采用制動力調節(jié)裝置和防滑移裝置等優(yōu)點。第i個輪缸的工作容積為式中，di為第i個輪缸活塞的直徑：n為輪缸中活塞的數(shù)目；為第i個輪缸活塞在完全制動時的行程。行車制動采用鼓式制動器駐車制動采用附裝在后輪上