【正文】 此時(shí)制動(dòng)氣室壓力腔容積達(dá)到最大值，同時(shí)貯氣罐中的相對(duì)壓力降至。制動(dòng)氣室壓力腔的容積為零，管路中的絕對(duì)壓力與大氣壓相等。
設(shè)貯氣罐容積為全部制動(dòng)管路的總?cè)莘e為 ，各制動(dòng)氣室壓力腔最大容積之和為通常約為的25%50%。主貯氣罐的氣壓達(dá)到上述壓力值時(shí)方可出車。當(dāng)汽車具有空氣懸架、氣動(dòng)車門開閉機(jī)構(gòu)等大量消耗壓縮空氣的裝備時(shí)，往往加裝副貯氣罐。
貯氣罐 貯氣罐由鋼板焊成，內(nèi)外涂以防銹漆，也有用玻璃鋼制造的，其防腐性很好。這里取=。
對(duì)于膜片式制動(dòng)氣室，膜片的有效承壓面積可按下式近似地計(jì)算： A= （63） =cm2 式中:D制動(dòng)氣室殼體夾持膜片處的內(nèi)徑：D=128mm d膜片夾盤直徑:d=100mm D和d由表41選取,重型貨車初選型號(hào)為16 表61膜片式制動(dòng)氣室的參數(shù) Tablet. Diaphragm brake chamber parameters 型號(hào) D （mm） d （mm） d/D 沖壓殼體壁厚（mm） 卡箍壁厚（mm） 推桿最大行程（mm） 16 128 100 45 24 155 120 57 30 176 133 60 若已知制動(dòng)蹄端部行程及制動(dòng)凸輪輪廓幾何參數(shù)，便于求出制動(dòng)時(shí)所需的凸輪轉(zhuǎn)角，并據(jù)以求得尺寸a與h，于是制動(dòng)氣室推桿行程為 = （64） 式中行程儲(chǔ)備系數(shù)，其中還考慮了摩擦襯片容許磨損量的影響。
為了輸出推力Q,則制動(dòng)氣室的工作面積應(yīng)為 A==cm2 （62） 式中：p制動(dòng)氣室的工作壓力。例如，當(dāng)采用非平衡式凸輪張開裝置時(shí)，兩蹄的張開力與制動(dòng)氣室輸出的推力Q之間的關(guān)系可由下式 （ 61） 式中:a是兩蹄張開力F1,F2對(duì)凸輪中心的力臂； hQ力對(duì)凸輪軸線的力臂?；钊街苿?dòng)氣室的行程較長，推力一定，但有摩擦損失。
制動(dòng)氣室 制動(dòng)氣室有膜片和活塞式兩種。
氣壓系統(tǒng)設(shè)計(jì)首先要解決好空氣壓縮機(jī)、貯氣罐等壓縮空氣的供給裝置與制動(dòng)氣室、空氣伺服氣室、駐車制動(dòng)操縱氣缸等氣壓使用裝置間的合理匹配。為了在空氣壓縮機(jī)停止工作的時(shí)間內(nèi)仍能保證制動(dòng)氣室、空氣伺服氣室、駐車制動(dòng)操縱氣缸以及汽車上的其他氣動(dòng)裝置正常工作，貯氣罐有也應(yīng)有較大的容積儲(chǔ)備。然而，絕不應(yīng)如此僅利用一個(gè)制動(dòng)回路長時(shí)間行車，以免發(fā)生意外。由發(fā)動(dòng)機(jī)驅(qū)動(dòng)的空壓機(jī)1將壓縮空氣經(jīng)單向閥9首先輸入濕氣筒4（濕氣筒上裝有安全閥5和供外界使用的壓縮空氣放氣閥3）。圖61為一汽車的氣壓雙回路制動(dòng)系示意圖。管路工作壓力較低(～),因而制動(dòng)氣室的直徑大,只能置于制動(dòng)器之外,再通過桿件及凸輪或楔塊驅(qū)動(dòng)制動(dòng)蹄,使非簧載質(zhì)量增大。
6 氣壓制動(dòng)驅(qū)動(dòng)機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì)計(jì)算 氣壓制動(dòng)系必須采用空氣壓縮機(jī),貯氣罐,制動(dòng)閥等裝置,使結(jié)構(gòu)復(fù)雜,笨重,輪廓尺寸大,造價(jià)高。
在緊急制動(dòng)到時(shí)，并可近似地認(rèn)為，則有 （515） 把個(gè)參數(shù)值代入上式得 s 前輪制動(dòng)器： 后輪制動(dòng)器： 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(dòng)襯片的摩擦面積各不相同，因而有必要對(duì)相對(duì)的量最為評(píng)價(jià)能量負(fù)荷的指標(biāo)。這就是所謂的制動(dòng)器的能量負(fù)荷。在制動(dòng)強(qiáng)度很大的緊急制動(dòng)過程中，制動(dòng)器幾乎承擔(dān)了汽車全部動(dòng)能耗散的過程。但實(shí)驗(yàn)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。
f= c′== 摩擦力的作用半徑 = 式中 125o 所以制動(dòng)器不會(huì)自鎖，合格。
根據(jù)以上計(jì)算后得到的值，F(xiàn)值，以及已知的R值代入公式（510）中，最終到： 檢查制動(dòng)蹄有無自鎖 計(jì)算鼓式制動(dòng)器，必須檢查蹄有無自鎖的可能。對(duì)于一定結(jié)構(gòu)型式的制動(dòng)蹄，只要已知制動(dòng)鼓轉(zhuǎn)向，制動(dòng)蹄的主要幾何參數(shù)的相對(duì)值（即這些參數(shù)與R之比）以及摩擦系數(shù)，該蹄的即可確定。為此必需先求出制動(dòng)蹄的效能因數(shù)，而后求制動(dòng)力矩。摩擦襯片表面任意點(diǎn)沿制動(dòng)提轉(zhuǎn)動(dòng)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53(b)來分析并簡化計(jì)算具有一個(gè)自由度的增勢(shì)蹄摩擦襯片的徑向變性規(guī)律和壓力分布規(guī)律。 ； （a）、（b）具有一個(gè)自由度的增勢(shì)蹄；（c）具有兩個(gè)自由度的增勢(shì)蹄 圖53 制動(dòng)蹄摩擦襯片徑向變形分析簡圖 FIG. 53 brake shoes friction facing radial deformation analysis diagram 由于制動(dòng)鼓剛性對(duì)制動(dòng)蹄運(yùn)動(dòng)的限制，則其徑向位移分量將受壓縮，徑向壓縮量為 由圖53中的幾何關(guān)系可知 == 故得徑向變形量為： （57） 由于為常量，而單位壓力與變形成正比，故制動(dòng)蹄摩擦襯片上任意一點(diǎn)的壓力可寫成： (58) 式（58）表明繞支承銷轉(zhuǎn)動(dòng)的制動(dòng)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(gè)自由度的緊蹄摩擦襯片的徑向變形規(guī)律。
制動(dòng)器摩擦材料的摩擦系數(shù)及所產(chǎn)生的摩擦力對(duì)制動(dòng)器因數(shù)BF有很大的影響，掌握制動(dòng)提摩擦面上的壓力分布規(guī)律，有助于正確分析制動(dòng)器因數(shù)。 對(duì)于簡單的帶式制動(dòng)器（=0，=），直接作用在制動(dòng)帶上的制動(dòng)力或輸入力可由下式得出： 如圖62所示的帶式制動(dòng)器，制動(dòng)鼓順時(shí)針旋轉(zhuǎn)時(shí)產(chǎn)生的制動(dòng)器因數(shù)為 壓力沿襯片長度方向的分布規(guī)律 除摩擦襯片因有彈性容易變形外，制動(dòng)鼓、蹄片和支承也有變形，所以計(jì)算法向壓力在摩擦襯片上的分布規(guī)律比較困難。）； —摩擦系數(shù)； —鼓阻力，摩擦力，N。帶式中央制動(dòng)器曾作為中，重型汽車及拖拉機(jī)的應(yīng)急制動(dòng)裝置和駐車制動(dòng)裝置，裝在汽車變速器的第二軸上，其主要缺點(diǎn)是發(fā)生油污染（固裝在發(fā)動(dòng)機(jī)及變速器之后），極低的熱容量以及需要大的支撐力等，故在現(xiàn)代汽車上很少采用。
中央駐車制動(dòng)器的制動(dòng)力矩上限值為，為后驅(qū)動(dòng)橋的主減速比。
5 鼓式制動(dòng)器的設(shè)計(jì)計(jì)算 駐車制動(dòng)能力的計(jì)算 汽車在上坡路上停駐時(shí)的受力簡圖如圖61所示，由該圖可得出汽車上坡停駐時(shí)的后軸車輪的附著力為 (51) 同理可求得汽車下坡停駐時(shí)后軸車輪的附著力為 (52) 圖51汽車在上坡路上停駐時(shí)的受力簡圖 Figure 51 in the ascent to stop car on the stress diagram 根據(jù)后軸車輪附著力與制動(dòng)力相等的條件可求得汽車在上坡路和下坡路上停駐時(shí)的坡度極限傾角，即根據(jù) (53) 求得汽車在上坡時(shí)可能停駐的極限上坡路傾角為 （54） 汽車在下坡時(shí)可能停駐的極限下坡路傾角為 （55） 一般要求各類汽車的最大停駐坡度不應(yīng)小于16%—20%；汽車列車的最大停駐坡度約為12%左右。為了提高機(jī)構(gòu)的傳動(dòng)效率，制動(dòng)時(shí)凸輪是經(jīng)過滾輪推動(dòng)制動(dòng)蹄張開。
凸輪式張開機(jī)構(gòu) 凸輪式張開機(jī)構(gòu)的凸輪及其軸是由45號(hào)鋼模鍛成一體的毛坯制造，在機(jī)加工后經(jīng)高頻淬火處理。
具有長支承銷的支承能可靠地保持制動(dòng)蹄的止確安裝位置，避免側(cè)向偏擺。支承銷由45號(hào)鋼制造并高頻淬火。為了使具有支承銷的一個(gè)自由度的制動(dòng)蹄的工作表面與制動(dòng)鼓的工作表面同軸心，應(yīng)使支承位置可調(diào)。
現(xiàn)在的鼓式制動(dòng)器多采用所謂階躍式自調(diào)裝置。如果在制動(dòng)時(shí)柱塞的行程超過棘齒的軸向螺距，則棘爪移動(dòng)一個(gè)齒。在套筒的外表面上切有螺旋棘齒，而套筒的內(nèi)孔則為螺孔。也可在制動(dòng)輪剛上采取措施實(shí)現(xiàn)工作間隙的自動(dòng)調(diào)整 （2）采用凸輪張開裝置 采用凸輪張開裝置時(shí)，制動(dòng)器的工作間隙調(diào)整可通過轉(zhuǎn)動(dòng)凸輪相對(duì)于臂的位置來實(shí)現(xiàn)，而臂的位置則保持不變。用手調(diào)整制動(dòng)蹄的原始安裝位置以得到所要求的間隙。因此，可將這種自調(diào)裝置稱為一次調(diào)準(zhǔn)式。
鼓式制動(dòng)器也有采用波爾舍乘用車的制動(dòng)器間隙調(diào)整裝置的，摩擦元件可以裝在輪缸中，也可以裝在制動(dòng)蹄腹板上。此間隙的存在會(huì)導(dǎo)致踏板或手柄的行程損失，因而間隙量應(yīng)盡量小，考慮到制動(dòng)過程中摩擦副可能產(chǎn)生熱變形和機(jī)械變形，因此，制動(dòng)器在冷卻狀態(tài)下應(yīng)設(shè)的間隙要通過試驗(yàn)來確定。現(xiàn)在鼓式制動(dòng)器中采用間隙自動(dòng)調(diào)整裝置的也日益增多。使用中因磨損會(huì)增大此間隙，過分大的間隙會(huì)帶來許多不良的后果：制動(dòng)器產(chǎn)生制動(dòng)作用的時(shí)間增長；各制動(dòng)器因磨損不同，間隙也不一樣，結(jié)果導(dǎo)致各制動(dòng)器產(chǎn)生制動(dòng)作用的時(shí)間不同，即同步制動(dòng)性能變壞；增加了壓縮空氣或制動(dòng)液的消耗量，并使制動(dòng)踏板行程增加。
蹄與鼓之間的間隙調(diào)整裝置 為了保證制動(dòng)鼓在不制動(dòng)時(shí)能自由轉(zhuǎn)動(dòng)，制動(dòng)鼓與制動(dòng)襯片之間，必須保持一定間隙。粉末冶金摩擦材料是以銅粉或鐵粉為主要成分（占總質(zhì)量的60%80%），摻上石墨粉、陶瓷粉等非金屬粉末作為摩擦系數(shù)調(diào)整劑，用粉末冶金方法制成。無石棉摩擦材料是以多種金屬、有機(jī)、無機(jī)材料的纖維或粉末代替石棉作為增強(qiáng)材料，其他成分和制造方法與石棉模壓摩擦材料大致相同。模壓材料的撓性較差．故應(yīng)按襯片或襯塊規(guī)格模壓。
5）容許比壓力大及不傷制動(dòng)輪。
3）有一定的機(jī)械強(qiáng)度和良好的工藝性。一般摩擦材料的摩擦系數(shù)，都隨溫度、壓力、相對(duì)滑動(dòng)速度、工作表面的清潔程度而變化，其中溫度影響尤為顯著。剛度不足會(huì)使制動(dòng)力矩減小，踏板行程加大，襯片磨損也不均勻。為此，由鋼板沖壓成形的制動(dòng)底板均具有凹凸起伏的形狀。
制動(dòng)底板 制動(dòng)底板是除制動(dòng)鼓外制動(dòng)器各零件的安裝基體，應(yīng)保證各安裝零件相互間的正確位置。但由于它又有耐熱性能差，摩擦因數(shù)隨溫度升高而降低，磨耗增高和對(duì)環(huán)境有污染，特別是石棉能致癌，所以已逐漸被淘汰。
以前制動(dòng)器摩擦襯片使用的是由增強(qiáng)材料（石棉及其他纖維），粘結(jié)劑，摩擦性能調(diào)節(jié)劑組成的石棉摩阻材料。
（7）應(yīng)將摩擦襯塊的導(dǎo)熱率控制在一定得范圍。
（5）應(yīng)采用對(duì)人體無害的摩擦材料。膨脹率過大，摩擦襯塊和制動(dòng)盤要產(chǎn)生拖磨，尤其是對(duì)鼓式制動(dòng)器襯片受熱膨脹消除間隙后，可能產(chǎn)生咬死現(xiàn)象。
（3）要有盡可能小的壓縮率和膨脹率。不僅摩擦襯片應(yīng)有足夠的使用壽命，而且對(duì)偶摩擦副的磨耗也要求盡可能小。在溫度、壓力升高和工作速度發(fā)生變化時(shí)，摩擦因數(shù)的變化應(yīng)盡可能小。
本車選用HT200鑄造制動(dòng)鼓。一般鑄造制動(dòng)鼓的壁厚：轎車為7mm12mm；中、重型載貨汽車為13mm18mm。
制動(dòng)鼓壁厚的選取主要是從其剛度和強(qiáng)度方面考慮。兩者裝配后還需要進(jìn)行動(dòng)平衡實(shí)驗(yàn)。為此，沿鼓口的外緣鑄有整圈的加強(qiáng)肋條，也有的加鑄若干軸向肋條以提高其散熱件能。鼓筒變形后的不圓柱度過大容易引起自鎖或踏板扳動(dòng)。也有在鋼板沖壓的制動(dòng)鼓內(nèi)側(cè)離心澆鑄上合金鑄鐵內(nèi)鼓筒，組合構(gòu)成制動(dòng)鼓。為防止這些現(xiàn)象發(fā)生，應(yīng)提高制動(dòng)鼓的剛度。
中型、重型載貨汽車和中型、大型客車多采用灰鑄鐵HT200或合金鑄鐵制造的制動(dòng)鼓；在工作載荷作用下制動(dòng)鼓會(huì)變形，導(dǎo)致蹄與鼓間的單位壓力不均勻，且會(huì)損失少許踏板行程。
本車制動(dòng)蹄HT200鑄造 制動(dòng)鼓 制動(dòng)鼓應(yīng)具有非常好的剛性和大量的熱容量，制動(dòng)時(shí)其溫升不應(yīng)超過極限值。摩擦襯片的厚度，；貨車多為8mm以上。重型汽車制動(dòng)蹄的斷面有工字形、山字形和字形幾種。摩擦襯片的型號(hào)及性能如表33[3] 表43內(nèi)張?zhí)闶街苿?dòng)器襯片型號(hào)性能及用途 Table 4 3hoof drum brake facing model properties and uses 產(chǎn)品規(guī)格 摩擦系數(shù) 硬度（HBS） 適用范圍 SY1107 2050 主要用于轎車等輕負(fù)荷車 SY0204 2050 主要用于中型載重汽車 SY9002 2050 主要用于重型載貨汽車 鼓式制動(dòng)器主要零部件的設(shè)計(jì) 制動(dòng)蹄 車和微型、輕型載貨汽車的制動(dòng)蹄廣泛采用T形型鋼輾壓或鋼板沖壓——焊接制成；大噸位載貨汽車的制動(dòng)蹄則多用鑄鐵、鑄鋼或鑄鋁合金制成。
,取為40mm 摩擦片摩擦系數(shù) 選擇摩擦片時(shí)不僅希望其摩擦系數(shù)要高些，更要求其熱穩(wěn)定性要好，受溫度和壓力的影響要小。
制動(dòng)蹄支承點(diǎn)位置坐標(biāo) 和 應(yīng)在保證兩蹄支承端面不致相互干涉的條件下，使盡可能大而盡可能小（圖51）。/2=50176。
β0=100176。通常是將摩擦襯片布置在制動(dòng)蹄外緣得得中央。根據(jù)國外統(tǒng)計(jì)資料分析，單個(gè)車輪蹄式制動(dòng)器總的襯片摩擦面積隨汽車總重而增加具體數(shù)如表42 摩擦襯片面積 表42 制動(dòng)器襯片摩擦面積 Table 42 brake facing friction area 汽車類型 汽車總質(zhì)量m/t 單個(gè)制動(dòng)器總的襯片摩擦面積/mm 轎車 100200 200300 客車與貨車 120200 150250(多為150200) 250400 300650 5501000 6001500(多6001200) 由根據(jù)表22選取對(duì)于車總質(zhì)量m =12t17t時(shí)，A =6001500cm 則b= A /R =，根據(jù)ZBT24005—89選取b=210mm制動(dòng)鼓半徑R=D/2=420/2=210mm確定后，襯片的摩擦面積為A=Rb 初選=100176。
由上述表格和輪胎標(biāo)準(zhǔn)初選制動(dòng)鼓內(nèi)徑420mm 摩擦襯片寬度b包角 徑R既定后。轎車制動(dòng)鼓內(nèi)徑一般比輪輞外徑小125mm150mm，載貨汽車和客車的制動(dòng)鼓內(nèi)徑一般比輪輞外徑小80mm100mm，設(shè)計(jì)時(shí)亦可按輪輞直徑初步確定制動(dòng)鼓內(nèi)徑（見表51）。制動(dòng)鼓的直徑小，剛度就大，并有利于保證制動(dòng)鼓的加工精度。但的增大（圖41）受輪輞內(nèi)徑限制，制動(dòng)鼓與輪輞之間應(yīng)保持足夠的間隙，通常要求該間隙不小