【正文】 對于膜片式制動氣室，膜片的有效承壓面積可按下式近似地計算：A= （63）=cm2式中:D制動氣室殼體夾持膜片處的內(nèi)徑：D=128mmd膜片夾盤直徑:d=100mmD和d由表41選取,重型貨車初選型號為16表61膜片式制動氣室的參數(shù)Tablet. Diaphragm brake chamber parameters型號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）161281004524155120573017613360若已知制動蹄端部行程及制動凸輪輪廓幾何參數(shù)，便于求出制動時所需的凸輪轉(zhuǎn)角，并據(jù)以求得尺寸a與h，于是制動氣室推桿行程為= （64）式中行程儲備系數(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,則制動氣室的工作面積應(yīng)為A==cm2 （62）式中：p制動氣室的工作壓力。例如，當(dāng)采用非平衡式凸輪張開裝置時，兩蹄的張開力與制動氣室輸出的推力Q之間的關(guān)系可由下式 （ 61）式中:a是兩蹄張開力F1,F2對凸輪中心的力臂；hQ力對凸輪軸線的力臂?；钊街苿託馐业男谐梯^長，推力一定，但有摩擦損失。 制動氣室制動氣室有膜片和活塞式兩種。 氣壓系統(tǒng)設(shè)計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氣室、空氣伺服氣室、駐車制動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)停止工作的時間內(nèi)仍能保證制動氣室、空氣伺服氣室、駐車制動操縱氣缸以及汽車上的其他氣動裝置正常工作，貯氣罐有也應(yīng)有較大的容積儲備。然而，絕不應(yīng)如此僅利用一個制動回路長時間行車，以免發(fā)生意外。由發(fā)動機(jī)驅(qū)動的空壓機(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系示意圖。管路工作壓力較低(～),因而制動氣室的直徑大,只能置于制動器之外,再通過桿件及凸輪或楔塊驅(qū)動制動蹄,使非簧載質(zhì)量增大。6 氣壓制動驅(qū)動機(jī)構(gòu)的設(shè)計計算氣壓制動系必須采用空氣壓縮機(jī),貯氣罐,制動閥等裝置,使結(jié)構(gòu)復(fù)雜,笨重,輪廓尺寸大,造價高。在緊急制動到時，并可近似地認(rèn)為，則有 （515）把個參數(shù)值代入上式得s前輪制動器： 后輪制動器：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)量及其制動襯片的摩擦面積各不相同，因而有必要對相對的量最為評價能量負(fù)荷的指標(biāo)。這就是所謂的制動器的能量負(fù)荷。在制動強(qiáng)度很大的緊急制動過程中，制動器幾乎承擔(dān)了汽車全部動能耗散的過程。但實驗表明，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所以制動器不會自鎖，合格。根據(jù)以上計算后得到的值，F(xiàn)值，以及已知的R值代入公式（510）中，最終到： 檢查制動蹄有無自鎖計算鼓式制動器，必須檢查蹄有無自鎖的可能。對于一定結(jié)構(gòu)型式的制動蹄，只要已知制動鼓轉(zhuǎn)向，制動蹄的主要幾何參數(shù)的相對值（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蹄的效能因數(shù)，而后求制動力矩。摩擦襯片表面任意點(diǎn)沿制動提轉(zhuǎn)動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)來分析并簡化計算具有一個自由度的增勢蹄摩擦襯片的徑向變性規(guī)律和壓力分布規(guī)律。 ；（a）、（b）具有一個自由度的增勢蹄；（c）具有兩個自由度的增勢蹄圖53 制動蹄摩擦襯片徑向變形分析簡圖FIG. 53 brake shoes friction facing radial deformation analysis diagram由于制動鼓剛性對制動蹄運(yùn)動的限制，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)動的制動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。下面分析具有一個自由度的緊蹄摩擦襯片的徑向變形規(guī)律。制動器摩擦材料的摩擦系數(shù)及所產(chǎn)生的摩擦力對制動器因數(shù)BF有很大的影響，掌握制動提摩擦面上的壓力分布規(guī)律，有助于正確分析制動器因數(shù)。對于簡單的帶式制動器（=0，=），直接作用在制動帶上的制動力或輸入力可由下式得出：如圖62所示的帶式制動器，制動鼓順時針旋轉(zhuǎn)時產(chǎn)生的制動器因數(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，制動鼓、蹄片和支承也有變形，所以計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。帶式中央制動器曾作為中，重型汽車及拖拉機(jī)的應(yīng)急制動裝置和駐車制動裝置，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。中央駐車制動器的制動力矩上限值為，為后驅(qū)動橋的主減速比。5 鼓式制動器的設(shè)計計算 駐車制動能力的計算汽車在上坡路上停駐時的受力簡圖如圖61所示，由該圖可得出汽車上坡停駐時的后軸車輪的附著力為 (51)同理可求得汽車下坡停駐時后軸車輪的附著力為 (52)圖51汽車在上坡路上停駐時的受力簡圖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力相等的條件可求得汽車在上坡路和下坡路上停駐時的坡度極限傾角，即根據(jù) (53)求得汽車在上坡時可能停駐的極限上坡路傾角為 （54）汽車在下坡時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)的傳動效率，制動時凸輪是經(jīng)過滾輪推動制動蹄張開。 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蹄的止確安裝位置，避免側(cè)向偏擺。支承銷由45號鋼制造并高頻淬火。為了使具有支承銷的一個自由度的制動蹄的工作表面與制動鼓的工作表面同軸心，應(yīng)使支承位置可調(diào)。現(xiàn)在的鼓式制動器多采用所謂階躍式自調(diào)裝置。如果在制動時柱塞的行程超過棘齒的軸向螺距，則棘爪移動一個齒。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。也可在制動輪剛上采取措施實現(xiàn)工作間隙的自動調(diào)整（2）采用凸輪張開裝置采用凸輪張開裝置時，制動器的工作間隙調(diào)整可通過轉(zhuǎn)動凸輪相對于臂的位置來實現(xiàn)，而臂的位置則保持不變。用手調(diào)整制動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。鼓式制動器也有采用波爾舍乘用車的制動器間隙調(diào)整裝置的，摩擦元件可以裝在輪缸中，也可以裝在制動蹄腹板上。此間隙的存在會導(dǎo)致踏板或手柄的行程損失，因而間隙量應(yīng)盡量小，考慮到制動過程中摩擦副可能產(chǎn)生熱變形和機(jī)械變形，因此，制動器在冷卻狀態(tài)下應(yīng)設(shè)的間隙要通過試驗來確定?，F(xiàn)在鼓式制動器中采用間隙自動調(diào)整裝置的也日益增多。使用中因磨損會增大此間隙，過分大的間隙會帶來許多不良的后果：制動器產(chǎn)生制動作用的時間增長；各制動器因磨損不同，間隙也不一樣，結(jié)果導(dǎo)致各制動器產(chǎn)生制動作用的時間不同，即同步制動性能變壞；增加了壓縮空氣或制動液的消耗量，并使制動踏板行程增加。 蹄與鼓之間的間隙調(diào)整裝置為了保證制動鼓在不制動時能自由轉(zhuǎn)動，制動鼓與制動襯片之間，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、相對滑動速度、工作表面的清潔程度而變化，其中溫度影響尤為顯著。剛度不足會使制動力矩減小，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底板均具有凹凸起伏的形狀。 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(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)采用對人體無害的摩擦材料。膨脹率過大，摩擦襯塊和制動盤要產(chǎn)生拖磨，尤其是對鼓式制動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，摩擦因數(shù)的變化應(yīng)盡可能小。本車選用HT200鑄造制動鼓。一般鑄造制動鼓的壁厚：轎車為7mm12mm；中、重型載貨汽車為13mm18mm。制動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)行動平衡實驗。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。也有在鋼板沖壓的制動鼓內(nèi)側(cè)離心澆鑄上合金鑄鐵內(nèi)鼓筒，組合構(gòu)成制動鼓。為防止這些現(xiàn)象發(fā)生，應(yīng)提高制動鼓的剛度。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鼓；在工作載荷作用下制動鼓會變形，導(dǎo)致蹄與鼓間的單位壓力不均勻，且會損失少許踏板行程。本車制動蹄HT200鑄造 制動鼓 制動鼓應(yīng)具有非常好的剛性和大量的熱容量，制動時其溫升不應(yīng)超過極限值。摩擦襯片的厚度，；貨車多為8mm以上。重型汽車制動蹄的斷面有工字形、山字形和字形幾種。摩擦襯片的型號及性能如表33[3]表43內(nèi)張?zhí)闶街苿悠饕r片型號性能及用途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SY11072050主要用于轎車等輕負(fù)荷車SY02042050主要用于中型載重汽車SY90022050主要用于重型載貨汽車 鼓式制動器主要零部件的設(shè)計 制動蹄車和微型、輕型載貨汽車的制動蹄廣泛采用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?。▓D51）。/2=50176。β0=100176。通常是將摩擦襯片布置在制動蹄外緣得得中央。根據(jù)國外統(tǒng)計資料分析，單個車輪蹄式制動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單個制動器總的襯片摩擦面積/mm轎車100200200300客車與貨車120200150250(多為150200)25040030065055010006001500(多6001200)由根據(jù)表22選取對于車總質(zhì)量m =12t17t時，A =6001500cm 則b= A /R =，根據(jù)ZBT24005—89選取b=210mm制動鼓半徑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)初選制動鼓內(nèi)徑420mm 摩擦襯片寬度b包角徑R既定后。轎車制動鼓內(nèi)徑一般比輪輞外徑小125mm150mm，載貨汽車和客車的制動鼓內(nèi)徑一般比輪輞外徑小80mm100mm，設(shè)計時亦可按輪輞直徑初步確定制動鼓內(nèi)徑（見表51）。制動鼓的直徑小，剛度就大，并有利于保證制動鼓的加工精度。但的增大（圖41）受輪輞內(nèi)徑限制，制動鼓與輪輞之間應(yīng)保持足夠的間隙，通常要求該間隙不小于20—30mm，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(nèi)胎或烤壞氣門嘴。汽車車輪的有效半徑