【正文】 爪； 9 調(diào)整螺釘；10 調(diào)整套筒 圖 1 活塞； 2 活塞支承圈； 3 密封圈；4 支承； 1 制動蹄； 2 制動底板； 3制動器間隙調(diào)5 制動底板；6 制動蹄；7 支承銷； 凸輪；4偏心支承銷9 制動蹄定位銷；10 駐車制動傳動裝置 領(lǐng)從蹄式制動器的效能及穩(wěn)定性均處于中等水平，但由于其在汽車前進和倒車時的制動性能不變，結(jié)構(gòu)簡單，造價較低，也便于附裝駐車制動機構(gòu)，故仍廣泛用作中，重型載貨汽車前，后輪以及轎車后輪制動器。但這種制動器在汽車倒車時，兩制動蹄又都變?yōu)閺奶?，因此，它又稱為單向為單向雙領(lǐng)蹄式制動器。單向雙領(lǐng)蹄式制動器根據(jù)其調(diào)整方法的不同，又有多種結(jié)構(gòu)方案，如圖9所示。中級轎車的前制動器常用這種形式，這是由于這類汽車前進制動時，前軸的軸荷及附著力大于后軸，而倒車時則相反，采用這這種結(jié)構(gòu)作為前輪制動器并與領(lǐng)從蹄式后輪制動器相匹配，則可較容易地獲得所希望的前，后制動力分配（）并使前，后輪制動器的許多零件有相同的尺寸。 雙向雙領(lǐng)蹄式制動器當(dāng)制動鼓正向和反向旋轉(zhuǎn)時兩制動蹄均為領(lǐng)蹄的制動器，稱為雙向雙領(lǐng)蹄式制動器。其兩蹄的兩端均為浮式支承，不是支承在支承銷上，而是支承在兩個活塞制動輪缸的支座上（（d），）或其他張開裝置的支座上（，）。圖 雙向雙領(lǐng)蹄式鼓式制動器的結(jié)構(gòu)方案（液壓驅(qū)動）（a）一般形式；（b）偏心機構(gòu)調(diào)整；（c）輪缸上調(diào)整制動鼓靠摩擦力帶動兩制動蹄轉(zhuǎn)過一小角度，使兩制動蹄的轉(zhuǎn)動方向均與制動鼓的轉(zhuǎn)向方向一致；當(dāng)制動鼓反向旋轉(zhuǎn)時，其過程類同但方向相反。它也屬于平衡式制動器。但用作后輪制動器時，需另設(shè)中央制動器。當(dāng)汽車前進時，第一制動蹄被單活塞的制動輪缸推壓到制動鼓的內(nèi)圓柱面上。顯然，第一制動蹄為一增勢的領(lǐng)蹄，而第二制動蹄不僅是一個增勢領(lǐng)蹄，而且經(jīng)頂桿傳給它的推力Q要比制動輪缸給第一制動蹄的推力P大很多，使第二制動蹄的制動力矩比第一制動蹄的制動力矩大23倍之多。 雖然這種制動器在汽車前進制動時，其制動效能很高，且高于前述各種制動器，但在倒車制動時，其制動效能卻是最低的。 雙向増力式制動器 （f）所示，將單向増力式制動器的單活塞制動輪缸換以雙活塞制動輪缸，其上端的支承銷也作為兩蹄可共用的，則成為雙向増力式制動器。只是當(dāng)制動鼓正向旋轉(zhuǎn)時，前制動蹄為第一制動蹄，后制動蹄為第二制動蹄；而反向旋轉(zhuǎn)時，第一制動蹄與第二制動蹄正好對調(diào)。但制動時作用于第二蹄上端的制動輪缸推力起著減小第二蹄與支承銷間壓緊力的作用。 （浮動支承）的幾種結(jié)構(gòu)方案，圖14給出了雙向増力式制動器（固定支點）另外幾種結(jié)構(gòu)方案。另外，它也廣泛用于汽車中央制動器，因為駐車制動要求制動器正，反向的制動效能都很高，而且駐車制動若不用于應(yīng)急制動時不會產(chǎn)生高溫，因而熱衰退問題并不突出。増力式制動器效能最高，雙領(lǐng)蹄式次之，領(lǐng)蹄式更次之，還有一種雙從蹄式制動蹄的效能最低，故極少采用。摩擦系數(shù)的變化是影響制動器工作效能穩(wěn)定性的主要因素。例如制動蹄摩擦襯片與制動鼓僅在襯片的中部接觸時輸出的制動力矩最??；而在襯片的兩端接觸時，輸出的制動力矩就大。圖 制動器因數(shù)BF與摩擦系數(shù)f的關(guān)系曲線1増力式制動器；2雙領(lǐng)蹄式制動器；3領(lǐng)從蹄式制動器；4盤式制動器；5雙從蹄式制動器 基本尺寸比例相同的各種內(nèi)張型鼓式制動器的制動因數(shù)BF與摩擦系數(shù)f之間的關(guān)系如圖15所示。在制動過程中由于熱衰退，摩擦系數(shù)是變化的，因此摩擦系數(shù)變化時。 制動器因數(shù)值愈大，摩擦副的接觸情況對制動效能的影響也就愈大。 結(jié)合本次課題研究的對象（SC6408V商用車鼓式制動器總成設(shè)計），得出以下結(jié)論：雖然領(lǐng)從蹄式制動器的效能及穩(wěn)定性在各式制動器中均處于中等水平，但由于其在汽車前進和倒車時的制動性能不變，結(jié)構(gòu)簡單，造價較低，也便于附裝駐車制動機構(gòu)，易于調(diào)整蹄片與制動鼓之間的間隙。根據(jù)設(shè)計車型的特點及制動要求，并考慮到使結(jié)構(gòu)簡單，造價較低，也便于附裝駐車制動機構(gòu)等因數(shù)，選用領(lǐng)從蹄式制動器，其支撐結(jié)構(gòu)型式為浮式平行支撐。而對于汽車制動性能有重要影響的制動系參數(shù)有：制動力及其分配系數(shù)，同步附著系數(shù)，制動強度，附著系數(shù)利用率，最大制動力矩與制動因素等。令 式（）并稱之為制動器制動力，它是在輪胎周緣克服制動器摩擦力矩所需的力，因此又稱為制動周緣力。即取決于制動器結(jié)構(gòu)形式，尺寸，摩擦副的摩擦系數(shù)及車輪半徑等，并與制動踏板力即制動系的液壓或氣壓成正比。但地面制動力受附著條件的限制，其值不可能大于附著力，即 =Z 式（） 或 == Z 式（） 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。此后制動力矩即表現(xiàn)為靜摩擦力矩，而=/即成為與相平衡以阻止車輪再旋轉(zhuǎn)的周緣力的極限值。取一定值附著系數(shù)=；所以在空，滿載時由式（）可得前后制動反力Z為以下數(shù)值故 滿載時：= = 空載時：= =由以上兩式可求得前、后軸車輪附著力即為車輛工況前軸法向反力，N后軸法向反力,N汽車空載汽車滿載圖 制動時的汽車受力圖汽車總的地面制動力為 =+==Gq 式（）式中q（q=） — 制動強度，亦稱比減速度或比制動力； ， — 前后軸車輪的地面制動力。當(dāng)汽車各車輪制動器的制動力足夠時，根據(jù)汽車前，后的周和分配，前，后車輪制動器制動力的分配，道路附著系數(shù)和坡度情況等，制動過程可能出現(xiàn)的情況有三種，即 （1）前輪先抱死拖滑，然后后輪再抱死拖滑； （2）后輪先抱死拖滑，然后前輪再抱死拖滑； （3）前，后輪同時抱死拖滑。 由式（），（）不難求得在任何附著系數(shù)的路面上，前，后車輪同時抱死即前，后軸車輪附著力同時被充分利用的條件是+=+=G == 式（）式中 — 前軸車輪的制動器制動力，==； — 后軸車輪的制動器制動力，==； — 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； G — 汽車重力； ， — 汽車質(zhì)心離前，后軸距離； — 汽車質(zhì)心高度。 由式（）中消去，得 式（）式中 L — 汽車的軸距。如果汽車前，后制動器的制動力，能按I曲線的規(guī)律分配，則能保證汽車在任何附著系數(shù)的路面上制動時，能使前后車輪同時抱死。又由于滿載和空載時的理想分配曲線非常接近，故應(yīng)采用結(jié)構(gòu)簡單的非感載式比例閥，同時整個制動系應(yīng)加裝ABS防抱死制動系統(tǒng)。圖中線與I曲線交于B點，可求出B點處的附著系數(shù)=，則稱線與I線交線處的附著系數(shù)為同步附著系數(shù)。同步附著系數(shù)的計算公式是： 式（）由已知條件以及式（）可得滿載時：=空載時：=根據(jù)設(shè)計經(jīng)驗，空滿載的同步附著系數(shù)和應(yīng)在下列范圍內(nèi)：轎車：～；輕型客車、輕型貨車：～；大型客車及中重型貨車：～。故所得同步附著系數(shù)滿足要求。利用附著系數(shù)就是在某一制動強度q下，不發(fā)生任何車輪抱死所要求的最小路面附著系數(shù)。由以上兩圖所示，設(shè)計的制動器制動力分配符合要求。最大制動力是在汽車附著質(zhì)量被完全利用的條件下獲得的，這時制動力與地面作用于車輪的法向力,成正比。通常，上式的比值：~；~，受車輪的計算力矩所制約，即 = 式（） = 式（） 式中： — 前軸制動器的制動力，； — 后軸制動器的制動力，； — 作用于前軸車輪上的地面法向反力； — 作用于前軸車輪上的地面法向反力； — 車輪有效半徑。由GB2978可得有效半徑=270mm對于常遇到的道路條件較差，車速較低因而選取了較小的同步附著系數(shù)值的汽車，為保證在的良好路面上（例如=）能夠制動到后軸和前軸先后抱死滑移，前，后軸的車輪制動器所能產(chǎn)生的最大制動力矩為== 式（）= 式（） 由式（），式（）可得=== = ==當(dāng)汽車各車輪制動器的制動力足夠時，根據(jù)汽車前、后軸的軸荷分配，前、后車輪制動器制動力的分配、道路附著系數(shù)和坡度情況等，制動過程可能出現(xiàn)的情況有三種，即(1)前輪先抱死拖滑，然后后輪再抱死拖滑； (2)后輪先抱死拖滑，然后前輪再抱死拖滑；(3)前、后輪同時抱死拖滑。 鼓式制動器的結(jié)構(gòu)參數(shù)與摩擦系數(shù) 制動鼓內(nèi)徑D輸入力P一定時，制動鼓內(nèi)徑越大，制動力矩越大，且散熱能力也越強。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(nèi)胎或烤壞氣門嘴。由選取的輪胎型號145/80R12，得Dr=12= 故 D==228mm由QC/T309—1999《制動鼓工作直徑及制動蹄片寬度尺寸系列的規(guī)定》，輪輞直徑/in121314151620，制動鼓最大內(nèi)徑/mm轎車180200240260——貨車220240260300320420取得制動鼓內(nèi)徑=220mm輪輞直徑Dr=,制動鼓的直徑D與輪輞直徑之比的范圍：D/Dr=~；經(jīng)過計算，~。 摩擦襯片寬度b和包角β摩擦襯片寬度尺寸的選取對摩擦襯片的使用壽命有影響。 制動鼓半徑R確定后，襯片的摩擦面積為A=Rβb。根據(jù)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(zhì)量增大而增大?！?00186。β角減小雖然有利于散熱，但單位壓力過高將加速磨損。因此，包一般不宜大角于120186。初選襯片包角。以及國家標(biāo)準(zhǔn)QC/T309—1999選取摩擦襯片寬度b=40mm。而單個摩擦襯片的摩擦面積A又決定于制動鼓半徑R、襯片寬度b及包角，即 式()式中，是以弧度(rad)為單位，故摩擦襯片的摩擦面積A=11040110176。=單個制動器的摩擦襯片的摩擦面積=2A=169 cm2，摩擦襯片寬度b的選取合理。/2=。初取a=，則取a=86mm 制動蹄支承點位置坐標(biāo)k和c 應(yīng)在保證兩蹄支承端毛面不致互相干涉的條件下，使k盡可能小而c盡可能大( )。 襯片摩擦系數(shù)f選擇摩擦片時不僅希望其摩擦系數(shù)高，更要求其熱穩(wěn)定性要好，受溫度和壓力的影響要小。另外，在選擇摩擦材料時應(yīng)盡量采用減少污染和對人體無害的材料。因此，在假設(shè)的理想條件下進行制動器設(shè)計時，取=。平行支座可視作斜支座的特例，對于最一般的情況： 浮式蹄(a)平行支座 (b) 斜支座單個斜支座浮式領(lǐng)蹄制動蹄因數(shù)BFT3 = 式()單個斜支座浮式從蹄制動蹄因數(shù)BFT4 = 式()上兩式中 式() 式() 式() 式() 式() 式()為蹄片端部與支座面間摩擦系數(shù)，如為鋼對鋼則=～。這樣浮式領(lǐng)從制動器因數(shù)為 式()對于平行支座式的支撐形式，以上各式中，取=，f=，故可得： =[81/105+86/105+（27/105）] = =（81/105） cos0 = = =+ =1 =（cos00） = =得： = =（+）/（1+） = = =（）/（+1+） =得 =+ =表 根據(jù)汽車制動時的整車受力分析，由之前的分析得：地面對前、后軸車輪的法向反力Z1，Z2為： 汽車總的地面制動力為： 前、后軸車輪附著力為： 故所需的制動力F需= 式() = =制動踏板力可用下式計算： .