【正文】 。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?yàn)閱蜗螂p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(jìn)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(jī)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(jìn)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(jìn)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(diǎn)）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?yàn)轳v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（輕型車鼓式后制動器），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(jìn)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(jī)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(diǎn)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(jī)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(qiáng)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。由以上兩式可求得前，后車輪附著力為== == 式（）由已知條件及式（）可得得前、后軸車輪附著力即地面最大制動力為故 滿載時：= = 空載時：= =故滿載時前、后軸車輪附著力即地面最大制動力為：車輛工況前軸車輪附著力，N后軸車輪附著力,N汽車空載汽車滿載表 上式表明：汽車附著系數(shù)為任意確定的路面上制動時，各軸附著力即極限制動力并非為常熟，而是制動強(qiáng)度q或總之動力的函數(shù)。 由以上三種情況中，顯然是最后一種情況的附著條件利用得最好。 由式（）可知，前，后車輪同時抱死時，前，后制動器的制動力，是的函數(shù)。 將上式繪成以，為坐標(biāo)的曲線，即為理想的前，后輪制動器制動力分配曲線，簡稱I曲線。然而，目前大多數(shù)兩軸汽車由其是貨車的前后制動力之比為一定值，并以前制動與總制動力之比來表明分配的比例，稱為汽車制動器制動力分配系數(shù) == 式（）聯(lián)立式（）和式（）可得 = 帶入數(shù)據(jù)得 滿載時： === 空載時： === 由于在附著條件限定的范圍內(nèi)，地面制動力在數(shù)值上等于相應(yīng)的制動周緣力，故又可通稱為制動力分配系數(shù)。圖 某載貨汽車的I曲線與線 同步附著系數(shù) 由式（）可得表達(dá)式 = 式（） ，它是具有制動器制動力分配系數(shù)的汽車的實(shí)際前，后制動器制動力分配線，簡稱線。它是汽車制動性能的一個重要參數(shù)，由汽車結(jié)構(gòu)參數(shù)所決定。故所得同步附著系數(shù)滿足要求。制動力分配的合理性通常用利用附著系數(shù)與制動強(qiáng)度的關(guān)系曲線來評定。前軸車輪的利用附著系數(shù)可如下求得： 設(shè)汽車前輪剛要抱死或前、后輪剛要同時抱死時產(chǎn)生的減速度為，則 式()而由式 可得前軸車輪的利用附著系數(shù)為 式()同樣可求出后軸車輪的利用附著系數(shù)為： 式()由此得出利用附著系數(shù)與制動強(qiáng)度的關(guān)系曲線為： 制動強(qiáng)度與利用附著系數(shù)關(guān)系曲線——空載 制動強(qiáng)度與利用附著系數(shù)關(guān)系曲線——滿載 根據(jù)GB 12676—1999附錄A，未裝制動防抱死裝置的M1類車輛應(yīng)符合下列要求：(1) ～，則必須滿足q≥+() (2) ～，車輛處于各種載荷狀態(tài)時，1線，即前軸利用附著系數(shù)應(yīng)在2線，即后軸利用附著系數(shù)線之上；但 ～，若2不超過=，則允許2線，即后軸利用附著系數(shù)線位于1線，即前軸利用附著系數(shù)線之上。應(yīng)合理的確定前，后制動器的制動力矩，以保證汽車有良好的制動效能和穩(wěn)定性。由式（）可知，雙軸汽車前，后車輪附著力同時被充分利用或前，后同時抱死時的制動力之比為== 式（） 式中 , — 汽車質(zhì)心離前，后軸距離； — 同步附著系數(shù)； — 汽車質(zhì)心高度。 根據(jù)市場上的大多數(shù)微型貨車輪胎規(guī)格及國家標(biāo)準(zhǔn)GB 97442007；選取的輪胎型145/80R12。在以上三種情況中，顯然是最后一種情況的附著條件利用得最好。但增大D(圖 )受輪輞內(nèi)徑限制。制動鼓應(yīng)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。因此符合設(shè)計要求。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(zhì)量大，不易加工，并且增加了成本。制動器各蹄襯片總的摩擦面積越大，制動時所受單位面積的正壓力和能量負(fù)荷越小，從而磨損特性越好。試驗(yàn)表明，摩擦襯片包角為：90186。時，磨損最小，制動鼓溫度最低，且制動效能最高。實(shí)際上包角兩端處單位壓力最小，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。襯片寬度b較大可以減少磨損，但過大將不易保證與制動鼓全面接觸。摩擦襯片寬度b取得較大可以降低單位壓力、減少磨損，但過大則不易保證與制動鼓全面接觸。表 制動器襯片摩擦面積根據(jù)國外統(tǒng)計資料可知，單個鼓式車輪制動器總的襯片摩擦面積隨汽車總質(zhì)量的增大而增大，并且制動器各蹄片摩擦襯片總摩擦面積愈大，則制動時產(chǎn)生的單位面積正壓力愈小，從而磨損亦愈小。/180176。 摩擦襯片起始角 一般將襯片布置在制動蹄的中央，即令=90186。 制動器中心到張開力P作用線的距離a 在保證輪缸能夠布置于制動鼓內(nèi)的條件下，應(yīng)使距離a(圖 )盡可能大，以提高制動效能。初取k==27mm，c=80mm。但不能單純地追求摩擦材料的高摩擦系數(shù)，對領(lǐng)從蹄式制動器而言，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是非常重要的。當(dāng)前國產(chǎn)的制動摩擦片材料在溫度低于250℃時，保持摩擦系數(shù)=～。第3章 制動器的設(shè)計計算—從蹄制動器(平行支座面) 制動器因素計算 對于浮式蹄，其蹄片端部支座面法線可與張開力作用線平行(稱為平行支座)或不平行(稱為斜支座)。角正負(fù)號取值按下列規(guī)則確定：當(dāng)，為正；，為負(fù)。 液壓制動驅(qū)動機(jī)構(gòu)計算用簡圖根據(jù)設(shè)計經(jīng)驗(yàn)取制動時的踏板力為=250N，可得制動管路的液壓p= 式() = =9mpa 確定制動輪缸直徑 制動輪缸對制動蹄或制動塊的作用力P與輪缸直徑及制動輪缸中的液壓力P有如下關(guān)系： 式()式中 ——考慮制動力調(diào)節(jié)裝置作用下的輪缸或管路液壓= 8～12MPa，取= 9MPa。取得 =一個輪缸的工作容積： 式()式中 ——一個輪缸活塞的直徑；n——輪缸的活塞數(shù)目；——一個輪缸活塞在完全制動時的行程：在初步設(shè)計時，對鼓式制動器取=2～?？傻茫阂粋€輪缸的工作容積： =mm3 = mm3全部輪缸的總工作容積 式() 式中 m——輪缸數(shù)目。其實(shí)質(zhì)是制動器在單位輸入壓力或力的作用下所能輸出的力或力矩，用于評比不同結(jié)構(gòu)型式的制動器的效能。由張開力計算公式， 式()式中—制動輪缸直徑 P—制動輪缸中的液壓壓力，可得： 張開力P=（）9N =由制動器效能因數(shù)的定義，可得制動器所能產(chǎn)生的制動力F能=BFPR/re =110/270 =后軸能產(chǎn)生的制動力F=2 F能=2 =F=2F能==故所設(shè)計制動器結(jié)構(gòu)參數(shù)合理。為計算有一個自由度的制動蹄片上的力矩，在摩擦襯片表面上取一橫向單元面積，并使其位于與軸的交角為α處，單元面積為bRdα 。 圖 制動力矩的計算簡圖由制動鼓作用在摩擦襯片單元面積的法向力為 式（） 算得 ；而摩擦力 fdN 產(chǎn)生的制動力矩為圖 張開力計算用簡圖算得 在由α′至區(qū)段上積分上式，得 式（）當(dāng)法向壓力均勻分布時，得 式（）由式()和式()可求出不均勻系數(shù)算得 式（）和式（）給出的由壓力計算制動力矩的方法，但在實(shí)際計算中采用由張開力P計算制動力矩的方法則更為方便。如果已知制動蹄的幾何參數(shù)和法向壓力的大小，便可算出蹄的制動力矩。解式（），得 式（） 對于增勢蹄可用下式表示為 式（）對于減勢蹄可類似地表示為 式（）為了確定，及，必須求出法向力N及其分量。 式()并考慮到