东风EQ1090E型汽车前轮制动器的设计
机件在制动底板上是以制动底板中心作对称布置的，因此两蹄对鼓作用的合力恰好相互平衡，故属于平衡式制动器。
单向双领蹄式制动器根据其调整方法的不同，又有多种结构方案，如图1-9所示。
图1-9 单向双领蹄式制动器的机构方案（液压驱动）
（a）一般形式；（b）偏心调整；（c）轮缸上调整；（d）浮动蹄片，轮缸支座端调整；（e）浮动蹄片，轮缸偏心机构调整
双领蹄式制动器有高的正向制动效能，但倒车时则变为双从蹄式，使制动效能大降。中级轿车的前制动器常用这种型式，这是由于这类汽车前进制动时，前轴的动轴荷及附着力大于后轴，而倒车时则相反，采用这种结构作为前轮制动器并与领从蹄式后轮制动器相匹配，则可较容易地获得所希望的前、后轮制动力分配并使前、后轮制动器的许多零件有相同的尺寸。它不用于后轮还由于有两个互相成中心对称的制动轮缸，难于附加驻车制动驱动机构。 1.2.3双向双领蹄式制动器
当制动鼓正向和反向旋转时两制动蹄均为领蹄的制动器，称为双向双领蹄式制动器。如图3-2(d)及图3-11、图3-12所示。
图1-10 双向双领蹄式制动器的结构方案（液压驱动）
（a）一般形式；（b）偏心机构调整；（c）轮缸上调整
10
东风EQ1090E型汽车前轮制动器的设计
其两蹄的两端均为浮式支承，不是支承在支承销上，而是支承在两个活塞制动轮缸的支座上(图1-2(d)、图1-10)或其他张开装置的支座上(图1-11、图1-12)。
图1-11 曲柄机构制动器（气压驱动） 图1-12 双楔制动器（气压驱动）
当制动时，油压使两个制动轮缸的两侧活塞(图1-10)或其他张开装置的两侧(图1-11、图1-12)均向外移动，使两制动蹄均压紧在制动鼓的内圆柱面上。制动鼓靠摩擦力带动两制动蹄转过一小角度，使两制动蹄的转动方向均与制动鼓的旋转方向一致；当制动鼓反向旋转时，其过程类同但方向相反。因此，制动鼓在正向、反向旋转时两制动蹄均为领蹄，故称为双向双领蹄式制动器。它也属于平衡式制动器。由于这种制动器在汽车前进和倒退时的性能不变，故广泛用于中、轻型载货汽车和部分轿车的前、后轮。但用作后轮制动器时，需另设中央制动器。 1.2.4双从蹄式制动器
双从蹄式制动器的两蹄片各有一个固定支点，而且两固定支点位于两蹄片的不同端，并用各有一个活塞的两轮缸张开蹄片，其结构形式与单向双领蹄式相反。
双从蹄式制动器的制动效能稳定性最好，但因制动效能最低，所以很少采用。 1.2.5单向增力式制动器
如图1-2(e)所示，两蹄下端以顶杆相连接，第二制动蹄支承在其上端制动底板上的支承销上。当汽车前进时，第一制动蹄被单活塞的制动轮缸推压到制动鼓的内圆柱面上。制动鼓靠摩擦力带动第一制动蹄转过一小角度，进而经顶杆推动第二制动蹄也压向制动鼓的工作表面并支承在其上端的支承销上。显然，第一制动蹄为一增势的领蹄，而第二制动蹄不仅是一个增势领蹄，而且经顶杆传给它的推力Q要比制动轮缸给第一制动蹄的推力P大很多，使第二制动蹄的制动力矩比第一制动蹄的制动力矩大2～3倍之多。由于制动时两蹄的法向反力不能互相平衡，因此属于一种非平衡式制动器。
虽然这种制动器在汽车前进制动时，其制动效能很高，且高于前述各种制动器，但在倒车制动时，其制动效能却是最低的。因此，仅用于少数轻、中型货车和轿车上
11
东风EQ1090E型汽车前轮制动器的设计
作前轮制动器。 1.2.6双向增力式制动器
如图1-2(f)所示，将单向增力式制动器的单活塞制动轮缸换以双活塞式制动轮缸，其上端的支承销也作为两蹄可共用的，则成为双向增力式制动器。对双向增力式制动器来说，不论汽车前进制动或倒退制动，该制动器均为增力式制动器。只是当制动鼓正向旋转时，前制动蹄为第一制动蹄，后制动蹄为第二制动蹄；而反向旋转时，第一制动蹄与第二制动蹄正好对调。第一制动蹄是增势领蹄，第二制动蹄不仅是增势领蹄，而且经顶杆传给它的推力Q要比制动轮缸给第一蹄或第二蹄的推力大很多。但制动时作用于第二蹄上端的制动轮缸推力起着减小第二蹄与支承销间压紧力的作用。双向增力式制动器也是属于非平衡式制动器。 图3-14给出了双向增力式制动器(浮动支承)的几种结构方案，图1-14给出了双向增力式制动器(固定支点)另外几种结构方案。
双向增力式制动器在高级轿车上用得较多，而且往往将其作为行车制动与驻车制动共用的制动器，但行车制动是由液压通过制动轮缸产生制动蹄的张开力进行制动，而驻车制动则是用制动操纵手柄通过纲索拉绳及杠杆等操纵。另外，它也广泛用于汽车中央制动器，因为驻车制动要求制动器正、反向的制动效能都很高，而且驻车制动若不用于应急制动时不会产生高温，因而热衰退问题并不突出。
图3-13 双向增力式制动器（浮动支承）的结构方案
图3-14双向增力式制动器（固定支点）的结构方案 （a）一般形式；（b）浮动形式；（c）中心调整
12
东风EQ1090E型汽车前轮制动器的设计
1.3方案的确定
考虑到制动器的效能因素和制动器效能的稳定性，且领从蹄式制动器的蹄片与制动鼓之间的间隙易于调整，便于附装驻车制动装置，根据设计车型的特点及制动要求，并考虑到使结构简单，造价较低，也便于附装驻车制动机构等因数，本文选择凸轮式领从蹄式制动器作为设计方案。
13
东风EQ1090E型汽车前轮制动器的设计
第2章 理想制动力及其分配
2.1 东风EQ1090E型汽车前轮制动器的设计参数
①空车总重 G。=4080 kg ②满载总重 Ga =9290 kg
③ 负荷分配 满载：Ga前=2360kg Ga=6930kg ④质心高度 空载：hg。=845mm 满载：hga=1170mm ⑤轴距 L=3950mm (前轴至平衡轴中心) ⑥轮胎 9.00-20-10PR 滚动半径r=229mm ⑦制动力分配系数 空载：?=0.38 满载：?=0.38 ⑧质心距前轴距离 空载：L01?2100mm 满载：La1?2950mm
质心距后轴距离 空载：L02?1850mm 满载：La2?1000mm
[注]：本文在计算过程中，为了方便计算，取：1kg=10N;g=10m2; 计算单位全
s部采用国际单位制。
2.2 制动力与制动力分配系数
汽车制动时，如果忽略路面对车轮的滚动阻力矩和汽车回转质量的惯性力矩，则任一角速度?>0的车轮，其力矩平衡方程为:
Tf?FBre?0
式（2-1）
式中：
Tf ——制动器对车轮作用的制动力矩，即制动器的摩擦力矩，其方向与车轮旋
转方向相反，N·m；
FB ——地面作用于车轮上的制动力，之间的摩擦力，又称为地面制即地面与轮胎动力，其方向与汽车行驶方向相反，N； re ——车轮有效半径，m。
令 Ff= Tf/re 式(2-2)
即制动器制动力，它是在轮胎周缘克服制动器摩擦力矩所需的力，因此又称为制动周缘力。Ff与地面制动力FB的方向相反，当车轮角速度?>0时，大小亦相等，且Ff仅由制动器结构参数所决定。即Ff取决于制动器的结构型式、尺寸、摩擦副的摩擦系
14