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2.2双领蹄式制动器
若在汽车前进时两制动蹄均为领蹄的制动器，则成为双领蹄式制动器。显然，当汽车倒车时这种制动器的两制动蹄又都变为从蹄，故又可称为单向双领蹄式制动器。如图2.1（c）所示，两制动蹄各用一个单活塞制动轮缸推动，两套制动蹄、制动轮缸等机件在制动底板上市制动底板中心做对称布置的，因此，两蹄对制动鼓作用的合力刚好相互平衡，故属于平衡式制动器。
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，使制动效能大大下降。这种姐都常用于中级轿车的前轮制动器，这是因为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。它之所以不用于后轮，还因为两个互相成中心对称的轮缸，难以附加驻车制动驱动机构。
2.3双向双领蹄式制动器
双向双领蹄式制动器的机构特点是两蹄片浮动，用各有两个活塞的两轮缸蹄片。无论是前进或者是倒退制动，这种制动器的两块蹄片始终为领蹄，所以制动效能相当高，而且不变。由于制动器内设有两个轮缸，所以适用于双回路驱动机构。当一套管路失效后，制动器转变为领从蹄式制动器。除此之外，双向双领蹄式制动器的两蹄片上单位压力相等，因而磨损程度相近，寿命相等。双向双领蹄式制动器因有两个轮缸，故结构上复杂，且蹄片与制动鼓之间的间隙调整困难是它的缺点。这种制动器得到比较广泛的适用。如用于后轮，则需另设中央驻车制动器。
2.4单向增力式制动器
单向增力式制动器的两蹄片各有一个固定支点，两蹄下端经推杆相互连接成一体，制动器仅有一个轮缸用来产生推力张开蹄片。
汽车前进制动时，两蹄片皆为领蹄，次领蹄上不存在轮缸张开力，而且由于领蹄上的摩擦力经推杆作用到次领蹄，使制动器效能很高，居各式制动器之首。这种制动器只有一个轮缸，故不适用于双回路驱动机构，另外由于两蹄片下部联动，使调整蹄
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片间隙变得困难，汽车用其作为前轮制动器。
2.5双向增力式制动器
双向增力式制动器的两蹄片端部有一个制动时不同时使用的公用支点，支点下方有一轮缸，内装两个活塞用来同时驱动张开两蹄片，两蹄片下方经推杆连接成一体。 双向增历史制动器因两蹄片均为领蹄，所以制动器效能稳定性比较差。除此之外，两蹄片上单位压力不等，故磨损不均匀，寿命不同。调整间隙工作与单向曾力式一样比较困难。因只有一个轮缸，故制动器不适合用于有的双回路驱动机构。
2.6鼓式制动器方案的确定
2.6.1制动效能因数
基本尺寸比例相同的各式鼓式制动器效能因数与摩擦因数的关系曲线，如图2.2所示。
图2.2 鼓式制动器效能因数与摩擦因数的关系
1—增力式制动器 2—双领蹄式制动器 3—领从蹄式制动器 4—盘式制动器 5—双从蹄式制动器
由图可见，增力式制动器的效能最高，双领蹄式次之，领从蹄式次之，还有一种
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双从蹄式制动器的效能最低，估计少采用。而就工作稳定性来看，其名次排列正好与效能排列相反，双从蹄式最佳，增力式最差。摩擦系数的变化是影响制动器工作效能稳定性的主要因素。制动器的效能并非单纯取决于根据制动器的机构参数和摩擦因数计算出来的制动器效能因数值，而且还受蹄与鼓接触部位的影响。制动器的效能因数越高，制动效能受接触情况的影响也越大，故正确的调整对高性能制动器尤为重要。 2.6.2本设计中鼓式制动器的优选
随着大型客车市场的竞争加剧，提高设计效率、提高制动性能，使制动系工作可靠发挥汽车高速行驶的动力性能并保证行驶的安全性，降低成本等，已成为主要的竞争手段。因此，对客车制动系的设计要综合考虑。
考虑到制动器的效能因数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，大型客车的驱动方式为气压驱动。
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第3章 制动器的主要参数及选择
3.1制动力与制动力分配系数
汽车制动时，若忽略路面对车轮的滚动阻力矩f和汽车回转质量的惯性力矩，则对任一角速度w>0的车轮，其力矩平衡的方程式为
Tf-Fb re=0
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；
Fb——地面作用于车轮上的制动力，即地面与轮胎之间的摩擦力，又称为地面制动力，其方向与汽车行驶方向相反； Re——车轮有效半径 令Ff*re=Tf
并称Ff为制动器制动力，它是在轮胎周缘客服制动器摩擦力矩所需的力，因此又称为制动周缘力。Ff与Fb的方向相反，当车轮角速度w>0时，大小亦相等，且Ff仅有制动器的结构参数所决定。即Ff取决于制动器的结构型式、结构尺寸。摩擦副的摩擦系数及车轮的有效半径等，并与制动踏板力即制动系的液压或气压成正比。当加大踏板力以加大Tf时，Ff和Fb均随之增大，但地面制动力Fb受附着条件的限制，其值不可能大于附着力Fφ，即
Fbmax=Fφ=Zφ
式中：φ——轮胎与地面间的附着系数
Z——地面对轮胎的法向反力
当制动器制动力Ff和地面制动力Fb达到附着力Fφ的值时，车轮即被抱死并在地面上滑移。此后制动力矩Tf即表现为静摩擦力矩，而Ff=Tf/re，即成为与Fb相平衡以阻止车轮在旋转的周缘力的极限值。当制动车轮角速度w=0以后，地面制动力Fb达到附着力Fφ值后就不再增大，而制动器制动力Ff由于踏板力Fp的增大使摩擦力矩Tr增大而继续上升。
根据汽车制动时的整车受力情况，并对后轴车轮的接地点取力矩，得平衡式为
Z1L=GL1+m*du/dt*hg
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对前轴车轮的接地点取力矩，得平衡式为
Z2L=GL2-m*du/dt*hg
式中：Z1——汽车制动时水平地面对前轴车轮的方向反力
Z2——汽车制动时水平地面对后轴车轮的方向反力 L——汽车轴距
L1——汽车质心离前轴距离 hg——汽车质心的高度 G——汽车所受重力 m——汽车质量
du/dt——汽车制动减速度
图3.1 制动力与踏板Ftp的关系
若在附着系数为φ的路面上制动，前后轮均抱死，此时汽车总的地面制动力Fb等于汽车前后轴车轮的总的附着力Fφ，亦等于作用于质心的制动惯性力m*du/dt，即有
Fb=Fφ=Gφ=m*du/dt
取轮胎与地面间的摩擦系数φ=0.7，所以
du/dt=gφ=10*0.7=7
汽车总的地面制动力为
Fb=Fb1+Fb2=m*du/dt=Gq=115500N
式中：q——制动强度
Fb1，Fb2——前后轴车轮的地面制动力
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