本发明涉及一种单一型构造的汽车鼓式制动器和一种双重型构造的汽车鼓式制动器，它们包括两个浮动式地安置在制动架上的制动蹄。按照本发明叙述的范围，单一型鼓式制动器的制动蹄其腹板的一端可以滑动地压靠在一个张紧装置上，张紧装置沿两个方向起作用并刚性地安装在制动架上，制动蹄腹板的另一端可以滑动地压靠在定位安装于制动架上的支承座上，并且用止动弹簧将两个制动蹄其腹板互相连接起来。按照本发明叙述的范围，双重型鼓式制动器的制动蹄其腹板的两端可以滑动地压靠在两个张紧装置上，两个腹板用止动弹簧互相连接，而两个张紧装置沿两个方向起作用，并刚性地安装在制动架直径方向的两头。 迄今为止，在带浮动式制动蹄的单一型构造的鼓式制动器，制动蹄支承在制动架的固定支承座上，后者有一个平的支承面，有关制动蹄的腹板端部上形成的凸拱形表面可以滑动地压靠在该支承平面上。在已知的带浮动式制动蹄的双重型构造的鼓式制动器中，相应地有一个当制动器被驱动时跟着活动的支承平面安置在每个张紧装置上，有关的制动蹄其腹板端部上形成的凸拱形表面可以滑动地压靠在张紧装置上。这种具有浮动式制动蹄的单一型和双重型鼓式制动器的构造存在下述缺点。
当位于制动蹄外周面上的制动衬出现磨损而张紧装置自动调整时，凸拱形的腹板端部不仅在支承平面上滑动，而且在其上面滚动，结果不仅是制动蹄相对于制动架移动，而且在凸拱形腹板端部与支承平面之间的支承点或支承线也相对于制动中心向外移动。由于支承点位置的此种变化，制动系数C＊降低，从开始的新制动衬到磨损的制动衬，对于恒定的磨擦系数u＝0.4，单一型制动器约降低15%，双重型制动器降低幅度大至20%。所讨论的已知构造类型的鼓式制动器的另一个缺点是，由于制动蹄只有一个点或一条线支承在支承平面上，在操作中出现高的支承压力，这导致磨损加快。
制动系数C＊随制动衬磨损的增大而减小，在操作中产生相当有害的影响。因为制动系数C＊被定义为制动区域上全部切线力除以制动蹄上的张紧力所得的商，所以可以看出，由于制动系数和切线力之间的正比关系，对于恒定的张紧力和恒定的摩擦系数来说，切线力及因此造成的制动作用都降低。如果要切线力不降低和制动作用不变坏，那么必须在制动系数降低时增大张紧力，也就是在制动衬的磨损增大时必须施加更大的制动驱动力。
本发明的目的是提供一种具有本说明书开头提到的构造形式的鼓式制动器，在这种构造中在制动衬的寿命期内制动系数并不变化。
上述目的是利用本发明基本思想的两种实现方式来达到的，这两种方式同等重要，一种是开头提到的单一型制动器，另一种是开头提到的双重型制动器。
按照本发明所述的单一型构造的汽车鼓式制动器其特征在于，每个支承座是由支承销构成的，它被安装在制动架上，可以绕其取向垂直于制动架的轴转动，并有一个低于其周面的支承面，该支承面直线地横切支承销的轴，而一个设置在制动腹板有关端部上的相应地直线延伸的对应面可以滑动地压靠在上述支承面上，对应平面的取向向着制动中心会聚，与制动架的对称轴形成锐角。
本发明应用于双重型构造的汽车鼓式制动器时，其特征在于，两个张紧装置在它们彼此反向的一端各有一个支承销，该支承销安装在张紧装置的张紧元件上，可以绕其取向垂直于制动架的轴转动，并有一个低于其周面的支承面，该支承面直线地横切支承销的轴，而一个设置在制动蹄腹板有关端部上的相应地直线延伸的对应面可以滑动地压靠在上述支承面上，对应平面的取向向着制动器的中心会聚，与制动架的对称轴形成锐角。
在这两个同等重要的鼓式制动器中，当自动调节制动蹄的制动磨损时，由于支承销在转动时不改变其位置，由于制动蹄腹板上的对应平面压靠支承销的支承面所产生的面压力，在定位的支承座（单一型构造）或在张紧装置的张紧元件（双重型构造）上的支承位置不再产生位移。不管制动蹄腹板上的对应平面和支承销上的支承面之间的相对滑动位置在哪里，支承销总是在同一位置承受支承力。因此在制动衬寿命期间制动系数不再发生变化。支承销与制动蹄腹板上的对应平面配合动作的方法，在运动学方面可以与一个滑动铰链相比较。
由于支承面和对应面总是处在面接触状态，因此只出现相当小的支承压力，结果是所讨论的支承点上的磨损大大地减小了。
这种装置有利的是，支承销为圆柱形，而支承面为形成于支承销中的横槽和底面，制动蹄腹板受到该横槽侧壁的侧面导向。在这种方式中，支承制动蹄所必需的支承面积是通过横槽的形成而极为简单地提供的，附加的优点是横槽的侧壁给制动蹄腹板导向。最好，支承面和对应面两者是平的，支承销的转动轴位于支承面的平面内。在圆柱形支承销和横槽提供支承面的情况下，这意味着横槽是凹下的，其底部低到支承销的转动轴处。
在本发明基本思想的进一步发展中，支承销可以转动地安装在一个轴承套内，以允许制动蹄腹板通过。在单一型构造中，轴承套被插入制动架的座孔中;而在双重型构造中，轴承套被插入张紧元件的座孔中，每种情况下座孔的边壁开了通过制动蹄腹板用的槽。使用合适材料制成的轴承套可以分别减小支承销和制动架或张紧元件的座孔之间的摩擦，使得当有关的制动蹄发生位置变化时（如驱动制动时），支承销可以很容易地转动。为制动蹄腹板通过轴承套和座孔边壁而形成的槽，其宽度可以与支承销中横槽的宽度相适应，结果是制动蹄腹板也可以额外地受到这些部件的导向。
为了在磨损后自动调节所需的制动蹄位移，如果制动架对称轴与制动蹄腹板上的对应平面之间的锐角在制动蹄使用新制动衬的状态下最大为20度，那将是有利的。随着制动衬磨损的增大，该锐角趋近零度。
为了在支承面和对应面之间可以有一个足够大的位移行程，制动蹄腹板上的对应面做成连续贯穿腹板的全深度，将是有利的。
本发明可以有利地用于这样一种鼓式制动器，在这种制动器中，张紧装置的构造以众所周知的方式做成一种自动调整的喇叭形楔块张紧装置，这种装置在货车用的压缩空气驱动的鼓式制动器中是经常遇到的。
下面参考实施例的说明附图更详细地阐述本发明的更多特征。附图中的各图表示：
图1为单一型鼓式制动器的主立面图，图中不带制动鼓，
图2为沿图1中Ⅱ-Ⅱ线的部分截面图，
图3为支承销的侧视图，
图4为沿图3中Ⅳ-Ⅳ线的截面图，
图5为双重型鼓式制动器的主立面图，图中不带制动鼓，
图6为沿图5中Ⅵ-Ⅵ线的部分截面图，
图7为按照先有技术状态表示的单一型和双重型鼓式制动器的制动系数对摩擦系数的曲线图，
图8为另一按照本发明表示的单一型和双重型鼓式制动器的制动系数对摩擦系数的曲线图。
在图1和图2举例说明的单一型制动器中，有一个制动架1，制动架的中心有一个可以将制动器装到汽车轴（未图示）上的开孔2。开孔2的周围是一个带定位孔3的环，定位孔用来将制动架固定到轴件的不转动部件上，图中只示出了几个定位孔。在图2中用虚线表示的制动鼓4同心地安置在制动架1上，制动鼓以通常方式用销钉可以转动地连接到轴件的转动部件上。防尘罩6用螺栓5固定到制动架1上，并覆盖住制动鼓4，防护朝向车辆内部的鼓式制动器内部零件。
如图1所示，制动器具有相对于对称轴7大体上对称的构造。两个相同的制动蹄8浮动式地安装在制动架上，其中图1中的上制动蹄是相对于用箭头9指示的制动鼓转动方向的主动制动蹄，而下制动蹄代表相对于箭头9转动方向的从动制动蹄。每个制动蹄8以通常方式由制动蹄腹板10、制动蹄板11和制动衬12组成，制动蹄板刚性地连接制动蹄腹板，制动衬在说明的例子中形成两部分并固定在制动蹄板的外周缘上。在图示的例子中，制动衬12的图形表示它处于新的状态。如图中所示，磨损状态由磨损的边缘13表示。制动蹄8的制动蹄腹板10可以滑动地部分压靠在制动架1上，制动蹄8在制动架1上的导向由固定在制动架上的制动蹄固定夹14实现，制动蹄固定夹弹性地压靠在制动蹄腹板10上。
制动蹄8可以滑动地压靠在张紧装置15上，使制动蹄腹板10的端部位于图1中的右端。张紧装置15在两个方向上起作用，它刚性地安装在制动架1上。
按照图6，张紧装置15的构造可以做成喇叭形楔块装置，它包括罩壳17、张紧元件、喇叭形楔块20和滚子21。罩壳17形成于制动架1上，包围一个空间16;张紧元件的结构做成止动活塞18和再调整活塞19;喇叭形楔块20可以沿纵向滑动以驱动制动;滚子21通常保持在罩（未图示）内，它们把从喇叭形楔块20的两个斜面来的驱动力传递给止动活塞18和再调整活塞19上形成的相应斜面。为此，同轴的活塞18、19的内端伸入空间16，喇叭形楔块20也嵌入空间16中。再调整活塞19保证随着制动衬12不断增大磨损而相对于制动鼓4自动地再调整相应的制动蹄。
这种类型的张紧装置15是已知的（如联邦德国专利DE-PS 33 03 576），因此不需要在此更详细地描述。与图6的张紧装置不同的是，图1的用于单一型鼓式制动器的张紧装置15没有止动活塞18，而代之以另一个再调整活塞19。
按照本发明，为了说明制动蹄腹板10的端部压靠在图1中的左端，现在重新参考图1和图2。在这些腹板端部的区域，制动架1通常具有圆柱形的凸出部22，它们由连接肋板23被彼此加强。在每个凸出部22中有一个座孔24，其取向垂直于制动架1，在该座孔中插入一个轴承套25。在轴承套25中可以转动地安装了一个下面要更详细地说明的支承销26。一个压靠轴承套25内端面的脱套垫圈27被深深地引入座孔24的圆筒形区域的端部。在制动架1上形成一个螺孔28，它与座孔24同轴，并与座孔一起形成一个阶梯形的通孔。该螺孔28用来旋入一个固定防尘罩6用的螺栓5，也用来在需要移出支承销26时能够将其推出。为了后一目的，不用螺栓5而将一个螺纹销旋入螺孔28，该螺纹销能穿过脱套垫圈27的中心开孔29并压迫支承销26的端面。在支承销26从轴承套移出后，利用从支承销移出的一边旋入一个拉动工具到具有螺纹的中心开孔29中的方法，就可以将轴承套拉出，这一点当磨损出现时可能有必要。在这一步拉出操作中，拉出的脱套垫圈27移动轴承套25。当然，只有在制动蹄8已经预先移去时，才有可能从座孔24中脱出支承销26和轴承套25。
支承销26大体上为圆柱形，其圆柱形区域30的外径这样匹配轴承套25的内径，使得支承销26在座孔24和轴承套25中可以围绕中心轴31转动。支承销26的外端有一个帽32，用来限制支承销26插入座孔24的深度。
如从放大的图3和图4中可以特别见到的，在支承销26的圆柱形区域30中存在一个横槽33，该横槽的底面34位于中心轴31上。底平面34构成接合制动蹄腹板10用的支承面。为了使制动蹄腹板10能够进入横槽33，座孔24的由凸出部22形成的边壁和轴承套25都开了槽，这可以从图1和图2中看出。
制动蹄腹板10在其朝向支承销26的端部有一个连续穿过腹板全深度的对应平面35（见图1），该平面可以滑动地面对面压靠在由底面34形成的支承销26的支承面上。如图1所示，对应平面35的取向向着制动器的中心会聚，与对称轴7成锐角α。制动蹄腹板10除了受制动蹄固定夹14导向外，也受支承销26中横槽33的侧壁36和受轴承套25和凸出部22中相应槽壁的导向。
虽然在上面的描述中仅仅参考了制动器的一半，但根据制动系统的对称性，该描述也适应于制动器的另一半。两个制动蹄8通过止动弹簧37和38被持久地压在支承销26上和张紧装置15的再调整活塞19上，止动弹簧37和38的两端被钩在制动蹄腹板10的孔39中。
为了描述双重构造的鼓式制动器，现在参考图5和图6，至今为止对单个零件所使用的标号仍保留来标示相应的零件。双重型鼓式制动器在制动架1上没有支承制动蹄8用的固定支承点，但却有另一个张紧装置15，使得两个张紧装置15在径向彼此相对。每个制动蹄8的制动蹄腹板10压靠在一个张紧装置15的止动活塞18上和另一个张紧装置15的再调整活塞19上。因此两个张紧装置的止动活塞和再调整活塞相对于对称轴7处于互相对立的位置。
两个止动活塞18每一个在其外端有一个凸出部40，座孔24′沿垂直于制动架1的方向穿过凸出部40。在此处的座孔24′中也有一个轴承套25′，支承销26′可以转动地插入轴承套25′中。在这种情况下，支承销26′也有一个相应于横槽33而此处并未标号的横槽，横槽底面34′的深度使得支承销26′的转动中心轴31′位于底平面34′的平面内。在这种情况下，在座孔24′的由凸出部40形成的边壁和轴承套25′上也开了槽，以便制动蹄腹板10能够相应地通过支承销26′中的横槽并受其导向。
在这一例子中，每个制动蹄8在其制动蹄腹板10的一端有一个对应平面35′，为沿直线取向的平面形式，该平面可以滑动地面对面压靠在由支承销26′上的横槽底面34′所形成的支承面上，对应平面35′的取向向着制动器的中心会聚，与制动架1的对称轴7形成锐角α。
在上述两种形式的构造中，在制动架1的对称轴7和制动蹄腹板上各自的对应面35、35′之间的锐角α，在制动衬处于新的状态下最大为20度。
由于制动蹄以滑动铰链的方式压靠在上述两种制动器构造的支承销26、26′上，当制动器被驱动时，支承销构成制动蹄8的摆动支座，该摆动支座的转动轴31、31′即使在制动衬的磨损增大时也并不改变其位置。当由再调整活塞19予以补偿的磨损出现时，制动蹄8的对应表面35、35′分别在由横槽底面34、34′所形成的相应支承面上向着制动鼓滑动，其结果是制动蹄经常保持在相对于制动鼓的中心位置。
由上述支承构造得出的结果是，制动系数C＊在制动衬的寿命期内并不变化，它保持恒定。这一点可由图8的曲线图举例说明。在该曲线图中，摩擦系数μ画在横坐标上而制动系数C＊画在纵坐标上。曲线1适用于效率较高的双重型鼓式制动器，而曲线2用于单一型。可以看出，对于通常大约为0.4的恒定的摩擦系数μ，制动系数C＊恒定在约4.2（双重型）和2.8（单一型）。
图7表示单一型鼓式制动器和双重型鼓式制动器按照先有技术状态的比较图形，制动器的构造除了支承状况外与本发明的制动器相同。在图7中，曲线1表示具有新制动衬的双重型制动器，曲线2表示具有磨损制动衬的双重型制动器，曲线3表示具有新制动衬的单一型制动器，曲线4表示具有磨损了的制动衬的单一型制动器。如图所见，在双重型鼓式制动器的情况下，对于假设恒定于μ＝0.4的摩擦系数，制动系数C＊从大约4.2的初始值降为大约3.4;在单一型鼓式制动器的情况下，制动系数C＊从大约2.6的初始值降到大约2.2。