某汽車鼓式制動器的校核計算過程案例目錄TOC\o"1-3"\h\u165671.1鼓式制動器摩擦片上的制動力矩 1190081.2盤式制動器摩擦片上的制動力矩 5203141.3制動器效能因數(shù) 6297271.4摩擦襯片的磨損特性計算 8240731.5制動器的熱容量和溫升的核算 9鼓式制動器摩擦片上的制動力矩鼓式制動器的制動力矩的算法有兩種：1.對摩擦片上的壓力進行積分計算。2.通過凸輪的促動力，再由促動力和制動力之間的關(guān)系進行計算。本設(shè)計中采用的是第一種計算方法，只要是通過對摩擦片上的壓力進行積分后計算出制動力矩。首先選取橫向面積，并使該橫向面積處于軸的交角為處，則有該橫向面積的表達式為。在中：b—摩擦襯片寬度；R—制動鼓半徑；—單元面積的包角。圖4—1支承銷式制動蹄制動鼓作用在摩擦襯片上的法向力為：(4-1)摩擦力的制動力矩為：在由至區(qū)段上積分上式，得：(4-2)當法向壓力均勻分布時，有：(4-3)圖4—2張開力計算用圖增勢蹄所產(chǎn)生的制動力矩：(4-4)——單元法向力的合力，N；——摩擦力的作用半徑(見圖4—2)；制動蹄上力的平衡方程式：(4-5)——支承反力在軸上的投影；——軸與力的作用線之間的夾角。解式(4-1)，得到：(4-6)增勢蹄可表示為：(4-7)減勢蹄可表示為：(4-8)圖4—3制動力矩計算用圖又有：(4-9)則對領(lǐng)蹄有：(4-10)。因為：(4-11)則有：(4-12)令和值也近似的取相同值，有：（4-13）由式（4.7）和式（4.8）得：對液壓驅(qū)動的制動器，有，則其張開力為：.15N?m(4-14)由于蹄的自鎖是在制動器制動是不能發(fā)生的所以有：(4-15)(4-16)由的數(shù)值小于0.8不會自鎖。領(lǐng)蹄表面的最大壓力為：(4-17)==2.10，，，，，——如圖4—2；，——如圖4—3；——摩擦襯片寬度；——摩擦系數(shù)。參數(shù)選取符合要求。盤式制動器摩擦片上的制動力矩摩擦面和制動盤的摩擦面接觸良好，壓力分布均勻，此時盤式制動器的制動力矩可以表示為：（4-18）N——單側(cè)制動塊對制動盤的壓緊力；——摩擦系數(shù)；R——作用半徑。圖4—4盤式制動器圖4—5鉗盤式制動器的作用半徑平均半徑為：式中：，——扇形摩擦襯塊的內(nèi)半徑和外半徑。令，則有：（4-19）原則上m的值一般不會小于0.65，此處取m=1。由求得：N制動器效能因數(shù)制動系數(shù)和摩擦力和輸入力的比值關(guān)系為：（4-20）——制動器效能因數(shù)——制動器的摩擦力矩；——制動鼓（制動盤）的作用半徑；——施加在兩個制動蹄上的張開力的平均值;相對鼓式制動器來說，假設(shè)作用在制動蹄上的力分別為、，則有蹄的效能因數(shù)分別：（4-21）（4-22）整個鼓式制動器的制動因數(shù)為：（4-23）當時，則：（4-24）若在張力P的作用下，制動蹄摩擦片與制動鼓的合力為N，如圖4—6表示,制動蹄摩擦片與制動鼓的合力作用在襯片的B點。a，b，c，?，R及為結(jié)構(gòu)尺寸，其中N、P、Nf的分布如圖4—6所示。圖4—6鼓式制動器的簡化受力圖領(lǐng)蹄繞支點A的力矩平衡方程：（4-25）領(lǐng)蹄的制動蹄因數(shù)：（4-26）當制動鼓的旋轉(zhuǎn)方向相反時，摩擦力的方向也發(fā)生改變，與上述分析相同。從蹄繞支點A的力矩平衡方程：（4-27）（4-28）通過以上分析計算，得出如下結(jié)論：由于兩種轉(zhuǎn)矩的方向又不相同，從蹄的制動蹄系數(shù)較小。但是都在=0.3～0.35內(nèi)，當張開力時，張開力相差接近3倍。下面是對制動因數(shù)分析計算：領(lǐng)蹄的制動蹄因數(shù)BF(4-29)從蹄的制動蹄因數(shù)BF(4-30)在(4-29)和(4-30)中：整個制動器因數(shù)為：符合設(shè)計要求。摩擦襯片的磨損特性計算摩擦襯片的磨損是一個很復(fù)雜的問題，無法用一個特定的形式來表示，其影響因素有很多。[10]摩擦襯片再制動過程中其產(chǎn)生的摩擦現(xiàn)象是一個動態(tài)的過程，這間接的說明了汽車再制動過程中摩擦襯片會隨著接觸力、溫度的改變而發(fā)生改變。摩擦襯片的接觸狀態(tài)發(fā)生變化的原因主要有兩種形式：一種是由于加工工藝的限制，導(dǎo)致摩擦盤和摩擦襯片的接觸發(fā)生變化，另一種是制動器的再制動過程中，有零部件發(fā)生振動。以上兩種情況對摩擦襯片和摩擦盤的摩擦面積都有較大的影響。制動力矩是由摩擦材料和制動盤的摩擦產(chǎn)生，再選用摩擦材料時應(yīng)保證其具有良好的耐磨性、制動時產(chǎn)生的噪音小和穩(wěn)定的摩擦系數(shù)等。汽車的前輪制動器的比能量耗散率和汽車后輪的比能量耗散率為：(4-31)——汽車回轉(zhuǎn)質(zhì)量換算系數(shù)；——汽車總質(zhì)量；，——汽車制動初速度與末速度；——制動減速度，計算時取=0.6??????????????????????????.3；——制動時間；Al——制動力分配系數(shù)。在緊急剎車到時，可以近似的認為，則有：(4-32)若比能量耗散率太高，則會加速制動襯片的磨損，引起制動鼓或制動盤的龜裂。[9]W/mm2W/mm2由e1和e2的具體數(shù)值和上述判斷可以得知摩擦性能符合要求。如果摩擦性能不符合要求，則可以通過增加制動襯片面積、改善摩擦材料的性能、增加制動盤的厚度來改善。制動器的熱容量和溫升的核算熱量的散發(fā)形式主要有三種：熱傳導(dǎo)、熱對流和熱輻射。制動器之所以能夠令汽車在行駛過中種停下來，其主要的原因還是由于制動器也是一個能量轉(zhuǎn)換的裝置，當制動踏板踩下時，能夠?qū)⑵嚨膭幽苻D(zhuǎn)化為熱能，再通過制動器將熱量發(fā)散到空氣中。由于汽車的工作條件復(fù)雜，若汽車再連續(xù)制動的下坡路程中，制動器因為溫度高而引起的而衰退是再設(shè)計中不被允許的，因此，制動器的溫度核算也是有必要的。校核計算制動器的熱容量和溫升是否滿足：(4-33)——各制動鼓的總質(zhì)量；——制動鼓材料的比熱容；——與制動鼓相連的受熱金屬件的總質(zhì)量；——制動鼓的溫升；——與制動鼓相連的受熱金屬件的比熱容；L——滿載汽車制動時由動能轉(zhuǎn)變的熱能；再制動過程中，一般情況下制動器的熱量有小部分因為其他原因散失掉，但是大部分的熱量還是通過制動器吸收并。此設(shè)計在假設(shè)在制動時間短，制動強度大的前提下，近似的認為汽車制動過程中的熱量由制動器全部吸收，則有：（4-33