【文章內(nèi)容簡介】 制動蹄因數(shù)BFT2 ()以上兩式中： 。 整個制動器因數(shù)為 支承銷式制動蹄 制動蹄片上的制動力矩鼓式制動蹄片上的制動力矩在計算鼓式制動器時，必須建立制動蹄對制動鼓的壓緊力與所產(chǎn)生的制動力矩之間的關(guān)系。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處，單元面積為。，其中b為摩擦襯片寬度，R為制動鼓半徑，為單元面積的包角。 由制動鼓作用在摩擦襯片單元面積的法向力為： ()而摩擦力產(chǎn)生的制動力矩為 在由至區(qū)段上積分上式，得 ()當法向壓力均勻分布時， ()式（）和式（）給出的由壓力計算制動力矩的方法，但在實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。 張開力計算用圖增勢蹄產(chǎn)生的制動力矩可表達如下： ()式中:——單元法向力的合力；——摩擦力的作用半徑()。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。為了求得力與張開力的關(guān)系式，寫出制動蹄上力的平衡方程式： ()式中：——軸與力的作用線之間的夾角；——支承反力在工：軸上的投影。解式(3..27)，得 （)對于增勢蹄可用下式表示為 ()對于減勢蹄可類似地表示為 () 制動力矩計算用圖為了確定，及，必須求出法向力N及其分量。如果將()看作是它投影在軸和軸上分量和的合力，則根據(jù)式（）有： ()因此對于領(lǐng)蹄： ()==式中：。根據(jù)式()和式()，并考慮到 ()則有 ()==對于從蹄： ==式中：則有： ()== 由于設(shè)計和相同，因此和值也近似取相同的。對具有兩蹄的制動器來說，其制動鼓上的制動力矩等于兩蹄摩擦力矩之和，即 （）由式（）和式（）知====對于液壓驅(qū)動的制動器來說，所需的張開力為N?m ()計算蹄式制動器時，必須檢查蹄有無自鎖的可能，由式()得出自鎖條件。當該式的分母等于零時，蹄自鎖： () ()成立，不會自鎖。由式()和式()可求出領(lǐng)蹄表面的最大壓力為： ()==式中：，，，——；，——；——摩擦襯片寬度；——摩擦系數(shù)。因此鼓式制動器參數(shù)選取符合設(shè)計要求。盤式制動蹄片上的制動力矩，今假設(shè)襯塊的摩擦表面與制動盤接觸良好，且各處的單位壓力分布均勻，則盤式制動器的制動力矩為　　　　　　　　　　　　 　　　　　　?。ǎ┦街校骸　Σ料禂?shù)；N——單側(cè)制動塊對制動盤的壓緊力()；R——作用半徑。 盤式制動器計算用圖 鉗盤式制動器作用半徑計算用圖對于常見的扇形摩擦襯塊，如果其徑向尺寸不大，取R為平均半徑或有效半徑已足夠精確。如圖41所示，平均半徑為 式中 ，——扇形摩擦襯塊的內(nèi)半徑和外半徑。，在任一單元面積只上的摩擦力對制動盤中心的力矩為，式中q為襯塊與制動盤之間的單位面積上的壓力，則單側(cè)制動塊作用于制動盤上的制動力矩為 單側(cè)襯塊給予制動盤的總摩擦力為 得有效半徑為 令，則有 （） 因，故。當。但當m過小，即扇形的徑向?qū)挾冗^大，襯塊摩擦表面在不同半徑處的滑磨速度相差太大，磨損將不均勻，因而單位壓力分布將不均勻，則上述計算方法失效。由求得：N則單位壓力 N?m N?m因此盤式制動器主要參數(shù)選取也符合設(shè)計要求。 摩擦襯片的磨損特性計算摩擦襯片的磨損，與摩擦副的材質(zhì)、表面加工情況、溫度、壓力以及相對滑磨速度等多種因素有關(guān)，因此在理論上要精確計算磨損性能是困難的。但試驗表明，摩擦表面的溫度、壓力、摩擦系數(shù)和表面狀態(tài)等是影響磨損的重要因素。汽車的制動過程是將其機械能(動能、勢能)的一部分轉(zhuǎn)變?yōu)闊崃慷纳⒌倪^程。在制動強度很大的緊急制動過程中，制動器幾乎承擔了耗散汽車全部動力的任務(wù)。此時由于在短時間內(nèi)熱量來不及逸散到大氣中，致使制動器溫度升高。此即所謂制動器的能量負荷。能量負荷愈大，則襯片的磨損愈嚴重。制動器的能量負荷常以其比能量耗散率作為評價指標。比能量耗散率又稱為單位功負荷或能量負荷，它表示單位摩擦面積在單位時間內(nèi)耗散的能量，其單位為W/mm2。雙軸汽車的單個前輪制動器和單個后輪制動器的比能量耗散率分別為 ()式中：——汽車回轉(zhuǎn)質(zhì)量換算系數(shù)；——汽車總質(zhì)量；，——汽車制動初速度與終速度，m/s；=18m/s；——制動減速度，m/s2，計算時取=；——制動時間，s；Al，A2——前、后制動器襯片的摩擦面積；——制動力分配系數(shù)。在緊急制動到時，并可近似地認為，則有 () ，但當制動初速度低于式()下面所規(guī)定的值時。比能量耗散率過高，不僅會加速制動襯片的磨損，而且可能引起制動鼓或盤的龜裂。W/mm2 W/mm2因此，符合磨損和熱的性能指標要求。 制動器的熱容量和溫升的核算應(yīng)核算制動器的熱容量和溫升是否滿足如下條件 ()式中：——各制動鼓的總質(zhì)量；——與各制動鼓相連的受熱金屬件(如輪轂、輪輻、輪輞等)的總質(zhì)量；——制動鼓材料的比熱容，對鑄鐵c=482 J/（kg?K），對鋁合金c=880 J/（kg?K）；——與制動鼓(盤)相連的受熱金屬件的比熱容；——制動鼓(盤)的溫升(一次由=30km/h到完全停車的強烈制溫升不應(yīng)超過15℃)；L——滿載汽車制動時由動能轉(zhuǎn)變的熱能，因制動過程迅速，可以認為制動產(chǎn)生的熱能全部為前、后制動器所吸收，并按前、后軸制動力的分配比率分配給前、后制動器，即 ()式中 ——滿載汽車總質(zhì)量；——汽車制動時的初速度；——汽車制動器制動力分配系數(shù)。盤式制動器：鼓式制動器：由以上計算校核可知符合熱容量和溫升的要求。 駐車制動計算，由此可得出汽車上坡停駐時的后軸車輪的附著力為： ()同樣可求出汽車下坡停駐時的后軸車輪的附著力為： () 汽車在坡路上停駐時的受力簡圖根據(jù)后軸車輪附著力與制動力相等的條件可求得汽車在上坡路和下坡路上停駐時的坡度極限傾角，即由 ()求得汽車在上坡時可能停駐的極限上坡路傾角為 ()汽車在下坡時可能停駐的極限下坡路傾角為 ()一般對輕型貨車要求不應(yīng)小于16%~20%，汽車列車的最大停駐坡度約為12％左右。為了使汽車能在接近于由上式確定的坡度為的坡路上停駐，則應(yīng)使后軸上的駐車制動力矩接近于由所確定的極限值 (因)，并保證在下坡路上能停駐的坡度不小于法規(guī)規(guī)定值。單個后輪駐車制動器的制動上限為N?m 制動器主要零件的結(jié)構(gòu)設(shè)計 制動鼓制動鼓應(yīng)具有高的剛性和大的熱容量，制動時其溫升不應(yīng)超過極限值。制動鼓的材料與摩擦襯片的材料相匹配，應(yīng)能保證具有高的摩擦系數(shù)并使工作表面磨損均勻。中型、重型貨車和中型、大型客車多采用灰鑄鐵HT200或合金鑄鐵制造的制動鼓((a))；輕型貨車和一些轎車則采用由鋼板沖壓成形的輻板與鑄鐵鼓筒部分鑄成一體的組合式制動鼓((b))；帶有灰鑄鐵內(nèi)鼓筒的鑄鋁合金制動鼓((c))在轎車上得到了日益廣泛的應(yīng)用，其耐磨性和散熱性都很好，而且減小了質(zhì)量。（a）鑄造制動鼓；（b），（c）組合式制動鼓1—沖壓成形輻板；2—鑄鐵鼓筒；3—灰鑄鐵內(nèi)鼓；4—鑄鋁臺金制動鼓 制動鼓，是以直徑為的圓柱表面的配合來定位，并在兩者裝配緊固后精加工制動鼓內(nèi)工作表面，以保證兩者的軸線重合。兩者裝配后需進行動平衡。許用不平衡度對轎車為15～20N?cm；對貨車為30～40N?cm。制動鼓壁厚的選取主要