某汽車鼓式制動(dòng)器的校核計(jì)算過(guò)程案例目錄TOC\o"1-3"\h\u165671.1鼓式制動(dòng)器摩擦片上的制動(dòng)力矩 1190081.2盤式制動(dòng)器摩擦片上的制動(dòng)力矩 5203141.3制動(dòng)器效能因數(shù) 6297271.4摩擦襯片的磨損特性計(jì)算 8240731.5制動(dòng)器的熱容量和溫升的核算 9鼓式制動(dòng)器摩擦片上的制動(dòng)力矩鼓式制動(dòng)器的制動(dòng)力矩的算法有兩種：1.對(duì)摩擦片上的壓力進(jìn)行積分計(jì)算。2.通過(guò)凸輪的促動(dòng)力，再由促動(dòng)力和制動(dòng)力之間的關(guān)系進(jìn)行計(jì)算。本設(shè)計(jì)中采用的是第一種計(jì)算方法，只要是通過(guò)對(duì)摩擦片上的壓力進(jìn)行積分后計(jì)算出制動(dòng)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(dá)式為。在中：b—摩擦襯片寬度；R—制動(dòng)鼓半徑；—單元面積的包角。圖4—1支承銷式制動(dòng)蹄制動(dòng)鼓作用在摩擦襯片上的法向力為：(4-1)摩擦力的制動(dòng)力矩為：在由至區(qū)段上積分上式，得：(4-2)當(dāng)法向壓力均勻分布時(shí)，有：(4-3)圖4—2張開力計(jì)算用圖增勢(shì)蹄所產(chǎn)生的制動(dòng)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(dòng)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(shì)蹄可表示為：(4-7)減勢(shì)蹄可表示為：(4-8)圖4—3制動(dòng)力矩計(jì)算用圖又有：(4-9)則對(duì)領(lǐng)蹄有：(4-10)。因?yàn)椋?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(duì)液壓驅(qū)動(dòng)的制動(dòng)器，有，則其張開力為：.15N?m(4-14)由于蹄的自鎖是在制動(dòng)器制動(dòng)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(huì)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(dòng)器摩擦片上的制動(dòng)力矩摩擦面和制動(dòng)盤的摩擦面接觸良好，壓力分布均勻，此時(shí)盤式制動(dòng)器的制動(dòng)力矩可以表示為：（4-18）N——單側(cè)制動(dòng)塊對(duì)制動(dòng)盤的壓緊力；——摩擦系數(shù)；R——作用半徑。圖4—4盤式制動(dòng)器圖4—5鉗盤式制動(dòng)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(huì)小于0.65，此處取m=1。由求得：N制動(dòng)器效能因數(shù)制動(dòng)系數(shù)和摩擦力和輸入力的比值關(guān)系為：（4-20）——制動(dòng)器效能因數(shù)——制動(dòng)器的摩擦力矩；——制動(dòng)鼓（制動(dòng)盤）的作用半徑；——施加在兩個(gè)制動(dòng)蹄上的張開力的平均值;相對(duì)鼓式制動(dòng)器來(lái)說(shuō)，假設(shè)作用在制動(dòng)蹄上的力分別為、，則有蹄的效能因數(shù)分別：（4-21）（4-22）整個(gè)鼓式制動(dòng)器的制動(dòng)因數(shù)為：（4-23）當(dāng)時(shí)，則：（4-24）若在張力P的作用下，制動(dòng)蹄摩擦片與制動(dòng)鼓的合力為N，如圖4—6表示,制動(dòng)蹄摩擦片與制動(dòng)鼓的合力作用在襯片的B點(diǎn)。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(dòng)器的簡(jiǎn)化受力圖領(lǐng)蹄繞支點(diǎn)A的力矩平衡方程：（4-25）領(lǐng)蹄的制動(dòng)蹄因數(shù)：（4-26）當(dāng)制動(dòng)鼓的旋轉(zhuǎn)方向相反時(shí)，摩擦力的方向也發(fā)生改變，與上述分析相同。從蹄繞支點(diǎn)A的力矩平衡方程：（4-27）（4-28）通過(guò)以上分析計(jì)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(dòng)蹄系數(shù)較小。但是都在=0.3～0.35內(nèi)，當(dāng)張開力時(shí)，張開力相差接近3倍。下面是對(duì)制動(dòng)因數(shù)分析計(jì)算：領(lǐng)蹄的制動(dòng)蹄因數(shù)BF(4-29)從蹄的制動(dòng)蹄因數(shù)BF(4-30)在(4-29)和(4-30)中：整個(gè)制動(dòng)器因數(shù)為：符合設(shè)計(jì)要求。摩擦襯片的磨損特性計(jì)算摩擦襯片的磨損是一個(gè)很復(fù)雜的問題，無(wú)法用一個(gè)特定的形式來(lái)表示，其影響因素有很多。[10]摩擦襯片再制動(dòng)過(guò)程中其產(chǎn)生的摩擦現(xiàn)象是一個(gè)動(dòng)態(tài)的過(guò)程，這間接的說(shuō)明了汽車再制動(dòng)過(guò)程中摩擦襯片會(huì)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(dòng)器的再制動(dòng)過(guò)程中，有零部件發(fā)生振動(dòng)。以上兩種情況對(duì)摩擦襯片和摩擦盤的摩擦面積都有較大的影響。制動(dòng)力矩是由摩擦材料和制動(dòng)盤的摩擦產(chǎn)生，再選用摩擦材料時(shí)應(yīng)保證其具有良好的耐磨性、制動(dòng)時(shí)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(dòng)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(dòng)初速度與末速度；——制動(dòng)減速度，計(jì)算時(shí)取=0.6??????????????????????????.3；——制動(dòng)時(shí)間；Al——制動(dòng)力分配系數(shù)。在緊急剎車到時(shí)，可以近似的認(rèn)為，則有：(4-32)若比能量耗散率太高，則會(huì)加速制動(dòng)襯片的磨損，引起制動(dòng)鼓或制動(dòng)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(guò)增加制動(dòng)襯片面積、改善摩擦材料的性能、增加制動(dòng)盤的厚度來(lái)改善。制動(dòng)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(duì)流和熱輻射。制動(dòng)器之所以能夠令汽車在行駛過(guò)中種停下來(lái)，其主要的原因還是由于制動(dòng)器也是一個(gè)能量轉(zhuǎn)換的裝置，當(dāng)制動(dòng)踏板踩下時(shí)，能夠?qū)⑵嚨膭?dòng)能轉(zhuǎn)化為熱能，再通過(guò)制動(dòng)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(dòng)的下坡路程中，制動(dòng)器因?yàn)闇囟雀叨鸬亩ネ耸窃僭O(shè)計(jì)中不被允許的，因此，制動(dòng)器的溫度核算也是有必要的。校核計(jì)算制動(dòng)器的熱容量和溫升是否滿足：(4-33)——各制動(dòng)鼓的總質(zhì)量；——制動(dòng)鼓材料的比熱容；——與制動(dòng)鼓相連的受熱金屬件的總質(zhì)量；——制動(dòng)鼓的溫升；——與制動(dòng)鼓相連的受熱金屬件的比熱容；L——滿載汽車制動(dòng)時(shí)由動(dòng)能轉(zhuǎn)變的熱能；再制動(dòng)過(guò)程中，一般情況下制動(dòng)器的熱量有小部分因?yàn)槠渌蛏⑹У?，但是大部分的熱量還是通過(guò)制動(dòng)器吸收并。此設(shè)計(jì)在假設(shè)在制動(dòng)時(shí)間短，制動(dòng)強(qiáng)度大的前提下，近似的認(rèn)為汽車制動(dòng)過(guò)程中的熱量由制動(dòng)器全部吸收，則有：（4-33