盘式制动器制动计算

制动器设计-计算说明书三、课程设计过程（一）设计制动器的要求：1、具有良好的制动效能—其评价指标有：制动距离、制动减速度、制动力和制动时间。

2、操纵轻便—即操纵制动系统所需的力不应过大。

对于人力液压制动系最大踏板力不大于（500N ）（轿车）和700N （货车），踏板行程货车不大于150mm ，轿车不大于120mm 。

3、制动稳定性好—即制动时，前后车轮制动力分配合理，左右车轮上的制动力矩基本相等，汽车不跑偏、不甩尾；磨损后间隙应能调整！4、制动平顺性好—制动力矩能迅速而平稳的增加，也能迅速而彻底的解除。

5、散热性好—即连续制动好，摩擦片的抗“热衰退”能力要高（指摩擦片抵抗因高温分解变质引起的摩擦系数降低）；水湿后恢复能力快。

6、对挂车的制动系，还要求挂车的制动作用略早于主车；挂车自行脱钩时能自动进行应急制动。

（二）制动器设计的计算过程：设计条件：车重2t ，重量分配60%、40%，轮胎型175/75R14，时速70km/h ，最大刹车距离11m 。

1. 汽车所需制动力矩的计算根据已知条件，汽车所需制动力矩：M=G/g ·j ·r k （N ·m ） 206.321j ）（v S ?=(m/s 2）式中：r k —轮胎最大半径 (m)；S —实际制动距离 (m)；v 0 —制动初速度 (km/h)。

217018211 3.6j ??=?=(m/s 2) m=G/g=2000kg查表可知，r k 取0.300m 。

M=G/g ·j ·r k =2000·18·0.300=10800（N ·m ）前轮子上的制动器所需提供的制动力矩：M ’=M/2?60%=3240（N ·m ）为确保安全起见，取安全系数为 1.20，则M ’’=1.20M ’=3888（N ·m ）2. 制动器主要参数的确定（1）制动盘的直径D制动盘直径D 希望尽量大些，这时制动盘的有效半径得以增大，就可以降低制动钳的夹紧力，降低摩擦衬块的单位压力和工作温度。

第四节 制动器的设计与计算一、鼓式制动器的设计计算1.压力沿衬片长度方向的分布规律除摩擦衬片因有弹性容易变形外，制动鼓、蹄片和支承也有变形，所以计算法向压力在摩擦衬片上的分布规律比较困难。

通常只考虑衬片径向变形的影响，其它零件变形的影响较小而忽略不计。

制动蹄有一个自由度和两个自由度之分。

首先计算有两个自由度的紧蹄摩擦衬片的径向变形规律。

如图8-8a 所示，将坐标原点取在制动鼓中心O 点。

1y 坐标轴线通过蹄片的瞬时转动中心1A 点。

制动时，由于摩擦衬片变形，蹄片一面绕瞬时转动中心转动，同时还顺着摩擦力作用的方向沿支承面移动。

结果蹄片中心位于1O 点，因而未变形的摩擦衬片的表面轮廓(11E E 线)，就沿1OO 方向移动进入制动鼓内。

显然，表面上所有点在这个方向上的变形是一样的。

位于半径1OB 上的任意点1B 的变形就是11B B '线段，所以同样一些点的径向变形1δ为 111C B =δ≈111cos ψB B '考虑到︒-+=90)(111αϕψ和max 1111δ=='OO B B ，所以对于紧蹄的径向变形1δ和压图8—8 计算摩擦衬片径向变形简图a)有两个自由度的紧蹄 b)有一个自由度的紧蹄力1p 为：⎭⎬⎫+=+=)sin()sin(11max 1111max 11ϕαϕαδδp p (8-1)式中，1α为任意半径1OB 和1y 轴之间的夹角；1ψ为半径1OB 和最大压力线1OO 之间的夹角；1ϕ为1x 轴和最大压力线1OO 之间的夹角。

其次计算有一个自由度的紧蹄摩擦衬片的径向变形规律。

如图8-8b 所示，此时蹄片在张开力和摩擦力作用下，绕支承销1A 转动γd 角。

摩擦衬片表面任意点1B 沿蹄片转动的切线方向的变形就是线段11B B '，其径向变形分量是这个线段在半径1OB 延长线上的投影，即为11C B 线段。

由于γd 很小，可认为︒='∠90111B B A ，故所求摩擦衬片的变形应为 γγγδd B A B B C B 111111111sin sin ='==考虑到1OA ≈R OB =1，那么分析等腰三角形11OB A ，则有γαsin sin 11RB A =，所以表面的径向变形和压力为⎭⎬⎫==αγαδsin sin max 11p p d R (8-2)综上所述可知，新蹄片压力沿摩擦衬片长度的分布符合正弦曲线规律，可用式(8-1)和式(8-2)计算。

制动器的设计与计算.第四节制动器的设计与计算一、鼓式制动器的设计计算1.压力沿衬片长度方向的分布规律除摩擦衬片因有弹性容易变形外，制动鼓、蹄片和支承也有变形，所以计算法向压力在摩擦衬片上的分布规律比较困难。

通常只考虑衬片径向变形的影响，其它零件变形的影响较小而忽略不计。

制动蹄有一个自由度和两个自由度之分。

首先计算有两个自由度的紧蹄摩擦衬片的径向变形规律。

如图8-8a 所示，将坐标原点取在制动鼓中心O 点。

1y 坐标轴线通过蹄片的瞬时转动中心1A 点。

制动时，由于摩擦衬片变形，蹄片一面绕瞬时转动中心转动，同时还顺着摩擦力作用的方向沿支承面移动。

结果蹄片中心位于1O 点，因而未变形的摩擦衬片的表面轮廓(11E E 线)，就沿1OO 方向移动进入制动鼓内。

显然，表面上所有点在这个方向上的变形是一样的。

位于半径1OB 上的任意点1B 的变形就是11B B '线段，所以同样一些点的径向变形1δ为 111C B =δ≈111cos ψB B ' 考虑到?-+=90)(111α?ψ和max 1111δ=='OO B B ，所以对于紧蹄的径向变形1δ和压图8—8 计算摩擦衬片径向变形简图a)有两个自由度的紧蹄 b)有一个自由度的紧蹄力1p 为：+=+=)sin()sin(11max 1111max 11?α?αδδp p (8-1)式中，1α为任意半径1OB 和1y 轴之间的夹角；1ψ为半径1OB 和最大压力线1OO 之间的夹角；1?为1x 轴和最大压力线1OO 之间的夹角。

其次计算有一个自由度的紧蹄摩擦衬片的径向变形规律。

如图8-8b 所示，此时蹄片在张开力和摩擦力作用下，绕支承销1A 转动γd 角。

摩擦衬片表面任意点1B 沿蹄片转动的切线方向的变形就是线段11B B '，其径向变形分量是这个线段在半径1OB 延长线上的投影，即为11C B 线段。

由于γd 很小，可认为?='∠90111B B A ，故所求摩擦衬片的变形应为γγγδd B A B B C B 111111111sin sin ='==考虑到1OA ≈R OB =1，那么分析等腰三角形11OB A ，则有γαsin sin 11RB A =，所以表面的径向变形和压力为==αγαδsin sin max 11p p d R (8-2)综上所述可知，新蹄片压力沿摩擦衬片长度的分布符合正弦曲线规律，可用式(8-1)和式(8-2)计算。

制动计算制动系统方面的书籍很多，但如果您由于某事需要找到一个特定的公式，你可能很难找到。

本文面将他们聚在一起并作一些的解释。

他们适用于为任何两轴的车辆，但你的责任就是验证它们。

并带着风险使用.....车辆动力学静态车桥负载分配相对重心高度动态车桥负载（两轴车辆）车辆停止制动力车轮抱死制动力矩制动基本原理制动盘的有效半径夹紧力制动系数制动产生系统压力伺服助力踏板力实际的减速度和停止距离制动热制动耗能动能转动能量势能制动功率干式制动盘温升单一停止式温升逐渐停止式温升斜面驻车车桥负荷牵引力电缆操纵制动的损失液压制动器制动液量要求制动基本要求制动片压缩性胶管膨胀钢管膨胀主缸损失制动液压缩性测功机惯性车辆动力学静态车桥负载分配这里： Mf=静态后车桥负载（kg）；M=车辆总质量（kg）；Ψ=静态车桥负载分配系数注：对于满载和空载的车辆的变化往往是不同的。

相对重心高度这里： h=重心到地面的垂直距离（m）；wb=轴距；X=相对重心高度;动态车桥负载（仅适用于两轴车辆）制动过程中车桥负载的变化与哪个车桥制动无关。

它们只依赖于静态负载条件和减速度大小。

这里：a=减速度（g）；M=车辆总质量（kg）；Mfdyn=前桥动态负载（kg）；注：前桥负荷不能大于车辆总质量。

后桥负荷是车辆质量和前桥负荷之间的差值，并不能为负数。

它可能脱离地面。

（摩托车要注意）！车辆停止制动力总制动力可以简单地用牛顿第二定律计算。

这里：BF=总制动力（N）；M=车辆总质量（kg）；a=减速度（g）；g=重力加速度（s/m2）；车轮抱死如果车轮不抱死只能产生制动力，因为轮子滑动摩擦力比滚动摩擦力低得多。

在车轮抱死前特定车轴可能的最大制动力计算公式如下：这里：FA=车桥可能的总制动力（N）；Mwdyn=动态车桥质量（kg）；g=重力加速度（s/m2）；μf=轮胎与地面间摩擦系数；制动力矩决定了哪个车轮需要制动来产生足够的制动力，每个车轮扭矩的要求需要确定。