盘式基本参数5.2 凸轮张开力的确定及蹄自锁性校核5.2.1 张开力P1与P2的确定在计算鼓式制动器时，必须建立制动蹄对制动鼓的压紧力与所产生的制动力矩之间的关系。

为计算有一个自由度的制动蹄片上的力矩1Tf T ，在摩擦衬片表面上取一横向单元面积，并使其位于与1y 轴的交角为α处，单元面积为αbRd 。

，其中b 为摩擦衬片宽度，R 为制动鼓半径，αd 为单元面积的包角，如图4-1所示。

由制动鼓作用在摩擦衬片单元面积的法向力为：αααd bR q qbRd dN sin max == (5-1)而摩擦力fdN 产生的制动力矩为ααd f bR q dNfR dT T f sin 2max ==在由α'至α''区段上积分上式，得)cos (cos 2max αα''-'=f bR q T Tf (5-2) 当法向压力均匀分布时，αbRd q dN p = )(2αα'-''=f bR q T p Tf (5-3)由式(46)和式(47)可求出不均匀系数)cos /(cos )(αααα''-''-''=∆式（46）和式（47）给出的由压力计算制动力矩的方法，但在实际计算中采用由张开力P 计算制动力矩1Tf T 的方法则更为方便。

增势蹄产生的制动力矩1Tf T 可表达如下：111ρfN T Tf = （5-4）式中 1N ——单元法向力的合力；1ρ——摩擦力1fN 的作用半径(见图5-3)。

如果已知制动蹄的几何参数和法向压力的大小，便可用式(17—46)算出蹄的制动力矩。

1N 与张开力1P 的关系式，写出为了求得力制动蹄上力的平衡方程式：0)sin (coscos 111101=+-+δδαf N S P x 01111=+'-N f C S a P x ρ (5-5)式中 1δ——1x 轴与力1N 的作用线之间的夹角；x S 1——支承反力在x1轴上的投影。

解式(49)，得])sin (cos /[11111ρδδf f c hP N -+'= （5-6）对于增势蹄可用下式表示为11111111])sin (cos /[B P f f c fh P T Tf =-+'=ρδδρ （5-7）对于减势蹄可类似地表示为22222222])sin (cos/[B P f f c fh P T T f =+-'=ρδδρ （5-8） 为了确定1ρ，2ρ及1δ，2δ，必须求出法向力N 及其分量。

如果将dN(见图38)看作是它投影在1x 轴和1y 轴上分量x dN 和x dN 的合力，则根据式（5-5）有：4/)2sin 2sin 2(sin sin max 2max ααβααααααα'+''-===⎰⎰''''''bR q d bR q dN N x （5-9） 4/)2cos 2(cos sin cos max 2max αααααααααα''-''===⎰⎰''''''bR q d bR q dN N y （5-10） 因此)]2sin 2sin 2/()2cos 2s arctan[(co )arctan(ααβααδ'+''-''-'==xy N N式中 ααβ'-''=。

根据式(5-2)和式(5-4)，并考虑到221y x N N N +=则有 22)2sin 2sin 2()2cos 2(cos /)]cos (cos 4[ααβααααρ'+''-+''-'''-'=R如果顺着制动鼓旋转的制动蹄和逆着制动鼓旋转的制动蹄的α'和α''同，显然两种蹄的δ和ρ值也不同。

对具有两蹄的制动器来说，其制动鼓上的制动力矩等于两蹄摩擦力矩之和，即221121B P B P T T T Tf Tf f +=+=对于凸轮张开机构，其张开力可由前述作用在蹄上的力矩平衡条件得到的方程式求出：11/5.0B T P f =22/5.0B T P f = 其中Tf 前单=0.5Tf1max;Tf 后单=Tf2max ；且前、后制动器B1，B2均相等。

代入上式计算得到前、后轮p1、p2分别是：p1前=？N ，p2=N ，p1=N ，p2=N5.2.2 检查制动自锁计算蹄式制动器时，必须检查蹄有无自锁的可能，由式(5-2)得出自锁条件。

当该式的分母等于零时，蹄自锁：0)sin (cos 111=-+'ρδδf f c （5-11） 如果式 111sin cos δρδc c f '-'<（5-12） 成立，则不会自锁。

已选f=0.3，计算得到111sin cos δρδc c '-'=？，即式（5-12）成立，制动蹄不会自锁。

5.3 摩擦衬片(衬块)的磨损特性计算摩擦衬片(衬块)的磨损，与摩擦副的材质、表面加工情况、温度、压力以及相对滑磨速度等多种因素有关，因此在理论上要精确计算磨损性能是困难的。

但试验表明，摩擦表面的温度、压力、摩擦系数和表面状态等是影响磨损的重要因素。

汽车的制动过程是将其机械能(动能、势能)的一部分转变为热量而耗散的过程。

在制动强度很大的紧急制动过程中，制动器几乎承担了耗散汽车全部动力的任务。

此时由于在短时间内热量来不及逸散到大气中，致使制动器温度升高。

此即所谓制动器的能量负荷。

能量负荷愈大，则衬片(衬块)的磨损愈严重。

制动器的能量负荷常以其比能量耗散率作为评价指标。

比能量耗散率又称为单位功负荷或能量负荷，它表示单位摩擦面积在单位时间内耗散的能量，其单位为W ／mm 2。

双轴汽车的单个前轮制动器和单个后轮制动器的比能量耗散率分别为βδ1222112)(21tA v v m e a -= )1(2)(21222212βδ--=tA v v m e a （5-13） jv v t 21-= 式中 δ——汽车回转质量换算系数；a m ——汽车总质量；1v ，2v ——汽车制动初速度与终速度，m ／s ；计算时轿车取1001=v km/h(27.8m/s)；总质量3.5t 以下的货车取1v =80km/h(22.2m/s)；总质量3．5t 以上的 货车取1v =65km ／h(18m ／s)；j ——制动减速度，m ／s 2，计算时取j=0．6g ；t ——制动时间，s ；A l ，A 2——前、后制动器衬片(衬块)的摩擦面积；β——制动力分配系数。

取制动初速度1v =22.2m/s ，代入数据算得e1= ?W ／mm 2 ,e2= ?W ／mm 2 。

依参考文献【4】，鼓式制动器的比能量耗损率以不大于1.8W ／mm 2为宜。

根据计算所得，前、后制动器的比能量耗散率均符合规定。

磨损和热的性能指标也可用衬片在制动过程中由最高制动初速度至停车所完成的单位衬片(衬块)面积的滑磨功即比滑磨功f L ，来衡量：][2max 2f a a f L A v m L ≤=∑（62） 式中 a m ——汽车总质量，kg ；m a xa v ——汽车最高车速，m/s ； ∑A ——车轮制动器各制动衬片(衬块)的总摩擦面积，cm ’； [f L ]——许用滑磨功，对轿车取[f L ]＝1000～1500J ／cm 2；对客车和货车取[f L ]＝600～800J ／cm 2。

取1v =22.2m/s ，代入数据算得比滑磨功f L =？<[f L ]=600 J ／cm 2 。

因此该车的磨损和热的性能指标均达标准。

5.4 制动器的热容量和温升的核算应核算制动器的热容量和温升是否满足如下条件：L t c m c m h h d d ≥∆+)( （5-15） 式中： d m ——各制动鼓(盘)的总质量；h m ——与各制动鼓(盘)相连的受热金属件(如轮毂、轮辐、轮辋、制动钳体等)的总质量；d c ——制动鼓(盘)材料的比热容，对铸铁c=482J ／(kg ·K)，对铝合金c=880J ／(kg ·K)；h c ——与制动鼓(盘)相连的受热金属件的比热容；t ∆ ——制动鼓(盘)的温升(一次由a v =30km ／h 到完全停车的强烈制动，温升不应超过15℃)；L ——满载汽车制动时由动能转变的热能，因制动过程迅速，可以认为制动产生的热能全部为前、后制动器所吸收，并按前、后轴制动力的分配比率分配给前、后制动器，即β221a a v m L = )1(222β-=a a v m L （5-16） 式中 a m ——满载汽车总质量；a v ——汽车制动时的初速度，可取max a a v v =；β——汽车制动器制动力分配系数。

估算得d m =？kg,h m =?kg,1L +L2=?............................5.5 制动器主要零件的结构设计与强度计算5.5.1 制动器主要零件的结构设计5.5.1.1 制动鼓制动鼓应具有高的刚性和大的热容量，制动时其温升不应超过极限值。

制动鼓的材料与摩擦衬片的材料相匹配，应能保证具有高的摩擦系数并使工作表面磨损均匀。

轻型货车和一些轿车则采用由钢板冲压成形的辐板与铸铁鼓筒部分铸成一体的组合式制动鼓。

本设计选取价格便宜、经济适用的灰铸铁制造。

如图5-4制动鼓在工作载荷作用下会变形，致使蹄鼓间单位压力不均匀，且会损失少许踏板行程。

鼓筒变形后的不圆柱度过大容易引起自锁或踏板振动。

为防止这些现象需提高制动鼓的刚度。

为此，沿鼓口的外缘铸有整圈的加强肋条，也有的加铸若干轴向肋条以提高其散热性能。

制动鼓壁厚的选取主要是从刚度和强度方面考虑。

壁厚取大些也有助于增大热容量，但试验表明，壁厚从11mm增至20mm，摩擦表面平均最高温度变化并不大。

一般铸造制动鼓的壁厚：轿车为7～12mm，中、重型货车为13～18mm。

由于本设计的对象是轻型货车，所以选取制动鼓壁厚为1２mm。

５.５.１.２制动蹄轿车和轻型、微型货车的制动蹄广泛采用T形型钢辗压或钢板冲压—焊接制成。

制动蹄的断面形状和尺寸应保证其刚度好，以满足轻型货车载运的需要。

制动蹄腹板和翼缘的厚度，轿车的约为3—5mm；货车的约为5～8mm。

摩擦衬片的厚度，轿车多用4.5～5mm；货车多在8mm以上。

衬片可以铆接或粘接在制动蹄上，粘接的允许其磨损厚度较大，但不易更换衬片；铆接的噪声较小。