文档介绍：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，必须检查蹄有无自锁的可能。由式(8—10)得出自锁条件。   当式(8—10)中的分母等于零时，蹄自锁，即          cˊ(COSδ1+fsinδ1)—fRl=0如果f<cˆδ1/(R1-cˆsinδ1)就不会自锁。由方程式(8—5)和式(8—10)可计算出领蹄表面的最大压力为   Pmaxl=Fo1hR1/bR2(cosα’-cosα”)[cˆ(cosδ1+fsinδ1)-fR1]  二、盘式制动器的设计计算   假定衬块的摩擦表面全部与制动盘接触，且各处单位压力分布均匀，则制动器的制动力矩为                   Mµ=2f／FoR式中，f为摩擦因数；Fo为单侧制动块对制动盘的压紧力；R为作用半径。
   对于常见的具有扇形摩擦表面的衬块，若其径向宽度不很大，取R等于平均半径Rm，或有效半径Re，在实际上已经足够精确。   如图8—11，平均半径为                 Rm=(R1+R2)/2式中，Rl和R2为摩擦衬块扇形表面的内半径和外半径。设衬块与制动盘之间的单位压力为户，则在任意微元面积RdRdφ上的摩擦力对制动盘中心的力矩为fpR2dRdφ，而单侧制动块加于制动盘的制动力矩应为单侧衬块加于制动盘的总摩擦力为故有效半径为          Re=Mμ/2fFo=2(R23-R13)/3(R22-R12)可见，有效半径Re即是扇形表面的面积中心至制动盘中心的距离。上式也可写成Re=4/3[1-R1R2/(R1+R2)2](R1+R2)/2=4/3[1-m/(1+m)2]Rm式中，m=R1/R2因为m<1，m/(1+m)2<1/4，故Re>Rm，且m越小则两者差值越大。应当指出，若m过小，即扇形的径向宽度过大，衬块摩擦面上各不同半径处的滑磨速度相差太远，磨损将不均匀，因而单位压力分布均匀这一假设条件不能成立，则上述计算方法也就不适用。m值一般不应小于0．65。制动盘工作面的加工精度应达到下述要求：平面度允差为0．012mm，—，两摩擦表面的平行度不应大于0．05mm，制动盘的端面圆跳动不应大于0．03mm。通常制动盘采用摩擦性能良好的珠光体灰铸铁制造。为保证有足够的强度和耐磨性能，其牌号不应低于HT250。三、衬片磨损特性的计算摩擦衬片(衬块)的磨损受温度、摩擦力、滑磨速度、制动鼓(制动盘)的材质及加工情况，以及衬片(衬块)本身材质等许多因素的影响，因此在理论上计算磨损性能极为困难。但试验表明，影响磨损的最重要的因素还是摩擦表面的温度和摩擦力。从能量的观点来说，汽车制动过程即是将汽车的机械能(动能和势能)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，制动器几乎承担了汽车全部动能耗散的任务。此时，由于制动时间很短，实际上热量还来不及逸散到大气中，而被制动器所吸收，致使制动器温度升高。这就是所谓制动器的能量负荷。能量负荷越大，则衬片(衬块)磨损将越严重。对于盘式制动器的衬块，其单位面积上的能量负荷比鼓式制动器的衬片大许多倍