盘式制动器制动计算
制动器设计-计算说明书
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。
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)(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.
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。
盘式制动器制动计算
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。
盘式制动器制动计算
盘式制动器制动计算
1.制动力矩计算
制动力矩是盘式制动器产生制动力的重要指标，是制动器设计的基础
参数。
制动力矩的计算可以通过以下公式进行：
T=Fr*r
其中，T为制动力矩，Fr为制动力，r为制动器半径。
制动力的计算
涉及到车辆的质量、速度和制动时间等因素，常用的计算公式为：Fr=m*a/n
其中，m为车辆的质量，a为减速度，n为制动数（通常取2）。
2.摩擦力计算
Ff=μ*N
其中，Ff为摩擦力，μ为摩擦系数，N为垂直于制动盘方向的力。
摩擦系数是制动材料的重要参数，需要通过试验或参考相关文献进行确定。
3.温升计算
ΔT=Q/(m*Cp)
其中，ΔT为温升，Q为制动器吸收的热量，m为制动器的质量，Cp
为制动器的比热容。
制动器吸收的热量可以通过以下公式计算：Q=Ff*v*t
其中，v为车辆的速度，t为制动时间。
4.设计参数计算
A=T/(μ*p)
其中，A为制动器的有效面积，p为盘式制动器的接触压力。
以上为盘式制动器制动计算的主要内容，通过这些计算，可以得到盘
式制动器的设计参数和性能参数，实现对盘式制动器进行合理设计和选型。
同时，根据实际情况和需求，还需要考虑制动器的热稳定性、耐磨性、抗
褪色性等因素，在设计和选用制动器时综合考虑，以确保制动器的安全可
靠性和使用寿命。
最新鼓改盘制动力计算
制动力计算制动器最大制动力计算制动系统的主要参数见表2。
表2 制动系统的主要参数设在制动踏板上施加的力为F 0时前、后制动器产生的制动力分别为F μ1和F μ2，则前、后制动器制动力与施加在踏板上的力之比为（按F 0=500N 时的助力比计算）： 1）前制动器1)VS (R r1aC1HzRZ1n μhydr μmech l l F F K i A A21011+⋅⋅⋅⋅⋅⋅⋅==ημ=)13.3(38811176.00.4453.2854285.085.00.806.323+⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯ =352）后制动器1)VS (R r2aC2HzRZ2n μhydr μmech l l F F K i A A21022+⋅⋅⋅⋅⋅⋅⋅==ημ=)13.3(38813676.00.4455.1133285.085.00.806.323+⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯ =17由于国家法规规定F 0≤500N ，所以前、后制动器的最大制动力F μ1max 和F μ2max 分别为 F μ1max =500N ·K 1=500N ×35=17500N （1） F μ2max =500N ·K 2=500N ×17=8500N （2）表3 整车参数由汽车理论知识可知，汽车在附着系数为ϕ的道路制动时，当前、后车轮即将抱死时有最大的制动力，这时前、后车轮的制动力等于前、后轴的附着力。
前、后轴的附着力F ϕ1和F ϕ2分别为F ϕ1=F z1ϕ=()ϕϕg h b LG+ （3） F ϕ2=F z2ϕ=()ϕϕg h a LG- （4） 式（3）和式（4）中，F z1—前轴地面法向反力； F z2—后轴地面法向反力；G —汽车重量；a —质心与前轴距离；b —质心与后轴距离； ϕ—路面附着系数； h g —质心高度。
式（3）为一元二次函数，在0＜ϕ＜1时，F ϕ1随ϕ的增大而增大。
因道路（沥青或混凝土）的峰值附着系数一般为0.8～0.9，取ϕ=0.9，作为F ϕ1的最大值。
电磁圆盘式制动器的校核计算
ｅ ｘ ａ ｍｐｌ ｅ ｓ ． Ａｓ ｄｙ ｎ ａ ｍｉ ｃ ｂｒ ａｋ ｉ ｎｇ ｔ ｏ ｒ ｑ ｕｅ ｉ ｓ ａ ｃ ｏ ｒ ｅ ｐａ ｒ ａ ｍｅ ｔ ｅ ｒ ｏ ｆ ｔ ｈ ｅ ｂｒ ａ ｋｅ，ｔ ｈ ｅ ｄ ｙ ｎａ ｍｉ ｃ ｔ ｏ ｒ ｑｕ ｅ ｔ ｅ ｓ ｔ ｂ ｅ ｄ ｏ ｆ ｂｒ ａ ｋ ｅ ｍｏ ｔ ｏ ｒ ｉ ｓ ｕｓ ｅ ｄ
电磁 圆盘 式 制 动 器 的 校 核 计 算
梁有 明 陈 峰 ２ １ ４ １ ７ ４ 江 苏省特种 设 备安 全监 督检 验研 究院无锡 分 院 无锡
摘
要 ：介绍 了一种 电磁 圆盘式制动器 的组 成 、工作 原理 ，结 合实例 给 出了电磁 圆盘式制 动器 制动力 矩和
制动弹簧 的校核计算方 法。考虑到动态制动力矩是 制动器 的核 心参数 ，利 用制 动电机 动态力矩 试验 台对 电磁 圆
３ ． １ 制动 力矩 计算
制动 盘有 效摩擦 直 径
Ｄ： ＝— － 额 定制 动力
图 １ 电 磁 圆 盘式 制 动 器 实 物 图
２
（ １ ） （ ２ ）
Ｆ：
２ 电磁 圆盘 式 制 动 器 的 工 作 原 理
电磁 圆盘 式 制 动器 依 靠 电磁 铁 产 生 的 电 磁 吸 力 与制 动 弹 簧 的 弹力 相 互 作 用 而 实 现 制 动 器 的 开 闭功能 。当 机 构 需 要 运 行 时 ，电磁 圆 盘 式 制 动 器 的线 圈通 电产 生磁 场 和 电磁 吸 力 ，当 电磁 吸力 大 于 制动 弹 簧 的弹 力 （ 即 制 动 弹 簧 施 加 在 制 动 盘 上 的压力 ） 时 ，电 磁 铁 与磁 轭 吸 合 ，制 动 盘 与 端 盖 脱 离 ，制 动 解 除 使 电动 机 正 常 运 行 。 当机 构 需 要
(完整版)盘式制动器制动计算
re
这里：卩1=在制动器抱死时制动片内衬材料与对面材料的摩擦系数；S=球坡道倾角；rBT=
球轨道半径（m）；re=有效半径（m）；
制动灵敏度
高因素的制动对于制造公差和内衬摩擦的变化非常敏感。
衡量敏感性是随着内衬摩擦的变
化，制动系数变化量。它可以计算：
=
（1-
这里：Sb=$U动灵敏度；3=球坡道倾角；卩f=制动片内衬材料与对面材料的摩擦系数；
踏板力
踏板的比例计算到脚垫的中心。踏板回位弹簧对于整体的踏板力显著的作用。
特别是在整
个行程中。
实际的减速度和停止距离
在计算中使用的减速度是一个被称为MFDD（指完全展开的减速）的稳定状态。假设车辆 处于不是制动就是不制动的状态。 在实践中，系统压力的上升与摩擦的产生需要一定的时间。 这并不是司机的反应时间，而是系统的反应时间。凡计算需要停止的距离或平均停止减速度, 那么这个延时必须考虑。对于建立超过0.6秒线性计算，就有0.3秒的延迟。
注：所不同的是，由于全盘式制动器是全表面接触的，但制动片通常不并是一个扇形体， 而两侧是方形的（由于摩擦力的变化，实际上此不同并不是很重要）。
夹紧力
C
.Uf n
这里：C=制动夹紧力（N）；T=制动力矩（Nm；re=有效半径（m）；卩f=制动片内衬材料与 制动盘材料的摩擦系数；n=摩擦面数目；
夹紧负荷被假设等效地作用在所有的摩擦表面。对于干盘式制动器，是否是滑动式或对置
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
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盘式制动器制动计算
盘式制动器是一种常见的机械制动装置，广泛应用于各种车辆和机器中。
它的基本原理是通过摩擦产生的力矩将转动的机械设备停下来。
在进行盘式制动器的制动计算时，需要考虑一些关键参数，包括制动力，制动压力，摩擦片的摩擦系数以及制动盘的参数等。
首先，需要计算出所需的制动力。
制动力是指制动器通过摩擦力对制动盘产生的制动力矩。
制动力的大小取决于需要制动的负载以及要求的制动时间。
一般而言，制动力的大小可以根据公式F=M*a来计算，其中F是制动力，M是转动质量，a是制动加速度。
制动压力是制动器产生摩擦力所需的压力。
一般而言，制动器的设计压力可以根据制动力和摩擦片的面积来计算。
制动压力的大小可以使用公式P=F/A来计算，其中P是制动压力，F是制动力，A是摩擦片的效用面积。
摩擦片的摩擦系数是制动器的核心参数之一、不同材料的摩擦片具有不同的摩擦系数，摩擦系数大小决定了制动效果的好坏。
在制动计算时，需要根据具体材料的摩擦系数来进行计算。
此外，还需要考虑制动盘的参数。
制动盘的尺寸、材料和表面状态等都会对制动效果产生影响。
制动盘的尺寸可以根据所需的制动力和制动盘的材料来计算。
制动盘的材料一般选择具有良好热传导性和抗磨损性能的金属材料。
制动盘表面的状态可以通过摩擦片和制动盘之间的接触面积以及表面的光滑度来表征。
在实际应用中，还需要考虑一些额外的因素，例如制动盘和摩擦片的
磨损情况、制动器的热能散失等。
这些因素会影响制动器的实际制动效果，需要根据具体情况进行相应的修正。
总之，盘式制动器的制动计算是一个复杂的过程，需要考虑多个参数
和因素。
正确的制动计算可以有效保障机械设备的安全运行和制动效果的
稳定性。