鼓式制动器制动鼓参数化设计研究【含CAD图纸、三维模型、说明书】
收藏
资源目录
压缩包内文档预览：(预览前20页/共72页)
编号：22920742
类型：共享资源
大小：5.49MB
格式：ZIP
上传时间：2019-11-04
上传人：机****料
认证信息
个人认证
高**（实名认证）
河南
IP属地：河南
50
积分
- 关 键 词：
-
含CAD图纸、三维模型、说明书
制动器
制动
参数
设计
研究
CAD
图纸
三维
模型
说明书
- 资源描述：
-
【温馨提示】压缩包内含CAD图有下方大图片预览，下拉即可直观呈现眼前查看、尽收眼底纵观。打包内容里dwg后缀的文件为CAD图，可编辑，无水印，高清图，压缩包内文档可直接点开预览，需要原稿请自助充值下载，所见才能所得，请见压缩包内的文件及下方预览，请细心查看有疑问可以咨询QQ：11970985或197216396
- 内容简介：
-
本科毕业论文(设计)开题报告论 文 题 目： 鼓式制动器制动鼓参数化设计研究学 院 ： 机 械 工 程 学院 专 业 、班 级：学 生 指导教师（职称）： 毕业论文（设计）开题报告要求开题报告既是规范本科生毕业论文工作的重要环节，又是完成高质量毕业论文（设计）的有效保证。为了使这项工作规范化和制度化，特制定本要求。一、选题依据1. 论文（设计）题目及研究领域；2. 论文（设计）工作的理论意义和应用价值；3. 目前研究的概况和发展趋势。二、论文（设计）研究的内容1.重点解决的问题；2. 拟开展研究的几个主要方面（论文写作大纲或设计思路）；3. 本论文（设计）预期取得的成果。三、论文（设计）工作安排1. 拟采用的主要研究方法（技术路线或设计参数）；2. 论文（设计）进度计划。四、文献查阅及文献综述学生应根据所在学院及指导教师的要求阅读一定量的文献资料，并在此基础上通过分析、研究、综合，形成文献综述。必要时应在调研、实验或实习的基础上递交相关的报告。综述或报告作为开题报告的一部分附在后面，要求思路清晰，文理通顺， 较全面地反映出本课题的研究背景或前期工作基础。五、其他要求1. 开题报告应在毕业论文（设计）工作开始后的前四周内完成；2. 开题报告必须经学院教学指导委员会审查通过；3. 开题报告不合格或没有做开题报告的学生，须重做或补做合格后，方能继续论文（设计）工作，否则不允许参加答辩；4. 开题报告通过后，原则上不允许更换论文题目或指导教师；5. 开题报告的内容，要求打印并装订成册（部分专业可根据需要手写在统一纸张上，但封面需按统一格式打印）。10一、选题依据 1、研究领域 车辆工程-汽车设计-汽车零部件设计-参数化设计 2、论文（设计）工作的理论意义和应用价值 鼓式制动器是汽车的主要制动器品种之一，制动器的设计往往要求快速、高质量。解决该问题的有效方法之一就是在对制动器零部件进行参数化设计的基础上，建立先进的汽车制动器专用设计平台。这不仅可以提高产品质量，缩短研制周期，降低设计成本，还可极大地减轻劳动强度。 3 、目前研究的概况和发展趋势 “计算机辅助设计 CAD”这个概念，是由 MIT 机械工程系的 S.A.Coon 最早提出来的。80 年代中期， PTC 公司发布了首个商用参数化设计 CAD 软件系Pro/Engineer，这款基于特征的参数化设计系统的问市为汽车及机械设计开发的自动化打下了夯实的现实基础，将理论研究提升到现实应用水平，自此飞机、汽车、船舶等机械制造工业的开发设计制造开始广泛应用参数化以及变量化的技术，并不断发展进步，其造的经济效益也不断提高。例如 2012 年，Liu Hongpu, Peng Erbao 博士， 使用 UG 对鼓式制动器进行了参数化设计，应用 UG 软件对刹车的类型参数进行了研究和设计。在离散化的原则的基础上,对制动鼓组件的典型特点和各个部分进行了三维参数化建模工作, 并建立了参数化模型库调用。同年，A Rehman 博士，使用 Pro - E 分析考虑了制动鼓的热应力和机械应力。解析了在不同负载和不同的制动鼓的轮廓下的应力分布,确保制动鼓压力值低于允许的极限。我国的技术也在迅速提升，例如 2010 年，王庭义等为了更准确地研究具有凸轮张开装置的领、从蹄式制动器系统的力学行为,在凸轮轴上施加输入力矩来模拟仿真制动器系统的制动过程,并通过 ADAMS 动力学仿真软件进行了仿真分析。2012 年，马迅等人运用通用有限元分析软件 ANSYS Workbench 建立了某鼓式制动器的三维几何及有限元模型。利用制动器应力测定试验方法和试验结果，采用三种不同的领从蹄上促动力的分配方式，并考虑凸轮转动和摩擦系数等不同方案，分析了制动力矩在制动过程中的变化规律，得到与试验结果相对应的仿真结果。2013 年，周吉祥等，为了使鼓式制动器的模拟仿真更 接近于真实状态,联合运用三维 CAD 建模软件 CATIA、有限元分析软件 Hypermesh 及多体动力学分析软件 MSC.ADAMS,考虑将凸轮、制动底 板、制动蹄及制动鼓视为刚性体,将摩擦片视为柔性体建立了鼓式制动器的刚柔耦合动力仿真模型,并基于动力仿真的结果为鼓式制动器的有限元热结构耦合分析提 供实时的凸轮促动力,动力仿真得到的领、从蹄促动力关系与相关文献吻合,验证了模型的正确性,最后基于热结构耦合分析了制动鼓破坏失效的原因并提出了相应的改进措施。 现在计算机辅助设计和分析技术成为被设计师采用的更为高效和准确的设计方法在电脑上，通过参数化建模，设计人员能够完成汽车设计的各项工作，比如汽车结构的设计，强度计算与校核，匹配参数的选择，工作性能和寿命的模拟分析等等。参数化建模是汽车设计的发展趋势。 二、论文（设计）研究的内容1.重点解决的问题 以制动鼓为例进行设计，应用 CATIA 软件研究建立基于快速开发鼓式制动器各个零部件的二次开发参数化设计方法。 2. 拟开展研究的几个主要方面（论文写作大纲或设计思路） (1) 用 CATIA 建立所选制动鼓的三维参数模型；(2) 用 VB 等工具对 CATIA 进行二次开发，创建参数化设计界面；(3) 对有限元模型进行求解，分析其应力、变形分布，优化设计制动器结构，提高结构刚度和强度，减小摩擦片的不均匀磨损现象。3. 本论文（设计）预期取得的成果 通过 CATIA 软件研究基于特征的参数化方法设计鼓式制动器。选择具有典型特征的制动鼓进行三维参数化建模工作，得出更好的制动鼓设计。 （1） 完成 10000 字以上的论文； （2） 完成 3000 字左右外文文献翻译； （3） 使用 CATIA,ANAYS 等软件进行建模、分析； （4） 二次开发参数化设计文件一份； （5） 预计 3 张 A0 图纸。 三、论文（设计）工作安排 1. 拟采用的主要研究方法（技术路线或设计参数）； (1)首先翻阅各种资料，了解本设计的意义、研究概况和发展趋势； (2)分析不同类型鼓式制动器；(3)选择具有典型特征的制动鼓进行三维参数化建模工作； (4)通过设计结果，得出结论。2. 论文（设计）进度计划 第 1 周：理解设计题目，查找参考资料； 第 2 周：整理参考文献，撰写文献综述； 第 3 周：撰写开题报告； 第 4 周：修改开题报告，准备开题答辩； 第 5 周：了解制动鼓的结构和工作原理； 第 6、7 周：确定制动鼓的各项参数；第 8 周：进行中期检查并进行 1 篇外文文献翻译；第 9、10 周：用 CATIA 进行制动鼓的参数化设计，建立三维模型； 第 11、12 周：分析并优化制动鼓的各项参数；第 13 周：改进完善制动鼓的优化方案；第 14 周：撰写毕业论文；第 15 周：修改毕业论文，准备毕业论文答辩。四、需要阅读的参考文献 1 赵晨. 鼓式制动器参数化设计及仿真分析D.武汉理工大学,2014. 2 刘长亮. 鼓式制动器动力学分析及制动性能优化D.吉林大学,2011. 3 王庭义. 鼓式制动器关键技术研究D.长安大学,2011. 4 许自涛. 鼓式制动器应力分析与试验测试D.燕山大学,2011. 5 马迅,陈明东,赵旭. 鼓式制动器有限元分析方法的研究J. 机械设计与制造,2012,06:217-219. 6 王庭义,吕彭民,兰吉光,李玉杰,孟铁. 鼓式制动器制动过程动力学仿真J. 中国公路学报,2010,06:115-120. 7 朱斌. 汽车鼓式制动器力学特性分析D.吉林大学,2011. 8 周吉祥. 基于刚柔耦合模型的鼓式制动器动力仿真及热性能分析D.太原理工大学,2013. 9 马迅, 尹长城, 陈艳红. 基于 ANSYS Workbench 的鼓式制动器的接触分析J. 湖北汽车工业学院学报, 2010, 24(3):1-4. 10 罗明军, 谢亚清. 基于 ANSYS 鼓式制动器有限元模型的建立与分析J. 南昌大学学报工科版, 2010, 32(2):201-204. 11 Liu Hongpu, Peng Erbao, The Study of the Parameterization of the Drum Brake Design Based on UG, Energy Procedia, Volume 17, 2012, Pages 279-285 12 Uhlig R P, Suryatama D. Brake drum: US, US7849979P. 2010. 13 Kumar A, Sabarish R. Structural and thermal analysis of brake drumJ. Middle East Journal of Scientific Research, 2014. 14 Rehman A, Das S, Dixit G. Analysis of stir die cast AlSiC composite brake drums based on coefficient of frictionJ. Tribology International, 2012, 51(7):36-41. 15 Yuan H J. Brake drum coupling analysis based on stress analysisJ. Journal of Mechanical & Electrical Engineering, 2014. 附：文献综述文献综述1 引言作为汽车的关键组成部分，制动系统的性能优劣直接影响到汽车的安全性能。在当前蓬勃发展的汽车行业，提高汽车的制动性能，确保行车可靠安全，早已是汽车设计人员的首要任务。汽车所用的制动器几乎都是摩擦式的，可分为鼓式和盘式两大类。鼓式制动器摩擦副中的旋转元件为制动鼓，其工作表面为圆柱面。鼓式制动器根据其结构都不同，又分为：双向自增力蹄式制动器、双领蹄式制动器、领从蹄式制动器、双从蹄式制动器。其制动效能依次降低，最低是盘式制动器；但制动效能稳定性却是依次增高，盘式制动器最高。也正是因为这个原因，盘式制动器被普遍使用。但由于为了提高其制动效能而必须加制动增力系统，使其造价较高，故低端车一般还是使用前盘后鼓式。鼓式制动器也叫块式制动器，是靠制动块在制动轮上压紧来实现刹车的。鼓式制动是早期设计的制动系统，其刹车鼓的设计 1902 年就已经使用在马车上了，直到 1920 年左右才开始在汽车工业广泛应用。鼓式制动器的主流是内张式，它的制动块(刹车蹄)位于制动轮内侧，在刹车的时候制动块向外张开，摩擦制动轮的内侧，达到刹车的目的。近三十年中，鼓式制动器在轿车领域上已经逐步退出让位给盘式制动器。但由于成本比较低，仍然在一些经济类轿车中使用，主要用于制动负荷比较小的后轮和驻车制动。鼓式制动器的主要种类包括：领从蹄式、双领蹄式、双向双领蹄式、双从蹄式、单向增力式、双向增力式等几种。领从蹄式制动器的效能和效能稳定性，在各式制动器中居中游；前进、倒退行驶的制动效果不变；结构简单，成本底；便于附装驻车制动驱动机构；调整蹄片与制动鼓之间的间隙工作容易。但领从蹄式制动器也有两蹄片上的单位压力不等，故两蹄衬片磨损不均匀，寿命不同的缺点。此外，因只有一个轮缸，两蹄必须在同一驱动回路作用下工作。领从蹄式制动器得到广泛应用。2 国外研究现状国外汽车设计和性能开发研究起步相对较早，而且发展极其迅速，其中的重要原因就是在二十世纪六七十年代左右，西方发达国家就已进入了自动化设计阶段，在计算机技术的广泛应用背景之下，国外的机械设计人员也开始逐渐使用计算机技术，使其协助他们完成复杂的工程计算以及绘制繁多的工程图纸。80 年代中期，PTC 公司发布了首个商用参数化设计 CAD 软件系 Pro/Engineer， 这款基于特征的参数化设计系统的问市为汽车及机械设计开发的自动化打下了夯实的现实基础，将理论研究提升到现实应用水平，自此飞机、汽车、船舶等机械制造工业的开发设计制造开始广泛应用参数化以及变量化的技术，并不断发展进步，其造的经济效益也不断提高。2012 年，Liu Hongpu, Peng Erbao 博士1，使用 UG 对鼓式制动器进行了参数化设计，应用 UG 软件对刹车的类型参数进行了研究和设计。在离散化的原则的基础上, 对制动鼓组件的典型特点和各个部分进行了三维参数化建模工作, 并建立了参数化模型库调用。同年，A Rehman 博士2，使用 Pro - E 分析考虑了制动鼓的热应力和机械应力。解析了在不同负载和不同的制动鼓的轮廓下的应力分布,确保制动鼓压力值低于允许的极限。2014 年，HJ Yuan 博士3针对制动鼓工作过程中的由热应力引起的温度上升,摩擦系数不稳定下降,制动转矩降低,断裂失效的制动鼓表面径向裂纹的发生等问题,。通过分析有限元(FE)模型,位移分布云图和热应力云图,以及位移分布和应力云图,。耦合分析了接触区域外一侧内壁的制动鼓和摩擦片,交互的机械负荷和热负荷,最大应力之间的关系和制动鼓的材料强度极限。德国在制动器方面的研究可以说是更上一层楼，以 B.布勒伊尔及 K.比尔为例4， 他们于各种类型的车辆制动器和制动系统都有很深研究，并以此为基础，结合全球最新制动系统科技研究成果以及各地区的实际需要，针对现代车辆制动系统的基础理论、设计要求、虚拟模拟、系统开发、部件性能分析和功能开发，将世界范围内的制动方面的新技术都一一进行了系统阐述和理论延伸。此外，印度 Bharath 大学的 Anup Kumar and R. Sabarish 教授5 元分析法和 pro/e 分析了在经历高温和热应力提高的制动过程中制动鼓的结构和热能的各种变化。3 国内研究现状我国对制动器的研究开发初步具有成效，但还需要进一步的发展。 我国的 CAD 技术研究起源于 20 世纪 70 年代初，在中国研究人员对汽车鼓式制动器研究的几十年内，取得了一系列成果。2010 年，王庭义等人6为了更准确地研究具有凸轮张开装置的领、从蹄式制动器系统的力学行为,在凸轮轴上施加输入力矩来模拟仿真制动器系统的制动过程,并通过 ADAMS 动力学仿真软件进行仿真分析。同年，罗明军等人7基于 ANSYS 对鼓式制动器的受力分析,建立了其关键受力部件的力学模型。基于鼓式制动器实体模型建立了其有限元模型,为了更真实模拟制动器的工作状态,将制动蹄、制动鼓和摩擦衬片作为一个整体进行分析,研究了其工作状态下摩擦衬片的压力分布、制动力矩、制动器的应力分布和制动器的变形。这为鼓式制动器的改进设计提供了可靠依据。此外，马迅等8, 运用 ANSYS Workbench 平台建立了某鼓式制动器的三维有限元模型。对摩擦衬片与制动鼓之间的摩擦接触进行模拟，考虑了制动鼓和摩擦衬片间的滑动，较真实的模拟了制动的工作过程。 研究了制动力矩在制动过程中的变化规律，反算出制动效能因素，得出促动力重新分配后接触压强的分布特性及制动器的等效应力。为进一步改进制动器结构设计提供了依据 2012 年马迅等人9运用通用有限元分析软件 ANSYS Workbench 建立了某鼓式制动器的三维几何及有限元模型。利用制动器应力测定试验方法和试验结果，采用三种不同的领从蹄上促动力的分配方式，并考虑凸轮转动和摩擦系数等不同方案，分析了制动力矩在制动过程中的变化规律，得到与试验结果相对应的仿真结果。将仿真结果与试验结果进行比较分析，研究合理的制动器应力场的有限元分析方法。在此基础上得出制动蹄与鼓之间的接触压强的分布特性及制动器各部件上的等效应力。2013 年，周吉祥等10，为了使鼓式制动器的模拟仿真更 接近于真实状态,联合运用三维 CAD 建模软件 CATIA、有限元分析软件 Hypermesh 及多体动力学分析软件 MSC.ADAMS,考虑将凸轮、制动底 板、制动蹄及制动鼓视为刚性体,将摩擦片视为柔性体建立了鼓式制动器的刚柔耦合动力仿真模型,并基于动力仿真的结果为鼓式制动器的有限元热结构耦合分析提 供实时的凸轮促动力,动力仿真得到的领、从蹄促动力关系与相关文献吻合,验证了模型的正确性,最后基于热结构耦合分析了制动鼓破坏失效的原因并提出了相应的改进措施。2014 年，崔功军，卢磊，吴娟三人11 采用 SolidWorks 建立带式输送机鼓式制动器三维模型,导入 ANSYS Workbench 进行温度场与应力场的耦合分析,研究了在不同制动速度和制动压力下模型的应力应变与温度分布变化情况.结果表明:应力主要集中在制动轮 上;应变主要集中在摩擦片上;应力应变与温度均随制动速度与制动压力的增加而增加;应变与温度均随制动时间增加而增大,应力随制动时间的增加趋于稳定;应 力波动幅度随制动速度的增加而增大, 应变处于稳定值的时间随制动速度的增加而减少。4 发展趋势及展望从人类第一次设计汽车开始，计算机辅助技术就越来越多的运用到设计里面。起初设计师设计汽车零件是通过不断积累的经验，而现在计算机辅助设计和分析技术成为被设计师采用的更为高效和准确的设计方法在电脑上，通过参数化建模，设计人员能够完成汽车设计的各项工作，比如汽车结构的设计，强度计算与校核，匹配参数的选择，工作性能和寿命的模拟分析等等。参数化建模是汽车设计的发展趋势。参数化设计是 Revit Building 的一个重要思想，Revit Building 中的图元都是以构件的形式出现，这些构件之间的不同，是通过参数的调整反映出来的，参数保存了图元作为数字化建筑构件的所有信息。常用的参数化设计 CAD 软件中，主流的应用软件有 Pro/Engineer、UGNX、CATIA 和 Solidworks 四大软件，四大软件各有特点并在不同的领域分别占据一定的市场份额。本次设计就是使用 CATIA 进行参数化设计。5 本文开展的工作(1) 用 CATIA 建立所选制动鼓的三维参数模型；(2) 用 VB 等工具对 CATIA 进行二次开发，创建参数化设计界面；(3) 对有限元模型进行求解，分析其应力、变形分布，优化设计制动器结构，提高结构刚度和强度，减小摩擦片的不均匀磨损现象。参考文献1 Liu Hongpu, Peng Erbao, The Study of the Parameterization of the Drum Brake Design Based on UG, Energy Procedia, Volume 17, 2012, Pages 279-2852 Rehman A, Das S, Dixit G. Analysis of stir die cast AlSiC composite brake drums based on coefficient of frictionJ. Tribology International, 2012, 51(7):36-41.3 Yuan H J. Brake drum coupling analysis based on stress analysisJ. Journal of Mechanical & Electrical Engineering, 2014.4 (德)B.布勒伊尔,K.比尔著.刘希恭等译.制动技术手册,机械工业出版社,2011.5 Kumar A, Sabarish R. Structural and thermal analysis of brake drumJ. Middle East Journal of Scientific Research, 2014.6 王庭义. 鼓式制动器关键技术研究D.长安大学,2011.7 罗明军, 谢亚清. 基于 ANSYS 鼓式制动器有限元模型的建立与分析J. 南昌大学学报工科版, 2010, 32(2):201-204.8 马迅, 尹长城, 陈艳红. 基于 ANSYS Workbench 的鼓式制动器的接触分析J. 湖北汽车工业学院学报, 2010, 24(3):1-4.9 马迅,陈明东,赵旭. 鼓式制动器有限元分析方法的研究J. 机械设计与制造,2012,06:217-219.10 周吉祥. 基于刚柔耦合模型的鼓式制动器动力仿真及热性能分析D.太原理工大学,2013.11 崔功军, 卢磊, 吴娟. 鼓式制动器摩擦副热力耦合分析J. 矿山机械, 2015(4):51-55.压缩包内含CAD图纸和三维建模及说明书,咨询Q 197216396 或 11970985摘 要鼓式制动器是车辆主要的制动器种类之一，一般要求迅速、高质量地完成制动鼓的相关设计。处理该问题的有效手段之一，就是在对制动器零部件进行参数化设计的基础上，创建鼓式制动器专用设计平台。这不仅可以提升产品质量，降低设计周期，减少成本，还可极大地降低劳动强度。本文主要以领从蹄式鼓式制动器为例展开研究，对其结构组成、工作原理进行了详细描述，以东风EQ1146VZ4为例进行了相关设计和计算。用 CATIA 软件，建立了东风EQ1146VZ4鼓式制动器的制动鼓和制动蹄以及摩擦衬片的三维实体模型，完成了装配。介绍了使用VB进行参数化设计的方法和过程。通过使用VB对CATIA进行访问的方法，对制动鼓模型进行了参数化设计。使用ANSYS分析软件把CATIA中建立的模型导入，进行了应力和变形分析，得到了制动鼓每个零件的受力和变形情况，并在此基础上对其进行了优化。本次设计研究了如何使用CATIA对鼓式制动器进行绘制，在此基础上使用ANSYS分析到优化结果，之后使用参数化设计对鼓式制动器进行参数修改，为鼓式制动器的优化设计提供了一种方法。关键词：鼓式制动；CAITA；参数化设计；仿真分析ABSTRACTDrum brake is one of the main types of brake, and it is required to complete the design of brake drum rapidly and with high quality. One of the effective means to solve this problem is to design the drum brake special design platform on the basis of parametric design of the brake parts. This can not only improve the quality of products, reduce the design cycle, reduce costs, but also greatly reduce labor intensity.In this paper, we take the leading drum brake as an example to study the structure and working principle of the drum brake. Taking Dongfeng EQ1146VZ4 as an example, the related design and calculation are carried out. The three-dimensional solid model of drum brake shoe and brake shoe of Dongfeng EQ1146VZ4 drum brake and friction lining are established by using CATIA software, and the assembly is completed. This paper introduces the method and process of using VB to develop two times. The brake drum model was developed two times by using VB to access the CATIA. ANSYS analysis software was used to analyze the stress and deformation of the model established in CATIA. The force and deformation of each part of the brake drum were obtained, and the optimization was carried out on this basis.The design of how to use the CATIA of drum brake is drawn, based on the use of ANSYS analysis to the optimization results, design parameters of drum brake after the modification parameters, provides a method for optimization design of drum brake. Keywords: drum brakes; CAITA; Parameterized design; Secondary development; The simulation analysisVI目 录摘 要IABSTRACTII1 绪论11.1鼓式制动器的分类和工作原理11.2国外研究现状11.3国内研究现状21.4 CAD技术发展趋势及展望31.5本章小结32 鼓式制动器主要几何参数及选择42.1 制动鼓内径D42.2摩擦衬片宽度b和包角52.3摩擦衬片起始角062.4制动器中心到张开力F0作用线的距离e62.5制动蹄支撑点位置坐标a和c62.6摩擦片摩擦系数f62.7本章小结63 鼓式制动器的设计与计算83.1制动驱动机构的设计计算83.2制动蹄片上的制动力矩133.3同步附着系数153.4制动器最大制动力矩163.5制动蹄效能因数计算173.6制动距离与制动减速度173.7最大驻坡度183.8本章小结184 制动鼓模型的建立204.1制动鼓的三维模型204.2制动蹄的三维模型204.3制动片的三维模型214.4制动轮缸的三维模型。224.5制动片的三维模型234.5本章小结235 制动鼓参数化设计255.1关键参数选取255.2界面设计255.3 编写代码275.4本章小结276 基于 ANSYS 鼓式制动器的受力分析296.1制动鼓模型的应力分析296.2制动鼓模型的变形分析326.3改进方案346.4本章小结357 结论36参 考 文 献38附录1：外文翻译39附录2：外文原文48致 谢531 绪论1.1鼓式制动器的分类和工作原理随着汽车行业的飞速发展，人们对汽车零件的要求也在逐步提高，设计有缺陷的制动器会引起严重的交通事故。因此，保证车辆安全驾驶的制动器应该被深入研究以保证其的安全性。现代车辆使用的制动器大多为摩擦式，主要分为鼓式制动器和盘式制动器两大类。鼓式制动器在摩擦副中的工作单位是制动鼓，它的工作面是圆柱面。鼓式制动器根据其结构都不同，又分为领从蹄式、双向自增力蹄式、双领蹄式和双从蹄式制动器。盘式制动器的制动稳定效能较高，此外增加制动增力系统用于提高制动性能，所以盘式制动器的造价较高，所以大多数车辆通常使用前盘后鼓式。我们平时所说的鼓式制动器分为内张式（蹄式）和外束式制动器（带式）这两种结构型式。带式制动器使用比较小刚度的制动带和摩擦片来作为固定元件，旋转摩擦部件是它的制动鼓，带式制动器使用制动带摩擦片的内圆弧表面和制动鼓的外表面接触，在制动鼓上产生摩擦力矩，一般这种模式被称为外束型鼓式制动器但是现在使用较少。所以蹄式制动器就是我们一般说的鼓式制动器。鼓式制动器工作时，如果制动鼓的旋转方向和其制动蹄分开时的转动方向相同的那个蹄，我们将该蹄称为领蹄，如果方向相反，称该蹄为从蹄。按蹄的属性不同可以分为领从蹄式、双领蹄式、双从蹄式和自增力式。以领从蹄式为例：当汽车制动时，在促动力的工作下，绕各自支持销偏心轴颈轴线向外转动的领从蹄式两蹄，紧压到制动鼓上。在解除制动，撤去促动力后，在弹簧的作用下，两蹄复位。此外，当汽车倒车时，从领蹄的功能互换。一般情况下，领蹄制动力矩约为从蹄的2-2.5 倍。当在倒车行程中制动时，领蹄和从蹄作用互换，但和前进制动相比，制动器的制动效能没有改变。考虑到制动器的效能因素和制动器效能的稳定性，且领从蹄式制动器的蹄片与制动鼓之间的间隙易于调整，便于附装驻车制动装置，考虑到使结构简单，造价较低，也便于附装驻车制动机构等因素，选择领从蹄式制动器作为本次设计方案。1.2国外研究现状国外对于车辆设计和开发相对中国发展较快，在上世纪70年代，某些发达国家就已进入了自动化设计阶段，在电脑辅助技术的大范围使用的情况下，西方国家的工程师们也开始逐步采用电脑辅助的技术，用电脑来帮他们进行繁杂的计算以及绘图。在80年代中期，PTC公司发布了Pro/Engineer这款参数化设计软件，让车辆和机械设计开发的自动化迈进了一大步。 2012年，Liu Hongpu, Peng Erbao博士1，使用UG对鼓式制动器进行了参数化设计，应用UG软件对刹车的类型参数进行了研究和设计。在离散化的原则的基础上,对制动鼓组件的典型特点和各个零件进行了三维参数化建模工作, 并建立了相关模型库。同年，A Rehman博士2，使用Pro - E分析考虑了制动鼓的热应力和机械应力。解析了在不同负载和不同的制动鼓的轮廓下的应力分布,确保制动鼓压力值低于允许的极限。2014年，HJ Yuan博士3针对制动鼓工作过程中的由热应力引起的温度上升,摩擦系数不稳定下降,制动转矩降低的鼓式制动器表面水平裂纹等问题,。通过分析有限元(FE)模型,位移分布云图和热应力云图,以及位移分布和应力云图。对制动鼓和摩擦片接触区外侧内壁进行了相关分析,此外还分析了制动器的交互的机械负荷和热负荷,最大应力之间的关系和制动鼓的材料强度极限。德国在制动器方面的建树颇深，以 B. ElILIL及 K. Bill为例4，这两位工程师在制动系方面颇有研究，他们二人在制动系上，将世界最新的制动系统，CAD辅助技术，虚拟模拟，三维建模等方面进行了详细分析和描述。此外，美国的Uhlig R P,和Suryatama D博士5，也对鼓式制动器的历史及发展做了很详细的研究。此外，印度Bharath大学的Anup Kumar 和 R. Sabarish教授6使用有限元和pro/e分析了在经历高温和热应力提高的制动过程中制动鼓的结构和热能的各种变化。1.3国内研究现状我国制动器的研究也在向着国外技术努力追赶。CAD技术在我国是上世纪70年代开始发展的，在这几十年间我国在制动系方面取得了不小的成就。2010年，王庭义等人7对于凸轮张开装置的领、从蹄式制动器系统的力学行为进行了相关分析,在凸轮轴上施加输入力矩来模拟仿真制动器系统的制动过程,使用了ADAMS动力学系统对其进行仿真模拟。2010年，罗明军等人8基于ANSYS对鼓式制动器的受力分析,建立了其关键受力部件的力学模型。基于鼓式制动器实体模型建立了其有限元模型,为了更切实际的再现鼓式制动器的运动状态,将制动蹄、制动鼓和摩擦片作为一个整体进行分析,研究了在工作状态下摩擦片，制动蹄，制动鼓的应力分布和变形情况。为制动鼓的进一步优化提供了相关参数。此外，马迅、赵旭等人9, 使用ANSYS有限元分析建立了制动鼓的三维有限元模型。对摩擦衬片与制动鼓之间的摩擦接触进行模拟，考虑了制动鼓和摩擦衬片间的滑动，较真实的模拟了制动的工作过程。 研究了制动力矩在制动过程中的变化规律，反算出制动效能因素，得出促动力重新分配后接触压强的分布特性及制动器的等效应力。为进一步改进制动器结构设计提供了依据。2010年，王庭义10等人对制动鼓的制动过程进行了相关分析。2011年，朱斌11也对汽车鼓式制动器进行了详细的力学分析。同年，刘长亮12也对其进行了力学分析，但是他更进一步，在此基础上提出了优化方案。2012年，马迅、尹长城等人13运用通用有限元分析软件 ANSYS Workbench 建立了某鼓式制动器的三维几何及有限元模型。利用制动器应力测定试验方法和试验结果，采用三种不同的领从蹄上促动力的分配方式，并考虑凸轮转动和摩擦系数等不同方案，分析了制动力矩在制动过程中的变化规律，在此基础上的到了与之相对应的结果。把两者进行对比分析，研究合理的制动器应力场的有限元分析方法。在此基础上得出制动蹄与鼓之间的接触压强的分布特性及制动器各部件上的等效应力。2013年，周吉祥14，为了使鼓式制动器的模拟仿真更 接近于真实状态,联合运用三维CAD建模软件CATIA等软件,考虑将凸轮、制动底 板、制动蹄及制动鼓视为刚性体,建立了鼓式制动器的刚柔耦合动力仿真模型,在此分析结果验证了其模型的可靠性,最后基于热结构耦合分析了制动鼓破坏失效的原因并提出了相应的改进措施。2014年，崔功军，卢磊，吴娟三人15 采用SolidWorks建立带式输送机鼓式制动器三维模型,导入ANSYS Workbench进行温度场与应力场的耦合分析,研究了在不同制动速度和制动压力下模型的应力应变与温度分布变化情况.结果表明:应力主要集中在制动轮上；应变主要集中在摩擦片上;应力应变与温度均随制动速度与制动压力的增加而增加；应变与温度均随制动时间增加而增大,应力随制动时间的增加趋于稳定；应力波动幅度随制动速度的增加而增大。1.4 CAD技术发展趋势及展望从人类第一次设计汽车开始，计算机辅助技术就越来越多的运用到设计里面。开始工程师们设计车辆部件是经过了先辈的不断摸索，不过现在他们使用CAD计算机模拟可以更加迅速高效的在电脑上完成相关设计，使用三维建模，研究人员能够进行机械设计的相关工作，例如制动鼓结构的设计、强度计算与校核、相关参数的选择，应力分析、变形分析等等。随着科技的进一步发展，越来越多功能强大的软件逐渐出现。CAD技术正在向标准化、智能化发展。复杂的三维模型现在可以轻松的建立，各种情况的工作环境也可以轻松再现。未来CAD计算机模拟在网络技术的应用、多学科多功能综合产品设计技术、逆向工程技术的应用和快速成形技术使得计算机辅助在汽车设计里面越来越重要。本次设计就是使用CATIA进行参数化设计。1.5本章小结本章对制动系统作了简略的介绍，主要介绍了制动系的分类，鼓式制动器的分类和其工作原理，之后介绍了计算机辅助技术 CAD 的国内外发展现状，并介绍了CAD技术的发展趋势。2 鼓式制动器主要几何参数及选择开始建立三维模型前，确定鼓式制动器的主要参数十分重要。这些参数不但影响制动鼓的结构造型，而且对制动鼓的强度也有影响，所以合适的选择鼓式制动器的主要几何参数十分重要，鼓式制动器主要几何参数代表含义如下图所示。图2.1 鼓式制动器的主要参数D制动鼓内径 包角 0摩擦衬片起始角 e鼓式制动器中心到F0的长度距离a和c制动蹄支撑点位置坐标2.1 制动鼓内径D在保证F0处于不变的前提下，制动力矩的大小及散热性和制动鼓内径成正比。不过制动鼓的内径D和轮辋的内径有关，两者之间需要有足够的空间，一般情况不能小于2030mm来保证制动鼓有良好的散热。制动鼓的壁厚直接影响制动鼓的刚度和热容量，需要提供较大的壁厚，一方面保证刚度，另一方便降低制动温度。制动鼓刚度也与制动鼓直径有关，成反比，此外较小的制动鼓直径也方便加工，可以保证加工精度。制动鼓与轮辋直径比值范围D/Dr如下：乘用车D/Dr =0.64-0.74；商务车D/Dr =0.70-0.83。参考表2.1选取制动鼓内径。表2.1 QC/T309-1999制动鼓工作直径及制动蹄片宽度尺寸系列制动鼓工作直径D制动蹄片宽度B380801001201401601802004008010011012513015015516018021024027041080100110125130150155160180210240270420100120125150160180185210240270440150180210240270以东风EQ1146VZ4为例，初选轮辋直径19英寸，Dr=1925.4=482.6mm。参考上表初选制动鼓内径D=380mm。DDr=0.78符合设计要求。2.2摩擦衬片宽度b和包角摩擦衬片的使用寿命和宽度尺寸b相关。宽度b越小，则越容易损坏，越不耐用；如果宽度b越大，则会增加重量，不仅给制造带来难度，而且会使成本提升。参照上表为参考，初选b=120mm。包角=90100时，所受摩擦程度小，容易散热，制动效能高。减小一方面会提高散热性，另一方会使摩擦片更易磨损。包角过大不容易降温，会降低制动性能，可能会导致自锁现象。通常情况下不大于120。初选=120。衬片的摩擦面积由内径R决定Ap=Rb （2.1）表2.2为衬片摩擦面积，以此为参考进行计算。表2.2 衬片摩擦面积汽车分类汽车总质量ma/t单个制动器的衬片摩擦面积AP/cm2乘用车0.9-1.5100-2001.5-2.5200-300商用车1.0-1.5120-2001.5-2.5150-250（多为150-200）2.5-3.5250-4003.5-7.0300-6507.0-12.0550-100012.0-17.0600-1500(多为600-1200)由上式计算Ap=Rb=190mm120mm100180=397.9cm2按上表2A=795.9cm2，东风EQ1146VZ4的总质量为14400kg，符合600-1500cm2区间，设计合理。2.3摩擦衬片起始角0摩擦片一般放置在制动蹄的外侧中央，见图2.1。有些环境下制动力分配并不是均匀的，把摩擦片相对于最大压力点相对称布置，用来优化制动性和磨损的均匀性。0=90-2-计算得0=30。2.4制动器中心到张开力F0作用线的距离e为获得较好的制动，在保证制动器所有的零部件都能安装在制动鼓内的前提下，制动器中心到张开力F0作用线的距离e之间的间隔最好比较大，通常情况下，选择这个间距为制动鼓半径的0.8倍。 可得e=0.8190=152mm，初选e为150mm。2.5制动蹄支撑点位置坐标a和c在满足两个制动蹄的端面不互相干预的条件下， 坐标a最好足够大，反之c要足够小。按通常设计经验参考a的距离一般是制动鼓半径的0.8倍。可得a=0.8190=152mm c=190-152=38mm。2.6摩擦片摩擦系数f 制动力矩主要受摩擦系数影响，对其选择，一般需要够高的摩擦系数，另外需要不错的热稳定性。不过摩擦系数不能过高，f选取范围在0.3-0.5，不能超过0.7。通常情况下，f越大，损耗越快。所以在选择材料时 ，无需选择过高的摩擦系数。本次设计初选f=0.4。2.7本章小结本章对制动鼓的各项参数进行了相关介绍，然后以东风EQ1146VZ4为例，对相关参数进行了选择。计算结果分别是：制动鼓内径D=380mm，宽度b=120mm， 包角=120，起始角0=0，制动器中心到张开力F0作用线的距离e= 150mm，支撑点位置坐标a=152mm和c=38mm，摩擦系数f=0.4。3 鼓式制动器的设计与计算3.1制动驱动机构的设计计算3.1.1制动力与制动力分配系数以东风EQ1146VZ4为例，进行计算。尺寸参数：长11950mm；宽2470mm；高2910mm；轴数：2；前悬：12451mm； 后悬：3795mm；前轮距：1940mm； 后轮距：1860mm；轴距：6910mm；质心距前轴间距L1=2110mm；质心距后轴间距L2=4800mm；质心高度 hg=1530mm；总质量：14400kg；整备质量：6705kg；发动机型号：EQD210-20；排量：6234mL；发动机功率：155kw；最高车速；90km/h。对角速度0的车轮，在不考虑路面对车轮的滚动阻力矩和汽车旋转质量的惯性力矩的条件下，可以得到以下力矩平衡方程: Tf-FBre=0 （3.1）式中：Tf制动器的制动力矩和轮胎运动的方向相反，Nm；FB地面作用在轮子上的制动力方向与车辆运动方向相反，N；re轮胎有效半径，m。可得 Ff=Tfre (3.2)制动器制动力，即制动周缘力，是在轮胎边缘克服制动器摩擦力矩所需的力。Ff与地面制动力FB的方向相反，当轮胎角速度0时，大小相等，不过地面制动力FB受着附着条件的限制，其值不可能大于附着力F，即 FBF=Z （3.3）式中: 轮胎与地面间的附着系数； Z地面对车轮的法向反力。制动器制动力等于附着力时，会发生抱死，车辆在地面上滑移。之后摩擦力矩为静摩擦，这时制动器制动力等于地面制动力阻止轮胎继续运动。当制动到=0以后，地面制动力等于附着力，之后地面制动力不继续变大。不过由于踏板力增大，制动器制动力也会增加，如图3.1所示。图3.1 制动器制动力与踏板力关系曲线根据上图，对车辆进行整体受力分析，由此对前、后轴轮胎法向反力进行计算： Z1=GL(L2+hg) （3.4） Z2=GL(L1-hg) （3.5）式中 ：G汽车所受重力，N；L汽车轴距,mm；L1车辆质心距离前轴间距，mm；L2车辆质心距离后轴间距，mm；hg汽车质心高度，mm；附着系数。选取=0.8的路面上制动，计算得到汽车前后制动反力Z1Z2 Z1=144009.869102110+15300.8=68088.9NZ2=144009.869104800-15300.8=73031.1N汽车在满足前、后轮都抱死的条件下，地面总制动力为 FB=FB1+FB2=Ggdudt=Gq (3.6)式中：q（q=dugdt）制动强度；FB1，FB2前、后轴轮胎地面制动力。由以上二式可求得前轴车轮附着力为:F1=GL2L+FBhgL=GL(L2+hg） (3.7)后轴为: F2=GL1L+FBhgL=GL(L1-hg） (3.8)得；F1=54471.1NF2=58424.9N在前后轮一同抱死拖滑情况下附着条件利用得最好。前、后轴车轮附着力一同被完全使用的情况是Ff1+Ff2=FB1+FB2=G (3.9)Ff1Ff2=FB1FB2=(L2+hg)(L1-hg) (3.10)式中：Ff1前轴轮胎来自制动器制动力；Ff2后轴轮胎来自制动器制动力；FB1前轴轮胎的来自路面的制动力；FB2 后轴轮胎来自路面制动力；Z1，Z2地面给前、后轴轮胎造成的法向反力；G 汽车重力；L1,L2车辆质心到前、后轴的长度；hg汽车质心高度。得Ff2=12GhgL22+4hgLGFf1-GL2hg+2Ff1 (3.11)式中： L汽车的轴距。按Ff1，Ff2作为参数按以上式子可以绘制出制动力分配曲线，如图3.2所示。汽车的制动力Ff1，Ff2在符合按I曲线的条件下，可以保证车辆在任意的地面上制动时，使车轮一同抱死。但是，目前通常情况下大部分车的前、后制动器制动力之比为一定值，制动力Ff1和车辆总的制动力Ff2的比值被称为车辆制动器制动力分配系数：=Ff1Ff=Ff1Ff1+Ff2 (3.12)图3.2 空载与满载时理想制动力分配曲线则： =L2+hgL (3.13)代入数据得满载时： =4800+0.815306910=0.87 3.1.2制动踏板力验算制动踏板力可用下式计算： Fp=4dm2p1ip11ip (3.14)式中: dm主缸活塞直径,为30mm；p制动管路的液压；ip在通常情况下踏板机构的传动比是25，取4，计算公式为ip=r2r1；ip真空助力比，取4.5；踏板机构和制动主缸的机械效率，一般=0.850.95，在这里选择0.9。按设计经验取制动时的踏板力为Fp=250N，计算出制动管路液压：p=4Fpipipdm2 (3.15)可得制动管路的液压p=12.1Mpa3.1.3 确定制动轮缸直径 轮缸直径和液压力关系如下： dw=2pp (3.16)式中: 一般情况下= 812MPa，在这里选择= 9MPa。 dw2F需4reBFpr (3.17) dw=45.1mm轮缸直径应在GB752487标准规定的尺寸系列中选取：14.5，16，17.5，19，22，24，25,28，30，32，35，38，40，45，50，55mm。取得 dw=45mm。3.1.4轮缸的工作容积一个轮缸的工作容积： Vw=41ndw2 (3.18)式中 ：dw一个轮缸活塞的直径；n轮缸的活塞数目；一个轮缸活塞在完全制动时的所经过的行程： =1+2+3+4一般情况下，选取=22.5mm。1消去制动蹄（块）与制动鼓（盘）间的缝隙需要的活塞行程，对制动鼓来说大约是对应的蹄片中部和制动鼓之间的空隙的2倍；2由于摩擦片发生形变从而引发的活塞行程，可以通过摩擦片的厚度、材料弹性模量和单位压力来进行计算；3，4制动鼓和制动蹄之间发生形变而导致的活塞行程，可以通过实验测算。可得：一个轮缸的工作容积： VW=7312.3 mm3全部轮缸的总工作容积 v=1mvw (3.19)式中m轮缸数目。则全部轮缸的总工作容积V =47312.3 mm3 =29249.1 mm33.1.5 制动器制动力矩计算一个制动器产生的制动力矩为 M=C*Rd24P0 （3.20）式中:d是轮缸直径（mm）；P0是管路压力（MPa）；R是制动鼓半径（m）。货车制动器管路压力在13MPa左右，计算中取13MPa；轮缸直径为30mm，带入数据得M=2.4690.2302413=4537.6NmM=24537.64625.46Nm即后轮最大制动力矩，符合设计要求。3.2制动蹄片上的制动力矩制动鼓作用在摩擦片单元面积的法向力为： dN=qbRd=qmaxbRsin （3.21）得 dN=539N；而摩擦力 fdN 产生的制动力矩为dTty=dNfR=qmaxbR2sind得 dTtf=25983N在由至区段上积分上式，得 Tty=qmaxbR2f(cos-cos) （3.22）当法向压力均匀分布时，得 Tty=qpbR2f(cos-cos) （3.23）可求出不均匀系数=(-)/(cos-cos) 算得 =1.24增势蹄产生的制动力矩Tty1可表达如下： Tty1=fN1p1=198632N （3.24）式中：N1单元法向力的合力；P1摩擦力f N1的作用半径。假如知道了蹄的几何参数和法向压力的大小，就能够算出蹄的制动力矩。在制动蹄上力的平衡方程式如下： P1cos0+S1x-N1cos1+fsin1=0P1+S1xC+fp1N1=0 （3.25）式中：1 轴与力的作用线之间夹角；S1x支承反力在轴上的投影。得N1=hP1ccos1+fsin1-fp1 （3.26） 对于增势蹄可用下式表示为 Tty1=P1fhp1/ccos1+fsin1-fp1=P1B1 （3.27）对于减势蹄可类似地表示为 Tty2=P2fhp2/ccos2+fsin2-fp2=P2B2 （3.28）把dN看作是它投影在x轴和y轴上分量dNx和dNy的合力，有：NX=aadNsin=qmaxbRaabR(2-2sin2)/4 （3.29）Ny=aadNcos=qmaxbRaasin2cosd=qmaxbR(2a-cos2)/4 （3.30）得 N1=4179N因此=arctanNYNX=47 (3.31)并考虑到 N1=Nx2+Ny2 (3.32)则有：p=4Rcos-cos(cos21-cos2)2+(2-sin2+sin2)2 (3.33)假如顺、逆制动鼓旋转的制动蹄的和”相同，明显可知两蹄的和p值也不一样。可知，两蹄摩擦力矩之和就是制动鼓上制动力矩 Tf=Tty1+Tty2=P1B1+P2B2 (3.34)由之前的计算可得上式各参数如下： c1=c2+a2=382+1522=156.7mmh=a+c=86+80=166mm =35-16.7=18.3 =128.3 1=2=10.7 p1= p2=124.9mm对于增势蹄：Tty1=453.12Nm对于减势蹄：Tty2=141.42Nm故对于后轴单个鼓式制动器有：Ty=Tty1+Tty1=P1B1+P2B2=594.54Nm对于后轴有：T=2Ty=1189.08Nm ccos1+fsin1-fp1=0 (3.35) ccos1p1-csin1=0.710.4 f ccos1p1-csin1，自锁情况不会发生求出领蹄上最大表面压力 qmax1=P1hp1/bR2(cos-cos)ccos1+fsin1-fp1 (3.36)qmax1=1.498Mpa 。3.3同步附着系数Ff2Ff1=1- (3.37)上式就在图3.2中的线，斜率为1-，是具有制动器制动力分配系数为的汽车的实际前、后制动器制动力分配线。图中与I曲线相交于B点，可求出B点处的附着系数0=,这个交点就是同步附着系数。计算公式如下：0=L-L2hg (3.38)满载时: 0=0.79。3.4制动器最大制动力矩如果可以完美利用车辆的附着质量，那么就可以得到最大制动力，路面作用在轮胎上的法向力和这个力为反比关系。双轴汽车的前，后车轮附着力同时被完全利用或者是前，后轮同时抱死时的制动力比值为Ff1Ff2=Z1Z2=L2+hgL1-hg （3.39）式中L1,L2 车辆质心距离前、后轴的长度；0 同步附着系数；hg 汽车质心高度。一般情况下，在轿车中，上式比值一般是1.31.6；货车是0.50.7. 轮胎的计算力矩会制约制动器所能够产生的制动力矩，即Tf1=Ff1re （3.40）Tf2=Ff2re （3.41）式中：Ff1 前轴制动器的制动力；Ff2 后轴制动器的制动力；Z1 作用在前轴轮胎上的路面法向反力；Z2 作用在前轴轮胎上的路面法向反力；re 车轮有效半径。故Tf1max=Z1re=GL(L2+hg)re （3.42） Tf2max=1-Tf1max （3.43）由上式可得Tf1max=144009.86.91（2.11+0.81.53）0.80.57=31048.5NmTf2max=1-0.870.8731048.5=4639.4Nm可得后轴最大制动力矩为4639.4Nm，小于3.1.5所算得制动器制动力矩，符合设计要求。3.5制动蹄效能因数计算 领蹄效率系数Kec1 Kec1=Vp-1 （3.44）单个从蹄的制动蹄因数： Kec2=Vp+1 （3.45）式中：=hR;=aR；p=4sin2+sin 带入计算得： Kec1=1.871 Kec1=0.598对于领从蹄式鼓式制动器 C*=Kec1+Kec2 (3.46)得： C*=Kec1+Kec2=2.4693.6制动距离与制动减速度在车辆处于某初始速度va时，从开始制动到汽车完全静止所驶过的距离就是制动距离，踏板力是主要制约制动距离与减速度的条件。此外制动器的温度也会影响制动距离和减速度，通常情况下以上两个参数为制动器处于冷状态下的数值。通常，在忽略滚动阻力、回转质量的干扰下，制动减速度（m/s2）J=PTWg （3.47）式中：PT是有效的总制动力（N）；W代表车辆总重（N）；g代表重力加速度，为9.8m/s2。把以上写入式子可以得到后轴制动减速度 J=8.33m/s2S=t1+0.5t2Va3.6+(Va/3.6)22J （3.48）式中：t1是踏板从制动到开始产生减速度的时间，一般液压制动取0.05s，气压制动取0.1s；t2是减速度到达最大减速度或是其90%的时间，一般液压制动取0.2s，气压制动取0.4s。初速度为50km/s时，汽车制动所经过的距离 S=0.1+0.50.4503.6+(50/3.6)228.33=15.75m初速度为30km/s时，汽车制动所经过的距离 S=0.1+0.50.4303.6+(30/3.6)228.33=6.67m按额定制动气压，车轮允许抱死时的最大制动减速度为0.7g， 50km/h初速度下制动距离不大于18.2m，30km/h时制动距离不大于7.6m，故该制动器符合制动要求。3.7最大驻坡度最大驻坡度=arcsinMWrk (3.49)式中：W是汽车满载总重（N）；rk是车轮滚动半径（m）；M是后轴总的手制动力矩（Nm）。对于驻车制动，作用于后轮的车辆为在限定的手操纵力下后轴两轮的制动力矩；对于中央制动器则为在限定手操纵力下中央制动器的制动力矩乘上后驱动桥的主传动比；对弹簧储能制动缸则为装有弹簧储能制动缸的车轮制动器在其弹簧力作用下的制动力矩之和。带入数据得最大驻坡度为=arcsin4537.6144000.57=33.56按ECE标准规定，满载车辆在纵向坡度为18%的坡道上，在上坡下坡两个方向均能可靠停住；我国标准规定（GB7258-1997），在附着系数不小于0.7的坡道上，空载车辆的上下坡度为20%，故符合设计要求。3.8本章小结本章对所选东风EQ1146VZ4的参数进行了相关计算及校核，并以制动驱动机构为轮缸的前提下进行了相关计算。计算结果如下，满载时前、后轴车轮附着力即地面最大制动力F1=54471.1N，F2=58424.9N；制动力分配系数=0.87；制动管路的液压p=12.1Mpa；制动轮缸直径dw=45mm；全部轮缸的总工作容积V =29249.1 mm3；制动器制动力矩M=9075.2Nm；制动蹄片上的制动力矩对于增势蹄：Tty1=453.12Nm对于减势蹄：Tty2=141.42Nm同步附着系数0=0.79；制动器最大制动力为Tf2max=4639.4Nm；制动蹄效能因数C*=2.469；制动距离与制动减速度制动起始车速为50km/s时制动距离为S=15.75m，制动起始车速为30km/s时制动距离为S=6.67m；最大驻坡度=33.56。 以上结果均校验合格，在此基础上开始CATIA三维建模。4制动鼓模型的建立4.1制动鼓的三维模型根据东风EQ1146VZ4的设计参数，由第3章的数据可得制动鼓的相关参数如下，选取制动鼓内径d=380mm，宽度b=120mm，厚度n=15mm。按所选数据使用CATIA建模如下。图 4.1 制动鼓的三维模型制动鼓造型比较简单，使用简单的凸台及凹槽命令即可得到相关图形，最主要的参数是制动鼓的宽度，内外径以及加强肋的宽度和外径。4.2制动蹄的三维模型按所设计绘制制动蹄如图4.2所示。图4.2制动蹄三维模型绘制制动蹄主要考虑到以下几点：首先是和摩擦片接触的背面要和摩擦片完美贴合；第二是施加载荷端，第三是支承孔的大小，第四是制动蹄的整体大小，其大小必须小于制动鼓的一半，而且考虑到支承孔不能相互干涉，需要留出相应空间。考虑到制动鼓需要达到相应强度，这里选择用山字形截面来加强制动鼓的强度。4.3制动片的三维模型按第3章计算所得的数据选择摩擦衬片宽度b=120mm，摩擦衬片包角=120，衬片起始角0=30。按以上数据完成三维模型的建立如图4.3所示。图4.3摩擦片三维模型摩擦片内表面与制动蹄背面直接接触，外表面和制动鼓内表面直接接触，在设计时需要保证有足够的接触面积来减小摩擦片所受到的单位摩擦应力带来的变形及磨损，所选摩擦片绘制比较简单使用凸台命令就可以简单的绘制出。4.4制动轮缸的三维模型。接下来需要绘制制动轮缸，下图所绘制轮缸结构为双活塞制动轮缸。图4.4制动轮缸的三维模型制动轮缸是将液力转化为机械推力的机构，装配在制动蹄上用于施加载荷，制动轮缸的绘制比较复杂，需要在里面加入轮缸活塞，需要用要到旋转体，旋转槽等命令，按照第三章计算所得数据，制动轮缸直径dw=45mm，按此以及制动蹄施加载荷大小进行三维建模，绘制好的结果如上图所示。4.5制动片的三维模型将以上零件图的进行装配。首先在CATIA设计“开始”菜单中打开“装配设计”，在“插入”命令栏找到“现有部件”打开摩擦片以及制动蹄零件图，使用“操作”命令把摩擦片移动到相对较近的位置，之后使用“相合约束”使之同轴。同轴之后使用“接触约束”命令结合两零件，微调之后完成摩擦片和制动蹄的装配。这里为了之后方便打开，点击“工具”菜单，点击“从产品生成CATPart”，这样就可以得到一份制动蹄及摩擦片的装配零件图。复制两份之后，按相同操作打开制动轮缸，制动鼓以及两份制动蹄和摩擦片的装配图。调整制动蹄到制动鼓的上方，使用“相合约束”使之同轴，之后使用“接触约束”让两者底面贴合。微调之后，用“操作”指令把轮缸移动到载荷段上方，使用“接触约束”命令使之贴合，检查微调之后就完成了所设计的鼓式制动器的装配。所得图如图4.5所示。图4.5 鼓式制动器装配图4.5本章小结这章进行了所选定鼓式制动器的CATIA三维建模，按照第三章数据进行了制动鼓，摩擦片，制动轮缸，制动蹄的参数选择，分别介绍了如何进行以上四零件的建模，之后在完成零件图的绘制后了装配设计。 5 制动鼓参数化设计5.1关键参数选取参数化设计的主要目的是：通过VB对CATIA建模后的制动鼓进行各项参数的修改，从而不需要复杂的再次建模，因此应当选取所设计的关键参数来调整所建模型。对于制动鼓，所选参数为制动鼓的内外径、制动鼓宽度、加强肋直径。改变制动鼓内外径和宽度可以影响制动鼓的整体结构，而改变加强肋的直径及宽度可以改变制动鼓的强度，以及底盘的安装，故此选择以上五个参数。对于制动蹄，关键参数为制动蹄宽度及支承孔内径和宽度，摩擦片则是起始角和包角，改变以上几个参数就可以轻松的改变制动蹄的形状以及摩擦片的面积，故如此选择。5.2界面设计第一步打开VB 软件，点击“标准的 EXE”，打开工程界面里面的引用选项，勾选里面的CATIA类型库。 再向Form1 界面中添加5个Label，分别命名成“D1”、“D2”、“D3”、“b1”、“b2”，之后把 “Label D1”重名名为“制动鼓内径 D1”，“Label D2” 重名名为“制动鼓内径 D1”、“Label D3”重名名为“加强肋直径 D3”、“Label b1” 重名名为“制动鼓宽度b1”、“Label b2” 加强肋宽度 b2”。之后在Form1 界面内添加5个文本框，同上分别命名，“text D1”相对属性改为“380”、“text D2” 相对属性改为“410”、 “text D3” 相对属性改为“430”、“text b1” 相对属性改为“120”，“text b2” 相对属性改为“20”。最后，需要在界面添加“创建”及“结束”的命令按钮，把这两个按钮分别命名为 “cmd Creat”和“cmd End”。之后可以得到图5.1的设计界面。图5.1 制动鼓参数化设计窗体 同理做出制动蹄和摩擦片的参数化设计窗体如图5.2所示。图5.2 制动蹄及摩擦片参数化设计窗体5.3 编写代码点击“创建”按钮，编写事件代码，输入以下内容：Private Sub cmdCreate_Click() CreateBrake Val(txtCount.Text),Val(txtDis.Text)End Sub然后，点击“结束”按钮，编写事件代码，输入以下内容：Private Sub cmdEnd_Click() EndEnd Sub 把CATIA中的CATMain复制到代码，写入使用脚本访问CATIA所选模型的命令，以此来打开 CATIA。之后再对CATMain中的关键参数进行定义，也就是联系到之前所安的那几个命令按钮，之后进行代码的修改。debug之后按F5启动程序。5.4本章小结本章介绍了如何使用VB进行参数化设计，通过编程完成了对制动鼓、制动蹄及摩擦片的参数化设计，通过设计好的程序，经VB改变参数从而改变其在CATIA中的建模，从而避免了改变一个参数就要重新建模的烦恼。6基于 ANSYS 鼓式制动器的受力分析6.1制动鼓模型的应力分析首先使用 CATIA 三维建模分别对制动鼓、制动蹄和摩擦片进行建模，然后打开 CATIA 中的装配设计，首先将制动蹄和摩擦片进行装配，然后和制动鼓完成装配，第三步把装配好的文件以STP后缀保存，最后把建好STP文件导入ANSYS有限元分析，开始解析。对制动鼓及其零件进行应力和变形分析，结果如图6.1所示。图6.1 制动鼓整体应力分析由图6.1可见，制动鼓所受的应力比较平均基本为26.363mpa，主要集中在制动鼓的内表面上，这是由于内表面是和摩擦片直接接触的原因。把制动蹄的STP文件导入至ANSYS得到制动蹄的应力分析，如图6.2所示，可以看出制动蹄的等效应力在支承孔这端，所受应力较小。应力主要集中在摩擦片内表面与制动鼓背部接触的表面上，和制动鼓相似与摩擦片接触面是主要受到应力的部位，达到最大应力26.363Mpa。图6.2 制动蹄应力分析之后打开摩擦片零件图，对其进行分析。摩擦片的应力分析如图6.3所示，最大等效应力为6.5956Mpa，主要集中在内侧，这是因为在和制动鼓发生接触的过程中，摩擦片在制动蹄上的接触主要是内侧。图6.3 摩擦片应力分析6.2制动鼓模型的变形分析单击分析树上的Static Structural（B5）打开分析设置，点开分析设置详细信息，之后点击求解控制，点击大变形开始求解。完成处理后，单击分析树上Static Structural（B6），点击全变形单击求解，完成求解。制动鼓变形分析如图6.4所示。制动器最大变形为0.082268mm，而发生的区域主要靠近集中在施加载荷的这一端。制动鼓的变形比较均匀，主要发生在制动鼓的内表面，为0.333320mm，这是因为内侧和摩擦片直接接触容易发生变形，可以适当的减少壁厚，减小摩擦。图6.4 制动鼓变形分析按相同操作打开制动蹄零件图，对其进行分析。由图6.5可以看出，最大变形发生在施加载荷的这一端，达到了最大的0.082260mm，总体趋势是向支承孔端逐渐减小。制动蹄背部也有较大变形，这是由于制动蹄在制动鼓工作时会受到摩擦片内侧的挤压而发生变形。图6.5 制动蹄变形分析之后对摩擦片零件图进行分析，分析结果如图6.6所示，摩擦片的变形分析结果和制动鼓结果相符合，主要变形主要集中在受到载荷这端，达到了最大的0.082268mm，趋势也是向支承孔端逐渐减小，分布的结果不是很均匀，载荷端变形更为明显。图6.6 摩擦片变形分析如图6.6所示，摩擦片的变形分析结果和制动鼓结果相符合，主要变形主要集中在受到载荷这端，达到了最大的0.082268mm，趋势也是向支承孔端逐渐减小，分布的结果不是很均匀，载荷端变形更为明显。6.3改进方案从应力分析和变形分析可以看出，本次设计的制动鼓主要受力点是制动蹄施加载荷的这一端因此可以提出以下改进方案。首先可以适当的增加制动蹄及摩擦片的宽度也就是摩擦片接触面积。提高受力面积，就可以在所受应力不变的情况下，降低单位面积受力。这样可以减少制动蹄和摩擦片接触面发生的变形，让其受到更小单位接触应力。第三章设计的摩擦片宽度为b=120mm，适当增加，改为130mm。此外，从应力分析可以得知最大等效应力为58.359Mpa。这离所选的材料灰铸铁HT-30的许用应力25Mpa-294Mpa还有很大的发挥空间，也就是说本次设计的强度完全够用，所以可以对其减轻重量可以把所选的材料替换成碳纤维，新型的复合材料等。这样一方面，减轻了制动鼓的重量，另一方面还有利于降低车辆的能源消耗，对环境保护有不错的帮助。第三，不但可以从材料上减轻质量，在应力分析和变形分析里可以得到以下结论，制动鼓内表面和摩擦片接触的那面摩擦片会受到较大的接触应力，从而导致变形。所以本着减轻重量的前提下，可以适当的减少制动鼓的壁厚一方面不影响制动鼓的强度，另一方面可以降低摩擦片的损耗。第四章设计时所选壁厚n=15mm，适当减少，改为13mm。6.4本章小结本章首先介绍了使用ANSYS有限元分析软件的方法，然后将第4章所见三维模型导入进行了应力及变形分析，在此基础上得到的结论是，摩擦片的内表面以及制动蹄施加载荷端所受力较大。因此，提出把摩擦片宽度增大为130mm，改用新型材料，减少制动鼓壁厚至13mm的改进方案。7 结论本次设计主要是使用CATIA完成制动的三维模型设计，在此基础上，对相关零件二次开发，运用VB进行了相关参数化设计。之后使用ANSYS有限元分析软件完成了对鼓式制动器的应力以及变形分析，提出了改进方案。本文的主要内容和结论包括以下几点；1）介绍了CAD计算机辅助技术，简略的介绍了下该技术在国内外的发展历史和现状。在此基础上，介绍了该技术的未来发展前景，点明了本文的研究意义。2）介绍了鼓式制动器的结构和工作原理，在此基础上确定之后设计模型为领从蹄式鼓式制动器。并以此完成了鼓式制动器的主要参数选择，分别是：制动鼓内径D=380mm，宽度b=120mm， 包角=120，起始角0=30，制动器中心到张开力F0作用线的距离e= 150mm，支撑点位置坐标a=152mm和c=38mm，摩擦系数f=0.4。之后，对鼓式制动器进行了计算设计。计算结果如下，满载时前、后轴车轮附着力即地面最大制动力F1=54471.1，F2=58424.9N；制动力分配系数=0.87；制动管路的液压p=12.1Mpa；制动轮缸直径dw=45mm；全部轮缸的总工作容积V =29249.1 mm3；制动器制动力矩M=9075.2Nm；制动蹄片上的制动力矩对于增势蹄：Tty1=453.12Nm对于减势蹄：Tty2=141.42Nm同步附着系数0=0.79；制动器最大制动力为Tf1max=31048.5NmTf2max=4639.4Nm；制动蹄效能因数C*=2.469；制动距离与制动减速度制动起始车速为50km/s时制动距离为S=15.75m，制动起始车速为30km/s时制动距离为S=6.67m；最大驻坡度=33.56。3）进行了CATIA三维制图，完成了制动鼓，摩擦片，制动蹄，制动轮缸的零件图绘制，之后完成了对零件的装配。4)介绍了参数化设计定义与方法，选定了制动鼓、制动蹄、摩擦片等的关键参数。对于制动鼓，所选参数为制动鼓的内外径、制动鼓宽度，加强肋直径。改变制动鼓内外径和宽度可以影响制动鼓的整体结构，而改变加强肋直径及宽度可以改变制动鼓的强度，以及底盘的安装。对于制动蹄，关键参数为制动蹄宽度及支承孔内径和宽度，摩擦片则是起始角和包角，改变以上几个参数就可以轻松的改变制动蹄的形状以及摩擦片的面积。通过设计好的程序，经VB改变参数从而改变其在CATIA中的建模，从而避免了改变一个参数就要重新建模的烦恼。5）对绘制的CATIA装配图以及零件图进行了应力和变形分析，制动鼓所受的应力比较平均基本为26.363mpa，主要集中在制动鼓的内表面上，最大应力为58.369Mpa。制动器最大变形为0.082268mm，而发生的区域主要靠近集中在施加载荷的这一端。摩擦片的内表面以及制动蹄施加载荷端所受力大，为58.369Mpa。提出把摩擦片宽度增大为130mm以增加接触面积大小降低单位应力，改用新型材料减轻制动器重量，减少制动鼓壁厚至13mm以减少制动器质量的优化方案。本次设计使用CATIA对鼓式制动器进行绘制，在此基础上使用ANSYS分析到优化结果，之后使用参数化设计对鼓式制动器进行参数修改，为鼓式制动器的优化设计提供了一种方法。参 考 文 献1 Liu Hongpu, Peng Erbao, The Study of the Parameterization of the Drum Brake Design Based on UG, Energy Procedia, Volume 17, 2012, Pages 279-285 2 Rehman A, Das S, Dixit G. Analysis of stir die cast AlSiC composite brake drums based on coefficient of frictionJ. Tribology International, 2012, 51(7):36-41.3 Yuan H J. Brake drum coupling analysis based on stress analysisJ. Journal of Mechanical & Electrical Engineering, 2014.4 (德)B.布勒伊尔,K.比尔著.刘希恭等译.制动技术手册,机械工业出版社,2011.5Uhlig R P, Suryatama D. Brake drum: US, US7849979P. 2010.6 Kumar A, Sabarish R. Structural and thermal analysis of brake drumJ. Middle East Journal of Scientific Research, 2014.7 王庭义. 鼓式制动器关键技术研究D.长安大学,2011.8 罗明军, 谢亚清. 基于ANSYS鼓式制动器有限元模型的建立与分析J. 南昌大学学报工科版, 2010, 32(2):201-204.9 马迅, 尹长城, 陈艳红. 基于ANSYS Workbench的鼓式制动器的接触分析J. 湖北汽车工业学院学报, 2010, 24(3):1-4.10王庭义,吕彭民,兰吉光,李玉杰,孟铁. 鼓式制动器制动过程动力学仿真J. 中国公路学报,2010,06:115-120.11 朱斌. 汽车鼓式制动器力学特性分析D.吉林大学,2011.12 刘长亮. 鼓式制动器动力学分析及制动性能优化D.吉林大学,2011.13 马迅,陈明东,赵旭. 鼓式制动器有限元分析方法的研究J. 机械设计与制造,2012,06:217-219.14周吉祥. 基于刚柔耦合模型的鼓式制动器动力仿真及热性能分析D.太原理工大学,2013.15崔功军, 卢磊, 吴娟. 鼓式制动器摩擦副热力耦合分析J. 矿山机械, 2015(4):51-55.附录1：外文翻译制动鼓的结构和热分析Anup Kumar and R. Sabarish摘要在经历高温和热应力提高的制动过程中，制动鼓是一个关键部件。此外，制动蹄的压力引起机械荷载.因此，分析考虑到的热应力和机械应力一起。由于组合的负载和不同的制动鼓的轮廓所以分析是不现实的，所以有必要使用有限元分析方法，以评估确切的应力分布，并确保应力值远低于允许的范围内。这里的模型是内胀式鼓式制动器。这种制动器的制动蹄是包含了在鼓和扩大向外时的制动应用。这种制动器适用于中型重型车辆.。关键词：制动鼓；瞬态热分析；稳态分析；温度分布。简介 制动器是用来使静止物体减速或减速的装置.。车辆的安全运行需要可靠制动来吸收运动部件的动能或降低物体的势能来控制汽车的运动。制动器吸收的能量以热的形式消散.。这种热能在周围大气中消散以阻止车辆运动，所以制动系统应该有以下要求：1.在紧急情况下，制动器必须足够坚固，以保证汽车在最小的距离停车.。2. 驾驶员在制动过程中必须对车辆进行适当的控制，车辆不得打滑.。3. 制动器必须具有良好的防衰老特性，即其有效性不应随着长期应用的延长而降低.。4. 制动器应具有良好的耐磨性能。制动装置：车辆的制动设备包括所有的制动系统都是为了降低车辆行驶速度，降低它的加速度加快，增加其减速率并防止车辆静止后返回。1-3。实验装置制动鼓总成制动鼓总成：相对于其他制动设计，制动鼓已被广泛应用。当制动蹄被推到与轴一起旋转的制动鼓的内表面时会获得制动力。此类型的制动器主要用于轿车和卡车的后轮，而盘式制动器被广泛用于前制动器，因为其固有更大的方向稳定性。制动鼓的底板是一个压钢板，螺栓固定在后桥壳上.。由于制动蹄安装在底板上，所有的制动力作用在底板上.4-5。制动鼓的重要要求如下：应提供具有良好耐磨性能的表面。它应该有良好的传热性。在每个制动过程产生的热量，必须立即消散到大气中，因为下一个制动过程将再次产生更多的热量。任何过热的刹车过程都会导致制动鼓扩大而造成有效踏板行程损失与制动衬片衰减。它应该有足够的强度，但质量要抱证最小。它应该能够容纳在可用的车轮空间。稳态热分析：稳态热分析是用以确定温度，热梯度，热流量和热通量的对象所造成的热负荷，不随时间变化。这些负载包括以下：对流辐射热流量热通量（单位面积热流量）热发电率（每单位体积的热流量）恒温边界稳态热分析可以是线性的，具有恒定的材料性能，或非线性，与材料性能取决于温度。大多数材料的热性能随温度变化，所以分析通常是非线性的。包括辐
- 温馨提示:
1: 本站所有资源如无特殊说明，都需要本地电脑安装OFFICE2007和PDF阅读器。图纸软件为CAD,CAXA,PROE,UG,SolidWorks等.压缩文件请下载最新的WinRAR软件解压。
2: 本站的文档不包含任何第三方提供的附件图纸等，如果需要附件，请联系上传者。文件的所有权益归上传用户所有。
3.本站RAR压缩包中若带图纸，网页内容里面会有图纸预览，若没有图纸预览就没有图纸。
4. 未经权益所有人同意不得将文件中的内容挪作商业或盈利用途。
5. 人人文库网仅提供信息存储空间，仅对用户上传内容的表现方式做保护处理，对用户上传分享的文档内容本身不做任何修改或编辑，并不能对任何下载内容负责。
6. 下载文件中如有侵权或不适当内容，请与我们联系，我们立即纠正。
7. 本站不保证下载资源的准确性、安全性和完整性, 同时也不承担用户因使用这些下载资源对自己和他人造成任何形式的伤害或损失。
人人文库网所有资源均是用户自行上传分享，仅供网友学习交流，未经上传用户书面授权，请勿作他用。
川公网安备: 51019002004831号