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机械毕业设计车辆工程全套

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CLYX01-028@基于有限元重型货车制动器的设计,机械毕业设计车辆工程全套

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1 第 1章 绪 论 1.1 课题背景及目的 重型货车是我国应用较广泛的运输车，而制动器是重型货车的重要部件， 其 制动性能是确保车辆行驶的主、被动安全性和提升车辆行驶的动力性决定因素之一。 应用Pro/E 软件建立制动器主要零件的实体模型 ,然后利用 Ansys 软 件 对制动器摩擦衬片有限元分析，为 重型货车制动器 的设计与研究提供了一种方法，可缩该制动器的研发周期 , 降低产品的研发成本 , 并为进一步的结构优化设计、制造及运动分析奠定了基础。 1.2 国内外研究现状 随着经济的发展，汽车已经成为当今社会最重要的交通工具之一，随之 而来的现象是人们对汽车的动力性、经济性、安全性与舒适性的重点关注。 汽车制动系的功用是使汽车以适当的减速度降速行驶直至停车；在下坡行驶时，使汽车保持适当的稳定车速；使汽车可靠地停在原地或坡道上。因此，必须充分考虑制动器的控制机构和制动执行机构的各种性能，然后进行汽车的制动器的设计以满足汽车安全行驶的要求。据有关资料的介绍，在由于车辆本身的问题而造成的交通事故中，制动系统故障引起的事故为总数的 45%。可见，制动器是保证行车安全的极为重要的一个系统。此外，制动器的好坏直接影响车辆的平均车速和车辆的运输效率，也就是 保证运输经济效益的重要因素 。 制动器是 汽车制动系统中最重要的安全部件，对汽车制动器进行深入的分析具有十分重要的意义。 目前，汽车所用都制动器几乎都是摩擦式的，可分为鼓式和盘式两大类。盘 式 制动器 的主要优点是 一般无摩擦助势作用，因而制动器效能受摩擦系数的影响较小，即效能较稳定；浸水后效能降低较少，而且只须经一两次制动即可恢复正常；在输出制动力矩相同的情况下，尺寸和质量一般较小；制动盘沿厚度方向的热膨胀量极小，不会 像 制动鼓的热膨胀那样使制动器间隙明显增加而导致制动踏板行程过大；较容易实现间隙自动调整。 在高速刹车时 能迅速制动，散热效果优于鼓式刹车 ,制动效能的恒定性好 ,便于安装像 ABS 那样的高级电子设备 。 鼓式 制动器 的主要优点是刹车蹄片磨损较 少 , 成本较低 ,便于维修 。 虽然在汽车制动器领域，盘式制动器将逐步取代鼓式制动器是必然的趋势，但在现阶段，鼓式制动器依然占据着很重要nts 2 的位置。 。 四轮轿车在制动过程中，由于惯性的作用，前轮的负荷通常占汽车全部负荷的 70%-80%，前轮制动力要比后轮大，后轮起辅助制动作用，因此轿车生产厂家为了节省成本，就采用前盘后鼓的制动方式 。 现在轿车上应用最为广泛的是前盘后鼓式或全盘式制动器，其中 20 的轿车采用前盘后鼓式制动器虽然在轿车领域全鼓式制动器已基本上淘汰，但在商用车上应用最为广泛仍是全鼓式制动器，至于前盘后鼓式制动器或全盘式制动器只应用在有特殊需求客车或高档客车上。 不过对于重型车来说，由于车速一般不是很高，刹车蹄的耐用程度也比盘式制动器高，因此许多重型车至今仍使用四轮鼓式的设计。 鼓式 制动器 相对 于 盘式 制动器 ，其制动效能和散热性要差许多。鼓式制动器的制动力稳定性差，在不同路面上，制动力变化很大，不易于掌控。而由于散热性能差，在制动过程中会聚集大量的热量，制动蹄和制动鼓在高温影响下较易发生 极为复杂的变形，容易产生制动衰退和振抖现象，引起制动效率下降。另外，鼓式制动器在使用一段时间后，要定期调校刹车蹄的空隙。 针对以上缺点，现在鼓式制动器则采取一些改进措施： 1）合理确定制动鼓的直径 2）合理确定摩擦衬片宽度 3）合理确定轮毂散热结构 4）合理选择轮胎和轮辋 5）加装气门嘴固定卡 6）采用目前较先进的技术，以防车轮过热，如采用制动间隙自动调整臂、使用缓速器。 Pro E 是美国参数化公司 (Parametric TechnologyCorporation，简称 PTC)开发的CAD CAE CAM 软件， 是一套由设计至生产的机械自动化软件，是新一代的产品造型系统，是一个参数化、基于特征的实体造型系统，并且具有单一数据库功能。 该软件先进的设计理念体现了机械设计自动化 (Me chanical Design Automation， MDA)系列软件的最新发展方向，成为提供工业解决方案的有力工具，因而被广泛用于工业设计、机械设计、机构仿真、有限元分析、电子、航空、航天、军工等行业。 随着计算机辅助设计和辅助制造技术的飞速发展，其应用领域的日益扩展，已使工程设计业和制造业发生了深刻的变化，这一点的产品结构设计发 方面表现的尤为显著。三维造型技术、参数设计技术和虚拟现实技术等新概念、新办法已经渗透到传统的结构设计中，并发挥出前所未有的作用，推动工程设计技术的发展。 PTC 公司的 pro/e 是现代 CAD 系统的代表，由它率先它采用的革命性的设计思想 基于特征的参数化设计，领导了现代 CAD 发展的潮流。其主要特征功能有：全相关性、基于特征的参数化模型建模、先进的资料管理系统装配管理工程数据库再利用等，它易于使用，可在各种硬件平台上运行。可让使用者同时完成工业设计、结构设计功能，模拟加工制造，缩短产品开发的时间和流程。 nts 3 Pro E 的参数化设计技术 (又称尺寸驱动几何技术 )的基本思想，是和几何约束确定产品形状的几何特征，参数化的产品模型由几何模型和几何约束共同构成，完备的约束模型通过尺寸对几何形状的某些控制元素加以约束，构成几何元素惟一完整的表示。参数化设计的优点 (1)参数化设计技术以其强有力的尺寸驱动修改图形功能为初始产品设计，产品建模和修改系列产品设计提供了有效的手段。 (2)可满足设计具有相同或相近几何拓朴结构的工程系列产品及相关工艺装备的需要。 (3)可满足不同零件曲面的公式化高精度设计。 有限元技术是机械工程应用中普遍采用的 现代设计技术之一，已经成为解决复杂的工程分心计算问题的有效途径，近年来随着计算机技术普遍提高，有限元技术取得了突飞猛进的法阵，求解问题的范围从线性问题发展到非线性问题，鼓式制动器具有系列化的特点，适于采用参数化的方法进行设计和分析计算。因此有限元分析软件对制动器的分析有重要意义。 近几年国内外鼓式制动器的有限元分析的研究概况如下 8： 1999 年 C. Hohmann, K.Schiffner, 使用 ADINA 对一款卡车用鼓式制动器进行了有限元分析，发现制动鼓与摩擦衬片的法向压力呈非线性分布。王良模、彭育辉于 2002 年应用大型的机械软件 I DEAS 建立了某一国产双向自增力鼓式制动器的有限元模型，对其强度进行有限元方法的计算、分析。 2003 年吕振华、亓昌利用有限元分析软件 ADINA 建立一种蹄鼓式制动器热弹性耦合动力学分析的三维有限元模型，探讨了进行制动器热弹性耦合有限元分析的过程，通过仿真计算得到制动器工作过程中摩擦副间接触力分布、制动鼓瞬态温度场、应力场、变形场等重要信息。此外，刘立刚、王学林利用 ANSYS 软件预测了某重型汽车的鼓式制动器分布式摩擦衬片的压力分布、制动扭矩、制动器的应力分布以及制动器的变形。 2005 年李亮、宋健通过建立循环制动过程中温度鼓式制动器三维有限元仿真场分析的快速有限元仿真模型，对鼓式制动器采用二维有限元仿真，获得瞬态温度场等仿真结果。 2006 年 JinchunHuang,Charles M.Krousgrill 以有限元为手段研究了鼓式制动器啸叫的机理。 1.3 课题研究方法 任务要求 确定 制动系统的总体结构，对制动器的主要参数进行计算及强度校和，利用 Pro/E软件建立制动器三维模型装配图，通过干涉检查验证制动器设计的正确性，利用 Ansys软件对摩擦衬片有限元 分析。 深入了解汽车制动系统的 构造及工作原理；并收集相关紧凑型轿车制动系统设计资料；参考现有研究成果，并进行深入的学习和分析，借鉴经验；同时学习有关汽车零部件设计准则；充分学习和利用画图软件，并再次学习机械制图，画出符合标准的nts 4 设计图纸，通过自己的研究分析；发挥自己的设计能力并通过试验最终确定制动系统设计方案。 1.4 预期目标 (1)具有良好的制动效能 (2)具有良好的制动效能的稳定性 (3)制动时汽车操纵稳定性好 (4)制动效能的热稳定性好 1.5 设计主要内容 确定鼓 式制动器的基本参数，对制动器的制动鼓、蹄片和支撑的几何尺寸进行计算及强 度校和，利用 Pro/E 软件建立制动器三维模型装配图，通过干涉检查验证制动器设计的正确性，利用 Ansys软件对摩擦衬片有限元 分析。 nts 5 第 2章 总体设计方案 汽车的制动性是汽车的主要性能之一。制动性直接关系到行使安全性，是汽车行使的重要保障。随着高速公路迅速的发展和车流密度的日益增大，出现了频繁的交通事故。因此，改善汽车的制动性始终是汽车设计制造和使用部门的主要任务。 制动系的功用是使汽车以适当的减速度降速行使直至停车；在下坡行使时，使汽车保持适当的稳定车速；使汽车可靠地停在原地或坡道上 。 制动系至少应有两套独立的制动装置，即行车制动装置和驻车制动装置。前者用来保证前两项功能，后者用来保证第三项功能。 设计汽车制动系应满足如下主要要求 16： （ 1）应能适应有关标准和法规的规定 ； （ 2）具有足够的制动效能，包括行车制动效能和驻车制动效能。行车制动能力是用一定制动初速度下的制动减速度和制动距离两项指标来评定的；驻坡能力是以汽车在良好路面上能可靠地停驻的最大坡度来评定的。详见 QC/T239-1997； （ 3）工作可靠。行车制动装置至少有两套独立的驱动制动器的管路，当其中一套管路失效时，另一套 完好的管路应保证汽车制动能力不低于没有失效时规定值的 30%。行车和驻车制动装置可以有共同的制动器，而驱动机构应各自独立。行车制动装置都用脚操纵，其他制动装置多为手操纵 ； （ 4）制动效能的热稳定性好。具体要求详见 QC/T582-1999； （ 5）制动效能的水稳定性好 ； （ 6）在任何速度下制动时，汽车都不应丧失操纵稳定性和方向稳定性。有关方向稳定性的评价标准，详见 QC/T239-1997； （ 7）制动踏板和手柄的位置和行程符合人 -机工程学要求，即操作方便性好，操纵轻便、舒适、能减少疲劳 ； （ 8）作用滞后的时间要 尽可能短，包括从制动踏板开始动作至达到给定制动效能水平所需的时间和从放开踏板至完全解除制动的时间 ； （ 9）制动时不产生振动和噪声 ； （ 10）转向装置不产生运动干涉，在车轮跳动或转向时不会引起自行制动 ； （ 11）应有音响或光信号等警报装置，以便及时发现制动驱动机件的故障和功能失效 ； nts 6 （ 12）用寿命长，制造成本低；对摩擦材料的选择也应考虑到环 保要求，应力求减少制动时飞散到大气中的有害人体的石棉纤维 ； （ 13） 磨 损后，应有能消除因磨损而产生间隙的机构，且调整间隙工作容易，最好设置自动调整间隙机构 。 防止制动时车轮 被抱死有利于提高汽车在制动过程中的转向操纵性和方向稳定性，缩短制动距离，所以近年来防抱死制动系统（ ABS）在汽车上得到了很快的发展和应用。此外，由于含有石棉的摩擦材料存在石棉有公害问题，已被逐渐淘汰，取而代之的各种无石棉材料相继研制成功 。 2.1 制动原理和工作过程 要使行使中的汽车减速，驾驶员应踩下制动踏板，通过推杆和主缸活塞，使主缸内的油液在一定压力下流入轮缸，并通过两个轮缸活塞推动两制动蹄绕支撑销转动，上端向两边分开而其摩擦片压紧在制动鼓的内圆面上。这样，不旋转的制动蹄就对旋转的制动鼓作用一个摩擦力矩 ，其方向与车轮旋转方向相反。制动鼓将该力矩传到车轮后，由于车轮与路面间有附着作用，车轮对路面作用一个向前的周缘力，同时路面也对车轮作用一个向后的反作用力，即制动力。制动力由车轮经车桥和悬架传给车架和车身，迫使整个汽车产生一定的减速度。制动力越大，制动减速度越大。当放开制动踏板时，复位弹簧即将制动蹄拉回复位，摩擦力矩和制动力消失，制动作用即行终止。 图 2.1 制动系统工作原理 nts 7 2.2 制动器的结构方案分析 制动器主要有摩擦式、液力式和电磁式等几种形式。目前广泛使用的是摩擦式制动器。 摩擦式制动器 按摩擦副结构形式不同，可分为鼓式，盘式和带式三种。带式制动器只用作中央制动器，本文不做介绍。 2.3 鼓式制动器 鼓式制动器是最早形式的汽车制动器，当盘式制动器还没有出现前，它已经广泛用于各类汽车上。鼓式制动器又分为内张型鼓式制动器和外束型鼓式制动器两种结构型式。内张型鼓式制动器的摩擦元件是一对带有圆弧形摩擦蹄片的制动蹄，后者则安装在制动底板上，而制动底板则紧固在前桥的前梁或后桥桥壳半袖套管的凸缘上，其旋转的摩擦元件为制动鼓。车轮制动器的制动鼓均固定在轮鼓上。制动时，利用制动鼓的圆柱内表面与制动蹄摩 擦路片的外表面作为一对摩擦表面在制动鼓上产生摩擦力矩，故又称为蹄式制动器。外束型鼓式制动器的固定摩擦元件是带有摩擦片且刚度较小的制动带，其旋转摩擦元件为制动鼓，并利用制动鼓的外因柱表面与制动带摩擦片的内圆弧面作为一对摩擦表面，产生摩擦力矩作用于制动鼓，故又称为带式制动器。在汽车制动系中，带式制动器曾仅用作一些汽车的中央制动器，但现代汽车已很少采用。所以内张型鼓式制动器通常简称为鼓式制动器，通常所说的鼓式制动器就是指这种内张型鼓式结构。鼓式制动器按蹄的类型分为： 1、领从蹄式制动器 如图 2.2所示，若图上方 的旋向箭头代表汽车前进时制动鼓的旋转方向 (制动鼓正向旋转 )，则蹄 1为领蹄，蹄 2为从蹄。汽车倒车时制动鼓的旋转方向变为反向旋转，则相应地使领蹄与从蹄也就相互对调了。这种当制动鼓正、反方向旋转时总具有一个领蹄和一个从蹄的内张型鼓式制动器称为领从蹄式制动器。领蹄所受的摩擦力使蹄压得更紧，即摩擦力矩具有“增势”作用，故又称为增势蹄；而从蹄所受的摩擦力使蹄有离开制动鼓的趋势，即摩擦力矩具有“减势”作用，故又称为减势蹄。“增势”作用使领蹄所受的法向反力增大，而“减势”作用使从蹄所受的法向反力减小。 领从蹄式制动器的效能 及稳定性均处于中等水平，但由于其在汽车前进与倒车时的制动性能不变，且结构简单，造价较低，也便于附装驻车制动机构，故这种结构仍广泛用于中、重型载货汽车的前、后轮制动器及轿车的后轮制动器。 2、双领蹄式制动器 若在汽车前进时两制动蹄均为领蹄的制动器，则称为双领蹄式制动器。显然，当 nts 8 图 2.2 领从蹄式制动器 汽车倒车时这种制动器的两制动蹄又都变为从蹄故它又 可称为单向双领蹄式制动器。如图 2.3 所示，两制动蹄各用一个单活塞制动轮缸推动，两套制动蹄、制动轮缸等机件在制动底板上是以制动底板中心作对称布置的，因此，两蹄对制动鼓作用的合力恰好相互平衡，故属于平衡式制动器。 双领蹄式制动器有高的正向制动效能，但倒车时则变为双从蹄式，使制动效能大降。这种结构常用于中级轿车的前轮制动器，这是因为这类汽车前进制动时，前轴的动轴荷及 附着力大于后轴，而倒车时则相反。 图 2.3 双领蹄式制动 器 3、双向双领蹄式制动器 当制动鼓正向和反向旋转时，两制动助均为领蹄的制动器则称为双向双领蹄式制动器。它也属于平衡式制动器。由于双向双领蹄式制动器在汽车前进及倒车时的制动性能不变，因此广泛用于中、轻型载货汽车和部分轿车的前、后车轮，但用作后轮制动器时，则需另设中央制动器用于驻车制动。如图 2.4所示。 4、单向增力式制动器 单向增力式制动器如图所示两蹄下端以顶杆相连接，第二制动蹄支承在其上端制nts 9 动底板上的支承销上。由于制动时两蹄的法向反力 不能相互平衡，因此它居于一种非 图 2.4 双向双领蹄式制动器 平衡式制动器。单向增力式制动器在汽车前进制动时的制动效能很高，且高于前述的各种制动器，但在倒车制动时，其制动效能却是最低的。因此，它仅用于少数轻、中型货车和轿车上作为前轮制动器。如图 2.5所示。 图 2.5 单向增力式制动器 5、双向增力式制动器 将单向增力式制动器的单活塞式制动轮缸换用双活塞式制动轮缸，其上端的支承销也作为两蹄共用的，则成为双向增力式制动器。对双向增力式制动器来说，不论汽车前进制动或倒退制动，该制动器均为增力式制动器 。 双向增力式制动器在大型高速轿车上用的较多，而且常常将其作为行车制动与驻车制动共用的制动器，但行车制动是由液压经制动轮缸产生制动蹄的张开力进行制动，而驻车制动则是用制动操纵手柄通过钢索拉绳及杠杆等机械操纵系统进行操纵。双向增力式制动器也广泛用作汽车的中央制动器，因为驻车制动要求制动器正向、反向的制动效能都很高，而且驻车制动若不用于应急制动时也不会产生高温，故其热衰退问题并不突出。 nts 10 但由于结构问题使它在制动过程中散热和排水性能差，容易导致制动效率下降。因此，在轿车领域上己经逐步退出让位给盘式制动器。但由于成 本比较低，仍然在一些经济型车中使用，主要用于制动负荷比较小的后轮和驻车制动。 图 2.6 双向增力式制动器 6、凸轮式制动器 目前所有国产汽车和部分外国汽车的气压制动系中，都采用凸轮促动的车轮制动器，而且大都设计成领从蹄式，凸轮促动的双向自增力式制动器只宜用作中央制动器。 制动时，制动调整臂在制动气室的推动下，带动制动凸轮轴转动，推使两制动蹄压靠制动鼓，制动凸轮的工作表面轮廓是中心对称的两 段偏心圆弧。这种凸轮的促动力对凸轮中心的力臂是随凸轮转角而变化的，因而即使输入制动凸轮轴的力矩不变，凸轮对蹄的促动力也会随凸轮转角而变化。 2.4 方案确定 本 次设计以 CQ3253TMG384 型货车为依据， 采 用领从蹄鼓式制动器，且为凸轮式制动器。由于重型货车的行驶速度一般较低，而且通常是是长距离运输，则采用操纵轻便，工作可靠，不易出故障，维修方便的气 压制动 , 一般气压制动的重型货车都采用凸轮制动器。 2.5 本章小结 本章确定了制动系统方案为制动系统采用气压制动控制机构， 重型货车制动器的设计为后轮鼓式制动器，并 采用气压制动，制动凸轮与制动蹄之间采用滚轮传动，借以提高机械效率。 nts 11 第 3章 制动器的设计计算 3.1 制动系统主要参数数值 设计鼓式制动器的参数数据是采用 CQ3253TMG384 货车的具体参数如下： 整车质量： 空载： 8900kg 满载： 18900kg 质心至前轴的距离： 空载： 2674mm 满载： 3822mm 质心至后轴的距离： 空载： 2926mm 满载： 1778mm 质心高度： 空载： hg=1052mm 满载： hg=1211mm 轴 距 ： L=5600mm 最高车速： 85km/h 轮 胎： 11.00-20 3.2 同步附着系数的分析 汽车制动时，若忽略路面对车轮的滚动阻力矩和汽车回转质量的惯性力矩，则对任意角速 度 0 的车轮，其力矩平衡方程为 0 ebf rFT （ 3.1） 式中：fT 制动器对车轮作用的制动力矩，即制动器的摩擦力矩，其方向与车轮旋转方向相反， Nm； bF地面作用于车轮上的制动力，即地面与轮胎之间的摩擦力，又称为地面制动力，其方向与汽车行驶方向相反， N； nts 12 er车轮有效半径， m。 令 efrTF （ 3.2） 称之为制动器制动力，它是在轮胎周缘克服制动器摩擦力矩所需的力。 一般汽车根据前、后轮制动力的分配、载荷情况及道路附着系数和坡度等因素，当制动力足够时，制动过程出现前后轮同时抱死拖滑时附着条件利用最好 6。 任何附着系数 路面上前后同时抱死的条件为（ =0.85）： GFF ff 21 （ 3.3） ggff hL hLFF 1221（ 3.4） 式中： G-汽车重力； 1fF 前制动器制动力 ， N； 2fF 后制动器制动力 ， N； 1L 质心到前轴的距离 ， mm； 2L 质心到后轴的距离 ， mm。 得： 1fF=71914N 2fF=78522N 一般常用制动器制动力分配系数 来表示分配比例 478.021 ffFF 前、后制动器制动力分配的比例影响到汽车制动时方向稳定性和附着条件利用程度。要确定 值首先就要选取同步附着系数0。一般来说，我们总是希望前轮先抱死（0）。根据有关文献推荐以及我国道路条件，车速不高，所以本车型0取 0.5 左右为宜 。 由 nts 13 LhL g02 （ 3.5） 式中：0 同步附着系数 ； gh 质心高度， mm； L 轴距， mm； 2L 质心到后轴的距离 ， mm 得： 74.01 2 1 1 1 7 7 8478.05 6 0 00 (1)当0时：制动时总是前轮先抱死，这是一种稳定工况，但丧失了转向能力； (2)当 0时：制动时总是后轮先抱死，这时容易发生后轴侧滑而使汽车失去方向稳定性； (3)当0时：制动时汽车前、后轮同时抱死，是一种稳定工况，但也丧失了转向能力。 分析表明 14，汽车在同步附着系数为的路面上制动 (前、后车轮同时抱死 )时，其制动减速度为gqgdtdu 0，即0q， 为 制动强度。而在其他附着系数 的路面上制动时，达到前轮或后轮即将抱死的制动强度q这表明只有在 0的路面上，地面的附着条件才可以得到充分利用 6。 根据相关资料查出货车00.5，故取0=0.74。 为保证汽车制动时的方向稳定性和有足够的附着系数利用率， ECE 的制动法规规定，在各种载荷条件下，轿车在 0.15 q 0.8，其他汽车在 0.15 q 0.3 的范围内，前轮应先抱死；在车轮尚未抱死的情况下，在 0.15 0.8 的范围内，必须满足q )2.0(85.01.0 。 3.3 制动器最大制动力矩确定 应合理地确定前、后轮制动器的制动力矩，以保证汽车有良好的制动效能和稳定nts 14 性。 双轴汽车前后车轮附着力同时被充分利用或前后车轮同时抱死的制动力之比为 gghL hLFF010221 （ 3.6） 式中：1F 前制动器制动力 ， N； 2F 后制动器制动力 ， N； 1L 质心到前轴的距离 ， mm； 2L 质心到后轴的距离 ， mm。 0 同步附着系数， 0.74。 7.01211478.03822 1211478.01778010221 gghL hLFF 通常上式的比值为轿车 1.3 到 1.6，货车为 0.5 到 0.7。因此可知前后制动器比值符合要求 由轮胎与路面附着系数所决定的前后轴最大附着力矩： eg rqhLLGM )( 1m ax2 （ 3.7） 式中： 该车 所能遇到的最大附着系数； q 制动强度； er 车轮有效半径； max2M 后轴最大制动力矩； G 汽车满载质量； L 汽车轴距； 其中 8.0121174.085.01778 85.017780 gha aq 故后轴 35.12595425.085.012118.0778.16.51 8 9 0 0m a x2 uMNm 前轴 2.115336.1259522.0 478.01 m a x2m a x1 uu MM Nm nts 15 3.4 鼓式制动器的主要参数选择 在有关的整车总布置参数和制动器的结构形式确定以后，就可以参考已有的同类型、同等级汽车的同类制动器，对制动器的结构参数进行初选。 3.4.1 制动鼓直径 当输出力一定时，制动鼓的直径越大，制动力矩也越大，散热性能也越好。但止境的尺寸受到轮辋内径的限制，而且直径的增 大也使制动鼓的质量增大，使汽车的非悬挂质量增大，而不利于汽车的行驶平顺性。制动鼓与轮辋之间应有相当的间隙，此间隙一般不小于 20 30mm,以利于散热通风，也可避免由于轮辋过热而损坏轮胎。由此间隙要求及轮辋的尺寸及渴求得制动鼓直径的尺寸。另外， 制动鼓直 Dr=20 5084.25 mm D=355.6-421.64 mm 通过查表 3.1得制动鼓内径 D 内 =420mm 径与轮辋直径之比 为 0 . 7 0 0 . 8 3rDD 根据 QC/T309-1999制动鼓工作及制动蹄片宽度尺寸系列 制动鼓应具有非常好的刚性和大的热容量，制动时温升不应超过极限值。制动鼓材料应与摩擦衬片相匹配，以保证具有高的摩擦系数并使工作表面磨损均匀。 表 3.1 制动鼓内径选取对照表 轮辋直径 /in 12 13 14 15 16 制动鼓内径 /mm 轿车 180 200 240 260 - 轿车 220 240 260 300 320 制动鼓相对于轮毂的对 中是圆柱表面的配合来定位，并在两者装配紧固后精加工制动鼓内工作表面，以保证两者的轴线重合。两者装配后还需进行动平衡。其许用不平衡度对轿车为 15Ncm 20 Ncm；对货车为 30 Ncm 40 Ncm。微型轿车要求其制动鼓工作表面的圆度和同轴度公差 0.03mm，径向跳动量 0.05mm，静不平衡度1.5N.cm11。 制动鼓壁厚的选取主要是从其刚度和强度方面考虑。壁厚取大些也有利于增大其热容量，但试验表明，壁厚由 ll mm 增至 20 mm 时，摩擦表面的平均最高温度变化并不大。一般铸造制动鼓的壁厚 ：轿车为 7mm 12mm；中、重型载货汽车为 13mm18mm8。制动鼓在闭口一侧外缘可开小孔，用于检查制动器间隙。 由上述可以确定本次设计采用的材料是 HT20-40；制动鼓的壁厚是 14.5mm；进行nts 16 制动鼓建模的时候会用到这个数值。 3.4.2 摩擦衬片宽度 b 和包角 摩擦衬片的包角可在 900 1200 范围内选取，试验表明，摩擦衬片包角在 900 1200时，磨损最小，制动鼓温度也最低，且制动效能最高。再减小包角虽有利于散热，但由于单位压力过高将加速磨损。包角一般不宜大于 1200，因过大不仅不利于散热，而且易使制动作永不平顺，甚至可能发生自锁。 摩擦衬片宽度较大可以降低单位压力、减小磨损，但过大则不易保证与制动鼓全面接触。通常是根据在紧急制动时使单位压力不超过 2.5 MaP的条件来选择衬片宽度的。设计时应尽量按摩擦片的产品规格选择宽度值。另外，根据国外统计资料可知，单个鼓式制动器总的摩擦衬片面积随汽车总质量的增大而增大。而单个摩擦衬片的面积又决定与制动鼓的半径，衬片宽度及包角。即 RbAp （ 3.8） 式中，包角以弧度为单位，当面积、包角、半径确定后，由上式可以初选衬片宽度的尺寸。 制动器各蹄摩擦衬片总面积越大，制动时产生的单位面积正压力越小，从而磨损也越小。 a、参考同类汽车选取， 一般 b/D=0.16 0.26,取 0.25，故 b=115mm b、取 蹄 包角 领蹄 包角 1001 从蹄 包角 1002 3 6 0/)(21 DbA p（ 3.9） 式中：pA 单个摩擦衬片的面积， mm2； D 制动鼓内径， mm； b 摩擦片的宽度， mm； 1 领蹄包角， ； 2 从蹄包角， ； 得： 3 6 0/)(21 DbA p=420 3.14 105（ 100+100） /360= 80776.5mm2 c、 摩擦衬片起始角0，一般将衬片布置在制动蹄的中 央，即令： 40290 00 nts 17 有时为了适应单位压力的分布情况，将衬片相对于最大压力点对称布置，以改善制动效能和磨损的均匀性。 3.4.3 制动器中心到张开力 P 作用线和距离 e 在保证轮缸能够布置于制动鼓内的条件，应使距离 e 尽可能大，以提高制动效能。初步设计可取 e=0.8R （ 3.10） 式中： e 制动器中心到张开 力距离 mm； R 制动鼓半径， mm。 故 e=168mm 3.4.4 制动蹄支销中心的坐标位置是 k 与 c 制动蹄支销中心的坐标尺寸 k 是应尽可能地小 , 以不使两制动蹄端毛面相碰擦为准，使尺寸 c 尽可能地大，设计可定 c=0.8R （ 3.11） 式中： c 制动器 中心到张开力距离 mm； R 制动鼓半径， mm。 故 c=168mm K 尽可能的小，以使 c 尽可能的大，初步设计取 k=28mm。 制动蹄的支承采用二自由度制动筛的支承，结构简单，并能使制动蹄相对制动鼓自行定位。为了使具有支承销的一个自由度的制动蹄的工作表面与制动鼓的工作表面同轴心，应使支承位置可调。例如采用偏心支承销或偏心轮。支承销由 45 号钢制造并高频淬火。其支座为可锻铸铁 (KTH37012)或球墨铸铁 (QT40018)件。青铜偏心轮可保持制动蹄腹板上的支承孔的 完好性并防止这些零件的腐蚀磨损。 具有长支承销的支承能可靠地保持制动蹄的正确安装位置，避免侧向偏摆。有时在制动底板上附加一压紧装置，使制动蹄中部靠向制动底板，而在轮缸活塞顶块上或在张开机构调整推杆端部开槽供制动蹄腹板张开端插入，以保持制动蹄的正确位置。 制动蹄腹板和翼缘的厚度，轿车的约为 3mm 5mm；货车的约为 5mm 8mm。摩擦衬片的厚度，轿车多为 4.5mm 5mm；货车多为 8mm 以上。衬片可铆接或粘贴在制动蹄上，粘贴的允许其磨损厚度较大，使用寿命增长，但不易更换衬片；铆接的噪声较小 9。 nts 18 本次制动蹄 采用的材料为 Q235。 制动蹄腹板和缘翼的厚度取 6mm，摩擦衬片的厚度取 10mm。 3.4.5 摩擦片摩擦系数 选择摩擦片时不仅希望其摩擦系数要高些，更要求其热稳定性要好，受温度和压力的影响要小。不能单独地追求摩擦材料的高摩擦系数，应提高对摩擦系数的稳定性和降低制动器对摩擦系数偏离正常值的敏感性要求，后者对蹄式制动器是非常重要的。各种制动器用摩擦材料的摩擦系数的稳定值约为 0.3 0.5 之间，少数可达 0.7。一般说来，摩擦系数越高的材料，其耐磨性越差。所以在制动器设计时并非一定要追求高摩擦系数的材料。当前国产的 摩擦片材料温度低于 250 度时，保持摩擦系数在 0 .3 0.4已无大问题。因此，在假设的理想条件下计算制动器的制动力矩，取 0.3 可使计算结果接近世纪。另外，在选择摩擦材料时应尽量采用减少污染和对人体无害的材料。 制动摩擦材料应只有角而稳定的摩擦系数，抗热衰退性能要好，不应在温升到某一数值后摩擦系数突然急剧下降，材料应有好的耐磨性，低的吸水 (油、制动液 )率，低的压缩率、低的热传导率 (要求摩擦衬块么 300 的加热板上：作用 30min 后，背板的温度不越过 190 )和低的热膨胀率，高的抗压、抗打、抗剪切、抗弯购性能和 耐冲击性能；制动时应不产生噪声、不产生不良气味。 当前，在制动器生产中广泛采用着模压材料，它是以石棉纤维为主并均树脂粘站剂、调整摩擦性能的填充刑 (出无机粉粒及橡胶、聚合树脂等配成 )勺噪声消除别 (主要成分为石墨 )等混合后，在高温厂模压成型的。模压材料的挠性较差故应按衬片或衬块规格模压 3。其优点是可以选用各种不同的聚合树脂配料，使衬片或衬块具有不同的摩擦性能及其他性能。本次设计采用的是模压材料。 3.4.6 制动底板的材料选择 制动底板是除制动鼓外制动器各零件的安装基体，应保证各安装零件相互间的正确位置 5。制功底板承受着制动器工作时的制动反力矩，因此它应有足够的刚度。为此，由钢板冲压成形的制动底板均只有凹凸起伏的形状。重型汽车则采用可联铸铁KTH37012 的制动底板。刚度不足会使制动力矩减小，踏板行程加大，衬片磨损也不均匀。本次设计采用 KTH37012。 3.4.7 制动气室的选择 制动气室有膜片式和活塞式两种。膜片式的结构简单，对室壁的加工要求不高，无摩擦副，密封性好。活塞式的行程较长，推力一定但有磨损，通过比较我选择膜片式制动气室。 两蹄的张开力 1p 、 2p 与制动气室的推力 Q 之间的关系由下式表示： nts 19 212 pphaQ （ 3.12） 式中： 2/a 1p ， 2p 对凸轮中心的力臂， mm； h Q 力对凸轮轴线的力臂 ， mm； 得： 1170230878522462 21 pphaQN 为了输出 Q 力，制动气室的工作面积为 pQA（ 3.13） 式中： p 制动气室的工作压力， MPa； 得： 186176111702 pQAmm2 制动气室的工作半径为 Ar （ 3.14） 式中： A 制动气室的工作面积， mm2 ； 得： 8.76Ar mm 则 r 取 77mm 3.5 同一制动器各蹄产生的制动力矩 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，其计算公式如下 对于增势 蹄： m a x ( 2 s i n 2 s i n 2 ) / 4xF P b R （ 3.15） m a x ( c o s 2 c o s 2 ) / 4yF P b R （ 3.16） 其中 ： 100 130 20 maxP为压力分布不均匀时蹄片上的最大压力。 nts 20 )2s in2s in2()2cos2sa r c t a n ( c o 22 22 )202s in1302s in91.12()1302c o s202sa r c t a n ( c o 1719.0arctan 075.9 221 )2s i n2s i n2()2c o s2( c o s/)c o s( c o s4 R 22 )202s i n1302s i n9.12()1302c o s202( c o s/)130c o s20( c o s2104 =239.7 对于减势 蹄： m a x ( 2 s i n 2 s i n 2 ) / 4xF P b R （ 3.17） m a x ( c o s 2 c o s 2 ) / 4yF P b R （ 3.18） 式中 ： 100 130 30 maxP为压力分布不均匀时蹄片上的最大压力。 )2s in2s in2()2cos2sa r c t a n ( c o 22 )302s in1 3 02s in9.12()1 3 02c o s302sa r c t a n ( c o 22 018.7 222 )2s i n2s i n2()2c o s2( c o s/)c o s( c o s4 R 22 )302s i n1302s i n9.12()1302c o s302( c o s/)130c o s30( c o s2104 =235.4 增势蹄的制动力矩 11111111 )s in( cos/ BPffcfhPT Tf 7.2393.0)18.7s i n3.018.7( c os31.170/7.2393363.01 P = 156.233 P 减势蹄的制动力矩 22222222 )s in( c os/ BPffcfhPT Tf 4.2353.0)75.9s i n3.075.9( c os31.170/4.2353363.02 P nts 21 224.103 P 制动鼓上的制动力矩等于两蹄摩擦力矩之和，即 221121 BPBPTTT TfTff 凸轮张开机构的制动器由于21 TfTf TT ，故所需的张开力为 134856.2334 350.1259/5.0 11 BTP fN 3 0 4925.1034 35.1 2 59/5.0 22 BTP fN 计算蹄式制动器必须检查蹄有无自锁的可能。蹄式制动器的自锁条件为 0)s in( c o s 111 ffc 即式 111 sincos ccf 成立，则不会自锁。 3.077.018.7s in31.1707.239 18.7c o s31.170s inc o s111 ccf3.081.0s inc o s222 ccf故此蹄式制动器不会自锁。 3.6 制动器制动因数计算 1、领蹄制动蹄因数： hRbc鼓 式 制 动 器 简 化 受 力 图p图 3.1 鼓式制动器简化受力图 nts 22 根据公式 ： bcffbhBFT11（ 3.19） 得 ： 8.03.01 3.021TBF=0.79 h/b=2;c/b=0.8 2、从蹄制动蹄因数 根据公式 bcffbhBFT12（ 3.20） 得 8.03.01 3.022TBF=0.48 3.7 本章小结 本章的主要内容是完成了同步附着参数及鼓式制动器的基本参数设计，还确定了鼓式制动器的主要零部件的结构设计。 nts 23 第 4章 制动性能分析 汽车的制动性是指汽车在行驶中能利用外力强制地降低车速至停车或下长坡时能维持一定车速的能力。 4.1 制动性能评价指标 汽车制动性能主要由以下三个方面来评价： （ 1）制动效能，即制动距离和制动减速度； （ 2）制动效能的稳定性，即抗衰退性能； （ 3）制动时汽车的方向稳定性，即制动时汽车不发生跑偏、侧滑、以及失去转向能力的性能 2。 4.2 制动效能 制动效能是指在良好路面上，汽车以一定初速度制动到停车的制动距离或制动时汽车的减速度。制动效能是制动性能中最基本的评价指标。制动距离越小，制动减速度越 大，汽车的制动效能就越好 9。 4.3 制动效能的恒定性 制动效能的恒定性主要指的是抗热衰性能。汽车在高速行驶或下长坡连续制动时制动效能保持的程度。因为制动过程实际上是把汽车行驶的动能通过制动器吸收转换为热能，所以制动器温度升高后能否保持在冷态时的制动效能，已成为设计制动器时要考虑的一个重要问题。 4.4 制动时汽车的方向稳定性 制动时汽车的方向稳定性，常用制动时汽车给定路径行驶的能力来评价。若制动时发生跑偏、侧滑或失去转向能力。则汽车将偏离原来的路径。 制动过程中汽车维持直线行驶，或按预定弯道行驶的能力称为 方向稳定性。影响nts 24 方向稳定性的包括制动跑偏、后轴侧滑或前轮失去转向能力三种情况 5。制动时发生跑偏、侧滑或失去转向能力时，汽车将偏离给定的行驶路径。因此，常用制动时汽车按给定路径行驶的能力来评价汽车制动时的方向稳定性，对制动距离和制动减速度两指标测试时都要求了其试验通道的宽度。 方向稳定性是从制动跑偏、侧滑以及失去转向能力等方面考验。 制动跑偏的原因有两个： （ 1） 汽车左右车轮，特别是转向轴左右车轮制动器制动力不相等。 （ 2） 制动时悬架导向杆系与转向系拉杆在运动学上的不协调（互相干涉）。 前者是 由于制动调整误差造成的，是非系统的。而后者是属于系统性误差。 侧滑是指汽车制动时某一轴的车轮或两轴的车轮发生横向滑动的现象。最危险的情况是在高速制动时后轴发生侧滑。防止后轴发生侧滑应使前后轴同时抱死或前轴先抱死后轴始终不抱死 2。 理论上分析如下，真正的评价是靠实验的。 4.5 制动器制动力分配曲线分析 对于一般汽车而言，根据其前、后轴制动器制动力的分配、载荷情况及路面附着系数和坡度等因素，当制动器制动力足够时，制动过程可能出现如下三种情况： （ 1）前轮先抱死拖滑，然后后轮抱死拖滑。 （ 2）后轮先抱死拖滑， 然后前轮抱死拖滑。 （ 3）前、后轮同时抱死拖滑。 所以，前、后制动器制动力分配将影响汽车制动时的方向稳定性和附着条件利用程度，是设计汽车制动系必须妥善处理的问题。 根据所给参数及制动力分配系数，应用 MATLAB 编制出制动力分配曲线如下： 当 I 线与 线相交时，前、后轮同时抱死。 当 I 线在 线下方时，前轮先抱死。 当 I 线在 线上方时，后轮先抱死 通过图 3.1 可以看出相关参数和制动力分配系数的合理性 16。 4.6 制动减速度 制动系的作用效果，可以用最大制动减速度及最小制动距离来评价。 假设汽车是在