家用轿车鼓式制动器结构设计说明书

家用轿车鼓式制动器结构设计摘 要随着现代不断提高的道路条件及汽车性能，使汽车拥有越来越快的速度，为了保证汽车高速行驶下的行车安全，作为汽车中的重要组成部分的制动器是保证安全的最基本保证。本次设计的题目是家用轿车鼓式制动器的设计。结合现代国内外汽车形式，首先确定了制动器的总体方案：对鼓式制动器的类型进行对比并选择，再对对驱动机构进行进行选择，确定制动器类型为鼓式制动器，行车时液压制动控制机构；驻车时用机械式控制。确定了汽车的各项参数，接着计算同步附着系数、制动力分配系数。然后由最大附着系数确定制动强度、制动力矩和制动器因数。再对制动器的各种主要参数如半径，起始角，包角及宽度；中心距离；及支销中心的位置进行选择。再经过分析压力分布规律及变形规律，计算制动力矩后，张开力和制动器因数，对磨损特性进行了校核计算，然后进行驻车制动的相关计算，包括停驻最大坡度及其附着力。通过计算对各零部件进行了设计校核。本章计算了轮缸、主缸直径和容积，及合理的踏板力、踏板工作行程还有主缸的行程，并进行了校核。 最后通过设计得到的数据，用CAD和CATIA绘制二维及三维零件图，装配图。关键词：制动系统；鼓式制动器；CATIA装配IABSTRACTWith the modern continuous improvement of road conditions and car performance, so that cars have faster and faster speed, in order to ensure high speed driving under the driving safety, as an important part of the car brake is the most basic guarantee to ensure safety. The design of this topic is the design of household car drum brakes. Combined with the modern domestic and international car form, first determine the overall program of the brake: the type of drum brake to compare and select, and then on the drive mechanism to choose to determine the type of brake drum brakes, driving hydraulic brake control ; Mechanical control when parked. Determine the parameters of the car, and then calculate the synchronization adhesion coefficient, the braking force distribution coefficient. The braking strength, braking torque and brake factor are then determined by the maximum adhesion coefficient. And then the brake of the various main parameters such as radius, starting angle, angle and width; center distance; and the location of the sales center to choose. Then, after analyzing the law of pressure distribution and deformation law, calculate the braking torque, the opening force and the brake factor, the wear characteristics are checked and calculated, and then the relevant calculation of the parking brake is carried out, including the maximum slope and its adhesion. Through the calculation of the parts were designed to check. This chapter calculates the wheel cylinder, master cylinder diameter and volume, and reasonable pedal force, pedal work stroke and master cylinder stroke, and the check.Finally, through the design of the data, with CAD and CATIA drawing two-dimensional and three-dimensional parts drawings, assembly drawings.Key Words：Braking System;Drum Brake;CATIA ModelingII目 录1 绪 论11.1 制动器的概述11.2 制动器研究现状22 鼓式制动器方案选择32.1 鼓式制动器的选择32.2 制动驱动机构的选择32.3 本章小结33 制动器的主要参数的确定43.1 同步附着系数的确定43.2 制动分配系数、制动强度和附着系数利用率53.3 制动器最大的制动力矩63.4 制动器因数和制动蹄因数73.5 制动器的主要结构参数的确定93.6 本章总结114 制动器的设计计算134.1 摩擦面的压力分布规律134.2 制动蹄片上的制动力矩144.3 制动器因数的分析计算184.4 摩擦元件的磨损特性计算204.5 驻车制动力的计算214.6 制动器主要零件的结构设计234.7 本章小结255 制动驱动机构的设计计算265.1 制动轮缸直径与工作容积265.2 鼓式制动器直径与工作容积265.3 制动主缸直径与工作容积265.4 制动踏板力与踏板行程275.5 本章小结28参考文献30附录1：外文翻译31附录2：外文原文35致 谢47家用轿车鼓式制动器设计1 绪 论汽车在运行过程中想要稳定停车，需要利用制动器逐步减速直至停下。为确保行车安全，在汽车行驶到下坡路段时，需要保持较大的跟车距离，因此也需要制动器达到保持稳定车速的目的，或在紧急情况下能迅速停车。随着高速公路路网的不断扩展、汽车事业的快速发展，汽车已经成为现代交通工具中用得最多、最普遍，也是最方便的交通运输工具，而制动器是保证交通安全的重要因素之一。人们对汽车的性能要求越来越高，例如舒适性、更快的速度，而高行驶速度的确又直接影响安全行驶，因此如何提高汽车制动器的性能，成为解决安全问题的重要途径。制动器的好坏不仅是衡量汽车好坏的的一个标准，更重要的是关系着车内乘员的生命安全。另外，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，是保证汽车经济性的主要因素。 因此，在进行设计时，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。1.1 制动器的概述目前，汽车所有的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在高速行驶时能迅速制动使汽车减速，散热效果优于鼓式制动器，制动效能稳定。盘式制动器的旋转元件一个垂直的圆盘，两侧为摩擦的工作面叫做制动盘，其固定摩擦元件是位于制动盘两侧的小的并带有摩擦片的制动块。当制动块受到压力刚的压力加紧制动盘时，摩擦面上便产生摩擦力矩，使旋转元件减速、停止。盘式制动器常用作轿车的车轮制动器，也可用作特种汽车的中央制动器。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、由于鼓式制动器的绝对制动力远远高于盘式制动器，所以普遍由于后轮驱动的卡车上或者一些经济型的轿车上。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，制动蹄安装在制动底板上，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，制动鼓的内圆柱表面与制动蹄摩擦衬片的外表面形成一对摩擦面从而在制动鼓上产生摩擦力矩，从而使汽车减速停车。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，并利用制动鼓的外圆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。通常所说的鼓式制动器就是指这种内张型鼓式结构。任何一套制动装置均由制动器和制动驱动机构两部分组成。行车制动是用脚踩制动踏板从而控制制动器；而驻车制动则多采用手制动操纵，且利用单独的中央制动器或利用车轮制动器进行制动。利用车轮制动器时，绝大部分驻车制动器用来制动两个后轮。行车制动和驻车制动这两套装置，必须具有独立的制动驱动机构，而且每车必备。行车制动分液压和气压两种型式。用液压传递操纵力时还应有制动主缸、制动轮缸以及管路；用气压操纵时还应有压缩机、气路管路、储气筒、控制阀和制动气室等。现代汽车由于车速的提高，对应急制动的可靠性要求更严格，因此，在中、高级轿车和部分总质量在l5t以下的载货汽车上，多在后轮制动器上附加手操纵的机械式驱动机构，使之兼起驻车制动和应急制动的作用，从而取消了中央制动器。随着电子技术的飞速发展，汽车防抱死制动系统（ABS）在技术上已经成熟，开始在汽车上普及。汽车防抱死制动系统分为气动和液压两种，气动主要适用于气压制动的商用车，液压的主要适用于液压制动的乘用车。它能有效地防止汽车在应急制动时由于车轮抱死而使汽车失去方向稳定性，而出现的侧滑或者失去转向能力的危险，并缩短制动距离，从而提高了汽车高速行驶的安全性和稳定性。1.2 制动器研究现状现在国内研究方向针对于易于发生热衰退、水衰退和机械衰退等问题。对制动效能的深入研究，对提高制动器性能有重要意义。宁晓斌等应用仿真软件，建立了汽车鼓式制动器仿真模型，并计算出制动器效能因数。针对摩擦衬片压力分布不均勾的问题，吕振华等分析其变化特性，采用新的评价指标，评价各种型式的鼓式制动器，并提出制动蹄分为两部分的结构型式可显著提高制动效能。所以，为了发挥鼓式制动器的优势，克服其主要缺点，研究工作和技术改进一直都在进行中。国外的研究将热弹有限元方法应用在制动器的磨损、摩擦仿真模拟中。此后又有 Watson Daniel Pantusoa、JM. LEE、D. Severin、D. C. Barton等都利用有限元分析模型对制动器的磨损、噪音和热弹性耦合等问题进行了深入的研究，这些研究使得提高鼓式制动器性能有了可行性。 2 鼓式制动器方案选择2.1 鼓式制动器的选择鼓式制动器出现的时间非常早，结构可以内张或者外束。内张型用制动蹄与制动鼓产生摩擦。外束型让摩擦片与制动鼓外表面摩擦产生摩擦力矩。鼓式制动器由于蹄的结构不同分为好几类。因为领从蹄式能力比较平均，在拥有足够制动效能的情况下还能保证足够的效能稳定性，而且结构简单，间隙易调整。所以采用领从蹄式鼓式制动器。2.2 制动驱动机构的选择简单制动就是用人力制动，可以用机械方式传递也可以靠液压传递。机械式优点在于结构不复杂，可靠性比较高。缺点在于机械效率低，制动力分配不均。液压式优点是滞后时间较短；工作压力高，体积小便于在内部安装，缺点是过度受热后制动系效能降低甚至失效。由于简单制动是靠人力施加，制动过程较为简单，所以本设计采用简单制动，行车制动器用液压控制，驻车制动器用机械控制。2.3 本章小结本章对鼓式制动器的类型进行对比并选择，再对对驱动机构进行进行选择，确定制动器类型为鼓式制动器，行车时液压制动控制机构；驻车时用机械式控制。3 制动器的主要参数的确定表3.1 整车参数空载质量满载质量轮距轴距质心位置最高车速轮胎规格1070kg1450kg2471mm1425mma=1.283m b=1.188mhg=0.6(满载)hg=0.7（空载）210km/h175/60R 14车轮有效半径Re查阅资料得有效半径为Re=280.6mm。3.1 同步附着系数的选择当汽车前、后轴的轴荷分配固定时，在3种附着系数值的路面上制动时的情况：（1）当时，是一种失去转向能力的稳定工况； （2）当时，容易发生侧滑现象使汽车行使方向不好控制；（3）当时，是一种失去转向能力的稳定工况。为了防止汽车制动时无法转向甚至侧滑，当时，地面附着条件利用得最好。附着系数利用率可用公式表示为 （3.1）因为现在越来越好的路况及越来越快的车速，如果后轮先抱死则会引起侧滑甚至甩尾导致失去稳定性。研究推荐轿车同步附着系数，为了制动时拥有稳定性及保证足够的利用率考虑相似车型的值，取。3.2 制动分配系数、制动强度和附着系数利用率由已经选择的同步附着系数，可得： （3.2） 再计算得 （3.3） （3.4）当时，；，故，；。此时，满足要求。当时， 可以求出：表3.2 取不同值时对比的结果0.71090.642268.0235564946.16452.178016.198470.07570.15860.2470.3490.4550.5610.70.75740.7970.8420.8670.9060.9511满足国家标准满足国家标准满足国家标准满足国家标准满足国家标准满足国家标准满足国家标准当时， 可以求出：表3.3 取不同值时的比较结果0.810870.7540.965满足国家标准3.3 制动器最大的制动力矩在得到最大制动力的时候制动力与法向力 成正比。所以制动力的比值为： （3.5）由力矩： （3.6） （3.7）当时，需要的制动力矩为 （3.8） （3.9）Nm Nm3.4 制动器因数和制动蹄因数摩擦力与施加的力之比被叫作制动效能器因数： （3.10）张开力分别为、，制动鼓半径为，和为摩擦力矩，得制动蹄因数为： （3.11） （3.12）则： （3.13）当时： （3.14）各种力的大小方向及作用位置，必须进过分析就算才能得出。如图3.1所示。图3.1 受力简图由力矩平衡方程： （3.15）可算出领蹄的制动蹄因数为 （3.16）A点的力矩平衡方程： （3.17） （3.18）由式(3.15)可知：当趋近于占时，制动器将自锁。所以力矩方向一样时制动蹄因数值大，力矩反向时制动蹄因数值小。由图3.2知，当增大到一定值时，领蹄的和向无穷增大，自锁便发生了。在制动过程中，衬片的温度、压力以及湿度等因素将决定摩擦系数进而影响制动器因数。制动器因数对摩擦系数的敏感性可由来衡量并且其决定着制动器效能稳定性。由图3.2可以看出，从蹄与领蹄相比效能稳定性更好。1领蹄 2从蹄图3.2 制动蹄因数及其导数与摩擦系数的关系3.5 主要结构参数的确定（1）制动鼓直径考虑到散热性和平顺性的协调，轿车制动鼓直径与轮辋直径之比为：D/Dr=0.640.74mm根据表3.4的规定。对于本次所设计车型取，可初选制动鼓直径D=240mm，即R=120mm。本轿车采用14的轮辋，可取，则可求得355.6mm取Dr=356mm。表3.4 制动鼓工作直径及制动蹄片宽度尺寸系列直径 D蹄 片 宽 度 B1703540455055601903540455055608521035404550556085230354045505560859525045556580951152704555658095115290455565809511531050658090105115（330）5570859511011512014035055708595（105）1101201403706080100120140160180（390）7080100120140160180（2）制动蹄摩擦衬片的包角、宽度b及摩擦面积A包角范围为范围再小磨损会变快，范围增大散热效果会变差，导致制动工作不平顺。综上所述选取领蹄、从蹄包角相等为根据规定，选取制动蹄摩擦片宽度mm；摩擦片厚度mm。据资料显示，汽车总质量越大摩擦衬片面积越大。几个参数之间的关系如下式所表示： （3.19）由表3.4选择衬片宽b为50mm，由表3.5选择摩擦面积A为200。表3.5 制动器衬片摩擦面积种类总质量t摩擦面积cm2轿车客车与货车由表3.4数据可知设计符合要求。（3）摩擦衬片起始角通常令，领蹄、从蹄包角取相等角度，即图3.3 几何参数简图（4）中心距离为了合理充分地安装且尽量提高制动效果。取，即mm（5）支销中心的位置与如图3.3所示， 应尽量小，使尽量大，取，即mm。取mm。（6）摩擦片摩擦系数摩擦片应选择摩擦系数高，热稳定性好的。现各种材料摩擦系数稳定值一般在，但是摩擦系数越好耐磨性却越差。因此，取=0.3计算出的结果比较真实。本次设计中，取=0.3。3.6 本章总结本章先确定了汽车的各项参数，接着计算同步附着系数、制动力分配系数。然后由最大附着系数确定制动强度、制动力矩和制动器因数。再对制动器的各种主要参数如半径，起始角，包角及宽度；中心距离；及支销中心的位置进行选择。4 制动器的设计计算4.1 压力分布规律如图4.1所示，当张开力P作用于制动蹄使其绕支承销转动角度为时，点A的位移为= （4.1）半径方向压缩距离为=制动鼓旋转方向图4.1 变形分析简图由图4.1：得径向变形量为=因为为常量，单位压力越大变形越大，所以压力为： (4.2)表明制动器蹄片的压力分布曲线为正弦，在与相差90的半径上取得最大压力。根据研究资料，摩擦片磨损可由下式来表示： （4.3） 如图4.2压力分布规律曲线所示，在经过4次制动后压力分布还是正弦。所以磨损可以表示为： （4.4）压力分布规律为：，图4.2里表示出结果。4.2 制动蹄片上的制动力矩在摩擦衬片表面取一单元面积来计算制动蹄片上的力矩TTf1，当其在处时单元面积为，其中摩擦衬片宽度b，包角，制动鼓半径R,如图4.3所示。图4.2 作为磨损函数的压力分布计算值图4.3 制动力矩计算用图法向力为： (4.5)制动力矩为： 由积分得： (4.6)由均布压力，有： (4.7)增势蹄产生的制动力矩可表达如下： (4.8)图4.4 张开力计算用图与张开力的关系式： (4.9)解得 (4.10)式中：，见图4.4。增势蹄： (4.11)减势蹄： (4.12) (4.13)对于领蹄： (4.14)=。由 (4.15)得 (4.16)=0.134对于从蹄：两蹄制动力矩： （4.17）由式（4.11）和式（4.12）知=0.127=所需的张开力为： N检查蹄的自锁可能性在对蹄式制动器计算时是十分必要的： (4.18) (4.19)所以不会自锁。所以最大压力为： (4.20)=0.7934因此参数选取满足设计要求。4.3 制动器因数的分析计算制动器因数BF可由制动器摩擦力矩的计算得出：（1）明确鼓旋转方向及制动器基本结构参数；（2）确定摩擦片压力分布规律，令； （3）确定在张开力P作用时的最大压力值。把正压力与摩擦力对点取矩，可得 =d-)snd （4.21）则的值可以算出。图4.5 力矩分析简图（4）摩擦片上所有的摩擦力矩 T=R sind=R(sin-sin) （4.22）（5）根据公式（3.17）（3.19）得：领蹄BFTl从蹄BFT2整个制动器因数为4.4 摩擦元件的磨损特性计算1.制动器的比能量耗散率制动时将机械能转换为热量散发。在制动过程中，由制动器散发全部动力，短时间内使制动器温度升高，这一过程也称为制动器的能量负荷，前后轮的比能量耗散率分别为： （4.22） 当时，可认为： （4.23） 一般比能量耗散率要求最好不大于1.8W/mm2W/mm2 W/mm2由上式知磨损和热的性能符合需要。2.比摩擦力比摩擦力为： （4.24）比摩擦力要求不大于。前轮后轮0.48所以满足磨损需求。4.5 驻车制动力的计算由简图算出的附着力为 (4.25)下坡时附着力为 (4.26)图4.6 上坡停车时的受力简图极限倾角，由求得 （4.27） （4.28）由此可得： 满载： 空载： 分别计算上坡下坡时的附着力： 上坡 N 下坡 N 当汽车为空载时分别计算上坡下坡时的附着力： 上坡 N下坡 N为了能让汽车在算出的坡度倾角为的条件下停车，应该尽量缩小与极限值的差值，并确定下坡时上停车的坡度符合标准规定值。4.6 制动器主要零件的结构设计1制动鼓制动鼓的刚性应该比较强而且热容量应满足温升在允许范围内，制动鼓的材料的选择应兼顾磨损和系数大小。由于其良好的散热性和耐磨性合金制造的制动鼓在轿车上的应用很广泛。本设计制动鼓材料采用HT200，壁厚选取10mm。2制动蹄轿车的制动蹄一般是由冲压焊接制成，选取轿车制动蹄腹板和翼缘的厚度为，摩擦衬片的厚度为。3.制动底板制动底板是保证各种零件正确安装的基础并且刚度要足够强。选择冲压成形制成制动底板，厚度取5mm。4.制动蹄的支承选择支承销材料为45号钢，支座材料为球墨铸铁，而选择长支承销的支承则能避免侧向偏摆。本设计采用支承销。5.制动轮缸制动轮缸是靠液压撑开制动蹄的一种装置，选择缸体的材料为灰铸铁HT250，活塞材料为铝合金，轮缸的工作腔密封选择橡胶密封圈。本设计采用由两个活塞推动的制动轮缸。6.固定支架固定支架必须具有较大的强度和刚度来承受全部制动力矩。所以需其壁厚大于10mm且选用可锻铸铁制造。7.摩擦材料选择摩擦系数较高，且热衰退性和耐磨性好的；且还应具有抗剪切与冲压的能力；并绿色环保的材料。一种为编织材料，由纤维石棉与铜锌丝的合织而成，用树脂结合后压制成型。无石棉摩擦材料，由多种金属和其它材料的纤维制成。粉末冶金摩擦材料，以铜铁粉与各种非金属粉混合冶炼而成，常用于高级轿车。各种摩擦材料的稳定值为0.30.5。设计时一般取f=0.30.35。8.制动摩擦衬片制动摩擦衬片分为用于盘式制动器的，用于驻车制动器的，用于鼓式制动器的，鼓式的又分为用于轻型或中重型车。本次设计采用轻型车鼓式制动器。9.制动器间隙应留间隙用以自由转动，但考虑到热变形的因素，一般选择间隙为0.2mm0.5mm。为了使制动器在磨损之后依然能正常工作可以安装自动调节装置。 本设计用制动轮缸特殊结构来自动调整间隙。优势在于不用人工去精确调整，操作更加简单。4.7 本章小结经过分析压力分布规律及变形规律，计算制动力矩后，张开力和制动器因数，对磨损特性进行了校核计算，然后进行驻车制动的相关计算，包括停驻最大坡度及其附着力。通过计算对各零部件进行了设计校核。5 制动驱动机构的设计计算5.1 制动轮缸直径与工作容积轮缸直径： (5.1)根据标准尺寸系列为14.5，16，18.5，19，21.5，22，24，26，28，33，35，38，42，46mm。5.2 鼓式制动器直径与工作容积，选取MPa，由式(5.2)，求：mm直径mm。选取mm，计算工作容积：mm3 (5.2) mm35.3 制动主缸直径与工作容积制动主缸的直径根据标准的系列尺寸为：14.5，16，18.5，19，21.5，22，24，26，28，33，35，38，42，46mm。工作容积 (5.3)可取。直径和行程为： (5.4)求得mm根据GB 752487的系列尺寸，取mm。5.4 制动踏板力与踏板行程制动踏板力Fp： （5.5）则：N700N得缸径之比dw/dm =。 (5.6)图5.1 液压制动驱动机构的计算用简图则：mm170mm由于变形及磨损，制动踏板的全行程应大于正常工作行程。设计中制动踏板力不大于700N，轿车踏板全行程应在100mm150mm。此外防止空气进入管路中，还应该在制动后保留一定残余压力。5.5 本章小结本章计算了轮缸、主缸直径和容积，及合理的踏板力、踏板工作行程还有主缸的行程，并进行了校核。 结 论本次设计的题目是家用轿车鼓式制动器的设计。结合现代国内外汽车形式，首先确定了制动器的总体方案：采用领从蹄式鼓式制动器，确定行车制动器采用液压制动控制机构；机械控制驻车制动。算出同步附着系数、制动强度，分析制动器因数并选择计算鼓式制动器结构，定下参数。然后分析变形和压力的规律，计算出制动力矩、制动蹄张开力，然后进行驻车制动的计算，包括停驻最大坡度及其附着力。经过以上计算后，对制动器的零部件结构进行设计校核。通过设计得到的数据，用CAD和CATIA绘制二维及三维零件图，装配图。参考文献1王吉忠，郭非，丁春雷. 某型鼓式制动器底板有限元结构分析J. 制造业自动化. 2015(05): 59-61.2 李强. 鼓式制动器的热固耦合分析J. 机械设计与制造. 2015(03): 129-131.3 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(04): 51-55.4 韩永印. 基于差分进化的粒子群算法的鼓式制动器多目标优化设计J. 计算机应用研究. 2015(06): 1663-1666.5 范久臣，孙雪梅，李洪洲，等. 多次紧急制动工况下的鼓式制动器热-结构耦合分析J. 北华大学学报(自然科学版). 2015(03): 410-416.6 孙雪梅，范久臣，李洪洲，等. 基于仿真技术的汽车鼓式制动器失效分析J. 北华大学学报(自然科学版). 2015(03): 417-420.7 包圳，苏小平，张桃沙. 汽车鼓式制动器热结构耦合分析与仿真J. 机械设计与制造. 2015(08): 189-192.8 张方宇，桂良进，范子杰. 鼓式制动器热-应力-磨损耦合行为的研究J. 汽车工程. 2016(04): 466-472.9韩文明，吕振华.关于鼓式制动器效能因数变化特性的新探讨J公路交通科技，2014,21(5):128-131,140.10宁晓斌，张文明.矿用汽车鼓式制动器制动效能因数的仿真分析J.有色金属，2010,57(2):120-124.11 尹淼晶，李金洪，马陆娟，等. 基于FEM的鼓式制动器性能评估手段J. 汽车技术. 2016(08): 23-26.12 刘燕斌，黄超杰，杜. 鼓式制动器热衰退的抑制J. 科技风. 2016(18):18-19.13Aleksander Yevtushenko，Michal Kuciej. 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Journal of Sound and vibra-tion,2014,240(5):789-808.- 28 -附录1：外文翻译鼓式制动器非线性低频振动模型的稳定性研究 摘要五自由度非线性模型来模拟在制动过程中制动鼓在低频振动。分析和计算表明，即使当摩擦系数是恒定的，振动和不稳定可能会发生一些特定的参数的组合。并在特定参数的组合条件下，给出了参数平面上的稳定不稳定区域，以说明结构参数对系统稳定性的影响。 关键词 鼓式制动器.非线性.振动.稳定性 鼓式制动器因其结构紧凑,性能可靠,制动功率大等优点,是卡车和大中型客车中最常见的制动装置。但如果制动器设计不合理或摩擦材料老化、制动工况改变等 ,制动过程中就可能引起强烈的自激振动并伴随着噪声。汽车制动过程中的这种自激振动不仅会使乘员感觉不舒适,还会缩短汽车的使用寿命,甚至会导致巨大的灾难。鼓式制动器是一个涉及结构参数众多的复杂动力学系统,修改鼓式制动器的某一个参数往往很难控制它的振动,因此研究鼓式制动器的自激振动产生机理有着非常重要的意义。文献使用 Stick-slip 模型 、闭环耦合结构等分析了鼓式制动器的低频振动,文献使用Sprag-Slip模型分析了盘式制动器的低频制动振动。但都未完全解释鼓式制动器的低频自激振动产生原因,对其产生的机理也未形成统一的观点。 1.结构参数说明与力矩分析鼓式制动器的结构形式很多,本研究针对在某型号商用汽车后轮使用的支点固定的领从蹄鼓式制动器进行分析和讨论,为使问题简化,考虑领从蹄结构完全相同.根据文献 ,考虑从蹄关于中心轴与领蹄对称。设鼓心 O和领蹄转动轴心O 1 连线的方向为y1轴 ,O为原点.制动鼓半径为Rd,制动蹄工作半径为 R , 蹄片轴轴心距鼓心的距离Rp ,蹄片轴端和末端与对称轴的夹角分别为=0.4363 rad 和 =0.1745 rad ,1=0.0873 rad和2 =1.7453 rad 分别OO1 与O到摩擦材料两端连线的夹角,3 =1-2。F b =400 N 为施加在蹄片末端的刹车促动力.根据文献可得到压力中心的位置, 若为等效压力N1与y1轴的夹角,R f 为压力中心圆的直径,则 : 可以看到, 压力中心的位置和等效压力的方向只与制动器的结构参数有关.如果同样以 OO2为 y2 轴 ,以 O 为原点建立坐标系, 由于从蹄的结构与领蹄完全一样 , 那么从蹄的等效压力 N2 与x2 夹角以及压力中心的位置与领蹄对应表达式完全一样. 2. 低频振动模型的建模 低频制动振动的主要频率在100 Hz以下,而制动器主要零部件的模态频率以底板和制动鼓最低,但也均在200 Hz以上,因此在建模过程中除摩擦衬片外其余零部件均作刚体处理,不考虑其弹性模态 ,于是可以建立如图 1所示的五自由度模型.图中制动鼓逆时针方向旋转,领蹄S1和从蹄S2在制动力的作用下一方面绕各自的蹄片轴O1 和 O2 旋转 ,同时和底板一起绕底板圆心 O旋转。S1 ,S2 绕 O1 , O2 的旋转分别用 1 ,2表示, 底板的转动用b表示,其方向分别如图 1所示。m1 =m2 =4 kg 表示施加制动力的液压装置的等效质量,C1 =C2 =5 N /(m s- 1)和 K 1， K 2 分别表示其等效的阻尼和刚度 ,m1，m2 沿对称轴垂直方向的运动分别用 x1，x2 表示 ,其方向如图 1 所示，制动力 Fb 通过 m1 ,C1 , K1 和 m2 , C2 , K2 的传递分别作用于领蹄和从蹄上。 Km1 ,Cm1和 Km2 ,Cm2分别表示摩擦衬片被压紧在制动鼓上变形时产生的等效弹簧刚度和阻尼 ,其作用方向在领蹄和从蹄各自的等效压力作用线上。 K b 和 Cb 表示底板的刚度和阻尼 ,在实际系统中 ,底板的质量、刚度、阻尼除与底板本身有关外 ,还和与底板相连接的车桥 、钢板弹簧等有关.因为两个制动蹄的结构一样, 所以可以用 Rm表示蹄片轴到等效压力线的距离 , 即 Km1 , K m2 ,Cm1 , Cm2 对蹄片轴的力臂.制动鼓对领蹄和从蹄的指向鼓心的等效压力分别用 N1 和N2 表示, F1和 F2 分别表示制动液压装置对领蹄和从蹄的作用力。Rfl表示摩擦力对蹄片轴的作用力臂 ,h 表示F 1 和 F2 对蹄片轴的作用力臂。式中 :M ,C ,K 分别为等效质量矩阵 、阻尼矩阵和刚度矩阵；F , FNL 分别为制动力产生的力向量和刚度中包含的非线性项。计算过程中参数取值为:K 11 =0. 6 M N /m , K 12 =1 M N / m2, K 13 =1MN /m3,K 21 =0. 6 M N /m , K 22 =1 M N /m2, K 23 =1M N / m3,Cm1 =5 N /(m s- 1), Cm2 =5 N /(m s- 1), Km11 =2 MN /m ,K m12 =1 M N /m2, Km13 =1M N / m3,Cb =5 N /(m s- 1), f =0. 3 , K m21 =2M N / m , K m22 =1 M N /m2,Km23 =1 MN /m3,K b1 =2. 5 M N / m , K b2 =1 M N / m2,K b3 =1 M N /m3。 3. 模型的稳定性分析对于该非线性运动方程, 需要先求解出式(3)的静态平衡点。 在一定的制动力 Fb 作用下的静态平衡点 y0 =x10 , 10 , x20 , 20 , b0T满足条件K y0 =F +FNL(y0 )。由于该平衡方程包含有平方和立方项, 因此在同一个制动力的情况下可能求解出多个平衡点。但是可以观察到 ,求解出的多个平衡点中 ,只有一个解有意义, 小于零或比较大的解很明显没有实际意义。通过将 x1 =z1 +x10 ,1 =1 +10,x2 =z2 +x20 ,2 =2 +20 和 b =b +b0 代入运动方程(3), 将运动方程进行坐标平移并在平衡点处线性化,可得到M z +Cz +Kd z =0。(4)由于这个扰动方程零解的稳定性与原运动方程的稳定性相同,因此可以通过讨论扰动方程(4)的稳定性来了解原运动方程(1)的稳定性,可以得到方程(4)的特征方程形式10+a19+a28+ +a9+a10 =0，(5)式中为特征根。若方程(5)所有的根的实部都为负,则系统稳定 ,不会发生振动.