六座观光小车整体结构及制动器方案设计

目录摘要 3Abstract 4第一章绪论 11.1课题的提出 11.2国内外研究现状 11.2.1国外研究现状 21.2.2国内研究现状 21.3本课题研究意义 31.4本课题研究内容和任务 3第二章六座观光小车整体结构及制动器方案设计 52.1六座观光小车主要参数的确定 52.2六座观光小车整体结构方案设计 52.3六座观光小车制动器结构方案设计 7第三章制动器设计计算 113.1所需制动力计算 113.2制动踏板力验算 123.3确定制动轮缸直径 133.4轮缸的工作容积 143.5制动器所能产生的制动力计算 153.6摩擦衬片的磨损特性计算 163.7制动器的热容量和温升的核算 183.8行车制动效能计算 19第四章制动器主要零件的结构设计 214.1制动鼓的结构设计 214.2制动蹄设计 224.3制动蹄的支承 224.4制动轮缸 234.5摩擦设计与材料选择 234.6制动器和整车模型建立 24第五章鼓式制动器有限元仿真 265.1建模方法 265.2制动蹄总成细化模型 265.3摩擦片参数确定与仿真结果分析 275.4制动鼓仿真结果分析 295.5制动蹄仿真结果分析 315.6制动蹄结构优化设计 32总结 34参考文献 35摘要随着环境和能源问题越来越受到关注，新型的环保能源汽车的研发备受关注。观光车整车结构及其制动系统的的研发创新设计有着重要的地位。汽车的动能被制动器吸收。然后将热能散失到大气环境中，制动器能够让汽车迅速减速一直到停车的机构，它是阻碍汽车运动趋势或者汽车运动的力的部件，随着国家高速公路的快速发展与增加，车速和人流量都在不断的增加，保证汽车行驶的安全，制动器的研发也就越来越重要首先，本文对制动器系统的发展情况进行了研究和分析，结合本次游观光电动小车的重要设计参数，提出符合本次设计要求的六座旅游观光电动小车的整体设计方案和制动器结构设计的方案，选择鼓式制动器，其支撑结构型式为浮式平行支撑。然后对制动器设计进行计算及验证等，根据计算的结果,电动车的主要参数选取,利用三维软件，进行重要零部件的建模和设计说明。将所有的部件进行装配,确定所有零部件在统一坐标下的位置与相互之间的装配关系。利用三维软件进行制动器重要零部件摩擦片，进行有限元分析，将所建立的模型导入进行网格划分,设定仿真的分析参数，根据摩擦片的应力、位移、应变仿真分析结果，确定摩擦片和制动蹄连接铆钉的节点力分布情况及危险区域，然后再进行改善。关键词：旅游观光车；制动系统；鼓式制动器；摩擦片；仿真；结构设计；计算AbstractWithmoreandmoreattentionpaidtoenvironmentalandenergyissues,theresearchanddevelopmentofnewenvironment-friendlyenergyvehicleshasattractedmuchattention.Thedevelopmentandinnovationdesignofthewholevehiclestructureanditsbrakingsystemisofgreatimportance.Thekineticenergyofthecarisabsorbedbythebrake.Thentheheatlosttotheatmosphericenvironment,theparkingbraketoletthecarslowuntilquickly,itisatrendtopreventvehiclemovementormotorsportsforcecomponents,withtherapiddevelopmentofthenationalhighwayandincreasethespeedandcapacityhavebeenincreased,ensurethesafetyofthecarbrakedevelopmentismoreandmoreimportantFirstofall,thispaperdealswiththedevelopmentofbrakesystemresearchandanalysis,incombinationwiththeimportantdesignparametersofthetoursightseeingelectriccar,putforwardinaccordancewiththedesignrequirementsofsixtourismoveralldesignschemeofelectriccarsandbrakestructuredesignplan,choosedrumbrake,itssupportingstructureisparalleltothefloatingsupport.Then,thebrakedesignwascalculatedandverified.Accordingtothecalculationresults,themainparametersoftheelectricvehiclewereselected,andtheimportantpartsweremodeledanddesignedwiththree-dimensionalsoftware.Assembleallpartstodeterminethepositionofallpartsintheunifiedcoordinatesandtheassemblyrelationshipbetweenthem.Importantcomponentsusing3dsoftwaretobrakelining,thefiniteelementanalysis,theimportoftheproposedmodelforgriddivision,setupthesimulationanalysisoftheparameters,accordingtothestress,displacementandstrainofthefrictionplatesimulationanalysisresult,determinethefrictionplateandbrakeshoerivetconnectionnodalforcedistributionandthedangerzone,andthentoimprove.Keywords:tourbus;Brakingsystem;Drumbrake;Frictionslices；Thesimulation;Structuraldesign;Tocalculate第35页共=NUMPAGES39-534页第一章绪论1.1课题的提出通常情况下汽车需要停止、减速或驻停，必须要通过车辆的制动装置来实现这些功能。目前，常见的制动器属于一种摩擦式制动器，原理是通过制动器的固定件和车轮的旋转件产生表面摩擦，就会对车轮产生一个制动力矩，达到制动车轮的作用。摩擦式制动器有鼓式和盘式制动器两大类，是依据其不同的结构形式来分类的。其中鼓式制动器在各种类型汽车中应用最多最普，主要是因其制动效果好，并且结构紧凑和稳定可靠的性能，另外价格便宜性价比高。对车辆制动时，汽车的动能被制动器所吸收，然后再变成热量并散发大空气中去。在制动系统中，最主要的就是产生阻碍汽车运动或趋势的力的结构，以此来强迫汽车快速降速直到停止。随着经济和道路技术发展，修建的高速公路越来越多，路况越来越好，汽车行驶速的得以提高。随着国民汽车购买数量的迅速增多，车流量的密集都越来越大，为了行驶的安全性得以保证，对汽车的制动系统可靠稳定性的研究显得越来越重要。据统计调查，因制动器故障而引发的车祸，占因车辆自身因素导致的交通事故的45%，将近一半的占比，所以，对制动器的技术水平提高具有非常重要的改进意义。鼓式制动器常被称为蹄式制动器，作为最常见应用最广泛的制动器，主要是利用制动蹄来对制动鼓进行压紧，最终实现刹车目的。因其制动效果好，并且结构紧凑和稳定可靠的性能，另外价格便宜性价比高等优点，被广泛使用。因车辆的惯性的作用，四轮的轿车在制动过程中，其前轮负荷会占到整个汽车负荷的百分之七十左右，所以，同样情况下，对前轮产生的制动力要大于后轮制动力，则后轮对整个制动仅起到了辅助作用。为了降低车辆成本，很多中低档的乘用小车的制动设计方案常采用前轮盘式后轮鼓式的制动器。但是在中大型商用汽车上，经常采用鼓式制动器，因为对于大型车辆，其正常的行驶速度要比小型车小，又因为鼓式的制动器刹具有耐磨耐用的车蹄，在这一点要优于盘式制动器，再加上故式制动器结构紧凑，产生的制动功率大，因此是旅游观光车以及大型客车的常用制动。1.2国内外研究现状从最早期对制动器的研究开始，广大研究科学家不断的对优化摩擦片接触状态，提高制动器效果以及保证制动性能稳定可靠做出了大量的实验研究。对制动器的研究涉及学科非常广阔，比如摩擦学、多体力学、弹性学以及接触力学等，同时国外对汽车制动器做了大量的实验研究，并取得了一定研究成果。1.2.1国外研究现状国外发达国家很早就对汽车制动器开展研究，在其先进的汽车技术下研究下，把制动器的效能因素作为用已衡量制动器性能的一项重要参数，其它国家对此因素同步展开了大量研究。在二十世纪末，国外研究出摩擦片的应力和接触压力之间的关系和分布规律，得出了摩擦片的压力并不是正弦规律的分布，实际上压力大的地方是靠近凸轮处。这项实验成果来自利用ADAIN方法的基础上，对鼓式制动器进行了大量仿真研究。同时在二十一世纪初对鼓式制动结构的线性和非线性建立了分析模型，同时对大型和小型的制动结构进行了效能方面的仿真分析，并且实验成果表明了其制动效能等参数，以及摩擦片的应力分布规律，另外通过实验过程确定用线性模型分析效果较好对于小型的制动器，在大型制动器的分析上，线性模型存在较大的计算误差。另外对鼓式制动结构的有限元分析模型建立，并分析出摩擦片的接触面在不同的制动力作用下，其压力分布状况，以及压力分布收到制动力的影响。其它研究学者还利用有限元模型，对制动器的瞬态动力学进行了仿真分析，在此基础上确定制动系统的振动状况，以及环境湿度对影响制动时噪音的影响，根据仿真结构并结合相关实验验证，来确定分析数据的准确性。除此之外研究人员对制动器进行了瞬态动力学的仿真，分析仿真结果和实验结构相匹配，确定了制动鼓的震动平率和震动模态等信息。通过进一步研究还发现有效降低制动器噪音，可以通过减小接触刚度和增大阻尼的措施来实现。通过大量实验数据表明，制动器的温度、变形、制动效能和应力场会受到摩擦片材料和摩擦系数等参数的影响，并对未来研究高性能的摩擦片材料提供了重要数据依据。1.2.2国内研究现状我国对汽车技术研究发展开始的时间较晚，所以对制动器技术的研究成果国外相比存在较大差距，包括现有的研究手段和方法都没有发达国家的成熟。但是随着改革开放和国内汽车制造业的大力发展，对汽车技术的研究技术已有了很大进步，并且还收到国家的高度重视，被列为重点研究项目。最能体现制动器性能的最重要指参数制动效能因数，如何去提高效能因素已经成为汽车行业的重点研究课题。不过随着对制动器研究的深入，以及对制动器性能要求不断提高，温度、摩擦、振动和噪声等影响制动器性能的因素也越来越受到关注。我国的吕振华等人，在传统的刚体接触模型的基础上，改进了二自由度鼓式制动器的摩擦片压力分布的计算方法，同时考虑到摩擦系数对压力的分布影响，这个计算结果的可靠性明显高于传统的计算方法。另外韩文明等人研究学者深入研究制动效能因数的计算方法，并得出了制动效能受到摩擦片上的径向合力作用点和摩擦系数影响，并得出公式来进行推导变换计算。制动蹄杠杆的增力作用以及摩擦片的增势作用，把两者作为制动效能因数的分解，则可以对其分别做研究实验表明两者对制动效能因数不同的影响特性，并得到可以提高制动效能以及制动稳定性的方法，这项研究为鼓式制动器的结构改进提供了理论基础。另外在研究制动鼓和摩擦片完全接触的实验基础上，还将摩擦片磨损、结构加工和摩擦片装配误差对制动效能因素的影响考虑了进来，并制定了鼓式制动器的初始接触点与接触区域之间的计算公式，并研究了接触位置对因素的影响程度。除上述研究以为，还对鼓式制动器低频振动的两自由度和五自由度两者分别建立了非线性模型，通过对制动器的振动稳定性的详细分析，最终确定了通过在范围内对底板的等效刚度增大，可以有效的提高系统稳定性。同时还提出了对制动器使用过程中出现的疲劳裂纹甚至断裂问题的解决对策，还包括了制动器的选材和设计进行了相关研究。1.3本课题研究意义主要利用计算机的仿真技术对小车制动效能因素进行模拟分析，通过分析的结果数据，可以在设计早起发现车辆的设计问题和隐患，根据研究数据对设计方案进行优化。制动器作为汽车中最重要的安全部件，所以对汽车制动器的影响因素进行深入的研究分析，可以说是具有非常重要的研究意义。又因车辆制动器较为复杂的工作环境，则对其工作产生影响的因素较多，目前其中一些影响因素还并未被重现。随着计算机技术的发展，以及不断完善各种大型的有限元分析软件，比如CAD/CAM/CAE，利用软件来建立模型显得研究更加直观、准确，还更能反映出模型在实际情况下的应用状况，结合比较完善的算法，更能保证分析结果的可信程度。1.4本课题研究内容和任务（1）根据设计任务要求，确定电动车的主要参数，结合实车为原型，设计出六座电动观光小车动汽车骨架模型，并利用三维软件画出骨架详细的装配图，还确定在统一坐标下的零部件之间的装配关系；（2）选择分析制动系统的主要参数，并结合现有对汽车鼓式制动器的研究数据，利用solidworks软件来建立各零部件的三维模型以及装配模型；（3）通过规定参数，对鼓式制动器的结构方案进行计算，并比较仿真结果来验证模型设计的可行性；(4)对改变铰接点位置对制动力矩和制动时间的影响进行仿真分析，通过对实验数据分析，得到最优化的铰接点位置，并通过仿真结果确定制动器的结构参数变化对制动效能影响，来得到最优化设计；第二章六座观光小车整体结构及制动器方案设计2.1六座观光小车主要参数的确定根据设计要求，本次设计六座观光小车，额定乘载人数≤6人；满载总质量≤1000kg；行驶速度<30km/h；爬坡角（满载）10%；最小离地间隙150mm；最小转弯半径（初速度20km/h）4.5m；最大制动距离<6m；自重<600kg；蓄电池电压48v。最高车速25Km/h；满载速度23Km/h；外型尺寸长×宽×高为3800×1430×1950mm。其中续航里程、最高时速、爬坡度等作为电动车的重要参数，是电动车设计的重要依据。其中最高时速、爬坡度都确定，并初步选择电机的额定功率为3Kw。进行续航里程计算：电动车功率计算公式为：P=UI蓄电池电压为48V，所以可以得出电池放电电流为：I=初步设定小车的电池为48V120AH(120AH以120安培的电流可放电1小时）的蓄电池6块。则由此可知此款电池的放电时间为：120由于放电级别会影响到电池的容量，电池的放电特性是条曲线，不是理想直线，所将结果乘以系数K，K按经验取0.9，最后得放电时间为1.7H，6块电池串联使用，所以电动车可以行驶10.2H2.2六座观光小车整体结构方案设计针对以上的主要六座观光电动小车主参数要求，首先是六座观光车的选型问题。对于此前市面上的六座观光小车来说，已经是一项较为成熟的技术，可以提供的零件多种多样，在市场上也比较常见。对于本次的课题对象六座观光小车来说，如果在开发上利用这一优势可以大幅度地降低制造观光小车的成本，对于顾客来说也是一项优惠措施。在六座观光小车的设计过程中，根据电动观光小车的特点进行系统性的总体设计,也不是说保证每个子系统最优,只求得各个子系统的最佳匹配。六座观光小车的整体设计主要分为4部分:能量系统、驱动控制系统、底盘系统、车架设计和电气及控制系统。能量系统使用的是性能较高的铅酸蓄电池，六座观光小车的蓄电池一共为6块，分为2箱。分别在中间一排座位的下面。根据要求，驱动电动机采用的是直流电动机，该电动机性价比较高，成本低、易于平滑调速、控制器简单、技术成熟。直流电动机内使用的电子速度控制器不仅成本低，更重要的是可以获得较高的转矩，完全符合六座观光小车起步、加速、爬坡的需求。变速器所使用的是4挡变速器，并且是手动换挡。由于采用了4挡变速器,六座观光小车便可以在抵挡位获得较高的瞬间转矩,并且可以在高挡位以较高速度行驶，另外电动机也可以经常在高效区运转。根据要求，变速器与电动机可以采用一体化设计，直接与驱动轴安装连接在一起。转向系统使用的是较为高级的整体液压式动力转向系统，这样可以减小驾驶员转动方向盘的力，适当减轻驾驶员的劳动强度，使汽车转向更加轻松、灵活，而且提高了观光小车行驶的安全性。六座观光小车的制动系统主要由行车制动系统和驻车制动系统组成。为了保证制动系统的工作可靠性和行车的安全性，液压管路采用的是更加智能的X型制动管路，优点是当其中一个制动回路失效后，另一个制动回路仍能正常工作。车架的话，考虑到车身是比较复杂、不规则的曲面，所以选材方面采用玻璃钢；座椅的话也选用玻璃钢。为了使座椅看起来舒适干净，可以采用一体化制作观光小车的座桶和座椅，前风挡则可以采用景观夹胶玻璃。电气及控制系统主要由低压电气系统、高压电气系统和整车控制系统组成。此系统的主要功能是采集观光小车各子系统的运行信息，然后进行实时监控和诊断，提高行车的安全性。另外还有维持电池处于最佳状态,提供剩余能量显示等功能。具体功能有：1现整车信息检测与显示，包括加速踏板、制动踏板等模拟信号,以及车速、前进、后退、控制器开关、油泵开关等开关量2动力电池组信息检测与显示，包括总电流、总电压、动力电池充电状态估计。六座观光小车的结构方案如图2.1所示。1.转向总成2.挡座总成3.顶棚4.座椅总成5.顶棚后立柱6.后保险杠7.后座支架8.后车轮主梁架9.后减震总成10.车架总成11.制动器总成12.前险13.玻璃框架图2.1六座观光小车结构方案图2.3六座观光小车制动器结构方案设计鼓式制动器的种类，鼓式制动器可按其制动蹄的受力情况分类（见图2.2），它们的制动效能，制动鼓的受力平衡状况以及对车轮旋转方向对制动效能的影响均不同。图2.2鼓式制动器简图（a）领从蹄式（用凸轮张开）（b）领从蹄式（用制动轮缸张开）（c）双领蹄式（非双向，平衡式）（d）双向双领蹄式（e）单向增力式（f）双向増力式制动蹄按照其张开时的转动方向和制动鼓的转动方向是否一致，分为领蹄和从蹄。制动蹄张开的转动方向与制动鼓的旋转方向一致的制动蹄，称为领蹄；反之，则称为从蹄。1双领蹄式（非双向，平衡式）双领蹄式制动器有很高的正向制动效能，但由于倒车的时候变为双从蹄式，从而大大减少了其制动性能。轿车的前制动器常用这种形式。它不用于后轮由于有两个互相成中心对称的制动轮缸，难于加上驻车制动驱动机构。2双向双领蹄式制动鼓在正反向旋转时两制动蹄均为领蹄，故称双向双领蹄式制动器。它也属于平衡式制动器。由于这种制动器在汽车前进和倒退时的性能不变，故广泛用于中轻型载货汽车和部分轿车的前后轮。但用作后轮制动器时，需另设中央制动器。3单向増力式两蹄下端以顶杆相连接，第二制动蹄支承在其上端制动底板上的支承销上。第一制动蹄为一增势的领蹄，而第二制动蹄不仅是一个增势领蹄，而且经顶杆传给它的推力要比制动轮缸给第一制动蹄的推力大很多，使第二制动蹄的制动力矩比第一制动蹄的制动力矩大2-3倍之多。由于制动时两蹄的法向反力不能相互平衡，因此属于一种非平衡式制动器。4领从蹄式这种当制动鼓正反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和倒车时的制动性能不变，结构简单，造价较低，也便于附装驻车制动机构，故仍广泛用作中货汽车前后轮以及轿车后轮制动器。结合本次课题研究的对象（六座观光小车鼓式制动装置设计），分析得到以下结论：虽然领从蹄式制动器的效能及稳定性在各式制动器中均处于中等水平，但由于其在汽车前进和倒车时的制动性能不变，结构简单，造价较低，也便于附装驻车制动机构，易于调整蹄片与制动鼓之间的间隙。故仍广泛用作载货汽车的前、后轮以及轿车的后轮制动器。根据六座观光小车车型的特点及制动要求，并考虑到其结构简单，造价较低，也便于附装驻车制动机构等因素，选用领从蹄式制动器。本次设计的鼓式制动装置主要由制动鼓、调整凸轮压紧弹簧、制动轮缸、支撑销、下回味弹簧、制动蹄、驻车制杠杆、驻车制推杆、凸轮顶销、间隙调整凸轮、活塞顶块、活塞、上回位弹簧、观察孔、制动踏板、摩擦片等组成。如图2.3所示图2.3鼓式制动装置设计装配图图2.4鼓式制动器三维模型图第三章制动器设计计算3.1所需制动力计算根据六座观光小车制动时的整车受力分析，地面对前、后轴车轮的法向反力Z1，Z2为：式中：G—汽车所受重力，N；L—汽车轴距，mm；—汽车质心离前轴距离，mm；—汽车质心离后轴距离，mm；—汽车质心高度，mm；—附着系数。取一定值附着系数=0.8；所以在空，满载时由式（2.5）可得前后制动反力Z为以下数值故满载时：=11424.43N=4255.57N空载时：=9268.32N=1908.46N由以上两式可求得前、后轴车轮附着力如表3-1所示。表3-1前、后轴车轮附着力车辆工况前轴法向反力，N后轴法向反力,N汽车空载9268.321908.46汽车满载11424.434255.57观光小车总的地面制动力为：式中q（q=）表示制动强度，亦称比减速度或比制动力；，—前后轴车轮的地面制动力。前、后轴车轮附着力为：故所需的制动力：F需===3404.45N3.2制动踏板力验算制动踏板力可用下式计算：.式中——主缸活塞直径，为23.81mm；——制动管路的液压；——踏板机构传动比，，一般为2～5，取4.5；——真空助力比，取4.5，——见图3.1；——踏板机构及制动主缸的机械效率，可取0.85～0.95，取为0.92。图3.1液压制动驱动机构计算用简图根据设计经验取制动时的踏板力为=250N，可得制动管路的液压p===9mpa3.3确定制动轮缸直径制动轮缸对制动蹄或制动块的作用力P与轮缸直径及制动轮缸中的液压力P有如下关系：式中考虑制动力调节装置作用下的轮缸或管路液压=8～12MPa，取=9MPa。并由，及张开力的计算公式：与制动器因数定义式，可表示为：，可得出：=17.1mm轮缸直径应在GB7524—87标准规定的尺寸系列中选取，缸直径的尺寸系列为：14.5，16，17.5，19，22，24，25,28，30，32，35，38，40，45，50，55mm。取得=17.5mm3.4轮缸的工作容积一个轮缸的工作容积：式中——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行程：在初步设计时，对鼓式制动器取=2～2.5mm。——消除制动蹄(制动块)与制动鼓(制动盘)间的间隙所需的轮缸活塞行程，对鼓式制动器约等于相应制动蹄中部与制动鼓之间的间隙的2倍；——因摩擦衬片(衬块)变形而引起的轮缸活塞行程，可根据衬片(衬块)的厚度、材料弹性模量及单位压力计算；，——鼓式制动器的蹄与鼓之变形而引起的轮缸活塞行程，试验确定。可得：一个轮缸的工作容积：=mm3=1105.87mm3全部轮缸的总工作容积式中m——轮缸数目。则全部轮缸的总工作容积V=4×1105.87mm3=4423.48mm33.5制动器所能产生的制动力计算由制动器因数BF的表达式：），它表示制动器的效能，因此又称为制动器效能因数。其实质是制动器在单位输入压力或力的作用下所能输出的力或力矩，用于评比不同结构型式的制动器的效能。制动器因数可定义为在制动鼓或制动盘的作用半径上所产生的摩擦力与输入力之比，即式中——制动器的摩擦力矩；R——制动鼓或制动盘的作用半径；P——输入力，一般取加于两制动蹄的张开力(或加于两制动块的压紧力)的平均值为输入力。张开力计算公式：式中—制动轮缸直径P—制动轮缸中的液压压力，可得：张开力P=（3.14/4）×17.52×9N=2163.65N由制动器效能因数的定义，可得制动器所能产生的制动力F能=BF×P×R/re=2.24×2163.6×110/270=1974.49N后轴能产生的制动力F=2F能=2×1974.49N=3948.97NF=2F能=3948.97NF需=3404.45N故所设计制动器结构参数合理。3.6摩擦衬片的磨损特性计算摩擦衬片的磨损，与摩擦副的材质、表面加工情况、温度、压力以及相对滑磨速度等多种因素有关，因此在理论上要精确计算磨损性能是困难的。但试验表明，摩擦表面的温度、压力、摩擦系数和表面状态等是影响磨损的重要因素。汽车的制动过程是将其机械能(动能、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，制动器几乎承担了耗散汽车全部动力的任务。此时由于在短时间内热量来不及逸散到大气中，致使制动器温度升高。此即所谓制动器的能量负荷。能量负荷愈大，则衬片的磨损愈严重。制动器的能量负荷常以其比能量耗散率作为评价指标。比能量耗散率又称为单位功负荷或能量负荷，它表示单位摩擦面积在单位时间内耗散的能量，其单位为。双轴汽车的单个前轮制动器和单个后轮制动器的比能量耗散率分别为：式中δ--汽车回转质量换算系数，去1；--汽车总质量；--汽车制动初速度与终速度，；计算时观光车取=80km/h(22.2m/s)；j--制动减速度，，计算时取j=0.6gt--制动时间，s；--前、后制动器衬片的摩擦面积；β--制动力分配系数。故当=40km/h时：==1.89s单个前轮制动器和单个后轮制动器的比能量耗散率分别为==1.27W/mm2==0.54W/mm2当=0km/h时：==3.78s单个前轮制动器和单个后轮制动器的比能量耗散率分别为：==0.78W/mm2==0.35W/mm2对于鼓式制动器，比能量耗散率过高，不仅会加速制动衬片(衬块)的磨损，而且可能引起制动鼓或盘的龟裂，其比能量耗损率不大于1.8W／mm2，轿车盘式制动器的比能量耗散率不大于6.0W／mm2。由以上计算可知满足要求3.7制动器的热容量和温升的核算应核算制动器的热容量和温升是否满足如下条件：式中--各制动鼓的总质量；--与各制动鼓相连的受热金属件(如轮毂、轮辐、轮辋等)的总质量；--制动鼓材料的比热容，对铸铁c=482J／(kg·K)，对铝合金c=880J／(kg·K)--与制动鼓相连的受热金属件的比热容；∆t--制动鼓的温升(一次由=30km/h到完全停车的强烈制动，温升不应超过15℃)；L--满载汽车制动时由动能转变的热能，因制动过程迅速，可以认为制动产生的热能全部为前、后制动器所吸收，并按前、后轴制动力的分配比率分配给前、后制动器，即式中--满载汽车总质量；--汽车制动时的初速度，可取；Β--汽车制动器制动力分配系数。代入数据计算得：=3.235J=0.715J又有=20kg=38kg，故：=L/=(3.235+0.715）/(20482+38880)=9.7<15因此所设计的制动器温升符合要求。3.8行车制动效能计算行车制动效能是由在一定的制动初速度下及最大踏板力下的制动减速度和制动距离来评价的。汽车的最大减速度由下式确定：由此得出--汽车所受重力，N--附着系数g--重力加速度，=9.8v--制动初速度，m/s.故最大减速度=0.8g制动距离S=式中：--机构制动滞后时间，取0.2s--制动器制动力增长过程所需时间，取0.6s+--制动作用时间，一般在0.2s～0.9s之间V--制动初速度，由表取为80km/h故制动距离：S==49.3m我国一般要求制动减速度j不小于0.6g(5.88m／s2)，对于小型客车（9座以下）和轻型货车（总重3.5t以下）制动初速度50～80km/h、踏板力不大于500N;由以上计算及表可得制动距离S=49.3m<故该制动系的行车制动效能满足要求。第四章制动器主要零件的结构设计4.1制动鼓的结构设计具有高刚性和大热容量是制动鼓的基本要求，在制动器动作时，本体的温升不能超过其设定的极限值。制动鼓选用的材料要匹配与摩擦片的材料，其表面不仅要有足够高的摩擦系数，而且对工作表面的均匀磨损。当前的一些汽车将鼓筒铸铁部分和用钢板冲压出来的辐板，铸成一体形成一个组合式制动鼓。在实际应用中搭配了灰铸铁型的内鼓筒的铸铝合金材质的制动鼓，此时铸铁的内鼓筒被和铝合金材质的制动鼓铸到一起，并在内部镶了层珠光体的灰铸铁，具有了良好的耐磨性和散热性，并且自身重量轻，被广泛应用于旅游观光小车，在工作载荷的作用下会导致制动鼓发生形变，则导致了蹄鼓间受到了不均匀的压力分布，对踏板行程也会较少一些。当鼓筒变形后，已经不是规则的圆柱，所以变形过大会导致制动器自锁，还有踏板震动。为了边上述现象发生，一定要提高制动鼓的刚度。所以在鼓口外缘增加了整圈加强肋条，还有的制动鼓是加铸了轴向了肋条，这样有利于提高制动鼓的散热性能。制动鼓被安装在轮毂中，安装定位是利用了直径dc的圆柱表面来实现，为了保证两者的轴线相互重合，在两者装配紧固后，再对制动鼓的内工作表面进行精加工处理。在装配后还要对其进行动平衡，观光车的许用不平衡度对在15～20N·cm刚度和强度要求决定了制动鼓壁的厚度，在可选取的范围内，壁厚尽可能选大一些，这样有助于提高热容量。由实验数据可知，将壁厚从11mm增加到20mm，其摩擦表面的平均温度没有太大的变化。对现有车辆的制动鼓壁厚进行分析，可以观光类的车辆通常在车为7~12mm，则本次设计选取制动鼓壁厚为10mm，并且在制动鼓的闭口一侧开一小孔，方便检查制动器的间隙。其结构设计如图4.1所示。图4.1制动鼓模型示意图4.2制动蹄设计经过调查可知，小型轿车和火车的制动蹄通常选用T型钢，并经过辗压或冲压再通过焊接来制成。制动蹄的断面尺寸形状要保证良好的刚度，小型车的钢板制动蹄的腹板在设计时，通常都会开一到两条的径向槽，这样就减小了制动蹄的弯曲刚度，使制动鼓和制动蹄的摩擦衬接触压力呈现均匀分布，这样衬片表面受到均匀的磨损，也会避免转动时发出的尖叫声。制动蹄的翼缘和腹板的厚度通常在3~5mm范围，这种本次设计选用3.4mm。而摩擦衬片厚度，小型轿车多采用4~4.5mm。衬片常利用铆接或者粘接的方式被安装在制动蹄上，粘接的方式可以允许有较大的磨损厚度，但粘接的方式造成衬片不方便更换，而铆接具有小的噪音。本次设计的制动蹄结构如图4.2所示图4.2制动蹄模型示意图4.3制动蹄的支承二自由度的制动蹄支承，其可以实现相对制动鼓的自动定位，另外自身结构简单的特点。可满足支承位置可调，并且其中一个自由度制动蹄的工作表面和制动鼓的工作表面处于同一个同轴心的要求，则可以采用偏心轮或者偏心支承销。支承销的材料选用45号钢，并且表面经过高频淬火处理。支座则选用可锻铸铁或球墨铸铁。可以保持制动蹄安装正确，还可以避免侧向偏摆，是因为长支承销支承能。为了将制动蹄的中部靠近制动底板，可以在制动底板上增加一个压紧装置，为了制动蹄正确位置得以保持，就要在轮缸得活塞顶块上，或者在张开机构的调整推杆端部，来开槽并使制动蹄得腹板张开端插进去。4.4制动轮缸液压制动系统是采取了活塞式的制栋蹄的张开机构，它的结构紧凑简单，并方便在车轮制动器中的安装。选用HT250灰铸铁来制成轮缸的缸体。缸筒要搪磨通孔。钢制的开槽顶块被压制在在由铝合金制造活塞外端，用以支承插入槽中的制动蹄腹板端部和接头。为了把工作腔密封掉，需要再活塞上安装橡胶密封圈，或再靠近活塞内端面安装橡胶皮碗。其结构如图4.3所示。图4.3制动轮缸模型示意图4.5摩擦设计与材料选择稳定的摩擦系数以及抗热衰退性能好是确定制动机摩擦材料的必要条件，这样可以保证当温度升到一定数值后，其摩擦系数不会突然下降。另外要具有很好的耐磨性，并且吸水率要低，还要具有高耐挤压和耐冲击性，在制动时避免发出噪音和不良的气味。根据当前制动器的材料选择，其中模压材料是最常采用，是一种以石棉纤维为主，并混合调整摩擦性能填充剂、树脂粘结剂以及噪声的消除剂，在高温条件下进行模压成型。由于模压材料的挠性较差，就需要按照衬片衬块的规格进行模压，这种选材的优点就是可以选用不同的各种聚合树脂的配料来成型，来实现具有不同的摩擦性能的衬片。另外还有一种粉末冶金摩擦材料，主要是是以铜粉或铁粉为主要，再加上陶瓷粉或者石墨等非金属粉末，以此作为摩擦系数的调整剂，通过粉末的冶金方法来制成的一种摩擦材料。其优点是很强的抗热衰退和抗水衰退性能，但时造价比较昂贵，通常也仅用在高性能轿车和形式条件查的货车，以及负荷重的汽车制动器中。结果调查可知各种摩擦材料的摩擦系数基本稳定在0.3~0.5之间，也有极少数的0.7。在制动器的设计时，通产选择0.3~0.35。但是要注意，通常摩擦系数越高的材料，其耐磨的性能越差。通过上述比较，本次制动器设计选用石棉混合物作为摩擦材料，设计的摩擦片结构示意图如图4.4。图4.4摩擦片模数示意图4.6制动器和整车模型建立由电气系统、电动机、底盘何车身四大部分构成了六座观光小车。并利用Solidworks三维建模软件，建立电动观光小车的主要结构。除前后悬架何转向系统，还包括了制动系统、座椅、车顶、挡风玻璃等部件，对整车的零部件进行建模和装配，来验证车架结构的合理性，制动器的组装结构示意图如图4.5所示，观光小车的整车结构如上图4.6所示。图4.5制动器组装图结构示意图图4.6六座观光小车整车结构示意图第五章鼓式制动器有限元仿真5.1建模方法制动过程中，摩擦片内、外侧分别受到制动蹄和制动鼓的摩擦和挤压力。两侧摩擦力不相等时，摩擦片会有沿着周向滑移的趋势，此时铆钉连接将起到固定并限制摩擦片松动滑移的作用。但是，由于摩擦片和铆钉变形的影响，摩擦片沿接触面的滑移仍然可能存在。若根据以往的建模方法，将摩擦片和制动蹄视为一体，则摩擦片边界的摩擦和滑移效果被忽略，不能准确反映摩擦片的边界状态。因此，为了充分考虑边界的摩擦、滑移和铆钉连接的作用，本文对建模方法进行一定的改进，通过在摩擦片和制动蹄之间添加接触来模拟摩擦和滑移作用，并借助solidworks中的多点约束法建立铆钉连接。5.2制动蹄总成细化模型为了更加准确的模拟制动蹄和摩擦片总成，充分考虑摩擦、滑移和铆钉连接的作用，对制动蹄总成进行了如下处理：在建模过程中，将摩擦片与制动蹄分开，作为两个零件处理，在两者相互接触的表面建立接触对；同时按照实际位置和数量建立铆钉模型，并通过多点约束方法定义其与摩擦片和制动蹄的连接关系。本文研究重点为摩擦片与制动鼓的接触状态，为了获得准确的结果，进行合理的单元网格控制是必不可少的。整个结构除铆钉外，其余部分全部采用八节点六面体单元划分网格。摩擦片是关注的重点，因此该部分网格划分较细，尺寸控制在4mm左右，制动蹄总成网格化如图5.1所示。图5.1建立制动蹄总成网格化5.3摩擦片参数确定与仿真结果分析查阅相关资料，结合鼓式制动器摩擦片的材料选择为金属固结的无石棉摩擦片，其材料属性，弹性模量为15Gpa，泊松比为0.3，摩擦系数0.4，密度（kg/m³）为1450，进行摩擦片材料属性设定，如图5.2所示。图5.2摩擦片材料属性其中载荷由参数可知道，制动管路工作压力为0.8MPa，对应凸轮输入扭矩为M=1600N•m，载荷将分为若干个子步逐级施加到模型中，得到摩擦片的应力、位移、应变仿真分析图，分别如图5.3、5.4、5.5所示。图5.3摩擦片应力仿真图图5.4摩擦片位移仿真图图5.4摩擦片应变仿真图通过对摩擦片的应力、位移、应变仿真分析，看出摩擦片和制动蹄连接铆钉的节点力分布情况。固定式制动器领蹄摩擦片上部略大于下部。但是分析结果没有出现危险区域，按照六座观光小车的制动参数，摩擦片的整个模型分析的最大位移为2.77308e-006m，总体结果看起来很合理。5.4制动鼓仿真结果分析制动鼓的仿真分析，将模型导入三维分析软件，确认此结构设计是否合理。1、制动鼓材料设定，一般制动鼓的材质选择灰铸铁，材料属性见表5-1所示。表5-1制动鼓材料灰铸铁的属性名称:灰铸铁(SN)模型类型:线性弹性同向性默认失败准则:Mohr-Coulomb应力张力强度:1.51658e+008N/m^2压缩强度:5.72165e+008N/m^2弹性模量:6.61781e+010N/m^2泊松比:0.27质量密度:7200kg/m^3抗剪模量:5e+010N/m^2热扩张系数:1.2e-005/Kelvin2、负载和夹具方式设定，制动鼓和外面的车轮相连接，设定制动鼓为外侧螺栓孔面为固定，如图5.5所示。图5.5制动鼓固定方式设定示意图根据摩擦片的受力分析，材料无石棉，制动鼓和无石棉的摩擦系数为0.5，得到制动鼓在最大速度制动时，受到的力矩约为800N.m，设定为仿真负载。摩擦为这个制动鼓的圆。3、网格划分，选择标准网格，雅可比点4点，单元大小8.62601mm，公差0.431301mm，网格品质图解为高，可以划分为节点总数17241，单元总数8819，如图5.6所示。图5.6制动鼓网格示意图4、运行仿真算例，静态位移、Von-Mises应力和等效弹性应变的FEA图像算例结果，如图5.7所示。vonMises应力URES合位移ESTRN对等应变图5.7制动鼓分布图根据图可知，制动鼓的最大应力发生也车轮连接的底部位置，而位移形变发生在制动鼓的最外围位置。但是制动鼓受到的最大的静应力为1.062e+007N/m^2，而灰铸铁的张力强度为1.51658e+008N/m^2，比仿真结果大，在加上制动鼓最大的位移0.008797mm，非常的小，在接受范围，可以确定制动鼓的结构和材料选择，满足本次旅游观光电动车制动器的设计要求。5.5制动蹄仿真结果分析1.制动蹄直接受到轮缸的推料和摩擦片的内应力，因此对制动蹄进行结构仿真分析，将模型导入三维分析软件，制动蹄和制动鼓选择一样的材料，都是灰铸铁。2.负载和夹具方式设定，制动蹄的固定方式为其围绕选择的销轴连接，其固定选择绕轴旋转和摩擦片结合面，限制其自由度，只能饶轴转动，如图5.8所示。图5.8制动鼓固定方式设定示意图根据制动蹄的受力分析直接来源于轮缸，由前面计算得推力为2303N。3.网格划分，选择标准网格，雅可比点4点，单元大小3.87031mm，公差0.193515mm，网格品质图解为高，可以划分为节点总数17914，单元总数8784，如图5.9所示。图5.9制动鼓网格示意图4.运行仿真算例，静态位移、Von-Mises应力和等效弹性应变的FEA图像算例结果，如图5.10所示。vonMises应力URES合位移ESTRN对等应变图5.10制动鼓分布图根据图可知，制动蹄的最大应力发生也销固定和中间位置，而位移