【《比亚迪F3轿车制动系统设计》12000字（论文）】

比亚迪F3轿车制动系统设计摘要 31引言 52制动器总体方案确定 72.1制动系统的分类以及作用 72.2制动系统主要参数 83制动驱动机构设计 113.1制动驱动机构结构选择 113.2液压制动驱动机构设计计算 114制动器设计计算 144.1制动器方案确定 144.2鼓式制动器参数确定 144.3盘式制动器参数确定 154.4制动器设计计算 154.8制动器主要零部件结构设计 205制动器三维建模 234.1制动蹄三维建模 234.2摩擦片的建模 244.3拉力弹簧建模 244.4制动轮缸的建模 244.5制动底板的建模 254.6制动鼓的建模 254.7制动轮缸放气螺栓的建模 254.8制动轮缸油管接头的建模 264.9鼓式制动器的装配及分解 265制动器有限元分析 285.1摩擦片的有限元分析 285.2制动鼓的有限元分析 30结论 32参考文献 33摘要：在国内汽车市场发展的基础上，由于汽车的增加，本文在安全性问题上受到越来越多的关注，制动系统是保证汽车主动安全性的重要系统之一。因此，如何开发高性能的鼓式制动器以改善制动系统并确保安全行驶是我要解决的主要问题。此外，随着汽车市场竞争的加剧，缩短产品开发周期，提高设计效率和降低成本等提高产品市场竞争力的方法已成为企业成功的关键。本设计主要介绍基于比亚迪F3轿车的制动系统的设计。首先介绍了汽车制动系统的发展，结构和分类，分析了鼓式制动器和盘式制动器的结构，优缺点，最后决定了如何采用液压双回路前后鼓式制动器。制动和制动总泵的计算，主要部件的参数选择和制动管路的布置等。最后，运用用Preo软件建立制动器三维模型，并导入Ansys软件中进行有限元分析。关键词：制动；鼓式制动器；盘式制动器；液压；制动主缸1引言在现代交通中，汽车是最常用，最普通和最便捷的交通方式。汽车制动系统是汽车底盘中的重要系统，并且是限制汽车运动的装置。制动器也是制动系统中的关键设备，它直接限制车辆的运动，并且是车辆最重要的安全部件。汽车的制动性能直接影响汽车的行驶安全性。随着公路行业的飞速发展和交通密度的提高，人们对安全性和可靠性的要求越来越高，汽车必须配备非常稳定的制动器以确保人员和车辆的安全[1]。鼓式制动器由于其出色的制动效果和简单的结构而被广泛使用[2]。Pro/E软件用于建立鼓式制动器主要部件的物理模型，完成虚拟装配，然后Ansys软件用于分析制动器摩擦片的有限元素，以提供设计和研究方法。可以缩短的鼓式制动器的开发周期鼓式制动器的开发周期降低了产品开发成本，并为将来的结构优化设计，生产制造和运动分析奠定了基础。随着企业CAD应用程序变得越来越流行，工程技术人员逐渐删除了绘图板，并专注于设计优化，工程和产品质量改进，计算机辅助工程（CAE）方法和软件。它成为关键的技术要素。在工程实践中，有限元分析软件和CAD系统的集成应用已从设计水平上发生了质的飞跃，主要表现在以下几个方面：提高设计能力，降低设计成本，缩短设计和分析周期产品和工程可靠性提高，通过优化设计来减少材料消耗或成本，在产品制造或工程制造之前发现潜在问题，通过模拟各种测试计划来减少测试时间和成本，并进行机械事故分析以找出事故原因。如今，从自行车到航天飞机，随着CAD技术的积极推广，所有设计和制造都无法与有限元分析和计算分开。FEA将在工程设计和分析中受到越来越多的关注。根据所需的性能对汽车的所有零件进行有限元分析，以找到最佳的设计计划，从而降低生产成本并提高性能，以获得最佳的组合。例如，一家美国ANSYS公司使用有限元分析软件ANSYS进行板簧的精确设计，上海汇众汽车制造有限公司使用有限元分析软件ANSYS进行裂纹优化分析。为了解决油门踏板杆的材料，请更换为国产产品。汽车工业代表着一个国家制造业的发展水平。世界上最大的经济体的经济发展与汽车工业息息相关。作为全球经济强国，美国汽车工业一直处在最前沿。汽车行业。作为制造业的骨干，汽车行业一直是基于有限元的CAE技术应用的先驱。由于汽车的发展与有限元技术的应用密切相关，因此有必要增加对该技术的投资。您不仅应该增加资本投资，还应该增加对人力资源的投资，以培养一批技术人才。您可以掌握此技能并进一步发展。车辆行驶时需要经常制动。因为制动性能与交通和人身安全直接相关，所以制动性能是车辆最重要的性能之一。在汽车的设计，制造和使用部门中，提高汽车的制动性能始终是一项重要任务。当车辆制动时，由于车辆受到与行驶方向相反的外力，车辆的速度逐渐降低到零，因此在此过程中对施加在车辆上的力的分析有助于车辆的解释和设计。因此，制动过程的力分析成为车辆测试和设计的基础，因为该过程更为复杂，所以通常只能实际建立简化的模型分析。当前，整个车辆制动系统的研究主要通过道路测试或长凳进行，并且大多数动力传动系统和制动系统都经过了测试，因为在汽车道路测试中不容易测量车轮扭矩。在道路上行驶时，车轮与地面之间的作用力是改变汽车运动的基础。在汽车的道路测试中，如果车轮的扭矩可能发生变化，则可以轻松地对其进行测量，并且可以对车辆制动系统的性能进行更全面的研究。测试数据和性能评估[2]。2制动器总体方案确定2.1制动系统的分类以及作用根据功能的不同，制动系统分为行车制动系统，驻车制动系统，紧急制动系统和辅助制动系统。汽车制动系统必须至少具有前两组制动系统，并且大型车辆或在山区频繁行驶的车辆必须配备紧急制动系统和辅助制动系统。该设计主要围绕行车制动系统和停车制动系统进行设计，并且为降低成本，应急系统已由常规停车系统取代。由于这次设计的车辆在城市行驶中具有一定的用途，因此未设计辅助制动系统（见图2.1）。图2.1汽车制动系统总体布置2.2制动系统主要参数设计制动系统的参数数据是采用比亚迪F3轿车的具体参数如表2-1所示：表3-1比亚迪汽车F3具体参数轮胎规格195/60R15整车整备质量（kg）1200总质量（kg）1600轴距（mm）2600轮距（mm）1480最高车速(km/h)180同步附着系数0=0.6质心高度空载0.6m满载0.55m(1)制动力与制动力分配系数根据公式：(2.1)得：(2)同步附着系数(1)当＜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＞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＝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，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，即，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＜这表明只有在＝的路面上，地面的附着条件才可以得到充分利用。查阅《汽车设计手册可知》同步附着系数=0.7。(3)制动器最大制动力矩根据《汽车设计手册》可知汽车制动强度为：根据《汽车设计手册》可知前后轴最大附着力矩为：(2.2)式中：G—汽车满载质量；L—汽车轴距；—汽车所能遇到的最大附着系数；q—制动强度；—车轮有效半径；M2max—后轴最大制动力矩；将上述参数带入式(2.2)中可得前后轴最大附着力矩为：M2max=1.57106Nmm后轮的制动力矩为：=0.785Nmm前轴：=T=前轮的制动力矩为：3.2/2=1.6Nmm(4)制动器因数制动器因数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：(2.3)式中：—制动器的摩擦力矩；—制动盘或制动鼓的作用半径；—输入力，一般取加于两制动蹄的张开力的平均值输入力。对于钳盘式制动器，设两侧制动块对制动盘的压紧力均为P，即制动盘在其两侧的作用半径上所受的摩擦力为2fP,此处f为盘与制动衬块饿摩擦系数(本论文取f=0.5)，于钳盘式制动器的制动器因数为:(2.4)将上述参数带入式(2.4)中可得，BF=1。对于鼓式制动器，当时，则有(2.5)制动器受力图如图2.2。图2.2受力图对领题绕支点A的力矩平衡方程，即（2.6）由上式得到领蹄的制动蹄因数为（2.7）代入参数得：=0.79当制动鼓逆转时，上述制动蹄则又成为从蹄，这时摩擦力的方向相反，用上述分析方法，同样可得出从蹄绕支点A的力矩平衡方程，即（2.8）由上式得从蹄的制动蹄因数为（2.9）代入参数得：=0.483制动驱动机构设计3.1制动驱动机构结构选择制动驱动机构主要有机械式制动驱动系统和液压式制动驱动系统，本文结合经济性和实用性，综合考虑选择液压式制动驱动系统进行设计。3.2液压制动驱动机构设计计算(1)制动轮缸直径与工作容积前轮制动轮缸直径与工作容积的设计计算(3.1)式中：p—灌录液压，根据《汽车设计手册》[6]，本文取p=10Mp根据“汽车之家比亚迪F3轿车”轿车使用与维护手册得P=19625N将上述参数带入式(3.1)中可得：根据GB7524-87标准规定的尺寸中选取,因此轮缸直径为50mm。一个轮缸的工作容积(3.2)式中：—单个活塞缸直径；n—轮缸活塞的数目；δ—单个活塞缸制动行程：(3.3)式中：—活塞行程。—轮缸活塞形变。，—分别为鼓式制动器的变形与制动鼓的变形而引起的轮缸活塞行程。综合考虑，取δ=2mm将上述参数带入式(3.2)可得轮缸工作容积为欸根据《汽车设计手册》可得全部轮缸的工作容积为(3.4)式中：m—轮缸的数目；V=2V+2V=22826+23925=13502mm(2)制动主缸直径与工作容积制动主缸应有的工作容积(3.5)式中：V—全部轮缸的总的工作容积；—制动软管在掖压下变形而引起的容积增量；将上述参数带入式(3.5)可得：V=13502mm轿车的制动主缸的工作容积可取为=1.1V=1.1×13502=14852.2mm主缸直径和活塞行程S(3.6)一般S=(0.8-1.2)d,取S=d将上述参数带入式(3.6)中可得===26.65mm根据GB7524-87标准规定的尺寸中选取,因此主缸直径为28mm。==28mm(3)制动踏板相关设计计算制动踏板力可用下式验算：(3.7)式中：—制动主缸活塞直径；—制动管路的液压；—制动踏板机构传动比，=4；—制动踏板机构及制动主缸的机械效率，可取=0.9。将上述参数带人式(3.7)中可得所以需要加装真空助力器。(3.8)式中：：真空助力比，取4。=1710/4=427.5N500N-700N所以符合要求（3.9）式中：—主缸中推杆与活塞的间隙，取2mm；—主缸活塞空行程，即主缸活塞由不工作的极限位置到使其皮碗完全封堵主缸上的旁通孔的行程，取2mm。求得：，符合设计要求。4制动器设计计算几乎所有的汽车制动器都是机械摩擦的。固定元件向旋转元件施加制动扭矩，从而减小旋转元件的旋转角速度，同时依靠车轮和路面之间的粘附力来产生制动。由于车轮的道路动力，汽车减速或停车。汽车制动器根据其在车辆上的位置分为车轮制动器和中央制动器。前者安装在车轮上并由制动踏板的脚操作，因此也称为脚制动器。后者被称为手刹，因为它安装在传动系统的特定轴上并通过手绘操纵杆进行操作。车轮制动器通常用于行车制动器以及辅助制动器和驻车制动器。中央制动器通常仅用于驻车制动器和低速制动器。4.1制动器方案确定本文综合考虑经济条件和实用性，制动器方案采用前盘后鼓式。前盘选用浮动盘式制动器，后鼓采用领从蹄式制动器。4.2鼓式制动器参数确定(1)结构参数①制动鼓直径D或半径R轿车制动鼓内径一般比轮辋外径小125mm～150mm。综合考虑取得制动鼓内径D=240mm，轮辋直径=356mm。制动鼓外径249mm。②制动蹄摩擦衬片的包角及宽度b包角通常在=范围内选取，试验表明，摩擦衬片包角=～时磨损最小，制动鼓的温度也最低，而制动效能则最高。本文选取=。摩擦衬片宽度b较大可以降低单位压力、减少磨损。通常是根据在紧急制动时使其单位压力不超过2.5MPa的条件来选择衬片宽度b的。选取b=45mm。③摩擦衬片起始角摩擦衬片起始角通常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。根据=-（/2）=④张开力的作用线至制动器中线的距离a在满足制动轮缸或凸轮能布置在制动鼓内的条件下，应使距离a尽可能地大，以提高其制动效能。a=0.8R左右，求得a=99.6mm。⑤制动蹄支削中心的坐标位置k与c制动蹄支销中心的坐标尺寸k应尽可能地小，以使尺寸c尽可能地大，初步设计可取c=0.8R左右，取c=99.6mm。(2)摩擦片摩擦系数根据相关设计经验，并查阅《汽车设计手册》，选取f=0.3。4.3盘式制动器参数确定(1)制动盘直径D希望制动盘的直径D可以做得尽可能大。此时，可以增加制动盘的有效半径，从而减小制动钳的夹紧力并在单位压力下工作。通常，制动盘的直径D在轮辋直径的70至79之间选择。根据相关设计经验，并查阅《汽车设计手册》，取D=256mm。(2)制动盘厚度h制动盘的厚度直接影响制动盘的质量和运行过程中的温度升高。为了防止质量过大，必须减小制动盘的厚度。为了减少制动过程中的温度升高，制动盘的厚度不应太小。通常，实心制动盘的厚度可以设置为10mm至20mm。仅具有通风孔的制动盘两个工作表面之间的尺寸，即制动盘的厚度设置为20mm。毫米至50毫米，但通常使用20毫米。毫米至30毫米。取h=20mm。(3)摩擦衬块内半径与外半径摩擦垫的外半径与内半径之比不应大于1.5。(4)摩擦衬块厚度与摩擦面积摩擦衬块厚度取14mm，摩擦面积取76cm。4.4制动器设计计算(1)制动蹄片上制动力矩计算增势蹄产生的制动力矩可表达如下：(4.1)式中：—摩擦系数（前面以选择0.3）；N1—单元法向力的合力；—摩擦力的作用半径。如图4.1求得力与张开力的关系式，写出制动蹄上力的平衡力方程式：(4.2)图4.1制动蹄对制动鼓的压紧力关系式中：—支承反力在轴上的投影；—轴与力的作用线之间的夹角。对式（4.2）求解，得(4.3)将式（4.3）代入（4.1），得增势蹄的制动力矩为=(4.4)所以增势蹄的力矩是关于的直线函数。对于减势蹄同上。(2)摩擦衬块设计计算①比能量耗散率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(4.5)(4.6)式中：—汽车回转质量换算系数，紧急制动时，；ma—汽车总质量；v1,v2—汽车制动初速度与终速度，/；计算时轿车取27.8/；t—制动时间,按下式计算式中：j—制动减速度，本文取6；A1,A2—前、后制动器衬片的摩擦面积；根据经验设计，前、后制动器衬片的摩擦面积分别为：7600mm、30000mm—制动力分配系数。则==5.7故符合要求。==0.7故符合要求。②比滑磨功磨损和热的性能指标可用衬片在制动过程中由最高制动初速度至停车所完成的单位衬片面积的滑磨功，即比滑磨功来衡量：(4.7)式中：—汽车总质量—车轮制动器各制动衬片的总摩擦面积，==752cm；:[]：许用比滑磨功，轿车取1000J/～1500J/。L=1497J/≤1000J/～1500J/故符合要求。(3)制动器热容量和温升校核根据《汽车设计手册可知》制动器热容量和温升之间得相互关系为：(4.8)式中：—各制动鼓（盘）的总质量；—与各制动鼓（盘）相连的受热金属件（如轮毂、轮辐、轮辋、制动钳体等）的总质量；—制动鼓（盘）材料的比热容，对铸铁c=482，对铝合金c=880；—与制动鼓（盘）相连的受热金属件的比热容；—制动鼓（盘）的温升（一次=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，即(4.9)式中：—满载汽车总质量；—汽车制动时的初速度，可取=；—汽车制动器制动力分配系数。式中的md=5kg,mh=20kg.将其他已知的参数代入式(4.8)得：前轮钳盘式制动器和后鼓式制动器的热容量和温升都满足。(4)盘式制动器制动力矩计算盘式制动器的计算用简图4.2所示，盘式制动器的制动力矩为(4.10)图4.2盘式制动器的计算用简图式中：f—摩擦系数；N—单侧制动块对制动盘的压紧力；R—作用半径。对于常见的扇形摩擦衬块，其径向尺寸不大了，R为平均半径或有效半径已足够精确。平均半径为(4.11)式中；—分别为扇形摩擦衬块的内半径和外半径。根据图4.2可知单侧制动块作用于制动盘上的制动力矩为(4.12)则单侧衬块给予制动盘的总摩擦力为(4.13)由式(4.12)和式(4.13)可得有效半径为Re=Tf2fN令，则有(4.15)因，故当。但是，如果m太小，即扇形的径向宽度太大，则垫摩擦表面在不同半径处的滑动速度会太大，磨损不均匀，单位压力分布不均匀，并且以上计算方法失败。(5)驻车制动计算车停在上坡时的力示意图如图4.3所示，车停在上坡时的后轴附着力为：(4.16)图4.3驻车制动计算模型同样求出汽车下颇停驻的后轴车轮的附着力为(4.17)在后轮轴附着力等于后轮驻车制动器的制动力的条件下，可以获得停在上坡和下坡道路上的车辆的极限倾斜角，即由(4.18)求得汽车在上坡时可能停驻的极限上坡路倾角为(4.19)将比亚迪F3汽车参数带入式(4.19)，求得23.22汽车在下坡时可能停驻的极限下坡路倾角为(4.20)将比亚迪F3汽车参数带入式(4.20)，求得16.83一般要求各类汽车的最大停驻坡度不应小于16%～20%。汽车后轴的单个后轮驻车制动器的制动力矩的最大上限为：T=(4.21)代入汽车参数求得T=760.68。4.8制动器主要零部件结构设计(1)制动鼓制动鼓应具有足够的强度，刚度和热容量，以匹配摩擦衬片的材料，并且制动摩擦片应具有更高的摩擦系数。制动鼓的壁厚主要从刚度和强度中选择。较大的壁厚也有助于增加热容量，但是实验表明，摩擦表面的平均最高温度不会随壁厚的增加而显着变化。普通铸造制动鼓的壁厚：用于汽车，中型和重型卡车。您可以通过在封闭侧的制动鼓外边缘上开一个小孔来检查制动间隙。本设计中使用的材料是HT20-40。(2)制动蹄汽车和小型轻型卡车的制动蹄广泛地通过T形钢轧制或钢板冲压焊接制成。重型卡车的制动蹄主要由铸铁，铸钢或铸造铝合金制成。应检查制动蹄的结构尺寸和横截面形状，以查看其是否具有良好的刚性，但是小型轿车用钢板制成的制动蹄腹板有时会具有一或两个径向凹槽，因此制动蹄的抗弯刚度较小，可以刹车。蹄摩擦衬片和制动鼓之间的释放压力均匀，因此衬片的磨损更均匀，可以减少制动时的吱吱声。大型车辆的制动蹄具有几种类型的I形和V形截面。在这种设计中，制动蹄由轧制和焊接的T形钢制成。制动蹄腹板和法兰的厚度是轿厢的厚度和卡车的厚度。摩擦衬片的厚度大于轿车和卡车的厚度。衬片可以铆接或胶粘到制动蹄上，并且在安装时，磨损厚度更大并且使用寿命更长，但是衬片的更换并不容易。噪音较小。该制动蹄片使用的材料是HT200。(3)制动底板制动器底板是制动器除制动鼓之外的每个部分的安装基础，必须确保每个安装部分的正确位置。制动基板必须具有足够的刚度，因为它在施加制动时支撑制动反作用扭矩。因此，由钢板冲压成型的制动基板仅具有凹凸形状。大型车辆使用由铸铁KTH370-12制成的制动底板，可以将其组合使用。刚度不足会降低制动扭矩，增加踏板行程和衬片的不均匀磨损。这个设计不是它使用45钢。(4)制动蹄的支承2自由度制动蹄的支撑结构简单，可将制动蹄相对于制动鼓定位。为了使支撑销具有1个自由度的制动蹄的工作表面与制动鼓的工作表面同轴，必须调整支撑位置。例如，使用偏心支撑销或偏心轮。支撑销是No.它由45钢制成，并经过感应淬火。支撑是可锻铸铁或球墨铸铁。青铜偏心轮可保持闸瓦腹板中支撑孔的完整性，并防止这些零件的腐蚀和磨损。带有长支撑销的支撑可以稳定地保持制动蹄的正确安装位置，并防止侧偏。有时会在制动底板上增加一个压缩装置，使制动蹄的中部相对于制动底板倾斜，而轮缸活塞的顶部或膨胀机构的调节推杆的端部会打开。插入制动蹄腹板末端的插槽以及制动蹄的正确位置。插入以将其保持。(5)制动轮缸制动分泵是液压制动系统采用的活塞式闸瓦打开机构，结构简单，放置在车轮制动器上方便。轮缸的缸体由灰口铸铁HT250制成。气缸筒是一个通孔，应该很闷。活塞由铝合金制成。活塞的外端用开槽的钢制顶块压紧，以支撑插入到闸瓦腹板端部或凹槽中的端部接头。轮缸的工作腔通过安装在活塞上的橡胶密封圈或靠在活塞内端面上的橡胶杯密封。大多数制动分泵具有2个相同直径的活塞，有些具有4个相同直径的活塞。双前导蹄形制动器的两个蹄片中的每个蹄片均由单个活塞制动轮缸驱动。本设计采用HT250。(6)制动盘制动盘一般用珠光体灰铸铁制成。其结构形状有平板形和礼帽形两种。后一种的圆柱部分长度取决于布置尺寸。(7)制动钳制动钳由可锻铸铁KTH370-12或球墨铸铁QT400-18制成，也由轻合金如铝合金制成。您也可以将其完整，或者可以通过将两个半部用螺栓连接到外边缘上的孔来检查或更换制动片，而无需拆卸制动器。(8)制动块制动块包括一个后板和一个摩擦片，它们被紧紧地压紧，铆接或直接连接。该材料大部分是平面的，但可以是矩形，正方形或矩形。活塞应能够尽可能多地按压制动衬块区域，以防止制动衬块卷曲和吱吱作响。制动垫背板由钢板制成，并且可以放置在摩擦垫和制动器之间，以防止在制动过程中产生的热量传递到制动钳，并通过蒸发制动液来降低制动噪音。在背板或背板上粘上一层绝缘振动垫。由于较高的单位压力和较高的工作温度，摩擦垫会很快磨损，从而导致相对较大的厚度。根据统计，汽车和轻型汽车的厚度在7.5毫米至16毫米之间。(9)摩擦材料刹车摩擦材料应仅具有拐角，摩擦系数稳定，具有良好的耐热性，即使温度升高到一定值后，摩擦系数也不应突然下降，并应具有良好的耐磨性和低水份吸收。油，制动液）速度快，压缩率低，导热系数低（300加热板需要摩擦垫：操作30分钟后后板的温度不超过190）且热膨胀系数低，电阻高压缩，抗跳动，剪切抗弯曲性能和抗冲击性；制动时，应无噪音和异味，并且应使用清洁材料，这些清洁材料会污染精细的印刷品并对人体有害。越远越好。5制动器三维建模4.1制动蹄三维建模打开PRO/ETools软件，创建一个新的“零件”，将其命名为“zhidongti”，然后使用“拉伸工具”。选择FRONT表面作为参考平面，进入草图模式并绘制制动蹄翼板的侧面图形。退出草图模式，并根据设计结果为拉伸宽度选择“64mm”。获取图4.1：图4.1制动蹄主体拔模在以上基础上，建立两个与制动蹄翼板相切的基准面，得到图4.2：图4.2制动蹄曲面上基准面的建立图4.3制动蹄曲面基准面上的拔模使用拉伸工具在创建的基准平面DTM1上拉伸圆柱销，并得到下图。图4.3：对于：车辆，制动蹄腹板和法兰的厚度为3-5毫米，因此，法兰的增加厚度为5毫米。退出草图模式后，拉伸厚度为5mm。然后使用“打孔工具”在法兰上的适当位置钻一个孔。在获得制动蹄模型后，选择整个模型，并使用“镜像”工具镜像FRONG表面作为参考，以获取完整的制动蹄（如图4.4所示）。图4.4制动蹄完整结构4.2摩擦片的建模利用“拉伸”工具就可以完成建模，在草绘阶段绘制圆弧时保证弧度形成为108度的包角；摩擦片的厚度为5mm。拉伸厚度为64mm。单击“完成”得到单片摩擦片，并要在此摩擦片上进行“打孔”操作，再选取这个模型利用“镜像”工具得到完整摩擦片。如图4.5所示：图4.5摩擦衬片4.3拉力弹簧建模单击“插入”—“螺旋扫描”—“伸出项”；然后确定草绘平面，操作步骤如下图4.6所示：图4.6操作截图图4.7拉力弹簧弹簧的高度是22.5mm；在生成弹簧的过程中，确定其弹簧的“节距值：4.5”；确定后进入第二次草绘平面进行弹簧粗细大小的确定。最后单击“完成”得到压紧弹簧模型。如图4.7所示。4.4制动轮缸的建模制动轮缸的建模，主要运用“拉伸”、“旋转”、“打孔”、“拔模”等建模命令。制动轮缸的直径由第二章计算得出D=30mm；又知道制动轮缸的容积为2826mm。所以取制动轮缸的长度为95mm，制动轮缸的底座尺寸以匹配制动底板的尺寸的标准。最后可以得到制动轮缸的模型图如图4.8。图4.8制动轮缸4.5制动底板的建模运用PRO/E软件进行制动底板的建模要综合运用了多个知识点。设计过程如下图4.9，图4.10所示。图4.9制动底板主体拔模图4.10制动底板4.6制动鼓的建模制动鼓的建模，主要运用的是“旋转”命令。输入计算的尺寸，进行360度旋转；再用“打孔”工具进行轴孔和螺栓孔的建立。设计过程如下图4.11，图4.12所示。图4.11制动鼓主体结构图4.12制动鼓4.7制动轮缸放气螺栓的建模制动轮缸放气螺栓的建模，主要运用的是“旋转”命令。输入计算的尺寸，进行360度旋转设计结果如下图4.13所示图4.13放气螺栓4.8制动轮缸油管接头的建模制动轮缸放气螺栓的建模，主要运用的是“旋转”命令。输入计算的尺寸，进行360度旋转设计结果如下图4.14所示图4.14油管接头4.9鼓式制动器的装配及分解在Pro/E装配体模式下，您可以将零件组合成装配体，然后修改，分析或重新定位装配体。组装的基本步骤是创建新的组装文件，添加组装部件和约束组装部件，这些步骤使用“匹配”，“对齐”，“匹配”，“方向”和其他相关命令。多次使用“平移”和“旋转”，最后可以编辑装配体零部件。装配时点击“将原件添加到组件”，可将以储存在文件中的各个Pro/E模型添加到新建文件中。在装配中用到的命令第一个添加的组件是后轮轴，然后依次将制动底板、后制动轮缸、制动蹄、摩擦片、制动板、压缩弹簧、制动杆、楔形块、制动鼓等组件依次装配好。装配过程如下图4.15、图4.16所示。图4.15制动器装配图图4.19制动器分解图5制动器有限元分析Ansys是一款大型通用有限元分析软件，融金融、流体、电场、声场分析于一体，广泛应用于机械制造、石油化工、轻工、造船、汽车交通、土木工程、水利等领域，得到研究人员和设计人员的青睐[17]。这里将用其对摩擦衬片进行静态分析。5.1摩擦片的有限元分析(1)Ansys与Pro/E连接的建立ANSYS在默认的情况下是不能直接对Pro/E中的pat(或asm)文件进行直接转换的,必须通过以下对ANSYS设置连接过程进行激活模块:鼠标点击“开始→程序→ANSYS8.0→Utilities→ANS_ADMIN”,出现如图1的对话框,选择configurationoptions→OK,接下来的对话框顺序选取。ConfigurationConnectionforPro/E→OK，ANSYSMultiphysics&WIN32→OK，图5.1接口的建立完成后ANSYS提示已在自己的安装目录中成功生成configanscon文件,如图2所示,记下configanscon的路径。在接下来出现的对话框中“Pro/EngireerInstallationpath”选项后输入Pro/E的起始安装路径如“C:\ProgramFiles\proeWildfire3.0”:“LanguageusedwithPro/Engineer”选项用默认的usascii,点击OK。出现对话框提示在Pro/E目录下建立了一个protk.dat文件,图5.2生成configanscon点击确定完成配置,运行Pro/E,工具菜单后面出现了ANSYS8.0,说明连接成功了。运行Pro/E打开某零件三维模型图，点击ANSYS8.0下的ANSYSGeom按钮，则模型自动导入到ANSYS中，此时ANSYS8.0软件自动打开，点击Plot下的Volume，则模型导入成功。(2)将摩擦片Pro/E模型导入Ansys将摩擦片模型导入Ansys软件中，如图5.3所示。图5.3摩擦衬片模型导入(3)将摩擦片进行网格划分Ansys单元库具有100多种元素类型，每个元素都有一个前缀和数字来指示元素类型，例如BEAM3，SOLID96和SHELL143。根据类型的不同，它可以分为梁单元，杆单元，平面单元和三维实体单元等。这些设备中的大多数具有用于执行各种功能的几个可选功能[17]。根据断裂的几何形状选择8节点六面体实体元素类型，然后使用SOLID187元素进行模态分析。鼓式制动器摩擦片是一种成型材料，其特性如下：弹性模量（）：泊松比（）：0.25密度（）：2100网格划分是创建元素和节点的过程。在有限元解决方案计算中，施加在有限元边界上的任何载荷或约束最终都会传递给解决方案的有限元模型（节点和元素）[17]。有限元网格划分过程涉及两个步骤：①建立单元数据，这些数据包括单元的种类（TYPE），单元的几何常数（R），单元的材料属性（MP）。②设定网格划分的参数。得到图如图5.4所示所得的节点数为19088单元数为9158。图5.4摩擦衬片网格划分(4)对摩擦片加载求解加载压力，力矩，惯性载荷和约束后即可求解。最后，如图5.5所示，获得了摩擦片的位移云图。从图中可以看出，摩擦板的位移场的端部相对较大，并且最大位移在比摩擦片的端部低的位置。在图中为MX，最大位移为0.000307。毫米。它不超过最大位移，因此可以满足强度要求。图5.5位移云图图5.6可见，在摩擦衬片上，应力较高的区域为摩擦衬片上部接近促动力作用的区域，图中标从识为MX处，最大应力为195284Pa，图中标明MN处为最小应力处，大小为65198Pa。摩擦衬片的径向增大0.153mm，考虑转动使衬片端位移增大。衬片的屈服极限为15MPa，最大应力没有超出屈服极限，所以摩擦片的设计满足材料强度要求。图5.6等效应力云图5.2制动鼓的有限元分析(1)将制动鼓进行网格划分Ansys单元库中有100多种单元类型，每个单元都有一个表示单元类型的前缀和编号，如BEAM3、SOLID96、和SHELL143等。按类型可分为梁单元、杆单元、平面单元和三维实体单元等等。其中许多单元有好几种可选择特性来胜任不同的功能[17]。根据制动器的几何结构选用八节点六面体实体单元类型，在模态分析中采用SOLID187单元。鼓式制动器制动鼓是铸造材料，它的是属性为：弹性模量（）：泊松比（）：0.35密度（）：2600网格划分是生成单元和节点的过程，在有限元的求解计算中，所有施加在有限元边界上的载荷或约束，最终都是传递到有限元模型上（节点和单元）进行求解[17]。有限元网格的划分过程包括2个步骤：①建立单元数据，这些数据包括单元的种类（TYPE），单元的几何常数（R），单元的材料属性（MP）。②设定网格划分的参数。得到图如图5.7所示所得的节点数为20746单元数为9876图5.7制动鼓网格划分(2)对制动鼓加载求解压强、力矩、惯性载荷和约束加载上以后，然后求解。最后得到制动鼓的位移云图，如图5.8所示。从图示可见，最大位移为图示MX处，最大位移为0.167709mm。没有超出最的位移量，所以满足强度要求。图5.8位移云图图5.9可见，在摩擦衬片上，应力较高的区域为摩擦衬片上部接近促动力作用的区域，图中标从识为MX处，最大应力为2.04MPa，图中标明MN处为最小应力处，大小为92594Pa。制动鼓的径向增大0.1677mm，制动鼓的屈服极限为19MPa，最大应力没有超出屈服极限，所以制动鼓的设计满足材料强度要求。图5.9等效应力云图结论本次毕业设计是以比亚迪F3轿车为研究对象，为其设计制动系统。通过对轿车制动系统的结构和形式进行分析后，对制动系统的前、后制动器，制动管路布置，制动主缸进行了设计及计算，并绘制出了前、后制动器装配图、制动主缸装配图、制动管路布置图、两张零件图。为了提高汽车的安全性和舒适性，设计的比亚迪F3轿车经过理论和实际分析采用了前盘、后鼓式制动器；串联双腔的液压主缸；采用X型双管路制动系统。由计算可知人力无法满足制动力的要求，加装了真空助力器。采用的驻车制动满足国家对汽车驻车坡度的要求，其他相关评价指标也完全符合。最后设计的汽车制动系统基本达到了预期的目标。在通过对鼓式制动器的制动性能的分析，包括利用ANSYS软件对摩擦片进行静态分析后，得出摩擦片和制动鼓符合设计要求的结论。鼓式制动器的模型建立是用Pro/Engineer进行的建模和装配。但本次我的毕业设计当中还有很多的不足需要继续研究和思考，对于鼓式制动器的设计过程中存在的关于设计方法和步骤，通过自我总结以及和与其他设计方法比较可以更加优化设计方法。由于对有限元分析方法的知识掌握有限，无法