小型轎車鼓式制動器設計與運動仿真設計【三維UG】【含8張cad圖紙+文檔全套資料】

喜歡就充值下載吧。。資源目錄里展示的文件全都有，，請放心下載，，有疑問咨詢QQ:414951605或者1304139763 ======================== 喜歡就充值下載吧。。資源目錄里展示的文件全都有，，請放心下載，，有疑問咨詢QQ:414951605或者1304139763 ======================== 畢業(yè)設計報告(論文) 報告(論文)題目：小型轎車鼓式制動器設計與運動仿真 作者所在系部： 作者所在專業(yè)： 作者所在班級： 作 者 姓 名 ： 作 者 學 號 ： 指導教師姓名： 完 成 時 間 ： 機電工程學院 車輛工程 B13142 喬坤 201322392 焦運景 2017.5 北華航天工業(yè)學院教務處 北華航天工業(yè)學院畢業(yè)論文 摘 要 當前，汽車工業(yè)成為中國經(jīng)濟發(fā)展的支柱產(chǎn)業(yè)之一，汽車企業(yè)對各系統(tǒng)件的設計需求旺盛。其中，制動器總成是動汽車的一個重要組成部分，它直接影響汽車的安全性能與操控性能。 本課題根據(jù)大眾捷達轎車的行駛要求，對其后輪制動器進行整體結(jié)構設計，目的在于實現(xiàn)汽車在行駛時具備良好的制動性能與操控性能。 本畢業(yè)設計闡述表明的制動系統(tǒng)是捷達后輪鼓式制動器。闡述了制動方面的發(fā)展、分類及鼓式制動器的結(jié)構、優(yōu)缺點等等。通過計算和設計來確定后輪鼓式制動器的制動鼓、制動蹄、制動輪缸等主要零件的主要尺寸和結(jié)構，然后畫出各零件圖和總裝圖。最后再進行仿真評價分析制動系統(tǒng)的各項指標。 通過最后結(jié)果顯示所設計的制動器總成是適用并且合乎準則完全可用。符合結(jié)構簡單輕便、造價不高、工作穩(wěn)當有保障等條件。 關鍵字：UG軟件；仿真；制動；鼓式制動器 Abstract In recent years the rapid development of China's auto market，especially cars car development. However，with the increase in car ownership，safety problems are increasingly attracted attention，and the braking system is an important vehicle active safety systems in the world. The design on the collar from the shoe drum brake design and calculation of， and in accordance with UG three-dimensional software design assembly and simulation. This manual describes the Jetta sedan rear drum brake system design. The first describes the development of automotive braking systems，structure，Classification and analysis of the structure and advantages and disadvantages of drum brakes and disc brakes. Design calculations to determine the Main dimensions and structure of front disc, back drum brake and brake master cylinder. Pull out the rear brake assembly diagram，brake drum and brake shoe parts diagram parts chart. End of the braking system designed to evaluate the analysis of the indicators. Also taking into account in the design of its structure is simple，reliable，low cost factor. Through this design results show that the design of the braking system is reasonable, standards-compliant. Meet its simple structure, low cost, reliable requirements. Key words: UG software；simulation；braking；brake drum 目 錄 摘 要 I Abstract II 第1章 緒論 1.1制動器設計的意義 1 1.2制動器研究現(xiàn)狀 2 1.3本次設計鼓式制動器應達到的目標 2 1.4本次鼓式制動器的設計要求 2 第2章 鼓式制動器的選擇 2.1鼓式制動器形式方案分析 3 2.2制動器的結(jié)構型式及選擇 3 2.3鼓式制動器整體方案 7 2.4鼓式制動器裝配注意事項 8 第3章 鼓式制動器的設計計算 10 3.1捷達轎車的主要參數(shù)數(shù)值 10 3.2同步附著系數(shù)的分析 10 3.3車輛前后輪制動力的分析 11 3.4制動器制動力分配系數(shù) 14 3.5鼓式制動器的主要參數(shù)及其確定 16 3.5.1制動鼓內(nèi)徑D 16 3.5.2摩擦村片寬度b和包角β 18 3.5.3摩擦襯片起始角β0 19 3.5.4制動器中心和張開力F0作用線之間的距離e 20 3.5.5制動蹄支承點位置坐標a和c 20 3.5.6摩擦片摩擦系數(shù)? 21 3.6制動器主要零部件的結(jié)構設計 21 3.6.1制動鼓 21 3.6.2制動蹄 21 3.6.3制動底板 22 3.6.4制動蹄的支承 22 3.6.5制動輪缸 22 3.7制動器受力分析及最大制動力的確定 23 3.7.1制動器受力分析 23 3.7.2制動器最大制動力矩 24 第4章 校核 26 4.1核算制動器的熱容量以及溫升 26 4.2制動器的校核 27 4.2.1摩擦襯片所受力的校核 27 4.3駐車制動的計算 27 4.3.1汽車可能停駐的極限上坡路傾斜角 27 4.3.2汽車可能停駐的極限下坡路傾斜角 28 4.4制動減速度和制動距離 29 4.4.1最大減速度 29 第5章 基于UG的鼓式制動器結(jié)構設計 31 5.1 UG軟件介紹 31 5.1.1 UG NX的技術 31 5.1.2優(yōu)勢 31 5.1.3主要功能 31 5.2鼓式制動器的三維設計 32 5.2.1制動器制動鼓設計 32 5.2.2制動蹄的設計 34 5.2.3制動器底板的設計 35 5.2.4制動輪缸 36 5.3鼓式制動器摩擦材料的選擇 36 5.4鼓式制動器的整體設計 37 5.5鼓式制動器運動仿真分析 37 5.5.1模型的建立與簡化 37 5.5.2運動仿真中各運動部件的分析 38 致 謝 43 參考文獻 44 IV 北華航天工業(yè)學院畢業(yè)論文 第1章　　緒 論 1.１　制動器設計的意義 現(xiàn)在,汽車安全的性能好壞與否尤為重要,因為它已經(jīng)是人們?nèi)粘３鲂心酥粮餍懈鳂I(yè)中不可或缺的重要交通工具之一。理所當然的,制動器功能的優(yōu)劣對整車功能的優(yōu)劣會有非常大的影響,特別是駕駛員的生命以及財產(chǎn)安全。所以,制動器的設計就顯得尤為重要。 能形成阻礙車輛運動狀態(tài)包括趨勢的結(jié)構件是制動器。通俗的講制動器的原理是其固定部件賦予旋轉(zhuǎn)部件一個制動力矩，其結(jié)果是旋轉(zhuǎn)部件它的轉(zhuǎn)動角速度減小，此外,車輪與路面之間存在附著效應,形成路面作用于車輪上的制動力導致車輛減速[1]。說到這里就不得不提一下摩擦制動器。它是一種運用固定結(jié)構件和旋轉(zhuǎn)結(jié)構件兩個部件它們的工作面之間的摩擦作用來形成制動力矩的制動器。作為當前汽車應用率最高的制動器即摩擦制動器。它又可以有盤式和鼓式兩種類別。鼓式和盤式的工作的面是圓柱形面和端面，旋轉(zhuǎn)結(jié)構件是制動鼓和制動盤。 鼓式制動器作為制動器的一種，它的設計工作也是整車設計的重要部分。制動踏板、活塞、制動主缸、制動鼓、制動輪缸、制動底板、摩擦片等等主要構件共同組建成鼓式制動器。就制動效能和散熱性能來講盤式比鼓式強了許多。第二種在不同路況下,制動力會產(chǎn)生相當大的變化,很難掌握控制，究其原因便是鼓式的穩(wěn)定性較差。并且它的散熱性能比較差，所以在制動時就會產(chǎn)生非常多的熱量。高溫時制動塊以及輪鼓它們兩個很輕易就會形成特別駁雜的形變，伴隨而來的就是制動衰退、振抖兩種現(xiàn)象，制動效率的減小便是最終的結(jié)果[2]。并且，鼓式要每隔一段時間調(diào)控剎車蹄的間隙，情況嚴重時為了清掃里面積攢的剎車粉還需將其拆卸下來。但是鼓式制動器也有很多可取之處，比如它的成本比較低，而且符合傳統(tǒng)的設計。轎車和重型車它們的制動方式分別是前盤后鼓以及四輪鼓式。一致的效能；平滑、漸進的響應；低污染、耐腐蝕；高度可靠；耐久性；耐磨損；設計有效可用的車輪制動器需要合乎以上條件是必須的。 44 北華航天工業(yè)學院畢業(yè)論文 1.2　制動器研究現(xiàn)狀 由于汽車在行駛時要經(jīng)常進行制動，所以制動性能的好壞就成了交通以及人身安全的決定性因素。當進行制動操作的時候，車輛會受到和行駛的方向正好相反的外力,然后就可以使汽車的行駛速度逐步減小直至為零。分析制動過程中的受力情況有助于設計和計算,但是這個過程相對有點復雜,所以一般需要建立簡化模型來進分析。一般從以下三個方面來分析和評價: a. 制動效能:包括制動的距離以及減速度； b. 制動效能的恒定性:即抗熱衰退性； c. 制動時汽車的方向穩(wěn)定性。 1.3　本次設計鼓式制動器應達到的目標 a. 具有良好的制動效能 b. 具有良好的制動效能的穩(wěn)定性 c. 制動時汽車操縱穩(wěn)定性好 d. 制動效能的熱穩(wěn)定性好 1.4　本次鼓式制動器的設計要求 汽車制動器設計既有對整個制動系統(tǒng)的功能和結(jié)構需要設計還有對零部件結(jié)構和功能也需要設計。而對制動系整體的性能要求，除上述要求以外，還應該達到使用性能相對良好、發(fā)生故障比較少等要求。達到各自所需的功能，并具備配合協(xié)作能力則是零部件要符合的條件。所以應該先作出綜合設計方案，然后根據(jù)上述各要求，并考慮制動器的結(jié)構形式，以及設計題目的要求等最后再進行設計。 第2章　　鼓式制動器的選擇 2.1　鼓式制動器形式方案分析 作為應用率最高的機械摩擦式制動器。為了形成制動力矩并最終讓達到汽車減速或者停車的目的它通過采用讓旋轉(zhuǎn)結(jié)構件件和固定結(jié)構件兩者工作的面形成摩擦來實現(xiàn)?，F(xiàn)代轎車的設計樣式一般來講都是前盤后鼓，這樣能讓制動功能落實的更好。 2.2　制動器的結(jié)構型式及選擇 機械摩擦式樣制動器因為轉(zhuǎn)動結(jié)構件不同可分成鼓式和盤式。內(nèi)張類型、外束類型是鼓式制動器的兩種分類。以兩個帶有摩擦襯片作為摩擦元件的制動蹄為內(nèi)張型，在制動底板上安放制動蹄，制動底板它又緊緊固定在前梁上或者后橋殼的突緣上，安置在輪轂上或者是變速器它的第二個軸后端的那個制動鼓這些是其旋轉(zhuǎn)摩擦原件，蹄式制動器采用制動鼓的內(nèi)在的表面和制動蹄摩擦片的外在表面形成了兩個配對摩擦表面，相對應的再產(chǎn)生位于制動鼓上的摩擦力矩。也就是它叫做蹄式制動器的由來[3]。以剛度小并帶摩擦片為摩擦原件的是外束型；其轉(zhuǎn)動摩擦結(jié)構件是制動鼓，并采用制動鼓的圓柱形外在的面和制動帶摩擦墊片的里面圓弧狀的面作為相配對的摩擦工作面，最終形成賦予在制動鼓上的一個摩擦力矩，這也是它又叫帶式制動器的由來。如今此種制動器已極少再被選用。內(nèi)張型也就是通俗所講的鼓式制動器。 盤式制動器的轉(zhuǎn)動結(jié)構件是有且僅有一個并豎放安置以兩個側(cè)邊面為作用面的制動盤，它的不動摩擦結(jié)構件一般來說制動塊位于制動盤的兩側(cè)并與摩擦墊相伴隨。一旦制動盤卡在制動塊兩側(cè)緊的時候，摩擦表面就可以形成作用在制動盤上面的摩擦力矩。盤式制動器通常是用來作為轎車的車輪制動器，同時也可以用來作為各種種類汽車的中央制動器[4]。 車輪制動器一般用來作為行車制動的裝置，有的也可以作為駐車制動的作用；但中央制動器只能用作駐車制動器。鼓式制動器和盤式制動器的結(jié)構如表2.1所示: 北華航天工業(yè)學院畢業(yè)論文 表2.1 制動器的結(jié)構型式 以制動蹄所受外力的不同情況將鼓式制動器實現(xiàn)分類(如下方圖2.1) 圖2.1 鼓式制動器的簡化圖 [a]領從蹄式制動器（以凸輪張開）；[b]領從蹄式制動器（制動輪缸張開） [c]雙領蹄式制動器（是平衡式并不是雙向的）；[d]雙向雙領蹄式制動器； [e]單向增力式制動器；[f]雙向增力式制動器； 根據(jù)當制動蹄張開時它的轉(zhuǎn)動方向和制動鼓的轉(zhuǎn)動方向是否一致，可分為領、從蹄。 按照蹄的屬性可以將鼓式制動器分為： (1) 領從蹄式制動器 如上圖[a][b]，假如上邊的轉(zhuǎn)向箭頭示意的是制動鼓扭轉(zhuǎn)方向(制動鼓呈現(xiàn)正方向扭轉(zhuǎn))這時汽車的運動狀態(tài)是前進狀態(tài)，那此時蹄1、蹄2分別是領、從蹄。但是當汽車運動狀態(tài)變?yōu)榈管嚂r相對應的制動鼓轉(zhuǎn)的轉(zhuǎn)動方向也會隨之變?yōu)榉捶较虻霓D(zhuǎn)動，這時候蹄2是領蹄，而蹄1是從蹄。如此這般即制動鼓呈現(xiàn)正、反向扭轉(zhuǎn)的時候一直分別各有一個領、從蹄并屬于內(nèi)張型，就叫做領從蹄式制動器。領從蹄式制動器的兩個蹄常有固定的支點。張開裝置有凸輪式、楔塊式、曲柄式和具有兩個或四個等直徑活塞的制動輪缸式的。后者可保證作用在兩蹄上的張開力相等并用液壓驅(qū)動，而凸輪式、楔塊式和曲柄式等張開裝置則用氣壓驅(qū)動。領從蹄式制動器的效能及穩(wěn)定性均處于中等水平，但由于其在汽車前進和倒車時的制動性能不變，結(jié)構簡單，造價較低，也便于附裝駐車制動機構，故仍廣泛用作中、重型載貨汽車的前、后輪以及轎車的后輪制動器。 (2) 雙領蹄式制動器 ?根據(jù)汽車運動狀態(tài)不同，領從蹄也會隨之發(fā)生變化，當汽車前進時兩制動蹄皆為領蹄，此為雙領蹄式制動器。汽車倒車時，兩制動蹄皆為從蹄。因為這樣單向雙領蹄式制動器是對它的另一種稱呼，如圖[c]。 (3) 雙向雙領蹄式制動器 制動鼓呈現(xiàn)正和反兩向扭轉(zhuǎn)的情況下這時兩個制動蹄都是領蹄的狀態(tài)則是雙向雙領蹄式制動器，如圖[d]。此制動器在汽車處于前進狀態(tài)和倒退狀態(tài)的時候它的性能不變，因為這樣的特性通常應用于中型或輕型汽車和少數(shù)轎車前面和后面的車輪。當作為后制動車輪的制動器，作為后制動輪的制動器,需要特殊的中央制動器。 (4)單向增力制動器 如圖[e]，兩蹄的下半端經(jīng)過主軸將第二個制動蹄安置在制動底板頂部的銷支撐上。倘若汽車的運動狀態(tài)為前進，則位于第一位置的制動蹄被單活塞當中的制動輪缸推到的方位為制動鼓里面圓柱形狀的外表面。制動鼓基于摩擦之后帶動第一制動蹄，接著經(jīng)由頂桿以帶動第二制動蹄再通過壓至制動鼓工作面達到將它安置在其上方支承銷上的目的。由于在普通工作的工況下兩個蹄法方向的一對相反的力它們不能相互均衡，這也是它的另一個稱呼即非平衡式剎車制動器的由來。 當汽車處于向前的狀態(tài)下制動它比前面所有的制動效果和能力都好，但是當它處于相反狀態(tài)時制動，它比前面所有的制動效果和能力都差。所以僅僅應用于一小部分輕型中型卡車和汽車上用于做前輪剎車。 (5) 雙向增力式制動器 如上所述,單向力制動器的單活塞制動輪缸由雙活塞制動缸(F)取代。相同的支撐銷應一起使用部端，讓它改變成雙向增力式樣制動器。它屬于一種不平衡式制動器。 本次捷達轎車后輪制動工作選用的是領從蹄式制動器。領從蹄樣式的制動器它的每一個蹄片具有各自的穩(wěn)固支撐點，且兩穩(wěn)固定支撐點在兩只蹄相同的一邊。有兩種樣式的打開裝置，第一種具備凸輪或楔形打開裝置。包括的制動凸輪以及平衡凸塊和楔形打開裝置中的制動楔形塊是飄浮移動的，使得施加在兩蹄上的打開力一樣。不平衡式的制動凸形輪的中心點是固定好不變的，因而無法確保施加在兩蹄上的打開力一樣。第二種具有兩個相同直徑的活塞輪缸（液壓力推動），確保了施加在兩蹄上的打開力一樣。在各種式樣的制動器中領從蹄式的效果功能和穩(wěn)定性能處于中間水平；向前、后兩種工況下制動的效果功能一致；結(jié)構簡化明了，制造代價小比較省錢；安置于駐車制動驅(qū)動裝置上十分便利；調(diào)控蹄片、制動鼓兩者之間的縫隙相當便利。領從蹄式有兩個大小完全相同的蹄片它們上面的壓強不一樣，所以導致的后果是兩襯片損耗不勻稱、可用的時間也不一樣。值得一提的是，因為僅僅存在一個輪缸當中，兩個蹄產(chǎn)生作用的時候只能處在相同的一個推動回路[5]。作為高選用率的領從蹄式制動器最多被選用的車型是乘用車以及擁有總質(zhì)量較輕特質(zhì)的商用車作為后輪制動器進行制動工作。 進行選定鼓式制動器類別的工作：構想設計策劃出制動鼓 、回位彈簧、 制動底板 、制動蹄片；并完成設計策劃如何完成總成的工作。 查閱相關資料得捷達轎車的一些主要技術參數(shù)如下： 整車質(zhì)量： 空載：1070kg 滿載：1450kg 質(zhì)心位置： 質(zhì)心距前軸距離：L1=1.087m 質(zhì)心距后軸距離：L2=1.384m 質(zhì)心高度： 空載時：hg0=0.56m 滿載時：hg=0.55m 軸 距： L=2.471m 滿載后軸重: m=750kg 車輪工作半徑：300mm 輪胎規(guī)格： 185/60R14 85H 滿載時軸荷的分配： 前軸負荷56%，后軸負荷44% 空載時軸荷的分配： 前軸負荷61%，后軸負荷39% 2.3　鼓式制動器整體方案 捷達轎車后輪鼓式制動器的基本結(jié)構及組成。 制動器的組成有以下幾個部分： a. 旋轉(zhuǎn)部分：制動鼓 b.固定零部件:制動底板、制動蹄 c. 張開機構：輪缸 d. 定位調(diào)整：調(diào)整片，調(diào)整拉簧 制動蹄在促動裝置的作用下向外旋轉(zhuǎn)，外表面的摩擦片壓靠到制動鼓的內(nèi)圓柱面上，對鼓產(chǎn)生制動摩擦力矩。 凡對制動蹄端加力并使制動蹄轉(zhuǎn)動的裝置統(tǒng)稱為制動蹄促動裝置，制動蹄促動裝置有輪缸、凸輪和楔等。 1—制動底板 2—銷軸 3、4、11、12—拉簧 5—壓桿 6—制動桿 7—帶杠桿裝置的制動蹄 8—支架 9—止擋板 10—鉚釘 13—檢測孔 14—壓簧 15—夾緊銷 16—彈簧座 17—帶斜楔支承的制動蹄 18—摩擦襯片 19楔支承 20—楔形塊 21—制動輪缸 圖2.2 捷達轎車后輪鼓式制動器 液壓制動輪缸作為制動執(zhí)行器稱為輪缸制動；制動裝置為凸輪即凸輪制動；制動執(zhí)行裝置為楔制動稱為楔形制動器。 2.4　鼓式制動器裝配注意事項 a. 裝配后總成應在8820Kpa,液壓下工作持續(xù)3分鐘的強度和密封試驗，在此時間內(nèi)任何部位均不得滲漏，壓力降不得大于294Kpa。 b. 放氣螺釘總成490-588Kpa氣壓下總成各部位應保證密封，當松開放氣螺釘時，氣體通暢無阻地從氣孔沖出。 c. 總成在制動過程中不得發(fā)生滲油現(xiàn)象。 d. 制動鼓與摩擦片間隙應在0.2mm-0.5mm范圍內(nèi)。 e. 總成在正常裝配與使用條件下應保證制動靈活輕便不得發(fā)生阻礙或卡死現(xiàn)象。 3 鼓式制動器的設計計算 第3章　　鼓式制動器的設計計算 3.1　捷達轎車的主要參數(shù)數(shù)值 整車質(zhì)量： 空載：1070kg 滿載：1450kg 質(zhì)心位置： 質(zhì)心距前軸距離：L1=1.087m 質(zhì)心距后軸距離：L2=1.384m 質(zhì)心高度： 空載時：hg0=0.56m 滿載時：hg=0.55m 軸 距： L=2.471m 滿載后軸重: m=750kg 車輪工作半徑：300mm 輪胎規(guī)格： 185/60R14 85H 滿載時軸荷的分配： 前軸負荷56%，后軸負荷44% 空載時軸荷的分配： 前軸負荷61%，后軸負荷39% 以下幾種參數(shù)對汽車的制動性能也有非常大的影響：制動力及其分配系數(shù)、同步附著系數(shù)、制動強度、附著系數(shù)利用率、最大制動力矩與制動因數(shù)等。 3.2　同步附著系數(shù)的分析 (1) 當時：制動時總是前輪先抱死，這是一種穩(wěn)定工況，但喪失了轉(zhuǎn)向能力； (2) 當時：制動時總是后輪先抱死，這時容易發(fā)生后軸側(cè)滑而使汽車失去方向穩(wěn)定性； (3): 當時：制動時汽車前、后輪同時抱死，是一種穩(wěn)定工況，但也喪失了轉(zhuǎn)向能力。 分析表明，汽車在同步附著系數(shù)為的路面上制動(前、后車輪同時抱死)時，其制動減速度為，即，為制動強度。而在其他附著系數(shù)的路面上制動時，達到前輪或后輪即將抱死的制動強度＜這表明只有在＝的路面上，地面的附著條件才可以得到充分利用。 根據(jù)相關資料查出普通轎車≤0.8，故取=0.7 北華航天工業(yè)學院畢業(yè)論文 3.3　車輛前后輪制動力的分析 當車輛處于制動狀態(tài)時,如果忽略車輪對車輪的轉(zhuǎn)動慣量和汽車轉(zhuǎn)動質(zhì)量的轉(zhuǎn)動慣量, 為車輪在任意轉(zhuǎn)速下的力矩平衡方程: （3.1） 式中: —— 制動力矩作用于車輪,即制動摩擦扭矩, 其方向與車輪旋轉(zhuǎn)方向相反，N·m； ——地面作用于車輪上的制動力，即地面與輪胎之間的摩擦力，又稱為地面制動力，其方向與汽車行駛方向相反，N； ——車輪的有效半徑m。 令 （3.2） 并稱之為制動器制動力，它是在輪胎周緣克服制動器摩擦力矩所需的力，因此又稱為制動周緣力。與地面制動力的方向相反，當車輪角速度>0時，大小亦相等，且僅由制動器結(jié)構參數(shù)所決定。即取決于制動器的結(jié)構型式、尺寸、摩擦副的摩擦系數(shù)及車輪有效半徑等，并與制動踏板力即制動系的液壓或氣壓成正比。當加大踏板力以加大，和均隨之增大。但地面制動力受著附著條件的限制，其值不可能大于附著力， 即≤ （3.3） 或 （3.4） 式中:——輪胎與地面間的附著系數(shù)； Z——地面對車輪的法向反力。 當制動器制動力和地面制動力達到附著力值時，車輪即被抱死并在地面上滑移。此后制動力矩即表現(xiàn)為靜摩擦力矩，而即成為與相平衡以阻止車輪再旋轉(zhuǎn)的周緣力的極限值。當制動到=0以后，地面制動力達到附著力值后就不再增大，而制動器制動力由于踏板力的增大使摩擦力矩增大而繼續(xù)上升(見圖3.1)。 圖3.1 制動器制動力Ff、地面制動力FB與踏板力Fp的關系 通過對整個車輛制動過程中的力學分析,對前后軸車輪的正常反力可以 考慮軸重轉(zhuǎn)移制動時得到的,和Z1(Z2)如下:(3.5) （3.5） （3.6） 式中:——汽車所受重力； ——汽車軸距； ——汽車質(zhì)心離前軸距離； ——汽車質(zhì)心離后軸距離； ——汽車質(zhì)心高度； ——重力加速度； ——汽車制動減速度。 汽車總的地面制動力為 （3.7） 式中 ——中等制動強度,也叫減速或制動力； ，——前后軸車輪的地面制動力。 由以上兩式可求得前、后軸車輪附著力為: （3.8） （3.9） 上式表明：汽車在附著系數(shù)為任意確定值的路面上制動時，各軸附著力即極限制動力并非為常數(shù)，而是制動強度q或總制動力的函數(shù)。當汽車各車輪制動器的制動力足夠時，根據(jù)汽車前、后軸的軸荷分配，前、后車輪制動器制動力的分配、道路附著系數(shù)和坡度情況等，制動過程可能出現(xiàn)的情況有三種，即 (1)前輪先抱死拖滑，然后后輪再抱死拖滑； （2后輪先抱死拖滑，然后前輪再抱死拖滑； (3)前、后輪同時抱死拖滑。 在上述三種情況下,最明顯的接觸條件的最好。 = （3.10） （3.11） 式中 :——前軸車輪的制動器制動力， ； ——后軸車輪的制動器制動力， ； ——前軸車輪的地面制動力； ——后軸車輪的地面制動力； ，——地面對前后輪軸的正常反應； ——汽車重力； ，——汽車質(zhì)心離前、后軸距離； ——汽車質(zhì)心高度。 圖3.2 某轎車的I曲線和線 由于捷達轎車設計為輕型客車后鼓式制動器,現(xiàn)代轎車狀況良好,特別是高等級公路的高速行駛要求,可以選擇同步附著系數(shù)。則: 通過3.10型和3.11型不難獲得任何附著系數(shù)的路面,前后輪被鎖定在前后輪軸輪力上并充分利用條件。公式3.11: （3.12） 由式3.10，式3.11得： （3.13） 則: 在同步附著系數(shù)前后輪同時抱死的路面上行駛時所得到的地面制動力 前輪 ： 后輪： 3.4　制動器制動力分配系數(shù) （1）分配系數(shù) （3.14） （3.15） （3.16） 可得: 即： （3.17） 其中: 取 得到: （2）同步附著系數(shù) （3.18） 將代入下式得 （3.19） （3.20） ①在同步附著系數(shù)前后輪同時抱死的路面上行駛時所得到的地面制動力 前輪 ： （3.21） （3.22） 后輪： （3.23） （3.24） 3.5　鼓式制動器的主要參數(shù)及其確定 制動鼓應該有足夠的壁厚,以確保更大的剛度和熱容量,以減少在制動過程中的溫度上升。 3.5.1　制動鼓內(nèi)徑D 圖3.4 鼓式制動器的幾何參數(shù) 輸入力一定時，制動鼓內(nèi)徑越大，制動力矩越大，且散熱能力也越強。但增大D(圖3.4)受輪輞內(nèi)徑限制。制動鼓與輪輞之間應保持足夠的間隙，通常要求該間隙不小于20mm．否則不僅制動鼓散熱條件太差，而且輪輞受熱后可能粘住內(nèi)胎或烤壞氣門嘴。制動鼓直徑與輪輞直徑之比的范圍如下： 客車:0.74 貨車:0.83 依據(jù)輪胎型號：185/60R14 85H 于是， 得輪輞直徑Dr Dr =25.4 x14=355.6 mm （1 in=25.4mm） 取 D／Dr=0.64～0.74 則制動鼓內(nèi)徑直徑： D=（0.64～0.74）x Dr=227.584～263.144mm 參照中華人民共和國專業(yè)標準 QC/T 309—1999 《制動鼓工作直徑及制動蹄片寬度尺寸系列》 取 D=230mm 制動鼓壁厚的選取主要是從剛度和強度方面考慮。壁厚取大些也有助于增大熱容量，但試驗表明，壁厚從11mm增至20mm，摩擦表面平均最高溫度變化并不大。一般鑄造制動鼓的壁厚：轎車為7～12mm，中、重型貨車為13～18mm。 由于本設計的對象是轎車，所以選取制動鼓壁厚為7mm。 3.5.2　摩擦村片寬度b和包角β 摩擦村片寬度尺寸b的選取對摩擦襯片的使用壽命有影響。襯片寬度尺寸取窄些，則磨損速度快，襯片壽命短；若襯片寬度尺寸取寬些，則質(zhì)量大，不易加工，并且增加了成本。 試驗表明，摩擦襯片包角β=90°～100°時，磨損最小，制動鼓溫度最低，且制動效能最高。β角減小雖然有利于散熱，但單位壓力過高將加速磨損。實際上包角兩端處單位壓力最小，因此過分延伸襯片的兩端以加大包角，對減小單位壓力的作用不大，而且將使制動不平順，容易使制動器發(fā)生自鎖。因此，包角一般不宜大于120°。 取 β=100° 表3.1 制動器襯片摩擦面積A 汽車類別 汽車總質(zhì)量m/t 單個制動器總的襯片摩擦面積 A/ 轎車 0.9～1.5 100～200 1.5～2.5 200～300 1.0～1.5 120～200 1.5～2.5 150～250（多為150～200） 2.5～3.5 250～400 客車與貨車 3.5～7.0 300～650 7.0～12.0 550～1000 12.0～17.0 600～1500（多為600～1200） 摩擦襯片寬度b較大可以降低單位壓力、減少磨損，但過大則不易保證與制動鼓全面接觸。通常是根據(jù)在緊急制動時使其單位壓力不超過2.5MPa的條件來選擇襯片寬度b的。設計時應盡量按摩擦片的產(chǎn)品規(guī)格選擇b值。另外，根據(jù)國外統(tǒng)計資料可知，單個鼓式車輪制動器總的襯片摩擦面積隨汽車總質(zhì)量的增大而增大，而單個摩擦襯片的摩擦面積A又決定于制動鼓半徑R、襯片寬度b及包角β，即 （3.25） 式中β是以弧度(rad)為單位，當A，R，β確定后，由上式也可初選襯片寬b的尺寸。 制動器各蹄摩擦襯片總摩擦面積愈大，則制動時產(chǎn)生的單位面積正壓力愈小，從而磨損亦愈小。 摩擦襯片的摩擦面積取200cm2,襯片寬b為45mm。見表3.1； 3.5.3　摩擦襯片起始角β0 一般將襯片布置在制動碲的中央，即令。有時為了適應單位壓力的分布情況，將襯片相對于最大壓力點對稱布置，以改善磨損均勻性和制動效能。 此設計中 令 （3.26） 3.5.4　制動器中心到張開力P作用線的距離a 在輪缸或制動凸輪可設置在制動鼓的條件下。距離A應盡可能大，以提高制動效能。 取 （3.27） 3.5.5　制動蹄支承點位置坐標a和c 圖3.4 鼓式制動器主要幾何參數(shù) C應盡可能大,而K應盡可能小,同時確保兩端的蹄兩端不互相干擾(圖3.4)。 （3.28） 3.5.6　摩擦片摩擦系數(shù)? 摩擦片摩擦系數(shù)對制動力矩的影響很大，選擇摩擦片時不僅希望其摩擦系數(shù)要高些，更要求其熱穩(wěn)定性要好，受溫度和壓力的影響要小。不能單純地追求摩擦材料的高摩擦系數(shù)，應提高對摩擦系數(shù)的穩(wěn)定性和降低制動器對摩擦系數(shù)偏離正常值的敏感性的要求，后者對蹄式制動器是非常重要的。各種制動器用摩擦材料的摩擦系數(shù)的穩(wěn)定值約為0.3～0.5，少數(shù)可達0.7。一般說來，摩擦系數(shù)愈高的材料，其耐磨性愈差。所以在制動器設計時并非一定要追求高摩擦系數(shù)的材料[9]。當前國產(chǎn)的制動摩擦片材料在溫度低于250℃時，保持摩擦系數(shù)已無大問題。本設計取=0.3。 3.6　制動器主要零部件的結(jié)構設計 3.6.1　制動鼓 制動鼓應具有非常好的剛性和大的熱容量，制動時溫升不應超過極限值。制動鼓材料應與摩擦襯片相匹配，以保證具有高的摩擦系數(shù)并使工作表面磨損均勻。 制動鼓相對于輪轂的對中是圓柱表面的配合來定位，并在兩者裝配緊固后精加工制動鼓內(nèi)工作表面，以保證兩者的軸線重合。兩者裝配后還需進行動平衡。其許用不平衡度對轎車為15N·cm～20 N·cm；對貨車為30 N·cm～40 N·cm。微型轎車要求其制動鼓工作表面的圓度和同軸度公差＜0.03mm，徑向跳動量≤0.05mm，靜不平衡度≤1.5N.cm。 制動鼓壁厚的選取主要是從其剛度和強度方面考慮。壁厚取大些也有利于增大其熱容量，但試驗表明，壁厚由11mm增至20 mm時，摩擦表面的平均最高溫度變化并不大。一般鑄造制動鼓的壁厚：轎車為7mm～12mm；中、重型載貨汽車為13mm～18mm[10]。制動鼓在閉口一側(cè)外緣可開小孔，用于檢查制動器間隙。本次設計采用的材料是HT20-40。 3.6.2　制動蹄 制動蹄腹板和翼緣的厚度，轎車的約為3mm～5mm；貨車的約為5mm～8mm。摩擦襯片的厚度，轎車多為4.5mm～5mm；貨車多為8mm以上。襯片可鉚接或粘貼在制動蹄上，粘貼的允許其磨損厚度較大，使用壽命增長，但不易更換襯片；鉚接的噪聲較小。本次制動蹄采用的材料為HT200。 3.6.3　制動底板 制動底板是除制動鼓外制動器各零件的安裝基體，應保證各安裝零件相互間的正確位置。制功底板承受著制動器工作時的制動反力矩，因此它應有足夠的剛度。為此，由鋼板沖壓成形的制動底板均只有凹凸起伏的形狀。重型汽車則采用可鍛鑄鐵KTH370—12的制動底板[11]。剛度不足會使制動力矩減小，踏板行程加大，襯片磨損也不均勻。本次設計采用45號鋼。 3.6.4　制動蹄的支承 二自由度制動蹄的支承，結(jié)構簡單，并能使制動蹄相對制動鼓自行定位。為了使具有支承銷的一個自由度的制動蹄的工作表面與制動鼓的工作表面同軸心，應使支承位置可調(diào)。例如采用偏心支承銷或偏心輪。支承銷由45號鋼制造并高頻淬火。其支座為可鍛鑄鐵(KTH370—12)或球墨鑄鐵(QT400—18)件。 具有長支承銷的支承能可靠地保持制動蹄的正確安裝位置，避免側(cè)向偏擺。有時在制動底板上附加一壓緊裝置，使制動蹄中部靠向制動底板，而在輪缸活塞頂塊上或在張開機構調(diào)整推桿端部開槽供制動蹄腹板張開端插入，以保持制動蹄的正確位置。 3.6.5　制動輪缸 制功輪缸為液壓制動系采用的活塞式制動蹄張開機構，其結(jié)構簡單，在車輪制動器中布置方便。輪缸的缸體由灰鑄鐵HT250制成。其缸體為通孔，需鏜磨?；钊射X合金制造?；钊舛藟河袖撝频拈_槽頂塊，以支承插人槽中的制動蹄腹板端部或端部接頭。輪缸的工作腔由裝在活塞上的橡膠密封圈或靠在活塞內(nèi)端面處的橡膠皮碗密封。多數(shù)制動輪缸有兩個等直徑活塞；少數(shù)有四個等直徑活塞；雙領路式制動器的兩蹄則各用一個單活塞制動輪缸推動[12]。缸體內(nèi)孔直徑為20，根據(jù)表3.1選取缸體內(nèi)孔直徑尺寸公差。 表3.1 缸體內(nèi)孔尺寸公差 輪缸內(nèi)孔直徑，D0≤29mm H9 輪缸內(nèi)孔直徑，D0>29mm H8 3.7　制動器受力分析及最大制動力的確定 3.7.1　制動器受力分析 壓力沿襯片長度方向的分布規(guī)律除摩擦襯片因有彈性容易變形外，制動鼓、蹄片和支承也有變形，所以計算法向壓力在摩擦襯片上的分布規(guī)律比較困難。通常只考慮襯片徑向變形的影響，其他零件變形的影響較小而忽略不計。 捷達轎車后輪鼓式制動器是有兩個自由度的緊蹄摩擦襯片的徑向變形規(guī)律。將坐標原點取在制動鼓中心O點。坐標軸線通過蹄片的瞬時轉(zhuǎn)動中心A點。 制動時，由于摩擦襯片變形，蹄片一面繞瞬時轉(zhuǎn)動中心轉(zhuǎn)動，一面順著摩擦力作用的方向沿支承面移動。結(jié)果使蹄片中心位于O點，因而未變形的摩擦襯片的表面輪廓（EE線），就沿OO方向移動進入制動鼓內(nèi)。顯然，表面上所有點在這個方向上的變形是一樣的位于半徑OB上的任意的點B的變形就BB線段，其徑向變形分量是這個線段在半徑OB延長線上的投影，即BC線段。所以同樣一些點的徑向變形δ為 （3.29） 考慮到和，所以對于緊蹄的徑向變形δ和壓力P為 （3.30） （3.31） 式中，α為任意半徑O B和軸之間的夾角；ψ為半徑O B和最大壓力線OO之間的夾角；φ為x軸和最大壓力線OO之間的夾角。也就是說，浮式蹄支承在任意斜支座面上時，其理論壓力分布規(guī)律仍為正弦分布，但其最大壓力點在何處，難以判斷。 圖3.5 計算摩擦襯片徑向變形簡圖 （a) 有兩個自由度的緊蹄 （b） 有一個自由度的緊蹄 3.7.2　制動器最大制動力矩 對于選取較大的各類汽車，應從保證汽車制動時的穩(wěn)定性出發(fā)，來確定各軸的最大制動力矩。當＞時，相應的極限制動強度q＜，故所需的后軸和前軸的最大制動力矩為 （3.32） （3.33） 其中： β為前后輪制動力分配系數(shù) （3.34） 則 （3.35） 單個后輪制動器產(chǎn)生的制動力矩為： （3.36） 單個前輪制動器產(chǎn)生的制動力矩為： 北華航天工業(yè)學院學院畢業(yè)論文 第4章　　校 核 4.1　制動器的熱容量和溫升的核算 應核算制動器的熱容量和溫升是否滿足如下條件： （4.1） ——制動鼓總質(zhì)量；原=18kg ——加熱的金屬零件的總質(zhì)量(如車輪,輪輻、輪輞、制動鼓)連接到制動鼓；初級=28kg ——制動鼓材料的比熱容、鑄鐵=482J／(kg·K)，鋁合金C =880J／(kg·K)；=482J／(kg·K) ——制動鼓的溫度上升(強烈制動= 30公里/小時完全停止),主要的溫度不應超過15攝氏度,13攝氏度； L——滿載汽車制動時由動能轉(zhuǎn)變的熱能，因制動過程迅速，可以認為制動生成的熱能全部為前、后制動器所吸收，并按前、后軸制動力的分配比率分配給前、后制動器， 即 （4.2） （4.3） 式中： ——滿載汽車總質(zhì)量；=1450kg ——汽車制動時的初速度，可?。? ——汽車制動器制動力分配系數(shù)，=0.656 北華航天工業(yè)學院畢業(yè)論文 （4.4） 而符合要求 所以制動器的熱容量與升溫符合要求。 4.2　制動器的校核 4.2.1　摩擦襯片所受力的校核 為了保證設計的合理性,制動器可以達到設計的目的,必須滿足: （4.5） 建議采取的液壓泵F = 4000n推力,因為摩擦襯片和壓力 （4.6） 其中： P——摩擦襯片所受的壓力 ——摩擦襯片的摩擦因數(shù) r——制動鼓內(nèi)半徑 ——后輪的制動力矩 ——車輪有效半徑。 所以 ： 因此,所取的液壓泵的推力符合條件。 4.3　駐車制動的計算 4.3.1　汽車可能停駐的極限上坡路傾斜角 圖4.1 汽車在上坡路上停駐時的受力簡圖 （4.7） 式中：：車輪與地面摩擦系數(shù)，取0.7； ：汽車質(zhì)心至前軸間距離； ：軸距; ：汽車質(zhì)心高度。 最大停止高度不應小于16%~20%,滿足要求。 4.3.2　汽車可能停駐的極限下坡路傾斜角 （4.8） 最大停止高度不應小于16%~20%,滿足要求。 4.4　制動減速度和制動距離 4.4.1　最大減速度 在不同的路面上，由于地面制動力為： （4.9） 故汽車能達到的減速度（m/s2)為： （4.10） 若允許汽車的前輪后輪同時抱死，則： （4.11） 式中：滑動附著系數(shù) 重力加速度 制動初速度 代入數(shù)據(jù)得： 制動距離： （4.12） 式中：-汽車初速度 -制動踏板開始移動到產(chǎn)生減速度的時間（克服蹄片與制動鼓之間的間隙）此處取=0.1s -制動踏板開始動作將減速時間(克服制動蹄片與制動鼓之間的間隙),其中= 0.1s減速產(chǎn)生最大的到達時間。在這里,以= 0.4s 代入數(shù)據(jù)得制動距離： 從上面的計算可以看出來：在=0.7時，在最大制動液壓637~813Kpa（6.5~8.3kgf/）的下限，即最大制動液壓為637Kpa下的制動減速度Jmax（6.5）=6.77（）,在車速為30km/h時的制動距離S（6.5）=8.06（m），達到了制動距離不大于10m的設計要求。 北華航天工業(yè)學院畢業(yè)論文 下圖為=0.7時汽車在不同的制動氣壓下得到的制動距離和制動減速： 圖4.1同液壓下的制動減速 圖4.2 不同液壓下的制動距離 5 基于UG的鼓式制動器結(jié)構設計 第5章　　基于UG的鼓式制動器結(jié)構設計 5.1　UG軟件介紹 5.1.1　UG NX的技術 UG是 Unigraphics的縮寫，這是一個交互式CAD/CAM(計算機輔助設計與計算機輔助制造)系統(tǒng)，它功能強大，可以輕松實現(xiàn)各種復雜實體及造型的建構。它在誕生之初主要基于工作站，但隨著PC硬件的發(fā)展和個人用戶的迅速增長，在PC上的應用取得了迅猛的增長，目前已經(jīng)成為模具行業(yè)三維設計的一個主流應用。 UG的目標是用最新的數(shù)學技術，即自適應局部網(wǎng)格加密、多重網(wǎng)格和并行計算，為復雜應用問題的求解提供一個靈活的可再使用的軟件基礎。 5.1.2　優(yōu)勢 來自Siemens PLM 的NX使企業(yè)能夠通過新一代數(shù)字化產(chǎn)品開發(fā)系統(tǒng)實現(xiàn)向產(chǎn)品全生命周期管理轉(zhuǎn)型的目標。 NX 包含了企業(yè)中應用最廣泛的集成應用套件，用于產(chǎn)品設計、工程和制造全范圍的開發(fā)過程。 NX 是 UGS PLM 新一代數(shù)字化產(chǎn)品開發(fā)系統(tǒng)，它可以通過過程變更來驅(qū)動產(chǎn)品革新。 NX 獨特之處是其知識管理基礎，它使得工程專業(yè)人員能夠推動革新以創(chuàng)造出更大的利潤。 NX 可以管理生產(chǎn)和系統(tǒng)性能知識，根據(jù)已知準則來確認每一設計決策。 NX 建立在為客戶提供無與倫比的解決方案的成功經(jīng)驗基礎之上，這些解決方案可以全面地改善設計過程的效率，削減成本，并縮短進入市場的時間。 通過再一次將注意力集中于跨越整個產(chǎn)品生命周期的技術創(chuàng)新， NX 的成功已經(jīng)得到了充分的證實。這些目標使得 NX 通過無可匹敵的全范圍產(chǎn)品檢驗應用和過程自動化工具，把產(chǎn)品制造早期的從概念到生產(chǎn)的過程都集成到一個實現(xiàn)數(shù)字化管理和協(xié)同的框架中。 5.1.3　主要功能 (1) （1） 工業(yè)設計：利用NX建模，工業(yè)設計師能夠迅速地建立和改進復雜的產(chǎn)品形狀，并且使用先進的渲染和可視化工具來最大限度地滿足設計概念的審美要求。 北華航天工業(yè)學院畢業(yè)論文 （2） 產(chǎn)品設計：?NX 具有高性能的機械設計和制圖功能，為制造設計提供了高性能和靈活性，以滿足客戶設計任何復雜產(chǎn)品的需要。 (3) 仿真、確認和優(yōu)化：通過在開發(fā)周期中較早地運用數(shù)字化仿真性能，制造商可以改善產(chǎn)品質(zhì)量，同時減少或消除對于物理樣機的昂貴耗時的設計、構建，以及對變更周期的依賴。 (4)NX加工 UG