小型大众捷达轿车鼓式制动器设计与运动仿真【捷达后轮鼓式制动器含UG三维8张CAD图纸+带开题报告+文献综述t+外文翻译】
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毕业设计报告(论文)报告(论文)题目:小型大众捷达轿车鼓式制动器设计与运动仿真作者所在系部:作者所在专业:作者所在班级:作 者 姓 名 : 作 者 学 号 :指导教师姓名:完 成 时 间 :机电工程学院 摘 要当前,汽车工业成为中国经济发展的支柱产业之一,汽车企业对各系统件的设计需求旺盛。其中,制动器总成是动汽车的一个重要组成部分,它直接影响汽车的安全性能与操控性能。 本课题根据大众捷达轿车的行驶要求,对其后轮制动器进行整体结构设计,目的在于实现汽车在行驶时具备良好的制动性能与操控性能。本毕业设计阐述表明的制动系统是捷达后轮鼓式制动器。阐述了制动方面的发展、分类及鼓式制动器的结构、优缺点等等。通过计算和设计来确定后轮鼓式制动器的制动鼓、制动蹄、制动轮缸等主要零件的主要尺寸和结构,然后画出各零件图和总装图。最后再进行仿真评价分析制动系统的各项指标。通过最后结果显示所设计的制动器总成是适用并且合乎准则完全可用。符合结构简单轻便、造价不高、工作稳当有保障等条件。关键字:UG软件;仿真;制动;鼓式制动器AbstractIn recent years the rapid development of Chinas 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 录摘 要IAbstractII第1章 绪论1.1制动器设计的意义11.2制动器研究现状21.3本次设计鼓式制动器应达到的目标21.4本次鼓式制动器的设计要求2第2章 鼓式制动器的选择2.1鼓式制动器形式方案分析32.2制动器的结构型式及选择32.3鼓式制动器整体方案72.4鼓式制动器装配注意事项8第3章 鼓式制动器的设计计算103.1捷达轿车的主要参数数值103.2同步附着系数的分析103.3车辆前后轮制动力的分析113.4制动器制动力分配系数143.5鼓式制动器的主要参数及其确定163.5.1制动鼓内径D163.5.2摩擦村片宽度b和包角183.5.3摩擦衬片起始角0193.5.4制动器中心和张开力F0作用线之间的距离e203.5.5制动蹄支承点位置坐标a和c203.5.6摩擦片摩擦系数213.6制动器主要零部件的结构设计213.6.1制动鼓213.6.2制动蹄213.6.3制动底板223.6.4制动蹄的支承223.6.5制动轮缸223.7制动器受力分析及最大制动力的确定233.7.1制动器受力分析233.7.2制动器最大制动力矩24第4章 校核264.1核算制动器的热容量以及温升264.2制动器的校核274.2.1摩擦衬片所受力的校核274.3驻车制动的计算274.3.1汽车可能停驻的极限上坡路倾斜角274.3.2汽车可能停驻的极限下坡路倾斜角284.4制动减速度和制动距离294.4.1最大减速度29第5章 基于UG的鼓式制动器结构设计315.1 UG软件介绍315.1.1 UG NX的技术315.1.2优势315.1.3主要功能315.2鼓式制动器的三维设计325.2.1制动器制动鼓设计325.2.2制动蹄的设计345.2.3制动器底板的设计355.2.4制动轮缸365.3鼓式制动器摩擦材料的选择365.4鼓式制动器的整体设计375.5鼓式制动器运动仿真分析375.5.1模型的建立与简化375.5.2运动仿真中各运动部件的分析38致 谢43参考文献44IV北华航天工业学院毕业论文第1章绪 论1.制动器设计的意义现在,汽车安全的性能好坏与否尤为重要,因为它已经是人们日常出行乃至各行各业中不可或缺的重要交通工具之一。理所当然的,制动器功能的优劣对整车功能的优劣会有非常大的影响,特别是驾驶员的生命以及财产安全。所以,制动器的设计就显得尤为重要。能形成阻碍车辆运动状态包括趋势的结构件是制动器。通俗的讲制动器的原理是其固定部件赋予旋转部件一个制动力矩,其结果是旋转部件它的转动角速度减小,此外,车轮与路面之间存在附着效应,形成路面作用于车轮上的制动力导致车辆减速1。说到这里就不得不提一下摩擦制动器。它是一种运用固定结构件和旋转结构件两个部件它们的工作面之间的摩擦作用来形成制动力矩的制动器。作为当前汽车应用率最高的制动器即摩擦制动器。它又可以有盘式和鼓式两种类别。鼓式和盘式的工作的面是圆柱形面和端面,旋转结构件是制动鼓和制动盘。鼓式制动器作为制动器的一种,它的设计工作也是整车设计的重要部分。制动踏板、活塞、制动主缸、制动鼓、制动轮缸、制动底板、摩擦片等等主要构件共同组建成鼓式制动器。就制动效能和散热性能来讲盘式比鼓式强了许多。第二种在不同路况下,制动力会产生相当大的变化,很难掌握控制,究其原因便是鼓式的稳定性较差。并且它的散热性能比较差,所以在制动时就会产生非常多的热量。高温时制动块以及轮鼓它们两个很轻易就会形成特别驳杂的形变,伴随而来的就是制动衰退、振抖两种现象,制动效率的减小便是最终的结果2。并且,鼓式要每隔一段时间调控刹车蹄的间隙,情况严重时为了清扫里面积攒的刹车粉还需将其拆卸下来。但是鼓式制动器也有很多可取之处,比如它的成本比较低,而且符合传统的设计。轿车和重型车它们的制动方式分别是前盘后鼓以及四轮鼓式。一致的效能;平滑、渐进的响应;低污染、耐腐蚀;高度可靠;耐久性;耐磨损;设计有效可用的车轮制动器需要合乎以上条件是必须的。45北华航天工业学院毕业论文1.2制动器研究现状由于汽车在行驶时要经常进行制动,所以制动性能的好坏就成了交通以及人身安全的决定性因素。当进行制动操作的时候,车辆会受到和行驶的方向正好相反的外力,然后就可以使汽车的行驶速度逐步减小直至为零。分析制动过程中的受力情况有助于设计和计算,但是这个过程相对有点复杂,所以一般需要建立简化模型来进分析。一般从以下三个方面来分析和评价:a. 制动效能:包括制动的距离以及减速度;b. 制动效能的恒定性:即抗热衰退性;c. 制动时汽车的方向稳定性。1.3本次设计鼓式制动器应达到的目标a. 具有良好的制动效能b. 具有良好的制动效能的稳定性c. 制动时汽车操纵稳定性好d. 制动效能的热稳定性好1.4本次鼓式制动器的设计要求汽车制动器设计既有对整个制动系统的功能和结构需要设计还有对零部件结构和功能也需要设计。而对制动系整体的性能要求,除上述要求以外,还应该达到使用性能相对良好、发生故障比较少等要求。达到各自所需的功能,并具备配合协作能力则是零部件要符合的条件。所以应该先作出综合设计方案,然后根据上述各要求,并考虑制动器的结构形式,以及设计题目的要求等最后再进行设计。第2章鼓式制动器的选择2.1鼓式制动器形式方案分析作为应用率最高的机械摩擦式制动器。为了形成制动力矩并最终让达到汽车减速或者停车的目的它通过采用让旋转结构件件和固定结构件两者工作的面形成摩擦来实现。现代轿车的设计样式一般来讲都是前盘后鼓,这样能让制动功能落实的更好。2.2制动器的结构型式及选择 机械摩擦式样制动器因为转动结构件不同可分成鼓式和盘式。内张类型、外束类型是鼓式制动器的两种分类。以两个带有摩擦衬片作为摩擦元件的制动蹄为内张型,在制动底板上安放制动蹄,制动底板它又紧紧固定在前梁上或者后桥壳的突缘上,安置在轮毂上或者是变速器它的第二个轴后端的那个制动鼓这些是其旋转摩擦原件,蹄式制动器采用制动鼓的内在的表面和制动蹄摩擦片的外在表面形成了两个配对摩擦表面,相对应的再产生位于制动鼓上的摩擦力矩。也就是它叫做蹄式制动器的由来3。以刚度小并带摩擦片为摩擦原件的是外束型;其转动摩擦结构件是制动鼓,并采用制动鼓的圆柱形外在的面和制动带摩擦垫片的里面圆弧状的面作为相配对的摩擦工作面,最终形成赋予在制动鼓上的一个摩擦力矩,这也是它又叫带式制动器的由来。如今此种制动器已极少再被选用。内张型也就是通俗所讲的鼓式制动器。 盘式制动器的转动结构件是有且仅有一个并竖放安置以两个侧边面为作用面的制动盘,它的不动摩擦结构件一般来说制动块位于制动盘的两侧并与摩擦垫相伴随。一旦制动盘卡在制动块两侧紧的时候,摩擦表面就可以形成作用在制动盘上面的摩擦力矩。盘式制动器通常是用来作为轿车的车轮制动器,同时也可以用来作为各种种类汽车的中央制动器4。 车轮制动器一般用来作为行车制动的装置,有的也可以作为驻车制动的作用;但中央制动器只能用作驻车制动器。鼓式制动器和盘式制动器的结构如表2.1所示:北华航天工业学院毕业论文表2.1 制动器的结构型式以制动蹄所受外力的不同情况将鼓式制动器实现分类(如下方图2.1) 图2.1 鼓式制动器的简化图a领从蹄式制动器(以凸轮张开);b领从蹄式制动器(制动轮缸张开) c双领蹄式制动器(是平衡式并不是双向的);d双向双领蹄式制动器;e单向增力式制动器;f双向增力式制动器;根据当制动蹄张开时它的转动方向和制动鼓的转动方向是否一致,可分为领、从蹄。 按照蹄的属性可以将鼓式制动器分为: (1) 领从蹄式制动器 如上图ab,假如上边的转向箭头示意的是制动鼓扭转方向(制动鼓呈现正方向扭转)这时汽车的运动状态是前进状态,那此时蹄1、蹄2分别是领、从蹄。但是当汽车运动状态变为倒车时相对应的制动鼓转的转动方向也会随之变为反方向的转动,这时候蹄2是领蹄,而蹄1是从蹄。如此这般即制动鼓呈现正、反向扭转的时候一直分别各有一个领、从蹄并属于内张型,就叫做领从蹄式制动器。领从蹄式制动器的两个蹄常有固定的支点。张开装置有凸轮式、楔块式、曲柄式和具有两个或四个等直径活塞的制动轮缸式的。后者可保证作用在两蹄上的张开力相等并用液压驱动,而凸轮式、楔块式和曲柄式等张开装置则用气压驱动。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、重型载货汽车的前、后轮以及轿车的后轮制动器。(2) 双领蹄式制动器 根据汽车运动状态不同,领从蹄也会随之发生变化,当汽车前进时两制动蹄皆为领蹄,此为双领蹄式制动器。汽车倒车时,两制动蹄皆为从蹄。因为这样单向双领蹄式制动器是对它的另一种称呼,如图c。 (3) 双向双领蹄式制动器 制动鼓呈现正和反两向扭转的情况下这时两个制动蹄都是领蹄的状态则是双向双领蹄式制动器,如图d。此制动器在汽车处于前进状态和倒退状态的时候它的性能不变,因为这样的特性通常应用于中型或轻型汽车和少数轿车前面和后面的车轮。当作为后制动车轮的制动器,作为后制动轮的制动器,需要特殊的中央制动器。(4)单向增力制动器如图e,两蹄的下半端经过主轴将第二个制动蹄安置在制动底板顶部的销支撑上。倘若汽车的运动状态为前进,则位于第一位置的制动蹄被单活塞当中的制动轮缸推到的方位为制动鼓里面圆柱形状的外表面。制动鼓基于摩擦之后带动第一制动蹄,接着经由顶杆以带动第二制动蹄再通过压至制动鼓工作面达到将它安置在其上方支承销上的目的。由于在普通工作的工况下两个蹄法方向的一对相反的力它们不能相互均衡,这也是它的另一个称呼即非平衡式刹车制动器的由来。当汽车处于向前的状态下制动它比前面所有的制动效果和能力都好,但是当它处于相反状态时制动,它比前面所有的制动效果和能力都差。所以仅仅应用于一小部分轻型中型卡车和汽车上用于做前轮刹车。(5) 双向增力式制动器 如上所述,单向力制动器的单活塞制动轮缸由双活塞制动缸(F)取代。相同的支撑销应一起使用部端,让它改变成双向增力式样制动器。它属于一种不平衡式制动器。本次捷达轿车后轮制动工作选用的是领从蹄式制动器。领从蹄样式的制动器它的每一个蹄片具有各自的稳固支撑点,且两稳固定支撑点在两只蹄相同的一边。有两种样式的打开装置,第一种具备凸轮或楔形打开装置。包括的制动凸轮以及平衡凸块和楔形打开装置中的制动楔形块是飘浮移动的,使得施加在两蹄上的打开力一样。不平衡式的制动凸形轮的中心点是固定好不变的,因而无法确保施加在两蹄上的打开力一样。第二种具有两个相同直径的活塞轮缸(液压力推动),确保了施加在两蹄上的打开力一样。在各种式样的制动器中领从蹄式的效果功能和稳定性能处于中间水平;向前、后两种工况下制动的效果功能一致;结构简化明了,制造代价小比较省钱;安置于驻车制动驱动装置上十分便利;调控蹄片、制动鼓两者之间的缝隙相当便利。领从蹄式有两个大小完全相同的蹄片它们上面的压强不一样,所以导致的后果是两衬片损耗不匀称、可用的时间也不一样。值得一提的是,因为仅仅存在一个轮缸当中,两个蹄产生作用的时候只能处在相同的一个推动回路5。作为高选用率的领从蹄式制动器最多被选用的车型是乘用车以及拥有总质量较轻特质的商用车作为后轮制动器进行制动工作。进行选定鼓式制动器类别的工作:构想设计策划出制动鼓 、回位弹簧、 制动底板 、制动蹄片;并完成设计策划如何完成总成的工作。查阅相关资料得捷达轿车的一些主要技术参数如下:整车质量: 空载:1070kg 满载:1450kg质心位置: 质心距前轴距离:L1=1.087m 质心距后轴距离:L2=1.384m质心高度: 空载时:hg0=0.56m 满载时:hg=0.55m轴 距: L=2.471m满载后轴重: m=750kg车轮工作半径:300mm轮胎规格: 185/60R14 85H满载时轴荷的分配: 前轴负荷56%,后轴负荷44%空载时轴荷的分配: 前轴负荷61%,后轴负荷39%2.3鼓式制动器整体方案捷达轿车后轮鼓式制动器的基本结构及组成。制动器的组成有以下几个部分:a. 旋转部分:制动鼓 b.固定零部件:制动底板、制动蹄c. 张开机构:轮缸 d. 定位调整:调整片,调整拉簧制动蹄在促动装置的作用下向外旋转,外表面的摩擦片压靠到制动鼓的内圆柱面上,对鼓产生制动摩擦力矩。凡对制动蹄端加力并使制动蹄转动的装置统称为制动蹄促动装置,制动蹄促动装置有轮缸、凸轮和楔等。1制动底板 2销轴 3、4、11、12拉簧 5压杆 6制动杆 7带杠杆装置的制动蹄 8支架 9止挡板 10铆钉 13检测孔 14压簧 15夹紧销 16弹簧座 17带斜楔支承的制动蹄 18摩擦衬片 19楔支承 20楔形块 21制动轮缸图2.2 捷达轿车后轮鼓式制动器液压制动轮缸作为制动执行器称为轮缸制动;制动装置为凸轮即凸轮制动;制动执行装置为楔制动称为楔形制动器。2.4鼓式制动器装配注意事项a. 装配后总成应在8820Kpa,液压下工作持续3分钟的强度和密封试验,在此时间内任何部位均不得渗漏,压力降不得大于294Kpa。b. 放气螺钉总成490-588Kpa气压下总成各部位应保证密封,当松开放气螺钉时,气体通畅无阻地从气孔冲出。c. 总成在制动过程中不得发生渗油现象。d. 制动鼓与摩擦片间隙应在0.2mm-0.5mm范围内。e. 总成在正常装配与使用条件下应保证制动灵活轻便不得发生阻碍或卡死现象。3 鼓式制动器的设计计算第3章鼓式制动器的设计计算3.1捷达轿车的主要参数数值整车质量: 空载:1070kg 满载:1450kg质心位置: 质心距前轴距离:L1=1.087m 质心距后轴距离:L2=1.384m质心高度: 空载时:hg0=0.56m 满载时:hg=0.55m轴 距: L=2.471m满载后轴重: m=750kg车轮工作半径:300mm轮胎规格: 185/60R14 85H满载时轴荷的分配: 前轴负荷56%,后轴负荷44%空载时轴荷的分配: 前轴负荷61%,后轴负荷39%以下几种参数对汽车的制动性能也有非常大的影响:制动力及其分配系数、同步附着系数、制动强度、附着系数利用率、最大制动力矩与制动因数等。3.2同步附着系数的分析(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。根据相关资料查出普通轿车0.8,故取=0.7北华航天工业学院毕业论文3.3车辆前后轮制动力的分析当车辆处于制动状态时,如果忽略车轮对车轮的转动惯量和汽车转动质量的转动惯量, 为车轮在任意转速下的力矩平衡方程: (3.1)式中: 制动力矩作用于车轮,即制动摩擦扭矩, 其方向与车轮旋转方向相反,Nm;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;车轮的有效半径m。令 (3.2) 并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,因此又称为制动周缘力。与地面制动力的方向相反,当车轮角速度0时,大小亦相等,且仅由制动器结构参数所决定。即取决于制动器的结构型式、尺寸、摩擦副的摩擦系数及车轮有效半径等,并与制动踏板力即制动系的液压或气压成正比。当加大踏板力以加大,和均随之增大。但地面制动力受着附着条件的限制,其值不可能大于附着力,即 (3.3)或 (3.4)式中:轮胎与地面间的附着系数; Z地面对车轮的法向反力。当制动器制动力和地面制动力达到附着力值时,车轮即被抱死并在地面上滑移。此后制动力矩即表现为静摩擦力矩,而即成为与相平衡以阻止车轮再旋转的周缘力的极限值。当制动到=0以后,地面制动力达到附着力值后就不再增大,而制动器制动力由于踏板力的增大使摩擦力矩增大而继续上升(见图3.1)。图3.1 制动器制动力Ff、地面制动力FB与踏板力Fp的关系通过对整个车辆制动过程中的力学分析,对前后轴车轮的正常反力可以考虑轴重转移制动时得到的,和Z1(Z2)如下:(3.5) (3.5) (3.6)式中:汽车所受重力; 汽车轴距; 汽车质心离前轴距离; 汽车质心离后轴距离; 汽车质心高度; 重力加速度; 汽车制动减速度。 汽车总的地面制动力为 (3.7) 式中 中等制动强度,也叫减速或制动力; ,前后轴车轮的地面制动力。 由以上两式可求得前、后轴车轮附着力为: (3.8) (3.9)上式表明:汽车在附着系数为任意确定值的路面上制动时,各轴附着力即极限制动力并非为常数,而是制动强度q或总制动力的函数。当汽车各车轮制动器的制动力足够时,根据汽车前、后轴的轴荷分配,前、后车轮制动器制动力的分配、道路附着系数和坡度情况等,制动过程可能出现的情况有三种,即(1)前轮先抱死拖滑,然后后轮再抱死拖滑;(2后轮先抱死拖滑,然后前轮再抱死拖滑;(3)前、后轮同时抱死拖滑。在上述三种情况下,最明显的接触条件的最好。= (3.10) (3.11)式中 :前轴车轮的制动器制动力, ; 后轴车轮的制动器制动力, ; 前轴车轮的地面制动力; 后轴车轮的地面制动力; ,地面对前后轮轴的正常反应; 汽车重力; ,汽车质心离前、后轴距离; 汽车质心高度。图3.2 某轿车的I曲线和线由于捷达轿车设计为轻型客车后鼓式制动器,现代轿车状况良好,特别是高等级公路的高速行驶要求,可以选择同步附着系数。则: 通过3.10型和3.11型不难获得任何附着系数的路面,前后轮被锁定在前后轮轴轮力上并充分利用条件。公式3.11: (3.12)由式3.10,式3.11得: (3.13)则: 在同步附着系数前后轮同时抱死的路面上行驶时所得到的地面制动力前轮 : 后轮: 3.4制动器制动力分配系数(1)分配系数 (3.14) (3.15) (3.16)可得: 即: (3.17)其中: 取得到: (2)同步附着系数 (3.18) 将代入下式得 (3.19) (3.20) 在同步附着系数前后轮同时抱死的路面上行驶时所得到的地面制动力前轮 : (3.21) (3.22) 后轮: (3.23) (3.24) 3.5鼓式制动器的主要参数及其确定制动鼓应该有足够的壁厚,以确保更大的刚度和热容量,以减少在制动过程中的温度上升。3.5.1制动鼓内径D图3.4 鼓式制动器的几何参数输入力一定时,制动鼓内径越大,制动力矩越大,且散热能力也越强。但增大D(图3.4)受轮辋内径限制。制动鼓与轮辋之间应保持足够的间隙,通常要求该间隙不小于20mm否则不仅制动鼓散热条件太差,而且轮辋受热后可能粘住内胎或烤坏气门嘴。制动鼓直径与轮辋直径之比的范围如下:客车:0.74货车:0.83依据轮胎型号:185/60R14 85H 于是, 得轮辋直径Dr Dr =25.4 x14=355.6 mm (1 in=25.4mm)取 DDr=0.640.74 则制动鼓内径直径: D=(0.640.74)x Dr=227.584263.144mm参照中华人民共和国专业标准 QC/T 3091999 制动鼓工作直径及制动蹄片宽度尺寸系列 取 D=230mm制动鼓壁厚的选取主要是从刚度和强度方面考虑。壁厚取大些也有助于增大热容量,但试验表明,壁厚从11mm增至20mm,摩擦表面平均最高温度变化并不大。一般铸造制动鼓的壁厚:轿车为712mm,中、重型货车为1318mm。由于本设计的对象是轿车,所以选取制动鼓壁厚为7mm。3.5.2摩擦村片宽度b和包角摩擦村片宽度尺寸b的选取对摩擦衬片的使用寿命有影响。衬片宽度尺寸取窄些,则磨损速度快,衬片寿命短;若衬片宽度尺寸取宽些,则质量大,不易加工,并且增加了成本。试验表明,摩擦衬片包角=90100时,磨损最小,制动鼓温度最低,且制动效能最高。角减小虽然有利于散热,但单位压力过高将加速磨损。实际上包角两端处单位压力最小,因此过分延伸衬片的两端以加大包角,对减小单位压力的作用不大,而且将使制动不平顺,容易使制动器发生自锁。因此,包角一般不宜大于120。取 =100 表3.1 制动器衬片摩擦面积A汽车类别 汽车总质量m/t 单个制动器总的衬片摩擦面积 A/轿车 0.91.5 100200 1.52.5 200300 1.01.5 120200 1.52.5 150250(多为150200) 2.53.5 250400客车与货车 3.57.0 300650 7.012.0 5501000 12.017.0 6001500(多为6001200)摩擦衬片宽度b较大可以降低单位压力、减少磨损,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其单位压力不超过2.5MPa的条件来选择衬片宽度b的。设计时应尽量按摩擦片的产品规格选择b值。另外,根据国外统计资料可知,单个鼓式车轮制动器总的衬片摩擦面积随汽车总质量的增大而增大,而单个摩擦衬片的摩擦面积A又决定于制动鼓半径R、衬片宽度b及包角,即 (3.25)式中是以弧度(rad)为单位,当A,R,确定后,由上式也可初选衬片宽b的尺寸。制动器各蹄摩擦衬片总摩擦面积愈大,则制动时产生的单位面积正压力愈小,从而磨损亦愈小。摩擦衬片的摩擦面积取200cm2,衬片宽b为45mm。见表3.1;3.5.3摩擦衬片起始角0一般将衬片布置在制动碲的中央,即令。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,以改善磨损均匀性和制动效能。此设计中令 (3.26) 3.5.4制动器中心到张开力P作用线的距离a在轮缸或制动凸轮可设置在制动鼓的条件下。距离A应尽可能大,以提高制动效能。取 (3.27)3.5.5制动蹄支承点位置坐标a和c图3.4 鼓式制动器主要几何参数C应尽可能大,而K应尽可能小,同时确保两端的蹄两端不互相干扰(图3.4)。 (3.28)3.5.6摩擦片摩擦系数摩擦片摩擦系数对制动力矩的影响很大,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。不能单纯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的要求,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0.30.5,少数可达0.7。一般说来,摩擦系数愈高的材料,其耐磨性愈差。所以在制动器设计时并非一定要追求高摩擦系数的材料9。当前国产的制动摩擦片材料在温度低于250时,保持摩擦系数已无大问题。本设计取=0.3。3.6制动器主要零部件的结构设计3.6.1制动鼓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。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15Ncm20 Ncm;对货车为30 Ncm40 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.cm。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11mm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7mm12mm;中、重型载货汽车为13mm18mm10。制动鼓在闭口一侧外缘可开小孔,用于检查制动器间隙。本次设计采用的材料是HT20-40。3.6.2制动蹄制动蹄腹板和翼缘的厚度,轿车的约为3mm5mm;货车的约为5mm8mm。摩擦衬片的厚度,轿车多为4.5mm5mm;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。本次制动蹄采用的材料为HT200。3.6.3制动底板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。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。重型汽车则采用可锻铸铁KTH37012的制动底板11。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45号钢。3.6.4制动蹄的支承二自由度制动蹄的支承,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。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。3.6.5制动轮缸制功轮缸为液压制动系采用的活塞式制动蹄张开机构,其结构简单,在车轮制动器中布置方便。轮缸的缸体由灰铸铁HT250制成。其缸体为通孔,需镗磨。活塞由铝合金制造。活塞外端压有钢制的开槽顶块,以支承插人槽中的制动蹄腹板端部或端部接头。轮缸的工作腔由装在活塞上的橡胶密封圈或靠在活塞内端面处的橡胶皮碗密封。多数制动轮缸有两个等直径活塞;少数有四个等直径活塞;双领路式制动器的两蹄则各用一个单活塞制动轮缸推动12。缸体内孔直径为20,根据表3.1选取缸体内孔直径尺寸公差。表3.1 缸体内孔尺寸公差 轮缸内孔直径,D029mmH9 轮缸内孔直径,D029mmH83.7制动器受力分析及最大制动力的确定3.7.1制动器受力分析压力沿衬片长度方向的分布规律除摩擦衬片因有弹性容易变形外,制动鼓、蹄片和支承也有变形,所以计算法向压力在摩擦衬片上的分布规律比较困难。通常只考虑衬片径向变形的影响,其他零件变形的影响较小而忽略不计。捷达轿车后轮鼓式制动器是有两个自由度的紧蹄摩擦衬片的径向变形规律。将坐标原点取在制动鼓中心O点。坐标轴线通过蹄片的瞬时转动中心A点。制动时,由于摩擦衬片变形,蹄片一面绕瞬时转动中心转动,一面顺着摩擦力作用的方向沿支承面移动。结果使蹄片中心位于O点,因而未变形的摩擦衬片的表面轮廓(EE线),就沿OO方向移动进入制动鼓内。显然,表面上所有点在这个方向上的变形是一样的位于半径OB上的任意的点B的变形就BB线段,其径向变形分量是这个线段在半径OB延长线上的投影,即BC线段。所以同样一些点的径向变形为 (3.29)考虑到和,所以对于紧蹄的径向变形和压力P为 (3.30) (3.31)式中,为任意半径O B和轴之间的夹角;为半径O B和最大压力线OO之间的夹角;为x轴和最大压力线OO之间的夹角。也就是说,浮式蹄支承在任意斜支座面上时,其理论压力分布规律仍为正弦分布,但其最大压力点在何处,难以判断。图3.5 计算摩擦衬片径向变形简图(a) 有两个自由度的紧蹄 (b) 有一个自由度的紧蹄3.7.2制动器最大制动力矩对于选取较大的各类汽车,应从保证汽车制动时的稳定性出发,来确定各轴的最大制动力矩。当时,相应的极限制动强度q,故所需的后轴和前轴的最大制动力矩为 (3.32) (3.33) 其中: 为前后轮制动力分配系数 (3.34) 则 (3.35) 单个后轮制动器产生的制动力矩为: (3.36) 单个前轮制动器产生的制动力矩为: 北华航天工业学院学院毕业论文第4章校 核 4.1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: (4.1) 制动鼓总质量;原=18kg 加热的金属零件的总质量(如车轮,轮辐、轮辋、制动鼓)连接到制动鼓;初级=28kg 制动鼓材料的比热容、铸铁=482J(kgK),铝合金C =880J(kgK);=482J(kgK) 制动鼓的温度上升(强烈制动= 30公里/小时完全停止),主要的温度不应超过15摄氏度,13摄氏度; L满载汽车制动时由动能转变的热能,因制动过程迅速,可以认为制动生成的热能全部为前、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 (4.2) (4.3) 式中: 满载汽车总质量;=1450kg 汽车制动时的初速度,可取; 汽车制动器制动力分配系数,=0.656 北华航天工业学院毕业论文 (4.4) 而符合要求所以制动器的热容量与升温符合要求。4.2制动器的校核4.2.1摩擦衬片所受力的校核为了保证设计的合理性,制动器可以达到设计的目的,必须满足: (4.5)建议采取的液压泵F = 4000n推力,因为摩擦衬片和压力 (4.6) 其中: P摩擦衬片所受的压力 摩擦衬片的摩擦因数 r制动鼓内半径 后轮的制动力矩 车轮有效半径。所以 : 因此,所取的液压泵的推力符合条件。 4.3驻车制动的计算4.3.1汽车可能停驻的极限上坡路倾斜角 图4.1 汽车在上坡路上停驻时的受力简图 (4.7) 式中:车轮与地面摩擦系数,取0.7; :汽车质心至前轴间距离; :轴距; :汽车质心高度。最大停止高度不应小于16%20%,满足要求。4.3.2汽车可能停驻的极限下坡路倾斜角 (4.8) 最大停止高度不应小于16%20%,满足要求。4.4制动减速度和制动距离4.4.1最大减速度在不同的路面上,由于地面制动力为: (4.9)故汽车能达到的减速度(m/s2)为: (4.10)若允许汽车的前轮后轮同时抱死,则: (4.11)式中:滑动附着系数 重力加速度 制动初速度 代入数据得:制动距离: (4.12) 式中:-汽车初速度 -制动踏板开始移动到产生减速度的时间(克服蹄片与制动鼓之间的间隙)此处取=0.1s -制动踏板开始动作将减速时间(克服制动蹄片与制动鼓之间的间隙),其中= 0.1s减速产生最大的到达时间。在这里,以= 0.4s 代入数据得制动距离:从上面的计算可以看出来:在=0.7时,在最大制动液压637813Kpa(6.58.3kgf/)的下限,即最大制动液压为637Kpa下的制动减速度Jmax(6.5)=6.77(),在车速为30km/h时的制动距离S(6.5)=8.06(m),达到了制动距离不大于10m的设计要求。北华航天工业学院毕业论文下图为=0.7时汽车在不同的制动气压下得到的制动距离和制动减速:图4.1同液压下的制动减速图4.2 不同液压下的制动距离5 基于UG的鼓式制动器结构设计第5章基于UG的鼓式制动器结构设计5.1UG软件介绍5.1.1UG NX的技术UG是 Unigraphics的缩写,这是一个交互式CAD/CAM(计算机辅助设计与计算机辅助制造)系统,它功能强大,可以轻松实现各种复杂实体及造型的建构。它在诞生之初主要基于工作站,但随着PC硬件的发展和个人用户的迅速增长,在PC上的应用取得了迅猛的增长,目前已经成为模具行业三维设计的一个主流应用。UG的目标是用最新的数学技术,即自适应局部网格加密、多重网格和并行计算,为复杂应用问题的求解提供一个灵活的可再使用的软件基础。5.1.2优势来自Siemens PLM 的NX使企业能够通过新一代数字化产品开发系统实现向产品全生命周期管理转型的目标。 NX 包含了企业中应用最广泛的集成应用套件,用于产品设计、工程和制造全范围的开发过程。NX 是 UGS PLM 新一代数字化产品开发系统,它可以通过过程变更来驱动产品革新。 NX 独特之处是其知识管理基础,它使得工程专业人员能够推动革新以创造出更大的利润。 NX 可以管理生产和系统性能知识,根据已知准则来确认每一设计决策。NX 建立在为客户提供无与伦比的解决方案的成功经验基础之上,这些解决方案可以全面地改善设计过程的效率,削减成本,并缩短进入市场的时间。通过再一次将注意力集中于跨越整个产品生命周期的技术创新, NX 的成功已经得到了充分的证实。这些目标使得 NX 通过无可匹敌的全范围产品检验应用和过程自动化工具,把产品制造早期的从概念到生产的过程都集成到一个实现数字化管理和协同的框架中。5.1.3主要功能(1) (1) 工业设计:利用NX建模,工业设计师能够迅速地建立和改进复杂的产品形状,并且使用先进的渲染和可视化工具来最大限度地满足设计概念的审美要求。北华航天工业学院毕业论文(2) 产品设计:NX 具有高性能的机械设计和制图功能,为制造设计提供了高性能和灵活性,以满足客户设计任何复杂产品的需要。(3) 仿真、确认和优化:通过在开发周期中较早地运用数字化仿真性能,制造商可以改善产品质量,同时减少或消除对于物理样机的昂贵耗时的设计、构建,以及对变更周期的依赖。(4)NX加工UG NX加工基础模块提供联接UG所有加工模块的基础框架,它为UG NX所有加工模块提供一个相同的、界面
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