某型轿车盘式制动器的结构设计与性能仿真分析【全套含CAD图纸、说明书、三维模型】
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压缩包内含 CAD图纸和三维建模及说明书,咨询 Q 197216396 或 11970985 I 目 录 摘 要 III Abstract IV 1绪论 1 1.1引 言 .1 1.2制动器的发展现状和发展方向 1 1.3制动系统简介 1 1.4研究目的和意义 4 2盘式制动器的设计 5 2.1 制动系主要参数的确定 5 2.1.1理想的前后制动力分配曲线 5 2.1.2制动力分配系数曲线与同步附着系数 6 2.1.3附着系数利用率和制动强度 7 2.1.4制动器最大制动力矩 8 2.2基于制动类型选择 9 2.2.1钳盘式制动器分类 9 2.3盘式制动器的设计 .10 2.3.1盘式制动器的参数设计 .10 2.3.2制动缸直径的计算 .11 2.3.3制动盘的选择 .11 2.3.4制动盘内外半径的计算 .12 2.3.5制动块的设计 .13 2.3.6摩擦衬块工作面积的计算 .13 2.3.7摩擦材料及摩擦系数 .13 2.4校核计算 .14 2.4.1衬块磨损特性校核 .14 压缩包内含 CAD图纸和三维建模及说明书,咨询 Q 197216396 或 11970985 II 2.4.2盘式制动器的热容量和温升计算 .15 3三维设计 .16 3.1 CATIA简介 .16 3.2零件设计 .16 3.3 装配设计 .17 4基于 CATIA和 ANSYS的制动器性能仿真分析 .19 4.1 零件的前处理 .20 4.1.1模型的简化 .20 4.1.2材料定义 .20 4.1.3网格化分 .20 4.2 基于 CATIA的制动盘的最大应力分析 21 4.3 基于 ANSYS的制动盘的模态分析 .23 4.4本章小结 .28 5 总结与展望 29 参考文献 30 致谢 31 压缩包内含 CAD图纸和三维建模及说明书,咨询 Q 197216396 或 11970985 III 压缩包内含 CAD图纸和三维建模及说明书,咨询 Q 197216396 或 11970985 IV 压缩包内含 CAD图纸和三维建模及说明书,咨询 Q 197216396 或 11970985 V 压缩包内含 CAD图纸和三维建模及说明书,咨询 Q 197216396 或 11970985 VI 摘要 VII 轿车盘式制动器的结构设计与性能仿真分析 摘 要 制动系统在汽车里扮演着极为重要的角色,本文根据任务书要求设计一款盘式制动 器。在设计过程中,以实际产品为基础,根据我国工厂目前进行制动器新产品开发的一 般程序,并结合理论设计的要求,首先根据给定车型的整车参数和技术要求,确定制动 器的结构形式及、制动器主要参数,然后计算制动器的制动力矩、制动效能因数、耐磨 损特性等,并在此基础上进行制动器主要零部件的结构设计。最后,对制动盘进行仿真 分析并完成装配图和零件图的绘制。 关键词:盘式制动器;盘式制动器参数选择和机构设计;建模与仿真; 压缩包内含 CAD图纸和三维建模及说明书,咨询 Q 197216396 或 11970985 VIII Structural Simulation and Performance Analysis of Car Disc Brake Abstract The brake system plays an extremely important role in the car. This paper designs a disc brake according to the requirements of the mission statement. In the design process, on the basis of actual products, according to the general procedures for the development of new brake products in Chinas factories, combined with the requirements of theoretical design, first determine the structure of the brakes according to the vehicle parameters and technical requirements for a given vehicle model. , The main parameters of the brake, and then calculate the braking torque, brake efficiency factor, wear resistance characteristics, etc., and on this basis, the structure of the main components of the brake design. Finally, simulate the brake disk and complete the drawing of the assembly drawing and the part drawing. Key words:Disc brakes; disc brake parameter selection and mechanism design; CATIA modeling and simulation; 第 1章 绪论 1 1 绪 论 1.1 引 言 汽车制动器是汽车的制动装置,汽车所用的制动器几乎都是摩擦式的,可分为鼓式 和盘式两大类。鼓式制动器摩擦副中的旋转元件为制动鼓,其工作表面为圆柱面;盘式 制动器的旋转元件则为旋转的制动盘,以端面为工作表面。汽车制动器是指产生阻碍车 辆运动或运动趋势的力(制动力)的部件,其中也包括辅助制动系统中的缓速装置。 1.2 制动器的发展现状和发展方向 制动器分为行车制动器,驻车制动器。 在行车过程中,一般都采用行车制动,便于 在前进的过程中减速停车,不单是使汽车保持不动。若行车制动失灵时才采用驻车制动。 当车停稳后,就要使用驻车制动,防止车辆前滑和后溜。 现代汽车制动器的发展起源于原始的机械控制装置,最原始的制动控制只是驾驶员 操纵一组简单的机械装置向制动器施加作用力,那时的汽车重量相对较小,速度比较低, 简单的机械制动差不多能够达到汽车制动所需的要求,但随着汽车自身重量的增加,助 力装置对机械制动器来说越来越显得非常重要。从而开始出现了真空助力装置。1932 年 生产重量为 2860kg 的凯迪拉克 V16 车四轮采用直径 419.1mm 的鼓式制动器,并有制动 踏板控制的真空助力装置。林肯公司也于 1932 年推出 V12 轿车,该车采用通过四根软索 控制真空助力器的鼓式制动器。随着科学技术的发展及汽车工业的发展,尤其是军用车 辆及军用技术的发展,车辆制动有了新的突破,液压制动是继机械制动后的又一重大革 新. DuesenbergEight 车率先使用了轿车液压制动器,克莱斯勒的四轮液压制动器于 1924 年问世,美国通用汽车公司和福特汽车公司分别于 1934 年和 1939 年采用了液压制动技 术。到 20 世纪 50 年代,液压助力制动器才成为现实。经过 80 多年的发展,液压制动技 术是如今最成熟、最经济的制动技术,并应用在当前绝大多数乘用车上。汽车液压制动 系统可以分为行车制动、辅助制动、伺服制动等,主要制动部件包括制动踏板机构、真 空助力器、制动主缸、制动软管、比例阀、制动器和制动警示灯等。在制动系统,真空 助力器、制动主缸和刹车制动器是最为重要的部分,另外,汽车防抱死制动系统(ABS) 也已经成为电子制动的标准配置 1。 1.3 制动系统简介 使汽车的行驶速度可以强制降低的一系列专门装置。制动系统主要由供能装置、控 制装置、传动装置和制动器 4 部分组成。制动系统的主要功用是使行驶中的汽车减速甚 至停车、使下坡行驶的汽车速度保持稳定、使已停驶的汽车保持不动。 第 1章 绪论 2 汽车制动系是用以强制行驶中的汽车减速或停车、使下坡行驶的汽车车速保持稳定 以及使已停驶的汽车在原地(包括在斜坡上)驻留不动的机构。随着高速公路的迅速发展和 车速的提高以及车流密度的日益增大,为了保证行车安全,汽车制动系的工作可靠性显 得日益重要。也只有制动性能良好、制动系工作可靠的汽车,才能充分发挥其动力性能。 汽车制动系至少应有两套独立的制动装置,即行车制动装置和驻车制动装置;重型 汽车或经常在山区行驶的汽车要增设应急制动装置及辅助制动装置;牵引汽车应有自动 制动装置。 行车制动装置用作强制行驶中的汽车减速或停车,并使汽车在下短坡时保持适当的 稳定车速。其驱动机构常采用双回路或多回路结构,以保证其工作可靠。 驻车制动装置用于使汽车可靠而无时间限制地停驻在一定位置甚至斜坡上,它也有 助于汽车在坡路上起步。驻车制动装置应采用机械式驱动机构而不用液压或气压式的, 以免其产生故障。 应急制动装置用于当行车制动装置意外发生故障而失效时,则可利用应急制动装置 的机械力源(如强力压缩弹簧)实现汽车制动。应急制动装置不必是独立的制动系统,它可 利用行车制动装置或驻车制动装置的某些制动器件。应急制动装置也不是每车必备,因 为普通的手力驻车制动器也可以起应急制动的作用。 辅助制动装置用于山区行驶的汽车上,利用发动机排气制动、电涡流或液力缓速器 等辅助制动装置,则可使汽车下长坡时长时间而持续地减低或保持稳定车速并减轻或解 除行车制动器的负荷。通常,在总质量为 5t 以上的客车上和 12t 以上的载货汽车上装备 这种辅助制动减速装置 2。 制动系应满足如下要求: (1)能适应有关标准和法规的规定。各项性能指标除应满足设计任务书的规定和国家 标准、法规制定的有关要求外,也应考虑销售对象国家和地区的法规和用户要求。 我国的强制性标准是 GB12676-1999汽车制动系结构、性能和试验方法 、 GB7258机动车运行安全技术条件。 (2)具有足够的制动效能,包括行车制动效能和驻坡制动效能。 行车制动效能是用在一定的制动初速度下或最大踏板力下的制动减速度和制动距离 两项指标来评定,它是制动性能最基本的评价指标。 我国一般要求制动减速度 j 不小于 0.6g(5.88 ms2),其条件如下:轿车制动初速度 5080km/h、踏板力不大于 400N;小型客车(9 座以下)和轻型货车(总重 3.5t 以下) 制动初速度 5080km/h、踏板力不大于 500N;其它汽车制动初速度 3060km/h、踏板力 不大于 700N。但实际上踏板力值比法规规定小,要考虑操纵轻便性与同类车比较来确定。 驻坡效能是以汽车在良好路面上能可靠而无时间限制地停驻的最大坡度(%)来衡量。 第 1章 绪论 3 一般对轻型货车应不小于 25%,中型货车不小于 20%,牵引车不小于 12%。驻车制动的 手控制力,对于轿车和小型客车不超过 400N,其它车不超过 600N。 (3)工作可靠。汽车至少应有行车制动和驻车制动两套制动装置,且它们的制动驱动 机构应是各自独立的。行车制动装置的制动驱动机构至少应有两套独立的管路,当其中 一套失效时,另一套应必须可以保证汽车刹车效能(即制动效能)不低于正常值的 30%;驻车制动装置应采用工作可靠的机械式制动驱动机构。 (4)制动效能的热稳定性好。汽车的高速制动、短时间内的频繁重复制动,尤其是下 长坡时的连续制动,都会引起制动器的温升过快,温度过高。一般要求在初速为最高车 速的 80%时,以约 0.3g 的减速度重复进行 1520 次制动到初速度的 1/2 的衰退试验后, 其热态制动效能应达到冷态制动效能的 80%以上。 (5)制动效能的水稳定性好。制动器摩擦表面浸水后,会因水的润滑作用使摩擦系数 急剧减小而发生所谓的“ 水衰退 ”现象。一般规定在出水后反复制动 515 次,即应恢复其 制动效能。良好的摩擦材料吸水率低,其摩擦性能恢复迅速。也应防止泥沙、污物等进 入制动器工作表面,否则会使制动效能降低并加速磨损。某些越野汽车为了防止水和泥 沙侵入而采用封闭的制动器。 (6)制动时的操纵稳定性好。即以任何速度制动,汽车都不应当失去操纵性和方向稳 定性。一般要求在进行制动效能试验时,车辆的任何部位不得偏出 3.7m 的试验道。 (7)制动踏板和手柄的位置和行程符合人机工程学要求,即操作方便性好,操纵轻便, 舒适,能减少疲劳。踏板行程:对轿车应不大于 150mm;对货车应不大于 170mm,其中 考虑了摩擦衬片或衬块的容许磨损量。制动手柄行程应不大于 160200mm。 (8)作用滞后的时间要尽可能地短,包括从制动踏板开始动作至达到给定制动效能水 平所需的时间( 制动滞后时间)和从放开踏板至完全解除制动的时间(解除制动滞后时间)。 一般要求这个时间尽可能短,对于气制动车辆不得超过 0.6s,对于汽车列车不得超过 0.8s。 (9)制动时制动系噪声尽可能小,且无异常声响。 (10)与悬架、转向装置不产生运动干涉,在车轮跳动或汽车转向时不会引起自行制动。 (11)制动系中应有音响或光信号等警报装置以便能及时发现制动驱动机件的故障和功 能失效;制动系中也应有必要的安全装置,例如一旦主、挂车之间的连接制动管路损坏, 应有防止压缩空气继续漏失的装置;在行驶过程中挂车一旦脱挂,亦应有安全装置驱使 驻车制动将其停驻。 (12)能全天候使用,气温高时液压制动管路不应有气阻现象;气温低时气制动管路 不应出现结冰。 (13)制动系的机件应使用寿命长、制造成本低;对摩擦材料的选择也应考虑到环保 要求,应力求减小制动时飞散到大气中的有害于人体的石棉纤维 3。 第 1章 绪论 4 1.4 研究目的和意义 汽车制动器是指产生阻碍车辆运动或运动趋势的力(制动力)的部件,其中也包括 辅助制动系统中的缓速装置. 近年来,国内外对汽车制动系统的研究与改进的大部分工 作集中在通过对汽车制动过程的有效控制来提高车辆的制动性能及其稳定性,如 ABS 技 术等,而对制动器本身的研究改进较少。然而,对汽车制动过程的控制效果最终都须通 过制动器来实现,现代汽车普遍采用的摩擦式制动器的实际工作性能是整个制动系中最 复杂、最不稳定的因素,因此改进制动器机构、解决制约其性能的突出问题具有非常重 要的意义,特别是对制动盘的应力应变的仔细分析,使设计更加具有可靠性。 第二章 盘式制动器的设计 5 2 盘式制动器的设计 2.1 制动系主要参数的确定 制动器设计中需要预先给定的参数有:汽车轴距 L;车轮滚动半径 ;汽车空,满载 时的总质量 、ma,;空,满载时的质心位置,包括质心高度 、 ,质心离前轴距离 , , ,质心离后轴轴距 , ;空,满载时的轴荷分配:前轴负荷 , ,后轴负荷 , 1 1 2 2 1 1 2 等。而对于汽车制动性能有重要影响的制动系参数有:制动力及其分配系数,同步附2 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。 由于本文计算时只涉及满载情况,因此下表只给出满载时的各个参数值。结合相关 车型及估算可大致得到制动系的主要基本参数,详见表 2-1。 表 2-1 制动器主要参数 序号 项目名称 具体参数 1 ma(kg) 1810 2 (mm) 450 3 (mm)1 1334.4 4 (mm)2 1445.6 5 (Kg )1 905 6 (Kg )2 905 7 轮胎滚动半径 (mm ) 319.5 注:本文无特殊说明时,计算所用数据均为满载时数据。 2.1.1 理想的前后制动力分配曲线 由参考文献 4可知理想的制动力分配曲线可根据下式绘制: = (2-1)2 1222+41(2+21) 式中: 前、后轴制动器制动力, N;1、 2 G汽车所受重力,N,G= + )*9.8m/s2;( 12 L汽车轴距,mm;L= + ;12 第二章 盘式制动器的设计 6 其余同表 2-1; 由式 2-1 可知,只要给出所设计车辆的总质量、汽车的质心位置,轴距等基本参数就 可以求出理想的前后制动力分配曲线即 I 曲线。I 曲线所表述的是前后轮同时抱死前后制 动器制动力的关系曲线。 同时可在 I 曲线坐标系下绘制任意附着系数 下的前后制动力分配曲线。可按下式进 行绘制: GFf21 (2-2 ) 其中仅 为变量, , 为因变量。初步绘制时取 0.1,0.2,0.31;可以得到一 12 = 组与坐标系成 45的平行线。 2.1.2 制动力分配系数曲线与同步附着系数 通常两轴汽车的前、后制动器制动力之比为固定值。常用前制动器制动力与汽车总 制动器制动力之比来表明分配的比例,称为制动器制动力分配系数,并以符号 表示。即: (2- =1 3) 线为通过原点的一条直线,若其与 I曲线相交于 B点,则此处的附着系数称为同步 附着系数 ,它是汽车制动性能的一个重要参数,由汽车结构参数所决定。同步附着系0 数说明,前、后制动器制动力为固定比值的汽车,只有在一种附着系数,即同步附着系 数路面上制动时才能使前后轮同时抱死 5。 同时制动力分配系数 可由下式求得: (2- =2+0 4) 式中: 满载时,质心距后轴的距离;2 汽车同步附着系数;0 满载时质心高度,mm ; L轮距,mm; 将 0.1,0.2,0.31 带入公式(2-2)中;可以得到一组与坐标系成 45的平行线。在= 将 0.1,0.2,0.31 带入公式(2-1)中,可得到一组通过坐标原点,斜率不同的射线,= 由于已知汽车的总质量,汽车的质心位置,则能根据上述数据得出 I 曲线,由此可以得出 理想的前后制动器制动力分配曲线(图 2.1) 第二章 盘式制动器的设计 7 图 2.1 制动力分配曲线 观察图 2.1 制动力分配曲线与 I 曲线,可知附着系数 与同步附着系数存在三种关系 即: , = .下面分别讨论这三种关系对整车制动性能的影响:0 0 0 a)、当 , 线位于 I 线上方,制动时总是后轮先抱死。这时容易发生后轴侧滑使0 汽车失去方向稳定性。 c)、当 = ,制动时汽车前、后车轮同时抱死,是一种稳定的工况,但也失去转向0 能力。 通过上面的讨论得到的结论是:为了防止后轴抱死发生危险的侧滑,汽车制动 系的实际前后制动力分配曲线( 曲线)应总是在理想制动力分配曲线(I 曲线)下方; 为了减少制动时前轮抱死而失去转向能力的机会,提高附着效率, 曲线应该越靠近 I 曲 第二章 盘式制动器的设计 8 线越好 6。 2.1.3 附着系数利用率和制动强度 附着条件的利用情况可用附着系数利用率 (或附着利用率)来表达,当 时 0 =1,利用率最高。 20 世纪 50 年代,当时道路条件很差,汽车行驶速度较低,后轮抱死的后果也不显得 像前轮抱死丧失转向能力那样严重,因此往往将 值取得很低,即处于常遇附着系数范0 围的中间偏低区段。但当今道路条件大为改善,汽车行驶速度也大为提高,因而汽车因 制动时后轮抱死引起的后果也十分严重,由于车速高,它不仅会引起侧滑甚至会掉头而 丧失操纵稳定性。后轮先抱死的情况是最不希望发生的。这时容易发生后轴侧滑使汽车 失去方向稳定性。由于车辆行驶的路况不同,因此附着系数 变化较大,不能时时满足 的要求。各类轿车和一般货车的 有增大的趋势。目前轿车取 0.6;货车取 0.5;0 0 0 0 本文取同步附着系数 =0.6;带入式 2-4 可求得 0.627。0 = 附着系数利用率的计算公式如下所示: 当 时可用下式表达 :0 = 11+( -0) (2-6) 式中: 满载时质心距前轴的水平距离, =1334.4mm;1 1 质心距水平地面的距离, =450mm; 附着系数; 同步附着系数, =0.6;0 0 国标 GB 7258-2017机动车运行安全技术条件要求整车实验时道路附着系数 0.7;本文取路面附着系数 =0.8(沥青或干混凝土路面);由于 =0.6.因此附着系数 0 利用率 需使用式 3-6 计算,经计算 =0.94.8 2.1.4 制动器最大制动力矩 应合理的确定前后制动器的制动力矩,以保证汽车有良好的制动效能和稳定性。最 大制动力是在汽车附着质量被完全利用的条件下获得的,这时制动力与地面作用于车轮 的法向力 , 成正比。1 2 对于常遇到的道路条件较差、车速较低因而选取了较小的同步附着系数 值的汽车,0 第二章 盘式制动器的设计 9 为了保证在 的良好路面上能够制动到后轴和前轴先后抱死滑移,前、后轴的车轮制0 动器所能产生最大的制动力矩为: = (2-1 ( 2+) 7) (2- 2=11 8) 式中: 、 前、后轴最大制动力矩, N*m;12 该车所能遇到的最大附着系数,计算时取 =0.8; 车轮的有效半径,m;由表 2-1 可知 =0. 3195m; 其余参数同上述; 对于选取较大的 值的各类汽车,则应保证汽车制动时的稳定性出发,来确定各轴0 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0 动力为: = (2-9) 2 ( 1) (2- 1=12 10) 这里按照 2-7 式进行计算,经计算 =2944.71N*m; =1882.68N*m;1 2 则前后轴最大制动力 可由下式求得:1 = (2-11)1, 2 1,2 参数同式 2-7,经计算 =9216.614N; =5892.59N;1 2 2.2 基于制动类型选择 按摩擦副中的固定摩擦元件的结构,盘式制动器分为钳盘式和全盘式制动器两大类。 钳盘式制动器的固定摩擦元件是两块带有摩擦衬块的制动块,后者装在以螺栓固定于转 向节或桥壳上的制动钳体中。两块制动块之间有作为旋转元件的制动盘,制动盘是用螺 栓固定于轮毂上。全盘式制动器的固定摩擦元件和旋转元件均为圆盘形,制动时各盘摩 擦表面全部接触。其工作原理如摩擦离合器,故又称为离合器式制动器。用得较多的是 多片全盘式制动器,以便获得较大的制动力。但这种制动器的散热性能较差,故多为油 冷式,结构较复杂。因全盘式制动器制动盘的全部工作面可同时与摩擦片接触。全盘式 第二章 盘式制动器的设计 10 制动器由于制动钳的横向尺寸较大,主要应用在重型车上。 2.2.1 钳盘式制动器分类 钳盘式制动器按制动钳的结构型式又可分为固定钳式盘式制动器和浮动钳式盘式制 动器: (1)固定钳式盘式制动器 在制动钳体上有两个液压油缸,其中各装有一个活塞。当压力油液进入两个油缸活 塞外腔时,推动两个活塞向内将位于制动盘两侧的制动块总成压紧到制动盘上,从而将 车轮制动。当放松制动踏板使油液压力减小时,回位弹簧又将两制动块总成及活塞推离 制动盘。这种型式也称为对置活塞式或浮动活塞式。 (2)浮动钳式盘式制动器 浮动钳式盘式制动器的制动钳体是浮动的。其浮动方式有两种,一种是制动钳体可 作平行滑动;另一种是制动钳体可绕一支承销摆动。因而有滑动钳式盘式制动器和摆动 钳式盘式制动器之分。但它们的制动油缸均为单侧的,且与油缸同侧的制动块总成是活 动的,而另一侧的制动块总成则固定在钳体上。制动时在油液压力作用下,活塞推动活 动制动块总成压靠到制动盘,而反作用力则推动制动钳体连同固定制动块总成压向制动 盘的另一侧,直到两制动块总成受力均等为止。对摆动钳式盘式制动器来说,钳体不是 滑动而是在与制动盘垂直的平面内摆动。这样就要求制动摩擦衬块应预先做成楔形的(摩 擦表面对背面的倾斜角为 6左右)。在使用过程中,摩擦衬块逐渐磨损到各处残存厚度均 匀(一般约为 l mm)后即应更换 9。 盘式制动器尤其是浮动钳式盘式制动器已十分广泛地用于轿车的前轮。与鼓式后轮 制动器配合,也可使后轮制动器较容易地附加驻车制动的驱动机构,兼作驻车制动器之 用。有些轿车的前、后轮都采用盘式制动器,主要是为了保持制动力分配系数的稳定。 本文选用结构较为简单的浮动钳式盘式制动器进行设计。 2.3 盘式制动器的设计 浮动钳盘式制动器主要由:制动衬块、制动盘、制动钳体、活塞等组成。图 3.1 为某 型轿车用浮动钳盘式制动器结构图。 第二章 盘式制动器的设计 11 1制动块 2、制动盘 3、活塞 4、制动钳体 5、卡头 6、辅助活塞 7 挺杆 图 3.1 浮动盘式制动器 其中,制动块,制动盘和活塞等时盘式制动器的主要零部件。 2.3.1 盘式制动器的参数设计 本文设计的是盘式制动器,制动盘直径一般选择轮辋直径的 70%-79%,总质量大于 2000以上车型选择较大值。实心制动盘厚度在 10-20mm 使用于总质量在 1200-3400的 车型。本车所选用的轮胎滚动半径为 319.5mm,经查相关标准初选轮辋直径 D1=462mm。则本文设计的制动盘直径 D2=340mm。 制动盘厚度 h 对制动盘质量和工作温度都有影响。为使质量小些,制动盘的厚度不 宜取得很大,为了减少升温,制动盘的厚度不宜取得太小。制动盘可以做成实心的,或 者为了散热通风需要在制动盘间铸造出通风孔道。因此本文取制动盘的厚度 h=26mm; 2.3.2 制动缸直径的计算 制动缸直径 d 可由下式求得: d= (2- 1 1 1) 式中: 制动器所能产生的最大制动力;由第二章可知 =9216.61N; 前后车轮的使用半径,这里取 = =0.3195m;1 1 P制动缸工作压力,查阅相关手册后,本文取 P=12Mpa 制动器效能因数,对于盘式制动器的制动效能因数可由下式求得: =2f (2-2) 式 2-3 中:f 摩擦系数,取 f=0.3,参考汽车设计手册 . 第二章 盘式制动器的设计 12 则 BF=0.6 n前后制动器单侧油缸数目(仅对盘式制动器而言),n=2; 制动盘半径; =170mm;(在 2.3.1 中有相关数据介绍)1 1 经计算 d=38.21mm 制动轮缸直径 d 应在标准规定的尺寸系列中选取具体为: 19mm、22mm、24mm、25mm、28mm、30mm、32mm、35mm、38mm、40mm、45mm 、55mm。这里选取 d=40mm9 2.3.3 制动盘的选择 制动盘一般由珠光体灰铸铁制成,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。为了改善冷却,有的钳盘式制动器的制动盘铸成中间有径 向通风槽的双层盘,可大大增加散热面积,但盘的整体厚度较大。制动盘的工作表面应 光滑平整。表 2-1 给出了几种车型的制动盘的制造要求 表 2-1 几种车型的制动盘的制造要求 车型 端面调动量(mm) 两端平行度(mm) 静不平衡质量 (N*cm) 奥迪、红旗 0.03 0.01 0.5 云雀 0.05 0.03 1.5 奥拓 0.015 1.0 参考表 2-1,并结合本文设计情况,本设计取两侧表面不平行度不应大于 0.008mm,盘面摆差不应大于 0.1mm,静不平衡质量不应大于 1.0N*cm; 本文选用礼帽形结构,主要考虑轮胎安装时避免轮胎与制动盘及制动钳干涉。并采用 中间有径向通风槽的双层盘。材料选择珠光体铸铁。制动盘厚度 h 对制动盘质量和工作 时的温升有影响。为使质量小些,制动盘厚度不宜取得很大;为了降低温度,制动盘厚 度又不宜取得过小。制动盘可以做成实心的,或者为了散热通风的需要在制动盘中间铸 出通风孔道。一般实心制动盘厚度可取为 1020mm,通风式制动盘厚度取为 2050mm ,采用较多的是 2030mm。这里选择 h=26mm。 2.3.4 制动盘内外半径的计算 图 2.2 为盘式制动器的计算简图,假设衬块的摩擦表面与制动盘接触良好,且各处单 位压力分布均匀,则盘式制动器的制动矩为: (2-=2 3) 第二章 盘式制动器的设计 13 式中: 盘式制动器的制动矩;有第二章可知 =2944.71N*m; f摩擦系数;参考汽车设计手册,计算时 f=0.3; N单侧制动块对制动盘的压紧力;N 可由下式求得 N= (2-4) 224 2-4 式中 :d制动缸直径 d,由式 2-1 可知,d=40mm; P制动液压力, P=12Mpa 系统效率,计算时取 =0.7 经计算 N=21100.8N R作用半径。对于常见的扇形摩擦衬块,如果其径向尺寸不大,可取 R 为平均半径 或有效半径,则: R=R1+R2/2 (2- 6) 2-6 式中 R1,R2扇形摩擦衬块的内径和外径。扇形摩擦衬块的外径应略大于制 动盘外径,扇形摩擦衬块的内径应略大于制动盘有效摩擦内径。这里取参考第 2 章所述, 这里取扇形摩擦衬块的外径 R2=0.175m;将式 2-6、式 2-5 代入式 2-4 中后可求得 R1=109.35mm。本文取 R1=0.125m. 则本文取中盘内径 =0.12m,由 2.3 节盘式制动器的参数设计可知制动盘外径1 =0.17m;2 实际使用中还应该考虑地面附着力对制动的影响。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( =0 时车轮抱死),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 增大使摩擦力矩 增大而继续上升 10。 图 2.2 盘式制动器计算简图 2.3.5 制动块的设计 第二章 盘式制动器的设计 14 制动块由背板和摩擦衬块构成,两者直接压嵌在一起。衬块多为扇面形,也有矩形、 正方形或长圆形的。活塞应能压住尽量多的制动块面积,以免衬块发生卷角而引起尖叫 声。这里选用扇形的制动衬块。 2.3.6 摩擦衬块工作面积的计算 衬块多为扇面形,也有矩形、正方形或长圆形的。本文选取扇形的。初选扇形角度 为 80则摩擦衬块的摩擦面积可由下式求得: A= (n* )/360 (2-7)( 21) 2 式中:n-扇形角度,计算时取 n=80 R1,R2扇形摩擦衬块的内径和外径,由上述可知 =50mm21 则可知 A=0.017 实际设计中,为了在满足足够工作面积的同时仍能保证紧凑、合理的结构(相对较 小的尺寸角)。在衬块对称中心处留出 2mm 的凹槽,保证了更好的散热。 2.3.7 摩擦材料及摩擦系数 制动摩擦材料应具有高而稳定的摩擦系数,抗热衰退性能好,不能在温度升到某一 数值后摩擦系数突然急剧下降;材料的耐磨性好,吸水率低,有较高的耐挤压和耐冲击 性能;制动时不产生噪声和不良气味,应尽量采用少污染和对人体无害的摩擦材料。 前在制动器中广泛采用着模压材料,它是以石棉纤维为主并与树脂粘结剂、调整摩 擦性能的填充剂( 由无机粉粒及橡胶、聚合树脂等配成)与噪声消除剂(主要成分为石墨)等 混合后,在高温下模压成型的。模压材料的挠性较差,故应按衬片或衬块规格模压,其 优点是可以选用各种不同的聚合树脂配料,使衬片或衬块具有不同的摩擦性能和其他性 能。 另一种是编织材料,它是先用长纤维石棉与铜丝或锌丝的合丝编织成布,再浸以树 脂粘合剂经干燥后辊压制成。其挠性好,剪切后可以直接铆到任何半径的制动蹄或制动 带上。在 100120温度下,它具有较高的摩擦系数 ( =0.4 以上),冲击强度比模压f 材料高 45 倍。但耐热性差,在 200250以上即不能承受较高的单位压力,磨损 加快。因此这种材料仅适用于中型以下汽车的鼓式制动器,尤其是带式中央制动器 11。 粉末冶金摩擦材料是以铜粉或铁粉为主要成分(占质量的 6080) ,加上石墨、 陶瓷粉等非金属粉末作为摩擦系数调整剂,用粉末冶金方法制成。其抗热衰退和抗水衰 退性能好,但造价高,适用于高性能轿车和行驶条件恶劣的货车等制动器负荷重的汽车 12。 各种摩擦材料摩擦系数的稳定值约为 0.30.5,少数可达 0.7。设计计算制动器时一 般取 0.30.35 。选用摩擦材料时应注意,一般说来,摩擦系数愈高的材料其耐磨性愈差。 本文选取摩擦系数 f=0.313 第二章 盘式制动器的设计 15 2.4 校核计算 2.4.1 衬块磨损特性校核 磨损衬块的磨损受温度、摩擦力、滑磨速度、制动盘的材质及加工情况,以及衬块 本身材质等许多因素的影响,因此在理论上计算磨损性能极为困难。实验表明,影响磨 损的最重要的因素还是摩擦表面的温度和摩擦力。 在制动强度很大的紧急制动过程中,制动器几乎承担了汽车的全部动能耗散的任务, 致使制动器温度升高,这就是制动器的能量负荷。能量负荷越大,则衬块的磨损越严重。 盘式制动器的衬块,其单位面积上的能力负荷比鼓式制动器衬片大很多倍,所以制动盘 的表面温度比制动鼓的高。因此校核盘式制动器的衬块摩擦特性十分必要。 各种汽车的总质量及其制动衬片(衬块)的摩擦面积不同,用一种相对的量作为评 价指标。目前,各国常用的指标是比能量耗散率,即单位时间内衬块单位摩擦面试耗散 的能量,通常所用的计量单位是 W/mm。也称为单位功负荷,或能量负荷。双轴汽车的 单个前轮制动器的比能量耗散率为: (3-8) 1=(2122)41 t= (3-9) 12 式中: 汽车回转质量换算系数;计算时取 =1.0 汽车总质量,t;本设计取 ma=1.81t v1,v2制动初速度和最终速度(m/s),计算微型车时取 v2=0m/s,v1=27.8m/s(100Km/h); t为制动时间(s);经计算 t=4.73s; A1制动衬块摩擦面积(mm),A=174.4mm2; 制动力分配系数, 由车辆的结构决定,参考文献8指出对于桥车 大于等于 0.6,因此本文取 =0.6 j制动减速度,计算时取 j=0.6g 则计算可得: =0.26W/mm1 鼓式制动器的比能量损耗率不允许大于 1.8W/mm,轿车盘式制动器的比能量耗散率 应不大于 6.0W/mm。比能量耗散率过高,不仅会加速制动衬片的磨损,而且可能引起制 动盘的龟裂。经计算校核比能量满足设计要求。 2.4.2 盘式制动器的热容量和温升计算 应核算制动器的热容量和温升是否满足如下条件: 第二章 盘式制动器的设计 16 (m dcd+mbch) tL (3- 10) 式中:md各制动鼓(盘)的总质量;计算时估取 md=20kg; mb与各制动鼓(盘)相连接的受热金属件(如轮毂、轮辐、轮辋、制动前蹄等) 的总质量。计算时估取 mb=100Kg; cd制动鼓(盘)材料的比热容,对铸铁 c=482J/(kg*K ),对铝合金 c=880J/(kg*K);计算器时取 cd=482J/(kg*K) ch与各制动鼓(盘)相连接的受热金属件的比热容,计算时取 ch=482J/(kg*K ); t制动鼓(盘的温升),计算时取 t=15; L满载汽车制动时有动能转变的热能,因制动过程迅速,可以认为制动产生的热能 全部为前后制动器吸收,并按前后制动力的分配率分配给前后制动器:即 Lz=ma ) (3- 22( 1 11) 式中:ma汽车满载质量,ma=1.81t; Va汽车制动时初始速度,计算时可取 Va=18.06m/s; 汽车制动分配系数, =0.62 Lz制动器产生的热量,J 经计算;Lz=112.17J;将上述参数带式 4-6 可求得: (m dcd+mbch) t=867600JLZ=337.20J ,满足温升和热容量的要求。 第三章 三维设计 17 3 三维设计 3.1 CATIA 简介 CATIA 是法国达索公司的产品开发旗舰解决方案。作为 PLM 协同解决方案的一个重 要组成部分,它可以帮助制造厂商设计他们未来的产品,并支持从项目前阶段、具体的 设计、分析、模拟、组装到维护在内的全部工业设计流程。模块化的 CATIA 系列产品提 供产品的风格和外型设计、机械设计、设备与系统工程、管理数字样机、机械加工、分 析和模拟。CATIA 产品基于开放式可扩展的 V5 架构。 通过使企业能够重用产品设计知识,缩短开发周期,CATIA 解决方案加快企业对市 场的需求的反应。自 1999 年以来,市场上广泛采用它的数字样机流程,从而使之成为世 界上最常用的产品开发系统。CATIA 系列产品在八大领域里提供 3D 设计和模拟解决方 案:汽车、航空航天、船舶制造、厂房设计(主要是钢构厂房)、建筑、电力与电子、 消费品和通用机械制造。 3.2 零件设计 零件设计主要应用的命令有拉伸、旋转、钻孔、扫掠成形、肋、叠层成形、拉伸成 形特征、旋转特征、钻孔特征、扫掠成形特征、肋特征、叠层成形特征等常用命令。 首先在草纸上绘制主要零部件的轮廓尺寸图。根据零部件的实际形状选择所需的命 令。根据所需的命令绘制相应的草图轮廓。例如绘制制动气室的数模。这里选用选择命 令,就需绘制相应的剖面图。然后使用其他工具进行细节的绘制。 零部件的绘制只要根据所绘零件的外形合理选择绘图命令,绘制零部件,应注意的 是零部件的绘制应尽量合理,为后续的分析工作打好基础。 图 3.1 制动盘 第三章 三维设计 18 图 3.2 制动钳,制动块,支架等零件 3.3 装配设计 一个产品通常由多个零件组成,这些零件只有装配成功,并且运动校核合理之后才 可以试制生产。装配设计就是要将设计好的各个零件组装起来,在设计过程中协调各零 件之间的关系,发现并修正零件设计的缺陷,装配设计也是数字样机(DMU)的基础。 CATIA V5 装配设计(Assembly Design)模块可以方便地定义各零件之间的约束关 系,并检查装配件之间的一致性。它可以帮助设计师自上而下(Top Down)或自下而上 (Bottom Up)的定义、管理多层次的大型装配结构,使零件的设计在单独环境和装配环 境中都成为可能。 CATIA 装配模块的进入方法通常有三种: 1、 通过“Start”菜单,选择“Mechanical Design”模块组,然后选择 “Assembly Design” 模块即可。 2、通过“File”菜单,选择“New” 新建文件,然后在文件类型列表中选择 “Product”,即 可创建新的装配件。 3、通过偏好工作台设置,将“Assembly Design”模块列入偏好的常用模块,即可在需 要时通过工作台图标切换至装配件设计模块。 CATIA 装配模块的工作界面如图 3.3 所示,由图中模型树可见一个装配件由若干零 部件及约束组成,图中还列出了该模块常用的工具条以及菜单命令:包括产品结构工具 条及约束工具条等。 装配设计通常的工作顺序为: 1、插入或新建已有的零件/子装配体; 2、利用罗盘拖拽,初步定位各零件或子装配件的空间位置; 3、利用 Fix 约束固定该装配件的某个基准件; 第三章 三维设计 19 4、以上一步的基准件为参照,利用多种约束关系限定其余各部件的空间位置; 5、分析该装配件的性能,如冲突、间隙等。发现并修正问题; 6、添加注解等辅助工作,生成零件清单或其他报告。这里就不再赘述装配过程。 图 3.3 盘式制动器装配 第 4章基于 CATIA和 ANSYS的制动器性能仿真分析 20 4 基于 CATIA 和 ANSYS 的制动器性能仿真分析 有限元分析(FEA,Finite Element Analysis)利用数学近似的方法对真实物理系统 (几何和载荷工况)进行模拟。利用简单而又相互作用的元素(即单元),就可以用有 限数量的未知量去逼近无限未知量的真实系统。 有限单元法的基本思想是将物体(即连续的求解域)离散成有限个简单单元的组合, 将一个连续的无限自由度问题简化为离散的有限自由度问题。单元之间通过有限个节点 相互连接,建立各单元矩阵;在输入材料特性、载荷和约束等边界条件后,进行变形、 应力、频率和温度场等特性的计算。基础的有限元分析可以分为静态分析和动态分析 (模态分析、瞬态响应、频响分析和随机振动分析)。由于篇幅和所学知识限制,本文 只进静态分析 14。 结构静力分析用于计算由那些不包括惯性和阻尼效应的载荷作用于结构或部件上引 起的位移、应力、应变和力。固定不变的载荷和响应是一种假定,即假定载荷和结构引 起的响应随时间的变化非常缓慢。静力分析所施加的载荷包括外部施加的作用力和压力、 稳态的惯性力(如重力和离心力)、位移载荷等。有限元分析一般流程为: 结构离散载荷移置单元分析整体分析边界条件线性方程单元应力和应 变结果分析 对上述流程进行归纳后,一般情况下有限元分析分为:1、前处理;2 计算;3、后处 理; 第 4章基于 CATIA和 ANSYS的制动器性能仿真分析 21 4.1 零件的前处理 4.1.1 模型的简化 模型简化的主要目的是提高计算速度和精度.有限元模型必须与分析目的、计算机性 能匹配,并不是模型越精确计算精度越高。越精确就意味着模型越复杂,进而要求软件 进行更加复杂的矩阵化简求解。这样一来,模型的误差虽然小了,计算误差反而增大, 导致最终得不到合适的结果。在建立有限元模型时,尽量采用尽可能简单的模型,无需 保留实物模型的所有细节特征,常用作法是:去掉非关键位置的小孔和槽,用圆孔代替 螺纹孔,用直角代替圆角及倒角. 如果保留实物模型的诸多细微几何特征,会导致分析结 果的应力集中,甚至出现应力奇异状态。 4.1.2 材料定义 CATIA 支持用户自定义材料属性,本文分析的制动盘选用 QT450-10 其属性详见下表 4-1. 表 4-1 QT450-10 材料属性 参数名称 数值 杨氏模量(N/) 1.69X1011 泊松比 0.257 密度(Kg/ )m3 7060 屈服强度(N/ )2 450 热膨胀系数 ( k.dge) 1 1.01X107 4.1.3 网格化分 CATIA 提供强大网格划分工具,对于复杂模型可以使用 Advanced Meshing Tools 进 行细致的网格划分。几何模型并不直接参与有限元分析,参与有限元分析的是节点和单 元。所有施加在几何模型边界上的载荷都要传递到节点和单元上进行求解。因此需要对 几何模型进行网格划分,网格划分是建立有限元分析的重要环节。网格形状的合理性直 接影响了计算结果。网格质量可以用:细长比、锥度比、内角、翘曲量、拉伸量、边节 点位置偏差度等指标衡量。本文使用较简单的自动网格划分工具。网格划分时“size”定义 为 4mm;绝对垂度定义为 1mm,其余默认。完成网格划分后,对网格质量进行检查,质 量较好的网格占 99.99%。说明网格划分有较高的精度 15。 第 4章基于 CATIA和 ANSYS的制动器性能仿真分析 22 虚拟零件是在 CATIA 结构分析模型中创建过程中,对施加的约束和载荷起“ 传递”作 用的一种没有几何支撑的特殊结构。虚拟零件检查虚件。在顶端圆直径上的直径 13mm 的螺栓孔上定义柔性虚件,并限制其所有自由度。在制动钳与制动盘摩擦处做辅助平面, 在其上施加第二章所求的最大制动扭矩 =2944.71N*m;图 4.1 为制动盘有限元分析1 模型。 图 4.1 为制动盘有限元分析模型 CATIA 提供了四种计算方法:ATUO(系统自动选择)、Gauss(高斯法)、 Gradient(梯度法)、 Gauss R6(高斯法 R6)。Gauss 法针对疏松矩阵的直接求法,具有 速度快的特点。Gradient 又称间接法,在同等资源的情况下,可以计算比 Gauss 法计算更 大的模型。Gauss R6 从 R6 开始改良,具有高速、稳定等优点,适合大规模的计算。本 文计算时选用 Gauss R6(高斯法 R6) 4.2 基于 CATIA 的制动盘的最大应力分析 首先在下拉式功能表中选择 FILEOPEN 指令,系统即显示如下图对话框,选取制动 盘并按下开启档案按钮将之开放就可以载入制动盘的模型。 图 4.2 操作图 第 4章基于 CATIA和 ANSYS的制动器性能仿真分析 23 其次将零件单位改为与 CATIA 自带的预设资料库一致,在下拉式功能表中选择 Tools 功能表,系统即弹出功能表如下左图,选择 Option 特性选择后即可进入对话框,选 择 Untis 单位设定如下图右,其中显示系统预设之单位有长度及惯性矩两项使用 mm 为单 位。 图 4.2 材料属性图 然后自定义材料属性,在 4.1.2 中已经提到,并且已经给出相应的数据。其过程为在 模型树中按下 (指定材料)图示。切换至 Metal 金属材料页,并选择相应的材料。 最后,开始进入应力分析模组,在模型树中选择 StarStress Analysis 应力分析模组, 分析之前,将先进行 4.1.3 中所介绍的虚拟零件的步奏,否则将无法分析,其网格分化也 在 4.1.3 中详细介绍。最后,在制动钳与制动盘摩擦处做辅助平面,在其上施加第二章所 求的最大制动扭矩 =2944.71N*m,即可分析出图 4-3,图 4-4,所得结果。1 由 4.1.1 中模型简化的知识在建立有限元模型时,尽量采用尽可能简单的模型,无需 保留实物模型的所有细节特征,常用作法是:去掉非关键位置的小孔和槽,用圆孔代替 螺纹孔,用直角代替圆角及倒角,这样能够减小计算误差。本文对制动时制动盘的变形 量采用模型简化 16。 从位移图 4.3 上可以看出制动时制动盘的变形量,其中最大的变形量为 0.145mm 且 最大变形区域为非接触区域,对制动时的接触质量影响微乎其微。因此可判定变形满足 要求。 第 4章基于 CATIA和 ANSYS的制动器性能仿真分析 24 图 4.3 制动盘变形 图 4.4 可知,在最大制动扭矩工况下制动盘的最大冯塞思应力为 107Mpa;冯塞思应 力,可认为与第三强度理论相一致。第三强度理论认为:引起材料屈服的主要因素是最 大切应力,而且,不论材料处于何种应力状态,只要最大切应力达 到材料单向拉伸屈 服强度时的最大切应力 ,材料即发生屈服。由于最大制动力工况下制动盘受的最大切应 力 =107Mpa 远小于材料屈服强度 =450Mpa。所以满足强度要求
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