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壓縮包內(nèi)含 CAD圖紙和三維建模及說明書,咨詢 Q 197216396 或 11970985 I 目 錄 摘 要 III Abstract IV 1緒論 1 1.1引 言 .1 1.2制動(dòng)器的發(fā)展現(xiàn)狀和發(fā)展方向 1 1.3制動(dòng)系統(tǒng)簡(jiǎn)介 1 1.4研究目的和意義 4 2盤式制動(dòng)器的設(shè)計(jì) 5 2.1 制動(dòng)系主要參數(shù)的確定 5 2.1.1理想的前后制動(dòng)力分配曲線 5 2.1.2制動(dòng)力分配系數(shù)曲線與同步附著系數(shù) 6 2.1.3附著系數(shù)利用率和制動(dòng)強(qiáng)度 7 2.1.4制動(dòng)器最大制動(dòng)力矩 8 2.2基于制動(dòng)類型選擇 9 2.2.1鉗盤式制動(dòng)器分類 9 2.3盤式制動(dòng)器的設(shè)計(jì) .10 2.3.1盤式制動(dòng)器的參數(shù)設(shè)計(jì) .10 2.3.2制動(dòng)缸直徑的計(jì)算 .11 2.3.3制動(dòng)盤的選擇 .11 2.3.4制動(dòng)盤內(nèi)外半徑的計(jì)算 .12 2.3.5制動(dòng)塊的設(shè)計(jì) .13 2.3.6摩擦襯塊工作面積的計(jì)算 .13 2.3.7摩擦材料及摩擦系數(shù) .13 2.4校核計(jì)算 .14 2.4.1襯塊磨損特性校核 .14 壓縮包內(nèi)含 CAD圖紙和三維建模及說明書,咨詢 Q 197216396 或 11970985 II 2.4.2盤式制動(dòng)器的熱容量和溫升計(jì)算 .15 3三維設(shè)計(jì) .16 3.1 CATIA簡(jiǎn)介 .16 3.2零件設(shè)計(jì) .16 3.3 裝配設(shè)計(jì) .17 4基于 CATIA和 ANSYS的制動(dòng)器性能仿真分析 .19 4.1 零件的前處理 .20 4.1.1模型的簡(jiǎn)化 .20 4.1.2材料定義 .20 4.1.3網(wǎng)格化分 .20 4.2 基于 CATIA的制動(dòng)盤的最大應(yīng)力分析 21 4.3 基于 ANSYS的制動(dòng)盤的模態(tài)分析 .23 4.4本章小結(jié) .28 5 總結(jié)與展望 29 參考文獻(xiàn) 30 致謝 31 壓縮包內(nèi)含 CAD圖紙和三維建模及說明書,咨詢 Q 197216396 或 11970985 III 壓縮包內(nèi)含 CAD圖紙和三維建模及說明書,咨詢 Q 197216396 或 11970985 IV 壓縮包內(nèi)含 CAD圖紙和三維建模及說明書,咨詢 Q 197216396 或 11970985 V 壓縮包內(nèi)含 CAD圖紙和三維建模及說明書,咨詢 Q 197216396 或 11970985 VI 摘要 VII 轎車盤式制動(dòng)器的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)與性能仿真分析 摘 要 制動(dòng)系統(tǒng)在汽車?yán)锇缪葜鴺O為重要的角色，本文根據(jù)任務(wù)書要求設(shè)計(jì)一款盤式制動(dòng) 器。在設(shè)計(jì)過程中，以實(shí)際產(chǎn)品為基礎(chǔ)，根據(jù)我國工廠目前進(jìn)行制動(dòng)器新產(chǎn)品開發(fā)的一 般程序，并結(jié)合理論設(shè)計(jì)的要求，首先根據(jù)給定車型的整車參數(shù)和技術(shù)要求，確定制動(dòng) 器的結(jié)構(gòu)形式及、制動(dòng)器主要參數(shù)，然后計(jì)算制動(dòng)器的制動(dòng)力矩、制動(dòng)效能因數(shù)、耐磨 損特性等，并在此基礎(chǔ)上進(jìn)行制動(dòng)器主要零部件的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)。最后，對(duì)制動(dòng)盤進(jìn)行仿真 分析并完成裝配圖和零件圖的繪制。 關(guān)鍵詞：盤式制動(dòng)器;盤式制動(dòng)器參數(shù)選擇和機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì);建模與仿真; 壓縮包內(nèi)含 CAD圖紙和三維建模及說明書,咨詢 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 China's 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 緒論 1 1 緒 論 1.1 引 言 汽車制動(dòng)器是汽車的制動(dòng)裝置，汽車所用的制動(dòng)器幾乎都是摩擦式的，可分為鼓式 和盤式兩大類。鼓式制動(dòng)器摩擦副中的旋轉(zhuǎn)元件為制動(dòng)鼓，其工作表面為圓柱面；盤式 制動(dòng)器的旋轉(zhuǎn)元件則為旋轉(zhuǎn)的制動(dòng)盤，以端面為工作表面。汽車制動(dòng)器是指產(chǎn)生阻礙車 輛運(yùn)動(dòng)或運(yùn)動(dòng)趨勢(shì)的力（制動(dòng)力）的部件，其中也包括輔助制動(dòng)系統(tǒng)中的緩速裝置。 1.2 制動(dòng)器的發(fā)展現(xiàn)狀和發(fā)展方向 制動(dòng)器分為行車制動(dòng)器，駐車制動(dòng)器。 在行車過程中，一般都采用行車制動(dòng)，便于 在前進(jìn)的過程中減速停車，不單是使汽車保持不動(dòng)。若行車制動(dòng)失靈時(shí)才采用駐車制動(dòng)。 當(dāng)車停穩(wěn)后，就要使用駐車制動(dòng)，防止車輛前滑和后溜。 現(xiàn)代汽車制動(dòng)器的發(fā)展起源于原始的機(jī)械控制裝置，最原始的制動(dòng)控制只是駕駛員 操縱一組簡(jiǎn)單的機(jī)械裝置向制動(dòng)器施加作用力，那時(shí)的汽車重量相對(duì)較小，速度比較低， 簡(jiǎn)單的機(jī)械制動(dòng)差不多能夠達(dá)到汽車制動(dòng)所需的要求，但隨著汽車自身重量的增加，助 力裝置對(duì)機(jī)械制動(dòng)器來說越來越顯得非常重要。從而開始出現(xiàn)了真空助力裝置。1932 年 生產(chǎn)重量為 2860kg 的凱迪拉克 V16 車四輪采用直徑 419.1mm 的鼓式制動(dòng)器，并有制動(dòng) 踏板控制的真空助力裝置。林肯公司也于 1932 年推出 V12 轎車，該車采用通過四根軟索 控制真空助力器的鼓式制動(dòng)器。隨著科學(xué)技術(shù)的發(fā)展及汽車工業(yè)的發(fā)展，尤其是軍用車 輛及軍用技術(shù)的發(fā)展，車輛制動(dòng)有了新的突破，液壓制動(dòng)是繼機(jī)械制動(dòng)后的又一重大革 新. DuesenbergEight 車率先使用了轎車液壓制動(dòng)器，克萊斯勒的四輪液壓制動(dòng)器于 1924 年問世，美國通用汽車公司和福特汽車公司分別于 1934 年和 1939 年采用了液壓制動(dòng)技 術(shù)。到 20 世紀(jì) 50 年代，液壓助力制動(dòng)器才成為現(xiàn)實(shí)。經(jīng)過 80 多年的發(fā)展，液壓制動(dòng)技 術(shù)是如今最成熟、最經(jīng)濟(jì)的制動(dòng)技術(shù)，并應(yīng)用在當(dāng)前絕大多數(shù)乘用車上。汽車液壓制動(dòng) 系統(tǒng)可以分為行車制動(dòng)、輔助制動(dòng)、伺服制動(dòng)等，主要制動(dòng)部件包括制動(dòng)踏板機(jī)構(gòu)、真 空助力器、制動(dòng)主缸、制動(dòng)軟管、比例閥、制動(dòng)器和制動(dòng)警示燈等。在制動(dòng)系統(tǒng)，真空 助力器、制動(dòng)主缸和剎車制動(dòng)器是最為重要的部分，另外，汽車防抱死制動(dòng)系統(tǒng)（ABS） 也已經(jīng)成為電子制動(dòng)的標(biāo)準(zhǔn)配置 [1]。 1.3 制動(dòng)系統(tǒng)簡(jiǎn)介 使汽車的行駛速度可以強(qiáng)制降低的一系列專門裝置。制動(dòng)系統(tǒng)主要由供能裝置、控 制裝置、傳動(dòng)裝置和制動(dòng)器 4 部分組成。制動(dòng)系統(tǒng)的主要功用是使行駛中的汽車減速甚 至停車、使下坡行駛的汽車速度保持穩(wěn)定、使已停駛的汽車保持不動(dòng)。 第 1章 緒論 2 汽車制動(dòng)系是用以強(qiáng)制行駛中的汽車減速或停車、使下坡行駛的汽車車速保持穩(wěn)定 以及使已停駛的汽車在原地(包括在斜坡上)駐留不動(dòng)的機(jī)構(gòu)。隨著高速公路的迅速發(fā)展和 車速的提高以及車流密度的日益增大，為了保證行車安全，汽車制動(dòng)系的工作可靠性顯 得日益重要。也只有制動(dòng)性能良好、制動(dòng)系工作可靠的汽車，才能充分發(fā)揮其動(dòng)力性能。 汽車制動(dòng)系至少應(yīng)有兩套獨(dú)立的制動(dòng)裝置，即行車制動(dòng)裝置和駐車制動(dòng)裝置；重型 汽車或經(jīng)常在山區(qū)行駛的汽車要增設(shè)應(yīng)急制動(dòng)裝置及輔助制動(dòng)裝置；牽引汽車應(yīng)有自動(dòng) 制動(dòng)裝置。 行車制動(dòng)裝置用作強(qiáng)制行駛中的汽車減速或停車，并使汽車在下短坡時(shí)保持適當(dāng)?shù)?穩(wěn)定車速。其驅(qū)動(dòng)機(jī)構(gòu)常采用雙回路或多回路結(jié)構(gòu)，以保證其工作可靠。 駐車制動(dòng)裝置用于使汽車可靠而無時(shí)間限制地停駐在一定位置甚至斜坡上，它也有 助于汽車在坡路上起步。駐車制動(dòng)裝置應(yīng)采用機(jī)械式驅(qū)動(dòng)機(jī)構(gòu)而不用液壓或氣壓式的， 以免其產(chǎn)生故障。 應(yīng)急制動(dòng)裝置用于當(dāng)行車制動(dòng)裝置意外發(fā)生故障而失效時(shí)，則可利用應(yīng)急制動(dòng)裝置 的機(jī)械力源(如強(qiáng)力壓縮彈簧)實(shí)現(xiàn)汽車制動(dòng)。應(yīng)急制動(dòng)裝置不必是獨(dú)立的制動(dòng)系統(tǒng)，它可 利用行車制動(dòng)裝置或駐車制動(dòng)裝置的某些制動(dòng)器件。應(yīng)急制動(dòng)裝置也不是每車必備，因 為普通的手力駐車制動(dòng)器也可以起應(yīng)急制動(dòng)的作用。 輔助制動(dòng)裝置用于山區(qū)行駛的汽車上，利用發(fā)動(dòng)機(jī)排氣制動(dòng)、電渦流或液力緩速器 等輔助制動(dòng)裝置，則可使汽車下長坡時(shí)長時(shí)間而持續(xù)地減低或保持穩(wěn)定車速并減輕或解 除行車制動(dòng)器的負(fù)荷。通常，在總質(zhì)量為 5t 以上的客車上和 12t 以上的載貨汽車上裝備 這種輔助制動(dòng)減速裝置 [2]。 制動(dòng)系應(yīng)滿足如下要求： (1)能適應(yīng)有關(guān)標(biāo)準(zhǔn)和法規(guī)的規(guī)定。各項(xiàng)性能指標(biāo)除應(yīng)滿足設(shè)計(jì)任務(wù)書的規(guī)定和國家 標(biāo)準(zhǔn)、法規(guī)制定的有關(guān)要求外，也應(yīng)考慮銷售對(duì)象國家和地區(qū)的法規(guī)和用戶要求。 我國的強(qiáng)制性標(biāo)準(zhǔn)是 GB12676-1999《汽車制動(dòng)系結(jié)構(gòu)、性能和試驗(yàn)方法 》、 GB7258《機(jī)動(dòng)車運(yùn)行安全技術(shù)條件》。 (2)具有足夠的制動(dòng)效能，包括行車制動(dòng)效能和駐坡制動(dòng)效能。 行車制動(dòng)效能是用在一定的制動(dòng)初速度下或最大踏板力下的制動(dòng)減速度和制動(dòng)距離 兩項(xiàng)指標(biāo)來評(píng)定，它是制動(dòng)性能最基本的評(píng)價(jià)指標(biāo)。 我國一般要求制動(dòng)減速度 j 不小于 0.6g(5.88 m／s2)，其條件如下：轎車制動(dòng)初速度 50～80km/h、踏板力不大于 400N；小型客車（9 座以下）和輕型貨車（總重 3.5t 以下） 制動(dòng)初速度 50～80km/h、踏板力不大于 500N;其它汽車制動(dòng)初速度 30～60km/h、踏板力 不大于 700N。但實(shí)際上踏板力值比法規(guī)規(guī)定小，要考慮操縱輕便性與同類車比較來確定。 駐坡效能是以汽車在良好路面上能可靠而無時(shí)間限制地停駐的最大坡度(%)來衡量。 第 1章 緒論 3 一般對(duì)輕型貨車應(yīng)不小于 25%，中型貨車不小于 20%，牽引車不小于 12%。駐車制動(dòng)的 手控制力，對(duì)于轎車和小型客車不超過 400N，其它車不超過 600N。 (3)工作可靠。汽車至少應(yīng)有行車制動(dòng)和駐車制動(dòng)兩套制動(dòng)裝置，且它們的制動(dòng)驅(qū)動(dòng) 機(jī)構(gòu)應(yīng)是各自獨(dú)立的。行車制動(dòng)裝置的制動(dòng)驅(qū)動(dòng)機(jī)構(gòu)至少應(yīng)有兩套獨(dú)立的管路，當(dāng)其中 一套失效時(shí)，另一套應(yīng)必須可以保證汽車剎車效能（即制動(dòng)效能）不低于正常值的 30%；駐車制動(dòng)裝置應(yīng)采用工作可靠的機(jī)械式制動(dòng)驅(qū)動(dòng)機(jī)構(gòu)。 (4)制動(dòng)效能的熱穩(wěn)定性好。汽車的高速制動(dòng)、短時(shí)間內(nèi)的頻繁重復(fù)制動(dòng)，尤其是下 長坡時(shí)的連續(xù)制動(dòng)，都會(huì)引起制動(dòng)器的溫升過快，溫度過高。一般要求在初速為最高車 速的 80%時(shí)，以約 0.3g 的減速度重復(fù)進(jìn)行 15～20 次制動(dòng)到初速度的 1/2 的衰退試驗(yàn)后， 其熱態(tài)制動(dòng)效能應(yīng)達(dá)到冷態(tài)制動(dòng)效能的 80%以上。 (5)制動(dòng)效能的水穩(wěn)定性好。制動(dòng)器摩擦表面浸水后，會(huì)因水的潤滑作用使摩擦系數(shù) 急劇減小而發(fā)生所謂的“ 水衰退 ”現(xiàn)象。一般規(guī)定在出水后反復(fù)制動(dòng) 5～15 次，即應(yīng)恢復(fù)其 制動(dòng)效能。良好的摩擦材料吸水率低，其摩擦性能恢復(fù)迅速。也應(yīng)防止泥沙、污物等進(jìn) 入制動(dòng)器工作表面，否則會(huì)使制動(dòng)效能降低并加速磨損。某些越野汽車為了防止水和泥 沙侵入而采用封閉的制動(dòng)器。 (6)制動(dòng)時(shí)的操縱穩(wěn)定性好。即以任何速度制動(dòng)，汽車都不應(yīng)當(dāng)失去操縱性和方向穩(wěn) 定性。一般要求在進(jìn)行制動(dòng)效能試驗(yàn)時(shí)，車輛的任何部位不得偏出 3.7m 的試驗(yàn)道。 (7)制動(dòng)踏板和手柄的位置和行程符合人機(jī)工程學(xué)要求，即操作方便性好，操縱輕便， 舒適，能減少疲勞。踏板行程：對(duì)轎車應(yīng)不大于 150mm；對(duì)貨車應(yīng)不大于 170mm，其中 考慮了摩擦襯片或襯塊的容許磨損量。制動(dòng)手柄行程應(yīng)不大于 160～200mm。 (8)作用滯后的時(shí)間要盡可能地短，包括從制動(dòng)踏板開始動(dòng)作至達(dá)到給定制動(dòng)效能水 平所需的時(shí)間( 制動(dòng)滯后時(shí)間)和從放開踏板至完全解除制動(dòng)的時(shí)間(解除制動(dòng)滯后時(shí)間)。 一般要求這個(gè)時(shí)間盡可能短，對(duì)于氣制動(dòng)車輛不得超過 0.6s，對(duì)于汽車列車不得超過 0.8s。 (9)制動(dòng)時(shí)制動(dòng)系噪聲盡可能小，且無異常聲響。 (10)與懸架、轉(zhuǎn)向裝置不產(chǎn)生運(yùn)動(dòng)干涉，在車輪跳動(dòng)或汽車轉(zhuǎn)向時(shí)不會(huì)引起自行制動(dòng)。 (11)制動(dòng)系中應(yīng)有音響或光信號(hào)等警報(bào)裝置以便能及時(shí)發(fā)現(xiàn)制動(dòng)驅(qū)動(dòng)機(jī)件的故障和功 能失效；制動(dòng)系中也應(yīng)有必要的安全裝置，例如一旦主、掛車之間的連接制動(dòng)管路損壞， 應(yīng)有防止壓縮空氣繼續(xù)漏失的裝置；在行駛過程中掛車一旦脫掛，亦應(yīng)有安全裝置驅(qū)使 駐車制動(dòng)將其停駐。 (12)能全天候使用，氣溫高時(shí)液壓制動(dòng)管路不應(yīng)有氣阻現(xiàn)象；氣溫低時(shí)氣制動(dòng)管路 不應(yīng)出現(xiàn)結(jié)冰。 (13)制動(dòng)系的機(jī)件應(yīng)使用壽命長、制造成本低；對(duì)摩擦材料的選擇也應(yīng)考慮到環(huán)保 要求，應(yīng)力求減小制動(dòng)時(shí)飛散到大氣中的有害于人體的石棉纖維 [3]。 第 1章 緒論 4 1.4 研究目的和意義 汽車制動(dòng)器是指產(chǎn)生阻礙車輛運(yùn)動(dòng)或運(yùn)動(dòng)趨勢(shì)的力（制動(dòng)力）的部件，其中也包括 輔助制動(dòng)系統(tǒng)中的緩速裝置. 近年來，國內(nèi)外對(duì)汽車制動(dòng)系統(tǒng)的研究與改進(jìn)的大部分工 作集中在通過對(duì)汽車制動(dòng)過程的有效控制來提高車輛的制動(dòng)性能及其穩(wěn)定性，如 ABS 技 術(shù)等，而對(duì)制動(dòng)器本身的研究改進(jìn)較少。然而，對(duì)汽車制動(dòng)過程的控制效果最終都須通 過制動(dòng)器來實(shí)現(xiàn)，現(xiàn)代汽車普遍采用的摩擦式制動(dòng)器的實(shí)際工作性能是整個(gè)制動(dòng)系中最 復(fù)雜、最不穩(wěn)定的因素，因此改進(jìn)制動(dòng)器機(jī)構(gòu)、解決制約其性能的突出問題具有非常重 要的意義，特別是對(duì)制動(dòng)盤的應(yīng)力應(yīng)變的仔細(xì)分析，使設(shè)計(jì)更加具有可靠性。 第二章 盤式制動(dòng)器的設(shè)計(jì) 5 2 盤式制動(dòng)器的設(shè)計(jì) 2.1 制動(dòng)系主要參數(shù)的確定 制動(dòng)器設(shè)計(jì)中需要預(yù)先給定的參數(shù)有：汽車軸距 L；車輪滾動(dòng)半徑 ；汽車空，滿載???? 時(shí)的總質(zhì)量 、ma，；空，滿載時(shí)的質(zhì)心位置，包括質(zhì)心高度 、 ，質(zhì)心離前軸距離?? ,?? ?????? ， ，質(zhì)心離后軸軸距 ， ；空，滿載時(shí)的軸荷分配：前軸負(fù)荷 ， ，后軸負(fù)荷 ，?? ’1 ??1 ??’2 ??2 ??’1 ??1 ??’2 等。而對(duì)于汽車制動(dòng)性能有重要影響的制動(dòng)系參數(shù)有：制動(dòng)力及其分配系數(shù)，同步附??2 著系數(shù)，制動(dòng)強(qiáng)度，附著系數(shù)利用率，最大制動(dòng)力矩與制動(dòng)因數(shù)等。 由于本文計(jì)算時(shí)只涉及滿載情況，因此下表只給出滿載時(shí)的各個(gè)參數(shù)值。結(jié)合相關(guān) 車型及估算可大致得到制動(dòng)系的主要基本參數(shù)，詳見表 2-1。 表 2-1 制動(dòng)器主要參數(shù) 序號(hào) 項(xiàng)目名稱 具體參數(shù) 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 輪胎滾動(dòng)半徑 （mm ）???? 319.5 注：本文無特殊說明時(shí)，計(jì)算所用數(shù)據(jù)均為滿載時(shí)數(shù)據(jù)。 2.1.1 理想的前后制動(dòng)力分配曲線 由參考文獻(xiàn) [4]可知理想的制動(dòng)力分配曲線可根據(jù)下式繪制： = （2-1）????2 12[???????22+4???????????1?(????2???+2????1)] 式中： —前、后軸制動(dòng)器制動(dòng)力， N；????1、 ????2 G—汽車所受重力，N，G= + ）*9.8m/s2;（ ??1??2 L—汽車軸距，mm；L= + ；??1??2 第二章 盤式制動(dòng)器的設(shè)計(jì) 6 其余同表 2-1； 由式 2-1 可知，只要給出所設(shè)計(jì)車輛的總質(zhì)量、汽車的質(zhì)心位置，軸距等基本參數(shù)就 可以求出理想的前后制動(dòng)力分配曲線即 I 曲線。I 曲線所表述的是前后輪同時(shí)抱死前后制 動(dòng)器制動(dòng)力的關(guān)系曲線。 同時(shí)可在 I 曲線坐標(biāo)系下繪制任意附著系數(shù) 下的前后制動(dòng)力分配曲線?？砂聪率竭M(jìn)?? 行繪制： GFf???21 （2-2 ） 其中僅 為變量， ， 為因變量。初步繪制時(shí)取 0.1,0.2,0.3…1；可以得到一?? ????1????2 ??= 組與坐標(biāo)系成 45°的平行線。 2.1.2 制動(dòng)力分配系數(shù)曲線與同步附著系數(shù) 通常兩軸汽車的前、后制動(dòng)器制動(dòng)力之比為固定值。常用前制動(dòng)器制動(dòng)力與汽車總 制動(dòng)器制動(dòng)力之比來表明分配的比例，稱為制動(dòng)器制動(dòng)力分配系數(shù)，并以符號(hào) 表示。即：?? （2- ??=????1???? 3） 線為通過原點(diǎn)的一條直線，若其與 I曲線相交于 B點(diǎn)，則此處的附著系數(shù)稱為同步?? 附著系數(shù) ，它是汽車制動(dòng)性能的一個(gè)重要參數(shù)，由汽車結(jié)構(gòu)參數(shù)所決定。同步附著系??0 數(shù)說明，前、后制動(dòng)器制動(dòng)力為固定比值的汽車，只有在一種附著系數(shù)，即同步附著系 數(shù)路面上制動(dòng)時(shí)才能使前后輪同時(shí)抱死 [5]。 同時(shí)制動(dòng)力分配系數(shù) 可由下式求得：?? （2- ??=??2+??0????? 4） 式中： —滿載時(shí)，質(zhì)心距后軸的距離；??2 —汽車同步附著系數(shù)；??0 —滿載時(shí)質(zhì)心高度，mm ； ??? L—輪距，mm； 將 0.1,0.2,0.3…1 帶入公式（2-2）中；可以得到一組與坐標(biāo)系成 45°的平行線。在??= 將 0.1,0.2,0.3…1 帶入公式（2-1）中，可得到一組通過坐標(biāo)原點(diǎn)，斜率不同的射線，??= 由于已知汽車的總質(zhì)量，汽車的質(zhì)心位置，則能根據(jù)上述數(shù)據(jù)得出 I 曲線，由此可以得出 理想的前后制動(dòng)器制動(dòng)力分配曲線（圖 2.1） 第二章 盤式制動(dòng)器的設(shè)計(jì) 7 圖 2.1 制動(dòng)力分配曲線 觀察圖 2.1 制動(dòng)力分配曲線與 I 曲線，可知附著系數(shù) 與同步附著系數(shù)存在三種關(guān)系?? 即： , = .下面分別討論這三種關(guān)系對(duì)整車制動(dòng)性能的影響：????0 ????0 ????0 a)、當(dāng) ， 線位于 I 線上方，制動(dòng)時(shí)總是后輪先抱死。這時(shí)容易發(fā)生后軸側(cè)滑使????0 ?? 汽車失去方向穩(wěn)定性。 c)、當(dāng) = ，制動(dòng)時(shí)汽車前、后車輪同時(shí)抱死，是一種穩(wěn)定的工況，但也失去轉(zhuǎn)向????0 能力。 通過上面的討論得到的結(jié)論是：為了防止后軸抱死發(fā)生危險(xiǎn)的側(cè)滑，汽車制動(dòng) 系的實(shí)際前后制動(dòng)力分配曲線（ 曲線）應(yīng)總是在理想制動(dòng)力分配曲線（I 曲線）下方；?? 為了減少制動(dòng)時(shí)前輪抱死而失去轉(zhuǎn)向能力的機(jī)會(huì)，提高附著效率， 曲線應(yīng)該越靠近 I 曲?? 第二章 盤式制動(dòng)器的設(shè)計(jì) 8 線越好 [6]。 2.1.3 附著系數(shù)利用率和制動(dòng)強(qiáng)度 附著條件的利用情況可用附著系數(shù)利用率 （或附著利用率）來表達(dá)，當(dāng) ＝ 時(shí)?? ?? ??0 =1，利用率最高。?? 20 世紀(jì) 50 年代，當(dāng)時(shí)道路條件很差，汽車行駛速度較低，后輪抱死的后果也不顯得 像前輪抱死喪失轉(zhuǎn)向能力那樣嚴(yán)重，因此往往將 值取得很低，即處于常遇附著系數(shù)范??0 圍的中間偏低區(qū)段。但當(dāng)今道路條件大為改善，汽車行駛速度也大為提高，因而汽車因 制動(dòng)時(shí)后輪抱死引起的后果也十分嚴(yán)重，由于車速高，它不僅會(huì)引起側(cè)滑甚至?xí)纛^而 喪失操縱穩(wěn)定性。后輪先抱死的情況是最不希望發(fā)生的。這時(shí)容易發(fā)生后軸側(cè)滑使汽車 失去方向穩(wěn)定性。由于車輛行駛的路況不同，因此附著系數(shù) 變化較大，不能時(shí)時(shí)滿足 ≤?? ?? 的要求。各類轎車和一般貨車的 有增大的趨勢(shì)。目前轎車取 ≥0.6；貨車取 ≥0.5；??0 ??0 ??0 ??0 本文取同步附著系數(shù) =0.6；帶入式 2-4 可求得 0.62[7]。??0 ??= 附著系數(shù)利用率的計(jì)算公式如下所示： 當(dāng) 時(shí)可用下式表達(dá) ：????0 ?? ??= ??1??1+（ ??-??0） ??? （2-6） 式中： —滿載時(shí)質(zhì)心距前軸的水平距離， =1334.4mm；??1 ??1 —質(zhì)心距水平地面的距離， =450mm；??? ??? —附著系數(shù)；?? —同步附著系數(shù)， =0.6；??0 ??0 國標(biāo) GB 7258-2017《機(jī)動(dòng)車運(yùn)行安全技術(shù)條件》要求整車實(shí)驗(yàn)時(shí)道路附著系數(shù) ≥0.7；本文取路面附著系數(shù) =0.8（瀝青或干混凝土路面）；由于 =0.6.因此附著系數(shù)?? ?? ??0 利用率 需使用式 3-6 計(jì)算，經(jīng)計(jì)算 =0.94.[8]?? ?? 2.1.4 制動(dòng)器最大制動(dòng)力矩 應(yīng)合理的確定前后制動(dòng)器的制動(dòng)力矩，以保證汽車有良好的制動(dòng)效能和穩(wěn)定性。最 大制動(dòng)力是在汽車附著質(zhì)量被完全利用的條件下獲得的，這時(shí)制動(dòng)力與地面作用于車輪 的法向力 , 成正比。??1 ??2 對(duì)于常遇到的道路條件較差、車速較低因而選取了較小的同步附著系數(shù) 值的汽車，??0 第二章 盤式制動(dòng)器的設(shè)計(jì) 9 為了保證在 的良好路面上能夠制動(dòng)到后軸和前軸先后抱死滑移，前、后軸的車輪制????0 動(dòng)器所能產(chǎn)生最大的制動(dòng)力矩為： = （2-????1?????? ????（ ??2+?????） ?????? 7） （2- ????2??????=1?????????1?????? 8） 式中： 、 —前、后軸最大制動(dòng)力矩， N*m；????1??????????2?????? —該車所能遇到的最大附著系數(shù)，計(jì)算時(shí)取 =0.8；?? ?? —車輪的有效半徑，m；由表 2-1 可知 =0. 3195m；???? ???? 其余參數(shù)同上述； 對(duì)于選取較大的 值的各類汽車，則應(yīng)保證汽車制動(dòng)時(shí)的穩(wěn)定性出發(fā)，來確定各軸??0 的最大制動(dòng)力矩。當(dāng) 時(shí)，相應(yīng)的極限制動(dòng)強(qiáng)度 q＜ ，故所需的后軸和前軸的最大制????0 ?? 動(dòng)力為： = （2-9） ????2?????? ????（ ??1??????） ?????? （2- ????1??????=1?????????2?????? 10） 這里按照 2-7 式進(jìn)行計(jì)算，經(jīng)計(jì)算 =2944.71N*m； =1882.68N*m；????1?????? ????2?????? 則前后軸最大制動(dòng)力 可由下式求得:????1 = (2-11)????1， 2 ????1,2???????? ?? 參數(shù)同式 2-7,經(jīng)計(jì)算 =9216.614N; =5892.59N;????1 ????2 2.2 基于制動(dòng)類型選擇 按摩擦副中的固定摩擦元件的結(jié)構(gòu)，盤式制動(dòng)器分為鉗盤式和全盤式制動(dòng)器兩大類。 鉗盤式制動(dòng)器的固定摩擦元件是兩塊帶有摩擦襯塊的制動(dòng)塊，后者裝在以螺栓固定于轉(zhuǎn) 向節(jié)或橋殼上的制動(dòng)鉗體中。兩塊制動(dòng)塊之間有作為旋轉(zhuǎn)元件的制動(dòng)盤，制動(dòng)盤是用螺 栓固定于輪轂上。全盤式制動(dòng)器的固定摩擦元件和旋轉(zhuǎn)元件均為圓盤形，制動(dòng)時(shí)各盤摩 擦表面全部接觸。其工作原理如摩擦離合器，故又稱為離合器式制動(dòng)器。用得較多的是 多片全盤式制動(dòng)器，以便獲得較大的制動(dòng)力。但這種制動(dòng)器的散熱性能較差，故多為油 冷式，結(jié)構(gòu)較復(fù)雜。因全盤式制動(dòng)器制動(dòng)盤的全部工作面可同時(shí)與摩擦片接觸。全盤式 第二章 盤式制動(dòng)器的設(shè)計(jì) 10 制動(dòng)器由于制動(dòng)鉗的橫向尺寸較大，主要應(yīng)用在重型車上。 2.2.1 鉗盤式制動(dòng)器分類 鉗盤式制動(dòng)器按制動(dòng)鉗的結(jié)構(gòu)型式又可分為固定鉗式盤式制動(dòng)器和浮動(dòng)鉗式盤式制 動(dòng)器： (1)固定鉗式盤式制動(dòng)器 在制動(dòng)鉗體上有兩個(gè)液壓油缸，其中各裝有一個(gè)活塞。當(dāng)壓力油液進(jìn)入兩個(gè)油缸活 塞外腔時(shí)，推動(dòng)兩個(gè)活塞向內(nèi)將位于制動(dòng)盤兩側(cè)的制動(dòng)塊總成壓緊到制動(dòng)盤上，從而將 車輪制動(dòng)。當(dāng)放松制動(dòng)踏板使油液壓力減小時(shí)，回位彈簧又將兩制動(dòng)塊總成及活塞推離 制動(dòng)盤。這種型式也稱為對(duì)置活塞式或浮動(dòng)活塞式。 (2)浮動(dòng)鉗式盤式制動(dòng)器 浮動(dòng)鉗式盤式制動(dòng)器的制動(dòng)鉗體是浮動(dòng)的。其浮動(dòng)方式有兩種，一種是制動(dòng)鉗體可 作平行滑動(dòng)；另一種是制動(dòng)鉗體可繞一支承銷擺動(dòng)。因而有滑動(dòng)鉗式盤式制動(dòng)器和擺動(dòng) 鉗式盤式制動(dòng)器之分。但它們的制動(dòng)油缸均為單側(cè)的，且與油缸同側(cè)的制動(dòng)塊總成是活 動(dòng)的，而另一側(cè)的制動(dòng)塊總成則固定在鉗體上。制動(dòng)時(shí)在油液壓力作用下，活塞推動(dòng)活 動(dòng)制動(dòng)塊總成壓靠到制動(dòng)盤，而反作用力則推動(dòng)制動(dòng)鉗體連同固定制動(dòng)塊總成壓向制動(dòng) 盤的另一側(cè)，直到兩制動(dòng)塊總成受力均等為止。對(duì)擺動(dòng)鉗式盤式制動(dòng)器來說，鉗體不是 滑動(dòng)而是在與制動(dòng)盤垂直的平面內(nèi)擺動(dòng)。這樣就要求制動(dòng)摩擦襯塊應(yīng)預(yù)先做成楔形的(摩 擦表面對(duì)背面的傾斜角為 6°左右)。在使用過程中，摩擦襯塊逐漸磨損到各處殘存厚度均 勻(一般約為 l mm)后即應(yīng)更換 [9]。 盤式制動(dòng)器尤其是浮動(dòng)鉗式盤式制動(dòng)器已十分廣泛地用于轎車的前輪。與鼓式后輪 制動(dòng)器配合，也可使后輪制動(dòng)器較容易地附加駐車制動(dòng)的驅(qū)動(dòng)機(jī)構(gòu)，兼作駐車制動(dòng)器之 用。有些轎車的前、后輪都采用盤式制動(dòng)器，主要是為了保持制動(dòng)力分配系數(shù)的穩(wěn)定。 本文選用結(jié)構(gòu)較為簡(jiǎn)單的浮動(dòng)鉗式盤式制動(dòng)器進(jìn)行設(shè)計(jì)。 2.3 盤式制動(dòng)器的設(shè)計(jì) 浮動(dòng)鉗盤式制動(dòng)器主要由：制動(dòng)襯塊、制動(dòng)盤、制動(dòng)鉗體、活塞等組成。圖 3.1 為某 型轎車用浮動(dòng)鉗盤式制動(dòng)器結(jié)構(gòu)圖。 第二章 盤式制動(dòng)器的設(shè)計(jì) 11 1制動(dòng)塊 2、制動(dòng)盤 3、活塞 4、制動(dòng)鉗體 5、卡頭 6、輔助活塞 7 挺桿 圖 3.1 浮動(dòng)盤式制動(dòng)器 其中，制動(dòng)塊，制動(dòng)盤和活塞等時(shí)盤式制動(dòng)器的主要零部件。 2.3.1 盤式制動(dòng)器的參數(shù)設(shè)計(jì) 本文設(shè)計(jì)的是盤式制動(dòng)器，制動(dòng)盤直徑一般選擇輪輞直徑的 70%-79%，總質(zhì)量大于 2000㎏以上車型選擇較大值。實(shí)心制動(dòng)盤厚度在 10-20mm 使用于總質(zhì)量在 1200-3400㎏的 車型。本車所選用的輪胎滾動(dòng)半徑為 319.5mm，經(jīng)查相關(guān)標(biāo)準(zhǔn)初選輪輞直徑 D1=462mm。則本文設(shè)計(jì)的制動(dòng)盤直徑 D2=340mm。 制動(dòng)盤厚度 h 對(duì)制動(dòng)盤質(zhì)量和工作溫度都有影響。為使質(zhì)量小些，制動(dòng)盤的厚度不 宜取得很大，為了減少升溫，制動(dòng)盤的厚度不宜取得太小。制動(dòng)盤可以做成實(shí)心的，或 者為了散熱通風(fēng)需要在制動(dòng)盤間鑄造出通風(fēng)孔道。因此本文取制動(dòng)盤的厚度 h=26mm； 2.3.2 制動(dòng)缸直徑的計(jì)算 制動(dòng)缸直徑 d 可由下式求得： d= （2- ??????1?????????? 1 1） 式中： —制動(dòng)器所能產(chǎn)生的最大制動(dòng)力；由第二章可知 =9216.61N;???? ???? —前后車輪的使用半徑，這里取 = =0.3195m；??1 ??1???? P—制動(dòng)缸工作壓力，查閱相關(guān)手冊(cè)后，本文取 P=12Mpa —制動(dòng)器效能因數(shù)，對(duì)于盤式制動(dòng)器的制動(dòng)效能因數(shù)可由下式求得：???? =2f （2-2）???? 式 2-3 中：f —摩擦系數(shù),取 f=0.3，參考汽車設(shè)計(jì)手冊(cè) . 第二章 盤式制動(dòng)器的設(shè)計(jì) 12 則 BF=0.6 n—前后制動(dòng)器單側(cè)油缸數(shù)目（僅對(duì)盤式制動(dòng)器而言），n=2； —制動(dòng)盤半徑； =170mm；（在 2.3.1 中有相關(guān)數(shù)據(jù)介紹）??1 ??1 經(jīng)計(jì)算 d=38.21mm 制動(dòng)輪缸直徑 d 應(yīng)在標(biāo)準(zhǔn)規(guī)定的尺寸系列中選取具體為： 19mm、22mm、24mm、25mm、28mm、30mm、32mm、35mm、38mm、40mm、45mm 、55mm。這里選取 d=40mm[9] 2.3.3 制動(dòng)盤的選擇 制動(dòng)盤一般由珠光體灰鑄鐵制成，其結(jié)構(gòu)形狀有平板形和禮帽形兩種。后一種的圓 柱部分長度取決于布置尺寸。為了改善冷卻，有的鉗盤式制動(dòng)器的制動(dòng)盤鑄成中間有徑 向通風(fēng)槽的雙層盤，可大大增加散熱面積，但盤的整體厚度較大。制動(dòng)盤的工作表面應(yīng) 光滑平整。表 2-1 給出了幾種車型的制動(dòng)盤的制造要求 表 2-1 幾種車型的制動(dòng)盤的制造要求 車型 端面調(diào)動(dòng)量（mm） 兩端平行度（mm） 靜不平衡質(zhì)量 （N*cm） 奧迪、紅旗 ≤0.03 ≤0.01 ≤0.5 云雀 ≤0.05 ≤0.03 ≤1.5 奧拓 — ≤0.015 ≤1.0 參考表 2-1，并結(jié)合本文設(shè)計(jì)情況，本設(shè)計(jì)取兩側(cè)表面不平行度不應(yīng)大于 0.008mm，盤面擺差不應(yīng)大于 0.1mm，靜不平衡質(zhì)量不應(yīng)大于 1.0N*cm； 本文選用禮帽形結(jié)構(gòu),主要考慮輪胎安裝時(shí)避免輪胎與制動(dòng)盤及制動(dòng)鉗干涉。并采用 中間有徑向通風(fēng)槽的雙層盤。材料選擇珠光體鑄鐵。制動(dòng)盤厚度 h 對(duì)制動(dòng)盤質(zhì)量和工作 時(shí)的溫升有影響。為使質(zhì)量小些，制動(dòng)盤厚度不宜取得很大；為了降低溫度，制動(dòng)盤厚 度又不宜取得過小。制動(dòng)盤可以做成實(shí)心的，或者為了散熱通風(fēng)的需要在制動(dòng)盤中間鑄 出通風(fēng)孔道。一般實(shí)心制動(dòng)盤厚度可取為 10～20mm，通風(fēng)式制動(dòng)盤厚度取為 20～50mm ，采用較多的是 20～30mm。這里選擇 h=26mm。 2.3.4 制動(dòng)盤內(nèi)外半徑的計(jì)算 圖 2.2 為盤式制動(dòng)器的計(jì)算簡(jiǎn)圖，假設(shè)襯塊的摩擦表面與制動(dòng)盤接觸良好，且各處單 位壓力分布均勻，則盤式制動(dòng)器的制動(dòng)矩為： （2-????=2?????? 3） 第二章 盤式制動(dòng)器的設(shè)計(jì) 13 式中： —盤式制動(dòng)器的制動(dòng)矩；有第二章可知 =2944.71N*m;???? ???? f—摩擦系數(shù)；參考汽車設(shè)計(jì)手冊(cè)，計(jì)算時(shí) f=0.3； N—單側(cè)制動(dòng)塊對(duì)制動(dòng)盤的壓緊力；N 可由下式求得 N= (2-4) 2????2??4 ?? 2-4 式中 :d—制動(dòng)缸直徑 d，由式 2-1 可知，d=40mm； P—制動(dòng)液壓力， P=12Mpa —系統(tǒng)效率，計(jì)算時(shí)取 =0.7?? ?? 經(jīng)計(jì)算 N=21100.8N R—作用半徑。對(duì)于常見的扇形摩擦襯塊，如果其徑向尺寸不大，可取 R 為平均半徑 或有效半徑，則： R=R1+R2/2 （2- 6） 2-6 式中 R1，R2——扇形摩擦襯塊的內(nèi)徑和外徑。扇形摩擦襯塊的外徑應(yīng)略大于制 動(dòng)盤外徑，扇形摩擦襯塊的內(nèi)徑應(yīng)略大于制動(dòng)盤有效摩擦內(nèi)徑。這里取參考第 2 章所述， 這里取扇形摩擦襯塊的外徑 R2=0.175m；將式 2-6、式 2-5 代入式 2-4 中后可求得 R1=109.35mm。本文取 R1=0.125m. 則本文取中盤內(nèi)徑 =0.12m,由 2.3 節(jié)盤式制動(dòng)器的參數(shù)設(shè)計(jì)可知制動(dòng)盤外徑????1 =0.17m；????2 實(shí)際使用中還應(yīng)該考慮地面附著力對(duì)制動(dòng)的影響。當(dāng)制動(dòng)器制動(dòng)力 和地面制動(dòng)力???? 達(dá)到附著力 值時(shí)，車輪即被抱死并在地面上滑移。此后制動(dòng)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(dāng)制動(dòng)到 =0????????/???? ???? ?? 以后（ =0 時(shí)車輪抱死），地面制動(dòng)力 達(dá)到附著力 值后就不再增大，而制動(dòng)器制動(dòng)?? ???? ???? 力 由于踏板力 增大使摩擦力矩 增大而繼續(xù)上升 [10]。???? ???? ???? 圖 2.2 盤式制動(dòng)器計(jì)算簡(jiǎn)圖 2.3.5 制動(dòng)塊的設(shè)計(jì) 第二章 盤式制動(dòng)器的設(shè)計(jì) 14 制動(dòng)塊由背板和摩擦襯塊構(gòu)成，兩者直接壓嵌在一起。襯塊多為扇面形，也有矩形、 正方形或長圓形的?；钊麘?yīng)能壓住盡量多的制動(dòng)塊面積，以免襯塊發(fā)生卷角而引起尖叫 聲。這里選用扇形的制動(dòng)襯塊。 2.3.6 摩擦襯塊工作面積的計(jì)算 襯塊多為扇面形，也有矩形、正方形或長圓形的。本文選取扇形的。初選扇形角度 為 80°則摩擦襯塊的摩擦面積可由下式求得： A= (n*π )/360 （2-7）（ ??2???1） 2 式中：n-扇形角度，計(jì)算時(shí)取 n=80° R1，R2—扇形摩擦襯塊的內(nèi)徑和外徑，由上述可知 =50mm??2???1 則可知 A=0.017㎡ 實(shí)際設(shè)計(jì)中，為了在滿足足夠工作面積的同時(shí)仍能保證緊湊、合理的結(jié)構(gòu)（相對(duì)較 小的尺寸角）。在襯塊對(duì)稱中心處留出 2mm 的凹槽，保證了更好的散熱。 2.3.7 摩擦材料及摩擦系數(shù) 制動(dòng)摩擦材料應(yīng)具有高而穩(wěn)定的摩擦系數(shù)，抗熱衰退性能好，不能在溫度升到某一 數(shù)值后摩擦系數(shù)突然急劇下降；材料的耐磨性好，吸水率低，有較高的耐擠壓和耐沖擊 性能；制動(dòng)時(shí)不產(chǎn)生噪聲和不良?xì)馕?，?yīng)盡量采用少污染和對(duì)人體無害的摩擦材料。 前在制動(dòng)器中廣泛采用著模壓材料，它是以石棉纖維為主并與樹脂粘結(jié)劑、調(diào)整摩 擦性能的填充劑( 由無機(jī)粉粒及橡膠、聚合樹脂等配成)與噪聲消除劑(主要成分為石墨)等 混合后，在高溫下模壓成型的。模壓材料的撓性較差，故應(yīng)按襯片或襯塊規(guī)格模壓，其 優(yōu)點(diǎn)是可以選用各種不同的聚合樹脂配料，使襯片或襯塊具有不同的摩擦性能和其他性 能。 另一種是編織材料，它是先用長纖維石棉與銅絲或鋅絲的合絲編織成布，再浸以樹 脂粘合劑經(jīng)干燥后輥壓制成。其撓性好，剪切后可以直接鉚到任何半徑的制動(dòng)蹄或制動(dòng) 帶上。在 100℃～120℃溫度下，它具有較高的摩擦系數(shù) ( =0.4 以上)，沖擊強(qiáng)度比模壓f 材料高 4～5 倍。但耐熱性差，在 200℃～250℃以上即不能承受較高的單位壓力，磨損 加快。因此這種材料僅適用于中型以下汽車的鼓式制動(dòng)器，尤其是帶式中央制動(dòng)器 [11]。 粉末冶金摩擦材料是以銅粉或鐵粉為主要成分(占質(zhì)量的 60％～80％) ，加上石墨、 陶瓷粉等非金屬粉末作為摩擦系數(shù)調(diào)整劑，用粉末冶金方法制成。其抗熱衰退和抗水衰 退性能好，但造價(jià)高，適用于高性能轎車和行駛條件惡劣的貨車等制動(dòng)器負(fù)荷重的汽車 [12]。 各種摩擦材料摩擦系數(shù)的穩(wěn)定值約為 0.3～0.5，少數(shù)可達(dá) 0.7。設(shè)計(jì)計(jì)算制動(dòng)器時(shí)一 般取 0.3～0.35 。選用摩擦材料時(shí)應(yīng)注意，一般說來，摩擦系數(shù)愈高的材料其耐磨性愈差。 本文選取摩擦系數(shù) f=0.3[13] 第二章 盤式制動(dòng)器的設(shè)計(jì) 15 2.4 校核計(jì)算 2.4.1 襯塊磨損特性校核 磨損襯塊的磨損受溫度、摩擦力、滑磨速度、制動(dòng)盤的材質(zhì)及加工情況，以及襯塊 本身材質(zhì)等許多因素的影響，因此在理論上計(jì)算磨損性能極為困難。實(shí)驗(yàn)表明，影響磨 損的最重要的因素還是摩擦表面的溫度和摩擦力。 在制動(dòng)強(qiáng)度很大的緊急制動(dòng)過程中，制動(dòng)器幾乎承擔(dān)了汽車的全部動(dòng)能耗散的任務(wù)， 致使制動(dòng)器溫度升高，這就是制動(dòng)器的能量負(fù)荷。能量負(fù)荷越大，則襯塊的磨損越嚴(yán)重。 盤式制動(dòng)器的襯塊，其單位面積上的能力負(fù)荷比鼓式制動(dòng)器襯片大很多倍，所以制動(dòng)盤 的表面溫度比制動(dòng)鼓的高。因此校核盤式制動(dòng)器的襯塊摩擦特性十分必要。 各種汽車的總質(zhì)量及其制動(dòng)襯片（襯塊）的摩擦面積不同，用一種相對(duì)的量作為評(píng) 價(jià)指標(biāo)。目前，各國常用的指標(biāo)是比能量耗散率，即單位時(shí)間內(nèi)襯塊單位摩擦面試耗散 的能量，通常所用的計(jì)量單位是 W/mm2。也稱為單位功負(fù)荷，或能量負(fù)荷。雙軸汽車的 單個(gè)前輪制動(dòng)器的比能量耗散率為： (3-8) ??1=??????(??21???22)4????1 ?? t= (3-9) ??1???2?? 式中: —汽車回轉(zhuǎn)質(zhì)量換算系數(shù)；計(jì)算時(shí)取 =1.0?? ?? —汽車總質(zhì)量，t；本設(shè)計(jì)取 ma=1.81t???? v1，v2—制動(dòng)初速度和最終速度（m/s），計(jì)算微型車時(shí)取 v2=0m/s，v1=27.8m/s（100Km/h）； t—為制動(dòng)時(shí)間（s）；經(jīng)計(jì)算 t=4.73s； A1—制動(dòng)襯塊摩擦面積（mm2），A=174.4mm2； —制動(dòng)力分配系數(shù)， 由車輛的結(jié)構(gòu)決定，參考文獻(xiàn)[8]指出對(duì)于橋車 大于等于?? ?? ?? 0.6，因此本文取 =0.6?? j—制動(dòng)減速度，計(jì)算時(shí)取 j=0.6g 則計(jì)算可得： =0.26W/mm2??1 鼓式制動(dòng)器的比能量損耗率不允許大于 1.8W/mm2，轎車盤式制動(dòng)器的比能量耗散率 應(yīng)不大于 6.0W/mm2。比能量耗散率過高，不僅會(huì)加速制動(dòng)襯片的磨損，而且可能引起制 動(dòng)盤的龜裂。經(jīng)計(jì)算校核比能量滿足設(shè)計(jì)要求。 2.4.2 盤式制動(dòng)器的熱容量和溫升計(jì)算 應(yīng)核算制動(dòng)器的熱容量和溫升是否滿足如下條件： 第二章 盤式制動(dòng)器的設(shè)計(jì) 16 （m dcd+mbch） t≥L （3-? 10） 式中：md—各制動(dòng)鼓（盤）的總質(zhì)量；計(jì)算時(shí)估取 md=20kg； mb—與各制動(dòng)鼓（盤）相連接的受熱金屬件（如輪轂、輪輻、輪輞、制動(dòng)前蹄等） 的總質(zhì)量。計(jì)算時(shí)估取 mb=100Kg； cd—制動(dòng)鼓（盤）材料的比熱容，對(duì)鑄鐵 c=482J/（kg*K ），對(duì)鋁合金 c=880J/（kg*K）；計(jì)算器時(shí)取 cd=482J/（kg*K） ch—與各制動(dòng)鼓（盤）相連接的受熱金屬件的比熱容，計(jì)算時(shí)取 ch=482J/（kg*K ）； t—制動(dòng)鼓（盤的溫升），計(jì)算時(shí)取 t=15℃；? ? L—滿載汽車制動(dòng)時(shí)有動(dòng)能轉(zhuǎn)變的熱能，因制動(dòng)過程迅速，可以認(rèn)為制動(dòng)產(chǎn)生的熱能 全部為前后制動(dòng)器吸收，并按前后制動(dòng)力的分配率分配給前后制動(dòng)器：即 Lz=ma ） （3- ??2??2（ 1??? 11） 式中：ma—汽車滿載質(zhì)量，ma=1.81t； Va—汽車制動(dòng)時(shí)初始速度，計(jì)算時(shí)可取 Va=18.06m/s； —汽車制動(dòng)分配系數(shù)， =0.62?? ?? Lz—制動(dòng)器產(chǎn)生的熱量，J 經(jīng)計(jì)算；Lz=112.17J；將上述參數(shù)帶式 4-6 可求得： （m dcd+mbch） t=867600J＞LZ=337.20J ，滿足溫升和熱容量的要求。? 第三章 三維設(shè)計(jì) 17 3 三維設(shè)計(jì) 3.1 CATIA 簡(jiǎn)介 CATIA 是法國達(dá)索公司的產(chǎn)品開發(fā)旗艦解決方案。作為 PLM 協(xié)同解決方案的一個(gè)重 要組成部分，它可以幫助制造廠商設(shè)計(jì)他們未來的產(chǎn)品，并支持從項(xiàng)目前階段、具體的 設(shè)計(jì)、分析、模擬、組裝到維護(hù)在內(nèi)的全部工業(yè)設(shè)計(jì)流程。模塊化的 CATIA 系列產(chǎn)品提 供產(chǎn)品的風(fēng)格和外型設(shè)計(jì)、機(jī)械設(shè)計(jì)、設(shè)備與系統(tǒng)工程、管理數(shù)字樣機(jī)、機(jī)械加工、分 析和模擬。CATIA 產(chǎn)品基于開放式可擴(kuò)展的 V5 架構(gòu)。 通過使企業(yè)能夠重用產(chǎn)品設(shè)計(jì)知識(shí)，縮短開發(fā)周期，CATIA 解決方案加快企業(yè)對(duì)市 場(chǎng)的需求的反應(yīng)。自 1999 年以來，市場(chǎng)上廣泛采用它的數(shù)字樣機(jī)流程，從而使之成為世 界上最常用的產(chǎn)品開發(fā)系統(tǒng)。CATIA 系列產(chǎn)品在八大領(lǐng)域里提供 3D 設(shè)計(jì)和模擬解決方 案：汽車、航空航天、船舶制造、廠房設(shè)計(jì)（主要是鋼構(gòu)廠房）、建筑、電力與電子、 消費(fèi)品和通用機(jī)械制造。 3.2 零件設(shè)計(jì) 零件設(shè)計(jì)主要應(yīng)用的命令有拉伸、旋轉(zhuǎn)、鉆孔、掃掠成形、肋、疊層成形、拉伸成 形特征、旋轉(zhuǎn)特征、鉆孔特征、掃掠成形特征、肋特征、疊層成形特征等常用命令。 首先在草紙上繪制主要零部件的輪廓尺寸圖。根據(jù)零部件的實(shí)際形狀選擇所需的命 令。根據(jù)所需的命令繪制相應(yīng)的草圖輪廓。例如繪制制動(dòng)氣室的數(shù)模。這里選用選擇命 令，就需繪制相應(yīng)的剖面圖。然后使用其他工具進(jìn)行細(xì)節(jié)的繪制。 零部件的繪制只要根據(jù)所繪零件的外形合理選擇繪圖命令，繪制零部件，應(yīng)注意的 是零部件的繪制應(yīng)盡量合理，為后續(xù)的分析工作打好基礎(chǔ)。 圖 3.1 制動(dòng)盤 第三章 三維設(shè)計(jì) 18 圖 3.2 制動(dòng)鉗，制動(dòng)塊，支架等零件 3.3 裝配設(shè)計(jì) 一個(gè)產(chǎn)品通常由多個(gè)零件組成，這些零件只有裝配成功，并且運(yùn)動(dòng)校核合理之后才 可以試制生產(chǎn)。裝配設(shè)計(jì)就是要將設(shè)計(jì)好的各個(gè)零件組裝起來，在設(shè)計(jì)過程中協(xié)調(diào)各零 件之間的關(guān)系，發(fā)現(xiàn)并修正零件設(shè)計(jì)的缺陷，裝配設(shè)計(jì)也是數(shù)字樣機(jī)（DMU）的基礎(chǔ)。 CATIA V5 裝配設(shè)計(jì)（Assembly Design）模塊可以方便地定義各零件之間的約束關(guān) 系，并檢查裝配件之間的一致性。它可以幫助設(shè)計(jì)師自上而下（Top Down）或自下而上 （Bottom Up）的定義、管理多層次的大型裝配結(jié)構(gòu)，使零件的設(shè)計(jì)在單獨(dú)環(huán)境和裝配環(huán) 境中都成為可能。 CATIA 裝配模塊的進(jìn)入方法通常有三種： 1、 通過“Start”菜單，選擇“Mechanical Design”模塊組，然后選擇 “Assembly Design” 模塊即可。 2、通過“File”菜單，選擇“New” 新建文件，然后在文件類型列表中選擇 “Product”，即 可創(chuàng)建新的裝配件。 3、通過偏好工作臺(tái)設(shè)置，將“Assembly Design”模塊列入偏好的常用模塊，即可在需 要時(shí)通過工作臺(tái)圖標(biāo)切換至裝配件設(shè)計(jì)模塊。 CATIA 裝配模塊的工作界面如圖 3.3 所示，由圖中模型樹可見一個(gè)裝配件由若干零 部件及約束組成，圖中還列出了該模塊常用的工具條以及菜單命令：包括產(chǎn)品結(jié)構(gòu)工具 條及約束工具條等。 裝配設(shè)計(jì)通常的工作順序?yàn)椋?1、插入或新建已有的零件/子裝配體； 2、利用羅盤拖拽，初步定位各零件或子裝配件的空間位置； 3、利用 Fix 約束固定該裝配件的某個(gè)基準(zhǔn)件； 第三章 三維設(shè)計(jì) 19 4、以上一步的基準(zhǔn)件為參照，利用多種約束關(guān)系限定其余各部件的空間位置； 5、分析該裝配件的性能，如沖突、間隙等。發(fā)現(xiàn)并修正問題； 6、添加注解等輔助工作，生成零件清單或其他報(bào)告。這里就不再贅述裝配過程。 圖 3.3 盤式制動(dòng)器裝配 第 4章基于 CATIA和 ANSYS的制動(dòng)器性能仿真分析 20 4 基于 CATIA 和 ANSYS 的制動(dòng)器性能仿真分析 有限元分析（FEA，F(xiàn)inite Element Analysis）利用數(shù)學(xué)近似的方法對(duì)真實(shí)物理系統(tǒng) （幾何和載荷工況）進(jìn)行模擬。利用簡(jiǎn)單而又相互作用的元素（即單元），就可以用有 限數(shù)量的未知量去逼近無限未知量的真實(shí)系統(tǒng)。 有限單元法的基本思想是將物體（即連續(xù)的求解域）離散成有限個(gè)簡(jiǎn)單單元的組合， 將一個(gè)連續(xù)的無限自由度問題簡(jiǎn)化為離散的有限自由度問題。單元之間通過有限個(gè)節(jié)點(diǎn) 相互連接，建立各單元矩陣；在輸入材料特性、載荷和約束等邊界條件后，進(jìn)行變形、 應(yīng)力、頻率和溫度場(chǎng)等特性的計(jì)算?；A(chǔ)的有限元分析可以分為靜態(tài)分析和動(dòng)態(tài)分析 （模態(tài)分析、瞬態(tài)響應(yīng)、頻響分析和隨機(jī)振動(dòng)分析）。由于篇幅和所學(xué)知識(shí)限制，本文 只進(jìn)靜態(tài)分析 [14]。 結(jié)構(gòu)靜力分析用于計(jì)算由那些不包括慣性和阻尼效應(yīng)的載荷作用于結(jié)構(gòu)或部件上引 起的位移、應(yīng)力、應(yīng)變和力。固定不變的載荷和響應(yīng)是一種假定，即假定載荷和結(jié)構(gòu)引 起的響應(yīng)隨時(shí)間的變化非常緩慢。靜力分析所施加的載荷包括外部施加的作用力和壓力、 穩(wěn)態(tài)的慣性力（如重力和離心力）、位移載荷等。有限元分析一般流程為： 結(jié)構(gòu)離散→載荷移置→單元分析→整體分析→邊界條件→線性方程→單元應(yīng)力和應(yīng) 變→結(jié)果分析 對(duì)上述流程進(jìn)行歸納后，一般情況下有限元分析分為：1、前處理；2 計(jì)算；3、后處 理； 第 4章基于 CATIA和 ANSYS的制動(dòng)器性能仿真分析 21 4.1 零件的前處理 4.1.1 模型的簡(jiǎn)化 模型簡(jiǎn)化的主要目的是提高計(jì)算速度和精度.有限元模型必須與分析目的、計(jì)算機(jī)性 能匹配，并不是模型越精確計(jì)算精度越高。越精確就意味著模型越復(fù)雜，進(jìn)而要求軟件 進(jìn)行更加復(fù)雜的矩陣化簡(jiǎn)求解。這樣一來，模型的誤差雖然小了，計(jì)算誤差反而增大， 導(dǎo)致最終得不到合適的結(jié)果。在建立有限元模型時(shí)，盡量采用盡可能簡(jiǎn)單的模型，無需 保留實(shí)物模型的所有細(xì)節(jié)特征，常用作法是：去掉非關(guān)鍵位置的小孔和槽，用圓孔代替 螺紋孔，用直角代替圓角及倒角. 如果保留實(shí)物模型的諸多細(xì)微幾何特征，會(huì)導(dǎo)致分析結(jié) 果的應(yīng)力集中，甚至出現(xiàn)應(yīng)力奇異狀態(tài)。 4.1.2 材料定義 CATIA 支持用戶自定義材料屬性，本文分析的制動(dòng)盤選用 QT450-10 其屬性詳見下表 4-1. 表 4-1 QT450-10 材料屬性 參數(shù)名稱 數(shù)值 楊氏模量（N/㎡） 1.69X1011 泊松比 0.257 密度（Kg/ ）m3 7060 屈服強(qiáng)度（N/ ）???2 450 熱膨脹系數(shù) （ k.dge） ?1 1.01X107 4.1.3 網(wǎng)格化分 CATIA 提供強(qiáng)大網(wǎng)格劃分工具，對(duì)于復(fù)雜模型可以使用 Advanced Meshing Tools 進(jìn) 行細(xì)致的網(wǎng)格劃分。幾何模型并不直接參與有限元分析，參與有限元分析的是節(jié)點(diǎn)和單 元。所有施加在幾何模型邊界上的載荷都要傳遞到節(jié)點(diǎn)和單元上進(jìn)行求解。因此需要對(duì) 幾何模型進(jìn)行網(wǎng)格劃分，網(wǎng)格劃分是建立有限元分析的重要環(huán)節(jié)。網(wǎng)格形狀的合理性直 接影響了計(jì)算結(jié)果。網(wǎng)格質(zhì)量可以用：細(xì)長比、錐度比、內(nèi)角、翹曲量、拉伸量、邊節(jié) 點(diǎn)位置偏差度等指標(biāo)衡量。本文使用較簡(jiǎn)單的自動(dòng)網(wǎng)格劃分工具。網(wǎng)格劃分時(shí)“size”定義 為 4mm；絕對(duì)垂度定義為 1mm，其余默認(rèn)。完成網(wǎng)格劃分后，對(duì)網(wǎng)格質(zhì)量進(jìn)行檢查，質(zhì) 量較好的網(wǎng)格占 99.99%。說明網(wǎng)格劃分有較高的精度 [15]。 第 4章基于 CATIA和 ANSYS的制動(dòng)器性能仿真分析 22 虛擬零件是在 CATIA 結(jié)構(gòu)分析模型中創(chuàng)建過程中，對(duì)施加的約束和載荷起“ 傳遞”作 用的一種沒有幾何支撐的特殊結(jié)構(gòu)。虛擬零件檢查虛件。在頂端圓直徑上的直徑 13mm 的螺栓孔上定義柔性虛件，并限制其所有自由度。在制動(dòng)鉗與制動(dòng)盤摩擦處做輔助平面， 在其上施加第二章所求的最大制動(dòng)扭矩 =2944.71N*m；圖 4.1 為制動(dòng)盤有限元分析????1?????? 模型。 圖 4.1 為制動(dòng)盤有限元分析模型 CATIA 提供了四種計(jì)算方法：ATUO（系統(tǒng)自動(dòng)選擇）、Gauss（高斯法）、 Gradient（梯度法）、 Gauss R6（高斯法 R6）。Gauss 法針對(duì)疏松矩陣的直接求法，具有 速度快的特點(diǎn)。Gradient 又稱間接法，在同等資源的情況下，可以計(jì)算比 Gauss 法計(jì)算更 大的模型。Gauss R6 從 R6 開始改良，具有高速、穩(wěn)定等優(yōu)點(diǎn)，適合大規(guī)模的計(jì)算。本 文計(jì)算時(shí)選用 Gauss R6（高斯法 R6） 4.2 基于 CATIA 的制動(dòng)盤的最大應(yīng)力分析 首先在下拉式功能表中選擇 FILEOPEN 指令，系統(tǒng)即顯示如下圖對(duì)話框，選取制動(dòng) 盤并按下開啟檔案按鈕將之開放就可以載入制動(dòng)盤的模型。 圖 4.2 操作圖 第 4章基于 CATIA和 ANSYS的制動(dòng)器性能仿真分析 23 其次將零件單位改為與 CATIA 自帶的預(yù)設(shè)資料庫一致，在下拉式功能表中選擇 Tools 功能表，系統(tǒng)即彈出功能表如下左圖，選擇 Option 特性選擇后即可進(jìn)入對(duì)話框，選 擇 Untis 單位設(shè)定如下圖右，其中顯示系統(tǒng)預(yù)設(shè)之單位有長度及慣性矩兩項(xiàng)使用 mm 為單 位。 圖 4.2 材料屬性圖 然后自定義材料屬性，在 4.1.2 中已經(jīng)提到，并且已經(jīng)給出相應(yīng)的數(shù)據(jù)。其過程為在 模型樹中按下 （指定材料）圖示。切換至 Metal 金屬材料頁，并選擇相應(yīng)的材料。 最后，開始進(jìn)入應(yīng)力分析模組，在模型樹中選擇 StarStress Analysis 應(yīng)力分析模組， 分析之前，將先進(jìn)行 4.1.3 中所介紹的虛擬零件的步奏，否則將無法分析，其網(wǎng)格分化也 在 4.1.3 中詳細(xì)介紹。最后，在制動(dòng)鉗與制動(dòng)盤摩擦處做輔助平面，在其上施加第二章所 求的最大制動(dòng)扭矩 =2944.71N*m，即可分析出圖 4-3，圖 4-4，所得結(jié)果。????1?????? 由 4.1.1 中模型簡(jiǎn)化的知識(shí)在建立有限元模型時(shí)，盡量采用盡可能簡(jiǎn)單的模型，無需 保留實(shí)物模型的所有細(xì)節(jié)特征，常用作法是：去掉非關(guān)鍵位置的小孔和槽，用圓孔代替 螺紋孔，用直角代替圓角及倒角，這樣能夠減小計(jì)算誤差。本文對(duì)制動(dòng)時(shí)制動(dòng)盤的變形 量采用模型簡(jiǎn)化 [16]。 從位移圖 4.3 上可以看出制動(dòng)時(shí)制動(dòng)盤的變形量，其中最大的變形量為 0.145mm 且 最大變形區(qū)域?yàn)榉墙佑|區(qū)域，對(duì)制動(dòng)時(shí)的接觸質(zhì)量影響微乎其微。因此可判定變形滿足 要求。 第 4章基于 CATIA和 ANSYS的制動(dòng)器性能仿真分析 24 圖 4.3 制動(dòng)盤變形 圖 4.4 可知，在最大制動(dòng)扭矩工況下制動(dòng)盤的最大馮塞思應(yīng)力為 107Mpa；馮塞思應(yīng) 力，可認(rèn)為與第三強(qiáng)度理論相一致。第三強(qiáng)度理論認(rèn)為：引起材料屈服的主要因素是最 大切應(yīng)力，而且，不論材料處于何種應(yīng)力狀態(tài)，只要最大切應(yīng)力達(dá) 到材料單向拉伸屈???????? 服強(qiáng)度時(shí)的最大切應(yīng)力 ，材料即發(fā)生屈服。由于最大制動(dòng)力工況下制動(dòng)盤受的最大切應(yīng)???? 力 =107Mpa 遠(yuǎn)小于材料屈服強(qiáng)度 =450Mpa。所以滿足強(qiáng)度要求