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家用轎車鼓式制動器結構設計 摘 要 隨著現代不斷提高的道路條件及汽車性能，使汽車擁有越來越快的速度，為了保證汽車高速行駛下的行車安全，作為汽車中的重要組成部分的制動器是保證安全的最基本保證。本次設計的題目是家用轎車鼓式制動器的設計。結合現代國內外汽車形式，首先確定了制動器的總體方案：對鼓式制動器的類型進行對比并選擇，再對對驅動機構進行進行選擇，確定制動器類型為鼓式制動器，行車時液壓制動控制機構；駐車時用機械式控制。確定了汽車的各項參數，接著計算同步附著系數、制動力分配系數。然后由最大附著系數確定制動強度、制動力矩和制動器因數。再對制動器的各種主要參數如半徑，起始角，包角及寬度；中心距離；及支銷中心的位置進行選擇。再經過分析壓力分布規(guī)律及變形規(guī)律，計算制動力矩后，張開力和制動器因數，對磨損特性進行了校核計算，然后進行駐車制動的相關計算，包括停駐最大坡度及其附著力。通過計算對各零部件進行了設計校核。本章計算了輪缸、主缸直徑和容積，及合理的踏板力、踏板工作行程還有主缸的行程，并進行了校核。 最后通過設計得到的數據，用CAD和CATIA繪制二維及三維零件圖，裝配圖。 關鍵詞：制動系統；鼓式制動器；CATIA裝配 I ABSTRACT With the modern continuous improvement of road conditions and car performance, so that cars have faster and faster speed, in order to ensure high speed driving under the driving safety, as an important part of the car brake is the most basic guarantee to ensure safety. The design of this topic is the design of household car drum brakes. Combined with the modern domestic and international car form, first determine the overall program of the brake: the type of drum brake to compare and select, and then on the drive mechanism to choose to determine the type of brake drum brakes, driving hydraulic brake control ; Mechanical control when parked. Determine the parameters of the car, and then calculate the synchronization adhesion coefficient, the braking force distribution coefficient. The braking strength, braking torque and brake factor are then determined by the maximum adhesion coefficient. And then the brake of the various main parameters such as radius, starting angle, angle and width; center distance; and the location of the sales center to choose. Then, after analyzing the law of pressure distribution and deformation law, calculate the braking torque, the opening force and the brake factor, the wear characteristics are checked and calculated, and then the relevant calculation of the parking brake is carried out, including the maximum slope and its adhesion. Through the calculation of the parts were designed to check. This chapter calculates the wheel cylinder, master cylinder diameter and volume, and reasonable pedal force, pedal work stroke and master cylinder stroke, and the check. Finally, through the design of the data, with CAD and CATIA drawing two-dimensional and three-dimensional parts drawings, assembly drawings. Key Words：Braking System;Drum Brake;CATIA Modeling II 目 錄 1 緒 論 1 1.1 制動器的概述 1 1.2 制動器研究現狀 2 2 鼓式制動器方案選擇 3 2.1 鼓式制動器的選擇 3 2.2 制動驅動機構的選擇 3 2.3 本章小結 3 3 制動器的主要參數的確定 4 3.1 同步附著系數的確定 4 3.2 制動分配系數、制動強度和附著系數利用率 5 3.3 制動器最大的制動力矩 6 3.4 制動器因數和制動蹄因數 7 3.5 制動器的主要結構參數的確定 9 3.6 本章總結 11 4 制動器的設計計算 13 4.1 摩擦面的壓力分布規(guī)律 13 4.2 制動蹄片上的制動力矩 14 4.3 制動器因數的分析計算 18 4.4 摩擦元件的磨損特性計算 20 4.5 駐車制動力的計算 21 4.6 制動器主要零件的結構設計 23 4.7 本章小結 25 5 制動驅動機構的設計計算 26 5.1 制動輪缸直徑與工作容積 26 5.2 鼓式制動器直徑與工作容積 26 5.3 制動主缸直徑與工作容積 26 5.4 制動踏板力與踏板行程 27 5.5 本章小結 28 參考文獻 30 附錄1：外文翻譯 31 附錄2：外文原文 35 致 謝 47 家用轎車鼓式制動器設計 1 緒 論 汽車在運行過程中想要穩(wěn)定停車，需要利用制動器逐步減速直至停下。為確保行車安全，在汽車行駛到下坡路段時，需要保持較大的跟車距離，因此也需要制動器達到保持穩(wěn)定車速的目的，或在緊急情況下能迅速停車。隨著高速公路路網的不斷擴展、汽車事業(yè)的快速發(fā)展，汽車已經成為現代交通工具中用得最多、最普遍，也是最方便的交通運輸工具，而制動器是保證交通安全的重要因素之一。人們對汽車的性能要求越來越高，例如舒適性、更快的速度，而高行駛速度的確又直接影響安全行駛，因此如何提高汽車制動器的性能，成為解決安全問題的重要途徑。制動器的好壞不僅是衡量汽車好壞的的一個標準，更重要的是關系著車內乘員的生命安全。另外，制動器的好壞直接影響車輛的平均車速和車輛的運輸效率，是保證汽車經濟性的主要因素。 因此，在進行設計時，必須充分考慮制動器的控制機構和制動執(zhí)行機構的各種性能，然后進行汽車的制動器的設計以滿足汽車安全行駛的要求。 1.1 制動器的概述 目前，汽車所有的制動器幾乎都是摩擦式的，可分為鼓式和盤式兩大類。 盤式制動器的主要優(yōu)點是在高速行駛時能迅速制動使汽車減速，散熱效果優(yōu)于鼓式制動器，制動效能穩(wěn)定。盤式制動器的旋轉元件一個垂直的圓盤，兩側為摩擦的工作面叫做制動盤，其固定摩擦元件是位于制動盤兩側的小的并帶有摩擦片的制動塊。當制動塊受到壓力剛的壓力加緊制動盤時，摩擦面上便產生摩擦力矩，使旋轉元件減速、停止。盤式制動器常用作轎車的車輪制動器，也可用作特種汽車的中央制動器。 鼓式制動器的主要優(yōu)點是剎車蹄片磨損較少，成本較低，便于維修、由于鼓式制動器的絕對制動力遠遠高于盤式制動器，所以普遍由于后輪驅動的卡車上或者一些經濟型的轎車上。鼓式制動器又分為內張型鼓式制動器和外束型鼓式制動器兩種結構型式。內張型鼓式制動器的摩擦元件是一對帶有圓弧形摩擦蹄片的制動蹄，制動蹄安裝在制動底板上，而制動底板則緊固在前橋的前梁或后橋橋殼半袖套管的凸緣上，其旋轉的摩擦元件為制動鼓。車輪制動器的制動鼓均固定在輪鼓上。制動時，制動鼓的內圓柱表面與制動蹄摩擦襯片的外表面形成一對摩擦面從而在制動鼓上產生摩擦力矩，從而使汽車減速停車。外束型鼓式制動器的固定摩擦元件是帶有摩擦片且剛度較小的制動帶，其旋轉摩擦元件為制動鼓，并利用制動鼓的外圓柱表面與制動帶摩擦片的內圓弧面作為一對摩擦表面，產生摩擦力矩作用于制動鼓，故又稱為帶式制動器。在汽車制動系中，帶式制動器曾僅用作一些汽車的中央制動器，但現代汽車已很少采用。通常所說的鼓式制動器就是指這種內張型鼓式結構。 任何一套制動裝置均由制動器和制動驅動機構兩部分組成。行車制動是用腳踩制動踏板從而控制制動器；而駐車制動則多采用手制動操縱，且利用單獨的中央制動器或利用車輪制動器進行制動。利用車輪制動器時，絕大部分駐車制動器用來制動兩個后輪。行車制動和駐車制動這兩套裝置，必須具有獨立的制動驅動機構，而且每車必備。行車制動分液壓和氣壓兩種型式。用液壓傳遞操縱力時還應有制動主缸、制動輪缸以及管路；用氣壓操縱時還應有壓縮機、氣路管路、儲氣筒、控制閥和制動氣室等?，F代汽車由于車速的提高，對應急制動的可靠性要求更嚴格，因此，在中、高級轎車和部分總質量在l5t以下的載貨汽車上，多在后輪制動器上附加手操縱的機械式驅動機構，使之兼起駐車制動和應急制動的作用，從而取消了中央制動器。 隨著電子技術的飛速發(fā)展，汽車防抱死制動系統（ABS）在技術上已經成熟，開始在汽車上普及。汽車防抱死制動系統分為氣動和液壓兩種，氣動主要適用于氣壓制動的商用車，液壓的主要適用于液壓制動的乘用車。它能有效地防止汽車在應急制動時由于車輪抱死而使汽車失去方向穩(wěn)定性，而出現的側滑或者失去轉向能力的危險，并縮短制動距離，從而提高了汽車高速行駛的安全性和穩(wěn)定性。 1.2 制動器研究現狀 現在國內研究方向針對于易于發(fā)生熱衰退、水衰退和機械衰退等問題。對制動效能的深入研究，對提高制動器性能有重要意義。寧曉斌等應用仿真軟件，建立了汽車鼓式制動器仿真模型，并計算出制動器效能因數。針對摩擦襯片壓力分布不均勾的問題，呂振華等分析其變化特性，采用新的評價指標，評價各種型式的鼓式制動器，并提出制動蹄分為兩部分的結構型式可顯著提高制動效能。所以，為了發(fā)揮鼓式制動器的優(yōu)勢，克服其主要缺點，研究工作和技術改進一直都在進行中。國外的研究將熱彈有限元方法應用在制動器的磨損、摩擦仿真模擬中。此后又有 Watson Daniel Pantusoa、JM. LEE、D. Severin、D. C. Barton等都利用有限元分析模型對制動器的磨損、噪音和熱彈性耦合等問題進行了深入的研究，這些研究使得提高鼓式制動器性能有了可行性。 2 鼓式制動器方案選擇 2.1 鼓式制動器的選擇 鼓式制動器出現的時間非常早，結構可以內張或者外束。內張型用制動蹄與制動鼓產生摩擦。外束型讓摩擦片與制動鼓外表面摩擦產生摩擦力矩。鼓式制動器由于蹄的結構不同分為好幾類。 因為領從蹄式能力比較平均，在擁有足夠制動效能的情況下還能保證足夠的效能穩(wěn)定性，而且結構簡單，間隙易調整。所以采用領從蹄式鼓式制動器。 2.2 制動驅動機構的選擇 簡單制動就是用人力制動，可以用機械方式傳遞也可以靠液壓傳遞。機械式優(yōu)點在于結構不復雜，可靠性比較高。缺點在于機械效率低，制動力分配不均。液壓式優(yōu)點是滯后時間較短；工作壓力高，體積小便于在內部安裝，缺點是過度受熱后制動系效能降低甚至失效。 由于簡單制動是靠人力施加，制動過程較為簡單，所以本設計采用簡單制動，行車制動器用液壓控制，駐車制動器用機械控制。 2.3 本章小結 本章對鼓式制動器的類型進行對比并選擇，再對對驅動機構進行進行選擇，確定制動器類型為鼓式制動器，行車時液壓制動控制機構；駐車時用機械式控制。 3 制動器的主要參數的確定 表3.1 整車參數 空載質量 滿載質量 輪距 軸距 質心位置 最高車速 輪胎規(guī)格 1070kg 1450kg 2471mm 1425mm a=1.283m b=1.188m hg=0.6(滿載) hg=0.7（空載） 210km/h 175/60R 14 車輪有效半徑Re 查閱資料得有效半徑為Re=280.6mm。 3.1 同步附著系數的選擇 當汽車前、后軸的軸荷分配固定時，在3種附著系數值的路面上制動時的情況： （1）當時，是一種失去轉向能力的穩(wěn)定工況； （2）當時，容易發(fā)生側滑現象使汽車行使方向不好控制； （3）當時，是一種失去轉向能力的穩(wěn)定工況。 為了防止汽車制動時無法轉向甚至側滑，當時，地面附著條件利用得最好。附著系數利用率可用公式表示為 （3.1） 因為現在越來越好的路況及越來越快的車速，如果后輪先抱死則會引起側滑甚至甩尾導致失去穩(wěn)定性。研究推薦轎車同步附著系數，為了制動時擁有穩(wěn)定性及保證足夠的利用率考慮相似車型的值，取。 3.2 制動分配系數、制動強度和附著系數利用率 由已經選擇的同步附著系數，可得： （3.2） 再計算得 （3.3） （3.4） 當時，；，故，；。 此時，，滿足要求。 當時， 可以求出： 表3.2 取不同值時對比的結果 0.1 0.2 0.3 0.4 0.5 0.6 0.7 1090.64 2268.02 3556 4946.1 6452.17 8016.1 9847 0.0757 0.1586 0.247 0.349 0.455 0.561 0.7 0.7574 0.797 0.842 0.867 0.906 0.951 1 滿足國家標準 滿足國家標準 滿足國家標準 滿足國家標準 滿足國家標準 滿足國家標準 滿足國家標準 當時， 可以求出： 表3.3 取不同值時的比較結果 0.8 1087 0.754 0.965 滿足國家標準 3.3 制動器最大的制動力矩 在得到最大制動力的時候制動力與法向力 成正比。所以制動力的比值為： （3.5） 由力矩： （3.6） （3.7） 當時，需要的制動力矩為 （3.8） （3.9） N?m N?m 3.4 制動器因數和制動蹄因數 摩擦力與施加的力之比被叫作制動效能器因數： （3.10） 張開力分別為、，制動鼓半徑為，和為摩擦力矩，得制動蹄因數為： （3.11） （3.12） 則： （3.13） 當時： （3.14） 各種力的大小方向及作用位置，必須進過分析就算才能得出。如圖3.1所示。 圖3.1 受力簡圖 由力矩平衡方程： （3.15） 可算出領蹄的制動蹄因數為 （3.16） A點的力矩平衡方程： （3.17） （3.18） 由式(3.15)可知：當趨近于占時，制動器將自鎖。 所以力矩方向一樣時制動蹄因數值大，力矩反向時制動蹄因數值小。由圖3.2知，當增大到一定值時，領蹄的和向無窮增大，自鎖便發(fā)生了。在制動過程中，襯片的溫度、壓力以及濕度等因素將決定摩擦系數進而影響制動器因數。制動器因數對摩擦系數的敏感性可由來衡量并且其決定著制動器效能穩(wěn)定性。 由圖3.2可以看出，從蹄與領蹄相比效能穩(wěn)定性更好。 1—領蹄 2—從蹄 圖3.2 制動蹄因數及其導數與摩擦系數的關系 3.5 主要結構參數的確定 （1）制動鼓直徑 考慮到散熱性和平順性的協調，轎車制動鼓直徑與輪輞直徑之比為：D/Dr=0.64～0.74mm 根據表3.4的規(guī)定。對于本次所設計車型取，可初選制動鼓直徑D=240mm，即R=120mm。本轎車采用14的輪輞，可取，則可求得 ≈355.6mm 取Dr=356mm。 表3.4 制動鼓工作直徑及制動蹄片寬度尺寸系列 直徑 D 蹄 片 寬 度 B 170 35 40 45 50 55 60 — — 190 35 40 45 50 55 60 85 — 210 35 40 45 50 55 60 85 — 230 35 40 45 50 55 60 85 95 250 45 55 65 80 95 115 — — 270 45 55 65 80 95 115 — — 290 45 55 65 80 95 115 — — 310 50 65 80 90 105 115 — — （330） 55 70 85 95 110 115 120 140 350 55 70 85 95 （105） 110 120 140 370 60 80 100 120 140 160 180 — （390） 70 80 100 120 140 160 180 — （2）制動蹄摩擦襯片的包角、寬度b及摩擦面積AΣ 包角范圍為范圍再小磨損會變快，范圍增大散熱效果會變差，導致制動工作不平順。 綜上所述選取領蹄、從蹄包角相等為 根據規(guī)定，選取制動蹄摩擦片寬度mm；摩擦片厚度mm。據資料顯示，汽車總質量越大摩擦襯片面積越大。幾個參數之間的關系如下式所表示： （3.19） 由表3.4選擇襯片寬b為50mm，由表3.5選擇摩擦面積A為200。 表3.5 制動器襯片摩擦面積 種類 總質量t 摩擦面積cm2 轎車 客車與貨車 由表3.4數據可知設計符合要求。 （3）摩擦襯片起始角 通常令，領蹄、從蹄包角取相等角度，即 圖3.3 幾何參數簡圖 （4）中心距離 為了合理充分地安裝且盡量提高制動效果。取，即 mm （5）支銷中心的位置與 如圖3.3所示， 應盡量小，使盡量大，取，即mm。取mm。 （6）摩擦片摩擦系數 摩擦片應選擇摩擦系數高，熱穩(wěn)定性好的?，F各種材料摩擦系數穩(wěn)定值一般在，但是摩擦系數越好耐磨性卻越差。因此，取=0.3計算出的結果比較真實。 本次設計中，取=0.3。 3.6 本章總結 本章先確定了汽車的各項參數，接著計算同步附著系數、制動力分配系數。然后由最大附著系數確定制動強度、制動力矩和制動器因數。再對制動器的各種主要參數如半徑，起始角，包角及寬度；中心距離；及支銷中心的位置進行選擇。 4 制動器的設計計算 4.1 壓力分布規(guī)律 如圖4.1所示，當張開力P作用于制動蹄使其繞支承銷轉動角度為時，點A的位移為 = （4.1） 半徑方向壓縮距離為 = 制動鼓旋轉方向 圖4.1 變形分析簡圖 由圖4.1： 得徑向變形量為 = 因為為常量，單位壓力越大變形越大，所以壓力為： (4.2) 表明制動器蹄片的壓力分布曲線為正弦，在與相差90的半徑上取得最大壓力。根據研究資料，摩擦片磨損可由下式來表示： （4.3） 如圖4.2壓力分布規(guī)律曲線所示，在經過4次制動后壓力分布還是正弦。所以磨損可以表示為： （4.4） 壓力分布規(guī)律為： ， 圖4.2里表示出結果。 4.2 制動蹄片上的制動力矩 在摩擦襯片表面取一單元面積來計算制動蹄片上的力矩TTf1，，當其在處時單元面積為，其中摩擦襯片寬度b，包角，制動鼓半徑R,如圖4.3所示。 圖4.2 作為磨損函數的壓力分布計算值 圖4.3 制動力矩計算用圖 法向力為： (4.5) 制動力矩為： 由積分得： (4.6) 由均布壓力，有： (4.7) 增勢蹄產生的制動力矩可表達如下： (4.8) 圖4.4 張開力計算用圖 與張開力的關系式： (4.9) 解得 (4.10) 式中：，見圖4.4。 增勢蹄： (4.11) 減勢蹄： (4.12) (4.13) 對于領蹄： (4.14) = ≈ 。 由 (4.15) 得 (4.16) = ≈0.134 對于從蹄： 兩蹄制動力矩： （4.17） 由式（4.11）和式（4.12）知 =≈0.127= 所需的張開力為： N 檢查蹄的自鎖可能性在對蹄式制動器計算時是十分必要的： (4.18) (4.19) 所以不會自鎖。 所以最大壓力為： (4.20) = ≈0.7934 因此參數選取滿足設計要求。 4.3 制動器因數的分析計算 制動器因數BF可由制動器摩擦力矩的計算得出： （1）明確鼓旋轉方向及制動器基本結構參數； （2）確定摩擦片壓力分布規(guī)律，令； （3）確定在張開力P作用時的最大壓力值。把正壓力與摩擦力對點取矩，可得 =d-)snd （4.21） 則的值可以算出。 圖4.5 力矩分析簡圖 （4）摩擦片上所有的摩擦力矩 T=R sind=R(sin-sin) （4.22） （5）根據公式（3.17）（3.19）得： 領蹄BFTl 從蹄BFT2 整個制動器因數為 4.4 摩擦元件的磨損特性計算 1.制動器的比能量耗散率 制動時將機械能轉換為熱量散發(fā)。在制動過程中，由制動器散發(fā)全部動力，短時間內使制動器溫度升高，這一過程也稱為制動器的能量負荷，前后輪的比能量耗散率分別為： （4.22） 當時，可認為： （4.23） 一般比能量耗散率要求最好不大于1.8W/mm2 W/mm2 W/mm2 由上式知磨損和熱的性能符合需要。 2.比摩擦力 比摩擦力為： （4.24） 比摩擦力要求不大于。 前輪 后輪 ＜0.48 所以滿足磨損需求。 4.5 駐車制動力的計算 由簡圖算出的附著力為 (4.25) 下坡時附著力為 (4.26) 圖4.6 上坡停車時的受力簡圖 極限傾角，由 求得 （4.27） （4.28） 由此可得： 滿載： 空載： 分別計算上坡下坡時的附著力： 上坡 N 下坡 N 當汽車為空載時分別計算上坡下坡時的附著力： 上坡 N 下坡 N 為了能讓汽車在算出的坡度傾角為的條件下停車，應該盡量縮小與極限值的差值，并確定下坡時上停車的坡度符合標準規(guī)定值。 4.6 制動器主要零件的結構設計 1．制動鼓 制動鼓的剛性應該比較強而且熱容量應滿足溫升在允許范圍內，制動鼓的材料的選擇應兼顧磨損和系數大小。由于其良好的散熱性和耐磨性合金制造的制動鼓在轎車上的應用很廣泛。 本設計制動鼓材料采用HT200，壁厚選取10mm。 2．制動蹄 轎車的制動蹄一般是由沖壓焊接制成，選取轎車制動蹄腹板和翼緣的厚度為，摩擦襯片的厚度為。 3.制動底板 制動底板是保證各種零件正確安裝的基礎并且剛度要足夠強。選擇沖壓成形制成制動底板，厚度取5mm。 4.制動蹄的支承 選擇支承銷材料為45號鋼，支座材料為球墨鑄鐵，而選擇長支承銷的支承則能避免側向偏擺。本設計采用支承銷。 5.制動輪缸 制動輪缸是靠液壓撐開制動蹄的一種裝置，選擇缸體的材料為灰鑄鐵HT250，活塞材料為鋁合金，輪缸的工作腔密封選擇橡膠密封圈。本設計采用由兩個活塞推動的制動輪缸。 6.固定支架 固定支架必須具有較大的強度和剛度來承受全部制動力矩。所以需其壁厚大于10mm且選用可鍛鑄鐵制造。 7.摩擦材料 選擇摩擦系數較高，且熱衰退性和耐磨性好的；且還應具有抗剪切與沖壓的能力；并綠色環(huán)保的材料。一種為編織材料，由纖維石棉與銅鋅絲的合織而成，用樹脂結合后壓制成型。無石棉摩擦材料，由多種金屬和其它材料的纖維制成。粉末冶金摩擦材料，以銅鐵粉與各種非金屬粉混合冶煉而成，常用于高級轎車。 各種摩擦材料的穩(wěn)定值為0.3～0.5。設計時一般取f=0.3～0.35。 8.制動摩擦襯片 制動摩擦襯片分為用于盤式制動器的，用于駐車制動器的，用于鼓式制動器的，鼓式的又分為用于輕型或中重型車。本次設計采用輕型車鼓式制動器。 9.制動器間隙 應留間隙用以自由轉動，但考慮到熱變形的因素，一般選擇間隙為0.2mm～0.5mm。為了使制動器在磨損之后依然能正常工作可以安裝自動調節(jié)裝置。 本設計用制動輪缸特殊結構來自動調整間隙。優(yōu)勢在于不用人工去精確調整，操作更加簡單。 4.7 本章小結 經過分析壓力分布規(guī)律及變形規(guī)律，計算制動力矩后，張開力和制動器因數，對磨損特性進行了校核計算，然后進行駐車制動的相關計算，包括停駐最大坡度及其附著力。通過計算對各零部件進行了設計校核。 5 制動驅動機構的設計計算 5.1 制動輪缸直徑與工作容積 輪缸直徑： (5.1) 根據標準尺寸系列為 14.5，16，18.5，19，21.5，22，24，26，28，33，35，38，42，46mm。 5.2 鼓式制動器直徑與工作容積 ，選取MPa，由式(5.2)，求： mm 直徑mm。 選取mm，，計算工作容積： mm3 (5.2) mm3 5.3 制動主缸直徑與工作容積 制動主缸的直徑根據標準的系列尺寸為： 14.5，16，18.5，19，21.5，22，24，26，28，33，35，38，42，46mm。 工作容積 (5.3) 可取。 直徑和行程為： 　 　　　 　 (5.4) 求得 mm 根據GB 7524—87的系列尺寸，取mm。 5.4 制動踏板力與踏板行程 制動踏板力Fp： （5.5） 則： N<700N 得缸徑之比dw/dm =。 (5.6) 圖5.1 液壓制動驅動機構的計算用簡圖 則： mm<170mm 由于變形及磨損，制動踏板的全行程應大于正常工作行程。 設計中制動踏板力不大于700N，轎車踏板全行程應在100mm～150mm。此外防止空氣進入管路中，還應該在制動后保留一定殘余壓力。 5.5 本章小結 本章計算了輪缸、主缸直徑和容積，及合理的踏板力、踏板工作行程還有主缸的行程，并進行了校核。 結 論 本次設計的題目是家用轎車鼓式制動器的設計。結合現代國內外汽車形式，首先確定了制動器的總體方案：采用領從蹄式鼓式制動器，確定行車制動器采用液壓制動控制機構；機械控制駐車制動。算出同步附著系數、制動強度，分析制動器因數并選擇計算鼓式制動器結構，定下參數。然后分析變形和壓力的規(guī)律，計算出制動力矩、制動蹄張開力，然后進行駐車制動的計算，包括停駐最大坡度及其附著力。經過以上計算后，對制動器的零部件結構進行設計校核。 通過設計得到的數據，用CAD和CATIA繪制二維及三維零件圖，裝配圖。 參考文獻 [1]王吉忠，郭非，丁春雷. 某型鼓式制動器底板有限元結構分析[J]. 制造業(yè)自動化. 2015(05): 59-61. 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Journal of Sound and vibra-tion,2014,240(5):789-808. - 28 - 附錄1：外文翻譯 鼓式制動器非線性低頻振動模型的穩(wěn)定性研究 摘要 五自由度非線性模型來模擬在制動過程中制動鼓在低頻振動。分析和計算表明，即使當摩擦系數是恒定的，振動和不穩(wěn)定可能會發(fā)生一些特定的參數的組合。并在特定參數的組合條件下，給出了參數平面上的穩(wěn)定不穩(wěn)定區(qū)域，以說明結構參數對系統穩(wěn)定性的影響。 關鍵詞 鼓式制動器.非線性.振動.穩(wěn)定性 鼓式制動器因其結構緊湊,性能可靠,制動功率大等優(yōu)點,是卡車和大中型客車中最常見的制動裝置。但如果制動器設計不合理或摩擦材料老化、制動工況改變等 ,制動過程中就可能引起強烈的自激振動并伴隨著噪聲。汽車制動過程中的這種自激振動不僅會使乘員感覺不舒適,還會縮短汽車的使用壽命,甚至會導致巨大的災難。鼓式制動器是一個涉及結構參數眾多的復雜動力學系統,修改鼓式制動器的某一個參數往往很難控制它的振動,因此研究鼓式制動器的自激振動產生機理有著非常重要的意義。文獻使用 Stick-slip 模型 、閉環(huán)耦合結構等分析了鼓式制動器的低頻振動,文獻使用Sprag-Slip模型分析了盤式制動器的低頻制動振動。但都未完全解釋鼓式制動器的低頻自激振動產生原因,對其產生的機理也未形成統一的觀點。 1.結構參數說明與力矩分析 鼓式制動器的結構形式很多,本研究針對在某型號商用汽車后輪使用的支點固定的領從蹄鼓式制動器進行分析和討論,為使問題簡化,考慮領從蹄結構完全相同.根據文獻 ,考慮從蹄關于中心軸與領蹄對稱。設鼓心 O和領蹄轉動軸心O 1 連線的方向為y1軸 ,O為原點.制動鼓半徑為Rd,制動蹄工作半徑為 R , 蹄片軸軸心距鼓心的距離Rp ,蹄片軸端和末端與對稱軸的夾角分別為α=0.4363 rad 和β =0.1745 rad ,α1=0.0873 rad和α2 =1.7453 rad 分別OO1 與O到摩擦材料兩端連線的夾角,α3 =α1-α2。F b =400 N 為施加在蹄片末端的剎車促動力.根據文獻可得到壓力中心的位置, 若γ為等效壓力N1與y1軸的夾角,R f 為壓力中心圓的直徑,則 : 可以看到, 壓力中心的位置和等效壓力的方向只與制動器的結構參數有關.如果同樣以 OO2為 y2 軸 ,以 O 為原點建立坐標系, 由于從蹄的結構與領蹄完全一樣 , 那么從蹄的等效壓力 N2 與x2 夾角以及壓力中心的位置與領蹄對應表達式完全一樣. 2. 低頻振動模型的建模 低頻制動振動的主要頻率在100 Hz以下,而制動器主要零部件的模態(tài)頻率以底板和制動鼓最低,但也均在200 Hz以上,因此在建模過程中除摩擦襯片外其余零部件均作剛體處理,不考慮其彈性模態(tài) ,于是可以建立如圖 1所示的五自由度模型.圖中制動鼓逆時針方向旋轉,領蹄S1和從蹄S2在制動力的作用下一方面繞各自的蹄片軸O1 和 O2 旋轉 ,同時和底板一起繞底板圓心 O旋轉。S1 ,S2 繞 O1 , O2 的旋轉分別用 θ1 ,θ2表示, 底板的轉動用θb表示,其方向分別如圖 1所示。m1 =m2 =4 kg 表示施加制動力的液壓裝置的等效質量,C1 =C2 =5 N /(m s- 1)和 K 1， K 2 分別表示其等效的阻尼和剛度 ,m1，m2 沿對稱軸垂直方向的運動分別用 x1，x2 表示 ,其方向如圖 1 所示，制動力 Fb 通過 m1 ,C1 , K1 和 m2 , C2 , K2 的傳遞分別作用于領蹄和從蹄上。 Km1 ,Cm1和 Km2 ,Cm2分別表示摩擦襯片被壓緊在制動鼓上變形時產生的等效彈簧剛度和阻尼 ,其作用方向在領蹄和從蹄各自的等效壓力作用線上。 K b 和 Cb 表示底板的剛度和阻尼 ,在實際系統中 ,底板的質量、剛度、阻尼除與底板本身有關外 ,還和與底板相連接的車橋 、鋼板彈簧等有關.因為兩個制動蹄的結構一樣, 所以可以用 Rm表示蹄片軸到等效壓力線的距離 , 即 Km1 , K m2 ,Cm1 , Cm2 對蹄片軸的力臂.制動鼓對領蹄和從蹄的指向鼓心的等效壓力分別用 N1 和N2 表示, F1和 F2 分別表示制動液壓裝置對領蹄和從蹄的作用力。Rfl表示摩擦力對蹄片軸的作用力臂 ,h 表示F 1 和 F2 對蹄片軸的作用力臂。式中 :M ,C ,K 分別為等效質量矩陣 、阻尼矩陣和剛度矩陣；F , FNL 分別為制動力產生的力向量和剛度中包含的非線性項。計算過程中參數取值為:K 11 =0. 6 M N /m , K 12 =1 M N / m2, K 13 =1MN /m3,K 21 =0. 6 M N /m , K 22 =1 M N /m2, K 23 =1M N / m3,Cm1 =5 N /(m s- 1), Cm2 =5 N /(m s- 1), Km11 =2 MN /m ,K m12 =1 M N /m2, Km13 =1M N / m3,Cb =5 N /(m s- 1), f =0. 3 , K m21 =2M N / m , K m22 =1 M N /m2,Km23 =1 MN /m3,K b1 =2. 5 M N / m , K b2 =1 M N / m2,K b3 =1 M N /m3。 3. 模型的穩(wěn)定性分析 對于該非線性運動方程, 需要先求解出式(3)的靜態(tài)平衡點。 在一定的制動力 F b 作用下的靜態(tài)平衡點 y0 ={x10 , θ10 , x20 , θ20 , θb0}T滿足條件K y0 =F +FNL(y0 )。由于該平衡方程包含有平方和立方項, 因此在同一個制動力的情況下可能求解出多個平衡點。但是可以觀察到 ,求解出的多個平衡點中 ,只有一個解有意義, 小于零或比較大的解很明顯沒有實際意義。通過將 x1 =z1 +x10 ,θ1 =ψ1 +θ10,x2 =z2 +x20 ,θ2 =ψ2 +θ20 和 θb =ψb +θb0 代入運動方程(3), 將運動方程進行坐標平移并在平衡點處線性化,可得到M z +Cz +Kd z =0。(4)由于這個擾動方程零解的穩(wěn)定性與原運動方程的穩(wěn)定性相同,因此可以通過討論擾動方程(4)的穩(wěn)定性來了解原運動方程(1)的穩(wěn)定性,可以得到方程(4)的特征方程形式λ10+a1λ9+a2λ8+… +a9λ+a10 =0，(5)式中λ為特征根。若方程(5)所有的根的實部都為負,則系統穩(wěn)定 ,不會發(fā)生振動.若有一個根的實部為正,則系統不穩(wěn)定,且其根的虛部代表不穩(wěn)定模態(tài)的頻率。根據各個參數的取值, 變化摩擦系數可以計算方程(5)的根隨摩擦系變化的情況.通過計算,得到分岔點在 f0 =0. 27 附近。圖2給出了模態(tài)頻率隨摩擦系數的變化過程。圖3(a)給出了相應的特征根實部的變化過程, 圖 3(b)是圖 3(a)中分岔點附近的放大。從圖中可以看到, 當 f f 0 時,圖 2中兩個態(tài)耦合,在圖 3中有一對特征根的實部為正 ,系統不穩(wěn)定。這些現象說明系統不穩(wěn)定的現象即使在恒定摩擦系數的情況下也會發(fā)生。從圖中還可以看到系統的耦合頻率約在 55 Hz 左右,這也與在實際中觀測到的鼓式制動器低頻振動頻率范圍為40～70 H z 完全一致。為更進一步研究穩(wěn)定性的變化情況,可以每次取兩個參數 ,研究穩(wěn)定性隨這兩個參數變化的情況,進而在這兩個參數構成的平面上得到系統的穩(wěn)定性區(qū)域.顯然,參數的兩兩組合有很多種,這里只以幾組為例進行計算和說明。計算過程中使用的基本參數值同前。圖4(a)和圖 5(a)給出參數平面上系統穩(wěn)定和不穩(wěn)定區(qū)域；圖 4(b)和圖 5(b)給出在復平面上特征根的分布情況,縱軸表示頻率, 橫軸是特征根的實部?？梢钥吹?在圖4(b)和圖 5(b)的復平面左邊是穩(wěn)定區(qū)域 ,而右邊是不穩(wěn)定區(qū)域,兩個模態(tài)耦合.通過這些圖形 ,可以觀察到系統的穩(wěn)定性是一個復雜的問題。通過對這些參數組合的研究,可以看到系統的穩(wěn)定性可以通過改變剛度、摩擦系數以及角度α和β等的變化來改變.在這些計算過程中,考慮到實際情況 , 結構參數的取值范圍為:5π/180 ≤α≤45π/180,5π/180 ≤β ≤45π/180 ,70π/180 ≤α2 ≤120π/180 ,剛度的取值一律大于零.由于求穩(wěn)定性區(qū)域和特征根的計算過程十分耗時,因此計算過程中的步長值不可能取太小,這導致有的圖形中曲線不十分光滑,但即使這樣 ,計算結果也足以說明各個參數對系統穩(wěn)定性的影響趨勢。從圖4和圖5可以看到,由于實際中Kb1 不可能小于2 106,因此當 K b1較大時系統的穩(wěn)定性區(qū)域更大,Kb1較小時容易導致系統不穩(wěn)定.這解釋了在實踐中剛度較小的制動底板以及由于使用時間長而導致底板剛度變小時容易導致制動振動的現象。從圖4可以看到,當底板剛度 Kb1較小時,隨著β的增大,系統穩(wěn)定性區(qū)域雖然有所變大,但變化很小。但是當底板剛度 Kb1 較大時,β對穩(wěn)定性的影響比較明顯。通過圖 5可以看到隨著摩擦系數的減小,不穩(wěn)定區(qū)域明顯逐漸減小。因此,減小摩擦系數是使系統穩(wěn)定的方法之一。通過對這個五自由度模型的穩(wěn)定性分析, 說明即使不考慮變化的摩擦系數, 鼓式制動器的低頻振動,這種由于摩擦引起的自激振動僅從結構和非線性因素方面也能解釋其產生的原因。通過參數的變化對穩(wěn)定性影響的分析說明某些結構參數對系統的穩(wěn)定性有很大的影響。由此可以說明鼓式制動器的低頻振動與其結構本身有密切關系,這對于改進鼓式制動器的設計和抑制鼓式制動器的低頻制動振動有指導性意義。 附錄2：外文原文  致 謝 轉眼之間大學四年的學生生涯將畫上一個句號，畢業(yè)設計是我們大學學習生活中的最后一堂課，是理論聯系實際的一個教學環(huán)節(jié)，是對我們大學四年里學習成果的一個檢驗。通過這次畢業(yè)設計，一方面是檢驗我們在大學里所學的專業(yè)知識和實踐技能的應用能力，另一方面也是在培養(yǎng)我們分析問題和解決問題的能力，為畢業(yè)后參加工作打下良好的基礎。 在畢業(yè)設計的過程中，也遇到了很多問題，通過老師和同學們的幫助以及積極的查閱各方面的資料，使得這些問題得以順利的解決。我特別要感謝我的指導老師——王邦國老師，在我做畢業(yè)設計期間給了我很多的幫助，不單讓我學到了許多汽車的專業(yè)知識，同時讓我學會了許多學習的方法和技巧；還有同組的同學也為我提出了很多意見和方法，在此對所有幫助過我的老師和同學們表