鼓式制動器制動鼓參數(shù)化設(shè)計(jì)研究含CAITA三維及3張CAD圖,制動器,制動,參數(shù),設(shè)計(jì),研究,鉆研,caita,三維,cad 鼓式制動器制動鼓參數(shù)化設(shè)計(jì)研究 鼓式制動器制動鼓參數(shù)化設(shè)計(jì)研究 摘 要 鼓式制動器是車輛主要的制動器種類之一，一般要求迅速、高質(zhì)量地完成制動鼓的相關(guān)設(shè)計(jì)。處理該問題的有效手段之一，就是在對制動器零部件進(jìn)行參數(shù)化設(shè)計(jì)的基礎(chǔ)上，創(chuàng)建鼓式制動器專用設(shè)計(jì)平臺。這不僅可以提升產(chǎn)品質(zhì)量，降低設(shè)計(jì)周期，減少成本，還可極大地降低勞動強(qiáng)度。 本文主要以領(lǐng)從蹄式鼓式制動器為例展開研究，對其結(jié)構(gòu)組成、工作原理進(jìn)行了詳細(xì)描述，以東風(fēng)EQ1146VZ4為例進(jìn)行了相關(guān)設(shè)計(jì)和計(jì)算。用 CATIA 軟件，建立了東風(fēng)EQ1146VZ4鼓式制動器的制動鼓和制動蹄以及摩擦襯片的三維實(shí)體模型，完成了裝配。介紹了使用VB進(jìn)行參數(shù)化設(shè)計(jì)的方法和過程。通過使用VB對CATIA進(jìn)行訪問的方法，對制動鼓模型進(jìn)行了參數(shù)化設(shè)計(jì)。使用ANSYS分析軟件把CATIA中建立的模型導(dǎo)入，進(jìn)行了應(yīng)力和變形分析，得到了制動鼓每個(gè)零件的受力和變形情況，并在此基礎(chǔ)上對其進(jìn)行了優(yōu)化。 本次設(shè)計(jì)研究了如何使用CATIA對鼓式制動器進(jìn)行繪制，在此基礎(chǔ)上使用ANSYS分析到優(yōu)化結(jié)果，之后使用參數(shù)化設(shè)計(jì)對鼓式制動器進(jìn)行參數(shù)修改，為鼓式制動器的優(yōu)化設(shè)計(jì)提供了一種方法。 關(guān)鍵詞：鼓式制動；CAITA；參數(shù)化設(shè)計(jì)；仿真分析  ABSTRACT Drum brake is one of the main types of brake, and it is required to complete the design of brake drum rapidly and with high quality. One of the effective means to solve this problem is to design the drum brake special design platform on the basis of parametric design of the brake parts. This can not only improve the quality of products, reduce the design cycle, reduce costs, but also greatly reduce labor intensity. In this paper, we take the leading drum brake as an example to study the structure and working principle of the drum brake. Taking Dongfeng EQ1146VZ4 as an example, the related design and calculation are carried out. The three-dimensional solid model of drum brake shoe and brake shoe of Dongfeng EQ1146VZ4 drum brake and friction lining are established by using CATIA software, and the assembly is completed. This paper introduces the method and process of using VB to develop two times. The brake drum model was developed two times by using VB to access the CATIA. ANSYS analysis software was used to analyze the stress and deformation of the model established in CATIA. The force and deformation of each part of the brake drum were obtained, and the optimization was carried out on this basis. The design of how to use the CATIA of drum brake is drawn, based on the use of ANSYS analysis to the optimization results, design parameters of drum brake after the modification parameters, provides a method for optimization design of drum brake. Keywords: drum brakes; CAITA; Parameterized design; Secondary development; The simulation analysis III 目 錄 摘 要 I ABSTRACT II 1 緒論 1 1.1鼓式制動器的分類和工作原理 1 1.2國外研究現(xiàn)狀 1 1.3國內(nèi)研究現(xiàn)狀 2 1.4 CAD技術(shù)發(fā)展趨勢及展望 3 1.5本章小結(jié) 3 2 鼓式制動器主要幾何參數(shù)及選擇 4 2.1 制動鼓內(nèi)徑D 4 2.2摩擦襯片寬度b和包角β 5 2.3摩擦襯片起始角β0 6 2.4制動器中心到張開力F0作用線的距離e 6 2.5制動蹄支撐點(diǎn)位置坐標(biāo)a和c 6 2.6摩擦片摩擦系數(shù)f 6 2.7本章小結(jié) 6 3 鼓式制動器的設(shè)計(jì)與計(jì)算 8 3.1制動驅(qū)動機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì)計(jì)算 8 3.2制動蹄片上的制動力矩 13 3.3同步附著系數(shù) 15 3.4制動器最大制動力矩 16 3.5制動蹄效能因數(shù)計(jì)算 16 3.6制動距離與制動減速度 17 3.7最大駐坡度 18 3.8本章小結(jié) 18 4 制動鼓模型的建立 19 4.1制動鼓的三維模型 19 4.2制動蹄的三維模型 19 4.3制動片的三維模型 20 4.4制動輪缸的三維模型。 21 4.5制動片的三維模型 22 4.5本章小結(jié) 22 5 制動鼓參數(shù)化設(shè)計(jì) 24 5.1關(guān)鍵參數(shù)選取 24 5.2界面設(shè)計(jì) 24 5.3 編寫代碼 26 5.4本章小結(jié) 26 6 基于 ANSYS 鼓式制動器的受力分析 28 6.1制動鼓模型的應(yīng)力分析 28 6.2制動鼓模型的變形分析 31 6.3改進(jìn)方案 33 6.4本章小結(jié) 34 7 結(jié)論 35 參 考 文 獻(xiàn) 37 附錄1：外文翻譯 38 附錄2：外文原文 47 致 謝 52 1 緒論 1.1鼓式制動器的分類和工作原理 隨著汽車行業(yè)的飛速發(fā)展，人們對汽車零件的要求也在逐步提高，設(shè)計(jì)有缺陷的制動器會引起嚴(yán)重的交通事故。因此，保證車輛安全駕駛的制動器應(yīng)該被深入研究以保證其的安全性。 現(xiàn)代車輛使用的制動器大多為摩擦式，主要分為鼓式制動器和盤式制動器兩大類。鼓式制動器在摩擦副中的工作單位是制動鼓，它的工作面是圓柱面。鼓式制動器根據(jù)其結(jié)構(gòu)都不同，又分為領(lǐng)從蹄式、雙向自增力蹄式、雙領(lǐng)蹄式和雙從蹄式制動器。盤式制動器的制動穩(wěn)定效能較高，此外增加制動增力系統(tǒng)用于提高制動性能，所以盤式制動器的造價(jià)較高，所以大多數(shù)車輛通常使用前盤后鼓式。我們平時(shí)所說的鼓式制動器分為內(nèi)張式（蹄式）和外束式制動器（帶式）這兩種結(jié)構(gòu)型式。帶式制動器使用比較小剛度的制動帶和摩擦片來作為固定元件，旋轉(zhuǎn)摩擦部件是它的制動鼓，帶式制動器使用制動帶摩擦片的內(nèi)圓弧表面和制動鼓的外表面接觸，在制動鼓上產(chǎn)生摩擦力矩，一般這種模式被稱為外束型鼓式制動器但是現(xiàn)在使用較少。所以蹄式制動器就是我們一般說的鼓式制動器。 鼓式制動器工作時(shí)，如果制動鼓的旋轉(zhuǎn)方向和其制動蹄分開時(shí)的轉(zhuǎn)動方向相同的那個(gè)蹄，我們將該蹄稱為領(lǐng)蹄，如果方向相反，稱該蹄為從蹄。按蹄的屬性不同可以分為領(lǐng)從蹄式、雙領(lǐng)蹄式、雙從蹄式和自增力式。 以領(lǐng)從蹄式為例：當(dāng)汽車制動時(shí)，在促動力的工作下，繞各自支持銷偏心軸頸軸線向外轉(zhuǎn)動的領(lǐng)從蹄式兩蹄，緊壓到制動鼓上。在解除制動，撤去促動力后，在彈簧的作用下，兩蹄復(fù)位。此外，當(dāng)汽車倒車時(shí)，從領(lǐng)蹄的功能互換。一般情況下，領(lǐng)蹄制動力矩約為從蹄的2-2.5 倍。當(dāng)在倒車行程中制動時(shí)，領(lǐng)蹄和從蹄作用互換，但和前進(jìn)制動相比，制動器的制動效能沒有改變。 考慮到制動器的效能因素和制動器效能的穩(wěn)定性，且領(lǐng)從蹄式制動器的蹄片與制動鼓之間的間隙易于調(diào)整，便于附裝駐車制動裝置，考慮到使結(jié)構(gòu)簡單，造價(jià)較低，也便于附裝駐車制動機(jī)構(gòu)等因素，選擇領(lǐng)從蹄式制動器作為本次設(shè)計(jì)方案。 1.2國外研究現(xiàn)狀 國外對于車輛設(shè)計(jì)和開發(fā)相對中國發(fā)展較快，在上世紀(jì)70年代，某些發(fā)達(dá)國家就已進(jìn)入了自動化設(shè)計(jì)階段，在電腦輔助技術(shù)的大范圍使用的情況下，西方國家的工程師們也開始逐步采用電腦輔助的技術(shù)，用電腦來幫他們進(jìn)行繁雜的計(jì)算以及繪圖。 在80年代中期，PTC公司發(fā)布了Pro/Engineer這款參數(shù)化設(shè)計(jì)軟件，讓車輛和機(jī)械設(shè)計(jì)開發(fā)的自動化邁進(jìn)了一大步。 2012年，Liu Hongpu, Peng Erbao博士[1]，使用UG對鼓式制動器進(jìn)行了參數(shù)化設(shè)計(jì)，應(yīng)用UG軟件對剎車的類型參數(shù)進(jìn)行了研究和設(shè)計(jì)。在離散化的原則的基礎(chǔ)上,對制動鼓組件的典型特點(diǎn)和各個(gè)零件進(jìn)行了三維參數(shù)化建模工作, 并建立了相關(guān)模型庫。同年，A Rehman博士[2]，使用Pro - E分析考慮了制動鼓的熱應(yīng)力和機(jī)械應(yīng)力。解析了在不同負(fù)載和不同的制動鼓的輪廓下的應(yīng)力分布,確保制動鼓壓力值低于允許的極限。2014年，HJ Yuan博士[3]針對制動鼓工作過程中的由熱應(yīng)力引起的溫度上升,摩擦系數(shù)不穩(wěn)定下降,制動轉(zhuǎn)矩降低的鼓式制動器表面水平裂紋等問題,。通過分析有限元(FE)模型,位移分布云圖和熱應(yīng)力云圖,以及位移分布和應(yīng)力云圖。對制動鼓和摩擦片接觸區(qū)外側(cè)內(nèi)壁進(jìn)行了相關(guān)分析,此外還分析了制動器的交互的機(jī)械負(fù)荷和熱負(fù)荷,最大應(yīng)力之間的關(guān)系和制動鼓的材料強(qiáng)度極限。 德國在制動器方面的建樹頗深，以 B. ElILIL及 K. Bill為例[4]，這兩位工程師在制動系方面頗有研究，他們二人在制動系上，將世界最新的制動系統(tǒng)，CAD輔助技術(shù)，虛擬模擬，三維建模等方面進(jìn)行了詳細(xì)分析和描述。此外，美國的Uhlig R P,和Suryatama D博士[5]，也對鼓式制動器的歷史及發(fā)展做了很詳細(xì)的研究。 此外，印度Bharath大學(xué)的Anup Kumar 和 R. Sabarish教授[6]使用有限元和pro/e分析了在經(jīng)歷高溫和熱應(yīng)力提高的制動過程中制動鼓的結(jié)構(gòu)和熱能的各種變化。 1.3國內(nèi)研究現(xiàn)狀 我國制動器的研究也在向著國外技術(shù)努力追趕。CAD技術(shù)在我國是上世紀(jì)70年代開始發(fā)展的，在這幾十年間我國在制動系方面取得了不小的成就。 2010年，王庭義等人[7]對于凸輪張開裝置的領(lǐng)、從蹄式制動器系統(tǒng)的力學(xué)行為進(jìn)行了相關(guān)分析,在凸輪軸上施加輸入力矩來模擬仿真制動器系統(tǒng)的制動過程,使用了ADAMS動力學(xué)系統(tǒng)對其進(jìn)行仿真模擬。2010年，羅明軍等人[8]基于ANSYS對鼓式制動器的受力分析,建立了其關(guān)鍵受力部件的力學(xué)模型。基于鼓式制動器實(shí)體模型建立了其有限元模型,為了更切實(shí)際的再現(xiàn)鼓式制動器的運(yùn)動狀態(tài),將制動蹄、制動鼓和摩擦片作為一個(gè)整體進(jìn)行分析,研究了在工作狀態(tài)下摩擦片，制動蹄，制動鼓的應(yīng)力分布和變形情況。為制動鼓的進(jìn)一步優(yōu)化提供了相關(guān)參數(shù)。此外，馬迅、趙旭等人[9], 使用ANSYS有限元分析建立了制動鼓的三維有限元模型。對摩擦襯片與制動鼓之間的摩擦接觸進(jìn)行模擬，考慮了制動鼓和摩擦襯片間的滑動，較真實(shí)的模擬了制動的工作過程。 研究了制動力矩在制動過程中的變化規(guī)律，反算出制動效能因素，得出促動力重新分配后接觸壓強(qiáng)的分布特性及制動器的等效應(yīng)力。為進(jìn)一步改進(jìn)制動器結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)提供了依據(jù)。2010年，王庭義[10]等人對制動鼓的制動過程進(jìn)行了相關(guān)分析。2011年，朱斌[11]也對汽車鼓式制動器進(jìn)行了詳細(xì)的力學(xué)分析。同年，劉長亮[12]也對其進(jìn)行了力學(xué)分析，但是他更進(jìn)一步，在此基礎(chǔ)上提出了優(yōu)化方案。2012年，馬迅、尹長城等人[13]運(yùn)用通用有限元分析軟件 ANSYS Workbench 建立了某鼓式制動器的三維幾何及有限元模型。利用制動器應(yīng)力測定試驗(yàn)方法和試驗(yàn)結(jié)果，采用三種不同的領(lǐng)從蹄上促動力的分配方式，并考慮凸輪轉(zhuǎn)動和摩擦系數(shù)等不同方案，分析了制動力矩在制動過程中的變化規(guī)律，在此基礎(chǔ)上的到了與之相對應(yīng)的結(jié)果。把兩者進(jìn)行對比分析，研究合理的制動器應(yīng)力場的有限元分析方法。在此基礎(chǔ)上得出制動蹄與鼓之間的接觸壓強(qiáng)的分布特性及制動器各部件上的等效應(yīng)力。2013年，周吉祥[14]，為了使鼓式制動器的模擬仿真更 接近于真實(shí)狀態(tài),聯(lián)合運(yùn)用三維CAD建模軟件CATIA等軟件,考慮將凸輪、制動底 板、制動蹄及制動鼓視為剛性體,建立了鼓式制動器的剛?cè)狁詈蟿恿Ψ抡婺Ｐ?在此分析結(jié)果驗(yàn)證了其模型的可靠性,最后基于熱結(jié)構(gòu)耦合分析了制動鼓破壞失效的原因并提出了相應(yīng)的改進(jìn)措施。2014年，崔功軍，盧磊，吳娟三人[15] 采用SolidWorks建立帶式輸送機(jī)鼓式制動器三維模型,導(dǎo)入ANSYS Workbench進(jìn)行溫度場與應(yīng)力場的耦合分析,研究了在不同制動速度和制動壓力下模型的應(yīng)力應(yīng)變與溫度分布變化情況.結(jié)果表明:應(yīng)力主要集中在制動輪上；應(yīng)變主要集中在摩擦片上;應(yīng)力應(yīng)變與溫度均隨制動速度與制動壓力的增加而增加；應(yīng)變與溫度均隨制動時(shí)間增加而增大,應(yīng)力隨制動時(shí)間的增加趨于穩(wěn)定；應(yīng)力波動幅度隨制動速度的增加而增大。 1.4 CAD技術(shù)發(fā)展趨勢及展望 從人類第一次設(shè)計(jì)汽車開始，計(jì)算機(jī)輔助技術(shù)就越來越多的運(yùn)用到設(shè)計(jì)里面。 開始工程師們設(shè)計(jì)車輛部件是經(jīng)過了先輩的不斷摸索，不過現(xiàn)在他們使用CAD計(jì)算機(jī)模擬可以更加迅速高效的在電腦上完成相關(guān)設(shè)計(jì)，使用三維建模，研究人員能夠進(jìn)行機(jī)械設(shè)計(jì)的相關(guān)工作，例如制動鼓結(jié)構(gòu)的設(shè)計(jì)、強(qiáng)度計(jì)算與校核、相關(guān)參數(shù)的選擇，應(yīng)力分析、變形分析等等。 隨著科技的進(jìn)一步發(fā)展，越來越多功能強(qiáng)大的軟件逐漸出現(xiàn)。CAD技術(shù)正在向標(biāo)準(zhǔn)化、智能化發(fā)展。復(fù)雜的三維模型現(xiàn)在可以輕松的建立，各種情況的工作環(huán)境也可以輕松再現(xiàn)。未來CAD計(jì)算機(jī)模擬在網(wǎng)絡(luò)技術(shù)的應(yīng)用、多學(xué)科多功能綜合產(chǎn)品設(shè)計(jì)技術(shù)、逆向工程技術(shù)的應(yīng)用和快速成形技術(shù)使得計(jì)算機(jī)輔助在汽車設(shè)計(jì)里面越來越重要。 本次設(shè)計(jì)就是使用CATIA進(jìn)行參數(shù)化設(shè)計(jì)。 1.5本章小結(jié) 本章對制動系統(tǒng)作了簡略的介紹，主要介紹了制動系的分類，鼓式制動器的分類和其工作原理，之后介紹了計(jì)算機(jī)輔助技術(shù) CAD 的國內(nèi)外發(fā)展現(xiàn)狀，并介紹了CAD技術(shù)的發(fā)展趨勢。 2 鼓式制動器主要幾何參數(shù)及選擇 開始建立三維模型前，確定鼓式制動器的主要參數(shù)十分重要。這些參數(shù)不但影響制動鼓的結(jié)構(gòu)造型，而且對制動鼓的強(qiáng)度也有影響，所以合適的選擇鼓式制動器的主要幾何參數(shù)十分重要，鼓式制動器主要幾何參數(shù)代表含義如下圖所示。 圖2.1 鼓式制動器的主要參數(shù) D——制動鼓內(nèi)徑 β——包角 β0——摩擦襯片起始角 e——鼓式制動器中心到F0的長度距離 a和c——制動蹄支撐點(diǎn)位置坐標(biāo) 2.1 制動鼓內(nèi)徑D 在保證F0處于不變的前提下，制動力矩的大小及散熱性和制動鼓內(nèi)徑成正比。不過制動鼓的內(nèi)徑D和輪輞的內(nèi)徑有關(guān)，兩者之間需要有足夠的空間，一般情況不能小于20—30mm來保證制動鼓有良好的散熱。制動鼓的壁厚直接影響制動鼓的剛度和熱容量，需要提供較大的壁厚，一方面保證剛度，另一方便降低制動溫度。制動鼓剛度也與制動鼓直徑有關(guān)，成反比，，此外較小的制動鼓直徑也方便加工，可以保證加工精度。 制動鼓與輪輞直徑比值范圍D/Dr如下： 乘用車D/Dr =0.64-0.74； 商務(wù)車D/Dr =0.70-0.83。 參考表2.1選取制動鼓內(nèi)徑。 表2.1 QC/T309-1999《制動鼓工作直徑及制動蹄片寬度尺寸系列》 制動鼓工作直徑D 制動蹄片寬度B 380 80 100 120 140 160 180 200 400 80 100 110 125 130 150 155 160 180 210 240 270 410 80 100 110 125 130 150 155 160 180 210 240 270 420 100 120 125 150 160 180 185 210 240 270 440 150 180 210 240 270 以東風(fēng)EQ1146VZ4為例，初選輪輞直徑19英寸，Dr=19×25.4=482.6mm。 參考上表初選制動鼓內(nèi)徑D=380mm。 DDr=0.78 符合設(shè)計(jì)要求。 2.2摩擦襯片寬度b和包角β 摩擦襯片的使用壽命和寬度尺寸b相關(guān)。寬度b越小，則越容易損壞，越不耐用；如果寬度b越大，則會增加重量，不僅給制造帶來難度，而且會使成本提升。參照上表為參考，初選b=120mm。 包角β=90°~100°時(shí)，所受摩擦程度小，容易散熱，制動效能高。β減小一方面會提高散熱性，另一方會使摩擦片更易磨損。包角β過大不容易降溫，會降低制動性能，可能會導(dǎo)致自鎖現(xiàn)象。通常情況下β不大于120°。初選β=120°。 襯片的摩擦面積由內(nèi)徑R決定 Ap=Rbβ （2.1） 表2.2為襯片摩擦面積，以此為參考進(jìn)行計(jì)算。 表2.2 襯片摩擦面積 汽車分類 汽車總質(zhì)量ma/t 單個(gè)制動器的襯片摩擦面積AP/cm2 乘用車 0.9-1.5 100-200 1.5-2.5 200-300 商用車 1.0-1.5 120-200 1.5-2.5 150-250（多為150-200） 2.5-3.5 250-400 3.5-7.0 300-650 7.0-12.0 550-1000 12.0-17.0 600-1500(多為600-1200) 由上式計(jì)算Ap=Rbβ=190mm×120mm×100180π=397.9cm2 按上表2A=795.9cm2，東風(fēng)EQ1146VZ4的總質(zhì)量為14400kg，符合600-1500cm2區(qū)間，設(shè)計(jì)合理。????????????????????? 2.3摩擦襯片起始角β0 摩擦片一般放置在制動蹄的外側(cè)中央，見圖2.1。有些環(huán)境下制動力分配并不是均勻的，把摩擦片相對于最大壓力點(diǎn)相對稱布置，用來優(yōu)化制動性和磨損的均勻性。 β0=90°-β2- 計(jì)算得β0=30°。 2.4制動器中心到張開力F0作用線的距離e 為獲得較好的制動，在保證制動器所有的零部件都能安裝在制動鼓內(nèi)的前提下，制動器中心到張開力F0作用線的距離e之間的間隔最好比較大，通常情況下，選擇這個(gè)間距為制動鼓半徑的0.8倍。 可得e=0.8×190=152mm，初選e為150mm。 2.5制動蹄支撐點(diǎn)位置坐標(biāo)a和c 在滿足兩個(gè)制動蹄的端面不互相干預(yù)的條件下， 坐標(biāo)a最好足夠大，反之c要足夠小。按通常設(shè)計(jì)經(jīng)驗(yàn)參考a的距離一般是制動鼓半徑的0.8倍。 可得a=0.8×190=152mm c=190-152=38mm。 2.6摩擦片摩擦系數(shù)f 制動力矩主要受摩擦系數(shù)影響，對其選擇，一般需要夠高的摩擦系數(shù)，另外需要不錯(cuò)的熱穩(wěn)定性。不過摩擦系數(shù)不能過高，f選取范圍在0.3-0.5，不能超過0.7。通常情況下，f越大，損耗越快。所以在選擇材料時(shí) ，無需選擇過高的摩擦系數(shù)。 本次設(shè)計(jì)初選f=0.4。 2.7本章小結(jié) 本章對制動鼓的各項(xiàng)參數(shù)進(jìn)行了相關(guān)介紹，然后以東風(fēng)EQ1146VZ4為例，對相關(guān)參數(shù)進(jìn)行了選擇。 計(jì)算結(jié)果分別是：制動鼓內(nèi)徑D=380mm，寬度b=120mm， 包角β=120°，起始角β0=0°，制動器中心到張開力F0作用線的距離e= 150mm，支撐點(diǎn)位置坐標(biāo)a=152mm和c=38mm，摩擦系數(shù)f=0.4。  3 鼓式制動器的設(shè)計(jì)與計(jì)算 3.1制動驅(qū)動機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì)計(jì)算 3.1.1制動力與制動力分配系數(shù) 以東風(fēng)EQ1146VZ4為例，進(jìn)行計(jì)算。 尺寸參數(shù)：長11950mm；寬2470mm；高2910mm； 軸數(shù)：2； 前懸：12451mm； 后懸：3795mm； 前輪距：1940mm； 后輪距：1860mm； 軸距：6910mm； 質(zhì)心距前軸間距L1=2110mm； 質(zhì)心距后軸間距L2=4800mm； 質(zhì)心高度 hg=1530mm； 總質(zhì)量：14400kg； 整備質(zhì)量：6705kg； 發(fā)動機(jī)型號：EQD210-20； 排量：6234mL； 發(fā)動機(jī)功率：155kw； 最高車速；90km/h。 對角速度ω>0的車輪，在不考慮路面對車輪的滾動阻力矩和汽車旋轉(zhuǎn)質(zhì)量的慣性力矩的條件下，可以得到以下力矩平衡方程: Tf-FBre=0 （3.1） 式中： Tf——制動器的制動力矩和輪胎運(yùn)動的方向相反，N·m； FB——地面作用在輪子上的制動力方向與車輛運(yùn)動方向相反，N； re——輪胎有效半徑，m。 可得 Ff=Tfre (3.2) 制動器制動力，即制動周緣力，是在輪胎邊緣克服制動器摩擦力矩所需的力。Ff與地面制動力FB的方向相反，當(dāng)輪胎角速度>0時(shí)，大小相等，不過地面制動力FB受著附著條件的限制，其值不可能大于附著力Fφ，即 FB≤Fφ=Zφ （3.3） 式中: φ——輪胎與地面間的附著系數(shù)； Z——地面對車輪的法向反力。 制動器制動力等于附著力時(shí)，會發(fā)生抱死，車輛在地面上滑移。之后摩擦力矩為靜摩擦，這時(shí)制動器制動力等于地面制動力阻止輪胎繼續(xù)運(yùn)動。當(dāng)制動到ω=0以后，地面制動力等于附著力，之后地面制動力不繼續(xù)變大。不過由于踏板力增大，制動器制動力也會增加，如圖3.1所示。 圖3.1 制動器制動力與踏板力關(guān)系曲線 根據(jù)上圖，對車輛進(jìn)行整體受力分析，由此對前、后軸輪胎法向反力進(jìn)行計(jì)算： Z1=GL(L2+hgφ) （3.4） Z2=GL(L1-hgφ) （3.5） 式中 ： G——汽車所受重力，N； L——汽車軸距,mm； L1——車輛質(zhì)心距離前軸間距，mm； L2——車輛質(zhì)心距離后軸間距，mm； hg——汽車質(zhì)心高度，mm； φ——附著系數(shù)。 選取φ=0.8的路面上制動，計(jì)算得到汽車前后制動反力Z1Z2 Z1=14400×9.869102110+1530×0.8=68088.9N Z2=14400×9.869104800-1530×0.8=73031.1N 汽車在滿足前、后輪都抱死的條件下，地面總制動力為 FB=FB1+FB2=Ggdudt=Gq (3.6) 式中： q（q=dugdt）——制動強(qiáng)度； FB1，F(xiàn)B2——前、后軸輪胎地面制動力。 由以上二式可求得 前軸車輪附著力為: Fφ1=GL2L+FBhgLφ=GL(L2+φhg）φ (3.7) 后軸為: Fφ2=GL1L+FBhgLφ=GL(L1-φhg）φ (3.8) 得； Fφ1=54471.1N Fφ2=58424.9N 在前后輪一同抱死拖滑情況下附著條件利用得最好。 前、后軸車輪附著力一同被完全使用的情況是 Ff1+Ff2=FB1+FB2=φG (3.9) Ff1Ff2=FB1FB2=(L2+φhg)(L1-φhg) (3.10) 式中： Ff1——前軸輪胎來自制動器制動力； Ff2——后軸輪胎來自制動器制動力； FB1——前軸輪胎的來自路面的制動力； FB2 ——后軸輪胎來自路面制動力； Z1，Z2——地面給前、后軸輪胎造成的法向反力； G ——汽車重力； L1,L2—車輛質(zhì)心到前、后軸的長度； hg——汽車質(zhì)心高度。 得 Ff2=12GhgL22+4hgLGFf1-GL2hg+2Ff1 (3.11) 式中： L——汽車的軸距。 按Ff1，F(xiàn)f2作為參數(shù)按以上式子可以繪制出制動力分配曲線，如圖3.2所示。 汽車的制動力Ff1，F(xiàn)f2在符合按I曲線的條件下，可以保證車輛在任意φ的地面上制動時(shí)，使車輪一同抱死。但是，目前通常情況下大部分車的前、后制動器制動力之比為一定值，制動力Ff1和車輛總的制動力Ff2的比值被稱為車輛制動器制動力分配系數(shù)β： β=Ff1Ff=Ff1Ff1+Ff2 (3.12) 圖3.2 空載與滿載時(shí)理想制動力分配曲線 則： β=L2+φhgL (3.13) 代入數(shù)據(jù)得滿載時(shí)： β=4800+0.8×15306910=0.87 3.1.2制動踏板力驗(yàn)算 制動踏板力可用下式計(jì)算： Fp=π4dm2p1ip·1η·1ip (3.14) 式中: dm——主缸活塞直徑,為30mm； p——制動管路的液壓； ip——在通常情況下踏板機(jī)構(gòu)的傳動比是2～5，，取4，計(jì)算公式為ip=r2r1； i’p——真空助力比，取4.5； η——踏板機(jī)構(gòu)和制動主缸的機(jī)械效率，一般η=0.85～0.95，在這里選擇0.9。 按設(shè)計(jì)經(jīng)驗(yàn)取制動時(shí)的踏板力為Fp=250N， 計(jì)算出制動管路液壓： p=4·Fp·ip·η·ip‘π·dm2 (3.15) 可得制動管路的液壓p=12.1Mpa 3.1.3 確定制動輪缸直徑 輪缸直徑和液壓力關(guān)系如下： dw=2pπp (3.16) 式中: ——一般情況下= 8～12MPa，在這里選擇= 9MPa。 dw2≥F需·4reπ·BF·p·r (3.17) dw=45.1mm 輪缸直徑應(yīng)在GB7524—87標(biāo)準(zhǔn)規(guī)定的尺寸系列中選取：14.5，16，17.5，19，22，24，25,28，30，32，35，38，40，45，50，55mm。 取得 dw=45mm。 3.1.4輪缸的工作容積 一個(gè)輪缸的工作容積： Vw=π41ndw2δ (3.18) 式中 ： dw——一個(gè)輪缸活塞的直徑； n——輪缸的活塞數(shù)目； δ——一個(gè)輪缸活塞在完全制動時(shí)的所經(jīng)過的行程： δ=δ1+δ2+δ3+δ4一般情況下，選取δ=2～2.5mm。 δ1——消去制動蹄（塊）與制動鼓（盤）間的縫隙需要的活塞行程，對制動鼓來說大約是對應(yīng)的蹄片中部和制動鼓之間的空隙的2倍； δ2——由于摩擦片發(fā)生形變從而引發(fā)的活塞行程，可以通過摩擦片的厚度、材料彈性模量和單位壓力來進(jìn)行計(jì)算； δ3，δ4——制動鼓和制動蹄之間發(fā)生形變而導(dǎo)致的活塞行程，可以通過實(shí)驗(yàn)測算。 可得：一個(gè)輪缸的工作容積： VW=7312.3 mm3 全部輪缸的總工作容積 v=1mvw (3.19) 式中 m——輪缸數(shù)目。 則全部輪缸的總工作容積V =4×7312.3 mm3 =29249.1 mm3 3.1.5 制動器制動力矩計(jì)算 一個(gè)制動器產(chǎn)生的制動力矩為 Mμ=C*Rπd24P0 （3.20） 式中: d是輪缸直徑（mm）； P0是管路壓力（MPa）； R是制動鼓半徑（m）。 貨車制動器管路壓力在13MPa左右，計(jì)算中取13MPa；輪缸直徑為30mm，帶入數(shù)據(jù)得 Mμ=2.469×0.2π3024×13=4537.6N·m M=2×4537.6>4625.46N·m即后輪最大制動力矩，符合設(shè)計(jì)要求。 3.2制動蹄片上的制動力矩 制動鼓作用在摩擦片單元面積的法向力為： dN=qbRdα=qmaxbRsinα （3.21） 得 dN=539N；而摩擦力 fdN 產(chǎn)生的制動力矩為 dTty=dNfR=qmaxbR2sinαdα 得 dTtf=25983N 在由α′至α區(qū)段上積分上式，得 Tty=qmaxbR2f(cosα'-cosα") （3.22） 當(dāng)法向壓力均勻分布時(shí)，得 Tty=qpbR2f(cosα"-cosα') （3.23） 可求出不均勻系數(shù) △=(α"-α')/(cosα'-cosα") 算得 △=1.24 增勢蹄產(chǎn)生的制動力矩Tty1可表達(dá)如下： Tty1=fN1p1=198632N （3.24） 式中： N1——單元法向力的合力； P1——摩擦力f N1的作用半徑。 假如知道了蹄的幾何參數(shù)和法向壓力的大小，就能夠算出蹄的制動力矩。 在制動蹄上力的平衡方程式如下： P1cosα0+S1x-N1cosδ1+fsinδ1=0 P1α+S1xC'+fp1N1=0 （3.25） 式中： δ1—— 軸與力的作用線之間夾角； S1x——支承反力在軸上的投影。 得 N1=hP1c'cosδ1+fsinδ1-fp1 （3.26） 對于增勢蹄可用下式表示為 Tty1=P1fhp1/[c'cosδ1+fsinδ1-fp1]=P1B1 （3.27） 對于減勢蹄可類似地表示為 Tty2=P2fhp2/[c'cosδ2+fsinδ2-fp2]=P2B2 （3.28） 把dN看作是它投影在x軸和y軸上分量dNx和dNy的合力，有： NX=a'a"dNsinα=qmaxbRa'a"bR(2β-2sin2α')/4 （3.29） Ny=a'a"dNcosα=qmaxbRa'a"sin2cosαdα=qmaxbR(2a"-cos2α")/4 （3.30） 得 N1=4179N 因此 δ=arctanNYNX=47° (3.31) 并考慮到 N1=Nx2+Ny2 (3.32) 則有： p=4Rcosα'-cosα"(cos2α1-cos2α")2+(2β-sin2α"+sin2α')2 (3.33) 假如順、逆制動鼓旋轉(zhuǎn)的制動蹄的α’和α”相同，明顯可知兩蹄的δ和p值也不一樣?？芍?，兩蹄摩擦力矩之和就是制動鼓上制動力矩 Tf=Tty1+Tty2=P1B1+P2B2 (3.34) 由之前的計(jì)算可得上式各參數(shù)如下： c1=c2+a2=382+1522=156.7mm h=a+c=86+80=166mm α'=35°-16.7°=18.3° α"=128.3° δ1=δ2=10.7° p1= p2=124.9mm 對于增勢蹄： Tty1=453.12N·m 對于減勢蹄： Tty2=141.42N·m 故對于后軸單個(gè)鼓式制動器有： Ty=Tty1+Tty1=P1B1+P2B2=594.54N·m 對于后軸有：T=2Ty=1189.08N·m c‘cosδ1+fsinδ1-fp1=0 (3.35) c‘cosδ1p1-c'sinδ1=0.71>0.4 f< c‘cosδ1p1-c'sinδ1，自鎖情況不會發(fā)生 求出領(lǐng)蹄上最大表面壓力 qmax1=P1hp1/bR2(cosα'-cosα")[c'cosδ1+fsinδ1-fp1] (3.36) qmax1=1.498Mpa 。 3.3同步附著系數(shù) Ff2Ff1=1-ββ (3.37) 上式就在圖3.2中的β線，斜率為1-ββ，是具有制動器制動力分配系數(shù)為β的汽車的實(shí)際前、后制動器制動力分配線。圖中β與I曲線相交于B點(diǎn)，可求出B點(diǎn)處的附著系數(shù)φ0=φ,這個(gè)交點(diǎn)就是同步附著系數(shù)。計(jì)算公式如下： φ0=Lβ-L2hg (3.38) 滿載時(shí): φ0=0.79。 3.4制動器最大制動力矩 如果可以完美利用車輛的附著質(zhì)量，那么就可以得到最大制動力，路面作用在輪胎上的法向力和這個(gè)力為反比關(guān)系。雙軸汽車的前，后車輪附著力同時(shí)被完全利用或者是前，后輪同時(shí)抱死時(shí)的制動力比值為 Ff1Ff2=Z1Z2=L2+φhgL1-φhg （3.39） 式中 L1,L2— 車輛質(zhì)心距離前、后軸的長度； φ0— 同步附著系數(shù)； hg— 汽車質(zhì)心高度。 一般情況下，在轎車中，上式比值一般是1.3~1.6；貨車是0.5~0.7. 輪胎的計(jì)算力矩會制約制動器所能夠產(chǎn)生的制動力矩，即 Tf1=Ff1re （3.40） Tf2=Ff2re （3.41） 式中： Ff1— 前軸制動器的制動力； Ff2 — 后軸制動器的制動力； Z1— 作用在前軸輪胎上的路面法向反力； Z2— 作用在前軸輪胎上的路面法向反力； re— 車輪有效半徑。 故 Tf1max=Z1φre=GL(L2+φhg)φre （3.42） Tf2max=1-ββTf1max （3.43） 由上式可得 Tf1max=14400×9.86.91×（2.11+0.8×1.53）×0.8×0.57=31048.5N?m Tf2max=1-0.870.87×31048.5=4639.4N?m 可得后軸最大制動力矩為4639.4N·m，小于3.1.5所算得制動器制動力矩，符合設(shè)計(jì)要求。 3.5制動蹄效能因數(shù)計(jì)算 領(lǐng)蹄效率系數(shù)Kec1 Kec1=?εVp-1 （3.44） 單個(gè)從蹄的制動蹄因數(shù)： Kec2=?εVp'+1 （3.45） 式中： ∈=hR;ε=aR；p=4sinθ2θ+sinθ 帶入計(jì)算得： Kec1=1.871 Kec1=0.598 對于領(lǐng)從蹄式鼓式制動器 C*=Kec1+Kec2 (3.46) 得： C*=Kec1+Kec2=2.469 3.6制動距離與制動減速度 在車輛處于某初始速度va時(shí)，從開始制動到汽車完全靜止所駛過的距離就是制動距離，踏板力是主要制約制動距離與減速度的條件。此外制動器的溫度也會影響制動距離和減速度，通常情況下以上兩個(gè)參數(shù)為制動器處于冷狀態(tài)下的數(shù)值。 通常，在忽略滾動阻力、回轉(zhuǎn)質(zhì)量的干擾下，制動減速度（m/s2） J=PTWg （3.47） 式中： PT是有效的總制動力（N）；W代表車輛總重（N）；g代表重力加速度，為9.8m/s2。 把以上寫入式子可以得到后軸制動減速度 J=8.33m/s2 S=t1+0.5t2Va3.6+(Va/3.6)22J （3.48） 式中： t1是踏板從制動到開始產(chǎn)生減速度的時(shí)間，一般液壓制動取0.05s，氣壓制動取0.1s；t2是減速度到達(dá)最大減速度或是其90%的時(shí)間，一般液壓制動取0.2s，氣壓制動取0.4s。 初速度為50km/s時(shí)，汽車制動所經(jīng)過的距離 S=0.1+0.5×0.4503.6+(50/3.6)22×8.33=15.75m 初速度為30km/s時(shí)，汽車制動所經(jīng)過的距離 S=0.1+0.5×0.4303.6+(30/3.6)22×8.33=6.67m 按額定制動氣壓，車輪允許抱死時(shí)的最大制動減速度為0.7g， 50km/h初速度下制動距離不大于18.2m，30km/h時(shí)制動距離不大于7.6m，故該制動器符合制動要求。 3.7最大駐坡度 最大駐坡度 α=arcsinMWrk (3.49) 式中： W是汽車滿載總重（N）；rk是車輪滾動半徑（m）；M是后軸總的手制動力矩（N·m）。對于駐車制動，作用于后輪的車輛為在限定的手操縱力下后軸兩輪的制動力矩；對于中央制動器則為在限定手操縱力下中央制動器的制動力矩乘上后驅(qū)動橋的主傳動比；對彈簧儲能制動缸則為裝有彈簧儲能制動缸的車輪制動器在其彈簧力作用下的制動力矩之和。 帶入數(shù)據(jù)得最大駐坡度為 α=arcsin4537.614400×0.57=33.56° 按ECE標(biāo)準(zhǔn)規(guī)定，滿載車輛在縱向坡度為18%的坡道上，在上坡下坡兩個(gè)方向均能可靠停??；我國標(biāo)準(zhǔn)規(guī)定（GB7258-1997），在附著系數(shù)不小于0.7的坡道上，空載車輛的上下坡度為20%，故符合設(shè)計(jì)要求。 3.8本章小結(jié) 本章對所選東風(fēng)EQ1146VZ4的參數(shù)進(jìn)行了相關(guān)計(jì)算及校核，并以制動驅(qū)動機(jī)構(gòu)為輪缸的前提下進(jìn)行了相關(guān)計(jì)算。 計(jì)算結(jié)果如下，滿載時(shí)前、后軸車輪附著力即地面最大制動力Fφ1=54471.1N，F(xiàn)φ2=58424.9N；制動力分配系數(shù)β=0.87；制動管路的液壓p=12.1Mpa；制動輪缸直徑dw=45mm；全部輪缸的總工作容積V =29249.1 mm3；制動器制動力矩M=9075.2N·m；制動蹄片上的制動力矩對于增勢蹄：Tty1=453.12N·m對于減勢蹄：Tty2=141.42N·m同步附著系數(shù)φ0=0.79；制動器最大制動力為Tf2max=4639.4N?m；制動蹄效能因數(shù)C*=2.469；制動距離與制動減速度制動起始車速為50km/s時(shí)制動距離為S=15.75m，制動起始車速為30km/s時(shí)制動距離為S=6.67m；最大駐坡度α=33.56°。 以上結(jié)果均校驗(yàn)合格，在此基礎(chǔ)上開始CATIA三維建模。  4制動鼓模型的建立 4.1制動鼓的三維模型 根據(jù)東風(fēng)EQ1146VZ4的設(shè)計(jì)參數(shù)，由第3章的數(shù)據(jù)可得制動鼓的相關(guān)參數(shù)如下，選取制動鼓內(nèi)徑d=380mm，寬度b=120mm，厚度n=15mm。按所選數(shù)據(jù)使用CATIA建模如下。 圖 4.1 制動鼓的三維模型 制動鼓造型比較簡單，使用簡單的凸臺及凹槽命令即可得到相關(guān)圖形，最主要的參數(shù)是制動鼓的寬度，內(nèi)外徑以及加強(qiáng)肋的寬度和外徑。 4.2制動蹄的三維模型 按所設(shè)計(jì)繪制制動蹄如圖4.2所示。 圖4.2制動蹄三維模型 繪制制動蹄主要考慮到以下幾點(diǎn)：首先是和摩擦片接觸的背面要和摩擦片完美貼合；第二是施加載荷端，第三是支承孔的大小，第四是制動蹄的整體大小，其大小必須小于制動鼓的一半，而且考慮到支承孔不能相互干涉，需要留出相應(yīng)空間。考慮到制動鼓需要達(dá)到相應(yīng)強(qiáng)度，這里選擇用山字形截面來加強(qiáng)制動鼓的強(qiáng)度。 4.3制動片的三維模型 按第3章計(jì)算所得的數(shù)據(jù)選擇摩擦襯片寬度b=120mm，摩擦襯片包角β=120°，襯片起始角β0=30°。 按以上數(shù)據(jù)完成三維模型的建立如圖4.3所示。 圖4.3摩擦片三維模型 摩擦片內(nèi)表面與制動蹄背面直接接觸，外表面和制動鼓內(nèi)表面直接接觸，在設(shè)計(jì)時(shí)需要保證有足夠的接觸面積來減小摩擦片所受到的單位摩擦應(yīng)力帶來的變形及磨損，所選摩擦片繪制比較簡單使用凸臺命令就可以簡單的繪制出。 4.4制動輪缸的三維模型。 接下來需要繪制制動輪缸，下圖所繪制輪缸結(jié)構(gòu)為雙活塞制動輪缸。 圖4.4制動輪缸的三維模型 制動輪缸是將液力轉(zhuǎn)化為機(jī)械推力的機(jī)構(gòu)，裝配在制動蹄上用于施加載荷，制動輪缸的繪制比較復(fù)雜，需要在里面加入輪缸活塞，需要用要到旋轉(zhuǎn)體，旋轉(zhuǎn)槽等命令，按照第三章計(jì)算所得數(shù)據(jù)，制動輪缸直徑dw=45mm，按此以及制動蹄施加載荷大小進(jìn)行三維建模，繪制好的結(jié)果如上圖所示。 4.5制動片的三維模型 將以上零件圖的進(jìn)行裝配。 首先在CATIA設(shè)計(jì)“開始”菜單中打開“裝配設(shè)計(jì)”，在“插入”命令欄找到“現(xiàn)有部件”打開摩擦片以及制動蹄零件圖，使用“操作”命令把摩擦片移動到相對較近的位置，之后使用“相合約束”使之同軸。同軸之后使用“接觸約束”命令結(jié)合兩零件，微調(diào)之后完成摩擦片和制動蹄的裝配。這里為了之后方便打開，點(diǎn)擊“工具”菜單，點(diǎn)擊“從產(chǎn)品生成CATPart”，這樣就可以得到一份制動蹄及摩擦片的裝配零件圖。 復(fù)制兩份之后，按相同操作打開制動輪缸，制動鼓以及兩份制動蹄和摩擦片的裝配圖。調(diào)整制動蹄到制動鼓的上方，使用“相合約束”使之同軸，之后使用“接觸約束”讓兩者底面貼合。微調(diào)之后，用“操作”指令把輪缸移動到載荷段上方，使用“接觸約束”命令使之貼合，檢查微調(diào)之后就完成了所設(shè)計(jì)的鼓式制動器的裝配。所得圖如圖4.5所示。 圖4.5 鼓式制動器裝配圖 4.5本章小結(jié) 這章進(jìn)行了所選定鼓式制動器的CATIA三維建模，按照第三章數(shù)據(jù)進(jìn)行了制動鼓，摩擦片，制動輪缸，制動蹄的參數(shù)選擇，分別介紹了如何進(jìn)行以上四零件的建模，之后在完成零件圖的繪制后了裝配設(shè)計(jì)。 5 制動鼓參數(shù)化設(shè)計(jì) 5.1關(guān)鍵參數(shù)選取 參數(shù)化設(shè)計(jì)的主要目的是：通過VB對CATIA建模后的制動鼓進(jìn)行各項(xiàng)參數(shù)的修改，從而不需要復(fù)雜的再次建模，因此應(yīng)當(dāng)選取所設(shè)計(jì)的關(guān)鍵參數(shù)來調(diào)整所建模型。 對于制動鼓，所選參數(shù)為制動鼓的內(nèi)外徑、制動鼓寬度、加強(qiáng)肋直徑。改變制動鼓內(nèi)外徑和寬度可以影響制動鼓的整體結(jié)構(gòu)，而改變加強(qiáng)肋的直徑及寬度可以改變制動鼓的強(qiáng)度，以及底盤的安裝，故此選擇以上五個(gè)參數(shù)。 對于制動蹄，關(guān)鍵參數(shù)為制動蹄寬度及支承孔內(nèi)徑和寬度，摩擦片則是起始角和包角，改變以上幾個(gè)參數(shù)就可以輕松的改變制動蹄的形狀以及摩擦片的面積，故如此選擇。 5.2界面設(shè)計(jì) 第一步打開VB 軟件，點(diǎn)擊“標(biāo)準(zhǔn)的 EXE”，打開工程界面里面的引用選項(xiàng)，勾選里面的CATIA類型庫。 再向Form1 界面中添加5個(gè)Label，分別命名成“D1”、“D2”、“D3”、“b1”、“b2”，之后把 “Label D1”重名名為“制動鼓內(nèi)徑 D1”，“Label D2” 重名名為“制動鼓內(nèi)徑 D1”、“Label D3”重名名為“加強(qiáng)肋直徑 D3”、“Label b1” 重名名為“制動鼓寬度b1”、“Label b2” 加強(qiáng)肋寬度 b2”。。 之后在Form1 界面內(nèi)添加5個(gè)文本框，同上分別命名，“text D1”相對屬性改為“380”、“text D2” 相對屬性改為“410”、 “text D3” 相對屬性改為“430”、“text b1” 相對屬性改為“120”，“text b2” 相對屬性改為“20”。 最后，需要在界面添加“創(chuàng)建”及“結(jié)束”的命令按鈕，把這兩個(gè)按鈕分別命名為 “cmd Creat”和“cmd End”。之后可以得到圖5.1的設(shè)計(jì)界面。 圖5.1 制動鼓參數(shù)化設(shè)計(jì)窗體 同理做出制動蹄和摩擦片的參數(shù)化設(shè)計(jì)窗體如圖5.2所示。 圖5.2 制動蹄及摩擦片參數(shù)化設(shè)計(jì)窗體 5.3 編寫代碼 點(diǎn)擊“創(chuàng)建”按鈕，編寫事件代碼，輸入以下內(nèi)容： Private Sub cmdCreate_Click() CreateBrake Val(txtCount.Text),Val(txtDis.Text) End Sub 然后，點(diǎn)擊“結(jié)束”按鈕，編寫事件代碼，輸入以下內(nèi)容： Private Sub cmdEnd_Click() End End Sub 把CATIA中的CATMain復(fù)制到代碼，寫入使用腳本訪問CATIA所選模型的命令，以此來打開 CATIA。之后再對CATMain中的關(guān)鍵參數(shù)進(jìn)行定義，也就是聯(lián)系到之前所安的那幾個(gè)命令按鈕，之后進(jìn)行代碼的修改。debug之后按F5啟動程序。 5.4本章小結(jié) 本章介紹了如何使用VB進(jìn)行參數(shù)化設(shè)計(jì)，通過編程完成了對制動鼓、制動蹄及摩擦片的參數(shù)化設(shè)計(jì)，通過設(shè)計(jì)好的程序，經(jīng)VB改變參數(shù)從而改變其在CATIA中的建模，從而避免了改變一個(gè)參數(shù)就要重新建模的煩惱。 6基于 ANSYS 鼓式制動器的受力分析 6.1制動鼓模型的應(yīng)力分析 首先使用 CATIA 三維建模分別對制動鼓、制動蹄和摩擦片進(jìn)行建模，然后打開 CATIA 中的裝配設(shè)計(jì)，首先將制動蹄和摩擦片進(jìn)行裝配，然后和制動鼓完成裝配，第三步把裝配好的文件以STP后綴保存，最后把建好STP文件導(dǎo)入ANSYS有限元分析，開始解析。對制動鼓及其零件進(jìn)行應(yīng)力和變形分析，結(jié)果如圖6.1所示。 圖6.1 制動鼓整體應(yīng)力分析 由圖6.1可見，制動鼓所受的應(yīng)力比較平均基本為26.363mpa，主要集中在制動鼓的內(nèi)表面上，這是由于內(nèi)表面是和摩擦片直接接觸的原因。 把制動蹄的STP文件導(dǎo)入至ANSYS得到制動蹄的應(yīng)力分析，如圖6.2所示，可以看出制動蹄的等效應(yīng)力在支承孔這端，所受應(yīng)力較小。應(yīng)力主要集