汽车电磁制动器的设计

汽车电磁制动器的设计 本科学生毕业设计 汽车电磁制动器的设计 院系名称: 汽车与交通工程学院 专业班级: 车辆工程 10-4班 学生姓名: 高帆 指导教师: 李荣 职 称: 讲师 黑 龙 江 工 程 学 院 二?一四年六月 The Graduation Design for Bachelor's Degree Design of Electromagnetic Brake Candidate:Gao Fan Specialty:Vehicle Engineering Class: 10-4 Supervisor:Lecturer Li Rong Heilongjiang Institute of Technology 2014-06?Harbin 黑龙江工程学院本科生毕业设计 摘 要 电磁制动器在国外已普遍应用于拖挂式车辆制动系统，国内尚未应用,但为了满足国外市场的需要，电磁制动器系统的研发已经开始，目前，国内制动系统的生产企业缺乏具有自主知识产权的电磁制动器产品，影响了参与国际市场竞争。开展乘用车电磁制动系统的关键部件(电磁体)的关键技术研究，既是提高汽车制动器性能的需要,又能为我国相关企业参与国际市场竞争提供有力支持，同时推进我国汽车制动器行业的科技进步。 运用电磁场理论，结合试验研究,确定了电磁体的结构和性能参数。分析电磁体工作特点，发现电磁体在车辆制动时内外侧磨损不均匀和电磁体自身旋转力矩导致卡死等弊端，影响使用寿命。 本设计选用了四轮鼓式制动系统基础上设计电磁制动器。 关键词:制动器;电磁铁;鼓式制动器;模态分析;制动系统 I 黑龙江工程学院本科生毕业设计 ABSTRACT Electromagnetic brakes have been widely used in foreign countries trailer braking system is not yet applied, but in order to meet the needs of foreign markets, R & D electromagnetic brake system has started, the current domestic production enterprises lack the braking system with independent intellectual property rights electromagnetic brake products, the impact of the competition in the international market. Research on key technologies of key components to carry out passenger electromagnetic brake system (electromagnets), and both need to improve the performance of automotive brakes, but also provide strong support for China-related enterprises to participate in international competition, while advancing the science and technology of China's automotive brake industry progress. The use of electromagnetic theory, combined with experimental studies to determine the structure and performance parameters of the electromagnet. Analysis electromagnet work characteristics found electromagnet inside and outside the vehicle when braking uneven wear and electromagnets cause stuck their rotation torque and other defects, affecting life. The design uses a four drum brake systems designed on the basis of electromagnetic brake. Keywords: Detent; Electromagnet; Drum Brake; Modal Analysis; Braking System II 黑龙江工程学院本科生毕业设计 目 录 摘要 ......................................................................................................................................... I Abstract .................................................................................................................................II 第1章 绪论 ....................................................................................................................... 1 1.1 课题研究目的与意义 .............................................................................................. 1 1.1.1 研究目的 ....................................................................................................... 1 1.1.2 研究意义 ....................................................................................................... 1 1.2 课题研究现状及分析 .............................................................................................. 1 1.2.1 电磁制动器的简介 ....................................................................................... 1 1.2.2 国外汽车电磁制动器研究现状 ................................................................... 3 1.2.3 国内汽车电磁制动器研究现状 ................................................................... 3 1.3 研究的基本、拟解决的主要问题 .................................................................. 3 1.4 技术路线及研究方法 .............................................................................................. 4 第2章 制动器总体设计 ....................................................................................... 6 2.1 制动器结构型式的选择 .......................................................................................... 6 2.2 制动驱动机构的结构型式的方案比较选择 .......................................................... 7 2.3 本章小结 ................................................................................................................ 10 第3章 制动器设计计算 ...............................................................................................11 3.1 轻型商用车的主要技术参数 .................................................................................11 3.2 制动系统的主要参数及其选择 .............................................................................11 3.2.1 同步附着系数 ..............................................................................................11 3.2.2 制动强度和附着系数利用率 ..................................................................... 13 3.2.3 制动器最大的制动力矩 ............................................................................. 15 3.3 制动器因数和制动蹄因数 .................................................................................... 16 3.4 制动器的结构参数与摩擦系数 ............................................................................ 20 3.4.1 鼓式制动器的结构参数 ............................................................................. 20 黑龙江工程学院本科生毕业设计 3.4.2 摩擦片摩擦系数 ......................................................................................... 22 3.5 制动器的设计计算 ................................................................................................ 22 3.5.1 制动蹄摩擦面的压力分布规律 ................................................................. 22 3.5.2 制动器因数及摩擦力矩分析计算 ............................................................. 24 3.5.3 制动蹄片上的制动力矩 ............................................................................. 26 3.6 摩擦衬片的磨损特性计算 .................................................................................... 30 3.7 制动器的热容量和温升的核算 ............................................................................ 32 3.8 驻车制动计算 ........................................................................................................ 33 3.9 制动器主要零件的结构设计 ................................................................................ 34 3.9.1 制动鼓 ......................................................................................................... 34 3.9.2 制动蹄 ......................................................................................................... 35 3.9.3 制动底板 ..................................................................................................... 35 3.9.4 制动蹄的支承 ............................................................................................. 35 3.9.5 摩擦材料 ..................................................................................................... 36 3.9.6 制动摩擦衬片 ............................................................................................. 36 3.9.7 制动器间隙 ................................................................................................. 37 3.10 制动蹄支承销剪切应力计算 .............................................................................. 37 3.11 本章小结 .............................................................................................................. 39 第4章 电磁体的设计计算 ......................................................................................... 40 4.1 电磁铁介绍 ............................................................................................................ 40 4.2 电磁铁的设计步骤 ................................................................................................ 40 4.3 本章小结 ................................................................................................................ 41 第5章 制动鼓有限元分析 ......................................................................................... 42 5.1 概念 ........................................................................................................................ 42 5.1.1 ANSYS概念 ................................................................................................ 42 5.1.2 模态分析概念 ............................................................................................. 42 5.2 制动鼓模态分析 .................................................................................................... 43 5.2.1 制动鼓模型的创建 ..................................................................................... 43 5.2.2 网格划分 ..................................................................................................... 44 5.3 模态分析流程 ........................................................................................................ 45 黑龙江工程学院本科生毕业设计 5.4 约束与载荷 ............................................................................................................ 51 5.5 本章小结 ................................................................................................................ 58 总结 ...................................................................................................................................... 59 参考文献 ............................................................................................................................ 60 致谢 ...................................................................................................................................... 62 黑龙江工程学院本科生毕业设计 第1章 绪 论 1.1课题研究目的与意义 1.1.1研究目的 随着社会生产力的提高，科技的不断发展使人们对汽车驾驶的舒适性及便捷性的要求不断提高，所以汽车行业中出现了无人驾驶的概念。无人驾驶汽车是一种集自动控制、体系结构、人工智能、视觉计算等众多技术于一体的智能汽车。然而无人驾驶汽车最重要的一点就是安全性能一定要极高，防抱死制动系统是无人驾驶汽车的重要组成部分。电磁制动器用电缆代替管路，提高制动器的灵敏度、可靠性高、安装方便、尤其是制动系统安装简单可靠，并永远避免了泄露和气阻的现象发生，控制器设计方便更利于实现ABS，电磁制动器的研究为汽车自动化、智能化提供了必备条件。 电磁制动器对于汽车安全性的提高起着至关重要的作用，如果一辆汽车不具备防抱死系统，那么在汽车进行紧急刹车时，轮胎会被锁死，导致车辆失控发生侧滑。然而日常行车时，驾驶员要经常反复性踩制动踏板来防止汽车轮胎锁死。该系统还可以时刻了解轮胎情况，在轮胎即将锁死时及时做出相应反应。有效的避免汽车在行驶时发生侧滑或翻车。 电磁制动器是一种新型的制动器，与传统的气压式、液压式相比电磁式制动器有其突出的优点，正在被我们越来越多的关注。 1.1.2 研究意义 本课题的选择是让学生运用所学有关汽车制动器知识对汽车电磁制动器进行设计与研究。由于汽车电磁制动器目前还在研究当中，所以学生的能力得到充分锻炼，能够使学生更多更好的了解制动器设计方面的知识。通过对本课题的研究使学生可以完成理论课程与实践相结合。 1.2课题研究现状及分析 1.2.1电磁制动器的简介 汽车制动系统的功用是使行驶中的汽车根据行驶条件或驾驶员的意愿，减速、停车、保持某一定稳定速度或一停使的汽车保持不动。电磁制动系统比液压制动系统控制信号传递迅速、硬件简单及易于集成化。 1 黑龙江工程学院本科生毕业设计 制动器是机械系统中用于产生阻碍活动部件运动或者运动趋势的力或力矩的装置。其主要由制动架、制动件、操纵装置等组成。制动器的实质是将制动器中运动部件产生的动能转变成其他形式的能。由于旋转元件的形状不同，汽车制动器可分为鼓式制动器和盘式制动器。本次我们研究的是鼓式制动器，原因是一般轻型轿车是前轮制动力大于后轮，后轮主要使其辅助制动作用所以后轮会采用成本比较低的鼓式制动器，就是所谓的前盘后鼓式制动器。目前电磁制动器在汽车领域的应用还局限于重型汽车例如:房车、拖车、挂车。由于重型汽车的车速一般不会太高制动力不会太大，所以采用四轮鼓式制动器。鼓式制动器按受力不同分为领从蹄式制动器、双领蹄式和双向双领蹄式制动器、双从蹄式制动器、増力式制动器。 在本课题中前轮采用单向增力式制动器，由于其制动效能很高，居各式制动器之首，而且结构比较简单。后轮则采用领从蹄式制动器，其效能稳定，前进倒退行驶的制动效果不变，结构简单成本低，便于附装驻车制动驱动机构易于调整蹄片和制动鼓之间的间隙。 电磁制动器的并不是一个新兴事物，它早在其他领域已应用广泛例如:起重机绞盘制动、电梯制动等。电磁制动器的是现代工业中一种理想的自动化执行元件，主要起传递动力和控制运动等作用。电磁制动器的工作原理是 当有电流通过电磁制动器磁性线圈时，电磁力吸合刹车片，使用刹车片释放制动盘，这时传动轴带着制动盘正常运转或者启动。当切断电磁制动器的电流时，那么刹车片脱离制动盘，制动盘与刹车片及法兰盘之间生产摩擦力矩，使用传动轴快速停止。电磁制动器一般由磁轭 、衔铁、 线圈 、弹簧等部件组成。失电释放制动 可以调整衔铁和磁轭之间的气隙(气隙越小，作用力越大)和磁轭上面的紧盯来达到更大的力矩要求。电磁制动器是一种将轴或者回转体使其制动、停止或者保持的装置，而利用电磁力来动作的就称之为电磁制动器或者电磁刹车器。 电磁制动器分为电磁粉末制动器、电磁涡流制动器和电磁摩擦式制动器。在本课题中选用的是电磁摩擦式制动器，其原理是激磁线圈通电产生磁场，通过磁轭吸合衔铁，衔铁通过联结件实现制动。 电磁制动器不仅考虑满足轿车常规制动性能要求的前提下，还需要考虑汽车的有限空间。因而需要对制动器増力机构进行有效的设计计算，使其能利用最小的空间占有率达到最有效的増力效果。电磁制动器的核心部件就是电磁铁，一般的电磁铁分为交流和直流两种供电方式。由于汽车上的供电方式是直流供电，而且直流电磁具有节能、长寿、生产工艺简单、低噪音等交流电磁所不具备的特点。 2 黑龙江工程学院本科生毕业设计 1.2.2国外汽车电磁制动器研究现状 随着电子技术的发展，对于世界汽车技术领域来说最显著的成就就是防抱制动系统(ABS)的实用与推广。随着大规模集成电路和超大规模的集成电路的出现，以及电子信息处理技术的高速发展，ABS已经成为了性能可靠、成本日趋下降的具有广泛应用前景的成熟产品。一些国家与地区(例如:欧洲、日本、美国等)已经制定相关法规，令ABS系统成为汽车的配置。 现在国外已经将电磁制动器运用在拖车和房车上，制动技术国外仍处于实验研究阶段，郧古德里奇、ABS、霍尼韦尔等公司对汽车电制动技术均取得了自己的专利。1903年，斯特克勒(Setckel)首先申请了一种电磁制动装置的专利。1936年，鲁尔.塞瑞真(Raoul Sarazin)首次将电磁制动技术应用到汽车上。 1.2.3 国内汽车电磁制动器研究现状 随着电子技术的不断成熟与提高，电磁制动系统将是机动车制动系统发展的新方向。我国江苏大学也曾研究过一种新型电磁制动器，是应用于挂车上的鼓式摩擦型电磁制动器，电磁制动器的是国内外挂车制动的发展方向。而在国内我们的这个技术才刚刚起步，处于初级阶段。 1.3研究的基本内容、拟解决的主要问题 1、本文研究主要包括以下几个方面: 1). 制动器机械结构设计研究，包括机构整体构造，关键零件的设计。 2). 研究汽车鼓式制动器的组成、结构与设计。 2). 设计并制造汽车电磁制动器,包括制动方式的设计、材料的选择、制动辅材料的选择及电磁线圈的设计。 3).电磁铁组件的设计和理论的分析，根据所需的制动力矩确定出电磁铁的相关参数。例如:线圈的匝数、线圈的励磁电流、铁芯的尺寸。 4).制动性能分析与研究，对设计好的制动器研究其制动时间响应，制动能力，噪声，发热与散热等问题。 同时选择最切合题目要求的方案进行设计、分析、计算、校核，主要包括:计算电磁制动器电磁铁的主要参数并对其进行校核计算;对增力机构进行计算校核;最后应用计算机辅助制图绘制总成装配图、零件图，并撰写设计计算说明书。 2、拟解决主要问题 过滤并收集汽车电磁制动器的相关资料; 3 黑龙江工程学院本科生毕业设计 确定制动器主要参数:(制动鼓内径、摩擦衬片宽度和包角、摩擦片起始角、制动 器中心到张开力作用线的距离、制动蹄支承点位置坐标)。 计算鼓式制动器的制动鼓、制动底板、制动轮缸等主要部件的参数。 绘制装配图; 绘制并完成零件图; 完成设计说明书。 1.4技术路线及研究方法 收集汽车电磁制动器的相关资料 鼓式制动器的设计及校核 . 单向增力式制动器的设计及校核 领从蹄式制动器的设计及校核 电磁制动器的电磁体部分的设计及校核 绘制装配图 绘制零件图 完成设计说明书 研究方法: 确定总体方案:以电磁铁为动力来源，通过机械增力机构将电磁力放大并推动摩擦衬块从而产生制动，然后分别设计机械增力机构和电磁体部分。 4 黑龙江工程学院本科生毕业设计 通过对理论的分析并利用Pro/e、ANSYS、CAD等机械建模、动力学分析、有限元分析软件辅助设计，既而完成本课题的初步设计。按照设计参数制作该制动器的原理样机。 5 黑龙江工程学院本科生毕业设计 第2章 制动器总体方案设计 2.1 制动器结构型式的选择 汽车车轮制动器主要用于行车制动系统，同时也有驻车制动之用。汽车制动器的形式主要有摩擦式、液力式、和电磁式等三种。汽车电磁式制动器虽然有作用滞后性能好、而且易于连接接头可靠等优点，但是由于成本太高，只运用在部分总质量较大的商用车上用作车轮制动器或缓速器;液力式制动器一般只用于缓速器上。目前广泛 [2]使用的仍为摩擦式制动器。 摩擦式制动器按照摩擦副的结构不同，分为鼓式、盘式和带式三种。带式制动器只用于中央制动器;鼓式制动器和盘式制动器应用最为广泛。鼓式制动器广泛应用于商用车，同时鼓式制动器结构比较简单、制造成本低廉。 鼓式制动器分为外束型鼓式制动器和内张型鼓式制动器。内张型鼓式制动器的固定摩擦元件是一对带有摩擦蹄片的制动蹄，制动蹄又安装在制动底板上，而制动底板则又紧固于前梁或后桥壳的凸缘上;其旋转摩擦元件为固定在轮毂上或变速器第二轴后端的制动鼓，并利用制动鼓的圆柱内表面与制动蹄摩擦片的外表面作为一对摩擦表面在制动鼓上产生摩擦力矩，故又称为蹄式制动器。外束型鼓式制动器的固定摩擦元件是带有摩擦片且刚度较小的制动带;其旋转摩擦元件为制动鼓，并利用制动鼓的外圆柱表面和制动带摩擦片的内圆弧面作为一对摩擦表面，产生摩擦力矩作用于制动鼓， [1]故又称为带式制动器。现外束型鼓式制动器主要用于中央制动器的设计。 作为一款轻型载货商用车，考虑到制造维修成本以及制动效能等方面因素，采用四轮鼓式制动器。 鼓式制动器可按照其制动蹄的受力情况的不同分类(见图2.1)，鼓式制动器的制动效能与制动鼓的受力平衡情况以及车轮旋转方向对制动效能(振动频率)的影响均不[2]同。 6 黑龙江工程学院本科生毕业设计 (a) (b) (c) (d) (e) (f) (a)领从蹄式(凸轮张开);(b)领从蹄式(制动轮缸张开);(c)双领蹄式(非 双向，平衡式);(d)双向双领蹄式;(e)单向增力式;(f)双向增力式 图2.1鼓式制动器简图 制动蹄按照其制动鼓的旋转方向和张开时的转动方向是否一致，有领蹄与从蹄之分。制动蹄张开的转动方向与制动鼓的旋转方向一致的制动蹄，称为领蹄;反之，则称为从蹄。 领从蹄式制动器的效能和效能稳定性，在各式制动器中属中等;前进和倒退行驶的制动效果是不变的;结构较简单，而且成本低;便于附装在驻车制动驱动机构上; [2]易于调整蹄片之间的间隙。在乘用车和总质量较小的商用车的后轮制动器上得到较广泛的应用。 轻型商用车总质量较小，因而采用结构简单，低成本的领从蹄式鼓式制动器。本文前轮采用了増力式鼓式制动器，后轮则采用了领从蹄式鼓式制动器。 2.2 制动驱动机构的结构型式的方案比较选择 制动器根据制动力源的不同，制动驱动机构可分为简单制动、动力制动以及伺服制动三大类型。而按力的传递方式不同又分机械式、液压式、气压式三类，如表2.1 7 黑龙江工程学院本科生毕业设计 所示。 表2.1 制动驱动机构的结构型式 制动力源 力的传递方式 工作介用途 型式 制动力源 型式 工作介质 质 杆系或钢机械式 仅限于驻车制动 简单制动系 丝绳 司机体力 (人力制动系) 部分微型汽车的液压式 制动液 行车制动 动气压式 空气 气压动力 力空气 气压-液压空气、制动制动系 发动机动中、重型汽车的 制式 液 力 行车制动 动液压动力 制动液 液压式 制动液 系 制动系 真空伺服 伺空气 制动系 服司机体力轿车，微、轻、气压 制动液 制与发动机空气 液压式 中型汽车的行车制动系 动动力 制动 液压伺服 系 制动液 制动系 简单制动单靠驾驶员施加的踏板力或手柄力作为制动力源，故亦称人力制动。其中，又分为机械式和液压式两种。机械式完全靠杆系传力，由于其机械效率低，传动比小，润滑点多，且难以保证前、后轴制动力的正确比例和左、右轮制动力的均衡，所以在汽车的行车制动装置中已被淘汰。但因其结构简单，成本低，工作可靠(故障少)， [2]还广泛地应用于中、小型汽车的驻车制动装置中。 液压式简单制动(通常简称为液压制动)用于行车制动装置。液压制动的优点是:作用滞后时间较短(0.1,0.3s);工作压力高(可达10,20MPa)，因而轮缸尺寸小，可以安装在制动器内部，直接作为制动蹄的张开机构(或制动块的压紧机构)，而不需要制动臂等传动件，使之结构简单，质量小;机械效率较高(液压系统有自润滑作用)。液压制动的主要缺点是过度受热后，部分制动液汽化，在管路中形成气泡，严重影响液压传输，使制动系效能降低，甚至完全失效。液压制动曾广泛应用在轿车、轻型货车 ,[]及一部分中型货车上。 动力制动即利用发动机的动力转化而成，并表现为气压或液压形式的势能作为汽车制动的全部力源。驾驶员施加于踏板或手柄上的力，仅用于回路中控制元件的操纵。因此，简单制动中的踏板力和踏板行程之间的反比例关系，在动力制动中便不复存在，从而可使踏板力较小，同时又有适当的踏板行程。 8 黑龙江工程学院本科生毕业设计 气压制动是应用最多的动力制动之一。其主要优点为操纵轻便、工作可靠、不易出故障、维修保养方便;此外，其气源除供制动用外，还可以供其它装置使用。其主要缺点是必须有空气压缩机、贮气筒、制动阀等装置，使结构复杂、笨重、成本高;管路中压力的建立和撤除都较慢，即作用滞后时间较长(0.3s,0.9s)，因而增加了空驶距离和停车距离，为此在制动阀到制动气室和贮气筒的距离过远的情况下，有必要加设气动的第二级元件——继动阀(亦称加速阀)以及快放阀;管路工作压力低，一般为0.5MPa,0.7MPa，因而制动气室的直径必须设计得大些，且只能置于制动器外部，再通过杆件和凸轮或楔块驱动制动蹄，这就增加了簧下质量;制动气室排气有很大噪声。气压制动在总质量8t以上的货车和客车上得到广泛应用。由于主、挂车的摘和挂都很 ,[]方便，所以汽车列车也多用气压制动。 用气压系统作为普通的液压制动系统主缸的驱动力源而构成的气顶液制动，也是动力制动。它兼有液压制动和气压制动的主要优点，因气压系统管路短，作用滞后时间也较短。但因结构复杂、质量大、成本高，所以主要用在重型汽车上。 全液压动力制动，用发动机驱动液压泵产生的液压作为制动力源，有闭式(常压式)与开式(常流式)两种。 开式(常流式)系统在不制动时，制动液在无负荷情况下由液压泵经制动阀到贮液罐不断循环流动;而在制动时，则借阀的节流而产生所需的液压并传人轮缸。 闭式回路因平时总保持着高液压，对密封的要求较高，但对制动操纵的反应比开式的快。在液压泵出故障时，开式的即不起制动作用，而闭式的还有可能利用蓄能器的压力继续进行若干次制动。 全液压动力制动除了有一般液压制动系的优点以外，还有制动能力强、易于采用制动力调节装置和防滑移装置，即使产生汽化现象也没有什么影响等好处。但结构相当复杂，精密件多，对系统的密封性要求也较高，目前应用并不广泛。 各种形式的动力制动在动力系统失效时，制动作用即全部丧失。 伺服制动的制动能源是人力和发动机并用。正常情况下其输出工作压力主要由动力伺服系统产生，在伺服系统失效时，还可以全靠人力驱动液压系统以产生一定程度的制动力，因而从中级以上的轿车到重型货车，都广泛采用伺服制动。 按伺服力源不同，伺服制动有真空伺服制动、空气伺服制动和液压伺服制动三类。真空伺服制动与空气伺服制动的工作原理基本一致，但伺服动力源的相对压力不同。真空伺服制动的伺服用真空度(负压)一般可达0.05MPa,0.07MPa;空气伺服制动的伺服气压一般能达到0.6MPa,0.7MPa，故在输出力相同的条件下，空气伺服气室直径比 9 黑龙江工程学院本科生毕业设计 真空伺服气室的小得多。但是，空气伺服系统其它组成部分却较真空伺服系统复杂得多。真空伺服制动多用于总质量在1.1t,1.35t以上的轿车和装载质量在6t以下的轻、中型货车，空气伺服制动则广泛用于装载质量为6t,12t的中、重型货车，以及少数几种高级轿车上。CA1041总质量4.06t，本次设计采用真空助力式伺服制动系统。 2.3 本章小结 本章主要对轻型商用车制动系统的总体设计进行了比较和论证选择，通过对制动器的结构型式、制动驱动机构的结构型式，制动管路布置的结构型式三个方面对制动系统进行了整体上的选择。 10 黑龙江工程学院本科生毕业设计 第3章 制动器设计计算 车轮制动器是行车制动系的重要部件。按GB7258-2004的规定，行车制动必须作 用在车辆的所有的车轮上。 3.1 轻型商用车的主要技术参数 在制动器设计中需预先给定的整车参数如表3.1所示 表3.1 CA1041商用车整车参数 已知参数 车型东风小康V22 轴距L(mm) 2820 整车整备质量(Kg) 1250 满载质量(Kg) 1700 满载时质心距前轴中心线的距离(mm) 1420 满载时质心距后轴中心线的距离(mm) 1400 空载时质心高度(mm) 805 满载时质心高度(mm) 789 3.2 制动系统的主要参数及其选择 3.2.1 同步附着系数 对于前后制动器制动力为固定比值的汽车，只有在附着系数等于同步附着系数,,的路面上，前、后车轮制动器才会同时抱死，当汽车在不同值的路面上制动时，,0 [4]可能有以下三种情况。 ,,,1、当时 0 ,线在曲线下方，制动时总是前轮先抱死，这是一种稳定工况，但丧失了转向I 能力; ,,,2、当时 0 ,线位于曲线上方，制动时总是后轮先抱死，这时容易发生后轴侧滑而使汽车I 11 黑龙江工程学院本科生毕业设计 失去方向稳定性; 3、当时 ,,,0 制动时汽车前、后轮同时抱死，这时也是一种稳定工况，但也丧失了转向能力。为了防止汽车制动时前轮失去转向能力和后轮产生侧滑，希望在制动过程中，在即将出现车轮抱死但尚无任何车轮抱死时的制动减速度为该车可能产生的最高减速度。分析表明，汽车在同步附着系数,的路面上制动(前、后车轮同时抱死)时，其制动减0 du,速度为,qg,,g，即，为制动强度。在其他附着系数的路面上制动时，q,,q00dt 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,,,q,,0 ,着条件才可以得到充分利用。附着条件的利用情况可以用附着系数利用率(或称附 ,着力利用率)来表示，可定义为 FqB, (3.1) ,,,,G F式中:——汽车总的地面制动力; B ——汽车所受重力; G ——汽车制动强度。 q ,,,q,,当时，，，利用率最高。 ,,100 现代的道路条件大为改善，汽车行驶速度也大为提高，因而汽车因制动时后轮先抱死的后果十分严重。由于车速高，它不仅会引起侧滑甚至甩尾会发生掉头而丧失操纵稳定性，因此后轮先抱死的情况是最不希望发生的，所以各类轿车和一般载货汽车,,,0.6的值均有增大趋势。国外有关文献推荐满载时的同步附着系数:轿车取;00 ,,0.5货车取为宜。 0 我国GB12676—1999附录《制动力在车轴(桥)之间的分配及挂车之间制动协A MNA1.2.3调性要求》中规定了除、外其他类型汽车制动强度的要求。 113 ,,q,0.08对于制动强度在0.15~0.3之间，若各轴的附着利用曲线位于确定 A1.2的与理想附着系数利用直线平行的两条直线(如图3.1)之间，则认为满足条件3 12 黑龙江工程学院本科生毕业设计 要求;对于制动强度，若后轴附着利用曲线能满足公式，q,0.3q,0.3，0.74(,,0.38) [4]则认为满足的要求。 A1.23 参考与同类车型的值，取。 ,,,0.600 MN图3.1 除、外的其他类别车辆的制动强度与附着系数要求 11 3.2.2 制动强度和附着系数利用率 ,根据选定的同步附着系数，已知: 0 L，,h20g, (3.2) ,L L,2820式中:——汽车轴距，mm; L , ——制动力分配系数; LL,1420 ——满载时汽车质心距前轴中心的距离; 11 LL,1400——满载时汽车质心距后轴中心的距离; 12hh,789 ——满载时汽车质心高度。 gg ,,0.664求得: 进而求得 GF,F,,Gq,,(L，,h)q (3.3) B1B20gL 13 黑龙江工程学院本科生毕业设计 G (3.4) F,F(1,,),Gq(1,,),(L,,h)qB2B10gL 式中:——制动强度; q ——汽车总的地面制动力; FB ——前轴车轮的地面制动力; FB1 ——后轴车轮的地面制动力。 FB2 当时，，故，;。 ,,,F,FF,G,,,1q,,0B1,2B 此时，符合GB12676—1999的要求。 q,0.3，0.74(,,0.38),0.57q,0.780 当,,,时，可能得到的最大总制动力取决于前轮刚刚首先抱死的条件，即0 F,F。此时求得: B1,1 ,,,GL1700，9.8，1.4，233242F,,, BL，,(,,)h1.4，(0.6,,)，0.7891.8734,0.789,20g ,,,L1.41.42q,,, L，,(,,)h1.4，(0.6,,)，0.7891.8734,0.789,20g L1.41.42,,,, L，,(,,)h1.4，(0.6,,)，0.7891.8734,0.789,20g 表3.2 取不同值时对比GB 12676-1999的结果 , ,0.1 0.2 0.3 0.4 0.5 0.6 0.7 F 2473.4 5238.0 8344.6 11862.3 15878.6 22716.3 37000.8 B q0.062 0.1315 0.2095 0.2978 0.3987 0.5149 0.5574 , 0.621 0.6575 0.6983 0.7746 0.7973 0.8582 0.9290 符合 符合 符合 符合 符合 符合 符合 GB12676—19国家标国家标国家标国家标国家标国家标国家标99 准 准 准 准 准 准 准 ,,,当时，可能得到的最大的制动力取决于后轮刚刚首先抱死的条件，即0 F,F。此时求得: B2,2 14 黑龙江工程学院本科生毕业设计 ,,,GL1700，9.8，1.42，23657.21F,,, BL，,(,,)h1.42，(0.6,,)，0.7890.672,0.789,10g ,,,L1.421.421q,,, L，,(,,)h1.42，(0.6,,)，0.7890.672,0.789,10g L1.421.421,,,, L，,(,,)h1.42，(0.6,,)，0.7890.672,0.789,10g 表3.3 取不同值时对比GB 12676-1999的结果 , ,0.6 22716.3 FB q0.5149 , 0.8582 GB12676—1999 符合国家标准 3.2.3 制动器最大的制动力矩 为保证汽车有良好的制动效能和稳定性，应合理地确定前、后轮制动器的制动力 矩。 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 Z、Z用于车轮的法向力 成正比。所以，双轴汽车前、后车轮附着力同时被充分利用12 或前、后轮同时抱死的制动力之比为: ,FL，hZf120g1,, (3.5) FZL,,hf2210g L，L 式中:——汽车质心离前、后轴的距离; 12 , ——同步附着系数; 0 h ——汽车质心高度。 g 制动器所能产生的制动力矩，受车轮的计算力矩所制约，即 T,Fr f1f1e 15 黑龙江工程学院本科生毕业设计 (3.6) T,Frf2f2e F 式中:——前轴制动器的制动力，; F,Z,f1f11 F ——后轴制动器的制动力，; F,Z,f2f22 ——作用于前轴车轮上的地面法向反力; Z1 ——作用于后轴车轮上的地面法向反力; Z2 r ——车轮的有效半径。 e ,对于选取较大值的各类汽车，应从保证汽车制动时的稳定性出发，来确定各轴0 的最大制动力矩。当,,,时，相应的极限制动强度，故所需的后轴和前轴制动q,,0 力矩为 GT,(L,qh),r (3.7) f2max1geL , T,T (3.8) f1maxf2max1,, 式中:——该车所能遇到的最大附着系数; , ——制动强度; q r ——车轮有效半径。 e GT,(L,qh),r,1700，9.8(1.42,0.57，0.789)，293/2820,2457.22N•m f2max1geL ,T,T,1258.22 N•m f1maxf2max,1, TT单个车轮制动器应有的最大制动力矩为 、的一半，为2457.22 N•m 和f1maxf2max1258.22N•m。 3.3 制动器因数和制动蹄因数 制动器因数又称为制动器效能因数。其实质是制动器在单位输入压力或力的作用 下所能输出的力或力矩，用于评比不同结构型式的制动器的效能。制动器因数可定义 16 黑龙江工程学院本科生毕业设计 为在制动鼓或制动盘的作用半径上所产生的摩擦力与输入力之比，即 TfBF (3.9) ,PR 式中:——制动器效能因数 BF T——制动器的摩擦力矩; f ——制动鼓或制动盘的作用半径; R ——输入力，一般取加于两制动蹄的张开力(或加于两制动块的压紧力)的平P 均值为输入力。 对于鼓式制动器，设作用于两蹄的张开力分别为、，制动鼓内圆柱面半径即 PP12 TT制动鼓工作半径为，两蹄给予制动鼓的摩擦力矩分别为和，则两蹄的效能因 RTf1Tf2数即制动蹄因数分别为: TTf1BF (3.10) ,T1PR1 TTf2BF , (3.11) T2PR2 整个鼓式制动器的制动因数则为 TT，T2(T，T)1212fTfTfTfTfBF,,, (3.12) PR0.5(P，P)R(P，P)R1212 当P,P,P时，则 12 T，TTf1Tf2BF,,BF，BF (3.13) T1T2PR 蹄与鼓间作用力的分布，其合力的大小、方向及作用点，需要较精确地分析、计算才能确定。今假设在张力P的作用下制动蹄摩擦衬片与鼓之间作用力的合力N如图 N,f3.2所示作用于衬片的B点上。这一法向力引起作用于制动蹄衬片上的摩擦力为f ,为摩擦系数。a，b，c，h，R 及为结构尺寸，如图3.2所示。 17 黑龙江工程学院本科生毕业设计 图3.2 鼓式制动器的简化受力图 对领蹄取绕支点A的力矩平衡方程，即 Ph，nFC,Nb,0 (3.14) 由上式得领蹄的制动蹄因数为 ,,,,Nfhf,, (3.15) BF,,T1cPb,,1,f,,b,, N当制动鼓逆转时，上述制动蹄便又成为从蹄，这时摩擦力的方向与图3.2所示f 相反，用上述分析方法，同样可得到从蹄绕支点A的力矩平衡方程，即 Ph,nFC,Nb,0 (3.16) ,,,,Nfhf,, (3.17) BF,,T2cPb,,1，f,,b,, f由式(3-15)可知:当趋近于占时，对于某一有限张开力，制动鼓摩擦力趋b/cP 于无穷大。这时制动器将自锁。自锁效应只是制动蹄衬片摩擦系数和制动器几何尺 寸的函数。 通过上述对领从蹄式制动器制动蹄因数的分析与计算可以看出，领蹄由于摩擦力对蹄支点形成的力矩与张开力对蹄支点的力矩同向而使其制动蹄因数值大，而从蹄则 f由于这两种力矩反向而使其制动蹄因数值小。两者在=0.3,0.35范围内，当张开力P,P时，相差达3倍之多。图3.3给出了领蹄与从蹄的制动蹄因数及其导数对摩擦12 fBFdBF/df系数的关系曲线。由该图可见，当增大到一定值时，领蹄的和均趋于T1T1 18 黑龙江工程学院本科生毕业设计 无限大。它意味着此时只要施加一极小张开力，制动力矩将迅速增至极大的数值，P1 此后即使放开制动踏板，领蹄也不能回位而是一直保持制动状态，发生“自锁”现象。这时只能通过倒转制动鼓消除制动。领蹄的和随的增大而急剧增大的fBFdBF/dfT1T1 现象称为自行增势作用。反之，从蹄的和随的增大而减小的现象称fBFdBF/dfT2T2 为自行减势作用。 在制动过程中，衬片的温度、相对滑动速度、压力以及湿度等因素的变化 会导致摩擦系数的改变。而摩擦系数的改变则会导致制动效能即制动器因数的改变。制动器因数对摩擦系数 的敏感性可由来衡量，因而称为制动器dBF/dfdBF/dfBFTT的敏感度，它是制动器效能稳定性的主要决定因素，而除决定于摩擦副材料外，又f 与摩擦副表面的温度和水湿程度有关，制动时摩擦生热，因而温度是经常起作用的因素，热稳定性更为重要。 热衰退的台架试验表明，多次重复紧急制动可导致制动器因数值减小50%，而下长坡时的连续和缓制动也会使该值降至正常值的30%。 1—领蹄;2—从蹄 dBF/df图3.3制动蹄因数及其导数与摩擦系数的关系 BFT 由图3.3也可以看出，领蹄的制动蹄因数虽大于从蹄，但其效能稳定性却比从蹄差。就整个鼓式制动器而言，也在不同程度上存在以为表征的效能本身与其稳定BF dBF/df性之间的矛盾。由于盘式制动器的制动器因数对摩擦系数的导数()为常数，T因此其效能稳定性最好。 19 黑龙江工程学院本科生毕业设计 3.4 制动器的结构参数与摩擦系数 3.4.1 鼓式制动器的结构参数 1、制动鼓直径 D 当输入力一定时，制动鼓的直径越大，则制动力矩越大，且使制动器的散热性P 能越好。但直径的尺寸受到轮辋内径的限制，而且的增大也使制动鼓的质量增加，DD使汽车的非悬挂质量增加，不利于汽车的行驶的平顺性。制动鼓与轮辋之间应有一定 的间隙，以利于散热通风，也可避免由于轮辋过热而损坏轮胎。由此间隙要求及轮辋 的尺寸即可求得制动鼓直径的尺寸。由于CA1041采用14的轮辋所以取inD ，制动鼓直径与轮辋直径之比的一般范围为:货车 D/D,0.70DDrr 。 D/D,0.64~0.83r =35.56mm D,14in,14，2.54r mm D,D，0.70,35.56，0.70,250r A,2、制动蹄摩擦片宽度、制动蹄摩擦片的包角和单个制动器摩擦面积 b, 由《制动鼓工作直径及制动蹄片宽度尺寸系列》的规定，选取制QC/T309,1999 动蹄摩擦片宽度mm;摩擦片厚度mm。 l,8b,75 ,,,摩擦衬片的包角通常在范围内选取，试验表明，摩擦衬片包角,,90~120 ,,,时磨损最小，制动鼓的温度也最低，而制动效能则最高。再减小虽有,,90~120 ,120,利于散热，但由于单位压力过高将加速磨损。包角也不宜大于，因为过大不仅 不利于散热，而且易使制动作用不平顺，甚至可能发生自锁。 ,,综上所述选取领蹄，从蹄 ,,110,,10011 A单个制动器摩擦面积: , A,,Db(,，,)/360 (3.18) ,12 2A 式中:——单个制动器摩擦面积，mm , ——制动鼓内径，mm; D b ——制动蹄摩擦片宽度，mm; 20 黑龙江工程学院本科生毕业设计 , ——分别为两蹄的摩擦衬片包角，()。 ,、,12 2cm A,,Db(,，,)/360,3.14，250，75，210/360,343.44,12 表3.4 制动器衬片摩擦面积 2A/汽车总质量t 单个制动器摩擦面积cm m/汽车类别 ,a 0.9~1.5100~200 轿车 1.5~2.5200~300 1.0~1.5120~200 1.5~2.5 150~250150~200(多为) 2.5~3.5250~400 客车与货车 3.5~7.0300~650 7.0~12.0550~1000 12.0~17.0 600~1500600~1200(多为) 由表3.4数据可知设计符合要求。 ,3、摩擦衬片起始角 0 ,摩擦衬片起始角如图3.4所示。通常是将摩擦衬片布置在制动蹄外缘的中央，0 ,,90并令。 ,,,02 ,110,,,,,90,,90,,35领蹄包角 ,022 ,100,,,,,90,,90,,40从蹄包角 ,022 图3.4鼓式制动器的主要几何参数 a4、张开力的作用线至制动器中心的距离 P 21 黑龙江工程学院本科生毕业设计 在满足制动轮缸布置在制动鼓内的条件下，应使距离(见图3.4)尽可能地大，a a,0.8R以提高其制动效能。初步设计时可暂取，根据设计时的实际情况取a,118mm。 5、制动蹄支销中心的坐标位置与 ck 如图3.4所示，制动蹄支销中心的坐标尺寸尽可能地小设计时常取mm，kk,30 c,0.8R以使c尽可能地大，初步设计可暂取，根据设计的实际情况取mm。 c,1033.4.2 摩擦片摩擦系数 选择摩擦片时，不仅希望起摩擦系数要高些，而且还要求其热稳定性好，受温度和压力的影响小。不宜单纯的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 0.3~0.5要的各种制动器用摩擦材料的摩擦系数的稳定值约为，少数可达0.7。一般说来，摩擦系数越高的材料，其耐磨性能越差。所以在制动器设计时，并非一定要追求最高摩擦系数的材料。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f=0.35~0.4已不成问题。因此，在假设的理想条件下计算制动器的制动力矩，取f=0.3可使计算结果接近实际值。另外，在选择摩擦材料时，应尽量采用减少污染和对人体无害的材料。 3.5 制动器的设计计算 3.5.1 制动蹄摩擦面的压力分布规律 从前面的分析可知，制动器摩擦材料的摩擦系数及所产生的摩擦力对制动器因数有很大影响。掌握制动蹄摩擦面上的压力分布规律，有助于正确分析制动器因数。在理论上对制动蹄摩擦面的压力分布规律作研究时，通常作如下一些假定: (1)制动鼓、蹄为绝对刚性; (2)在外力作用下，变形仅发生在摩擦衬片上; (3)压力与变形符合虎克定律 由于本次设计采用的是领从蹄式的制动鼓，现就领从蹄式的制动鼓制动蹄摩擦面的压力分布规律进行分析。 ,O如图3.5所示，制动蹄在张开力P作用下绕支承销点转动张开，设其转角为，,, AB则蹄片上某任意点A的位移为 ,OAAB =?,, (3.19) 22 黑龙江工程学院本科生毕业设计 ,OA式中;——制动蹄的作用半径。 由于制动鼓刚性对制动蹄运动的限制，则其径向位移分量将受压缩，径向压缩为ACACAB,cos, 'ACOA,,,,cos 图3.5 制动摩擦片径向变形分析简图 从图3.5中的几何关系可看到 ''' OAcos,,OD,OOsin, ,ACOOsin= ,,,, ,OO,,,因为为常量，单位压力和变形成正比，所以蹄片上任意一点压力可写成 q,qsin, (3.20) 0 q式中:——摩擦片上单位压力。 0 ,OO 即制动器蹄片上压力呈正弦分布，其最大压力作用在与连线呈90?的径向上。 上述分析对于新的摩擦衬片是合理的，但制动器在使用过程中摩擦衬片有磨损，摩擦衬片在磨损的状况下，压力分布又会有差别。按照理论分析，如果知道摩擦衬片的磨损特性，也可确定摩擦衬片磨损后的压力分布规律。根据国外资料，对于摩擦片磨损具有如下关系式 W,Kfqv (3.21) 11 式中:W——磨损量; 1 23 黑龙江工程学院本科生毕业设计 K——磨损常数; 1 ——摩擦系数; f ——单位压力; q ——磨擦衬片与制动鼓之间的相对滑动速度。 v 图3.6 作为磨损函数的压力分布值 通过分析计算所得压力分布规律如图3.6所示。图中表明在第11次制动后形成的单位面积压力仍为正弦分布。如果摩擦衬片磨损有如下关系: q,132sin, 22 (3.22) W,Kfqv22 K式中:——磨损常数。 2 则其磨损后的压力分布规律为(C也为一常数)。结果表示于图3.6。 q,Csin, 3.5.2 制动器因数及摩擦力矩分析计算 如前所述，通常先通过对制动器摩擦力矩计算的分析，再根据其计算式由定义得出制动器因数BF的表达式。假设鼓式制动器中制动蹄只具有一个自由度运动，由此 24 黑龙江工程学院本科生毕业设计 可得: (1)定出制动器基本结构尺寸、摩擦片包角及其位置布置参数，并规定制动鼓旋转方向; (2)参见3.4.1节确定制动蹄摩擦片压力分布规律，令; q,qsin,0 (3)在张开力P作用下，确定最大压力值。 q0 参见图3.7，所对应的圆弧，圆弧面上的半径方向作用的正压力为，摩擦,,qRd, ,力为。把所有的作用力对点取矩，可得 fqRd,O ,,222 ph=RMsind-R(R-Mcos)sind (3.23) qfq,,,,,00,,,,11 q据此方程式可求出的值。 0 图3.7 制动蹄摩擦力矩分析计算 (4)计算沿摩擦片全长总的摩擦力矩 ,222fq,, T=R sind=R(cos-cos) (3.24) fq,,f0120,,1 (5)由公式(3.9)导出制动器因数 由于导出过程的繁琐，下面对支承销式领—从蹄制动器的制动因数进行分析计算。 单个领蹄的制动蹄因数BF Tl fhBF, (3.25) T1,a,,rA,fB,,r,, 25 黑龙江工程学院本科生毕业设计 单个从蹄的制动蹄因数BFT2 fhBF, (3.26) T2,a,,rA，fB,,r,, 以上两式中: fh0.4，238BF,,,1.98 T1,a123.7,,,,rA,fB1550.82,0.40，86,,,,r155,,,, fh0.4，238BF,,,0.62 T2,a123.7,,,,rA，fB1550.82，0.40，86,,,,r155,,,, 以上各式中有关结构尺寸参数见图3.8。 整个制动器因数为 BF BF,BF，BF,1.98，0.62,2.60T1T2 图3.8 支承销式制动蹄 3.5.3 制动蹄片上的制动力矩 1、鼓式制动蹄片上的制动力矩 在计算鼓式制动器时，必须建立制动蹄对制动鼓的压紧力与所产生的制动力矩之 间的关系。 T为计算有一个自由度的制动蹄片上的力矩，在摩擦衬片表面上取一横向单元面Tf1 26 黑龙江工程学院本科生毕业设计 积，并使其位于与轴的交角为处，单元面积为。，其中b为摩擦衬片宽度，,ybRd,1 R为制动鼓半径，为单元面积的包角，如图3.8所示。 d, 由制动鼓作用在摩擦衬片单元面积的法向力为: (3.27) dN,qbRd,,qbRsin,d,max 而摩擦力产生的制动力矩为 fdN 2 dT,dNfR,qbRfsin,d,Tfmax ,,,在由至区段上积分上式，得 ,, 2,,, (3.28) (cos,cos,)T,qbRf,Tfmax 当法向压力均匀分布时， dN,qbRd, p 2,,,T,qbRf(,,,) (3.29) Tfp 式(3.24)和式(3.25)给出的由压力计算制动力矩的方法，但在实际计算中采用 T由张开力P计算制动力矩的方法则更为方便。 Tf1 图3.9 张开力计算用图 T增势蹄产生的制动力矩可表达如下: Tf1 T,fN, (3.30) Tf111 N式中:——单元法向力的合力; 1 27 黑龙江工程学院本科生毕业设计 ——摩擦力的作用半径(见图3.9)。 ,fN11 如果已知制动蹄的几何参数和法向压力的大小，便可算出蹄的制动力矩。 为了求得力与张开力的关系式，写出制动蹄上力的平衡方程式: NP11 Pcos,，S,N(cos,，fsin,),0101x111 , (3.31) Pa,SC，f,N,011x11 式中:——轴与力的作用线之间的夹角; ,xN111 S——支承反力在工:轴上的投影。 1x 解式(3..27)，得 , (3.32) N,hP/[c(cos,，fsin,),f,]11111对于增势蹄可用下式表示为 , (3.33) T,Pfh,/[c(cos,，fsin,),f,],PBTf11111111对于减势蹄可类似地表示为 , (3.34) T,Pfh,/[c(cos,,fsin,)，f,],PBTf22222222 图3.10 制动力矩计算用图 d,,,,为了确定，及，，必须求出法向力N及其分量。如果将(见图3.10)N1212 dNdNxy看作是它投影在轴和轴上分量和的合力，则根据式(3.23)有: xx11 28 黑龙江工程学院本科生毕业设计 ,,,,,,12,,,, (3.35) N,dNcos,,qbRsin,cos,,d,qbR(2,,cos2,)ymaxmax,,,,,,4 因此对于领蹄: Ny'''''' (3.36) ,,,,arctan(),arctan(cos2,,cos2,)/(2,,sin2,，sin2,1Nx ,,,,,10== ,,arctan(cos40,cos260)/(3.454,sin260，sin40 ,,,式中:。 ,,,,, 根据式(3.24)和式(3.26)，并考虑到 22 (3.37) N,N，N1xy '"'"2"'2,,,,4R(cos,,cos,)(cos2,,cos2,)，(2,,sina2,，sin2,)则有(3.8) 1 ,,4，0.155，(cos20,cos130)==0.183 ,,2,,,,2(cos40,cos260)，(2，110，,/180,sin260，sin40)对于从蹄: Ny'''''' ,,,,arctan(),arctan(cos2,,cos2,)/(2,,sin2,，sin2,2Nx ,,,,,== ,,arctan(cos50,cos250)/(3.454,sin250，sin5011 ,,,式中: ,,,,, 则有: '"'"2"'2,,,,4R(cos,,cos,)(cos2,,cos2,)，(2,,sina2,，sin2,) (3.38) 2 ,,4，0.155，(cos25,cos125)==0.179 ,,2,,,,2(cos50,cos250)，(2，100，,/180,sin250，sin50) ,,, 由于设计和相同，因此和值也近似取相同的。对具有两蹄的制动器来说，,,,, 其制动鼓上的制动力矩等于两蹄摩擦力矩之和，即 T,T，T,PB，PB (3.39) fTf1Tf21122由式(3.33)和式(3.34)知 ' ,,B,fh,/c(cos,，fsin,),f,11111 0.4，0.238，0.183/,,0.1237，(cos10，0.4，sin10),0.4，0.183==0.3 ',, B,fh,/c(cos,,fsin,)，f,22222 0.4，0.238，0.179/,,0.1237，(cos11,0.4，sin11)，0.4，0.179==0.09 P,P对于液压驱动的制动器来说，，所需的张开力为 12 N•m (3.40) P,T/(B，B),1835.5/(0.3，0.09),4706f121 29 黑龙江工程学院本科生毕业设计 T,P，BF，R,4706，2.60，0.155,1896,T,1835.5f2f2max 计算蹄式制动器时，必须检查蹄有无自锁的可能，由式(3.33)得出自锁条件。当该式的分母等于零时，蹄自锁: , (3.41) c(cos,，fsin,),f,,0111 ,,ccos0.1237，cos101f (3.42)成立，不会自锁。 ,0.4,,,0.75,c,,,sin0.1826,0.1237，sin1011 由式(3.24)和式(3.29)可求出领蹄表面的最大压力为: Ph,11q, (3.43) max12,,,,bR(cos,,cos,)[c(cos,，fsin,),f,]121 4706，0.2380，0.183= ,,,,,,0.0018，(cos20,cos130)0.1237，(cos10，0.4，sin10),0.0732 610=1.26 ，Pa ,式中:P，，,，，，,——见图3.9; hcR111 ,,,，——见图3.10; ,, ——摩擦衬片宽度; b f——摩擦系数。 因此鼓式制动器参数选取符合设计要求。 3.6 摩擦衬片的磨损特性计算 摩擦衬片的磨损，与摩擦副的材质、表面加工情况、温度、压力以及相对滑磨速度等多种因素有关，因此在理论上要精确计算磨损性能是困难的。但试验表明，摩擦表面的温度、压力、摩擦系数和表面状态等是影响磨损的重要因素。 汽车的制动过程是将其机械能(动能、势能)的一部分转变为热量而耗散的过程。在制动强度很大的紧急制动过程中，制动器几乎承担了耗散汽车全部动力的任务。此时由于在短时间内热量来不及逸散到大气中，致使制动器温度升高。此即所谓制动器的能量负荷。能量负荷愈大，则衬片的磨损愈严重。 制动器的能量负荷常以其比能量耗散率作为评价指标。比能量耗散率又称为单位 2功负荷或能量负荷，它表示单位摩擦面积在单位时间内耗散的能量，其单位为W/mm。 双轴汽车的单个前轮制动器和单个后轮制动器的比能量耗散率分别为 30 黑龙江工程学院本科生毕业设计 221,m(vv),12a e,,122tA1 22,1m(v,v)12a (3.46) e,(1,,)222tA2 vv,12 t,j 式中:——汽车回转质量换算系数; , m——汽车总质量; a ，——汽车制动初速度与终速度，m/s;计算时总质量3.5t以上的货车取vv12 v=18m/s; 1 2——制动减速度，m/s，计算时取=0.6; gjj——制动时间，s; t A，A——前、后制动器衬片的摩擦面积; l2 ,——制动力分配系数。 v,0在紧急制动到时，并可近似地认为，则有 ,,12 2mv11ae,，, 122tA1 2mv11ae,，(1,,) (3.47) 222tA2 2v 鼓式制动器的比能量耗损率以不大于1.8W/mm为宜，但当制动初速度低于式1 2v(3.40)下面所规定的值时，则允许略大于1.8W/mm，盘式制动器比能量耗损率以不1 2大于6.0W/mm为宜。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 起制动鼓或盘的龟裂。 22mv114060，182a1e,，,,，，0.635,1.56,6.0 W/mm1tA2222，3.06，435201 31 黑龙江工程学院本科生毕业设计 22mv114060，182a1 W/mm e,，(1,,),，，0.365,0.92,1.82tA2222，3.06，425862 因此，符合磨损和热的性能指标要求。 3.7 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 (3.48) (mc，mc),t,Lddhh式中:m——各制动鼓的总质量; d m——与各制动鼓相连的受热金属件(如轮毂、轮辐、轮辋等)的总质量; h c——制动鼓材料的比热容，对铸铁c=482 J/(kg•K)，对铝合金c=880 J/(kgd •K); c——与制动鼓(盘)相连的受热金属件的比热容; h v——制动鼓(盘)的温升(一次由=30km/h到完全停车的强烈制温升不应超过,ta15?); L——满载汽车制动时由动能转变的热能，因制动过程迅速，可以认为制动产生 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 2vaL,m, 1a2 2va,(1,,)Lm (3.49) a22 m式中 ——满载汽车总质量; a v——汽车制动时的初速度; a ,——汽车制动器制动力分配系数。 22v4060，8.3a,,,，0.64,902222.2Lm a122 22v4060，8.3a,(1,),，0.36,50344.812,Lm a222 32 黑龙江工程学院本科生毕业设计 L,L，L,902222.2，50344.812,952567.012 盘式制动器:鼓式(mc，mc),t,(30，482，60，880)，15,1008900,L,952567.0ddhh 制动器 (mc，mc),t,(50，482，100，880)，15,1681500,L,952567.0ddhh 由以上计算校核可知符合热容量和温升的要求。 3.8驻车制动计算 图3.11为汽车在上坡路上停驻时的受力情况，由此可得出汽车上坡停驻时的后轴 车轮的附着力为: ,mga Z,,(Lcos,，hsin,) (3.50) 21gL 同样可求出汽车下坡停驻时的后轴车轮的附着力为: ,mg,aZ,,(Lcos,,hsin,) (3.51) 21gL 图3.11 汽车在坡路上停驻时的受力简图 根据后轴车轮附着力与制动力相等的条件可求得汽车在上坡路和下坡路上停驻时 ,,的坡度极限倾角，，即由 , ,mga(Lcos,，hsin,),mgsin, (3.52) 1gaL 求得汽车在上坡时可能停驻的极限上坡路倾角为 ,L0.7，1.7811.2467,1,,arctan,arctan,arctan,29.7 (3.53) L,h,2.850,0.7，0.952.185g 汽车在下坡时可能停驻的极限下坡路倾角为 ,L0.7，1.7811.2467,1,,,arctan,arctan,arctan,19.5 (3.54) L,h，2.850，0.7，0.953.515g 一般对轻型货车要求不应小于16%~20%，汽车列车的最大停驻坡度约为12,左 33 黑龙江工程学院本科生毕业设计 右。 为了使汽车能在接近于由上式确定的坡度为的坡路上停驻，则应使后轴上的驻, ,车制动力矩接近于由所确定的极限值 (因)，并保证在下坡路上能停,mgrsin,,,,ae 驻的坡度不小于法规规定值。 单个后轮驻车制动器的制动上限为 1,N•m mgrsin,,0.5，4060，9.8，0.37sin29.7,3646.96ae2 3.9 制动器主要零件的结构设计 3.9.1 制动鼓 制动鼓应具有高的刚性和大的热容量，制动时其温升不应超过极限值。制动鼓的材料与摩擦衬片的材料相匹配，应能保证具有高的摩擦系数并使工作表面磨损均匀。中型、重型货车和中型、大型客车多采用灰铸铁HT200或合金铸铁制造的制动鼓(图3.13(a));轻型货车和一些轿车则采用由钢板冲压成形的辐板与铸铁鼓筒部分铸成一体的组合式制动鼓(图3.13(b));带有灰铸铁内鼓筒的铸铝合金制动鼓(图3.12(c))在轿车上得到了日益广泛的应用，其耐磨性和散热性都很好，而且减小了质量。 d制动鼓相对于轮毂的对中如图3.12所示，是以直径为的圆柱表面的配合来定c 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。两者装配后需进行动平衡。许用不平衡度对轿车为15,20N•cm;对货车为30,40N•cm。 (a)铸造制动鼓;(b)，(c)组合式制动鼓 1—冲压成形辐板;2—铸铁鼓筒;3—灰铸铁内鼓;4—铸铝台金制动鼓 34 黑龙江工程学院本科生毕业设计 图3.13 制动鼓 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7,12mm，中、重型货车为13,18mm。制动鼓在闭口一侧可开小孔，用于检查制动器间隙。 设计属于轻型乘用汽车，因此本设计制动鼓采用HT200灰铸铁铸造，制动鼓壁的厚度选取16mm。 3.9.2 制动蹄 轿车和轻型、微型货车的制动蹄广泛采用T形型钢辗压或钢板冲压—焊接制成;大吨位货车的制动蹄则多用铸铁、铸钢或铸铝合金制成。制动蹄的断面形状和尺寸应保证其刚度好，但小型车钢板制的制动蹄腹板上有时开有一、两条径向槽，使蹄的弯曲刚度小些，以便使制动蹄摩擦衬片与鼓之间的接触压力均匀，因而使衬片磨损较为均匀，并减少制动时的尖叫声。重型汽车制动蹄的断面有工字形、山字形和?字形几种。制动蹄腹板和翼缘的厚度，轿车的约为3—5mm;货车的约为5,8mm。摩擦衬片的厚度，轿车多用4.5,5mm;货车多在8mm以上。衬片可以铆接或粘接在制动蹄上，粘接的允许其磨损厚度较大，但不易更换衬片;铆接的噪声较小。 因此，本设计制动蹄采用热轧钢板冲压—焊接制成，制动蹄腹板和翼缘的厚度分别取5mm和6mm。 3.9.3 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。制动底板承受着制动器工作时的制动反力矩，故应有足够的刚度。为此，由钢板冲压成形的制动底板都具有凹凸起伏的形状。重型汽车则采用可锻铸铁KTH 370—12的制动底座以代替钢板冲压的制动底板。刚度不足会导致制动力矩减小，踏板行程加大，衬片磨损也不均匀。 因此，本设计制动底板采用热轧钢板冲压成形，制动底板的厚度取5mm。 3.9.4 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(KTH 370—12)或球墨铸铁(QT 400—18)件。青铜偏心轮可保持制动蹄腹板上的支承孔的完好性并防止这些零件的腐蚀磨损。 35 黑龙江工程学院本科生毕业设计 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。 本设计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，采用支承销。 3.9.5 摩擦材料 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材料。 目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，使衬片具有不同的摩擦性能和其他性能。 各种摩擦材料摩擦系数的稳定值约为0.3,0.5，少数可达0.7。设计计算制动器时一般取0.3,0.35。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 [8]愈差。 3.9.6 制动摩擦衬片 在GB 5763-1998《汽车用制动器衬片》中，将制动摩擦衬片按用途分成4类，其中，第1类为驻车制动器用;第2类为微型、轻型汽车鼓式制动器用;第3类为中重 [17]型汽车的鼓式制动器用;第4类为盘式制动器用。其摩擦性能见表3.5 表3.5 汽车制动器摩擦衬片的摩擦性能 试验温度 类项 目 100? 150? 200? 250? 300? 350? 别 :0.25f摩擦系数 0.30:0.70 :0.70 —— —— —— 0.200.70 1 指定摩擦系数的允许?0.10 ?0.12 ?0.12 —— —— —— ,f偏差 类 3磨损率(V)，10,7cm/?1.00 ?2.00 ?3.00 —— —— —— (N•m) 0.25:f摩擦系数 0.25:0.65 :0.700.15 :0.70 —— —— 0.200.70 2 指定摩擦系数的允许?0.08 ?0.10 ?0.12 ?0.12 —— —— ,f偏差 类 3磨损率(V)，10,7cm/?0.50 ?0.70 ?1.00 ?2.00 —— —— (N•m) 36 黑龙江工程学院本科生毕业设计 :0.25 摩擦系数f0.25:0.65 :0.700.20 :0.700.15 :0.70 —— 0.250.70 3 指定摩擦系数的允许?0.08 ?0.10 ?0.12 ?0.12 ?0.14 —— 偏差 ,f类 3磨损率(V)，10,7cm/?0.50 ?0.70 ?1.00 ?1.50 ?3.00 —— (N•m) ::0.250.20摩擦系数 f0.25:0.65 :0.700.25 :0.700.25 :0.70 0.250.70 0.70 4 指定摩擦系数的允许?0.08 ?0.10 ?0.12 ?0.12 ?0.14 ?0.14 偏差 ,f类 3磨损率(V)，10,7cm/?0.50 ?0.70 ?1.00 ?1.50 ?2.50 ?3.50 (N•m) 3.9.7 制动器间隙 制动鼓与摩擦衬片之间在未制动的状态下应有工作间隙，以保证制动鼓能自由转动。一般鼓式制动器的设定间隙为0.2,0.5mm，盘式制动器的为0.1,0.3mm;此间隙的存在会导致踏板或手柄的行程损失，因而间隙量应尽量小。考虑到在制动过程中摩擦副可能产生机械变形和热变形，因此制动器在冷却状态下应有的间隙应通过试验来确定。另外，制动器在工作过程中会因为摩擦衬片的磨损而加大，因此制动器必须设有间隙调整机构。取0.2cm。 3.10 制动蹄支承销剪切应力计算 T,TN,NP,P在计算得制动蹄片上的法向力，制动力矩及张开力(见3.4Tf1Tf21212 S,S,,,节)后，可根据图求得支承销的支承力及支承销的剪切应力如下: 1212 S1,,,,,, 1A S2,,,,,, (3.55) 2A 式中:——支承销的截面积。 A 也可以用下述的简化方法求得:如图3.15所示，假设制动蹄与制动鼓之间的作用 N,N力的合力作用点位于制动蹄摩擦衬片的工作表面上，其法向合力与支承销的反12S,S力分别平行，如图3.15所示。 12 O对两蹄分别绕中心点取矩，得 'Pa，NfR,Sc 111 37 黑龙江工程学院本科生毕业设计 ' Pa，NfR,Sc111 Pa，NfR11S, 1'c Pa，NfR22S, (3.56) 2'c PP21 N1N2 caN1fN2f ohR c' S12S 图3.15 制动蹄支承销剪切应力计算图 SS一般来说，的值总要大于的值，故仅计算领蹄的支承销的剪切应力即可: 12 SPaNfR，111,,,,,,, (3.57) 1'AAc1 '式中:见图3.15; P,Nf,a,R,c11 —— 支承销的截面积; A f —— 摩擦系数; ,,, ——许用剪切应力。 由式(3.28)知: 0.238，4706,N,hP/[c(cos，fsin),f],,,,111110.1237，cos10，0.4，sin10,0.4，0.183 ,, ,19576N 因此由式(3.56)知 SPa，NfR4706，0.118，19576，0.4，0.155111,,,,,,31.6MPa 1'2AAc3.14，0.012，0.12371 38 黑龙江工程学院本科生毕业设计 [9]支承销采用45号钢制成，其许用剪切应力=25,45MPa，因此符合剪切应力,,, 要求。 3.11 本章小结 本章是全文的重点内容，首先根据汽车的一些数据参数对制动器的制动力分配系数，同步附着系数进行了设计计算。 在知道汽车的最大附着系数以后对车辆的制动强度，制动器最大制动力矩进行了分析，对制动器因数与制动蹄因数进行了介绍分析。 在有关的整车总布置参数和制动器的结构型式确定后，即可参考已有的同类等级汽车的同类制动器，对制动器的结构参数进行初选。 经过设计初步选取了制动鼓半径;制动蹄摩擦衬片包角及宽度;摩擦衬片,bR ,a起始角;张开力的作用线至制动器中心的距离;制动蹄支销中心的坐标位置与kP0 c;制动盘的半径R;衬块的面积等制动器的基本参数。 经过对制动蹄摩擦面的压力分布规律及径向变形规律的分析，结合GB 7258-2004中对汽车制动性能的要求，在求出制动力矩后，计算出了张开力。而后对制动器的P 制动器因数进行了计算，对摩擦衬片的磨损特性进行了校核。对制动器的热容量和升温进行了核算。 在对驻车制动计算后对制动器主要的零部件的结构进行了设计。最后对制动器的主要零件的强度进行了校核计算。 39 黑龙江工程学院本科生毕业设计 第4章 电磁体的设计计算 4.1电磁铁介绍 电磁铁的供电方式有两种分别是交流和直流。目前运用最广泛的是直流电磁铁。原因就是直流电磁铁节能性好，寿命长久，生产工艺比较简单，而且具有低噪声特点。电磁铁根据配用机械的不同，直流电磁铁可分为长行程和短行程，长行程多采用螺管式结构:短行程多采用盘式结构。本文采用的是螺管式结构。本文中我们需用到三个磁场基本定律和两个磁路计算基本关系式。 4.2 电磁铁的设计步骤 一般情况下，在设计电磁铁之前，应当了解其所牵引机械的负荷特性。为了使电磁铁能够可靠的工作， 设计要求:该电磁铁为直流电磁铁。最大产生1260N的吸力，工作电压为36(-15%，+5%)。磁性材料应有较好的地磁场性能，所以选10号钢为电磁铁磁性材料。 IW,(1.1~1.2)IW,所需安匝数: IW,,H,L,,B,/0.4,*L,,0.8B,L, 取B=1000GS , 内铁芯的截面积计算: 内外铁芯截面积相等， 设内Si 外So Si=So 22B,/5000)(Si，So),(10000/5000)2Si,126电磁力计算公式F=( 22Si=15.75(cm) 取16(cm) 122,d,1600(mm)圆面积公式求得: 14 得d=45.1mm 取45mm 1 线圈截面积Sq及线圈槽宽:填充系数fH取0.7,。 22设j为电流密度取j=4~6 A/mm 取5 A/mm IW792022,,2262.85(mm)由Sq= 取2263mm fHj0.7，5 ,,h,36取线槽的高宽比为3:1，则 40 黑龙江工程学院本科生毕业设计 ,, h，b,5q ,, 3b，b,5q 2, 3b,2263 ,b,27.475 取:30 ,h,82.395 取:80 外铁芯直径:设其径向宽度为 b 22 则 ,,，，，，,b，30，22.5,30，22.5,Si,1600 b,4.64495b,5mm 取 外铁芯内直径 d,105mm2 IWdcp,3d,8.35，10导线直径: u IWdcp7920，70,3,3d,8.35，10,8.35，10,1.123mm 0.85u0.85，36 1.120mm1.184mm0.034mm直径为中为的漆包线，最小漆膜厚度为，铜线的 1.252mm总直径为。 线圈初始电流:由铁芯线圈槽的尺寸可知; 30W,,23.96在宽度方向，可排列的线圈匝数:取 2411.252 80W,,63.1高度:取 6321.252 则总匝数:W,W，W,1512 12 7920I,,5.24,励磁电流: 1512 发热功率: 0.85u0.85，36R,,,5.84,线圈电阻: xqI5.24 2P,IR,176.79W,177W线圈发热功率: 4.3本章小结 本章主要通过计算公式计算并确定出电磁铁的基本数据，运用电磁场基本理 论,结合试验研究,确定电磁体的结构参数和性能参数。 41 黑龙江工程学院本科生毕业设计 第5章 制动鼓有限元分析 5.1概念 5.1.1ANSYS概念 计算机辅助工程(CAE)已成为当今产品设计研发中最先进的、不可或缺的设计手段和方法之一。它促使产品设计质量的提高、节约成本、缩短产品上市周期等方面越来越重要。CAE的技术种类很多，其中包括有限元法inite element method，FEM)，边界元法(boundary element method，BEM)，有限(f差分法(finite difference element method，FDM)。每一种方法各有其应用的领域，其中有限元法应用的领域越来越广，现已应用到结构静力学、热力学、流体力学、电磁学等。 ANSYS Workbench是基于有限元法的工程仿真技术集成平台，由美国ANSYS公司于2002年首先推出，通过版本不断的改进，全新的“项目视图”(Project Schematic)功能，将整个仿真流程紧密地结合在一起，通过简单的拖拽操作即可完成复杂的多物理场分析流程。项目视图系统使用起来非常简单:直接从工具箱(Toolbox)中将所需的分析系统拖拽到项目视图窗口中或双击即可。Workbench不但继承了ANSYS Mechanical APDL界面在有限元仿真分析上的大部分强大功能，其所提供的CAD双向参数链接互动，项目数据自动更新机制，全新的参数、无缝隙集成的优化设计工具等，使ANSYS在仿真驱动产品设计(SDPD-Simulation Driven Prouduct Development)方面达到了前所未有的高度。 5.1.2模态分析概念 模态分析是研究结构动力特性一种近代方法，是系统辨别方法在工程振动领域中的应用。模态是机械结构的固有振动特性，每一个模态具有特定的固有频率、阻尼比和模态振型。这些模态参数可以由计算或试验分析取得，这样一个计算或试验分析过程称为模态分析。这个分析过程如果是由有限元计算的方法取得的，则称为计算模态分析;如果通过试验将采集的系统输入与输出信号经过参数识别获得模态参数，称为试验模态分析。通常，模态分析都是指试验模态分析。 振动模态是弹性结构固有的、整体的特性。通过模态分析方法搞清楚了结构物在某一易受影响的频率范围内的各阶主要模态的特性，就可以预言结构在此频段内在外部或内部各种振源作用下产生的实际振动响应。因此，模态分析是结构动态设计及设备故障诊断的重要方法。 42 黑龙江工程学院本科生毕业设计 汽车、机器、建筑物、航天航空飞行器、船舶、汽车等的实际振动模态各不相同。模态分析提供了研究各类振动特性的一条有效途径。首先，将结构物在静止状态下进行人为激振，通过测量激振力与响应并进行双通道快速傅里叶变换(FFT)分析，得到任意两点之间的机械导纳函数(传递函数)。用模态分析理论通过对试验导纳函数的曲线拟合，识别出结构物的模态参数，从而建立起结构物的模态模型。根据模态叠加原理，在已知各种载荷时间历程的情况下，就可以预言结构物的实际振动的响应历程或响应谱。 模态分析的经典定义:将线性定常系统振动微分方程组中的物理坐标变换为模态坐标，使方程组解耦，成为一组以模态坐标及模态参数描述的独立方程，以便求出系统的模态参数。坐标变换的变换矩阵为模态矩阵，其每列为模态振型。 表5.1 材料属性 材料 密度(kg/m3) 弹性模量(GPa) 泊松比抗拉强度(MPa) HT200 7.25e-9 1.3e5 0.26 5.2制动鼓模态分析 5.2.1制动鼓模型的创建 首先进入workbench进行模型的创建，创建模型时需先画出平面结构，再通过回转模型创建完毕。如图: 43 黑龙江工程学院本科生毕业设计 5.2.2网格划分 将用workbench创建的模型导入ANSYS经典中，进行网格划分。如图: 44 黑龙江工程学院本科生毕业设计 5.3模态分析流程 指定分析类型和选项Solution>Analysis Type>New Analysis>modal>ok, Analysis Type>Analysis Options,定义Number of modes to extract阶数为10，设置频率默认为0，load step opts>output ctrls>DB/Results File>every substep>ok; 求解: Solution>Solve>Current LS>ok>yes>yes,求解结束后单击Close; 列出固有频率: General Postproc>Results Summary， 读取各阶振型: General Postproc>Read results>first Set>Plot Results>Deformed Shape> Def+undefe edge >ok， 数据: 45 黑龙江工程学院本科生毕业设计 下图为十阶阵型图: 46 黑龙江工程学院本科生毕业设计 47 黑龙江工程学院本科生毕业设计 48 黑龙江工程学院本科生毕业设计 49 黑龙江工程学院本科生毕业设计 50 黑龙江工程学院本科生毕业设计 5.4约束与载荷 所谓添加约束就是将鼓动鼓固定到半轴上。 51 黑龙江工程学院本科生毕业设计 添加约束的方法是通过: solution>defineloads>apply>structrual>displacmengt>on areas, 对六个螺孔进行约束如图所示: 52 黑龙江工程学院本科生毕业设计 下图为加约束十阶振型: 53 黑龙江工程学院本科生毕业设计 54 黑龙江工程学院本科生毕业设计 55 黑龙江工程学院本科生毕业设计 56 黑龙江工程学院本科生毕业设计 57 黑龙江工程学院本科生毕业设计 5.5本章小结 本章通过对制动鼓约束和不约束两种情况做模态分析，得出结论: 不加约束时，1.用ANSYS离散出来的刚度矩阵满足稀疏、对称的性质; 2.质量矩阵，满足质量归一化。 加约束时，1.刚度矩阵满足稀疏、对称的性质; 2.但是质量矩阵，无法验证～ 58 黑龙江工程学院本科生毕业设计 总 结 需要图纸请联系QQ1537603604 采用电磁制动器在国外汽车拖车(含拖挂式房车)制动系统已普遍采用,而 在国内,电磁制动器在汽车或拖车制动系统中尚未使用。具有自主知识产权的电 磁体制动器产品很少,大大影响了相关企业在国际市场上参与竞争。对房车类拖 车制动系统的关键部件—电磁体及其制造工艺开展研究,既解决了电磁制动器 产品的技术瓶颈,为我国相关企业参与国际市场竞争提供有力支持,同时也起到 推进我国制动器行业产品拓展和科技进步的作用。 对国外现有对称结构的椭圆形电磁体进行详细分析,提出了非对称结构电磁 体设想,并进行了理论分析和参数计算;开展电磁体磁钢、磁芯材料和成型工艺 关键技术研究,同时开发新型摩阻填充材料,提高电磁体的耐磨性,延长了电磁 体使用寿命;以基于响应面模型的稳健设计理论,提出电磁体稳健设计方法。最 后,在研制的电磁体综合性能试验台上对研制的电磁体样品进行试验,得到一系 列有效的试验数据,验证了理论分析的正确性,为进一步开展电磁体研究奠定了 理论基础,为电磁体产品的产业化提供技术支撑。 59 黑龙江工程学院本科生毕业设计 参考文献 [1]臧杰，阎岩主编. 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