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1、緒論 制動系的功能 汽車制動系是用于使行駛中的汽車減速或停車， 使下坡行駛的汽車的車速保持穩(wěn)定 以及使已停駛的汽車在原地（包括在斜坡上）駐留不動的機構。汽車制動系直接影響著 汽車行駛的安全性和停車的可靠性。 汽車制動系至少應有兩套獨立的制動裝置，即行車制動裝置和駐車制動裝置。行車 制動裝置用于使行駛中的汽車強制減速或停車，并使汽車下短坡時保持的適當穩(wěn)定車 速。其驅動機構常采用雙回路或多回路結構，以保證其工作可靠。 駐車制動裝置用于使汽車可靠而無時間限制地停駐在一定位置甚至在斜坡上， 它也 有助于汽車在坡路上起步。駐車制動裝置應采用機械式驅動機構而不用液壓或氣壓驅 動，以免其產生故障。

2、 汽車制動系統(tǒng)應具備以上的功能。 這些功能是設置在汽車上的一套專門的裝置來實 現的。這些裝置是由制動控制機構和執(zhí)行機構來組成的。 也就是由供能裝置、 操縱機構、 傳動機構、制動器、調節(jié)制動力裝置、 制動防抱裝置、 報警裝置和壓力保護裝置等組成。 制動器的原理介紹 制動器就是剎車裝置。 是使機械中的運動件停止或減速的機械零件。 俗稱剎車、 閘。制動器主要由制動架、制動件和操縱裝置等組成。有些制動器還裝有制動件間 隙的自動調整裝置。為了減小制動力矩和結構尺寸，制動器通常裝在設備的高速軸 上，但對安全性要求較高的大型設備 （如礦井提升機、電梯等 ） 則應裝在靠近設備工 作部分的低速軸上。有些制動

3、器已標準化和系列化，并由專業(yè)工廠制造以供選用。 制動器有摩擦式、液力式和電磁式等幾種。電磁式制動器雖有作用滯后小、易于連 接且接頭可靠等優(yōu)點，但因成本高而只在一部分重型汽車上用來做車輪制動器或緩 速器。液力式制動器只用作緩速器。目前廣泛使用的仍為摩擦式制動器。摩擦式制 動器按摩擦副結構形式不同， 分為鼓式、 盤式和帶式三種。 帶式只用作中央制動器 制動器分類：制動器分為行車制動器（腳剎） ，駐車制動器（手剎） 。 在行車過 程中，一般都采用行車制動（腳剎） ，便于在前進的過程中減速停車，不單是使汽 車保持不動。若行車制動失靈時才采用駐車制動。當車停穩(wěn)后，就要使用駐車制動 （手剎），防止車輛

4、前滑和后溜。停車后一般除使用駐車制動外，上坡要將檔位掛 在一檔（防止后溜） ，下坡要將檔位掛在倒檔（防止前滑） 。 制動系分類：①摩擦式制動器。靠制動件與運動件之間的摩擦力制動。②非摩 擦式制動器。制動器的結構形式主要有磁粉制動器（利用磁粉磁化所產生的剪力來 制動）、磁渦流制動器（通過調節(jié)勵磁電流來調節(jié)制動力矩的大?。┮约八疁u流制 動器等。制動系統(tǒng)的一般工作原理是，利用與車身 （或車架 ）相連的非旋轉元件和與 車輪 （或傳動軸 ）相連的旋轉元件之間的相互摩擦來阻止車輪的轉動或轉動的趨勢。 一個以內圓面為工作表面的金屬制動鼓固定在車輪輪轂上，隨車輪一同旋轉。 在固定不動的制動底板上，有兩個

5、支承銷，支承著兩個弧形制動蹄的下端。制動蹄 的外圓面上裝有摩擦片。制動底板上還裝有液壓制動輪缸，用油管與裝在車架上的 液壓制動主缸相連通。主缸中的活塞可由駕駛員通過制動踏板機構來操縱。當駕駛 員踏下制動踏板，使活塞壓縮制動液時，輪缸活塞在液壓的作用下將制動蹄片壓向 制動鼓，使制動鼓減小轉動速度，或保持不動。使機械運轉部件停止或減速所必須 施加的阻力矩稱為制動力矩。制動力矩是設計、選用制動器的依據，其大小由機械 的型式和工作要求決定。制動器上所用摩擦材料（制動件）的性能直接影響制動過 程，而影響其性能的主要因素為工作溫度和溫升速度。摩擦材料應具備高而穩(wěn)定的 摩擦系數和良好的耐磨性。 摩擦材料分金

6、屬和非金屬兩類。 前者常用的有鑄鐵、 鋼、 青銅和粉末冶金摩擦材料等， 后者有皮革、 橡膠、 木材和石棉等。 課題主要內容 為給定基本參數的汽車設計與之相匹配的制動器， 合理選擇選擇制動器的類型及結 構形式，計算確定制動器的基本參數以及相應的主要零件，使得設計參數和結構形式能 滿足整車的總布置所規(guī)定裝配要求， 繪制相應的零件圖。 其具體內容如下： 1） 據課題條件選擇制動器結構型式； 2） 制動器設計計算和校核； 3） 據課題條件設計制動器的主要部分； 4）繪制制動器總裝圖； 5）繪制部分主要零件圖； 6）制動器主要零件模型的建立； 7）制動器熱固耦合分析。 課題研究的目的

7、和意義 畢業(yè)設計和畢業(yè)論文是大學生培養(yǎng)方案中的重要環(huán)節(jié)。學生通過畢業(yè)設計，綜 合性地運用所學知識去分析、解決一個問題，在做畢業(yè)設計的過程中，對所學知識 得到疏理和運用，它既是一次檢閱，又是一次鍛煉。不少學生在做完畢業(yè)設計后， 感到自己的實踐動手、動筆能力得到鍛煉，增強了即將跨入社會去競爭，去創(chuàng)造的 自信心。 通過大學的學習，從理論與實踐上均有了一定程度的積累。這次畢業(yè)設計就是 對我們以往所學的知識的綜合運用與進一步的鞏固加深，并對解決實際問題的能力 的訓練與檢驗。其目的在于： 1）培養(yǎng)正確的設計思想與工作作風； 2）進一步培養(yǎng)制圖、繪圖的能力； 3）學會分析與評價汽車制動系總成的結構

8、與性能，合理選擇結構方案及其有 關參數； 4）學會汽車制動器一些主要零部件的設計與計算方法以及制動系總體布局的 一般方法，以畢業(yè)后從事汽車技術工作打下良好的基礎； 5）培養(yǎng)獨立分析、解決問題的能力。 22 目錄 摘要 I Abstract n 第 1 章 緒論 1 1.1 制動系的功能 1 1.2 制動器的原理介紹 2 1.3 課題主要內容 2 1.4 課題研究的目的和意義 4 第 2 章 制動器的結構形選擇 4 2.1 鼓式制動器的結構形式簡介 4 2.2 盤式制動器的結構形式簡介 7 2.3 盤式制動器的優(yōu)點 8

9、2.4 該乘用車制動器結構的最終選擇 9 第 3 章 制動器的設計計算 11 3.1 設計要求 11 3.2 整車參數 11 3.3 盤式制動器結構參數的選擇 11 3.4 滑動鉗盤式制動器設計計算 13 3.5 校核計算 18 第4章基于CATIA軟件盤式制動器主要零件的設計 22 4.1 CATIA 軟件發(fā)展及其在汽車行業(yè)的使用 22 4.2 盤式制動器主要零件設計 23 4.3 摩擦材料 25 4.4 制動器的間隙 26 第5章基于ANSYS勺制動盤熱固耦合分析 27 5.1 ANSYS軟件簡介 27 5.2

10、 制動盤有限元模型勺建立 27 5.3 施加邊界約束及制動盤溫度場勺計算與分析 28 5.4 制動盤熱應力場勺計算與分析 30 結束語 33 參考文獻 35 致謝 36 第 2 章 制動器勺結構形選擇 2.1 鼓式制動器勺結構形式簡介 鼓式制動器是最早形式勺汽車制動器，當盤式制動器還沒有出現前，它已經廣 泛用于各類汽車上。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。內張型鼓式制動器勺摩擦元件是一對帶有圓弧形摩擦蹄片勺制動蹄，后 者則安裝在制動底板上，而制動底板則緊固在前橋勺前梁或后橋橋殼半袖套管勺凸 緣上， 其旋轉勺摩擦元件為制動鼓

11、。 車輪制動器勺制動鼓均固定在輪鼓上。 制動時， 利用制動鼓勺圓柱內表面與制動蹄摩擦片勺外表面作為一對摩擦表面在制動鼓上 產生摩擦力矩，故又稱為蹄式制動器。外束型鼓式制動器勺固定摩擦元件是帶有摩 擦片且剛度較小勺制動帶，其旋轉摩擦元件為制動鼓，并利用制動鼓勺外圓柱表面 與制動帶摩擦片勺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勺中央制動器， 但現代汽車已很少采用。所以內張型鼓式制動器通常簡稱為鼓式制動器，通常所說 勺鼓式制動器就是指這種內張型鼓式結構。鼓式制動器按蹄勺類型分為： （ 1 ）領從蹄式制動器 如圖 2-1

12、 所示，若圖上方勺旋向箭頭代表汽車前進時制動鼓勺旋轉方向（制動 鼓正向旋轉） ，則蹄 1 為領蹄，蹄 2 為從蹄。汽車倒車時制動鼓勺旋轉方向變?yōu)榉?向旋轉，則相應得使領蹄與從蹄也就相互對調了。這種當制動鼓正、反反向旋轉時 總具有一個領蹄和一個從蹄勺內張型鼓式制動器稱為領從蹄使制動器。領蹄所受勺 摩擦力使蹄壓得更緊，即摩擦力矩具有增勢作用，故又稱為增勢蹄；而從蹄所受的 摩擦力使蹄有離開制動鼓的趨勢，即摩擦力矩具有減勢作用，故又稱為減勢蹄。增 勢作用使領蹄所受的法向反力增大，而減勢作用使從蹄所受的法向反力減小。 領從蹄式制動器的效能及穩(wěn)定性均處于中等水平，但由于其在汽車前進與倒車 時的制動性能

13、不變，且結構簡單，造價較低，也便于服裝駐車制動機構，故這種結 構仍廣泛用于中、重型載貨汽車的前、后輪制動器及轎車的后輪制動器。 圖2-1領從蹄式制動器 1-領蹄2-從蹄3 （ 4）-支承銷 5-制動鼓6-制動輪缸 （2 ）雙領蹄式制動器 若在汽車前進時兩制動蹄均為領蹄的制動器， 則稱為雙領蹄使制動器 （如圖2-2 所示）。顯然，當汽車倒車時這種制動器的兩制動蹄又都變?yōu)閺奶愎仕挚煞Q為雙 向領蹄式制動器。如圖所示，兩制動蹄各用一個單活塞制動輪缸推動， 兩套制動蹄、 制動輪缸等機件在制動底板上是以制動底板中心作對稱布置的，因此，兩蹄對制動 鼓的作用的合力恰好相互平衡，故屬于平

14、面式制動器。 雙領蹄式制動器有高的正向制動效能，但倒車時則變?yōu)殡p從蹄式，使制動效能 大降，這種結構經常用于中級轎車的前輪制動器，這是因為這類汽車前進制動時， 前軸的動軸荷及附著力大于后軸，而倒車時則相反。 圖2-2雙領從蹄式制動器 1-制動輪缸2-領蹄3-支承銷4-制動鼓 （3）雙向雙領蹄式制動器 當制動鼓正向和反向旋轉時，兩制動助均為領蹄的制動器則稱為雙向雙領蹄式 制動器（如圖2-3所示）。它也屬于平衡式制動器。由于雙向雙領蹄式制動器在汽車 前進及倒車時的制動性能不變，因此廣泛應用于中、輕型載貨汽車和部分轎車的前 后輪，但用作后輪制動器時，則需另設中央制動用于駐車制動。

15、 圖2-3雙向雙領蹄式制動器 1-支座2- 制動輪缸3-調整螺母4-回位彈簧 5（ 9）-制動蹄6-制動鼓7-制動底板8-可調支座 （4）單向增力式制動器 單向增力式制動器如圖 2-4所示兩蹄下端以頂桿相連接，第二制動蹄支承在其 上端制動地板上的支承銷上，由于制動時兩蹄的法向反力不能相互平衡，因此它居 于一種非平衡式的制動器。單向增力式制動器在汽車前進制動時的制動效能很高， 且高于前述的各種制動器，但在倒車制動時，其制動效能卻是最低的。因此，它用 于少數輕、中型貨車和轎車上作為前輪制動器。 圖2-4單向增力式制動器 1-第一制動蹄2-支承銷3-制動鼓 4-第二制動蹄

16、5-頂桿6-制動輪缸 (5) 雙向增力式制動器 將單向增力式制動器的單活塞式制動輪缸換用雙活塞式制動輪缸，其上端的支 承銷也作為兩蹄共用的，則稱為雙向增力式制動器 (如圖2-5所示)。對雙向增力式 制動器來說不論汽車前進制動或倒退制動，該制動器均為增力式制動器。 雙向增力式制動器在大型高速轎車上用的較多，而且常常將其作為行車制動與 駐車制動功用的制動器，但行車制動是由液壓經制動輪缸產生制動蹄的張開力進行 制動，而駐車制動則是用制動操縱手柄通過鋼索拉繩及杠桿等機械操縱系統(tǒng)進行操 縱。雙向增力式制動器也廣泛用于汽車的中央制動器，因為駐車制動要求制動器正 向、反向的制動效能都很高，而且

17、駐車制動若不用于應急制動時也不會產生高溫， 故其熱衰退問題并不突出。 但由于結構問題使它在制動過程中散熱和排水性能差，容易導致制動效率下 降。因此，在轎車領域上已經逐步退出讓位給盤式制動器。但由于成本低，仍然在 一些經濟型車中使用，主要用于制動負荷比較小的后輪和駐車制動。 圖2-5雙向增力式制動器 1-前制動蹄2-頂桿3-后制動蹄 4-輪崗5-支承銷 2.2盤式制動器的結構形式簡介 盤式制動器按摩擦副中定位原件的結構不同可分為鉗盤式和全盤式兩大類 （1）鉗盤式 鉗盤式制動器按制動鉗的結構形式不同可分為定鉗盤式制動器（見圖 2-6 ）、浮 鉗盤式制動器（見圖 2-7

18、）等。 1 ）定鉗盤式制動器：這種制動器中的制動鉗固定不動，制動盤與車輪相連并 在制動鉗體開口槽中旋轉。具有以下優(yōu)點：除活塞和制動塊外無其他滑動件，易于 保證制動鉗的剛度；結構及制造工藝與一般鼓式制動器相差不多，容易實現鼓式制 動器到盤式制動器的改革，能很好地適應多回路制動系的要求。 圖2-6定鉗盤式制動器 1-制動盤2-制動塊3-摩擦片 4-油管5-制動鉗6-制動鉗支架 2）浮鉗盤式制動器：這種制動器具有以下優(yōu)點：僅在盤得內側具有液壓缸， 故軸向尺寸小，制動器能進一步靠近輪轂；沒有跨越制動盤的油道或油管，液壓缸 冷卻條件好，所以制動液汽化的可能性??；成本低；浮動盤的制動塊可兼用

19、駐車制 動。 圖2-7浮鉗盤式制動器 1-制動盤2-制動塊3-摩擦片 4-油管5-制動鉗6-制動鉗支架 （2）全盤式 在全盤制動器中，摩擦副的旋轉元件及固定元件均為圓盤形，制動時各盤摩擦 表面全部接觸，其作用原理與摩擦式離合器相同。由于這種制動器散熱條件較差， 其應用遠遠沒有鉗盤式制動器廣泛。 2.3盤式制動器的優(yōu)點 與鼓式制動器比較，盤式制動器有如下優(yōu)點： 1） 熱穩(wěn)定性好。原因是一般無自行增力作用，襯塊摩擦表面壓力分布較鼓式 中的襯片更為均勻。此外，制動鼓在受熱膨脹后，工作半徑增大，使其只能與蹄中 部接觸，從而降低了制動效能，這稱為機械衰退。制動盤的軸向膨脹極小，徑

20、向膨 脹根本與性能無關，故無機械衰退問題。因此，前輪采用盤式制動器，汽車制動時 不易跑偏。 2） 水穩(wěn)定性好。制動塊對盤的單位壓力高，易于將水擠出，因而浸水后效能 降低不多；又由于離心力作用及襯塊對盤的擦拭作用，出水后只需經一、二次制動 即能恢復正常。鼓式制動器則需經十余次制動方能恢復。 3） 制動力矩與汽車運動方向無關； 4） 易于構成雙回路制動系，使系統(tǒng)有較高的可靠性和安全性； 5） 尺寸小、質量小、散熱良好； 6） 壓力在制動襯塊上分布比較均勻，故襯塊磨損也均勻； 7） 更換襯塊工作簡單容易； 8） 襯塊與制動盤之間的間隙小 （0.05— 0.15mm），這就縮短了制動協(xié)調

21、時間； 9） 易于實現間隙自動調整。 2.4 該乘用車制動器結構的最終選擇 摩擦式制動器按其旋轉元件的形狀又可分為鼓式和盤式兩大類。 因為盤式制動器的 旋轉元件是一個垂向安放且以兩側面為工作面的制動盤， 其固定摩擦元件一般是位于制 動盤兩側并帶有摩擦片的制動塊。當制動盤被兩側的制動塊夾緊時，摩擦表面便產生作 用于制動盤上的摩擦力矩。盤式制動器常用作小型乘用車的車輪制動器。而且小型乘用 車質量較小，制動力矩較小，這里選擇盤式制動器為前輪制動器。 盤式制動器按摩擦副中的固定摩擦元件的結構，分為鉗盤式和全盤式制動器兩大 類。一般小型乘用車上大多數采用鉗盤式制動器，這里也選用鉗盤式制動器。

22、鉗盤式制動器的固定摩擦元件是兩塊帶有摩擦襯塊的制動塊， 后者裝在以螺栓固定 于轉向節(jié)或橋殼上的制動鉗體中。兩塊制動塊之間有作為旋轉元件的制動盤，制動盤是 用螺栓固定于輪轂上。制動塊的摩擦襯塊與制動盤的接觸面積很小，在盤上所占的中心 角一般僅約30?50,因此這種盤式制動器又稱為點盤式制動器。其結構較簡單，質 量小，散熱性較好， 借助于制動盤的離心力作用易于將泥水、 污物等甩掉， 維修也方便。 鉗盤式制動器按制動鉗的結構型式又可分為以下幾種： （1）固定鉗式盤式制動器 （2）浮動鉗式盤式制動器 （3）擺動鉗式盤式制動器 因為滑動鉗式盤式制動器只在制動盤的一側裝油缸，結構簡單，造價低廉，易于

23、布 置，結構尺寸緊湊，可以將制動器進一步移近輪轂，同一組制動塊可兼用于行車和駐車 制動?；瑒鱼Q由于沒有跨越制動盤的油道或油管，減少了受熱機會，單側油缸又位于盤 的內側，受車輪遮蔽較少使冷卻條件較好，另外，單側油缸的活塞比兩側油缸的活塞要 長，也增大了油缸的散熱面積，因此制動液溫度比用固定鉗時低 30 T?50C,氣化的可 能性較小。所以這里所設計的制動器形式選用：滑動鉗式盤式制動器 當然，盤式制動器也有自己的缺陷。例如對制動器和制動管路的制造要求較高，摩 擦片的耗損量較大，成本貴，而且由于摩擦片的面積小，相對摩擦的工作面也較小，需 要的制動液壓高，必須要有助力裝置的車輛才能使用。而鼓式制

24、動器成本相對低廉，比 較經濟。所以，汽車設計者從經濟與實用的角度出發(fā)，一般商用車采用了混合的形式， 前輪盤式制動，后輪鼓式制動。乘用車在制動過程中，由于慣性的作用，前輪的負荷通 常占汽車全部負荷的 70%－80%，因此前輪制動力要比后輪大。轎車生產廠家為了節(jié)省成 本，就采用前輪通風盤式制動器，后輪非通風盤式制動器。 盤式制動的乘用車中，采用前輪通風盤式制動是為了更好地散熱，至于后輪采用非 通風盤式同樣也是成本的原因。畢竟通風盤式的制造工藝要復雜得多，價格也就相對貴 了。 綜合以上優(yōu)缺點最終確定本次設計的1.6 L乘用車采用前輪通風浮動鉗盤式制動器, 后輪采用非通風浮動鉗盤式制動器。

25、第 3 章 制動器的設計計算 3.1 設計要求 本課題設計的乘用車采用滑動鉗盤式制動器。 這里主要對前輪選用的通風滑動鉗式 盤式制動器進行設計。要求對制動力、制動力分配系數、制動器因數等進行計算。對制動器主要零件， 如制動盤、 摩擦襯片（襯塊）進行結構設計計算和校核計算并建立模型 利用計算機輔助設計繪制裝配圖和制動器的主要零件圖。對制動盤熱固耦合進行分析。 3.2 整車參數 車型： 1.6L 乘用車 基本參數： 1） 發(fā)動機前置前輪驅動型式，最大轉矩 155NM,最大轉矩時的轉速3800r/min ;額 定功率77Kw，額定功率時的轉速 5000 r/min; 2） 軸距： L

26、=2350mm; 3） 最高車速： Vmax=160Km/h； 4） 整備質量1200kg，額定載荷500kg。 5） 空載時汽車的質心高度： hg =800mm； 滿載時汽車的質心高度為 hg =930mm； 6） 汽車空載時的軸荷分配：前軸 60%，后軸 40%；汽車滿載時的軸荷分配：前軸 52%，后軸 48%； 7） 汽車空載時質心到前后軸的距離： L1= L*0.40=2350*0.40=940mm； 汽車滿載時質心到前后軸的距離： L2= L*0.60=2350*0.60=1410mm ； a=L*0.52=2350*0.52=1222mm； b=L*0.48=2

27、350*0.48=1 1 28m m ； 8）車輪有效半徑0 :選用80系列輪胎，查閱GB/2978_1997, 155/80R13輪輞直 徑為 330mm, 得有效半徑為 re =165mm。 3.3 盤式制動器結構參數的選擇 3.3.1 制動盤直徑 D 制動盤直徑 D 應盡可能取大些， 這時制動盤的有效半徑得到增加， 可以降低制動鉗 的夾緊力，減少襯塊的單位壓力和工作溫度。受輪輞直徑的限制，制動盤的直徑通常選 擇為輪輞直徑的 70％一 79％。總質量大于 2t 的汽車應取上限。 作為一款微型乘用車，滿載時的總質量有 1700kg,我對該制動器制動盤的直徑選擇為輪輞直徑的75%

28、，給定的輪胎參數為：155R13，這就是說輪輞直徑為330mm。這里 去制動盤的直徑D為輪輞直徑的百分之75%，那么： 制動盤直徑：D=ck75%=330< 75%=248mm 式中d—輪輞直徑，C =330mm 3.3.2制動盤厚度的選擇 制動盤厚度對制動盤質量和工作時的溫升有影響。為使質量小些，制動盤厚度不宜 取得大；為了降低溫度，制動盤厚度又不宜取得過小。制動盤可以做成實心的，或者為 了散熱通風的需要在制動盤中間鑄出通風孔道。 一般實心制動盤厚度可取為10?18mm， 通風式制動盤厚度取為18?50mm，采用較多的是20?30mm。在高速運動下緊急制動， 制動盤會形成熱變形，產生

29、顫抖。為提高制動盤摩擦面的散熱性能，大多把制動盤做成 中間空洞的通風式制動盤，這樣可使制動盤溫度降低20 %?30 %。這里采用中間空洞 的通風式制動盤，h=18 mm厚度。 3.3.3摩擦襯塊內半徑Ri和外半徑R2 摩擦襯塊（如圖3-1所示）是指鉗夾活塞推動擠壓在制動盤上的摩擦材料。摩擦襯 塊分為摩擦材料和底板，兩者直接壓嵌在一起。摩擦襯塊外半徑只與內半徑及推薦摩擦襯 塊外半徑R2與內半徑R的比值不大于1.5。若此比值偏大，工作時襯塊的外緣與內側圓 周速度相差較多，磨損不均勻，接觸面積減少，最終導致制動力矩變化大。因為制動器 直徑D等于248mm,則摩擦塊R2=124mm取R2/ R1

30、1.5，所以R1=83mm。 圖3-1摩擦襯塊 3.3.4摩擦襯塊工作面積 對于盤式制動器襯塊工作面積 A,推薦根據制動襯塊單位面積占有的汽車質量在 1.6 3.5kg/cm 2范圍內選用。單個前輪摩擦塊A 1700 60% 0.5 0.5 127.5cm2,則單個 2.0 前輪制動器A1 =255cm2 ;單個后輪摩擦塊a2 1700 40% 0.5 0.5 42 5cm2，則單個后輪 2.0 制動器A2=85cm2能夠滿足B的要求。 335摩擦襯塊摩擦系數f 選擇摩擦片時不僅希望其摩擦系數要高些，更要求其熱穩(wěn)定性要好，受溫度和壓力 的影響要小。不能單純地追求摩擦材料的高

31、摩擦系數，應提高對摩擦系數的穩(wěn)定性和降 低制動器對摩擦系數偏離正常值的敏感性的要求，后者對蹄式制動器是非常重要的。各 種制動器用擦材料的摩擦系數的穩(wěn)定值約為 0.3?0.5，少數可達0.7。一般說來，摩擦 系數愈高的材料，其耐磨性愈差。所以在制動器設計時并非一定要追求高摩擦系數的材 料。當前國產的制動摩擦片材料在溫度低于 250T時，保持摩擦系數f =0.35?0.40已 無大問題。因此，在假設的理想條件下計算制動器的制動力矩。另外，在選擇摩擦材料 時應盡量采用減少污染和對人體無害的材料。所選擇摩擦系數 f =0.35?？偨Y得到參數 如表3-1所示 表3-1制動器基本參數 名稱 制

32、動盤外徑 (mm) 工作半徑 (mm) 制動盤厚度 (mm) 摩擦襯塊厚度 (mm) 摩擦面積 (cm2) 前輪 248 105 25 6 127.5 后輪 248 105 25 6 42.5 3.4滑動鉗盤式制動器設計計算 3.4.1同步附著系數的確定 (1) 當 0時：制動時總是前輪先抱死，這是一種穩(wěn)定工況，但喪失了轉向能 力； (2) 當 0時：制動時總是后輪先抱死，這是容易發(fā)生后軸策劃而使汽車喪失 方向穩(wěn)定性； (3) 當 0時：制動時汽車前后輪同時抱死，是一種穩(wěn)定工況，但也喪失了轉 向能力。 分析表明，汽車在同步系數為

33、的路面上制動(前后輪同時抱死)時，其制動減速 度為du qg g，即q= 0, q為制動強度。而在其他附著系數的路面上制動時，達到 dt 前輪或者后輪即將抱死的制動強度 q< 0,這表明只有在 0的路面上，地面的附著條 件才可以得到充分利用。 隨著道路條件的改善和汽車速度的提高， 由于制動時后輪先抱死引起的汽車甩尾甚 至掉頭所造成的車禍日益增多。軒常值宜取大些。根據設計經驗，取 =0.60。 342前后制動力矩分配系數 的確定 此乘用車前后制動器制動力為定比值。常用前制動器制動力與汽車總制動力之比來 表明分配的比例，稱為制動器制動力分配系數，用B表示。由于已經確定同步附著系數,

34、則分配系數可由下式得到： hg (3-1 ) 得到: ohg b L 0.6 0.93 1.128 235 0.78 (3-2) 3.4.3制動因數的計算 制動器因數又稱為制動器效能因數，它表示制動器的效能，用 BF表示。其實質是 制動器在單位輸入壓力或力的作用下所能輸出的力或力矩， 用于比較不同結構型式的制 動器的效能。制動器因數可以定義為在制動盤的作用半徑上所能產生的摩擦力與輸入力 之比，即 (3-3) Tf BF PR 式中，R—制動盤的作用半徑；P—輸入力，一般取加于兩制動塊的壓緊力。 因為我對此乘用車制動器選用的是鉗盤式制動器，

35、設兩側制動塊對制動盤的壓緊力 均為P，則制動盤在其兩側工作面的作用半徑上所受的摩擦力為 2fP，那么鉗盤式制動 器的制動器因數為 2 fP BF 2f (3-4) P 式中，f—盤與制動襯塊間的摩擦系數，f=0.35。該車前輪制動器的制動因數為 BF 2fP 2f 2 0.35 0.7 (3-5) 3.4.4制動距離的計算 制動距離是制動效能的一個重要指標，即 (3-6) S 0.1 2 /150 式中， 為制動初速度，在這里取 =80Km/h。 則該車的制動距離為 S 0.1 2 /150 50.67m 3.4.5制動力的計算 盤式制動器的計算用簡圖如

36、圖 3-2所示，對于常見的具有扇形摩擦表面的襯塊，若 其徑向寬度不很大，則R等于平均半徑Rm或有效半徑Re，在實際中已經足夠精確。女口 圖3-3所示，平均半徑Rm為： r R1 R2 83 124 Rm 2 2 103.5mm (3-7) 式中，R1、R2 —摩擦襯塊扇形表面的內半徑和外半徑 圖3-2盤式制動器的計算圖  圖3-3鉗盤式制動器的作用半徑計算圖 有效半徑Re是扇形表面的面積中心至制動盤中心的距離， 如下式所示(根據離合器 設計規(guī)范)： Re 2 (R23 R13) 3 __R7) 4[1 m^]Rm 105mm 3 (1m)2 (

37、3-8) 式中，m R1/R2 m 1 因為m 1, ―2 -,故Re Rm，m越小，則兩者差值越大。 (1 m) 4 應當指出，若m過小，即扇形的徑向寬度過大，襯塊摩擦面上各不同半徑處得滑磨 速度相差太遠，磨損不均勻，因為單位壓力分布均勻這一假設條件不能成立，則上述計 算方法也就不適用。m值一般不應小于0.65。 假定襯塊的摩擦表面全部與制動盤接觸，且各處單位壓力分布均勻，則制動器的制 動力矩為 (3-9) M 2fFoR 式中，f —摩擦因數；Fo —單側制動塊對制動盤的壓緊力；R—作用半徑 對于前制動器 M卩94.5N/m 所以, Fo 2fR

38、 94.5 2 0.35 0.1035 1304N 對于后制動器 Mp 80.5N/m 所以, Fo 2fR 70.5 2 0.35 0.1035 973N 3.4.6最大制動力矩的計算 最大制動力矩是在汽車附著質量被完全利用的條件下獲得的， 這時制動力與地面作 用于車輪的發(fā)向力乙、Z2成正比。 對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 值的汽 車，為了保證在 > 0的良好路面上能夠制動到后軸車輪和前軸車輪先后抱死滑移， 前、 后軸的車輪制動器所能產生的最大制動力矩為 flmax G(L2 qHg) re L

39、(3-10) f 2max fl max (3-11) 對于常遇到的道路條件較好、車速較高因而選取了較大的同步附著系數 0值的汽 車，應從保證汽車制動時的穩(wěn)定性出發(fā)，來確定各軸的最大制動力矩。在 < 0的良好 路面上，相應的極限制動強度q〈，所以所需的后軸和前軸的最大制動力矩為 T f 2 max GJ qHg) l L f1 max "" Tf 2 max 1 (3-12) (3-13) 式中， 一該車所能遇到的最大的附著系數。 對于本設計乘用車來說，它通常是在較好的路面上行駛，所以它適用第二種情況, 這里可以取 =0.9 o 由此可知單個制動器

40、所需要提供的最大制動力 Fmax和最大制動力矩Tmax為： Fmax F0 1304N Tmax Fmax ： 1304 0.93 1213N m 3.4.7應急制動和駐車制動所需制動力矩的計算 1）應急制動 應急制動時，后輪一般將抱死滑移，故后橋制動力為: (3-14) F F magL1 FB2 F 2 . . L hg 此時所需的后橋制動力矩為： magL1 L hg 1700 10 1222 2350 0.6 0.93 0.6 165 1568387.097N m 現用后輪制動器作為應急制動器, 則單個后輪制動器的制動力矩為: FB

41、2re/2=784193.548N m 2）駐車制動 汽車上坡停駐時，后橋附著力為: F2 L1 hg mag ( cos sin ) (3-15) 汽車在下坡停駐時，后橋附著力為: F2 mag fcos hgsin ) L (3-16) 汽車可能停駐的極限上坡路傾角 1，可根據后橋上的附著力與制動力矩相等的條件得: mag (^cos hgsin ) L magsin 1 (3-17) 所以: arctan— L 」arctan 6 1222 22.25 hg 2350 0.6 930 1是保證汽車上坡行駛的縱向穩(wěn)定性

42、的極限坡路傾角。 同理可推出汽車可能停駐的 極限下坡路傾角為: 1 arctan 亠 arctan 6 1222 14.15 L hg 2350 0.6 930 在安裝制動器的空間時，制動驅動力源等條件允許的范圍內，應力求后橋上駐車制 動力矩接近由1所確定的極限值： magresin 1 1700 10 165 sin22.25 1062109.372N mm , 并保證下坡路上停駐的坡度不小于法規(guī)的規(guī)定值。 3.5校核計算 3.5.1摩擦襯塊磨損特性的校核 摩擦襯塊的磨損受溫度，摩擦力，滑磨速度，制動盤的材質及加工景況，以及襯塊 本身材質等許多因素的影響，因此在理論上計算磨

43、損特性極為困難。但試驗表明，影響 磨損的最重要因素還是摩擦表面的溫度和摩擦力。 從能量的觀點來說，汽車制動過程即是將汽車的機械能的一部分轉變?yōu)闊崃慷纳?的過程。在制動強度很大的緊急制動過程中，制動器幾乎承擔了汽車全部動能耗散的任 務。此時，由于制動時間很短，實際上熱量還來不及逸散到大氣中就被制動器所吸收， 致使制動器溫度升高。這就是所謂制動器的能量負荷。能量負荷越大，貝U襯片（襯塊）的磨損越嚴重。對于盤式制動器的襯塊，其單位面積上的能量負荷比鼓式制動器襯片大 許多，所以制動盤表面溫度比制動鼓的高。 各種汽車的總質量及其制動襯片（襯塊）的摩擦面積各不相同，因而有必要用一種 相對的量作為評

44、價能量負荷的指標。目前，各國常用的指標是比能量耗散率，即單位時 間內襯片（襯塊）單位面積耗散的能量，通常所用的計算單位為 W/mm2。比能量耗散 率有時也稱為單位功負荷，或簡稱能量負荷。雙軸汽車的單個前輪及后輪制動器的比能 量耗散率分別為 ei ma(V12 v) 4tA e2 ma(V； v；) 4tA2 2 2 V1 v2 j (3-18) (3-19) (3-20) 式中，ma —汽車總質量； —汽車回轉質量系數; Vi、v —制動初速度和終速度（m/s）; j —制動減速度（m/s2）； t為制動時間（s）; Ai、A2 —前、后制動器襯

45、片（襯塊）的摩擦面積（mm2）； —制動力分配系數 在緊急制動到停車的情況下，V2=0，并可認為 =1，故 2 (3-21) maV1 4tA 6| 2 maV1 4tA2 (1 (3-22) 乘用車的盤式制動器在V1=100km/h（27.8m/s）和j=0.6g的條件下，比能量耗散率應不大于 6.0W/mm2。 t=27.8/6=4.63(s) 前輪襯塊的摩擦特性： 2 1700 27.82 0.78 2 2 e1 2.46(W/mm ) 6.0W/mm 4 4.63 22500 后輪襯塊的摩擦特性： 2 e2 1700 27.

46、8 022 1.84(W/mm2) 6.0W/mm2 4 4.63 8500 由上面計算結果看出摩擦襯塊磨損在規(guī)定范圍內， 符合技術要求。 3.5.2制動器的熱容量和溫升的校核 應核算制動器的熱容量和溫升是否滿足如下條件： （叱叫5） t Q (3-23) 式中，md —各制動鼓（盤）的總質量； mh —與各制動鼓（盤）相連的受熱金屬件（如輪轂、輪輻、輪輞、制動鉗體等）的 總質量； Cd —制動鼓（盤）材料的比熱容，對鑄鐵c=482J/（kg ?），對鋁合金c=880J/（kg ?）; Ch —與制動鼓（盤）相連的受熱金屬件的比熱容； t —制動鼓（盤）的溫升（一次由

47、Va=30km/h到完全停車的強烈制動，溫升不應超 過 15C）; Qi —滿載汽車制動時由動能轉變的熱能，因制動過程迅速，可以認為制后制動器, 2 Va Qi ma —— 2 2 Va Q2 ma (1 ) 2 (3-24) (3-25) 式中，ma —滿載汽車總質量； Va —汽車制動時的初速度，可取 Va Vamax ； —汽車制動器制動力分配系數。 以Va =30km/h （8.33m/s）， 取滿載時的值 =0.78來計算，t=15C,則 ma Va 2 =1700>8.33 833 078/2=46004.84 2 2 md 2 i{

48、 [(Di/2) (D2/2)]Hi AH2} 2 2A3H 3 =287.8 >3.14 > ( 24.8/ 2) 2- (I6.6/2) 2] 8I.8+ I27.5 iX2}+2 >6.45 為27.5 >0.6=8608g 式中，i —為鑄鐵、鋼的密度（7.8g/cm3）； 2i 2 —粉末冶金摩擦材料的密度(6.45g/cm3); Di —制動盤直徑，取 Di=248mm； D2—制動盤圓柱外徑，取 D2=166mm； Hi—制動盤厚度，取 H2—制動塊厚度，取 H3—摩擦片厚度，取 & 33 2 Q Q1 1700 1 2 Hi=18mm； H2=1

49、2mm； H3=6mm。 0.78 46004 J 由mdCd t =8.608 482X15=62236J>q可知，制動器的熱容量符合溫升核算的要求。 3.5.3盤式制動器制動力矩的校核 今假設襯塊的摩擦表面與制動盤接觸良好，且各處的單位壓力分布均勻，則盤式制 動器的制動力矩為 Tf 2fNR (3-26) 式中，f為摩擦系數；R為作用半徑；N為單側制動塊對制動盤的壓力 在制動塊任一單元面積RdRd上的摩擦力對制動盤中心的力矩為 fqR2dRd ，式中 q為襯塊與制動盤之間的單位面積上的壓力，則單側制動塊作用于制動盤上的制動力為 r2 2 2 3 3 fqR dRd

50、fq(R2 R1 ) R1 (3-27) fN 單側襯塊給予制動盤的總摩擦力為 R2 fqRdRd R, fq(R； R12) (3-28 ) 得有效半徑為: Re Tf 2fN R； R13 R； R12 R1R2 2 (R1 R2) ]( T)令tm，則有: Re m^]Rm=105mm (1 m) 40 因 m & 1， J 1，故 Re Rm。當 R1 R2，m 1，Re Rm。 R2 (1 m) 4 但當 m 小，即扇形的徑向寬度過大， 襯塊摩擦表面在不同半徑處的滑磨速度相差太 大，磨損將不均勻， 因而單

51、位壓力分布將不均勻， 則上述計算方法失效。 制動輪缸中的液壓 P,在考慮制動力調節(jié)裝置作用的情況下，其值一般為 P=8? 12Mpa,制動管路液壓在制動時一般不超過 10?12Mpa,對盤式制動器可再高些，因此 這里取P=10Mpa來計算制動輪缸工作面積： S=nd32/4=3.14 0.048 %.048/4=0.0018nf 式中，d3—活塞的直徑，取 d3=48mm。 單側制動塊對制動盤的壓緊力： N=PS=1000000.0 0.0018=18000N 單個制動器制動力矩 Tf =2fNRm=. 0.35 X8000X).1035=1304.1N mm Tf Tmax=1

52、213 N mm,符合制動力矩要求。 第 4 章 基于 CATIA 軟件盤式制動器主要零件的設計 4.1CATIA 軟件發(fā)展及其在汽車行業(yè)的使用 CATIA 是 CAD/CAE/CAM 一體化軟件，位居世界 CAD/CAE/CAM 領域的領導地位， 廣泛應用于航空航天、汽車制造、造船、機械制造、電子 /電器、消費品行業(yè)，它的集成 解決方案覆蓋所有的產品設計與制造領域，其特有的 DMU 電子樣機模塊功能及混合建 模技術更是推動著企業(yè)競爭力和生產力的提高。 CATIA 提供方便的解決方案， 迎合所有 工業(yè)領域的大、中、小型企業(yè)需要。 包括:從大型的波音 747 飛機、火箭發(fā)動機到化妝品 的包

53、裝盒，幾乎涵蓋了所有的制造業(yè)產品。在世界上有超過 13000 的用戶在使用共 13 萬套以上的 CATIA 為其工作，大到飛機、載人飛船和汽車，小到螺絲釘和釣魚桿， CATIA 可以根據不同規(guī)模、不同應用定制完全適合本企業(yè)的解決方案。 CATIA 源于航空航天業(yè)， 但其強大的功能以得到各行業(yè)的認可，在歐洲汽車業(yè)，已成為事實上的標準。 CATIA 的 著名用戶包括在世界制造業(yè)中具有舉足輕重的地位一大批知名企業(yè)， 如波音、克萊斯勒、 寶馬、奔馳等。 在中國， CATIA 也得到了廣泛的應用。哈爾濱、沈陽、西安、成都、 景德鎮(zhèn)、上海、貴陽等都選用 CATIA 做為其核心設計軟件。包括一汽集團、一汽大

54、眾、 沈陽金杯、上海大眾、北京吉普、武漢神龍在內的許多汽車公司都選用 CATIA 開發(fā)他 們的新車型。 CATIA 是汽車工業(yè)的事實標準， 是歐洲、 北美和亞洲頂尖汽車制造商所用的核心系 統(tǒng)。CATIA在造型風格、車身及引擎設計等方面具有獨特的長處，為各種車輛的設計和 制造提供了端對端（end to end）的解決方案。CATIA涉及產品、加工和人三個關鍵領 域。 CATIA 的可伸縮性和并行工程能力可顯著縮短產品上市時間。 一級方程式賽車、跑車、轎車、卡車、商用車、有軌電車、地鐵列車、高速列車， 各種車輛在 CATIA 上都可以作為數字化產品，在數字化工廠內，通過數字化流程，進 行數字化

55、工程實施。 CATIA 的技術在汽車工業(yè)領域內是無人可及的， 并且被各國的汽車 零部件供應商所認可。 從近來一些著名汽車制造商所做的采購決定， 如 Renault、 Toyota、 Karman、Volvo、Chrysler等，足以證明數字化車輛的發(fā)展動態(tài)。 Scania是居于世界領 先地位的卡車制造商，總部位于瑞典。其卡車年產量超過 50， 000 輛。當其他競爭對手 的卡車零部件還在25，000個左右時，Scania公司借助于CATIA系統(tǒng)，已經將卡車零 部件減少了一半?，F在，Scania公司在整個卡車研制開發(fā)過程中，使用更多的分析仿真， 以縮短開發(fā)周期，提高卡車的性能和維護性。 CA

56、TIA 系統(tǒng)是 Scania 公司的主要 CAD/CAM 系統(tǒng)，全部用于卡車系統(tǒng)和零部件的設計。通過應用這些新的設計工具，如 發(fā)動機和車身底盤部門 CATIA 系統(tǒng)創(chuàng)成式零部件應力分析的應用，支持開發(fā)過程中的 重復使用等應用，公司已取得了良好的投資回報?，F在，為了進一步提高產品的性能， Scania 公司在整個開發(fā)過程中，正在推廣設計師、分析師和檢驗部門更加緊密地協(xié)同工 作方式。 這種協(xié)調工作方式可使 Scania 公司更具市場應變能力， 同時又能從物理樣機和 虛擬數字化樣機中不斷積累產品知識。 4.2 盤式制動器主要零件設計 4.2.1 制動盤 制動盤一般由珠光體灰鑄鐵制成，其結構形

57、狀有平板形 （用于全盤式制動器 ）和禮帽 形（用于鉗盤式制動器 ）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， 有的鉗盤式制動器的制動盤鑄成中間有徑向通風槽的雙層盤，可大大增加散熱面積，但 盤的整體厚度較大（見圖4-1） 制動盤的工作表面應光滑平整。兩側表面不平行度不應大于0.008mm,盤面擺差不 應大于0.1mm。 圖4-1制動盤 3 5 3 a n n 4.2.2制動鉗 制動鉗由可鍛鑄鐵KTH370 —12或球墨鑄鐵QT400—18制造，也有用輕合金制造 的，可做成整體的，也可做成兩半并由螺栓連接（見圖 4-2）。其外緣留有開口，以便不 必拆下制動鉗便可

58、檢查或更換制動塊。制動鉗體應有高的強度和剛度。一般多在鉗體中 加工出制動油缸，也有將單獨制造的油缸裝嵌入鉗體中的。 為了減少傳給制動液的熱量, 多將杯形活塞的開口端頂靠制動塊的背板。有的活塞的開口端部切成階梯狀，形成兩個 相對且在同一平面內的小半圓環(huán)形端面。活塞由鑄鋁合金或鋼制造。為了提高耐磨損性 能，活塞的工作表面進行鍍鉻處理。當制動鉗體由鋁合金制造時，減少傳給制動液的熱 量成為必須解決的問題。為此，應減小活塞與制動塊背板的接觸面積，有時也可采用非 金屬活塞。 |Q|)S4hk|i ［幾砂猱I .i-i- ■ —■■:■- rF 凸甘.1 耐I nJ 3 4 i 1 3 rd

59、 松冷碁曲Ktt:l23.15?r; u.aln J3冋乩IB■門■凸 圖4-2制動鉗 423制動塊 制動塊由背板和摩擦襯塊構成，兩者直接壓嵌在一起見圖（4-3）。襯塊多為扇面形, 也有矩形、正方形或長圓形的?；钊麘軌鹤”M量多的制動塊面積，以免襯塊發(fā)生卷角 而引起尖叫聲。制動塊背板由鋼板制成。許多盤式制動器裝有襯塊磨損達極限時的警報 裝置，以便及時更換摩擦襯片。 birfk pdds -＞；y7 vS 丄-蟋期.4 J宀倒證J. 圖4-3制動塊 將制動器所有零件在 CATIA V4進行裝配，得到制動器的三維圖（見圖 4-4）,然后 生成二維工程圖（見圖4-5）

60、rotor disc (rotcx 山、i丄： hub and studO (hub and studsl .1) Break C^lippr ^Rrpflk Cali pfT.1i Caliper Mount (Caliper Mcunt l brdk pdds (brdk pdds.li brak p^ds Obr^k pads,?) Mounting Bolt "Mounting Boh l Lluuntiiig Bolt (Mounting 圖4-4制動器總裝三維圖 ^Applir atinris 圖4-5制動器總裝二維圖 1-螺紋孔 2-制動盤總成3-制動鉗支架4-制動

61、鉗 5-防塵罩6-活塞缸7-制動鉗活塞 8 (9)-制動塊總成 4.3摩擦材料 制動摩擦材料應具有高而穩(wěn)定的摩擦系數，抗熱衰退性能好，不能在溫度升到某一 數值后摩擦系數突然急劇下降；材料的耐磨性好，吸水率低，有較高的耐擠壓和耐沖擊 性能；制動時不產生噪聲和不良氣味，應盡量采用少污染和對人體無害的摩擦材料。 目前在制動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劑、調整 摩擦性能的填充劑 （由無機粉粒及橡膠、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，故應按襯片或襯塊規(guī)格模壓， 其優(yōu)點是可以選用各種不同的聚合樹脂配料，

62、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蹄或制動 帶上。在100C?120C溫度下，它具有較高的摩擦系數（f =0.4以上），沖擊強度比模壓 材料高4?5倍。但耐熱性差，在200E?250E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器，尤其是帶式中央制動器。 粉末冶金摩擦材料是以銅粉或鐵粉為主要成分 （占質量的 60％? 80％），加上石墨、 陶瓷粉等非金屬粉末作為摩擦系數調整劑，用粉末冶金方法制成。其

63、抗熱衰退和抗水衰 退性能好，但造價高，適用于高性能轎車和行駛條件惡劣的貨車等制動器負荷重的汽車。 各種摩擦材料摩擦系數的穩(wěn)定值約為 0.3?0.5，少數可達 0.7。設計計算制動器時一 般取 0.3? 0.35。選用摩擦材料時應注意， 一般說來，摩擦系數愈高的材料其耐磨性愈差。 4.4 制動器間隙 制動鼓（制動盤）與摩擦襯片 （摩擦襯塊）之間在未制動的狀態(tài)下應有工作作間隙，以 保證制動鼓（制動盤）能自由轉動。一般，鼓式制動器的設定間隙為 0.2?0.5mm；盤式制9 動器的為0.1?0.3mm。此間隙的存在會導致踏板或手柄的行程損失，因而間隙量應盡 量小。考慮到在制動過程中摩擦副可能產

64、生機械變形和熱變形，因此制動器在冷卻狀態(tài) 下應有的間隙應通過試驗來確定。另外，制動器在工作過程中會因為摩擦襯片 （襯塊）的 磨損而加大，因此制動器必須設有間隙調整機構。 第5章基于ANSYS勺制動盤熱固耦合分析 5.1ANS YS軟件簡介 ANSYS 是美國 ANSYS 公司設計開發(fā)勺大型通用有限元計算軟件，是一個融結構、 熱、流體、電、磁。聲學于一體勺大型通用有限元軟件。作為目前最流行勺有限元軟件 之一，它具備功能強大、兼容性好、使用方便、計算速度快等優(yōu)點，成為了工程師們開 發(fā)設計勺首選，并廣泛應用于核工業(yè)、鐵道、石油化工、航空航天、機械制造、能源、 汽車交通、國防軍工、電子、土木工

65、程、生物醫(yī)學、水利、日用家電等一般工業(yè)及科學 研究領域。其特點如下： 1） 能實現多場及多場耦合分析 2） 能實現統(tǒng)一前處理、求解、后處理及多場分析數據庫勺大型 FEA 軟件 3） 具有多物理場優(yōu)化功能勺 FEA 軟件 4） 較為強大勺非線性分析功能 5） 多種求解器分別適用于不同勺問題及不同勺硬件配置 6） 支持異種、異構平臺勺網絡浮動，在異種、異構平臺上用戶界面統(tǒng)一、數據文 件全部兼容 7） 強大勺并行計算功能支持分布式并行及共享內存式并行 8） 多種自動網格劃分技術 9） 良好勺用戶開發(fā)環(huán)境 5.2 制動盤有限元模型勺建立 本課題設計勺制動盤為雙摩擦面帶中間散熱筋板

66、勺通風式制動盤。 在有限元計算分 析時為提高計算效率，在計算過程中對模型做了必要勺簡化處理，最后選為單摩擦面施 加對稱約束并進行有限元計算。制動盤和制動片單元類型選用實體單元 SOLID5 。該問 題屬于摩擦生熱為題，選擇CONTA173接觸單元和TARGE170目標單元生成接觸對。模 型材料特性參數見表 5-1 。制動盤勺幾何三維模型見圖 5-1 。對其進行網格劃分，劃分網 格后勺有限元模型見圖 5-2 所示。 表5-1制動器模型材料的特性參數 特性參數 制動盤 制動片 熱導率 /(W m 1 K 1) 48.46 1.212 密度 /(kg m3) 7228 2595 比熱容 c/(J kg 1 K 1) 419 1465 熱膨脹系數a/K 1 -6 11x10 -4 30x10 彈性模量E/GPa 175 1.5 泊松比 0.3 0.25 5.3施加邊界約束及制動盤溫度場的計算分析 熱分析模型邊界條件的確定是溫度場分析的關鍵所在， 本文采用理論推導與實際分 圖5-1制動盤的幾何三維模型圖 圖5-2戈U分網格后