【正文】 ................................................................................................ 33 盤式制動器主要零件的靜力分析 ............................................................ 33 制動盤的結(jié)構(gòu)靜力分析 ...................................................................... 34 摩擦片的結(jié)構(gòu)靜力分析 ...................................................................... 35 主要零件模態(tài)分析 .................................................................................... 37 內(nèi)制動無預(yù)應(yīng)力的模態(tài)分析 .............................................................. 37 摩擦塊模態(tài)分析 .................................................................................. 38 制動盤模態(tài)分析 .................................................................................. 39 本章小結(jié) .................................................................................................... 40 第 5 章 總結(jié)與展望 .................................................................................................... 41 全文總結(jié) .................................................................................................... 41 工作展望 .................................................................................................... 41 參考文獻(xiàn) ...................................................................................................................... 42 致 謝 .......................................................................................................................... 45 1 摘要 汽車的安全性是汽車設(shè)計和制造的第一指標(biāo)，汽車的制動性能可靠性 更 是衡量汽車安全標(biāo)準(zhǔn)的重要因素。s more, through analyses of braking wheel force, the ground braking force, braking torque, also of the relationship between the ground braking force, brake force and adhesive force, this paper explores the influence mechanism of the braking efficiency to the whole braking performance. Through Mechanical modules in the Workbench platform, this paper analyzes the structure statics of brake39。 本文內(nèi)容主要包括 : 介紹 當(dāng)前國內(nèi)外汽車盤式制動器的發(fā)展現(xiàn)狀，以及未來的發(fā)展趨勢。 19 世紀(jì) 20 年代， 、 和 等人建立了數(shù)學(xué)彈性理論，給出了應(yīng)變、應(yīng)變分量和應(yīng)力、應(yīng)力分量的概念，建立了變形體的平衡微分方程、幾何變形方程、變形協(xié)調(diào)方程，以及廣義虎克定律等，奠定了彈性力學(xué)的理論基礎(chǔ)。 1924 年 和 1930年 提出了塑性力學(xué)的增量理論。曾在研究組中工作的 Peter Eberhard 教授和胡斌博士長期進(jìn)行德國研究基金會資助項目 “連續(xù)體力學(xué)中的多場問題 ”SFB404 的研究工作，并提出接觸動力學(xué)的計算方法 :對于低頻的剛體運(yùn)動，可用多剛體動力學(xué)方法；對于高頻波動現(xiàn)象，最有效的方法是有限元法。 ABAQus 求解模塊主要包括隱式求解器 ABAQUS/ Standard 和進(jìn)行顯示求解的顯示求解器 ABAQus/ExPlicit 兩種。 以上盤式制動器的眾多優(yōu)點(diǎn)主要是在理論上和各方面的參數(shù)達(dá)到標(biāo)準(zhǔn)的情況下實(shí)現(xiàn)的，因此為了使制動器及其整套制動系統(tǒng)正常工作，需要從制動盤的各個主要性能參數(shù)方面著手進(jìn)行研究。 1999 年，劉牧眾，浦維達(dá) [14]等人對轎車制動盤進(jìn)行了磨損失效分析，討論了制動盤非正常磨損及其影響因素，指出要使灰口鑄鐵的優(yōu)良性能得以充分發(fā)揮，必須要有理想的石墨分布、形態(tài)及基體組織，并對制動盤的磨損機(jī)理進(jìn)行了分析。 2)隨著各種有限元軟件的出現(xiàn)，極大的減少了產(chǎn)品試制研發(fā)的周期，提高了產(chǎn)品的質(zhì)量。因此，在仿真分析之前，研究面向制動器總成方面的理論是很有必要的。其中鉗盤式又分為固定卡鉗盤式 、浮動卡鉗盤式和擺動卡鉗盤式三種 (如圖 )。制動時，油 缸 8 在液壓力 1p 的作用下，將活動摩擦片 6 推近制動盤 4?？臻g尺寸占用小。汽車的制動性能直接關(guān)系著人的生命安全。汽車液壓制動系統(tǒng)主要由供能裝置、控制裝置、驅(qū)動裝置、制動力調(diào)節(jié)裝置和制動器組成。由真空伺服氣室、制動主缸和控制閥組成的總成就是轎車和中小型客車的液壓制動系統(tǒng)的驅(qū)動裝置，通常稱為真空助力器。此后，當(dāng)制動主缸及前制動管路壓力繼續(xù)增長時，后制動管路壓力仍可隨之增長 ，但其增長量小與前制動管路壓力，以達(dá)到調(diào)節(jié)制動力分配特性的目的。這就是研究汽車液壓制動系計算機(jī)輔助設(shè)計與分析軟件系統(tǒng)的目的。設(shè)計規(guī)劃實(shí)際上是將所要求解的設(shè)計過程按有序的過程建立行動集合，至于對每一個求解步驟采用何種設(shè)計行為，則由對象中的方法或規(guī)則的推理結(jié)合決定。再以附著系數(shù)為參變量，輸出前、后軸制動周緣力的理想關(guān)系曲線。因而，理想制動器制動力分配特性曲線一般在汽車滿載和空 載兩種情況輸出。而對總重大于20KN40KN 的客車而言，前輪也有采用固定鉗式盤式制動器，后輪采用自增力自動定義浮銷式鼓式制動器。但受到輪輞內(nèi)徑的限制，制動盤與輪輞之間應(yīng)保持相當(dāng)?shù)拈g隙，否則不僅散熱條件太差，而且輪輞受熱可能粘住內(nèi)胎。 （ 1）盤式制動器制動效能因數(shù) BF1 的 校核計算 制動效能因數(shù)是指在制動鼓或制動盤的作用半徑上所得到的摩擦力與輸入力之比。由于汽車的總重及制動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價能量負(fù)荷的指標(biāo)。單個車輪的盤式制動器的比摩擦力： 2111 1 01 0 0 1 . 2 0 . 1 9 6 /2 2 0 . 0 9 7 2 6 3 7 6uMf N m mrA? ? ??? （ ） 式中 ： f1—比摩擦力；（ N/mm2） Mu r A10 已定義。 CATIA的曲面造型功能體現(xiàn)在它提供了極豐富的造型工具來支持用戶的造型需求。 南京工業(yè)大學(xué)本科生畢業(yè)設(shè)計（論文） 經(jīng)濟(jì)型轎車浮鉗式制動器制動鉗體三維建模及強(qiáng)度計算 30 第 3 章 浮鉗盤式制動器三維模型建立 軟件介紹 CATIA 是法國達(dá)索飛機(jī)公司開發(fā)的高檔 CAD/CAM 軟件。 ② 比摩擦力 f1 計算 摩擦特性的另一個指標(biāo)是每單位襯塊摩擦面積的制動器摩擦力，稱為比摩擦力。此時，由于制動時間很 短，實(shí)際上熱量還來不及逸散到大氣中，而為制動器所吸收，致使制動器溫度升高 ， 這就是所謂制動器的能量負(fù)荷。即： 1 2 16 ( ) 37 11 6 76 3 6D R R? ? ? ? ? ? ? ? ?（ ） () 在設(shè)計計算中，式 ()成立， D1 的值基本上確定。 u 1 m a x1 m a x 1 . 2 8 3 1 . 62u MM N m? ? ? （ ） 式中： 39。 uuFF1?? （ ） 式中： Fu1─前制動器制動力 Fu─汽車總制動力， 21 uuu FFF ?? ， Fu2 為后制動器制動力 故： uu FF ??1 ， uu FF )1(2 ??? 可得到： 南京工業(yè)大學(xué)本科生畢業(yè)設(shè)計（論文） 經(jīng)濟(jì)型轎車浮鉗式制動器制動鉗體三維建模及強(qiáng)度計算 23 ????121uuFF （ ） 假設(shè)汽車在同步附著系數(shù) 0? 路面上制動，前、后輪同時抱死則由式（ ）可得： gguu hL hLFF010221 ????? （ ） 由式（ ）和式（ ）得出： gghL hL01021 ???? ???? 經(jīng) 整理得： 02 51 5 12 18 .2 672443ghLL?? ? ??? ? ? （ ） （ 2） 求當(dāng) 0??? 時，汽車制動系統(tǒng)制動強(qiáng)度 q 當(dāng) 0??? 時，則可能得到的最大地面制動力取決于后輪剛剛首先抱死條件，這時： gB hLG aLF )(011?? ???? () 由 GaFq B? 可得： 1101 2 2 5 . 8 1 . 2 1 . 0 2 7( ) 1 2 2 5 . 8 . 2 0 . 8 5 1 5gLq Lh ??? ?? ? ?? ? ? ? ?（ 1 ） （ ） （ 3） 單個后車輪制動器最大制動力矩 Mu2max 確定 2 m a x 1()21 4 7 0 9 .8 2 4 .8 1 .0 2 7 5 1 5 1 .2 0 .2 8 12 2 4 4 3692u g p eGaM L q h rLNm????? ? ? ? ? ????（ 12 ） （ ） 式中： φp—汽車可能遇到的最大附著系數(shù)； re—車輪有效滾動半徑（ m）； 南京工業(yè)大學(xué)本科生畢業(yè)設(shè)計（論文） 經(jīng)濟(jì)型轎車浮鉗式制動器制動鉗體三維建模及強(qiáng)度計算 24 φ0—制動器同步附著系數(shù)； Mu2max—單個后車輪制動器最大制動力矩；（ ） 其中 ， 由輪胎規(guī)格 ：19575 R14 得出輪胎 d=，子午線輪胎 F=，所以可以求得e dr 28 1mm2F???。 圖 制動時的汽車受力圖 南京工業(yè)大學(xué)本科生畢業(yè)設(shè)計（論文） 經(jīng)濟(jì)型轎車浮鉗式制動器制動鉗體三維建模及強(qiáng)度計算 20 由圖 ，對前、后車輪接地點(diǎn)取力矩得： ??? ?? ??ggm jhG a LLZ m jhG a LLZ1221 () 式中： Z1—地面對前輪的法向反作 用力；（ N） Z2—地面對后輪的法向反作用力；（ N） L —汽車前、后軸間距離；（ mm） L1─汽車重心至前軸的縱向距離；（ mm） L2─汽車重心至后軸的縱向距離；（ mm） m ─汽車質(zhì)量；（ Kg） hg─汽車重心高度；（ mm） j ─汽車減速度；（ m/s2） Ga —汽車總重力；（ N） g —重力加速度；（ m/s2） 由式 可求得地面法向反作用力為： )( 21 jghLLGaZ g?? （ ） )( 12 jghLLGaZ g?? （ ） 根據(jù)假設(shè)條件，汽車前、后制動器同步抱死滑移，若在不同附著系數(shù)的路面上，此時地面對汽車的摩擦阻力（制動力） 21 BBB FFF ?? 將于附著力 ?F相等，（ ? ─道路附著系數(shù)）于是得： ?? GFFB ?? () 由圖 可知， mjFB ? ， mgGa? 代入式 ()得： gj ?? （ ） 將式（ ）代入式（ ）和（ ）得：