【導(dǎo)讀】南京工業(yè)大學(xué)本科生畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文）經(jīng)濟(jì)型轎車(chē)浮鉗式制動(dòng)器制動(dòng)鉗體三維建模及強(qiáng)度計(jì)算。設(shè)計(jì)(論文)題目：純電動(dòng)客氣底盤(pán)結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)

　　

【正文】 rLNm????? ? ? ? ? ????（ 12 ） （ ） 式中： φp—汽車(chē)可能遇到的最大附著系數(shù)； re—車(chē)輪有效滾動(dòng)半徑（ m）； 南京工業(yè)大學(xué)本科生畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文） 經(jīng)濟(jì)型轎車(chē)浮鉗式制動(dòng)器制動(dòng)鉗體三維建模及強(qiáng)度計(jì)算 24 φ0—制動(dòng)器同步附著系數(shù)； Mu2max—單個(gè)后車(chē)輪制動(dòng)器最大制動(dòng)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???。 （ 4） 單個(gè)前車(chē)輪制動(dòng)器最大制動(dòng)力矩 Mu1max 確定 1 m a x 2 m a x 67 69 2 13 861 1 67uuM M N m? ?? ? ? ? ??? () 式中： Mu1max—單個(gè)前車(chē)輪制動(dòng)器最大制動(dòng)力矩；（ ） 盤(pán)式制動(dòng)器參數(shù)設(shè)計(jì)基本原理 在轎車(chē)和中小型客車(chē)的設(shè)計(jì)中，一般其結(jié)構(gòu)形式為前輪制動(dòng)器采用浮鉗式制動(dòng)器，后輪制動(dòng)器采用領(lǐng)從蹄自動(dòng)定義浮銷(xiāo)式鼓式制動(dòng)器。而對(duì)總重大于20KN40KN 的客車(chē)而言，前輪也有采用固定鉗式盤(pán)式制動(dòng)器，后輪采用自增力自動(dòng)定義浮銷(xiāo)式鼓式制動(dòng)器。在根據(jù)汽車(chē)的整車(chē)參數(shù)分析了汽車(chē)的制 動(dòng)力、制動(dòng)力矩之后，就可以根據(jù)具體的制動(dòng)器結(jié)構(gòu)形式作相關(guān)設(shè)計(jì)、計(jì)算和分析等工作。在這里我們對(duì)盤(pán)式制動(dòng)器的有關(guān)參數(shù)進(jìn)行設(shè)計(jì)。 （ 1） 盤(pán)式制動(dòng)器制動(dòng)鉗體主要結(jié)構(gòu)參數(shù)的關(guān)系 在初步計(jì)算制動(dòng)器制動(dòng)鉗體結(jié)構(gòu)參數(shù)時(shí)，盤(pán)式制動(dòng)器效能因數(shù) BF1 的值可定為 。根據(jù)汽車(chē)前輪所需的最大理論制動(dòng)力矩，初步選取制動(dòng)鉗體缸孔直徑 D1， D1 可由下面的公式算出： 1111011 )( rBFA w cPPM au ??? () 式中： Awc1—盤(pán)式制動(dòng)器制動(dòng)鉗體缸孔的工作面積；（ mm2） BF1—盤(pán)式制動(dòng)器制動(dòng)效能因數(shù)； P10—前制動(dòng)管路的開(kāi)啟壓力；（ Mpa 或 N/mm2） ηa—主缸以后的機(jī)械效率； r1—制動(dòng)盤(pán)有效半徑；（ m） P1—前制動(dòng)管壓；（ Mpa 或 N/mm2） 南京工業(yè)大學(xué)本科生畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文） 經(jīng)濟(jì)型轎車(chē)浮鉗式制動(dòng)器制動(dòng)鉗體三維建模及強(qiáng)度計(jì)算 25 （ 2）確定盤(pán)式制動(dòng)器計(jì)算用的最大制動(dòng)力矩 由于考慮到汽車(chē)實(shí)際制動(dòng)時(shí)的最大輸出制動(dòng)力矩與理論值受很多因素影響而發(fā)生改變，如制動(dòng)襯片與制動(dòng)盤(pán)接觸時(shí)不一定非常均勻使加制動(dòng)力、制 動(dòng)襯片的摩擦系數(shù)受溫度變化而發(fā)生改變等一些因素。而且，設(shè)計(jì)的制動(dòng)器為兩缸式的，這樣用于計(jì)算的最大制動(dòng)力矩應(yīng)由下面公式算出： 39。 u 1 m a x1 m a x 1 . 2 8 3 1 . 62u MM N m? ? ? （ ） 式中： 39。 max1uM —用于計(jì)算的最大制動(dòng)力矩（ ） max1uM —單個(gè)前輪制動(dòng)器理論最大制動(dòng)力矩（ ） （ 3）確定盤(pán)式制動(dòng)器有效制動(dòng)半徑 設(shè)計(jì)盤(pán)式制動(dòng)器時(shí)，在前制動(dòng)管壓和制動(dòng)鉗缸 孔直徑確定之后，制動(dòng)器有效制動(dòng)半徑越大，則制動(dòng)力矩越大。但受到輪輞內(nèi)徑的限制，制動(dòng)盤(pán)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。盤(pán)式制動(dòng)器有效制動(dòng)半徑的計(jì)算，如圖 25 所示 圖 25 盤(pán)式制動(dòng)器的有效制動(dòng)半徑參考圖 設(shè)襯塊與制動(dòng)盤(pán)之間的單位壓力為 P1，則在任意微元面積 ?RdRd 上的摩擦力對(duì)制動(dòng)盤(pán)中心的力矩為 ?? dRdRP 21 （ μ 為制動(dòng)襯塊與制動(dòng)盤(pán)之間的摩擦系數(shù)），而單側(cè)制動(dòng)塊加于制動(dòng)盤(pán)的制動(dòng)力矩為： ?????? )(32 31321211 21 RRPd R dRPMRRu ??? ? ?? 單側(cè)襯片加于制動(dòng)盤(pán)的總摩擦力： 南京工業(yè)大學(xué)本科生畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文） 經(jīng)濟(jì)型轎車(chē)浮鉗式制動(dòng)器制動(dòng)鉗體三維建模及強(qiáng)度計(jì)算 26 ?????? )( 212212121 RRPd R dRPF RR ??? ? ?? 故有效半徑： )( )(32 2122313211 RR RRFMr u ???? () 式中： R2—制動(dòng)鉗摩擦襯塊外 R1—制動(dòng)鉗摩擦襯塊內(nèi)徑 而制動(dòng)盤(pán)直徑 Db 可由下面公式算出： rb DD )~(? （ ） 這里取 0 .7 0 .7 3 3 0 .2 2 3 1brD D m m? ? ? ? 式中： Db—制動(dòng)盤(pán)直徑；（ mm） Dr—汽車(chē)輪胎輪輞直徑；（ mm） 那么，在式 ()有效半徑的計(jì)算中， R2 的取值一般與 Db/2 相同，而 R1 的值為 R2 與襯塊寬度之差， b1 的值一般由供應(yīng)商提供標(biāo)準(zhǔn)，這里取 mmb 401 ? 。 所以，由式（ ）可得： 33 33211 2 2 2 2212) 2 ( 1 1 6 7 6 )r 9 7 . 0m m3 ( ) 3 ( 1 1 6 7 6 )RR? ?? ? ???（ （ 4）確定盤(pán)式制動(dòng)器制動(dòng)鉗缸孔直徑 D1 將式（ ）算出 39。 max1uM 的代入式 ()得出： 39。 1 m a x1 1 m a x 1 0 1 14 4 8 3 1 .6 3 6 .9( ) 1 2 .6 0 .1 0 .8 0 .8 0 .0 9 7u aMD m mP P B F r? ? ? ?? ? ?? ? ? ? ? ?（ ）（ ） 按輪缸直徑標(biāo)準(zhǔn) GB7524—84 規(guī)定的尺寸系列中選取，這里取 37mm。 式中： P1max—前輪制動(dòng)器最大制動(dòng)管路壓力：（ Mpa 或 N/mm2） P10—取 ~； η a—取 BF1—取 P1max—取 12Mpa~13Mpa； （ 5）比較制動(dòng)鉗缸孔直徑 D1 與 R2?R1 的值的大小 南京工業(yè)大學(xué)本科生畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文） 經(jīng)濟(jì)型轎車(chē)浮鉗式制動(dòng)器制動(dòng)鉗體三維建模及強(qiáng)度計(jì)算 27 D1 與 R2?R1 相差的數(shù)值一般控制在 6mm之內(nèi)。即： 1 2 16 ( ) 37 11 6 76 3 6D R R? ? ? ? ? ? ? ? ?（ ） () 在設(shè)計(jì)計(jì)算中，式 ()成立， D1 的值基本上確定。 盤(pán)式制動(dòng)器校核計(jì)算 盤(pán)式制動(dòng)器校核主要是根據(jù)有關(guān)零件的性能尺寸和性能指標(biāo)，對(duì)制動(dòng)力矩、制動(dòng)力矩與制動(dòng)襯塊的摩擦系數(shù)、前制動(dòng)管壓的關(guān)系，制動(dòng)襯塊摩損特性進(jìn)行校核計(jì)算，以確認(rèn)盤(pán)式制動(dòng)器工作圖紙是否達(dá)到設(shè)計(jì)性能要求。 （ 1）盤(pán)式制動(dòng)器制動(dòng)效能因數(shù) BF1 的 校核計(jì)算 制動(dòng)效能因數(shù)是指在制動(dòng)鼓或制動(dòng)盤(pán)的作用半徑上所得到的摩擦力與輸入力之比。即： 101101 2 FFBF ?? （ ） 式中 : F10—制動(dòng)鉗體活塞對(duì)襯片的壓力；（ N） μ1—摩擦襯塊與制動(dòng)盤(pán)之間摩擦系數(shù)， μ1 取 由式（ ）可得： 11 ???? ?BF （ ） （ 2） 盤(pán)式制動(dòng)器的制動(dòng)力矩 Mu1 校核計(jì)算 盤(pán)式制動(dòng)器的制動(dòng)力矩可由下面公式得出： 11011 2 rFM ?? ? （ ） 式中： r1—盤(pán)式制動(dòng)器有效作用半徑；（ m） μ F10 已在式（ ）中定義。 其中： 1110 PAwcF ? （ ） 式中： Awc1—制動(dòng)鉗缸孔面積；（ mm2） P1—前輪制動(dòng)管壓；（ Mpa 或 N/mm2） 南京工業(yè)大學(xué)本科生畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文） 經(jīng)濟(jì)型轎車(chē)浮鉗式制動(dòng)器制動(dòng)鉗體三維建模及強(qiáng)度計(jì)算 28 由： 4211 ?DAwc? 和式（ ）、式（ ）可得出： 2 21 1 1 11 0 . 4 3 7 1 2 0 . 0 9 7221 0 0 1 . 2uD P rMNm?? ? ? ? ? ????? （ ） 式中： D1—制動(dòng)鉗缸孔直徑；（ mm） 上式為前輪盤(pán)式制動(dòng)器總的制動(dòng)力矩與摩擦系數(shù)、制動(dòng)管壓的關(guān)系式。其大于單個(gè)前車(chē)輪制動(dòng)器最大制動(dòng)力矩，所以符合。 （ 3）盤(pán)式制動(dòng)器摩擦襯塊摩擦特性校核計(jì)算 汽車(chē)制動(dòng)過(guò)程可視為將汽車(chē)的機(jī)械能的一部分轉(zhuǎn)變?yōu)闊崃慷纳⒌倪^(guò)程。在制動(dòng)強(qiáng)度很大的緊急制動(dòng)過(guò)程中，制動(dòng)器幾乎承擔(dān)了汽車(chē)全部動(dòng)能耗散的任務(wù)。此時(shí)，由于制動(dòng)時(shí)間很 短，實(shí)際上熱量還來(lái)不及逸散到大氣中，而為制動(dòng)器所吸收，致使制動(dòng)器溫度升高 ， 這就是所謂制動(dòng)器的能量負(fù)荷。能量負(fù)荷愈大，則制動(dòng)襯塊磨損愈嚴(yán)重。由于汽車(chē)的總重及制動(dòng)襯塊的摩擦面積各不相同 ， 因而有必要用一種相對(duì)的量作為評(píng)價(jià)能量負(fù)荷的指標(biāo)?，F(xiàn)常用的指標(biāo)是比能量耗散率，即每單位襯塊摩擦面積的每單位時(shí)間耗散的能量。通常用的計(jì)算為 W/mm2。 ① 比能量耗散率 e1 計(jì)算 盤(pán)式制動(dòng)器的比能量耗散率求解公式為： ???????????jtg t AGae2110222111 2)(21?????? （ ） 式中： Ga—滿載時(shí) 汽車(chē)總重量；（ N） δ1—前輪回轉(zhuǎn)質(zhì)量換算系數(shù)； v v2—制動(dòng)初速度和終速度；（ m/s） g—重力加速度 j—制動(dòng)減速度； (m/s2) t—制動(dòng)時(shí)間；（ s） 南京工業(yè)大學(xué)本科生畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文） 經(jīng)濟(jì)型轎車(chē)浮鉗式制動(dòng)器制動(dòng)鉗體三維建模及強(qiáng)度計(jì)算 29 A10—制動(dòng)襯塊摩擦面積；（ mm2）； β—制動(dòng)力分配系數(shù)； 在緊急制動(dòng)到停車(chē)的情況下， v2= 0，并可認(rèn)為 δ1=1 ；故式（ ）可得出： 2 22111011 4 7 0 9 . 8 2 7 . 8 0 . 6 7 7 1 . 4 9 8 /4 4 9 . 8 4 . 7 3 2 6 7 3 62 7 . 8 4 . 7 30 . 6 9 . 8Gae W m mg tAtsj???? ? ? ?? ? ?? ? ? ???? ? ? ?? ?? （ ） 一般在校核 e1 時(shí)，一般取 smhKm /??? 、 gj ? 為計(jì)算值。 根據(jù)有關(guān)文獻(xiàn)，在制動(dòng)時(shí)盤(pán)式制動(dòng)器的比能量耗散率應(yīng)不大于 6W／ mm2。因此所設(shè)計(jì)的制動(dòng)器的比能量耗散率合理。 ② 比摩擦力 f1 計(jì)算 摩擦特性的另一個(gè)指標(biāo)是每單位襯塊摩擦面積的制動(dòng)器摩擦力，稱(chēng)為比摩擦力。比摩擦力愈大，則摩擦將愈嚴(yán)重。單個(gè)車(chē)輪的盤(pán)式制動(dòng)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。 根據(jù)文獻(xiàn)資料，當(dāng) ? 時(shí)，比摩擦力 1f 不大于 2mm/ N ，所以結(jié)果理想，符合要求。 本章小結(jié) 通過(guò)對(duì)液壓制動(dòng)系統(tǒng)的概述，大概的了解了制動(dòng)系設(shè)計(jì)分解模型。通過(guò)對(duì)制動(dòng)器相關(guān)參數(shù)的設(shè)計(jì)計(jì)算 并據(jù)以進(jìn)行各部件結(jié)構(gòu)的初步設(shè)計(jì)，然后進(jìn)行各項(xiàng)制動(dòng)性能的計(jì)算、分析、評(píng)價(jià)。根據(jù)計(jì)算分析結(jié)果對(duì)設(shè)計(jì)參數(shù)進(jìn)行必要的修正，直到基本性能參數(shù)滿足要求為止。 根據(jù)有關(guān)零件的性 能尺寸和性能指標(biāo)，對(duì)制動(dòng)力矩、制動(dòng)力矩與制動(dòng)襯塊的摩擦系數(shù)、前制動(dòng)管壓的關(guān)系，制動(dòng)襯塊摩損特性進(jìn)行校核計(jì)算，確認(rèn) 了 盤(pán)式制動(dòng)器工作圖紙是達(dá)到設(shè)計(jì)性能要 求的。 南京工業(yè)大學(xué)本科生畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文） 經(jīng)濟(jì)型轎車(chē)浮鉗式制動(dòng)器制動(dòng)鉗體三維建模及強(qiáng)度計(jì)算 30 第 3 章 浮鉗盤(pán)式制動(dòng)器三維模型建立 軟件介紹 CATIA 是法國(guó)達(dá)索飛機(jī)公司開(kāi)發(fā)的高檔 CAD/CAM 軟件。 CATIA 軟件以其強(qiáng)大的曲面設(shè)計(jì)功能而在飛機(jī)、汽車(chē)、輪船等設(shè)計(jì)領(lǐng)域享有很高的聲譽(yù)。 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(lái)支持用戶(hù)的造型需求。其特有的高次 Bezier 曲線曲面功能，能滿足特殊行業(yè)對(duì)曲面光滑性的苛刻要求。 浮鉗盤(pán)式制動(dòng)器零部件三維建模 活塞 通過(guò) CATIA 軟件對(duì)活塞進(jìn)行建模。制動(dòng)器的 剎車(chē)制動(dòng)活塞 ， 與現(xiàn)有技術(shù)相比 ， 該剎車(chē)制動(dòng)活塞包括一個(gè)活塞筒和一個(gè)活塞套 ， 活塞筒外設(shè)有密封槽 ， 活塞筒內(nèi)底端設(shè)有一活塞孔 ， 活塞套分為套筒部分和套桿部分 ， 套筒部分與活塞筒的內(nèi)徑相配合 ， 套桿部分與活塞筒的活塞孔相配合 ， 在活塞筒內(nèi)上端靠近邊沿處設(shè)有一個(gè)卡簧槽 ， 在活塞套的套筒部分外端設(shè)有一個(gè)密封槽 ， 采用活塞內(nèi)部運(yùn)動(dòng)產(chǎn)生壓力的方式來(lái)實(shí)現(xiàn)制動(dòng) ， 其最大優(yōu)點(diǎn)在于結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單 ，