车辆工程毕业设计论文-基于有限元重型货车制动器的设计(编辑修改稿)

车辆工程毕业设计论文-基于有限元重型货车制动器的设计(编辑修改稿)内容摘要：

00 240 260 轿车 220 240 260 300 320 16 制动鼓相对于轮毂的对中是圆柱表面的配合来定位，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。 两者装配后还需进行动平衡。 其许用不平衡度对轿车为 15Ncm～ 20 Ncm；对货车为 30 Ncm～ 40 Ncm。 微型轿车要求其制动鼓工作表面的圆度和同轴度公差 ＜ ，径向跳动量 ≤，静不平衡度≤[11]。 制动鼓壁厚的选取主要是从其刚度和强度方面考虑。 壁厚取大些也有利于增大其热容量，但试验表明，壁厚由 ll mm 增至 20 mm 时，摩擦表面的平均最高温度变化并不大。 一般铸造制动鼓的壁厚：轿车为 7mm～ 12mm；中、重型载货汽车为 13mm～18mm[8]。 制动鼓在闭口一侧外缘可开小孔，用于检查制动器间隙。 由上述可以确定本次设计采用的材料 是 HT2040；制动鼓的壁厚是 ；进行制动鼓建模的时候会用到这个数值。 摩擦衬片宽度 b 和包角β 摩擦衬片的包角可在 900～ 1200 范围内选取，试验表明，摩擦衬片包角在 900～ 1200时，磨损最小，制动鼓温度也最低，且制动效能最高。 再减小包角虽有利于散热，但由于单位压力过高将加速磨损。 包角一般不宜大于 1200，因过大不仅不利于散热，而且易使制动作永不平顺，甚至可能发生自锁。 摩擦衬片宽度较大可以降低单位压力、减小磨损，但过大则不易保证与制动鼓全面接触。 通常是根据在紧急制动时使单位压力不 超过 M aP 的条件来选择衬片宽度的。 设计时应尽量按摩擦片的产品规格选择宽度值。 另外，根据国外统计资料可知，单个鼓式制动器总的摩擦衬片面积随汽车总质量的增大而增大。 而单个摩擦衬片的面积又决定与制动鼓的半径，衬片宽度及包角。 即 RbAp  （ ） 式中，包角 以弧度为单位，当面积、包角、半径确定后，由上式可以初选衬片宽度的尺寸。 制动器各蹄摩擦衬片总面积越大，制动时产生的单位面积正压力越小，从而磨损也越小。 a、参考同类汽车选取， 一般 b/D=～ ,取 ，故 b=115mm b、取 蹄 包角 领蹄 包角 1001 从蹄 包角 1002 360/)( 21   DbA p （ ） 式中： pA — 单个摩擦衬片的面积， mm2； 17 D — 制动鼓内径， mm； b — 摩擦片的宽度， mm； 1 — 领蹄包角，  ； 2 — 从蹄包角，  ； 得： 360/)( 21   DbA p =420 105（ 100+100） /360= c、 摩擦衬片起始角 0 ，一般将衬片布置在制动蹄的中央，即令：  40290 00  有时为了适应单位压力的分布情况，将衬片相对于最大压力点对称布置，以改善制动效能和磨损的均匀性。 制动器中心到张开力 P 作用线和距离 e 在保证轮缸能够布置于制动鼓内的条件，应使距离 e 尽可能大，以提高制动效能。 初步设计可取 e= （ ） 式中： e — 制动器中心到张开力距离 mm； R — 制动鼓半径， mm。 故 e=168mm 制动蹄支销中心的坐标位置是 k 与 c 制动蹄支销中心的坐标尺寸 k 是应尽可能地小 , 以不使两制动蹄端毛面相碰擦为准，使尺寸 c 尽可能地大，设计可定 c= （ ） 式中： c— 制动器中心到张开力距离 mm； R — 制动鼓半径， mm。 故 c=168mm K 尽可能的小，以使 c 尽可能的大，初步设计 取 k=28mm。 制动蹄的支承采用二自由度制动筛的支承，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 18 高频淬火。 其支座为可锻铸铁 (KTH370—12)或球墨铸铁 (QT400—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。 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。 制动蹄腹板和翼缘的厚度，轿车的约为 3mm～ 5mm；货车的约为 5mm～ 8mm。 摩擦衬片的厚度，轿车多为 ～ 5mm；货车多为 8mm 以上。 衬片可铆接或粘贴在制动蹄上，粘贴的允许其磨损厚度较大，使用寿命增长，但不易更换衬片；铆接的噪声较小 [9]。 本次制动蹄采用的材料为 Q235。 制动蹄腹板和缘翼的厚度取 6mm，摩擦衬片的厚度取 10mm。 摩擦片摩擦系数 选择摩擦片时不仅希望其摩擦系数要高些，更要求 其热稳定性要好，受温度和压力的影响要小。 不能单独地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要求，后者对蹄式制动器是非常重要的。 各种制动器用摩擦材料的摩擦系数的稳定值约为 ～ 之间，少数可达。 一般说来，摩擦系数越高的材料，其耐磨性越差。 所以在制动器设计时并非一定要追求高摩擦系数的材料。 当前国产的摩擦片材料温度低于 250 度时，保持摩擦系数在 0 .3～ 已无大问题。 因此，在假设的理想条件下计算制动器的制动力矩，取 可使计算结果接近世纪。 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。 制动摩擦材料应只有角而稳定的摩擦系数，抗热衰退性能要好，不应在温升到某一数值后摩擦系数突然急剧下降，材料应有好的耐磨性，低的吸水 (油、制动液 )率，低的压缩率、低的热传导率 (要求摩擦衬块么 300℃ 的加热板上：作用 30min 后，背板的温度不越过 190℃ )和低的热膨胀率，高的抗压、抗打、抗剪切、抗弯购性能和耐冲击性能；制动时应不产生噪声、不产生不良气味。 当前，在制动器生产中广泛采用着模压材料，它是以石棉纤维为主并均树脂粘站剂、调整摩擦性能的填充刑 (出无机粉 粒及橡胶、聚合树脂等配成 )勺噪声消除别 (主要成分为石墨 )等混合后，在高温厂模压成型的。 模压材料的挠性较差．故应按衬片或衬块规格模压 [3]。 其优点是可以选用各种不同的聚合树脂配料，使衬片或衬块具有不同的摩擦性能及其他性能。 本次设计采用的是模压材料。 制动底板的材料选择 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 19 确位置 [5]。 制功底板承受着制动器工作时的制动反力矩，因此它应有足够的刚度。 为此，由钢板冲压成形的制动底板均只有凹凸起伏的形状。 重型汽车则采用可联铸铁KTH370—12 的制动底板。 刚度不足会使制动力矩减小，踏板行程加大，衬片磨损也不均匀。 本次设计采用 KTH370—12。 制动气室的选择 制动气室有膜片式和活塞式两种。 膜片式的结构简单，对室壁的加工要求不高，无摩擦副，密封性好。 活塞式的行程较长，推力一定但有磨损，通过比较我选择膜片式制动气室。 两蹄的张开力 1p 、 2p 与制动气室的推力 Q 之间的关系由下式表示：  212 pphaQ  （ ） 式中： 2/a — 1p ， 2p 对凸轮中心的力臂， mm； h — Q 力对凸轮轴线的力臂 ， mm； 得：   1 1 7 0 23 0 87 8 5 2 246221  pphaQ N 为了输出 Q 力，制动气室的工作面积为 pQA （ ） 式中： p — 制动气室的工作压力， MPa； 得： 1 8 6 1 761 1 1 7 0 2 pQA mm2 制动气室的工作半径为 Ar （ ） 式中： A — 制动气室的工作面积， mm2 ； 得：  Ar mm 则 r 取 77mm 同一制动器各蹄产生的制动力矩 20 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，其计算公式如下 对于 增势 蹄： 39。 39。 39。 m a x ( 2 s i n 2 s i n 2 ) / 4xF P b R      （ ） 39。 39。 39。 m a x ( c o s 2 c o s 2 ) / 4yF P b R  （ ） 其中 ： 100 13039。  2039。  maxP 为压力分布不均匀时蹄片上的最大压力。 ])2s i n2s i n2()2c o s2sa r c t a n [ ( c o 239。 39。 39。 239。 39。 39。   22 )202s i n1 3 02s i ()1 3 02c o s202sa r c t a n [ ( c o    239。 39。 39。 239。 39。 39。 39。 39。 39。 1 )2s i n2s i n2()2c o s2( c o s/)]c o s( c o s4[   R 22 )202s i n1 3 02s i ()1 3 02c o s202( c o s/)]1 3 0c o s20( c o s2 1 04[  = 对于减势 蹄： 39。 39。 39。 m a x ( 2 s i n 2 s i n 2 ) / 4xF P b R      （ ） 39。 39。 39。 m a x ( c o s 2 c o s 2 ) / 4yF P b R  （ ） 式中 ： 100 13039。 39。  3039。  maxP 为压力分布不均匀时蹄片上的最大压力。 ])2s i n2s i n2()2c o s2sa r c t a n [ ( c o 239。 39。 39。 239。 39。 39。   ])302s i n1 3 02s i ()1 3 02c o s302sa r c t a n [ ( c o 22   239。 39。 39。 239。 39。 39。 39。 39。 39。 2 )2s i n2s i n2()2c o s2( c o s/)]c o s( c o s4[   R 22 )302s i n1 3 02s i ()1 3 02c o s302( c o s/)]1 3 0c o s30( c o s2 1 04[  = 增势蹄的制动力矩 21 1111139。 111 ])s in( c o s/[ BPffcfhPT Tf   3 ) i ( c o 7 0/[ 3 93 3  P = P 减势蹄的制动力矩 2222239。 222 ])s in( c o s/[ BPffcfhPT Tf   3 ) i ( c o 7 0/[ 3 53 3  P P 制动鼓上的制动力矩等于两蹄摩擦力矩之和，即 221121 BPBPTTT TfTff  凸轮张开机构的制动器由于 21 TfTf TT  ，故所需的张开力为 11  BTP f N 3 0 4 2 5 9/22  BTP f N 计算蹄式制动器必须检查蹄有无自锁的可能。 蹄式制动器的自锁条件为 0)s in( c o s 11139。   ffc 即式 139。 1139。 sinc os  ccf  成立，则不会自锁。 i i n。