載貨汽車氣壓制動系統(tǒng)設計,載貨汽車氣壓制動系統(tǒng)設計,載貨,汽車,氣壓,制動,系統(tǒng),設計 摘要 剎車系統(tǒng)伴隨著汽車的發(fā)展，也在快速發(fā)展著，而制動器作為剎車系統(tǒng)的執(zhí)行系統(tǒng)的一部分，其安全性也越來越受到現(xiàn)代人們的重視。貨車的制動系統(tǒng)多為氣壓制動，由于貨車質量很大，所以貨車的制動器質量一般也很大，在考慮制動系統(tǒng)安全性的同時，如何做到制動器結構的輕量化和選材的綠色化也正在成為個汽車廠的研究方向。 本次畢業(yè)設計，以重型貨車為設計對象，對制動系的發(fā)展做了簡單敘述，對貨車制動器的結構件進行了設計，并通過三維軟件進行了建模、運動仿真和有限元分析，檢驗了此次結構設計的合理性；然后使用CAXA電子圖板繪制了二維零件圖和裝配圖。 關鍵詞：氣壓制動；制動器；結構設計；運動仿真；有限元分析 Abstract Along with the development of automobile, brake system is also developing rapidly. As a part of brake system, the safety of brake system is paid more and more attention by modern people. The brake system of the freight car is mostly pneumatic brake. Because the quality of the truck is very large, the brake quality of the truck is generally very large, and the safety of the braking system is considered at the same time. How to achieve the light weight of brake structure and the greening of material selection is becoming the research direction of automobile factory. In this graduation design, taking heavy truck as design object, the development of brake department is briefly described, the structure of truck brake is designed, the pneumatic drive mechanism is designed, and the motion simulation is carried out through three-dimensional software. The rationality of the structural design is tested, and then two dimensional part drawing and assembly drawing are drawn with CAXA electronic drawing board. Key words: pneumatic brake; structure design; motion simulation；finite element analysis III 目錄 前言 1 1 制動系的總體設計 2 1.1制動系統(tǒng)設計要求 2 1.2制動系參數(shù)的選擇 3 1.3汽車總質量 3 1.4制動力與制動力分配系數(shù) 3 1.5制動強度與利用附著系數(shù) 7 1.6 制動器最大制動力矩 8 2 制動器的設計與計算 10 2.1鼓式制動器的主要參數(shù) 10 2.1.1制動鼓內徑D 10 2.1.2摩擦襯片寬度b及包角 11 2.1.3摩擦襯片起始角 12 2.1.4制動蹄支撐點位置坐標a和c 12 2.1.5制動器中心到張開力作用線的距離e 12 2.1.6摩擦襯片摩擦系數(shù) 12 2.2制動器主要零部件的結構設計 13 2.2.1制動鼓 13 2.2.2制動蹄 13 2.2.3摩擦襯片 13 2.2.4支承 14 2.2.5張開機構 14 2.2.6制動底板 14 2.2.7制動間隙調整方法及相應機構 14 2.3鼓式制動器的計算 15 2.3.1計算蹄片上的制動力矩 15 2.3.2檢查制動蹄有無自鎖 17 2.4襯片磨損特性的計算 18 2.5駐車制動計算 19 3氣壓制動驅動機構的設計計算 21 3.1氣壓制動驅動機構的基本組成 21 3.1.1供能裝置 21 3.1.2控制裝置 21 3.1.3制動氣室 21 3.2氣壓驅動機構的基本原理 21 3.3制動氣室的設計計算 22 3.4氣管直徑的選擇 24 4制動器的建模與運動仿真 25 4.1零件的建模 25 4.1.1制動蹄的建模 25 4.1.2制動底板的建模 26 4.1.3制動鼓的建模 27 4.1.4凸輪軸的建模 28 4.1.5擋塵板的建模 29 4.1.6摩擦襯片的建模 30 4.2零件的裝配 30 4.3制作爆炸視圖 32 4.4運動仿真分析 33 5對制動鼓的溫度場的有限元分析 35 5.1操作流程 35 5.2結果分析 36 6技術經(jīng)濟性分析 39 7結論 40 致謝 41 參考文獻 42 前言 自從汽車誕生以來，剎車系統(tǒng)也隨著汽車的發(fā)展而逐步地發(fā)展著。制動器作為剎車系的一部分，也在隨之的發(fā)展著，剎車系統(tǒng)的安全性一直是人們關注的終點。從目前制動器的發(fā)展來看，制動器會越來越系統(tǒng)化，而且也會逐步變成了模塊化生產(chǎn)。制動器生產(chǎn)材料的選擇也在朝著輕量化和綠色無污染的方向發(fā)展。除去將制動系的安全性作為人們選車時的第一考慮要素外，由于人們綠色環(huán)保意識的提升，對汽車污染排放物的要求也越來越高，隨之而來的是，制動系統(tǒng)選材也更加環(huán)保，而且因摩擦而產(chǎn)生的排放物也越來越少、越來越安全。 目前，制動器的樣式五花八門，樣式非常的多，但是，基本上都是朝著輕量化的方向去發(fā)展的。在以后的設計中，也會更加突出對制動器結構的設計，如何既能保持制動器應有的強度，又能做到結構的輕量化和摩擦產(chǎn)物無污染，會成為以后各汽車制造廠更加注重的研究方向。 1 制動系的總體設計 1.1 制動系統(tǒng)設計要求 能夠使汽車以合適的減速度降低車速，從而使汽車逐漸減速至停車；在下坡行駛時，能夠使汽車維持合適且穩(wěn)定的行車速度；使汽車能夠可靠地停在原地或者各種不同的坡道上，這些便是汽車制動系的這便是主要功用。 制動系通常應該使用兩套相互獨立制動裝置，主要分為行車制動裝置和駐車制動裝置。行車制動裝置主要用來維持合適且穩(wěn)定的行車速度，駐車制動裝置則主要用來保持在不同路況停車時的可靠性。 設計制動系時應滿足如下要求： 1） 需要有足夠的制動效能。即制動距離和制動減速度必須合適且滿足要求。 2） 需要保證制動時汽車方向的穩(wěn)定性，也即汽車在任何速度下制動的時候，能夠不發(fā)生側滑、跑偏及喪失轉向能力的性能。 3） 制動系能夠保持一定的抗熱衰退性能，也即保持制動效能的穩(wěn)定性。 4） 防止污水和淤泥等會破壞制動器制動性能的雜物進入制動器表面。 5） 制動系應該使駕駛員操縱輕靈且方便，并且能夠具有很好的隨動性。 6） 制動系在制動的時候產(chǎn)生的噪聲應該越小越好，同時應該盡量降低制動系散發(fā)出的石棉纖維等對人體有害的物質，從而降低公共危害。 7） 作用滯后性應該盡可能的好。作用滯后性指的是制動系的制動反應時間，它的評價指標是制動踏板開始動作至達到所給定的制動效能所需要的時間。汽車氣壓制動的反應時間一般都比較長，但是規(guī)定不能超過0.6s； 8） 摩擦襯片應該具有足夠長的工作壽命。 9） 在摩擦副產(chǎn)生一定量的磨損后，制動系應該具有能夠消除因為磨損而產(chǎn)生間隙的調整機構，并且該調整機構調整間隙時應該盡可能簡單輕便，最好是能夠設置一個可以自動調整間隙的機構。 10） 制動系應該裝有喇叭或指示燈等報警裝置，以便在制動系的任何元件發(fā)生故障使制動系的制動能力減弱甚至喪失之前，報警裝置可以及時給駕駛員一個報警提示，從而減少危險的發(fā)生。 1.2 制動系參數(shù)的選擇 貨車的主要參數(shù) 長寬高（mm） 軸 距（mm） 前 輪 距（mm） 1982 后 輪 距（mm） 1812 最小離地間隙（mm）263 整車整備質量（kg）11000 最大裝載質量（kg）15000 質心距前軸（mm）5125 質心距后軸（mm）2450 最 高 車 速（km/h）90 質心高度 (mm) 空載 890mm 滿載 1600mm 1.3汽車總質量 汽車的總質量指的是所有設備都完整，并且載滿客貨時的汽車質量： =11000+15000=26000kg 1.4制動力與制動力分配系數(shù) 汽車在制動的時后，如果忽略滾動阻力偶矩、減速時的慣性力和慣性力偶矩等，那么對于任一的汽車車輪，它的力矩平衡方程為： （1-1） 式中： —制動器對車輪作用的制動力矩，單位； —地面作用于車輪上的制動力，單位N ； —車輪有效半徑，單位m ；初選約為0.49m。 則代入數(shù)據(jù)得： 令 （1-2） 把叫做制動器制動力，由式（1-2）可以知道，制動器制動力是由制動器的制動結構的一些特定參數(shù)來決定，也即的大小主要是由制動器的具體形狀、結構尺寸、制動器摩擦副的摩擦因數(shù)以及車輪半徑等來決定，同時與制動踏板力，也即與制動系的液壓或著空氣壓力成正比。汽車車輪在滾動的時候，當制動踏板力不大的時候，地面制動力等于制動器制動力，而且地面制動力會隨著踏板力的增長成正比地增長（見圖1-1）。但是地面制動力是滑動摩擦的約束反力，所以地面制動力的值不可以超過附著力，也即： （1-3） 或著說最大地面制動力為： （1-4） 式中:—附著系數(shù)； —地面對車輪的法向反作用力。 當踏板力上升到某一數(shù)值時，地面制動力達到附著力，汽車車輪就會被抱死繼而會出現(xiàn)拖滑的現(xiàn)象，然后制動器的摩擦力矩就成為了靜摩擦力矩。在地面制動力達到附著力值后就不在繼續(xù)增大，但是制動器制動力由于踏板力的增大使摩擦力矩增大而繼續(xù)上升。 圖1-1 制動過程中地面制動力、制動器制動力及附著力的關系 Fig. 1-1 relationship between ground braking force, brake force and adhesion during braking 當時，，附著利用率最高，一般貨車的，故此次設計貨車的同步附著系數(shù)取。 則汽車減速度為： 在汽車制動的時候，根據(jù)汽車的受力分析，可求得地面對前軸車輪和后軸車輪的法向反力分別為和： （1-5） （1-6） 式中：—汽車所受重力 —汽車軸距 —汽車質心離后軸距離 —汽車質心離后軸距離 —汽車質心高度 —重力加速度 —汽車的制動減速度 代入數(shù)據(jù)計算得： 前軸車輪的附著力為： （1-7） 代入數(shù)據(jù)計算得： 后軸車輪的附著力為： （1-8） 代入數(shù)據(jù)計算得： 當汽車各車輪制動器的制動力足夠時，根據(jù)汽車前、后軸的軸荷分配，前、后車輪制動器制動力的分配、道路附著系數(shù)和坡度情況等，制動過程可能出現(xiàn)的情況有三種，即： 1）前輪先抱死拖滑，然后后輪再抱死拖滑； 2）后輪先抱死拖滑，然后前輪再抱死拖滑； 3）前、后輪同時抱死拖滑。 對于第一種汽車制動情況，雖然是一種穩(wěn)定工況，但是會失去轉向的能力；對于第二種汽車制動情況，汽車在制動時容易發(fā)生后軸側滑，使得汽車失去方向穩(wěn)定性；對于第三種汽車制動情況，雖然也會失去轉向能力，但是也是一種穩(wěn)定工況，而且附著條件的利用情況也很好。 在任何附著系數(shù)的路面上，前、后車輪同時抱死即前、后軸車輪附著力同時被充分利用的條件是： （1-9） （1-10） （1-11） 將式（1-7）和（1-8）代入式（1-10）、（1-11）得 （1-12） 將式（1-9）代入（1-12）中，整理得： （1-13） 由式（1-13)畫成的曲線，即為前、后輪同時抱死時前、后輪制動器制動力的關系曲線—理想的前、后前后輪制動器制動力分配曲線，簡稱I曲線，如圖： 圖1-2 滿載與空載時理想的前、后輪制動器制動力分配曲線 Fig.1-2 braking force distribution curve of front and rear wheel brakes with full load and no load 常用前與之比來表明分配的比例，稱為汽車制動器制動力分配系數(shù)，并用符號β表示，即： （1-14） 故 ， （1-15） 且 （1-16） 將式（1-12）代入式（1-16）得： （1-17） 整理得： （1-18） 代入數(shù)據(jù)計算得： 1.5制動強度與利用附著系數(shù) 附著條件的利用情況可以用附著系數(shù)利用率 來表達，可定義為： （1-19） 根據(jù)式（1-18）,可得到前、后車輪的制動器制動力和： （1-20） （1-21） 當時，，，故 ，， 當時，最大總制動力取決于前輪先抱死的條件，即。 代入數(shù)據(jù)計算得： 當時，最大總制動力取決于后輪先抱死的條件，即。 代入數(shù)據(jù)計算得： 1.6 制動器最大制動力矩 最大制動力是在汽車附著質量被完全利用的條件下獲得的，此時制動力與地面作用于車輪的法向力、成正比。前、后輪同時抱死時的制動力之比為： （1-22） 代入數(shù)據(jù)計算得： 制動器所能產(chǎn)生的制動力矩受到車輪的計算力矩所制約，即： （1-23） （1-24） 則前、后軸的車輪制動器所能產(chǎn)生的最大制動力矩為： （1-25） （1-26） 代入數(shù)據(jù)計算得： 2 制動器的設計與計算 2.1 鼓式制動器的主要參數(shù) 2.1.1 制動鼓內徑D 輸入力一定時，制動鼓內徑越大，則制動力矩越大，且散熱能力也越強。但 的增大（圖2-1）受輪輞內徑限制，制動鼓與輪輞之間應保持足夠的間隙，通常要求該間隙不小于20mm，否則不僅制動鼓散熱條件太差，而且輪輞受熱后可能粘住內胎或烤壞氣門嘴。制動鼓應有足夠的壁厚，用來保證有較大的剛度和熱容量，以減少制動時的溫升。制動鼓的直徑小，剛度就大，并有利于保證制動鼓的加工精度。 圖2-1 鼓式制動器主要幾何參數(shù) Fig. 2-1 main geometric parameters of drum brake 制動鼓直徑與輪輞直徑之比的范圍如下： 貨車： 商用車： 轎車制動鼓內徑一般比輪輞外徑小125mm-150mm，載貨汽車和客車的制動鼓內徑一般比輪輞外徑小80mm-100mm。對于深槽輪輞由于其中間深陷部分的尺寸比輪輞名義直徑小得多，所以其制動鼓與輪輞之間的間隙有所減小應予注意。設計時亦可按輪輞直徑初步確定制動鼓內徑如表2-1： 表2-1 制動鼓最大內徑 Tablet .2-1 The largest diameter brake drum 輪輞直徑/in 12 13 14 16 20,22.5 制動鼓最大直徑/mm 轎車 180 200 240 - - 貨車、客車 220 240 260 320 420 在設計的時候，為20英寸，則=20×25.4mm=508mm。 則選取=415mm，則=415/508=0.817，因此，制動鼓內徑的選擇符合要求。 故制動鼓內徑D取為415mm。 2.1.2摩擦襯片寬度b及包角 試驗表明，摩擦襯片包角 時磨損最小，制動鼓的溫度也最低，而制動效能則最高。減小雖有利于散熱，但由于單位壓力過高將加速磨損。包角一般不宜大于120°，因為過大不僅不利于散熱，而且易使制動作用不平順，甚至可能發(fā)生自鎖。 故初選。 摩擦襯片寬度尺寸的選取對摩擦襯片的使用壽命有影響。襯片寬度b的尺寸取窄些，則磨損速度快，襯片壽命短；若襯片寬度尺寸取寬些 ，則質量大，不易加工，并且增加了成本。 制動鼓半徑R確定后，襯片的摩擦面積為。制動器各蹄襯片總的摩擦面積越大，制動時所受單位面積的正壓力和能量負荷越小，從而磨損特性越好。 根據(jù)統(tǒng)計資料分析，單個車輪蹄式制動器總的襯片摩擦面積隨汽車總重而增加具體數(shù)如表2-2。 表2-2 摩擦襯片面積 Tablet.2-2 Friction lining area 汽車類別 汽車總重力G/KN 單個制動器的襯片摩擦面積A/cm 轎車 9-15 15-25 100-200 200-300 貨車 10-15 15-25 25-35 35-70 70-120 120-170 100-200 150-250 250-400 300-650 550-1000 600-1500 此次設計中，制動蹄摩擦襯片寬度b暫取為180mm。 由式 則單個制動器的摩擦襯片的摩擦面積為。由表2-2知摩擦襯片寬度b的選取合理。 2.1.3 摩擦襯片起始角 通常將襯片布置在的中央，即令： 2.1.4 制動蹄支撐點位置坐標a和c 在保證兩蹄支撐端毛面不致互相干涉的條件下，應使距離a盡可能地大而c盡可能小，初步設計時可暫取左右。故取，。 2.1.5 制動器中心到張開力作用線的距離e 在保證輪缸或制動凸輪能夠布置于制動鼓內的條件下，應使距離e盡可能大，以提高制動效能。初步設計時暫定左右，故取 2.1.6 摩擦襯片摩擦系數(shù) 不能夠盲目地選擇使用摩擦系數(shù)很高的摩擦材料，要根據(jù)所設計車輛的具體情況來選擇適當摩擦系數(shù)的摩擦材料。 故此次設計中摩擦襯片的摩擦系數(shù)選取為0.4。 2.2 制動器主要零部件的結構設計 2.2.1 制動鼓 設計制動鼓時，需要注意，制動鼓應該具有足夠的剛性和大的熱容量，并且能夠與摩擦襯片很好地配合在一起。 制動鼓一般有鑄造的和組合式兩種。鑄造制動鼓的選材通常以灰鐵居多，灰鐵鑄造具有良好的鑄造性能、良好的耐磨性、良好的切削加工功能等優(yōu)點。 為防止制動鼓在工作的時候因承受載荷而發(fā)生變形，通常會在制動鼓的外圓周部分鑄造肋板，用來增強剛度，并能過增加散熱效果。制動鼓厚度的選取，要考慮它的強度和剛度。對商用車，制動鼓壁厚通常取為13～18mm。 本次設計選擇鑄造制動鼓，制動鼓壁厚選為16mm。 2.2.2 制動蹄 對于總質量較大的商用車，制動蹄通常用鑄鐵、鑄鋼或鑄鋁合金等鑄成。制動蹄的斷面形狀和尺寸應該使制動蹄保持足夠的剛度，從而保證制動蹄工作的安全性與可靠性。重型載貨汽車制動蹄的斷面通常有工字形、山字形等不同形狀。本次設計選用鑄造制動蹄，制動蹄的斷面為工字形。 制動蹄翼緣的厚度與車型有關，商用車通常為5～10mm。故本次設計翼緣厚度選取為10mm。 2.2.3 摩擦襯片 摩擦襯片的材料應具有如下幾種特性： 摩擦材料的耐磨性是其使用壽命的反應，也是衡量摩擦材料耐用程度的重要經(jīng)濟技術指標。耐磨性越好，表示它的使用壽命越長。 摩擦襯片的材料應具有如下幾種特性： （1） 具有一定的穩(wěn)定的摩擦因數(shù)。 （2） 具有良好的耐磨性。 （3） 要盡可能小的壓縮率和膨脹率。 （4） 制動時不易產(chǎn)生噪聲，對環(huán)境無污染。 （5） 應該采用對人體無害的摩擦材料。 （6） 應當具有較高的耐擠壓強度和沖擊強度，以及足夠的抗剪切能力。 本次設計摩擦襯片選擇半金屬摩阻材料，雖然該材料制造工藝復雜、成本高，但是具有耐熱性高、摩擦性能穩(wěn)定等優(yōu)點，這對質量較大的貨車來說是十分重要的，故而選擇該材料，摩擦襯片的厚度取為10mm。摩擦襯片與制動蹄的連接方式選為鉚接，鉚接可以降低部分噪聲。 2.2.4 支承 兩自由度制動蹄的支承，結構十分簡單，并且能夠使制動蹄相對制動鼓進行自動的定位。本次畢業(yè)設計選用的支撐銷是由45號鋼制造并經(jīng)過淬火處理，以滿足其工作性能要求。 2.2.5 張開機構 本次畢業(yè)設計中制動器的張開機構采用的是凸輪張開機構。凸輪容易磨損，為了降低凸輪的磨損、提高使用壽命，需要提高凸輪的表面硬度。 2.2.6 制動底板 制動底板是用來安裝擋塵板、固定凸輪軸和制動蹄等部分零件的基體，在對制動底板進行尺寸設計設計的時候，需要保證每個零件安裝位置的合理性，使其他各個零部能夠正常工作，不能夠出現(xiàn)干涉的現(xiàn)象。 制動器在工作的時候，制動底板承受著很大的制動反力矩，因次制動底板必須有足夠的強度和剛度。制動底板通常由鋼板沖壓成凹凸起伏的形狀。本設計采用的是可鍛鑄鐵HT250沖壓而成的制動底板。 2.2.7 制動間隙調整方法及相應機構 不工作的時候，制動蹄在起始位置，此時制動器的摩擦襯片與制動鼓之間需要有一個適當?shù)拈g隙，該間隙的初始值由汽車廠家來規(guī)定，通常是在0.25～0.5mm之間。在任何制動器的摩擦副中，如果這一制動間隙如果過小，就會使得制動解除的不夠徹底，從而導致摩擦副的拖磨；而這一制動間隙過大的話，又將使得制動踏板的行程過長，而導致駕駛人員的操縱不方便，同時也會導致制動器開始起作用的時刻被延后。 制動器在經(jīng)歷了長時間的工作過程后，摩擦襯片也會不斷的磨損，這種磨損也將會導致這一制動器間隙的逐漸增大，因此需要在制動器上裝有調整該制動間隙的結構。 制動器使用凸輪張開裝置時，通過轉動凸輪相對于制動臂的位置，從而實現(xiàn)對制動器的工作間隙的調整，而制動臂的位置則保持不變。凸輪位置的改變是靠裝在臂上的渦輪蝸桿副來實現(xiàn)的，調整渦輪以內花建與制動凸輪軸的外花建相連接。轉動蝸桿，就可以使得調整臂的相對位置不變的情況下，通過渦輪制動凸輪的使制動凸輪軸轉過一定的角度，從而改變制動凸輪的原始位置。 本次畢業(yè)設計的制動器間隙取為0.3mm。 2.3鼓式制動器的計算 2.3.1 計算蹄片上的制動力矩 假設制動蹄的制動力矩和效能因數(shù)分別為和，輸入張開力，制動鼓半徑為，則 （2-1） 效能因數(shù)是單位為1的系數(shù)。對于一定結構型式的制動蹄，只要已知制動鼓轉向，制動蹄的主要幾何參數(shù)的相對值（即這些參數(shù)與之比）以及摩擦系數(shù)，該蹄的即可確定。然后根據(jù)既定的和值求。 （1）領蹄 根據(jù)數(shù)學推導得領蹄效能因數(shù)為： （2-2） 式中： 代入數(shù)據(jù)計算得： 則計算得： （2） 從蹄 根據(jù)數(shù)學推導得領蹄效能因數(shù)為: （2-3） 式中： 代入數(shù)據(jù)計算得： 得 則： 而凸輪張開機構，張開力F可由制動蹄上的力矩平衡方程求出： （2-4） 代入數(shù)據(jù)計算得： 汽車制動力總和F與整車質量m的百分比： 所以本次設計的制動器的制動力符合標準。 將以上各數(shù)據(jù)代入式（2-1）得： 2.3.2檢查制動蹄有無自鎖 在設計鼓式制動器時，必須對制動蹄有無自鎖現(xiàn)象進行檢查。 若，就不會產(chǎn)生自鎖現(xiàn)象。 式中， 該式中 代入數(shù)據(jù)得 則 故不會產(chǎn)生自鎖現(xiàn)象。 2.4 襯片磨損特性的計算 汽車在的制動的過程中，是將汽車機械能的一部分轉變?yōu)闊崮芏纳⒌倪^程。在制動強度很大的緊急制動過程中，制動器幾乎承擔了耗散汽車全部動能耗散的任務。此時，由于在短時間內摩擦產(chǎn)生的熱量來不及釋放到大氣中，而使制動器的溫度升高，這就是制動器的能量負荷。能量負荷越大，則摩擦襯片的磨損也越嚴重。 制動器的能量負荷通常以其比能量耗散率作為評價指標。比能量耗散率表示單位摩擦面積在單位時間內耗散的能量，單位為。 汽車的單個的比能量耗散率為： (2-5) 單個的比能量耗散率為： (2-6) 式中：為汽車總質量（t）， 為汽車系數(shù)，緊急制動停車時，認為 為制動，對于總質量3.5t以上的貨車：v1=65Km/h(18m/s) 為制動，計算時一般取 、為前、后制動器襯片的摩擦面積 為制動時間， 為制動力分配系數(shù)， 代入數(shù)據(jù)計算得： 故符合規(guī)定。 2.5駐車制動計算 現(xiàn)代的汽車由于車速的提高，對應急制動的可靠性要求比以前更加嚴格。因此，在載貨汽車上，多在后輪制動器上附加手操縱的機械式驅動機構，使之兼起駐車制動和應急制動的作用，從而取消了中央制動器。 下圖3-2 為汽車在上坡路上停駐時的受力情況： 圖2-2 受力示意圖 Fig. 2-2 Force diagram （1） 駐車制動 上坡駐車時后橋的附著力為： (2-7) 下坡駐車時后橋附著力為: (2-8) 則上坡時的極限坡路傾角， 可以求得： (2-9) 解得 代入數(shù)據(jù)得 同理得下坡時得極限坡路傾角為: 通常，汽車的最大停駐坡度不應小于16％～20％，經(jīng)驗算與均符合要求。 3氣壓制動驅動機構的設計計算 3.1 氣壓制動驅動機構的基本組成 3.1.1供能裝置 （1） 空氣壓縮機。作用是產(chǎn)生壓縮空氣，是整個制動系統(tǒng)的動力源，由曲軸帶輪通過V帶驅動，發(fā)動機運轉時壓縮機隨之運轉，產(chǎn)生壓縮空氣經(jīng)管路傳送到儲氣筒。 （2） 儲氣筒。作用是儲存壓縮空氣，在氣壓制動系統(tǒng)中屬于儲能裝置，儲氣筒上應安裝氣壓保護裝置、限壓裝置和用于排出儲氣筒內雜質和水分的裝置。 （3） 調壓閥。作用是使儲氣筒的氣壓保持在規(guī)定的范圍內，并在超過規(guī)定氣壓值后，實現(xiàn)空氣壓縮機的卸荷空轉，以減少發(fā)動機的功率消耗。 （4） 干燥器。作用是將壓縮空氣中的水蒸氣分離開來，以免引起金屬組件的銹蝕、橡膠密封件龜裂、潤滑油脂失效分解及管路堵塞等故障。 （5） 四回路保護閥。作用是隔離多回路氣壓制系統(tǒng)中的各個回路，當有一條回路漏氣而使氣壓不足或者氣壓為零時，仍能保持其余回路中有一定的安全制動氣壓。 3.1.2 控制裝置 （1） 制動踏板傳動裝置實際上就是一套杠桿機構，主要作用是承載駕駛員腳上的作用力并傳導至制動總泵，控制總泵的開啟與閉合。 （2） 制動閥置于儲氣筒與制動氣室之間，并靠近制動踏板處，用于控制通向制動氣室的壓縮空氣的流量和壓力，并起到隨動作用。 （3） 快放閥的作用是迅速排放制動氣室中的壓縮空氣，以便迅速解除制動。 （4）繼動閥的作用是使壓縮空氣不流經(jīng)制動閥而直接充入氣室，以縮短供氣路線，減少制動滯后時間。 3.1.3 制動氣室 將空氣壓縮機產(chǎn)生的空氣壓力轉變成使凸輪轉動的推力，同時能夠使車輪的制動器產(chǎn)生足夠的制動力矩，這就是制動氣室的主要主要作用。 3.2 氣壓驅動機構的基本原理 在氣壓制動系統(tǒng)中，為了保證汽車行駛的安全性，氣壓制動系一般采用雙回路制動系統(tǒng)，即所有行車制動的氣壓管路分屬于兩個獨立的回路，即使其中一個制動回路失效，還可以利用另一個制動回路獲得制動力。 圖3-1氣壓雙回路制動系示意圖 Fig3-1.Schematic diagram of dual-circuit brake system pressure 1—壓縮機；2—氣壓調節(jié)閥；3—濕儲氣筒；4—放水閥；5—四回路保護閥；6—主儲氣筒；7、8、9—報警開關；10—排氣制動閥；11—電磁閥；12—手控閥；13—前制動器室；14、20—快放閥；15—制動閥；16—氣壓表；17—雙向閥；18—感載閥；19—彈簧制動氣室；21—掛車控制閥；22—分離開關；23—連接頭 該制動系統(tǒng)即為雙回路制動系統(tǒng)，由雙腔串聯(lián)制動閥來完成。由空氣壓縮機1輸出的壓縮空氣，首先經(jīng)過氣壓調節(jié)閥2進入到濕儲氣筒3，進行油水分離，然后經(jīng)四回路保護閥5，分為兩個回路，分別進入到主儲氣筒6的兩個氣室，左邊氣室的壓縮空氣經(jīng)控制閥15 和快放閥14，通向前制動器室13，右邊制動氣室的壓縮空氣經(jīng)感載閥18、雙向閥17和快放閥20，通向彈簧制動氣室19。掛車和手控閥直接從四回路保護閥取氣。感載閥固定在車架上，與設置在車橋上的固定點用鋼絲繩連接，該閥可隨汽車軸荷的變化，自動調節(jié)分室氣壓，以保證制動強度與軸荷相適應，從而達到汽車在各種載荷的減速度下的制動穩(wěn)定性。當其中一個回路因故障而失效時，另一個回路可以正常工作，以保證汽車有一定的制動能力，從而提高了汽車的行駛安全性。 發(fā)動機運轉時，空氣壓縮機隨之運轉，空氣壓縮機以達到的壓縮空氣向儲氣罐充氣，但由調壓器調定的儲氣罐壓力通常為0.67～0.73，而安全閥所限定的儲氣罐的最高壓力通常為0.81左右，當儲氣筒內的壓力高于該值時，調壓閥的排氣閥門打開，停止向儲氣筒供氣。 3.3 制動氣室的設計計算 膜片式的、、質量輕、對室壁的加工精度要求不高、壓縮空氣消耗量少、摩擦部分少、密封性較好等優(yōu)點。 故本次設計采用的是膜片式制動氣室， 氣室推力由兩部分組成，第一部分是推盤施加于推桿上的力： （3-1） 第二部分是膜片在環(huán)面積上受壓后施加于推桿上的力： （3-2） 將,代入式（3-1）和（3-2）得： （3-3） 式中-膜片氣室的有效面積，單位。 氣室殼體夾持膜片處內徑，單位。 推盤直徑，單位。 根據(jù)表3-1，選擇型號為30的制動氣室。 表3-1膜片式制動氣室的參數(shù) Tablet. 3-1 Diaphragm brake chamber parameters 型號 D （mm） d （mm） d/D 有效面積 （） 推桿最大行程（mm） 16 120 95 0.792 95 55 24 160 125 0.781 145 55 30 180 140 0.778 200 60 代入數(shù)據(jù)得，故合適。 根據(jù)制動蹄的和凸輪的相關參數(shù)，可知,可設計為225mm。 制動氣室推桿行程為： = （3-4） 式中-行程儲備系數(shù)，考慮到磨損因素，取。 代入數(shù)據(jù)計算得: 因此符合要求。 繼續(xù)計算制動氣室工作容積。 （3-5） 代入數(shù)據(jù)計算得： 3.4氣管直徑的選擇 氣壓制動系統(tǒng)中，連接管路直徑的選擇，對氣壓制動系統(tǒng)的工作有很大影響。 空氣壓縮機出氣率小于80時，選擇內徑為10mm的氣管。出氣率大于80且小于200時，選用內徑15mm的氣管。當出氣率超過200，且管長大于2.5m時，氣管內徑應該不小于22mm。管接頭等零部件采用標準件，不需要另行設計。 4制動器的建模與運動仿真 4.1零件的建模 4.1.1制動蹄的建模 1）在UG NX 10.0的主頁上，新建一個“zhidongti.prt”的文件。 2)選擇X-Y平面為草圖繪制平面，繪制制動蹄側面草圖，然后根據(jù)零件的具體尺寸，設置具體參數(shù)，分次完成“拉伸”、“打孔”等指令。 3)找到“鏡像特征”的指令，選中已完成的部分進行鏡像，完成對制動蹄的另一半的繪制。 4)建立新的基準平面，在“菜單”欄找到“肋板”的指令，按照指令，先繪制草圖，然后完成對制動蹄一側肋板的繪制，再進行“鏡像特征”的指令，完成對制動蹄另一側肋板的繪制。 5)建立新的草圖平面，找到制動蹄背部各個孔的位置，完成草圖后，按照對該孔的設計要求，設定相應參數(shù)，對制動蹄背部的進行打孔處理，從而完成對制動蹄背部孔的繪制。 6)建立新的草圖平面，繪制需要吊掛彈簧處吊孔的草圖，繪制完成后，按照設計要求，設置對應參數(shù)，使用拉伸指令，完成對該吊孔的拉伸。 7）最后，按照制動蹄的設計要求，對制動蹄的細節(jié)部分進行倒圓角等處理，并最終完成對制動蹄的繪制。如下圖4-1： 圖4-1 建立制動蹄模型 Fig. 4-1 Establishment of brake shoe model 4.1.2 制動底板的建模 1） 在UG NX 10.0的主頁上，新建一個“zhidongdiban.prt”的文件。 2）選擇X-Y平面為草圖繪制平面，繪制制動底板的背部草圖，然后根據(jù)制動底板的具體尺寸，設置相應的參數(shù)，分次完成“拉伸”、“打孔”等指令。如下圖4-2： 圖4-2 制動底板的一部分 Fig. 4-2 part of brake bottom 3）建立新的基準平面，以此基準平面為草圖平面，繪制草圖，然后按照制動底板的設計要求，設置拉伸參數(shù)，拉伸出階梯凸臺。 4) 選取該階梯凸臺的商標便為新的草圖平面，繪制草圖，找到安裝銷軸的孔的位置，使用打孔指令，設置相應參數(shù)，完成對該銷軸孔的建模。 5）依然選取該階梯凸臺的上表面為新的基準平面，在該基準平面上，按照設計參數(shù)拉伸出一個新的凸臺。 6）選取該凸臺的上表面為新的基準平面，在該基準平面中，繪制螺紋孔的位置，然后按照設計要求，先使用打孔指令，對該空進行建模；之后，在左上角的“菜單”欄中，找到“螺紋”指令，在剛才建模的孔里，建模出內螺紋。 7) 再分別選擇不同的草圖平面，繪制制動底板上的不同工作孔的中心點的位置，按照設要求，設置不同的參數(shù)，使用打孔命令，對各個工作孔進行建模，最終完成對所有孔的建模。 8) 最后，按照對制動底板的設計要求，進行倒圓角等細節(jié)處理，并最終完成對制動底板的建模，如下圖4-3： 圖4-3 建立制動底板模型 Fig. 4-3 a model of brake floor 4.1.3制動鼓的建模 1) 在UG NX 10.0的主頁上，新建一個“zhidonggu.prt”的文件。 2) 選擇X-Y平面為草圖繪制平面，繪制制動鼓的側面草圖。如下圖4-4： 圖4-4 制動鼓草圖 Fig. 4-4 draft brake drum 3) 在左上角的“菜單”欄找到“旋轉”指令，選中剛才繪制的草圖線，進行旋轉，旋轉一周，得到制動鼓的輪廓外形。 4) 選擇制動鼓的底面為新的草圖平面，按照設計，繪制需要打孔的各個草圖中心點，然后找到“孔”指令，設置相應的參數(shù)，完成對各個孔的建模。 5) 最后，按照制動鼓的設計要求，對制動鼓進行倒圓角等細節(jié)處理，最終完成對制動鼓的繪制。如下圖4-3： 圖4-5 制動鼓的建模 Fig. 4-5 Modeling of brake drum 4.1.4 凸輪軸的建模 1） 在UG NX 10.0的主頁上，新建一個“tulunzhou.prt”的文件。 2） 選擇X-Y平面為草圖繪制平面,繪制凸輪外部輪廓，然后選擇“拉伸”指令，按照設計，設置具體參數(shù)，對草圖曲線進行拉伸，先完成對凸輪的建模。 3） 重新選擇基準面，繼續(xù)使用“拉伸”指令，按照對凸輪軸的設計，分別設置相對應的參數(shù)，對凸輪后面的幾段軸徑分別進行不同長度的拉伸。 4） 在最后一段軸徑上，需要繪制外花建。先選擇基準面，繪制草圖，然后進行拉伸，得到花鍵的一個齒，再根據(jù)設計要求，設置具體參數(shù)，使用“陣列特征”的指令，對剛才繪制的花鍵齒進行圓周陣列，從而得到完整的外花建。 5） 最后，按照凸輪軸的設計要求，對凸輪軸進行倒圓角等細節(jié)處理，最終完成對凸輪軸的建模。如下圖4-6： 圖4-6 凸輪軸的建模 Fig.4-6 Modeling of camshaft 4.1.5擋塵板的建模 1）在UG NX 10.0的主頁上，新建一個“dangchenban.prt”的文件。 2）在菜單欄，點擊插入，再點擊設計特征，插入一個圓柱體，選擇X-Y平面作為放置該圓柱體平面。 3）在圓柱體的頂面新建一個基準平面，在草圖原點處打孔。 4）在圓柱體的底面新建一個基準平面，繪制草圖，找到其他各工作孔的中心點的位置，然后進行打孔。 5）最后，按照設計要求，對擋塵板的其他位置進行面倒圓等細節(jié)處理。最終完成對擋塵板的建模。最終結構如下圖4-7： 圖4-7 擋塵板的建模 Fig. 4-7 Modeling of dust screen 4.1.6摩擦襯片的建模 1） 在UG NX 10.0的主頁上，新建一個“mocachenpian.prt”的文件。 2） 選擇X-Y平面為草圖繪制平面，繪制草圖；然后根據(jù)自己的設計，來設置參數(shù)，對草圖曲線進行拉伸。 3） 建立新的基準平面，繪制草圖，找到摩擦襯片背部各個孔的位置，然后點開“打孔”指令，打出這些孔。 4） 進行顏色渲染，最終完成對摩擦襯片的建模。如下圖4-8： 圖4-8 摩擦襯片的建模 Fig. 4-8 Modeling of friction linings 再用以上的方法，結合設計參數(shù)和各種指令完成對支撐銷、開口銷、彈簧、墊片卡片等小的零部件的建模。 4.2零件的裝配 在各個零件的模型建立完成以后，需要將它們裝配在一起。模型的裝配是通過模型裝配對話框來實現(xiàn)的。通過裝配，可以看出自己設計的零件是否會產(chǎn)生干涉現(xiàn)象，然后根據(jù)具體的干涉情況，對零件進行不同程度的修改與設計，從而消除干涉，使得自己的設計更加合理。 1） 在UG NX 10.0主頁的裝配模塊中，建立“zhuangpeitu.prt”的文件。 2） 分次序導入各個零件的建模，然后進行裝配。首先導入制動底板和制動蹄的建模；將兩個組件移動到合適的位置，在工具欄上方找到找到裝配約束，點開裝配約束，然后選擇“同心”約束，就可以完成對制動蹄和制動底板的約束裝配。 3） 然后再依次導入摩擦襯片、支撐銷、開口銷、支撐銷襯套、卡片、螺栓、墊片等零件的建模。先將新添加的各個零件進行移動，將之移動到合適的位置。再使用“同心”約束，完成對制動蹄與支撐銷襯套的約束裝配，繼續(xù)使用“同心”約束，完成對支撐銷與支撐銷襯套的約束裝配；再使用“接觸對齊”約束，使支撐銷和開口銷進行裝配；然后繼續(xù)使用“接觸對齊”約束，來裝配摩擦襯片和摩制動蹄，選擇兩者的接觸面進行接觸對齊的裝配約束，從而完成兩者的約束裝配；同樣地，使用“同心”約束，對卡片和制動底板進行約束裝配；使用“接觸對齊”約束，對卡片和墊片進行約束裝配；最后是對螺栓的裝配，該處螺栓的作用是用來固定卡片，從而達到緊固支撐銷的目的，繼續(xù)使用“同心”約束，對墊片和螺栓進行裝配。該部分的裝配完成后，結果如圖4-9： 圖4-9 第一部分裝配圖 Fig. 4-9 Assembly drawings part I 4） 完成前面的裝配后，繼續(xù)添加凸輪軸、凸輪軸套、墊片、擋塵板、螺栓、螺母等零部件的建模。同樣地，先對新添加的各個零件進行移動，將它們都移動至各自合適的位置，再進行各自的裝配。先使用“同心”約束，對制動底板和凸輪軸套進行約束裝配，再使用“同心”約束，對凸輪軸套和凸輪軸墊片進行約束裝配，繼續(xù)使用“同心”約束，對凸輪軸和凸輪軸墊片進行約束裝配；然后就是對擋塵板的裝配，同時使用“同心”和“接觸對齊”的約束，對擋塵板和制動底板的約束裝配。最后是對螺栓的裝配，該處螺栓的作用主要是用來將擋塵板固定在制動底板上，使用“同心”約束，將四個螺栓與制動底板一一進行約束。至此，該步裝配完成，結果如下圖4-10： 圖4-10 第二部分裝配圖 Fig. 5-10 Assembly drawings for part two 5） 最后將彈簧和制動鼓的建模加入到裝配圖中，移動這兩個零件至合適的位置。先裝配彈簧，使用“距離”約束，選定合適的距離，將彈簧與制動底板約束裝配在一起。最后一步是制動鼓的裝配，使用“同心”約束和“距離”約束，完成對制動鼓和擋塵板的裝配，至此整個制動器的裝配全部完成。完成后的結果，如下圖4-11： 圖4-11 裝配圖 Fig. 4-11 assembly drawing 4.3 制作爆炸視圖 在UG NX 10.0的主頁的裝配模塊中，打開“zhuangpeitu.prt”的文件，在菜單欄，找到裝配欄，在裝配欄里，找到“新建爆炸圖”的指令，新建一個爆炸圖文件，然后開始編輯爆炸圖，在編輯的過程中，通過自己合理地定義移動參數(shù)和顯示效果，逐個完成對制動器中各個零件的移動，從而完成爆炸圖的制作，爆炸圖的制作結果如下圖4-12： 圖4-12 爆炸圖 Fig. 4-12 Explosion Diagram 4.4 運動仿真分析 通過運動仿真可以清晰明確地看到該制動器的工作過程，在運動的時候，以也可以檢測零件之間是不是會形成干涉，通過運動仿真分析可以對設計進行及時的修改與調整，從而可以有效地解決這些問題。 1） 在UG NX 10.0的主頁，打開“zhuangpeitu.prt”的文件，新建一個運動仿真“motion-1”。開始選擇連桿，不用賦予質量和慣性矩等參數(shù)。首先通過分析明確哪些零部件在制動器工作過程中是固定不動的，將其設置為固定連桿，本次設計的是制動器，先選擇制動底板、擋塵板、卡片、螺栓等零件為固定連桿L001，設置的結果如下圖4-13： 圖4-13 固定連桿 Fig. 4-13 fixed connecting rod 2） 固定連桿設置結束，開始設置活動連桿。分析知，制動器在工作的時候，制動蹄，凸輪軸等部件都是可以旋轉的部件需要將它們設置為活動連桿。將左側制動蹄設置為活動連桿L002，將右側制動蹄設置為活動連桿L003，將凸輪軸設置為活動連桿L004。 3） 在連桿的設置完成之后，開始設置運動副。在工具欄找到設置運動副項，首先是固定副的設置，選擇固定連桿L001設置為固定副J001；選擇活動連桿L002設置為旋轉副J002，選擇活動連桿L003設置為旋轉副J003，也即兩個制動蹄都是旋轉副；選擇活動連桿L004為旋轉副J004，同時為其設置一個恒定的速度；再點開“共線運動副”，選擇活動連桿L004，再在基座選項中選擇活動連桿L002，將兩者設置為共線運動副J005，也即凸輪軸與左側的制動蹄構成共線運動副；繼續(xù)點開“共線運動副”的選項，先選擇活動連桿L004，再在基座選項中選擇活動連桿L003，將兩者也設置為共線運動副J006。至此，制動器的所有運動副全部設置完成。 4） 在連桿和轉動副都設置完成之后，就可以開始設置驅動體。選擇旋轉副J004設置為驅動體，也即將凸輪軸設置為驅動體，讓凸輪軸提供驅動力。 5） 在前面的工作都完成以后，點開工具欄上方的“解算方案”欄，按照自己的設計，先進行第一次的參數(shù)設置，點擊求解指令，從而完成運動仿真，如果運動結果合理，那么就可以保存該文件；如果仿真結果不合理，就返回來，重新設置運動參數(shù)，再次點擊求解。如此反復幾次，直到出現(xiàn)最合適的運動仿真結果，就可以將這次的參數(shù)記錄下來，作為此次運動仿真的結果。運動結果如下圖4-14： 圖4-14 制動器運動仿真 Fig. 4-14 Motion Simulation of Brake 仿真的結果以動畫的形式來表現(xiàn)，通過運動仿真，合理的模擬了設計結構的整個運動過程，可以看出本次設計的制動蹄在工作的時候，零件之間沒有相互干涉的地方，所以本次設計的制動器的整體結構是合理的。 5對制動鼓的溫度場的有限元分析 有限元分析技術在現(xiàn)代機械零件的設計生產(chǎn)過程中應用的十分