Ⅱ輕型載貨汽車摩擦鼓式制動器設(shè)計摘要國內(nèi)汽車事故的頻繁發(fā)生使得人們更加重視汽車的安全性和可靠性。制動器作為汽車制動系統(tǒng)的關(guān)鍵部件，其性能和安全性直接關(guān)系到汽車行駛過程中的安全與否。大量的實踐證明，產(chǎn)品的設(shè)計決定了產(chǎn)品固有的可靠性，也就是說，汽車的制動系統(tǒng)對汽車有著非常重要的作用，假設(shè)出現(xiàn)故障會造成嚴(yán)重的后果。制動器是汽車制動系統(tǒng)的主要組成元件，制動系統(tǒng)的主要組成部分是制動器?，F(xiàn)代卡車仍然非常廣泛的使用蹄鼓式制動器。本次設(shè)計所采用的制動器就是鼓式制動器。在這個課題里，我設(shè)計并計算了摩擦鼓式制動器。在設(shè)計過程中，以實際產(chǎn)品為基礎(chǔ)，按照中國工廠新制動器產(chǎn)品開發(fā)的一般程序，結(jié)合理論設(shè)計的要求，進(jìn)行設(shè)計。首先，根據(jù)給定模型的車輛參數(shù)和技術(shù)要求，確定制動器的結(jié)構(gòu)，行駛模式和主要參數(shù)，然后計算出制動扭矩、制動效率系數(shù)、制動減速和制動時制動器溫度升高。在此基礎(chǔ)上，對制動鼓、制動蹄片、制動底板等制動器的主要結(jié)構(gòu)進(jìn)行了設(shè)計。最后，完成裝配圖和零件圖的繪制。關(guān)鍵詞：鼓式制動器;制動力矩;制動效能因數(shù);制動減速度目錄TOC\o"1-3"\h\u113131、緒論 114721.1選題背景和意義 1299731.2研究現(xiàn)狀 210861.3本文的研究內(nèi)容 330012、制動器的設(shè)計計算 4125622.1鼓式制動器的方案設(shè)計 4157672.1.2制動器因數(shù)計算 5211322.2制動驅(qū)動機(jī)構(gòu)的設(shè)計計算 750052.2.1汽車制動所需制動力計算 76652.2.2確定制動輪缸直徑 7190042.2.3輪缸的工作容積 8297442.2.4制動主缸直徑和工作容積 8302522.2.5制動踏板力驗算 9105952.3制動蹄片上的制動力矩 9312722.4摩擦襯片的磨損特性計算 10181252.5駐車制動的計算 11269983、制動器主要零件的結(jié)構(gòu)設(shè)計 14223703.1制動鼓 14319583.2制動蹄 14112623.3制動底板 15144453.4制動器間隙 1571974、關(guān)鍵部件的有限元分析 1746104.1制動鼓的有限元分析 17229484.2制動蹄的有限元分析 218764結(jié)論 26198附錄 29PAGE151、緒論1.1選題背景和意義隨著中國汽車數(shù)量和交通密度的增加，使得交通事故也在增加。越來越多的人們開始要求汽車的安全性能。所以給車輛裝可靠性更高的制動系統(tǒng)，可以確保人們在駕車過程中的安全。如今汽車是許多家庭出行的主要選擇。也正是因為這樣，汽車這種交通工具在運輸和日常生活中也應(yīng)用的更加廣泛，當(dāng)然這種情況的發(fā)生主要是因為汽車使用足夠便利。汽車的主要工作環(huán)境就是公路，而如今公路四通八達(dá)，行駛條件也比以前要優(yōu)厚，因此車輛的行駛車速也越來越快，道路情況也日漸復(fù)雜，制動性能的好壞也愈加關(guān)系著人們的安全。依據(jù)相關(guān)信息顯示，在交通事故中因為汽車制動器故障而導(dǎo)致的事故占據(jù)全部事故的一半。由此可見制動器是保證汽車行駛安全的一個非常重要的機(jī)制。而且，汽車的平均速度和運輸效率也受汽車制動器的直接影響。這也是保證長途運輸經(jīng)濟(jì)利益的重要因素之一。通過學(xué)習(xí)汽車的結(jié)構(gòu)和汽車設(shè)計的基礎(chǔ)知識，學(xué)習(xí)和使用CAD繪圖軟件，設(shè)計北京風(fēng)天小型貨車(圖1.1)和東風(fēng)2列小型列車(圖1.2)的剎車，以確保汽車的安全。同時我們需要盡可能使用對人體無害的材料。圖1.1北京福田輕型小貨車圖1.2東風(fēng)雙排小貨車1.2研究現(xiàn)狀今天伴隨著國內(nèi)經(jīng)濟(jì)的迅速發(fā)展,我國的汽車制造技術(shù)的也迅速發(fā)展,只有具備優(yōu)秀的制動性能和可靠性高的制動系統(tǒng)的車輛，才能最大限度地發(fā)揮動態(tài)性能。汽車的制動系統(tǒng)用于汽車的減速和停止移動，穩(wěn)定下坡的汽車的速度，并將停止的汽車固定在預(yù)定位置。汽車的駕駛安全和汽車可靠地停止都受汽車制動系統(tǒng)的影響。在歐洲，采用極有可能取代鼓式制動的輪盤制動系統(tǒng)的貨車越來越多。傳統(tǒng)的鼓式制動器雖然有著良好的制動效果，但是假設(shè)連續(xù)多次使用鼓式制動器，或者長時間下坡的話，制動器溫度會急劇上升，對剎車的效果和安全性有很大的影響。對比于鼓式制動器，盤式制動器有著十分明顯的優(yōu)勢：制動效能穩(wěn)定，受摩擦因數(shù)影響較小。因為受摩擦因數(shù)影響較小，所以幾乎沒有摩擦阻力；盤式制動器冷卻性能好不容易變形。；進(jìn)水后制動效能降低較少。能夠利用旋轉(zhuǎn)時產(chǎn)生的離心力讓水被甩出，這樣就算進(jìn)水了，也能通過旋轉(zhuǎn)制動幾次將水甩出，自然恢復(fù)制動效能，制動熱穩(wěn)定性好。在歐洲各國多數(shù)車輛甚至前后輪均采用了盤式制動器。現(xiàn)在，它們基本上形成了“前面板和后面板”的形狀。在中國，剎車的開發(fā)前景廣闊?，F(xiàn)在，轎車主要使用的是前碟剎和后碟剎，全碟剎。轎車的20%使用的是前碟剎和后輪剎，在轎車領(lǐng)域，全碟剎被廢除了。商用車主要使用全碟剎車。只有高級轎車和有特殊需求的車輛才使用前碟剎、后碟剎和全碟剎。隨著汽車剎車性能的提高，越來越先進(jìn)的電子剎車技術(shù)被采用。依據(jù)中國汽車產(chǎn)業(yè)協(xié)會統(tǒng)計，2008年汽車用防抱死配件需求規(guī)模達(dá)到2046萬，其中乘用車用防抱死配件市場377萬，商用車用防抱死配件市場1669萬。2013年，乘用車的汽輪剎車組件市場估計為928萬臺，商用車的汽輪剎車組件市場估計為2,937萬臺。有電磁制動器(圖1.3)、空氣制動器(圖1.4)、液壓制動器(圖1.5)。前輪和后輪分別使用了盤式制動器和鼓式制動器。它是汽車最重要的安全部件。。圖1.3ZWZA系列直流電磁鼓式剎車器圖1.4YW系列氣動鼓式剎車器圖1.5YWZ10系列電力液壓鼓式剎車器鼓式電動制動器雖然有制動的熱衰退等缺點，但是自我剎車效果良好。因為剎車墊伸長，車輪轉(zhuǎn)動同時剎車鼓角度扭曲。因此，鼓式制動器仍然被用于大型載貨汽車。除了成本低之外，大型車和小型車的不同之處在于，大型車使用的是空氣壓力輔助系統(tǒng)，而小型車的制動是真空輔助系統(tǒng)。低成本:鼓式制動器因為最先用于汽車制動系統(tǒng)所以鼓式制動器的制造技術(shù)水平較低，這也導(dǎo)致了其制造成本比低于盤式制動器。同時，根據(jù)于技術(shù)和成本上的原因，汽車前盤后盤的形式普及過程仍然比較漫長。現(xiàn)在，在中國只有中型及高級的城市間巴士一般使用盤式剎車。鼓式剎車器價格低廉，和傳統(tǒng)的設(shè)計兼容。因此，為了減少成本，大部分的小型商用車都選擇前碟和后鼓形式的剎車。。1.3本文的研究內(nèi)容在這個設(shè)計中，使用前盤后鼓制動器，前盤使用浮動前盤制動器，后鼓使用領(lǐng)從蹄式。依據(jù)項目內(nèi)容和任務(wù)要求，理解汽車制動器的結(jié)構(gòu)和工作原理，收集輕型卡車制動器的相關(guān)設(shè)計數(shù)依據(jù)。根據(jù)現(xiàn)在已經(jīng)得到的研究結(jié)果，進(jìn)行詳細(xì)的資料查詢和調(diào)研。認(rèn)識汽車制動器各種組成元件的相關(guān)設(shè)計標(biāo)準(zhǔn)，盡可能的利用制圖軟件，再次學(xué)習(xí)CAD和SolidWorks制圖，通過自己在網(wǎng)上調(diào)查的數(shù)據(jù)加以分析最終繪制標(biāo)準(zhǔn)設(shè)計圖，充分利用自己的設(shè)計能力，最終決定制動器的設(shè)計。2、制動器的設(shè)計計算2.1鼓式制動器的方案設(shè)計鼓式制動器是蒸汽制動器的最早期形式。在盤式制動器出現(xiàn)之前，被廣泛使用在所有車型上。這個設(shè)計，最終采用了領(lǐng)從蹄式制動器。本章主要介紹了鼓式制動器的工作原理，以及制動器設(shè)計的必要條件和參數(shù)。2.1.1制動器的原理圖2.1雙向雙領(lǐng)蹄式制動器前后蹄式制動器主要根據(jù)制動鼓、制動底板、兩個制動蹄、兩個制動蹄支銷、制動蹄回位彈簧和一個雙活塞輪缸組成(如圖2.1)。前后制動蹄分別通過腹板下端的孔和兩個支撐銷相匹配。將石棉纖維和摩擦板鉚接在閘瓦的外圓表面上。作為制動蹄制動器，輪缸通過螺釘安裝在制動底板上，制動蹄腹板的上端松散地嵌入在液壓輪缸活塞頂部滑塊的直槽中。根據(jù)復(fù)位彈簧將兩個制動蹄拉在一起，并且鎖定銷靠近制動底板上的調(diào)節(jié)凸輪。固定在前尾靴式制動器的制動基板上的組件沿軸線對稱布置。在制動時，當(dāng)駕駛員踩下制動踏板時，主制動缸中的油沿著油管流入輪缸中，從而輪缸中的油增加并且壓力增加。因此，在該液壓驅(qū)動力的作用下，兩個制動蹄在支撐銷周圍打開并壓在旋轉(zhuǎn)的制動鼓上。這樣，不旋轉(zhuǎn)的制動器施加阻力扭矩在旋轉(zhuǎn)的制動鼓上，然后通過車輪和地面的粘附產(chǎn)生制動力，這使汽車減速甚至停止。本次設(shè)計選擇的鼓式制動器設(shè)計相關(guān)主要參數(shù)系數(shù)如下表2-1：整車質(zhì)量空載M=1110kg滿載M=3450kg質(zhì)心高度空載Hg=0.82m滿載Hg=0.7m軸距L=3.34m最高車速Vmax=86kg/h車輪工作半徑315mm327mm輪胎6.00-146.50-16同步附著系數(shù)0.6軸核1315/1690表2-1鼓式制動器設(shè)計相關(guān)參數(shù)系數(shù)相關(guān)數(shù)依據(jù)顯示，小型卡車的同步附著系數(shù)在0.5以上，采用0.6。依據(jù)上圖，小型卡車的參數(shù)如下所示。車軸間隔l=2560mm，前/后l1=155mm，l2=109mm；汽車輪胎的選用:6.00-14，汽車車輪的滾動半徑rr=315mm；汽車空載總質(zhì)量:Ma'=1110kg；汽車滿載總質(zhì)量Ma=3450kg；車軸負(fù)荷分布:前后39.4%和60.6%；重心高度，空載和滿載時重心位置:Hg’=0.7m,Hg=0.82m；最大車速VA=86km/h。制動力的分配系數(shù)是通過查閱文獻(xiàn)和計算求出的。β=0.586;制動的最大制動扭矩tmax=3257n.m;制動鼓的內(nèi)徑=260mm;摩擦拉力的開始角度==;剎車中心和釋放力P的作用線之間的距離為a=104mm。斷路支持點的位置坐標(biāo)k=25mm和c=104mm;襯片的摩擦系數(shù)為f=0.4。以下的計算，依據(jù)上述取得的參數(shù)和條件執(zhí)行。2.1.2制動器因數(shù)計算圖2.2制動因數(shù)計算分析簡圖為了讓制動器獲得更好地制動效能首先要求出制動器的制動因數(shù)BF。單個領(lǐng)蹄的制動蹄因數(shù)：QUOTEBF1=fhr/(Aα'r單個從蹄的制動蹄因數(shù)：QUOTEBF2=fhr/(Aa'r這個公式中：A=a0?B=1+α'r其中，QUOTEα3=110°+arctan25104=207°α3=A因此可以算出：BFBF=BF1+BF根據(jù)此可以的到剎車器的剎車因數(shù)BF=2.4。2.2制動驅(qū)動機(jī)構(gòu)的設(shè)計計算2.2.1汽車制動所需制動力計算為了防止汽車剎車時出現(xiàn)車輪打滑或者因為出現(xiàn)剎車過快引起汽車側(cè)翻所以要對汽車剎車時所需要的制動力進(jìn)行計算。依據(jù)汽車制動時的整車受力分析，根據(jù)之前的分析得：地面對前、后軸車輪的法向反力Z1，Z2為：（式2.5）（式2.6）汽車總的地面制動力為：（式2.7）前、后軸車輪附著力為：（式2.8）故汽車制動時所需的制動力：F需=（式2.9）這個公式中L=2560mm；L1=1551mm；hg=820mm；q=0.665將上述條件帶入公式（2.9）計算得F需=9298N。2.2.2確定制動輪缸直徑根據(jù)制動裝置的制動輪汽缸的力P和制動輪汽缸的油壓P(考慮在制動功率調(diào)整裝置的作用下的輪汽缸或管道的油壓)=8～12MPa，取=10MPa?？梢郧蟪鲋苿虞喐椎闹睆剑海ㄊ?.1）根據(jù)式，及張開力的計算公式：和制動器因數(shù)定義,式(3.1)可表示為：2×得：(式3.2)這個公式中F需=9298N；汽車滾動半徑=315；剎車因數(shù)BF=2.4；所以可以求出d在GB7524—87標(biāo)準(zhǔn)規(guī)定的尺寸系列中選取輪缸直徑應(yīng)，經(jīng)查找缸直徑的尺寸取得QUOTEdw=25mmdw=25mm2.2.3輪缸的工作容積要求出輪崗的工作容積首先要求出一個輪缸的工作容積。一個輪缸的工作容積：（式3.3）這個公式中：——一個輪缸活塞的直徑=25mm；n——輪缸的活塞數(shù)目=2；——一個輪缸活塞在完全剎車時的行程，經(jīng)過初步設(shè)計取=2～2.5mm。可得一個輪缸的工作容積：V全部輪缸的總工作容積（式3.4）這個公式中m——輪缸數(shù)目。則全部輪缸的總工作容積V=4×2831mm3=9028mm32.2.4制動主缸直徑和工作容積在一開始的設(shè)計時，因為要考慮到軟管受液壓而變形，制動主缸的工作容積可取為Vm。取Vm＝1.3V，主動缸活塞直徑Vm和活塞行程Sm可內(nèi)下式確定：Vm=π一般QUOTEsm=(0.8~1.2)dmsm=(0.8~1.2)dm（取QUOTEsm得：QUOTEdm=sm=24.6mm主缸的直徑應(yīng)符合系列尺寸。經(jīng)過查找主缸直徑的系列尺寸取QUOTEdm=26mmdm=26mm。2.2.5制動踏板力驗算制動踏板力可用主缸活塞直徑；制動管路的液壓p；踏板機(jī)構(gòu)傳動比（取4.5）；踏板機(jī)構(gòu)及制動器主缸的機(jī)械效率（取0.90）用以下公式求出：.（式3.6）Fp=π4×2.3制動蹄片上的制動力矩在對鼓式制動器進(jìn)行計算時，必須要對制動蹄對制動鼓的壓緊力和所產(chǎn)生的制動力矩之間的關(guān)系進(jìn)行畫圖。圖2.4張開力計算用簡圖增勢蹄產(chǎn)生的制動力矩可用摩擦力的作用半徑和單元法向力的合力表達(dá)：QUOTETTf1=fN1ρ1T依據(jù)圖2-4可以求出增勢蹄：TTf1=4676N?m減勢蹄：TTf1故對于后軸單個鼓式制動器有：Tf=TTf1+TTf2=6397自鎖發(fā)生時所需要的條件：當(dāng)蹄自鎖時：。如果式成立，則制動蹄不會發(fā)生自鎖，代入之前數(shù)依據(jù)得：c'cosδ1ρ2.4摩擦襯片的磨損特性計算摩擦磨損和摩擦對的材質(zhì)、表面處理、溫度、壓力、相對滑動速度等諸多因素有關(guān)。但是，影響摩擦的重要因素有摩擦面的表面狀態(tài)、壓力、溫度和摩擦系數(shù)。汽車的剎車過程是將機(jī)械能(動能、勢能)的一部分轉(zhuǎn)化為熱并散失的過程。在具有較大剎車力的緊急剎車過程中，制動器幾乎承擔(dān)著消散車輛所有力量的工作。這時由于熱量消散極其緩慢這就導(dǎo)致制動器內(nèi)部的溫度就會快速上升。這就叫做所謂的制動能量負(fù)荷。一般來說能量負(fù)荷越大，襯片的磨損就會越發(fā)嚴(yán)重。通常用能量耗散率來評價制動器的能量負(fù)荷。也就是我們常說的單位工作負(fù)荷或能量負(fù)荷，表示每單位摩擦區(qū)域的單位時間內(nèi)耗散的能量，其單位為。雙軸汽車的單個后輪剎車器的比能量耗散率為（式3.8）（式3.9）這個公式中：δ——汽車回轉(zhuǎn)質(zhì)量換算系數(shù)；——汽車總質(zhì)量；——汽車剎車初速度和終速度；計算時貨車取=86km/h(23.9m/s)；j——制動減速度計算時取j=0.6g；t——剎車時間s；——前、后制動器襯片的摩擦面積；β——制動力分配系數(shù)。故當(dāng)=40km/h時：t=2.18s.單個后輪制動器的比能量耗散率為:e2=0.20w/mm2.當(dāng)=0km/h時:對于鼓式制動器，如果擁有過高的能量耗散率，就會導(dǎo)致剎車踏板(PAD)的磨損，使制動鼓和制動盤因過熱產(chǎn)生裂痕。比能量耗散率在1.8w/mm~2以下，汽車制動器的比能量耗散率在1.8w/mm~2以下6.0W／mm2。根據(jù)以上計算可知達(dá)到預(yù)期要求磨損特性指數(shù)也可以依據(jù)襯片的比摩擦，即每單位摩擦面積的摩擦來測定。單輪剎車的摩擦比F這個公式中：——剎車力矩（一個制動器）;R——制動鼓半徑；A——單個制動器的襯片摩擦面積。當(dāng)制動減速度j=0.6g時，鼓式制動器的比摩擦力以不大于0.48N/mm2為宜，因此，上述的設(shè)計達(dá)到預(yù)期了要求。也可以使用磨損和熱性能指標(biāo)，計算從最高的初始剎車速度到停止的每單位拉力面積的特定的滑行工作來衡量(4.0)這個公式中：——汽車總質(zhì)量，kg；——汽車最高車速，m/s；——車輪制動器各制動襯片的總摩擦面積，；——許用滑磨功，對貨車?。?00～800J/mm2；L根據(jù)上式亦可得以上設(shè)計符合要求。2.5駐車制動的計算汽車在上坡路上停住時的受力簡圖如圖2.5所示，取路面遇到的最大附著系數(shù)=0.8根據(jù)該圖可得出汽車上坡停駐時的后軸車輪的附著力為車輪的附著力為：(4.6)同樣可求出汽車下坡停駐時的后軸車輪的附著力為：(4.7)依據(jù)后軸車輪附著力和剎車力相等的條件可計算得汽車在上坡路和下坡路上停駐時的坡度極限傾角，，即根據(jù)(4.8)圖2.5汽車在上坡路上停駐時的受力簡圖計算得汽車在上坡時可能停駐的極限上坡路傾角為(4.9)汽車在下坡時可能停駐的極限下坡路傾角為(5.0)故滿載時：汽車在上坡時可能停駐的極限上坡路傾角為α=汽車在下坡時可能停駐的極限下坡路傾角為α'一般要求各類汽車的最大停駐坡度不應(yīng)小于16%至20%；汽車列車的最大停駐坡度約為12％左右。根據(jù)以上計算可知達(dá)到預(yù)期法規(guī)規(guī)定值。2.6本章小結(jié)本章主要確定了鼓式制動器的原理以及鼓式制動器的選擇和方案設(shè)計，并且計算了鼓式制動器制動時的制動因數(shù)、制動時所需制動力、輪缸直徑、主缸直徑和工作容積、制動蹄的制動力矩、摩擦襯片的摩擦特性和駐車制動的計算。3、制動器主要零件的結(jié)構(gòu)設(shè)計3.1制動鼓圖3.1制動鼓這個設(shè)計使用的素材是HT250。圖中示出制動鼓相對于輪轂的對準(zhǔn)。這是通過和圓柱面的直徑一致來確定的。兩個零件組裝固定后，完成制動鼓內(nèi)側(cè)的工作面，使兩個零件的軸一致。組裝之后，需要保持兩個零件的平衡。容許不平衡對轎車的影響為15～20N·cm。3.2制動蹄圖3.2制動蹄制動蹄按其張開時的轉(zhuǎn)動方向與制動鼓的旋轉(zhuǎn)方向是否一致，有領(lǐng)蹄和從蹄之分。制動蹄張開的轉(zhuǎn)動方向與制動鼓的旋轉(zhuǎn)方向一致時，稱為領(lǐng)蹄，具有制動“增勢”作用，也稱為“助勢蹄”(leadingshoe)；反之，則稱為從蹄，或“減勢蹄”(trailingshoe)?？ㄜ嚨拈l瓦腹板和法蘭的厚度約為5-8mm（此設(shè)計為6mm）。卡車摩擦襯片的厚度大于8mm（原始設(shè)計為9.5mm）。襯套可以鉚接或粘結(jié)到制動襯塊上。允許粘合劑的厚度較大，但不容易更換襯里；鉚接噪音小。3.3制動底板圖3.3制動底板制動底板是制動組件的重要部分，是汽車制動的固定制動組件和制動鼓組件的支撐部分，是整個車輛剎車的核心。主要根據(jù)兩部分構(gòu)成。一個固定在制動底板，另一個用輪胎旋轉(zhuǎn)。剎車的時候，不動的部分接近可動部分，通過摩擦剎車。制動基礎(chǔ)板塊的shell的兩端的一對的安裝位置的制動基礎(chǔ)板塊對稱安裝,制動基礎(chǔ)板塊有中央軸孔,中央軸孔外側(cè)是一致歇座位置的輪廓,制動基礎(chǔ)板塊的板塊本體的一端是設(shè)置,支持銷孔閘基礎(chǔ)板塊的板塊主機(jī)的他端凸輪軸座孔設(shè)置。剎車底盤沿外殼的軸方向焊接在外殼上。制動底板材料的屈服強(qiáng)度和拉伸強(qiáng)度比現(xiàn)有的鑄造制動底板更強(qiáng)。制動底板是除制動盤制動以外的所有部件的安裝底盤，必須確保各安裝部件的正確位置。制動底板在剎車啟動的時候支撐剎車計數(shù)器扭矩，所以需要足夠的剛性。3.4制動器間隙圖4.4制動器間隙為了使制動鼓能夠自根據(jù)旋轉(zhuǎn)，在停止制動的狀態(tài)下，制動鼓和可擦制動鼓之間擁有安全準(zhǔn)確的工作間隙。一般鼓式制動器設(shè)定間隙是0.2~0.5mm(這個設(shè)計需要0.5mm)，但是有這個間隙的話會發(fā)生踏板和方向盤的沖程損失，所以請盡量減少間隙。考慮到摩擦對在剎車過程中可能引起機(jī)械變形和熱變形，冷卻狀態(tài)下的制動隙需要通過測試來確定。另外，根據(jù)于作業(yè)工序的磨耗，制動器會增大，因此制動間隙調(diào)整是必要的。4、關(guān)鍵部件的有限元分析4.1制動鼓的有限元分析1).用Solidworks軟件打開已經(jīng)建好的模型，點擊文件另存為，選擇Parasolid(X_T)格式，得到的該文件為導(dǎo)入ANSYSworkbench中的文件。2).雙擊Toolbox下的Modal模塊，然后彈出對話框，在對話框中右鍵點擊Geometry，選擇ImportGeometry，然后在點擊Browse選擇之前轉(zhuǎn)換的文件。當(dāng)該模塊變?yōu)閷磿r，證明已經(jīng)導(dǎo)入成功。如下圖4-1所示。圖4.13).彈性模量為2x1011，泊松比為0.3，材質(zhì)為Q235A，屈服強(qiáng)度為235MPa。雙擊StaticStructural,等到出現(xiàn)靜力學(xué)分析模塊后，雙擊EngineeringData，彈出對話框，在彈性模量一欄中輸入2E11,泊松比一欄中輸入0.3，；如圖4-2所示。圖4.24).雙擊Model模塊，進(jìn)入前處理界面，如下圖，如圖4-3所示。圖4.35).對模型進(jìn)行劃分網(wǎng)格，點擊Mesh，將Elementsize值設(shè)為10mm,然后點擊右鍵GenerateMesh對模型進(jìn)行網(wǎng)格劃分；劃分后的節(jié)點數(shù)為16962，單元數(shù)為8814，如下圖4-4所示。圖4.46).對模型進(jìn)行邊界條件的設(shè)置，使用固定約束，結(jié)果如下圖所示。圖4.5固定約束7).施加載荷,在制動鼓內(nèi)部施加10000N的載荷。圖4.6施加載荷8）.點擊solve進(jìn)行求解，得出應(yīng)力、應(yīng)變、位移云圖。圖4.7位移云圖通過分布的圖形示意以及不同的云圖對應(yīng)顏色標(biāo)示的數(shù)字可知，制動鼓的最外端面的變形量是最大的，變形量為0.033427mm，而越往內(nèi)部變形量越小，最大變形量及其微小，滿足強(qiáng)度要求。圖4.8應(yīng)變云圖通過等效應(yīng)變圖可以看出，制動鼓的彈性等效應(yīng)變最小為1.3336e-6，最大的等效應(yīng)變?yōu)?.7988e-5，發(fā)生在最外端。4.2制動蹄的有限元分析1）.用Solidworks軟件打開已經(jīng)建好的模型，點擊文件另存為，選擇Parasolid(X_T)格式，得到的該文件為導(dǎo)入ANSYSworkbench中的文件。2）.雙擊Toolbox下的Modal模塊，然后彈出對話框，在對話框中右鍵點擊Geometry，選擇ImportGeometry，然后在點擊Browse選擇之前轉(zhuǎn)換的文件。當(dāng)該模塊變?yōu)閷磿r，證明已經(jīng)導(dǎo)入成功。如下圖4-5所示。圖4.93）.彈性模量為2x1011，泊松比為0.3，材質(zhì)為45號鋼，屈服強(qiáng)度為355MPa。雙擊StaticStructural,等到出現(xiàn)靜力學(xué)分析模塊后，雙擊EngineeringData，彈出對話框，在彈性模量一欄中輸入2E11,泊松比一欄中輸入0.3，；如圖4-6所示。圖4.104）.雙擊Model模塊，進(jìn)入前處理界面，如下圖，如圖4-7所示。圖4.115）.對模型進(jìn)行劃分網(wǎng)格，點擊Mesh，將Elementsize值設(shè)為5mm,然后點擊右鍵GenerateMesh對模型進(jìn)行網(wǎng)格劃分；劃分后的節(jié)點數(shù)為23653，單元數(shù)為13437，如下圖4-8所示。圖4.126）.對模型進(jìn)行邊界條件的設(shè)置，使用固定約束，結(jié)果如下圖所示。圖4.13固定約束7）.施加載荷,在制動鼓內(nèi)部施加5000N的載荷。圖4.14施加載荷8）.點擊solve進(jìn)行求解，得出應(yīng)力、應(yīng)變、位移云圖。圖4.15位移云圖通過分布的圖形示意以及不同的云圖對應(yīng)顏色標(biāo)示的數(shù)字可知，制動蹄的最上端面的變形量是最大的，變形量為0.28539mm，而越往下部變形量越小，最大變形量很小，滿足強(qiáng)度要求。圖4.16應(yīng)變云圖通過等效應(yīng)變圖可以看出，制動蹄的彈性等效應(yīng)變最小為4.6553e-8，最大的等效應(yīng)變?yōu)?.3227e-4，發(fā)生在下部。圖4.17應(yīng)力云圖最終的結(jié)果云圖中可以看出制動蹄的最大應(yīng)力為85.253MPa，最大應(yīng)力集中在下部，該處產(chǎn)生了應(yīng)力集中；而該制動蹄為45號鋼材質(zhì)，屈服極限為355MPa，而最大應(yīng)力為85.253MPa，遠(yuǎn)小于其屈服極限，所以該制動蹄設(shè)計的強(qiáng)度完全符合要求。結(jié)論本次設(shè)計是以為北京福田輕型載貨汽車和東風(fēng)雙排小貨車為依據(jù)對象，根據(jù)對上面汽車制動器的調(diào)查而設(shè)計出本次所需制動器。依據(jù)設(shè)計條件嚴(yán)格,相關(guān)信息,并依據(jù)各種鼓制動器結(jié)構(gòu)進(jìn)行比較,最后作為結(jié)構(gòu)的選擇,決定了主要部件的尺寸參數(shù)決定,選擇性能參數(shù)計算確認(rèn),主要部件的結(jié)構(gòu)設(shè)計,并使用三維建模軟件進(jìn)行三維建模。本課題是基于擴(kuò)展設(shè)計的汽車設(shè)計工程設(shè)計本