鼓式制动器设计与效能分析

1、现代制造工程2010年第8期CAD /CAE/CAPP/CAM鼓式制动器设计与效能分析孙丽（淮阴工学院交通工程系，淮安223003）Ansys 软件设计摘要：鼓式制动器的性能及其参数匹配直接影响汽车的安全性。通过对比运用传统设计理论与Pro /E、分析效能可以发现通过软件设计鼓式制动器方法简单，参数化设计避免了大量的人工计算，也不需要单独鼓式制动器，编制，为复杂结构的设计分析提供了新的方法。关键词：鼓式制动器；设计；效能分析中图分类号：U270. 2文献标识码：A文章编号：16713133（2010）08006604Design and performance analysis of drum

2、 brakeSUN Li（Traffic Transportation Department ，Huaiyin Institute of Technology ，Huai'an 223003，Jiangsu ，China ）Abstract ：Drum brake and the relevant parameters affect directly the safety of the vehiclesFirst ，the traditional design theory is used ，and analyses performance ，then the Pro /Eand th

3、e Ansys in modeling and analysis performance are usedBy Compared with the latter is simple without modifying the design parameters ，avoiding a lot of manual calculations and a separated the two means ，establishment ，to provide a new way of design and analysis for complex structureKey words ：drum bra

4、ke ；design ；performance analysis鼓式制动器制动效能高，结构紧凑，价格便宜，至今在汽车上仍然广泛应用。因此研究鼓式制动器的设计与效能分析方法十分必要。首先以传统理论为基础进行设计分析，然后利用Pro /E软件进行建模，把模型导入Ansys 软件进行使用效能的分析，并与传统的设计理论进行对比，相互验证，对改进制动器结构、解决制约其性能提高的问题具有非常重要意义。中心点O 到输入力（张开力）P 作用线的距离e =08R =72mm ；摩擦衬片包角=96 ，即为167弧度；摩擦衬片起始角0=90 /2=42 ；摩擦衬片宽度b =A p /（R ）；摩擦衬片的面积A p

5、=200cm 2，经计算，b =133cm ；制动蹄支撑销到张开力作用线的距离h =a +e ，则h =144mm ，摩擦因数=04 。11. 1鼓式制动器基本参数确定整车基本参数某轿车部分参数如下：满载质量m =1940kg ，轴距L =2548mm ，质心至前桥的距离L 1=1100mm ，距后桥L 2=1448mm ，轮距B =1422mm ，质心高度h g =950mm ，采用同步器，附着系数0=0. 6，运行路面最大附着系数max =0. 8，车轮有效半径r e =0. 5m ，后轮为鼓式制动器。1. 2制动器主要参数的初选1. 3图1领从蹄式鼓式制动器参数示意初步设定领从蹄式鼓式制

6、动器的参数，如图1所示。制动鼓的半径R =D /2=90mm ；制动蹄支撑销到制动器中心点O 的垂直距离a =08R =72mm ；两个制动蹄支撑销的中心距2c =40mm ，则c =20mm ；制动器66主要零件的材料制动鼓的材料多用灰铸铁，一般铸造的制动鼓壁厚，轿车多为7 12mm ，中型以上货车为13 18mm ；轿车和轻型货车的制动蹄广泛用T 型钢碾压或钢板CAD /CAE/CAPP/CAM焊接制成，制动蹄腹板和翼缘的厚度，轿车的为3 5mm ，货车的为5 8mm ；摩擦衬片的厚度，轿车多用4. 5 5mm ，货车的则在8mm 以上；制动底板都冲压成凹凸起伏状。摩擦衬片目前在鼓式制动器

7、中广泛采用的是模压材料，其主要成分（40% 70%）是石棉纤维，它能在高温下保持较高的机械强度。2制动效能的理论计算2. 1制动力矩的理论计算1）在工程上制动蹄压力分布采用平均压力：P 0=M u /（bR 2）（1）式中：P 0为平均压力，N /cm2；M u 为制动器制动力矩。2）制动蹄的压力中心圆直径l 0：l 0=R sin （/2）/（+sin ）（2）2. 2制动蹄（领从蹄式）的效能因数k 的计算k =M u /（PR ）（3）式中：P 为输入力，N 。2. 2. 1领蹄如图2所示，制动鼓对领蹄摩擦衬片沿圆弧面分布的法向压力及切向摩擦力，可用与之等效的集中力N 和T 来代替。力N

8、和T 作用于同一点E ，此点称为领蹄的压力中心，力Q 是N 与T 的合力。直线OV 为摩擦衬片包角的平分线，直线OE 与OV 的夹角为：=arctansin +sin tan （4）=221（5）式中：为最大压力线OX 与OV 的夹角；1为领蹄支撑点A 到制动器中心点O 连线与摩擦衬片包角较近边线的夹角，（ ）。合力Q 与分力N 的夹角称为摩擦角，=arctan ，领蹄的效能因数k 1为：k 1=h /R（f /R）cos （+）（6）（l 10/R）cos sin 式中：f 为领蹄支撑点A 到制动器中心点O 的距离。2. 2. 2从蹄从蹄的效能因数k 2为：k h /R2=（f /R）cos

9、 （+）（7）（l /R）cos sin +102. 3制动器性能的计算2. 3. 1制动减速度假设汽车在水平的、坚硬的道路上行驶， 并且不现代制造工程2010年第8期图2领蹄的受力分析图考虑路面附着条件，因此制动力只由制动器产生。这时的制动减速度j 为：j =M u 总g /（G a r e ）（8）式中：M u 总为汽车前、后轴制动力矩的总和；G a 为汽车总重量；g 为重力加速度。2. 3. 2制动距离在制动减速度为j 时的制动距离S t 为：S t =Kv +2jv 2/3. 62（9）式中：K 为经验系数（轿车0. 1，货车0. 15）；v 为制动初速度，km /h；j 为制动减速度

10、m /s2。2. 4制动摩擦衬片耐磨计算2. 4. 1单位摩擦功单位摩擦功L A 为：L G a v 2A =254F （10）式中：F 为摩擦衬片的总面积，cm 2。2. 4. 2比摩擦力比摩擦力f 比为：f 比=M u /（RA P ）（11）2. 5效能的校核2. 5. 1制动距离与制动减速度1）制动减速度j ：由式（8）得制动减速度j =8. 546m /s2，根据车辆工程手册，制动减速度大于5. 8m /s2为符合要求。2）制动距离S t ：车型为轿车，K =0. 1，v =80km /h，根据式（9），代入数据得S t =29. 015m ，制动距离50. 7m 为符合要求。2.

11、5. 2制动力矩的计算前制动器的制动力矩M u 前为：67M m g u 前=L(L 2+max h g max r e （12）将轿车和制动器基本参数代入式（12）得：M u 前=6631. 294N ·mM u 前M =L 2+0h gmax r e（13）u 后L 10h g 式中：M u 后为后制动器的制动力矩。将轿车和制动器基本参数代入式（13）得：M u 后=1653. 227N ·m单个车轮制动器的制动力矩M u =M u 后/2，故：M u =1653. 227/2=826. 6N ·m设领蹄、从蹄受到的力矩分别为M u 1、M u 2，则M u

12、1+M u 2=M u =826. 639N ·m 。2. 5. 3效能因数k 的计算根据式（6）得领蹄效能因数k 1=1. 773，根据式（7）得从蹄效能因数k 2=0. 568，k =k 1+k =2. 301。2. 5. 4平均单位压力的校核据式（3）可求得：P =3991. 5N M u 1=622. 55N ·m M u 2=204. 05N ·m 再由式（1）计算得：P 01=86. 51N /cm2P 02=28. 35N /cm2根据要求，P 01的值范围是100 140N /cm2，P 02的范围是30 50N /cm2。由于领、从蹄平均压力偏小

13、，即效能因数偏大，所以根据设计理论进行参数调整。2. 6参数修改修改后参数：R 修=90mm ，e 修=68mm ，c 修=18mm ，修=0. 4，修=90 ，A p 修=160cm 2，则b 修=11. 32cm ，h 修=a +e =140mm ，修=a 修=72mm ，arctan 修=arctan0. 4=21. 81）分析效能因数据式（6）领蹄效能因数k 1修=1. 675，据式（7）从蹄效能因数k 2修=0. 61。2）校核平均压力P =4019. 45N M u 1修=605. 93N ·m M u 2修=220. 67N ·m最终得到修改后的领、从蹄平均单

14、位压力分别为：P /cm201修=105. 03N P 02修=38. 37N /cm2，设计参数符合要求。683）比摩擦力的校核根据式（11）f 2比=0. 474N /mm，比摩擦力以不大于0. 48（N ·mm 2）为合适，因此符合要求。由计算可以看出，此设计分析方法计算量较大，参数修改较为麻烦。3运用软件分析使用性能利用Pro /E进行参数化建模，设计出主要的零/部件，用Ansys 软件对主要的部件进行使用效能分析，并与传统的设计方法进行比较。3. 1利用Pro /E建模利用Pro /E软件，输入相应计算参数，建立制动器模型如图3所示 。图3制动蹄三维模型3. 2利用Ansy

15、s 进行使用效能分析打开Pro /E界面，选择要分析的制动蹄，导入An-sys 软件，选择合适的角度和方向，以便固定约束。定义材料的属性，根据铸钢的要求选择弹性模量为20GPa ，泊松比为0. 33等。根据第二部分的受力分析，确定约束部位为支承销部位，以及与底板接触的面等，固定制动蹄。在划分网格对话框输入单元数，此处暂定单元数为10，网格划分如图4所示 。图4制动蹄划分的网格图张开力为4051. 556N ，向制动蹄的受力端施加力，在对话框中输入X 轴受力为3530N ，Y 轴受力为2015N ，并确定，观察应力变化，结果如图5所示。经分析制动蹄最大应力为47. 112GPa 小于铸钢的最大承

16、受载荷400GPa ，所以符合要求。（下转第105页） 3宋涛铜扁线表面缺陷计算机识别技术的研究D 2006大连：大连交通大学，4宋宝韫，于欣，陈吉光生产铜扁线的最新技术J 变压器，2002，39（9）连续挤压5崔福宝，林新波，张质良，等有限元模拟在金属塑性J 锻压机械，2003（3）成形中的应用6谢水生，李雷金属塑性成形的有限元模拟技术及应M 北京：科学出版社，2008. 用7彭颖红金属塑性成形仿真技术M 上海：上海交1999通大学出版社，8刘建生，陈慧琴，郭晓霞金属塑性加工有限元模拟M 北京：冶金工业出版社，2003技术与应用9吴朋越，谢水生，鄢明，等铜扁线连续挤压过程温度J 锻压技术，2

17、007，32（3）场的数值模拟10俞汉清，M 北京：机陈金德金属塑性成形原理1999械工业出版社，11彭大暑金属塑性加工力学M 长沙：中南工业大1989学出版社，12王祖唐，M 关延栋，肖景容，等金属塑性成形理论1989北京：机械工业出版社，图12温度分布图4结语本文采用刚塑性有限元法分析铜扁线的拉拔成形过程，得到铜材在变形区的等效应变分布，变形主要集中在圆角和短边区域，此处等效应变和温度都最也是拉拔缺陷容易出现的区域；等效塑性应变分大，布与温度分布大体一致；速度对拉拔力的影响可以忽略；得出摩擦因数和模具模角对拉拔力的影响曲线。参考文献：1牛玉英，陈莉，宋宝韫，等拉拔退火法与连续挤压法铜J 有色金属（冶炼部分），2007（1）扁线的组织分析2宋涛，樊志新用于铜扁线表面质量监测的计算机视J 中国科技信息，2005（22）觉和图像处理技术作者简介：周亚军，博士研究生，副研究员，目前主要从事金属塑性加工及其摩擦润滑理论及应用研究。毛勇，通讯作者。E-mail ：csumy163com 04-16收稿日期：2009-（上接第68页 ）算工作。参考文献：1姚明，王国林，等车辆鼓式制动器结构参数的稳健J 农业机械学报，2005（12）优化设计2李烨影响制动效能因素浅析J 机械工程与自动2007（3）