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文档简介

前言现代汽车工业发展一百多年来,从卡尔.本次和戴姆勒结束了人畜牵引的时代开始,汽车工业经历着日新月异的变化。1886年出现了第一台汽车,1894年奔驰volve首次实现批量生产,1900年金属车身开始进入汽车领域,1924年汽车告别了了黑色时代,1930年到1950年,汽车车身开始注重流线型,二战后汽车开始广泛进入发达国家普通家庭,到上世纪九十年到,汽车已经高度多元化。进入21世纪后,从现在的汽车设计趋势来看,最后边锋主义还是战胜了流线主义,不管是在内饰还是外部线条都追求极其硬朗的线条。制动系统是汽车的重要组成部分,是汽车能够按照驾驶者的意图控制车速或停车的关键部分,所以制动系统性能的好坏直接关系到汽车的安全性。伴随着汽车工业的发展,现如今已经进入一个高度发达的阶段,车速的提高提高了运输效率的同时也对交通安全造成了巨大的冲击。每年因为交通事故造成的生命财产损失不可估量。对制动器的研究,进行制动试验,评价它的综合性能,已成为改善制动器制动性能不可或缺的一部分。制动器是产生阻碍车辆的运动或运动趋势的力(制动力)的部件。凡利用固定元件与旋转元件工作表面的摩擦而产生制动力矩的制动器都称为摩擦制动器。摩擦制动器具有结构简单、工作可靠的优点,已经广泛地应用在各种机械设备中而成为重要的组成部件之一,其工作原理是利用摩擦副相对运动时接触表面所产生的摩擦阻力来调节相对运动速度或来停止运动。汽车摩擦式制动器主要分为鼓式和盘式两大类。前者摩擦副的旋转元件是制动鼓,工作表面为圆柱面;后者的旋转元件是制动盘,工作表面为端面。盘式制动器,作为汽车中一类运用非常广泛的的制动器,在乘用车和微型客车中用得尤为普遍。鉴于盘式制动器良好的散热性能和较小的制动衰退现象,盘式制动器的应用领域逐渐扩大。所以,研究一种能够很好模拟真实制动过程,测量精度高的制动器试验台日趋紧迫。在台架试验中,应该尽可能的模拟真实的制动过程,包括被测制动装置的安装和工作状况。汽车行驶过程中的动能主要来源于大质量的车体平移动能和车轮等较小的转动动能,试验台需要能够有效的模拟这部分动能。惯性式试验台的关键部件是惯性飞轮,由于飞轮的旋转能够储存能量,所以,采用惯性式试验台是比较可行和经济的。制动器的设计是汽车设计的重要部分,由于处于设计阶段的汽车不可能进行道路试验,即使能够进行,测量结果也并不准确和客观,所以,汽车大部分元件的试验仍需在台架上进行试验。试验台通过电机驱动,使飞轮组转速达到规定转速后开始制动,同时切断电源。这和真实状况下制动时切断动力源的原理相同,是最佳的模拟方式。为了增大试验台能够进行试验的车型范围,需要设计一套由不同转动惯量组成的惯性飞轮组,通过不同的组合方式来实现对不同车型的试验。本文设计试验台主要针对的测试对象是轻型车盘式制动器,根据国家标准GB/T3730.1—1988的规定分类,总质量在1.8~6.0吨范围的货车属于轻型货车,长度在3.5~7.0米之间的可测属于轻型客车,轻型汽车主要包括M1,M2和N1类车。考虑到试验台同时能够对大部分乘用车进行有效测量,初步将测量试验台测量范围定为汽车总质量1.2~4.0吨。目录摘要 第1章绪论1.1设计的主要内容本文设计轻型汽车盘式制动器综合性能试验台,由于盘式制动器表现出的优良性能,其运用范围逐渐扩大,所以,对其性能的研究变得越来越重要。本文通过课题形式研究盘式制动器性能测试方法和设计盘式制动器性能试验台。1.1.1国内外的研究现状目前,世界上绝大部分国家,包括汽车工业发达国家通用的方法是通过惯性试验台来模拟测试制动器的各项性能指标,从而对制动器性能进行评估。以汽车工业起步较早的发达国家德国、美国等为例,如德国CarlSchenckAG公司,德国FroudeHofmann公司以及美国CHASE公司等研制的制动器试验台,都反映了当前较为先进的实验技术。其中德国CarlSchenckAG公司研制的惯性式制动器试验台,能够同时对两个制动器进行试验。它的基本原理就是以一定角速度旋转的惯性飞轮的动能来模拟汽车的动能,并在制动时为被试制动器所吸收。体现了德国汽车工业技术的先进性和严谨性。国内汽车行业普遍落后于欧美发到国家,受到技术制约和设备落后等因数的影响,目前国内汽车性能及实验技术较其他发达国家相对落后许多,但整个行业紧追国际水平的步伐从未停止。目前国内汽车行业较先进的实验手仍是学习借鉴发达国家的经验来进行,包括技术和设备等各方面。尤其是有的关键实验设备,主要依靠从国外进口,然后进行消化吸收后进行再创新。在这种学习模式下,国内的生产及实验技术均有了长足进步。主要的汽车研究机构和各高等学府的科研团队在借鉴国外技术的帮组下取得了丰硕的成果。典型的国产制动器试验台有天津大学天津内燃机研究所研制的,ZDQ型制动器试验台和吉林大学机电设备研究所研制的JF系列试验台等。ZDQ制动器试验台是基于国家汽车行业标准QC/T654-2000《摩托车和轻便摩托车制动器台架试验方法》而开发设计的,采用机械惯量模拟和电惯量模拟相结合的摩托车惯量模拟方式,是用于评价摩托车和轻便摩托车制动器性能的专用检测设备。该试验台能够完成标准QT/654-2000中规定的效能试验、磨合试验等所有试验项目,并能在试验过程中检测和记录很多试验参数,如制动初速度、蹄片温度、制动减速度、制动次数、制动间隔时间、制动操纵力、制动力矩、制动距离和主轴转速等。1.1.2本文研究的意义及研究中存在的问题制动系统是汽车的重要组成部分,是汽车安全性的重要保障,制动器性能的好坏直接关系到汽车整体性能的驾乘人员的生命财产安全。制动器是制动系统中的重要元件,同时盘式制动器是制动器中非常重要的一类,在轿车和轻型车中应用非常广泛。本文主要研究的是轻型汽车盘式制动器的性能试验台,同时研究盘式制动器各项性能。本文通过设计一种惯性式试验台研究盘式制动器,是当前制动器性能检测研究的重要手段,更是当前最主要的试验方法。随着盘式制动器应用范围的不断扩大,对盘式制动器性能的研究变得越来越重要,所以,研究一种能够很好模拟汽车真实制动情况,精确检测盘式制动器制动性能的试验台显得非常重要。它是准确掌握盘式制动器性能的有效途径,从而是制动器设计中选材,结构设计等重要环节的控制性因素。所以对盘式制动器性能的研究及对相应试验台的研究具有举足轻重的地位,对提高制动器各项性能具有重要意义。虽然目前整个行业对这项技术的研究有了一个很高的水平,尤其是欧美发达国家。尽管国内生产工艺水平仍落后于国外,但实验技术在硬件方面和国外相比差距并不大,但是国内对于数据的采集,分析方面经验不足,落后于国外。这也是制约中国汽车技术进一步提高的重要原因。所以,学习国外先进技术经验,研究新型实验设备仍是亟待解决的关键问题。1.2制动器的性能要求制动器作为决定汽车安全性能重要部件,制动器具有良好的综合性能显得至关重要。其中主要包括:制动效率,制动效能,制动响应时间,可操控性和良好的散热性能。制动效率指车轮不抱死的最大制动减速度与车轮和地面间摩擦系数的比值,也就是车轮将要抱死时的制动强度和被利用的附着系数之比。制动效率是制动器性能的重要体现,为保证制动效率,各国在汽车轴荷分配等方面都做了严格的规定。制动效能指在良好路面上,汽车以一定初速度制动到停车的制动距离或者制动减速度,它是制动性能的基本评价指标。制动效能的恒定性(即抗热衰退性能)决定了汽车长时间连续制动是的制动可靠程度。水衰退性也是制动器面临的一个严重问题,同样,汽车涉水行驶时可能导致制动器短时间内丧失制动能力。制动响应时间是操纵者从开始踩踏制动踏板,到制动器开始产生制动力的时间,汽车高速行驶时制动时间的延长必然导致汽车不能再有效距离内实现制动,所以,保障汽车具有良好的制动性能,制动时间不能太长,这已成为各企业必须遵守的原则。制动器有良好的操纵性和散热性能都是都是良好制动性能的重要保障。所以,要实现制动器具有良好的综合性能,必须顾及到每项性能及其相关的影响因素。在设计中必须综合考虑外界条件和各项性能之间的相互影响,必须在诸多性能参数中找到一个平衡点,可以适当降低其中部分性能来避免因为它们的提高而影响到其他性能。

第2章制动器试验台的方案设计2.1试验台技术要求本文严格按照QC/T564-2008(乘用车制动器性能要求及台架试验方法),对轻型汽车盘式制动器性能试验台机械装置进行设计。要求所设计的试验台能对轻型汽车所使用的盘式制动器进行制动性能综合试验。尽可能模拟汽车真实的制动情况是本文设计试验台追求的方向。试验过程中需要模拟汽车不同工况、不同车型的制动情形,所以要求试验台能够实现加载和卸载、调速、改变系统转动惯量等功能。试验台要能实现以下试验项目:制动器效能实验、制动器热衰退恢复实验、制动衬片磨损试验;并可测试制动力矩、制动时间、制动距离、制动减速度等参数。由于实验台中一部分重要元件是质量很大的飞轮组,不能单靠人力进行装卸,需要设计辅助装置来完成。辅助装置不能干扰主轴的运动,拆装过程必须稳定,同时需留一定空间安放不用的飞轮。2.2试验台架方案设计进行试验台设计时,在满足试验台技术要求的前提下,还应考虑到各部分的设计要素。对于惯性旋转体部分,应该考虑能够使机械惯量和实际工况相同或相类似,并且保证工作可靠;对于尾座制动钳安装部分,必须能够进行轴向滑动并能够随意固定,以适应不同型号的制动器尺寸变化;还必须考虑制动钳与制动盘对接时的同轴度,必须保证制动力矩的测量精确度。同时,设计时还应考虑测量系统的精确性和滞后性、整个试验台的噪声、振动、试验台的寿命以及成本等问题。另外,各零部件设计必须考虑到能够直接购买元件方便的安装,并具有良好的工艺性和强度。试验台采用单端机械惯性试验台型式,分为机械、气液和电控部分。传动系统采用直流无级调速电机驱动,直流电机具有启动力矩大、干扰小、可频繁启动的特点,能够有效实现不同初始车速制动工况的模拟。试验台通过机械惯量(惯性飞轮)来模拟整车的惯量,具有很高的稳定性和可靠性。试验台计算机控制系统可以通过各类传感器对检测的数据进行处理、显示、存储、检索及输出并可进行实时控制,并结合预先输入的分组参数对产品进行质量性能的判断。试验台结构如图2.1。图2.11、调速直流电机,2、联轴器,3、轴承支撑座,4、飞轮,5、飞轮,6、飞轮轴,7、轴承,9、飞轮,10、第二轴,11、制动钳,12、制动钳安装盘,13、测力尾座滑座,14、测力尾座支座,15、制动盘,16、轴承端盖,17、轴承端盖,18、飞轮支撑座,19、飞轮支撑座升降手轮,20、T型槽平板,21、速度传感器,22,测速齿轮。

第3章制动器试验台基本原理及设计计算3.1试验台的基本原理及制动力分配3.1.1试验台基本原理汽车在行驶过程中,整车大部分质量的运动方式是平动,所以其动能主要来源于平动动能,同时,还包括车轮等旋转体的转动动能和其他零部件的振动动能。要使汽车能够在制动器的作用下安全停下来,制动器需要耗散掉的能量包括汽车平动动能和各旋转零件的转动动能。试验台通过旋转的惯性飞轮来模拟整车的动能,即是将汽车的动能转换成飞轮的转动动能。汽车试验台要能够真实模拟汽车制动工况,必须将汽车动能分配到每个车轮上。这样,就能够通过旋转的飞轮来模拟车轮上的动能,也就是试验台的原理。假设汽车总重;以初速度进行制动减速到;试验台飞轮惯量和角速度从相应降低到。则可由动能相等得到:(3.1)由此可知,汽车动能和试验台动能有如下关系:(3.2)即(3.3)由3.3式得:(3.4)——汽车等价转动惯量,;——汽车空载质量,;——汽车满载质量,;——飞轮半径,;,——汽车制动的初始速度和制动结束速度,,——飞轮制动前后的旋转角速度,;——汽车转动部件的当量空车质量系数。3.1.2车轮对应惯量的计算根据中华人民共和国汽车行业标准QC/T564-2008《乘用车制动器性能要求及台架试验方法》中的规定。(3.5)——转动惯量计算值,;——车轮滚动半径,;——汽车满载质量下,以()的制动减速度进行制动时,被试制动器所对应车轮承受的那部分质量,当同一制动器用于不同车型,取最大值,。前制动器的计算公式:(3.6)后制动器的计算公式:(3.7)——汽车重心离前轴距离;——汽车重心离后轴距离;——重心高度;——汽车轴距。3.2实验转速计算3.2.1车速对应下的飞轮转速要能够尽量真实的模拟汽车的真实制动情况,飞轮的转速应该和汽车车轮的转速相同。所以两者之间应该满足如下关系:(3.8)——汽车行驶速度,;——试验台主轴转速,;——飞轮半径,。则试验台主轴的转速为:(3.9)3.2.2试验车型的选取设计试验台要求能够进行轻型汽车盘式制动器综合性能试验,要求对范围内车型都有较好的测量效果。根据中华人民共和国汽车行业标准QC/T479-1999和QC/T564-2008的相关要求及其规定的实验方法,测量和计算盘式制动器的各项性能参数。试验车型基本参数情况如下表:表3.1试验车型基本参数试验车型基本参数车型及排量陆风X8,2.5L总质量空载1850kg满载2175kg轴距L2760mm最高车速170km/h制动器形式前轮通风盘式后轮通风盘式重心高度0.51m车轮滚动半径0.2951m重心离后轴距离1510mm3.2.3对应飞轮惯量计算试验中以满载情况为实验条件,取满载值2175kg,,,。则前轮承受的值:后轮承受的值:同一车型上前后制动力不同时,以较大的为准,则飞轮转动惯量计算值为:3.2.4试验台转速计算参照试验标准QC/T564-2008,在进行微型车制动器磨合试验前,要求以50km/h的初速度进行磨合实验,第一次效能试验时的制动器初速度规定限制条件为:和,实验转速尽量取整,则制动初速度定为50km/h、90km/h;第一次磨合试验制动初速度由时制动初速度为80km/h。第二次效能实验增加制动初速度,取制动初速度120km/h。按照要求,针对车型衰退实验初速度为100km/h。即在各项制动器性能试验中,制动器初速度有以下几种:50km/h、80km/h、90、100km/h、120km/h。根据公式计算得进行实验的转速要求为:449.000r/m,718.400,808.201,898.001,1077.605。

第4章电动机功率计算及电动机选择4.1电机功率计算在所有试验情境下,不难判断最高转速所需要的功率最大,所以以最大功率作为选择电机的参考因素是合理的。试验标准QC/T564-2008规定及初选结果,最大试验车速为120km/h,即飞轮最大转速n=1077.605r/min,则其最大角速度为:若飞轮在20秒内从零转速达到最大转速,则飞轮角加速度为:则在模拟轻型车满载的时候,飞轮产生的惯性扭矩为:那么所需要提供的功率为:由于传动系统存在能量损失,假定系统传动效率为0.85,则系统所需电机功率为:4.2电机的选择电机的选择是整个实验台的动力部分,选择合适的电机既关系到实验台良好运行,电机处在最佳工作状态以及有效的控制制造成本等。所以电机的选取非常重要,考虑到功率、安装等方面的要求。Z4直流电机电机具有体积小、性能好、重量轻、输出功率大、效率高及可靠性高,最重要的是可以调节转速的特点,且可以与当今国际先进水平的电机较量。考虑到试验台能够实现较大范围车型的实验,电动机功率略微取大一些,故选取Z4-180-41作为试验台的驱动电机。电机基本参数如下。表4.1电机尺寸数据图(单位:mm)型号安装尺寸z4-180-41ABCDEFGADAEAFAGCHK27958612155110166965110166918015型号外形尺寸ABACADHDLL1h1z4-180-41356390305731944117216表4.2电机性能参数型号基本参数z4-180-41功率(kw)额定转速(r/min)额定电压(V)惯量矩(kg.m2)重量(kg)5515004402.2410电机基本尺寸决定着试验台结构设计尺寸,所以需要列出详细尺寸参数。

第5章试验台结构设计5.1飞轮组设计计算5.1.1飞轮组设计飞轮组是试验台模拟汽车惯量的部分,是试验台的重要组成部分,设计飞轮要求能够有效的模拟汽车惯量;由于试验中飞轮再告诉旋转,所以飞轮受力比较复杂,要求飞轮能够满足必要的强度和可靠性;另外由于飞轮模拟的惯量较大,从节约材料等经济角度考虑,条件允许的情况下尽可能增大飞轮半径,实现在飞轮质量不增大的情况下增大转动惯量,同时综合考虑试验台整体尺寸等因素加以综合设计。由于设计实验台的目标是能够实现一定范围车型的制动器实验,所以,单个飞轮无法实现其功能,故设计成飞轮组。通过大小飞轮的不同组合来实现加载和卸载以及测试不同车型。飞轮组又一系列大小不同的飞轮组成,为了能够实现灵活加载和减载,飞轮组设计惯量为:2个30kg.m2,两个10kg.m2,一个5kg.m2,通过这种大小飞轮的组合具有调整惯量灵活,调整梯度均匀等特点,能够有效的模拟不同车型和加减载测试。5.1.2飞轮组计算第三章计算得到试验台需要模拟的惯量为59.6875kg.m2,电动机自身拥有惯量3.86kg.m2,忽略轴的转动惯量,则飞轮的转动惯量应该为:59.6875-3.86=55.83kg.m2。综合考虑到试验台整体尺寸及增大惯量的角度考虑,将飞轮直径设计为800mm,由于飞轮受力情况较为集中,选取45钢作为飞轮材料,材料密度。本实验台飞轮采用简单圆柱体形式,故其惯量计算公式为:(5.1)——飞轮惯量(kg.m2);——飞轮质量(kg);——飞轮半径(m)。由公式得飞轮厚度为:(5.2)——飞轮厚度。将各参数值带入飞轮设计惯量值,的飞轮厚度:换算单位并将宽度取整,得到惯量为20kg.m2的飞轮厚度为95mm。同理可得惯量为10kg.m2和5kg.m2的飞轮厚度分别为32mm和16mm。5.2车轮的路面制动力矩计算及实验设定力矩确定真是制动时轮胎可能存在边滚边滑的情况,但是这种情况试验台无法模拟,将制动理想化为从开始制动到停止过程均为纯滚动。汽车制动时,制动力矩和制动管路压力成正比。从受力平衡的角度,车轮的制动器制动力矩等于地面制动力矩。最大制动力矩不是随制动压力增大而无限增大,受到地面附着情况的限制,所以最大制动力矩数值上等于车轮受到地面最大摩擦力矩。针对此车型,第三章计算得汽车单个前轮承担载荷为685.4kg,对于一般的沥青路面及混凝土路面,取地面附着系数。实际过程中,滚动阻力和惯性力路相对较小,忽略不计。则此车型前轮上能够产生的最大摩擦力:车轮的滚动半径,则可得到最大制动力矩:由盘式制动器生产企业对盘式制动器性能的要求,其能产生的最大制动力矩需满足关系:。——制动器设计最大制动力矩(N.m)——路面对车轮产生的最大制动力矩(N.m)试验台要求能够实现对盘式制动器设计最大制动力进行测试,故试验台设定扭矩应该以盘式制动器的设计最大扭矩最为设计依据。取扭矩放大系数为1.2,则试验台设计最大扭矩:。5.3轴类零件设计轴类零件是试验台的核心元件,是所有旋转部件的安装零件,起着承担旋转体重量和传递扭矩的作用。其设计必须考虑到这两大核心问题,使设计结构满足各项要求。5.3.1第一轴设计第一轴为飞轮安装轴,其承担的支撑重量大,且两支撑端较远,故设计是应该适当增大其径向尺寸。轴上两个安装飞轮重要轴段,安装两个惯量为30kg.m2飞轮的轴端,由于飞轮管两大,单靠螺栓承担其扭曲对螺栓要求太高,故设计成带锥面配合,锥度14度;安装两个惯量为10kg.m2飞轮的轴段,飞轮惯量相对较小,适当加强螺栓能够良好传递扭矩,故从节约加工成本的角度,仍设计成圆柱面配合。材料:该轴无特殊要求,轴采用的材料,一般为45号钢(调质),正火处理。由传动系统设计来看,忽略传递过程中的能量损失。轴传递的最大扭矩为,轴的最高转速为1077.6r/min,则轴承受的最大功率为:由《机械设计》表15-3得:45号钢,调质处理,取,则可得轴的最小直径:安装联轴器部分有键槽,故需放大10%~15%,取放大系数为10%得到轴的最小尺寸为64.89mm,取整65mm。结构设计如图5.1:图5.11段:此段为联轴器安装段,由于轴的直径必须与联轴器相适应,设计轴是需要同时将联轴器选好,轴的最终直径有联轴器决定。Z4-200-12型电机的轴直径为d1=65mm,由标准凸缘联轴器(GB/T5843-2003),选用GY8凸缘联轴器,公称扭矩为3150N.m,轴孔直径65mm,半联轴器长度142mm。综合各参数确定轴段1的直径为65mm,两轴连接需留一定空隙,所以安装联轴器段长度为L1=140mm。联轴器校核:考虑到扭矩的变化和轻度冲击载荷,取,则联轴器的计算扭矩为:满足要求。故定轴段1直径为d1=65mm,长度L1=140mm。联轴器通过轴肩进行轴向定位,轴向定位由圆头平键实现,材料为45#钢(调质处理)。由《机械设计》表6-1得:查的平键的截面,并根据键的直径系列,选取键的长度为。则平键的应力:满足轻度冲击要求。联轴器与轴的配合采用基孔制,为方便联轴器的安装,由《机械设计》表15-2可得,端部倒角2段:此段轴为轴肩,根据联轴器的尺寸参数,确定轴肩高度为8mm,则第二段轴的直径为d2=81mm。轴承端盖儿总长度20mm,考虑轴承支撑座的宽度和联轴器离轴承端盖留一定距离取60mm。则第二段轴长度为L2=80mm。同第一段一样,轴肩倒角。3段:此段轴为轴承安装位置,轴承主要承担径向支撑,有轻微的轴向力,所以选择圆锥滚子轴承,按照国标(GB/T297-1994)的规定,选取滚动轴承30317GB/T297-1994,其尺寸为。则轴段3的直径d3=85mm,长度为L3=44.5mm。轴肩处倒角。4段:轴承需要依靠轴肩来进行轴向定位,按照轴承的基本尺寸参数,取轴肩高度为7mm,则直径为d4=99mm。考虑到轴承支撑座的宽度和留下飞轮拆装操作空间,取第4段长L4=300mm。5段:第五段为飞轮安装轴段,设计成锥面,其优点在于对中方便,可以靠锥面配合来传递扭矩,锥度1:8。两个飞轮总厚度为190mm,考虑飞轮擦还装方便,锥面长度设计为L5=240mm。则计算得此段大端直径为d5=129mm。6段:此段为固定飞轮的法兰盘,由于飞轮较重,取法兰盘厚度为L6=40mm。径向尺寸主要考虑螺栓安装位置及必要强度,取较大保险系数,按照周布六枚螺栓的要求,设计法兰盘直径为d6=300mm。7段:此段无特殊元件,由于越靠近中部挠度越大,适当增大轴直径,设计直径为d7=110mm。考虑到需要拆装螺栓,预留一定操作空间,取该段长度为L7=150mm。8段:惯量为10kg.m2的飞轮需要靠8处法兰盘来进行固定,8的功能和6是相同的,取其厚度为L8=30mm,直径为d8=260mm。9段:此处安装两片惯量为10kg.m2的飞轮,飞轮总厚度为72mm,故设计锥形段长度为L9=96mm,小端直径同轴肩4相同为d9=99mm。10段安装轴承,参数和4段相同,长度L10=200mm;11段为轴承安装轴段,和3段参数相同;12段为轴肩,参数和2相同;13段是联轴器安装轴段,参数和1段相同。5.3.2第二轴设计第二轴是制动盘安装轴,同时安装5kg.m2的飞轮。轴同样需要考虑承受较大扭矩。第二轴飞轮安装位置选择圆柱面配合,制动盘安装按照制动盘的具体形式设计相应的安装辅件。第二轴承受的载荷与第一轴大致相同,故不特别考虑材料和结构尺寸等的调整,仍然选择45#钢(调制处理)。最小直径65mm图5.21段:与联轴器连接部分,其基本参数和与之配合的第一轴参数相同,d1=65mm,L1=140mm。键槽和键都与相配合的第一轴相同。2段:此段为联轴器限位轴肩,根据联轴器尺寸参数,取轴肩高度h=8mm,则第2段轴直径d2=81mm。考虑轴承支撑座宽度,取轴段长度L2=80mm。3段:此段为支撑位置,轴承安装带。按照与第一轴设计一致的原则,选取轴承30317(GB/T297-1994),其尺寸为。则轴段3的直径d3=85mm,长度为L3=44.5mm。4段:第四段作为轴承的限位轴肩,取轴肩高度为7mm,则第4段轴的直径d4=99mm。此段中有一厚度为16mm的飞轮存在,综合考虑飞轮的安装和拆卸,此轴段应适当取长一些,取长度为L4=200mm。5段:飞轮安装位置,由于飞轮相对较小且数目单一,仅靠螺栓便能够便能够传递扭矩,配合面不再采用锥面而直接采用圆柱面间隙配合,通过螺栓传递扭矩。轴段长度以飞轮厚度为参照,取轴段长度L5=20mm,为了尽量减小同轴误差,将轴段直径取得稍大一些,取d5=140mm。6段:此段为连接螺栓的法兰,设计参数和第一轴上相类似,直径仍然采用与第一轴相同的d6=260mm。长度取L6=20mm。7段:此段除了起限制轴承外没有其他特别的作用,故其尺寸参数只要在满足强度条件的情况下便可,取直径d7=99mm,长度L7=60mm。8段:此段尺寸参数和3段相同,则轴段3的直径d3=85mm,长度为L3=44.5mm。9段:此段为轴肩,限制因素主要来自轴承支座宽度,取L9=120mm,直径d9=80mm。10段:此段为安装汽车制动盘的法兰,法兰与轴之间的传动采用键连接,轴的在和条件和设计方便来考虑,轴段的直径d10=65mm,长度L10=140mm。查《机械设计》表6-1得,键尺寸参数为,再查其长度系数表,取键长110mm。法兰结构形状需根据具体车型制动盘的形状尺寸参数来确定。本文以陆风X8作为代表车型设计,该车型制动盘与车桥连接采用周布螺栓连接,螺栓数量为6枚,分布圆直径为d=135mm。故法兰盘的尺寸是确定的。5.3.3尾座测力机构设计测力系统是安装制动夹钳和测力杠杆的重要元件,两大关键安装位置的设计应该考虑到安装方便灵活,结构紧凑。设计中,为了考虑能够精确测量制动力等参数,测力系统分为三个部分,分别是安装制动夹钳的法兰盘,测力杠杆和连接法兰盘和测力杠杆的轴。图5.31段:安装法兰盘的轴段,载荷不变,故其直径d1=65mm,连接键参数为,取键长110mm。由于法兰盘位于轴端部,故在轴端部圆周上设计一限位螺钉,以防止法兰盘从掉出,故长度取180mm。2段:为轴承安装位置,轴承参数不变,,则轴的直径d2=85mm,取长度为90mm。3段:此段无特殊作用,只是限制两轴承位置,取轴肩高度为7mm,则其半径为d3=99mm,长度取L3=60mm。4段:为轴承安装位置,直径d3=85mm,长度取L4=80mm。5段:此段安装测力杠杆,仍然采用键连接,取直径d5=80mm,由于测力杠杆位于轴端部,故需在轴末端设计一限位螺钉,防止杠杆脱落,故取长度L5=90mm。5.4尾座设计尾座是安装制动夹钳和测力系统的部分,由于尾座上安装有制动夹钳,不同汽车制动器形式不一样,其配合尺寸也不一样,所以尾座的设计必须设计成可轴向移动的工作台,以实现不同车型制动器均能够进行良好测试。故将尾座设计成可轴向滑动机构,滑动部件采用机床常用的平面摩擦型滑轨系统。为尽量提高测量精度,将测力臂设计的稍长一些,选择测量范围稍小精度高的传感器。故设测力杠杆长度取为450mm。5.5飞轮装卸系统设计飞轮质量大,靠人工装卸难度较高,所以必须设计相应的装置来实现飞轮的装卸。飞轮装卸系统是实现安装和拆卸飞轮的重要部分,是实现加载和减载的关键。由于飞轮质量较大,飞轮装卸系统必须安全可靠地工作,保证没各飞轮在装卸过程中都不对其他零部件造成影响,以及带来安全隐患。飞轮拆卸系统采用底端滑道移动,用可升降圆弧形支撑来支撑飞轮。飞轮装卸系统和尾座采用同一滑道,各利用不同分段。同时,由于飞轮质量大,为防止飞轮侧倾,设计一飞轮支撑座为带有护沿的弧形支撑座(如图5.4)。同时在滑座上设计T型限位块(如图5.5)装置和T形槽相配合。1为安装在滑座上的定位孔,2为与型槽平板相配合的T型结构。图5.4图5.5本文选择装卸系统为下方支撑、滑道式装卸系统。其主要结构部分包括:支撑在滑道上的基座,可升降的圆弧形飞轮支撑座(直径和飞轮相同800mm),升降操作旋转螺栓。其工作原理是:安装飞轮时,让滑道向前移动将飞轮送到安装位置,对中后将飞轮固定到法兰盘上,同时飞轮内圈和轴锥面形成一定压力,这个压力是传递扭矩的主要部分;飞轮安装到位后,下调可升降飞轮支撑座,使飞轮支撑座脱离飞轮,此时飞轮便可以无障碍工作。当实验完成或者需要减小惯量时,只需将飞轮支撑座升高,托住飞轮方可进行飞轮拆卸,螺栓完全拆除后移动可滑动支座,就可以安全的将飞轮移开。吊装架吊装拆装方案,需要设计结构较为庞大的吊装架,上端设计滑道,这种较为庞大的支撑架整体刚度较差,悬空滑道必须通过增大零件尺寸或者调整材料来提高其刚度,另外需要设计绞盘实现上下吊装飞轮。飞轮圆周上需设计有一定数量的吊装螺孔,但是这种方式无疑增大了飞轮的加工难度,同时会对圆周上质量造成影响,从而引起飞轮惯量误差。由于飞轮组是一个旋转机构,每次试验结束后飞轮所停的位置均不一样,吊装螺孔不一定停在最佳吊装位置,安装飞时飞轮的固定位置难以对中。这些问题造成飞轮的拆装是一件操作不便,非常繁琐的过程。而采用下端滑道形式移动飞轮的方案,其有如下优点:一、试验台结构紧凑,不需要设计结构庞大的吊装架;二、整个系统刚度较大,移动准确无误;三、除第一次安装时需要反复调整高度配合安装之外,后续试验均不需要。原因在于卸下飞轮移出安装位置时并没有调整其高度,下一次安装可直接将飞轮移动到位。四、处于备用状态飞轮安放平稳,无晃动,不干扰实验进行。

第6章主要零件的校核6.1飞轮校核飞轮是模拟汽车惯量的关键零件,实验中制动力矩主要依靠飞轮的旋转惯量来进行模拟,所以,飞轮的各项力学性能必须满足要求。飞轮受力情况是自圆周位置沿径向指向圆心方向应力逐渐增大,故校核飞轮的主要任务是校核局部最大应力是否符合要求。6.1.1设置基本参数利用ANSYS对飞轮进行有限元分析,ANSYS可用于分析零件在载荷条件下的应力、应变情况,本文中校核均在ANSYS11.0中进行。将绘制好的飞轮模型导入ANSYS,选择20节点的SOLID45实体单元类型,飞轮材料为45钢。输入材料弹性模量EX为2ellPa,泊松比PRXY为0.3,材料密度为,基本参数设定完成后进行加载。6.1.2对飞轮进行加载飞轮主要受力情况是受扭矩作用,其扭矩主要靠飞轮和轴之间1:8的配合锥面来传递扭矩,故可将飞轮的约束简化为飞轮孔内测表面的面约束。约束包括Ux,Uy,Uz三轴方向和旋转约束,然后在圆周上施加扭矩。施加扭矩是需要注意,整个试验系统的最大扭矩为1585.73N.m,它是由飞轮组共同构成,所以单个飞轮校核是扭矩参数不能直接代入1585.73N.m,而是将其按照飞轮惯量来进行分配。分配结果为三种不同惯量飞轮的扭矩分别为:559.67N.m,186.56N.m,93.28N.m。分别对应代入飞轮,网格采用自动划分网格。转速代入试验台的最高转速1077.61r/mim。各项参数设置完成进行运算,得到结果依次如下:(1)惯量为30kg.m2的飞轮由分析结果可以看出,飞轮的最大应力为1.38Mpa,远小于材料的屈服强度350Mpa,符合要求。(2)惯量为10kg.m2的飞轮分析结果表明飞轮最大应力小于材料的屈服强度,符合实验要求。(3)惯量为5kg.m2的飞轮分析结果表明,飞轮最大应力0.36Mpa,远小于材料的屈服强度,符合实验要求。6.2轴类零件校核进行轴的强度校核计算时,应根据轴的具体受载及应力情况,采取相应的计算方法,并且恰当的选取其许用应力。对于仅仅(主要)承受扭矩的轴(传动轴),应按扭转强度条件计算;对于只承受弯矩的轴(心轴),应按弯曲强度条件计算;对于即承受弯矩有承受扭矩的轴(转轴),应按弯矩合成强度条件计算,需要时还应按疲劳强度条件进行精确校核。此外,对于瞬时过载很大或应力循环不对称性较为严重的轴,还应按峰尖载荷校核其静强度,以免产生过量的塑性变形。对于制动器试验台的轴,属于主要承受扭矩的轴,所以按轴的扭转强度条件计算,轴的结构设计中,已按扭转强度计算了轴的最小直径,故轴类零件已满足强度要求。本文设计已按照《机械设计》中轴的角和方法确定了轴的最小直径,则轴的强度能够满足要求,故不再作赘述。第二轴和尾座轴均按照第一轴的最小尺寸为基础设计,强度也合格。

第7章传感器选择7.1制动力矩测量制动力矩测量通过拉压传感器测定力,由传感器测的的力和力臂换算成制动力矩。拉压传感器品种繁多,样式各异,作为本实验台的重要传感器,既要考虑其测量精度高和测量范围大的要求,还要求其结构简单,安装方便。选择深圳感力通公司的LAC2-500型柱式拉压传感器,其测量范围为0~500kg。所选车型制动盘尺寸参数为d=286mm,制动夹片径向宽度为60mm,制动力作用半径取夹片中点所在位置计算,半径r=113mm,测力杠杆设计力臂为。由于传感器受力和制动器制动力矩满足关系:(7.1)——制动器产生的扭矩(N.m);——传感器承受的力(N);——传感器测力杠杆力臂长度(m)。则传感器受到最大力为:——传感器承受的最大力(N)——实验制动器产生的最大扭矩(N.m)则传感器选择符合要求。7.2速度传感器速度传感器是实时测量实验转速的重要元件,经过长时间的发展,速度传感器已由最初的机械式和直接发电式发展到数字脉冲式。目前比较普遍使用的传感器类型很多,如测速发电机、磁电式、光电式、同步闪光式、旋转编码盘等等。在选择速度传感器时主要根据具体要求选择与需要相适应的传感器形式。本文选取SZMB-5型磁电式转速传感器,传感器具有测速范围宽,测量精度高等优点,可以达到转速范围:6~9999r/min,测量误差不大于±0.02%。同时磁电式速度传感器同等精度条件下相对成本较低,故对本实验台是非常合适的。7.3温度传感器温度传感器用于测量制动器产生制动过程中的温度变化,分析制动器的产热情况和热耗散能力,从而评价制动器的性能。制动器在制动过程中要求尽量少的产生热量,产生热量能够较快的耗散掉,测得温度越高,这项性能相应就越差。本文采用热电阻式温度传感器来测温,这种温度传感器有测温范围较大,性能稳定寿命长,价格低廉,结构简单等优点。

第8章结论与展望汽车制动系直接影响着汽车行驶的安全性和停车的可靠性。而制动器是制动系中直接作用制约汽车运动的一个关键装置,是汽车上最重要的安全部件。汽车的制动性是汽车的主要性能之一,它直接关系到交通安全。随着汽车速度的提高,对汽车行驶安全性提出了更高的要求。而制动器是制动系中直接作用制约汽车运动的一个关键装置,是汽车上最重要的、产生制动力的安全部件,它的工作性能就显得尤为重要。所以,研制一种模拟性能好、试验精度高的制动器试验台十分必要。盘式制动器作为乘用车中的主导产品,随着其弊端的不断避免,由于其优良的制动性能和热耗散性能,盘式制动器的应用范围日益扩大,主要表现在其逐渐向轻型货车制动器方向发展。国外已在一定程度上得以应用,但是国内由于生产工艺限制即材料本身缺陷等导致这方面发展相对滞后,所以,对这方面的研究将是一个持续过程。本文设计的惯性式制动器综合性能试验台,间接阐述了汽车生产中制动器的设计原理和方法,分析了国内外目前的研究形式。纵观本文设计,仍有较大缺陷:首先、飞轮装卸系统支撑座需与飞轮一一对应设计,增加了支撑座的个数,使试验台的制造成本略有升高,但综合考虑飞轮拆装稳定性和可靠性来讲还是有一定的优越性的。其次,由于考虑到节约成本,飞轮支撑座的升降机构设计,需要两名实验者同时完成其升降功能,这是试验台一大美中不足之处。再次、试验台制动盘安装位置和制动夹钳安装部分的辅助结构不具有通用性,往往针对单一车型制动器或少数几款制动器,这是仍是需要思考和改进的部分。中国汽车工业虽然相对于10年前有了长足进步,但是相比欧美发达国家来说仍相对落后,所以,国内汽车工业技术革新是一个持续的过程,不会因当前可以引进而停滞不前。我们的发展模式是引进国外先进技术进行学习消化然后在创新,要求我么这一代要肩负历史的责任,为实现工业技术再上一个台阶不懈努力。技术革新已不仅仅购买先进的设备,更重要的是国内的研发能力。整个工业系统是一个有机整体,单方面取得进步对整个系统的进步作用是有限的,但是每一个微小部分又是至关重要的。相信我国的科学技术人才正在努力向更高层次探索,从每一个微小部分开始研究,直到整个体系。虽然近年来制动器试验台的研究成果不是特别明显,但是其重要性决定了其必要性,这方面的研究将

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