基于有限元比亚迪f3制动器的设计本科毕业论文.doc

第1章 绪 论1.1设计的目的及意义汽车是现代交通工具中用得最多，最普遍，也是最方便的交通运输工具。汽车制动系是汽车底盘上的一个重要系统,它是制约汽车运动的装置。而制动器又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件。汽车的制动性能直接影响汽车的行驶安全性。随着公路业的迅速发展和车流密度的日益增大,人们对安全性、可靠性要求越来越高，为保证人身和车辆的安全,必须为汽车配备十分可靠的制动器1。通过查阅相关的资料，运用专业基础理论和专业知识，确定以比亚迪F3轿车的制动系统为基本的为其设计鼓式制动器的设计方案，进行部件的设计计算和结构设计。使其达到以下要求：具有足够的制动效能以保证汽车的安全性；同时在材料的选择上尽量采用对人体无害的材料。1.2研究现状虽然在汽车制动器领域，盘式制动器将逐步取代鼓式制动器是必然的趋势，但在现阶段，鼓式制动器依然占据着很重要的位置。相对盘式制动器结构复杂，对制动钳、管路系统要求高，造价高等缺点，鼓式制动器不仅结构较简单、成本低，而且符合传统设计，所以在轻、重型载货汽车上，鼓式制动器还是在大量使用的。 鼓式相对盘式，其制动效能和散热性要差许多。鼓式制动器的制动力稳定性差，在不同路面上，制动力变化很大，不易于掌控。而由于散热性能差，在制动过程中会聚集大量的热量，制动蹄和制动鼓在高温影响下较易发生极为复杂的变形，容易产生制动衰退和振抖现象，引起制动效率下降。另外，鼓式制动器在使用一段时间后，要定期调校刹车蹄的空隙。针对以上缺点，现在鼓式制动器则采取一些改进措施： 1）合理确定制动鼓的直径 2）合理确定摩擦衬片宽度 3）合理确定轮毂散热结构 4）合理选择轮胎和轮辋5）加装气门嘴固定卡6）采用目前较先进的技术，以防车轮过热，如采用制动间隙自动调整臂、使用缓速器。设计中采用的是领从蹄式制动器，兼顾了制动器效能因数和制动器效能的稳定性。它的工作原理是利用与车身(或车架)相连的非旋转元件和与车轮(或传动轴)相连的旋转元件之间的相互摩擦来阻止车轮的转动或转动的趋势，亦即由制动踏板的踏板力通过推杆和主缸活塞，使主缸油液在一定压力下流入轮缸，并通过两轮缸活塞推使制动蹄绕支承销转动，上端向两边分开而以其摩擦片压紧在制动鼓的内圆面上。不转的制动蹄对旋转制动鼓产生摩擦力矩，从而产生制动力，使车轮减速直至停车。鼓式制动器是早期设计的制动系统，其刹车鼓的设计1902年就已经使用在马车上了，直到1920年左右才开始在汽车工业广泛应用。四轮轿车在制动过程中，由于惯性的作用，前轮的负荷通常占汽车全部负荷的70%-80%，前轮制动力要比后轮大，后轮起辅助制动作用，因此轿车生产厂家为了节省成本，就采用前盘后鼓的制动方式。汽车制动性能是确保车辆行驶的主、被动安全性和提升车辆行驶的动力性决定因素之一。鼓式制动器是应用非常广泛的一种制动器，有其优良的制动效果及简单的结构形式2。应用Pro/E 软件建立鼓式制动器主要零件的实体模型, 并完成虚拟装配，然后利用Ansys软件对制动器摩擦衬片有限元分析，为鼓式制动器的设计与研究提供了一种方法,，可缩短鼓式制动器的研发周期, 降低产品的研发成本, 并为以后进一步的结构优化设计、制造及运动分析奠定了基础。目前使用计算机辅助设计已经成为如今研究现状，也必将成为以后的发展趋势，计算机辅助设计的使用可降低工程设计成本的13%30%，减少产品设计到投产的时间30%60%，增加分析问题的深度和广度335倍，提高作业生产率40%70%，提高设备利用率23倍，减少加工过程30%60%,降低人工成本5%20%。以PTC公司的Pro/Engineer为代表的基于特征的参数化设计系统的问市给机械设计自动化奠定了坚实的现实基础，使得它变得其实可行。近年来在计算机技术和数值分析方法支持下发展起来的有限元分析（FEA，Finite Element Analysis）方法则为解决这些复杂的工程分析计算问题提供了有效的途径。我国在九五计划期间大力推广CAD技术，机械行业大中型企业CAD的普及率从八五末的20%提高到目前的70%。随着企业CAD应用的普及，工程技术人员已逐步甩掉图板，而将主要精力投身如何优化设计，提高工程和产品质量，计算机辅助工程分析（CAE，Computer Aided Engineering）方法和软件将成为关键的技术要素。在工程实践中，有限元分析软件与CAD系统的集成应用使设计水平发生了质的飞跃，主要表现在以下几个方面：增加设计功能，减少设计成本；缩短设计和分析的循环周期； 增加产品和工程的可靠性； 采用优化设计，降低材料的消耗或成本； 在产品制造或工程施工前预先发现潜在的问题； 模拟各种试验方案，减少试验时间和经费； 进行机械事故分析，查找事故原因。 在大力推广CAD技术的今天，从自行车到航天飞机，所有的设计制造都离不开有限元分析计算，FEA在工程设计和分析中将得到越来越广泛的重视。汽车的任何零部件都可以根据其所要求的性能对其进行有限元分析,寻找最优的设计方案, 以做到既能降低生产成本, 又能提高其性能, 达到最优的结合。例如,美国的ANSYS 公司已经利用有限元分析软件ANSYS 进行了钢板弹簧精确设计; 上海汇众汽车制造有限公司利用有限元分析软件ANSYS 进行油门踏板杆材料的断裂优化分析以解决国产化材料的替代等等。汽车工业代表着一个国家制造业发展的水平,世界经济大国的经济发展无一不与汽车工业有着极为密切的关系;作为世界经济大国的美国的汽车就一直处于汽车行业领头地位。作为制造业的中坚,汽车工业一直是以有限元为主的CAE技术应用的先锋。既然汽车的发展与有限元技术的应用有如此密切的联系,故必须要加大对此项技术的投入;不但要加大资金的投入,而且一定要加大人力资源的投入,培养一批熟练掌握并能更进一步开发此项技术的人才。车辆在行驶过程中要频繁进行制动操作,由于制动性能的好坏直接关系到交通和人身安全,因此制动器的性能是车辆非常重要的性能之一,改善汽车的制动器的性能始终是汽车设计制造和使用部门的重要任务。当车辆制动时,由于车辆受到与行驶方向相反的外力,所以才导致汽车的速度逐渐减小至0,对这一过程中车辆受力情况的分析有助于制动系统的分析和设计,因此制动过程受力情况分析是车辆试验和设计的基础,由于这一过程较为复杂,因此一般在实际中只能建立简化模型分析,通常人们主要从三个方面来对制动过程进行分析和评价:(1)制动效能:即制动距离与制动减速度；(2)制动效能的恒定性:即抗热衰退性；(3)制动时汽车的方向稳定性；目前,对于整车制动系统的研究主要通过路试或台架进行,由于在汽车道路试验中车轮扭矩不易测量,因此,多数有关传动系和制动系的试验均通过间接测量来进行汽车在道路上行驶,其车轮与地面的作用力是汽车运动变化的根据,在汽车道路试验中,如果能够方便地测量出车轮上扭矩的变化,则可为汽车整车制动系统性能研究提供更全面的试验数据和性能评价2。1.3预期目标(1)具有良好的制动效能(2)具有良好的制动效能的稳定性(3)制动时汽车操纵稳定性好(4)制动效能的热稳定性好1.4设计主要内容确定鼓式制动器的基本参数，对制动器的制动鼓、蹄片和支撑的几何尺寸进行计算及强度校和，利用Pro/E软件建立制动器三维模型装配图，通过干涉检查验证制动器设计的正确性，利用Ansys软件对摩擦衬片有限元分析。制定出鼓式制动器的结构方案，确定计算制动器的主要参数。利用计算机辅助设计绘制装配图和零件图。对设计出的鼓式制动器的各项指标进行评价分析。第2章 总体方案的确定2.1制动器形式方案分析汽车制动器几乎均为机械摩擦式，即利用旋转元件与固定元件两工作表面间的摩擦产生的制动力矩使汽车减速或停车。一般摩擦式制动器按其旋转元件的形状分为鼓式和盘式两大类。2.2鼓式制动器鼓式制动器是最早形式的汽车制动器，当盘式制动器还没有出现前，它已经广泛用于各类汽车上。鼓式制动器又分为内张型鼓式制动器和外束型鼓式制动器两种结构型式。内张型鼓式制动器的摩擦元件是一对带有圆弧形摩擦蹄片的制动蹄，后者则安装在制动底板上，而制动底板则紧固在前桥的前梁或后桥桥壳半袖套管的凸缘上，其旋转的摩擦元件为制动鼓。车轮制动器的制动鼓均固定在轮鼓上。制动时，利用制动鼓的圆柱内表面与制动蹄摩擦路片的外表面作为一对摩擦表面在制动鼓上产生摩擦力矩，故又称为蹄式制动器。外束型鼓式制动器的固定摩擦元件是带有摩擦片且刚度较小的制动带，其旋转摩擦元件为制动鼓，并利用制动鼓的外因柱表面与制动带摩擦片的内圆弧面作为一对摩擦表面，产生摩擦力矩作用于制动鼓，故又称为带式制动器。在汽车制动系中，带式制动器曾仅用作一些汽车的中央制动器，但现代汽车已很少采用。所以内张型鼓式制动器通常简称为鼓式制动器，通常所说的鼓式制动器就是指这种内张型鼓式结构。鼓式制动器按蹄的类型分为： 1、领从蹄式制动器如图2.1所示，若图上方的旋向箭头代表汽车前进时制动鼓的旋转方向(制动鼓正向旋转)，则蹄1为领蹄，蹄2为从蹄。汽车倒车时制动鼓的旋转方向变为反向旋转，则相应地使领蹄与从蹄也就相互对调了。这种当制动鼓正、反方向旋转时总具有一个领蹄和一个从蹄的内张型鼓式制动器称为领从蹄式制动器。领蹄所受的摩擦力使蹄压得更紧，即摩擦力矩具有“增势”作用，故又称为增势蹄；而从蹄所受的摩擦力使蹄有离开制动鼓的趋势，即摩擦力矩具有“减势”作用，故又称为减势蹄。“增势”作用使领蹄所受的法向反力增大，而“减势”作用使从蹄所受的法向反力减小3。 图2.1 领从蹄式制动器 领从蹄式制动器的效能及稳定性均处于中等水平，但由于其在汽车前进与倒车时的制动性能不变，且结构简单，造价较低，也便于附装驻车制动机构，故这种结构仍广泛用于中、重型载货汽车的前、后轮制动器及轿车的后轮制动器。 2、双领蹄式制动器若在汽车前进时两制动蹄均为领蹄的制动器，则称为双领蹄式制动器。显然，当汽车倒车时这种制动器的两制动蹄又都变为从蹄故它又可称为单向双领蹄式制动器。如图2.2所示，两制动蹄各用一个单活塞制动轮缸推动，两套制动蹄、制动轮缸等机件在制动底板上是以制动底板中心作对称布置的，因此，两蹄对制动鼓作用的合力恰好相互平衡，故属于平衡式制动器4。双领蹄式制动器有高的正向制动效能，但倒车时则变为双从蹄式，使制动效能大降。这种结构常用于中级轿车的前轮制动器，这是因为这类汽车前进制动时，前轴的动轴荷及 附着力大于后轴，而倒车时则相反。 图2.2 双领蹄式制动器 3、双向双领蹄式制动器当制动鼓正向和反向旋转时，两制动助均为领蹄的制动器则称为双向双领蹄式制动器。它也属于平衡式制动器。由于双向双领蹄式制动器在汽车前进及倒车时的制动性能不变，因此广泛用于中、轻型载货汽车和部分轿车的前、后车轮，但用作后轮制动器时，则需另设中央制动器用于驻车制动。如图2.3所示。 图2.3 双向双领蹄式器 4、单向增力式制动器单向增力式制动器如图所示两蹄下端以顶杆相连接，第二制动蹄支承在其上端制动底板上的支承销上。由于制动时两蹄的法向反力 不能相互平衡，因此它居于一种非平衡式制动器。单向增力式制动器在汽车前进制动时的制动效能很高，且高于前述的各种制动器，但在倒车制动时，其制动效能却是最低的。因此，它仅用于少数轻、中型货车和轿车上作为前轮制动器。如图2.4所示。 图2.4 单向增力式制动器 5、双向增力式制动器将单向增力式制动器的单活塞式制动轮缸换用双活塞式制动轮缸，其上端的支承销也作为两蹄共用的，则成为双向增力式制动器。对双向增力式制动器来说，不论汽车前进制动或倒退制动，该制动器均为增力式制动器。双向增力式制动器在大型高速轿车上用的较多，而且常常将其作为行车制动与驻车制动共用的制动器，但行车制动是由液压经制动轮缸产生制动蹄的张开力进行制动，而驻车制动则是用制动操纵手柄通过钢索拉绳及杠杆等机械操纵系统进行操纵。双向增力式制动器也广泛用作汽车的中央制动器，因为驻车制动要求制动器正向、反向的制动效能都很高，而且驻车制动若不用于应急制动时也不会产生高温，故其热衰退问题并不突出5。但由于结构问题使它在制动过程中散热和排水性能差，容易导致制动效率下降。因此，在轿车领域上己经逐步退出让位给盘式制动器。但由于成本比较低，仍然在一些经济型车中使用，主要用于制动负荷比较小的后轮和驻车制动。如图2.5所示。 图2.5 双向增力式制动器2.3盘式制动器盘式制动器按摩擦副中定位原件的结构不同可分为钳盘式和全盘式两大类。（1）钳盘式钳盘式制动器按制动钳的结构型式又可分为定钳盘式制动器、浮钳盘式制动器等。定钳盘式制动器：这种制动器中的制动钳固定不动，制动盘与车轮相联并在制动钳体开口槽中旋转。具有下列优点：除活塞和制动块外无其他滑动件，易于保证制动钳的刚度；结构及制造工艺与一般鼓式制动器相差不多，容易实现从鼓式制动器到盘式制动器的改革；能很好地适应多回路制动系的要求。浮动盘式制动器：这种制动器具有以下优点：仅在盘的内侧有液压缸，故轴向尺寸小，制动器能进一步靠近轮毂；没有跨越制动盘的油道或油管加之液压缸冷却条件好，所以制动液汽化的可能性小；成本低；浮动钳的制动块可兼用于驻车制动。（2）全盘式在全盘式制动器中，摩擦副的旋转元件及固定元件均为圆形盘，制动时各盘摩擦表面全部接触，其作用原理与摩擦式离合器相同。由于这种制动器散热条件较差，其应用远没有浮钳盘式制动器广泛。通过对盘式、鼓式制动器的分析比较可以得出盘式制动器与鼓式制动器比较有如下均一些突出优点: 制动稳定性好.它的效能因素与摩擦系数关系的K-p曲线变化平衡，所以对摩擦系数的要求可以放宽，因而对制动时摩擦面间为温度、水的影响敏感度就低。所以在汽车高速行驶时均能保证制动的稳定性和可靠性6。 盘式制动器制动时，汽车减速度与制动管路压力是线性关系，而鼓式制动器却是非线性关系。 输出力矩平衡.而鼓式则平衡性差。 制动盘的通风冷却较好，带通风孔的制动盘的散热效果尤佳，故热稳定性好，制动时所需踏板力也较小。 车速对踏板力的影响较小。2.4制动器形式的确定因为比亚迪F3轿车属于家庭用经济型小型轿车，所以基于汽车的生产成本应符合适用人群的原则，再综合以上优缺点最终确定比亚迪F3轿车的制动器设计采用前盘后鼓式。而我所设计的后轮鼓式制动器采用的是双向双领蹄式。2.5本章小结 本章对此次设计的总体方案进行分析，对比了目前各种制动器形式的利弊，为确定本设计的设计方案提供了依据，作为设计的开始本章显得十分的重要，确定了制动器的形式为以后的设计奠定了基础。第3章 鼓式制动器的设计计算3.1制动系统主要参数数值3.1.1相关主要技术参数 设计鼓式制动器的参数数据是采用比亚迪F3轿车的具体参数如下： 整车质量： 空载：1200kg 满载：1600kg质心位置： a=1.04m b=1.56m 质心高度： 空载：hg=0.60m 满载：hg=0.55m轴 距： L=2.6m轮 距: L=1.48m最高车速： 180km/h最大功率/转速：78/6000 kw/rpm最大转矩/转速：134/4500 Nm/rpm轮 胎： 195/60R153.1.2同步附着系数的分析(1)当时：制动时总是前轮先抱死，这是一种稳定工况，但丧失了转向能力；(2)当时：制动时总是后轮先抱死，这时容易发生后轴侧滑而使汽车失去方向稳定性；(3)当时：制动时汽车前、后轮同时抱死，是一种稳定工况，但也丧失了转向能力。分析表明，汽车在同步附着系数为的路面上制动(前、后车轮同时抱死)时，其制动减速度为，即，为制动强度。而在其他附着系数的路面上制动时，达到前轮或后轮即将抱死的制动强度这表明只有在的路面上，地面的附着条件才可以得到充分利用。根据相关资料查出轿车0.6，故取=0.7。3.2制动器有关计算3.2.1地面对车轮的法向反作用力地面作用于车轮上的制动力，即地面与轮胎之间的摩擦力，又称为地面制动力，其方向与汽车行驶方向相反，N；车轮有效半径，m。 令 （3.1）并称之为制动器制动力，它是在轮胎周缘克服制动器摩擦力矩所需的力，因此又称为制动周缘力。与地面制动力的方向相反，当车轮角速度0时，大小亦相等，且仅由制动器结构参数所决定。即取决于制动器的结构型式、尺寸、摩擦副的摩擦系数及车轮有效半径等，并与制动踏板力即制动系的液压或气压成正比。当加大踏板力以加大，和均随之增大。但地面制动力受着附着条件的限制，其值不可能大于附着力，即 （3.2）或 （3.3）式中： 轮胎与地面间的附着系数； Z地面对车轮的法向反力。当制动器制动力和地面制动力达到附着力值时，车轮即被抱死并在地面上滑移。此后制动力矩即表现为静摩擦力矩，而即成为与相平衡以阻止车轮再旋转的周缘力的极限值。当制动到=0以后，地面制动力达到附着力值后就不再增大，而制动器制动力由于踏板力的增大使摩擦力矩增大而继续上升(见图3.1)。 图3.1 制动力与踏板力的关系根据汽车制动时的整车受力分析，考虑到制动时的轴荷转移，可求得地面对前、后轴车轮的法向反力Z1，Z2为：假设汽车是在水平的，坚硬的道路上行驶，并且不考虑路面附着条件，因此制动力是由制动器产生。此时=式中：汽车前、后轮制动力矩的总合。= M+ M=785+1600=2385Nm （3.18）r滚动半径 r=370mmGa汽车总重 Ga=1200kg代入数据得=(785+1600)/0.3771200=6.16m/s轿车制动减速度应在5.87m/s,所以符合要求。3.5.7 制动距离在匀减速度制动时，制动距离S为 S=1/3.6（t+ t/2）Va+ Va/254 （3.19） 式中：t消除蹄与制动鼓间隙时间，取0.1s t制动力增长过程所需时间取0.2s 故S=1/3.6（0.1+ 0.2/2）30+ 30/2540.7=7.2m 轿车的最大制动距离为：S=0.1V+V/150 V取30km/小时：S=0.1+30/150=9mSS 所以符合要求。3.5.8 摩擦衬片的磨损特性计算摩擦衬片的磨损与摩擦副的材质，表面加工情况、温度、压力以及相对滑磨速度等多种因素有关，因此在理论上要精确计算磨损性能是困难的。但试验表明，摩擦表面的温度、压力、摩擦系数和表面状态等是影响磨损的重要因素12。汽车的制动过程，是将其机械能（动能、势能）的一部分转变为热量而耗散的过程。在制动强度很大的紧急制动过程中，制动器几乎承担了耗散汽车全部动力的任务。此时由于在短时间内制动摩擦产生的热量来不及逸散到大气中，致使制动器温度升高。此即所谓制动器的能量负荷。能量负荷愈大，则摩擦衬片（衬块）的磨损亦愈严重7。1、比能量耗散率 双轴汽车的单个前轮制动器和单个后轮制动器的比能量耗散率分别 （3.20） （3.21）式中：汽车回转质量换算系数，紧急制动时，； 汽车总质量； ，汽车制动初速度与终速度，m/s；计算时轿车取27.8m/s； 制动时间，；按下式计算: t=27.8/6=4.6s 制动减速度， 0.6106m/s； ，前、后制动器衬片的摩擦面积；=7600mm,质量在1.52.5/t的轿车摩擦衬片面积在200-300cm,故取=30000mm 制动力分配系数。则 =5.7轿车盘式制动器的比能量耗散率应不大于6.0，故符合要求。=0.7轿车鼓式制动器的比能量耗散率应不大于1.8，故符合要求。2、比滑磨功 磨损和热的性能指标可用衬片在制动过程中由最高制动初速度至停车所完成的单位衬片面积的滑磨功，即比滑磨功来衡量： (3.22)式中：汽车总质量 车轮制动器各制动衬片的总摩擦面积，=752cm； 汽车最高车速 许用比滑磨功，轿车取1000J/1500J/。 L=1497J/1000J/1500J/故符合要求。3.5.9 驻车制动计算(1)汽车可能停驻的极限上坡路倾斜角 (3.23) = =25式中：车轮与轮面摩擦系数，取0.7； 汽车质心至前轴间距离； 轴距; 汽车质心高度。最大停驻坡高度应不小于16%20%，故符合要求。(2)汽车可能停驻的极限下坡路倾斜角 (3.24) = =16最大停驻坡高度应不小于16%20%，故符合要求。3.6.本章小结本章的主要内容是完成了整车参数的计算，主要有附着系数、前后轴的制动力矩等。完成这部分的计算就可以知道所设计的制动器的制动力矩从而确定制动器的参数；完成了鼓式制动器的基本参数设计，还确定了鼓式制动器的主要零部件的结构设计，主要有摩擦衬片的宽度、包角、起始角等；完成了鼓式制动器的基本参数设计，还确定了鼓式制动器的主要零部件的结构设计，因为此次设计的鼓式制动器的驱动力是液压驱动，所以在本章的最后确定并设计了轮缸的工作直径和工作容积。通过对制动减速度，制动距离和摩擦片的磨损特性以及驻车制动时的角度进行了分析和计算。所得到的数值都满足于制动器制动时的需要。第4章 鼓式制动器的三维建模 Pro/ENGINEER Wildfire 是一套由设计至生产地机械自动化软件，是一个参数化、基于特征的实体造型系统，并且具有单一数据库功能。Pro/ENGINEER Wildfire 简单易用，功能强大、互联互通，进一步加强了产品的实用性，增加了许多实用的新功能，提高了整个产品开发体系中的个人效率和过程效率，能够节省时间和成本，并提高产品质量。目前，Pro/ENGINEER Wildfire 广泛应用于机械、汽车、电器、磨具等领域10。本章就是以Pro/ENGINEER Wildfire 软件进行关于对鼓式制动器模型的三维建模。4.1制动蹄的建模打开PRO/E工具软件，新建一个“零件”，命名“zhidongti”，利用“拉伸工具”。选择FRONT面作为基准平面，进入草绘模式,绘制出制动蹄翼板的侧面图形。退出草绘模式，根据设计结果选择拉伸宽度为“64mm”。得到图4.1：图4.1 制动蹄主体拔模在以上基础上，建立两个与制动蹄翼板相切的基准面，得到图4.2：图4.2 制动蹄曲面上基准面的建立 利用拉伸工具在所创建基准面DTM1上,进行拉伸圆柱销，得到下图，图4.3：图4.3 制动蹄曲面基准面上的拔模制动蹄腹板和翼缘的厚度为:轿车35mm；所以翼缘的拉伸厚度为5mm。退出草绘模式后，拉伸厚度为5mm。然后利用“打孔工具”在翼缘上适当位置打孔。在得到一个制动蹄模型后，选取整个模型，利用“镜像”工具，以FRONG面为基准进行镜像，得到完整制动蹄，见图4.4。图4.4 制动蹄完整结构4.2摩擦片的建模利用“拉伸”工具就可以完成建模，在草绘阶段绘制圆弧时保证弧度形成为108度的包角；摩擦片的厚度为5mm。拉伸厚度为64mm。单击“完成”得到单片摩擦片，并要在此摩擦片上进行“打孔”操作，再选取这个模型利用“镜像”工具得到完整摩擦片。如图4.5所示：图4.5 摩擦衬片4.3拉力弹簧建模 新建立一个“零件”，命名为“lalitanhuan”。单击“插入”“螺旋扫描”“伸出项” ；然后确定草绘平面，操作步骤如下图4.6所示：图4.6 操作截图 弹簧的高度是22.5mm；在生成弹簧的过程中，确定其弹簧的“节距值：4.5” ；确定后进入第二次草绘平面进行弹簧粗细大小的确定。最后单击“完成”得到压紧弹簧模型。如图4.7所示。图4.7 拉力弹簧4.4制动轮缸的建模 制动轮缸的建模，主要运用“拉伸”、“旋转”、“打孔”、“拔模”等建模命令。制动轮缸的直径由第二章计算得出D=30mm；又知道制动轮缸的容积为2826mm。所以取制动轮缸的长度为95mm，制动轮缸的底座尺寸以匹配制动底板的尺寸的标准。最后可以得到制动轮缸的模型图如图4.8。图4.8 制动轮缸4.5制动底板的建模制动底板是制动蹄、后制动轮缸、止动杆、压杆以及支撑销，加紧销等零件的装配承载底板，并要与制动鼓结合在一起。所以他的建模必须考虑到其它零件的尺寸大小，特别是固定制动蹄的部分，与放置制动轮缸的平面。运用PRO/E软件进行制动底板的建模要综合运用了多个知识点。设计过程如下图4.9，图4.10所示。图4.9 制动底板主体拔模图4.10 制动底板4.6制动鼓的建模 制动鼓的建模，主要运用的是“旋转”命令。输入计算的尺寸，进行360度旋转；再用“打孔”工具进行轴孔和螺栓孔的建立。设计过程如下图4.11， 图4.12所示 。图4.11 制动鼓主体结构图4.12 制动鼓4.7制动轮缸放气螺栓的建模制动轮缸放气螺栓的建模，主要运用的是“旋转”命令。输入计算的尺寸，进行360度旋转设计结果如下图4.13所示图4.13放气螺栓4.8制动轮缸油管接头的建模制动轮缸放气螺栓的建模，主要运用的是“旋转”命令。输入计算的尺寸，进行360度旋转设计结果如下图4.14所示图4.14油管接头4.9鼓式制动器的装配及分解在Pro/E装配模式下，可以将元件组合成装配件，然后可以对装配件进行修改、分析或重新定向。装配的基本步骤是：新建组件文件；添加装配元件；约束装配元件，在这步骤中会用到“匹配”、“对齐”、“重合”、“定向”等相关命令，在“移动”中会多次用到“平移”和“旋转” ；最后可以编辑装配元件。装配时点击“将原件添加到组件”，可将以储存在文件中的各个Pro/E模型添加到新建文件中。在装配中用到的命令第一个添加的组件是后轮轴，然后依次将制动底板、后制动轮缸、制动蹄、摩擦片、制动板、压缩弹簧、制动杆、楔形块、制动鼓等组件依次装配好。装配过程如下图4.15、图4.16.图4.17、图4.18、图4.19所示。图4.15 制动器装配图一图4.16制动器装配图二图4.17制动器装配图三图4.18制动器装配图四图4.19制动器分解图4.10 干涉检查 对Pro/E装配图进行干涉检查后，得出结论没有干涉现象，所以设计的可行性得到了保证。4.11本章小结 本章的主要内容是利用PRO/E软件进行鼓式制动器的三维实体建模，并完成装配图和爆炸图。这就将本次设计的实体模型建立出来。在建立模型过程中，运用了“拉伸”、“旋转”、“打孔”、“镜像”、“扫描”等多个命令形式。第5章 有限元分析Ansys是一款大型通用有限元分析软件，融金融、流体、电场、声场分析于一体，广泛应用于机械制造、石油化工、轻工、造船、汽车交通、土木工程、水利等领域，得到研究人员和设计人员的青睐17。这里将用其对摩擦衬片进行静态分析。5.1摩擦片的有限元分析5.1.1 Ansys与Pro/E连接的建立ANSYS在默认的情况下是不能直接对Pro /E中的pat(或asm)文件进行直接转换的,必须通过以下对ANSYS设置连接过程进行激活模块:鼠标点击“开始程序ANSYS8.0UtilitiesANS_ADM IN”,出现如图1的对话框,选择configuration optionsOK,接下来的对话框顺序选取。Configuration Connection for Pro/EOK，ANSYSMultiphysics & WIN 32OK，图5.1 接口的建立完成后ANSYS提示已在自己的安装目录中成功生成config anscon文件,如图2所示,记下config anscon的路径。在接下来出现的对话框中“Pro/Engireer Installation path”选项后输入Pro/E的起始安装路径如“C: Program Files proeWildfire3.0 ”:“Language used with Pro /Engineer”选项用默认的usascii,点击OK。出现对话框提示在Pro /E目录下建立了一个protk.dat文件,图5.2生成config anscon点击确定完成配置,运行Pro /E,工具菜单后面出现了ANSYS8.0,说明连接成功了。运行Pro/E打开某零件三维模型图，点击ANSYS8.0下的ANSYSGeom按钮，则模型自动导入到ANSYS中，此时ANSYS8.0软件自动打开，点击Plot下的Volume，则模型导入成功。5.1.2 Pro/E导出IGES（*.Igs）文件首先, 在Pro/E 环境下建立好零件模型或者完成零部件的装配, 然后, 选择主菜单【文件】下的【保存副本】子菜单, 弹出保存副本对话框后, 文件类型选择IGES( *.igs) ,在【新名称】框内为模型输入新名称,点击【确定】按钮会弹出输出IGES对话框, 在输出IGES 对话框中可以设置输出图元的类型、参考坐标系以及IG ES 文件结构。输出的图元类型有: 线框边、曲面、实体、壳、基准曲线和点, 缺省输出图元是曲面, 缺省是输出所有面组, 点击【面组.】选择特定面组输出。可以选择多种图元类型进行输出, 但是不能同时输出曲面和实体或者曲面和壳。单击【定制层.】按钮设置各层的输出特性。文件结构类型有: 平整、一级、所有级别、所有零件, 默认输出为平整。平整: 将组件的所有几何输出到一个IGES 文件。导入到另一个系统时, 该组件就担当一个零件的角色。应将每一个零件分别放到一个层上, 以便在接受系统中能加以区别。一级: 输出一个组件的IGES 文件, 该文件只包含顶级几何( 如组件特征) 。所有级别: 输出一个组件的IGES 文件。用它可创建带有各自的几何和外部参照的元件零件和子组件。该选项支持所有层次。所有零件: 将一个组件作为多个文件输出到IGES, 这些文件中包含所有元件和组件特征的几何信息。零件使用相同的参照坐标系, 使接受系统中的重新装配更加容易。点击【确定】完成。ANSYS 导入IGES( *.igs) 文件的方法有两种: 一种是通过ANSYS软件的用户界面操作导入; 一种是通过输入命令导入。本上机采用第一种方法。通过用户界面操作导入IGES 的步骤是:选择主菜单【File】下的子菜单【Import】的次级子菜单【IGES.】, 弹出导入IGES 属性设置对话框, 在导入IGES 属性设置对话框中可以设置: 是否导入所有数据，是否合并图元, 是否创建实体，是否删除小面。点击【OK】按钮弹出文件路径选择对话框,在文件路径选择对话框中选择好所需精度, 输入IGES 文件路径后, 点击【OK】按钮完成IGES 文件导入。5.1.3 将摩擦片Pro/E模型导入Ansys 将摩擦片模型导入Ansys软件中，如图5.3所示。 图5.3 摩擦衬片模型导入5.1.4 将摩擦片进行网格划分Ansys单元库中有100多种单元类型，每个单元都有一个表示单元类型的前缀和编号，如BEAM3、SOLID96、和SHELL143等。按类型可分为梁单元、杆单元、平面单元和三维实体单元等等。其中许多单元有好几种可选择特性来胜任不同的功能17。根据制动器的几何结构选用八节点六面体实体单元类型，在模态分析中采用SOLID187单元。鼓式制动器摩擦衬片是模压材料，它的是属性为：弹性模量（）：泊松比（）：0.25 密度（）：2100网格划分是生成单元和节点的过程，在有限元的求解计算中，所有施加在有限元边界上的载荷或约束，最终都是传递到有限元模型上（节点和单元）进行求解17。有限元网格的划分过程包括2个步骤：（1）建立单元数据，这些数据包括单元的种类（TYPE），单元的几何常数（R），单元的材料属性（MP）。（2）.设定网格划分的参数。得到图如图5.4所示所得的节点数为19088单元数为9158。图5.4 摩擦衬片网格划分5.1.5 对摩擦片加载求解压强、力矩、惯性载荷和约束加载上以后，然后求解。最后得到摩擦片的位移云图，如图5.5所示。从图示可见，摩擦片的位移场端部较大，位移的最大处是在摩擦衬片的端部下一点位置，因为其为领踢所致，最大位移为图示MX处，最大位移为0.000307mm。没有超出最的位移量，所以满足强度要求。 图5.5 位移云图图5.6可见，在摩擦衬片上，应力较高的区域为摩擦衬片上部接近促动力作用的区域，图中标从识为MX处，最大应力为195284Pa，图中标明MN处为最小应力处，大小为65198Pa。摩擦衬片的径向增大0.153mm，考虑转动使衬片端位移增大。衬片的屈服极限为15MPa，最大应力没有超出屈服极限，所以摩擦片的设计满足材料强度要求。图5.6等效应力云图5.2制动鼓的有限元分析5.2.1 将制动鼓进行网格划分Ansys单元库中有100多种单元类型，每个单元都有一个表示单元类型的前缀和编号，如BEAM3、SOLID96、和SHELL143等