制动鼓课程设计报告--制动鼓简化模型有限元分析

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制动鼓课程设计报告--制动鼓简化模型的有限元分析 本文关键词：制动，简化，课程设计，模型，有限元

制动鼓课程设计报告--制动鼓简化模型的有限元分析 本文简介：湖北汽车工业学院课程设计报告课程设计说明书课程名称：汽车系专业课程设计课题名称：制动鼓简化模型的有限元分析班级T943-4姓名陈鹏学号20090430440指导教师起止日期2012年12月31日—2012年1月11日2013年2月27日—2013年3月5日目录制动鼓简化模型的有限元分析1摘要…………

制动鼓课程设计报告--制动鼓简化模型的有限元分析 本文内容：

湖

北

汽

车

工

业

学

院

课

程

设

计

报

告

课程设计说明书

课程名称：

汽车系专业课程设计

课题名称：制动鼓简化模型的有限元分析

班

级

T943-4

姓

名

陈鹏

学

号

20090430440

指导教师

起止日期

2012

年12

月

31

日

—

2012

年

1

月

11

日

2013

年

2

月

27

日

—

2013

年

3

月

5

日

目

录

制动鼓简化模型的有限元分析1

摘要……………………………………………………………………………………………………1

Abstract

………………………………………………………………………………………………1

第一章

制动鼓简化模型介绍2

1.1

分析任务说明2

1.2

制动鼓简化模型介绍2

第二章

有限元理论基础3

2.1

线弹性体静力学问题3

2.2

求解收敛问题4

2.3

结构整体刚度分析5

第三章

制动鼓的有限元分析6

3.1

二维轴对称图形分析6

3.2

三维轴对称图形分析11

3.3

模态分析15

3.4

目标参数的优化17

第四章

有限元分析总结19

第五章

文献阅读20

1.

高性能汽车制动鼓的研究与生产20

2.

鼓式制动器的有限元分析20

3.

基于ANSYS

Workbench

的鼓式制动器的接触分析20

4.

基于ANSYS鼓式制动器有限元模型的建立与分析20

5.

汽车鼓式制动器制动鼓的模态分析20

6.

制动鼓的热衰退性能有限元分析21

参考文献：22

制动鼓简化模型的有限元分析

小组成员：

陈鹏

李舒恒

（湖北汽车工业学院

汽车工程系

T943-4）

摘要：制动鼓是鼓式制动器的旋转元件，固定元件是制动蹄。制动时制动蹄在促动装置作用下向外旋转，外表面的摩擦片压靠到制动鼓的内圆柱面上，对鼓产生制动摩擦力矩。汽车制动系统关系到汽车与乘坐人员的安全性，在汽车制动时应有足够的制动力矩，而且不应出现制动器损坏的问题。为此我们简化制动鼓模型用workbench12.0有限元分析软件对其进行力学分析。

关键词：制动鼓

安全性

workbench12.0

Abstract:

the

brake

drum

is

the

rotation

of

the

drum

brake

components,fixed

element

is

brake

shoe.

Braking

brake

shoe

in

the

actuating

device

to

under

the

action

of

the

rotation,the

appearance

of

the

friction

plate

pressure

against

the

brake

drum

of

the

inner

cylinder,the

drum

produce

brake

friction

torque.

Automobile

brake

system

related

to

the

car

and

take

the

safety

of

personnel,in

automobile

braking

should

have

enough

braking

torque,and

there

should

not

be

a

brake

damage

problem.

Therefore,we

simplify

the

brake

drum

model

with

finite

element

analysis

software

workbench12.0

the

mechanics

analysis.

Keywords:

brake

drum

safety

workbench12.0

第一章

制动鼓简化模型介绍

1.1

分析任务说明

（1）

采用二维轴对称单元，计算在图示的两种载荷单独作用下及在组合载荷作用下的结构的应力，变形与安全系数。

（2）

采用三维实体单元建模，计算在图示的两种载荷单独作用下及在组合载荷作用下的结构的应力变形与安全系数。

（3）

采用三维实体单元计算制动鼓的前十阶自由模态。

（4）

对二维制动鼓简化模型进行参数化研究及目标驱动的优化设计。

1.2

制动鼓简化模型介绍

（1）

制动鼓简化模型的形状和尺寸如图七、八所示；

（2）

制动鼓所用材料为灰口铸铁，弹性模量为

160GPa，泊松比为

0

.27，密度为

6

.81g/cm3

；

（3）

大小为

6

.9MPa

的均布载荷作用在长为

130mm

的制动鼓内壁上；制动鼓绕其轴线以

60rad/sec

的角速度旋转；

（4）

制动鼓通过螺栓与轮毂和车轮相连。螺栓中心的位置如图所示。

第二章

有限元理论基础

2.1

线弹性体静力学问题

线弹性静力分析问题是有限元分析的基础，主要有以下八个步骤：

1）

结构离散化

结构离散化是有限元分析的第一步。主要是把要分析的结构划分成有限个单元体并设置节点，把相邻单元在节点处连接并组成单元集合体，以代替原来结构。

2）

选择位移函数

为了能用节点位移表示单元内任一点位移、应力和应变，首先假定单元内任一点位移是坐标的某简单函数，称为位移函数，即：

（2.1.1）

式中：为单元内任一点的位移列向量；

为形状函数矩阵；

为单元节点位移列向量。

3）

分析单元的力学特性

利用弹性力学几何方程，导出节点位移表示的单元应变：

（2.1.2）

式中：为应变列向量；

为几何矩阵；

为单元节点位移列向量；

利用物理方程，导出节点位移表示的单元应力：

（2.1.3）

利用虚功方程建立单元上节点载荷和节点位移之间的关系式，即单元刚度方程，从而导出单元刚度矩阵：

（2.1.4）

（2.1.5）

式中：[K]为单元刚度矩阵；

{P}为等效节点载荷列向量。

4）

计算等效节点载荷

连续弹性体经过离散化以后，假定力是通过节点从一个单元传递到另一个单元。对于实际连续体，力是从公共边界传递到另一个单元。因此，作用在单元上的集中力、体积力以及作用在单元边界上的表面力，都必须等效地移植到节点上，形成等效节点载荷。

5）

整体分析

集合所有单元刚度方程，建立整个结构的平衡方程，从而形成总体刚度矩阵：

（2.1.6）

其中：为结构总体刚度矩阵；

为结构总体节点位移列向量；

为结构总体等效节点载荷列向量；

6）

位移边界条件

应用位移边界条件，消除总体刚度矩阵奇异性，式（2.1.6）可以求解。

7）

求解结构平衡方程

结构平衡方程是以总体刚度矩阵为系数的线性代数方程组，求解这个方程组可得节点位移。

8）

计算单元应力

按式（2.1.3）由节点位移求出单元的应力。

2.2

求解收敛问题

选择单元位移函数时，应保证有限元法解的收敛性，即网格逐渐加密时，有限元法解的序列应收敛到精确解；或单元尺寸固定时，每个单元的自由度数越多，其解越趋近于精确解。有限元法收敛条件如下：

1)

单元内位移函数必须连续

构造的单元位移函数多项式是单值连续的，因此选用多项式差值函数的单元位移函数在单元内连续。

2）

单元位移函数必需包括刚性位移项

每个单位的位移总可以分解为刚性位移和自身变形位移两部分。一个单元牵连在另一些单元上，其他单元发生变形时必将带动该单元作刚性位移。因此，为模拟一个单元的真实位移，假定单元位移函数必须包含刚体位移项。当节点位移具有相应于刚体位移的给定值时，单元应变和节点力必为零。当采用不包括刚性位移项的单元位移函数时，就会出现多余应变和节点力，因此节点平衡方程受到限制。

3）

单元内位移函数必须包括常应变项

每个单元的应变状态总可以分解为不依赖于单元内各点位置的常应变和由各点位置决定的变应变。单元尺寸足够小时，单元中各点应变趋于相等，单元变形比较均匀，因而常应变就成为应变的主要部分。为反映单元应变状态，单元位移函数包含常应变是必须的要求。

4）

相邻单元公共边界上连续

有限元法一定要求有公共节点的单元在节点处连续，在连续体弹性力学中，位移是处处连续的。从模拟真实结构出发，若能构造一个单元位移函数在相邻单元之间连续，不发生相互脱离开裂或侵入重叠，那是理想的单元位移函数。如果单元非常小，且在相邻单元公共节点处具有相同位移，就能保证它们在整个公共边界上有相同位移和相邻单元接近连续。在板、壳的相邻单元之间，还要求斜率不发生突变，这样才能保证结构应变能是有界的。

2.3

结构整体刚度分析

结构整体刚度方程是作用在结构上节点载荷向量与载荷位移向量之间的关系式。组建时，将整体坐标系下的单元刚度方程扩展为：

（2.3.1）

式中：为按节点顺序排列并扩展为n*1阶的单元e的节点力向量和节点位移向量；

为扩展后的n*n阶e单元刚度矩阵；

符号上的“一”表示在整体坐标系下。

由节点力平衡条件可知，汇交于某一节点i的单元节点力的总和应该等于作用在该节点上的外力即：

（2.3.2）

对于整体结构，则有：

（2.3.3）

所以：

（2.3.4）

式中为整体坐标系下的总刚度矩阵，引入边界条件进行约束处理，得到以节点位移为未知数的基本方程组。解此方程组可求得整个结构的节点位移。

第三章

制动鼓的有限元分析

3.1

二维轴对称图形分析

3.1.1

有限元模型建立

1

）

二维轴对称单元有限元模型建立，如下图所示：

首先，在

DM

模块中建立几何图形（如图

3.1.1），模型建成后，用

surfaces

from

sketches

形成面体。建立二维模型的时候要正确运用切片功能。首先要冻结整个模型（运用切片必须使模型处于冻结状态

，后期也不可解冻），然后按照从左往右，从下往上的顺序来说，建立的平面依次是

YZ

面，XZ

面，XZ面。建立完成后，要按照局坐标系的方向，

offset

相应距离，以满足后期加载约束和载荷的要求。

3道切片将模型切成

4

块平面，最后再将这

4

片组合成一个整体(

如图

3.1.1)

图

3.1.1

2

）

二维平面模型的材料定义：

选择

gray

cast

iron

然后进行编辑。杨氏模量为

1.6e5Mpa，泊松比为

0.27，密度为

6.81e-6kg/mm3。从工程数据框中可以看出，灰铸铁没有屈服极限，只有强度极限，故知它为脆性材料。

3

）

二维模型网格划分：

从

project

进入

DS

模块，需注意选择

2D

为分析类型(

如图3.1.2所示)

。二维模型简单，此处采用自动划分网格方法。（对于二维平面问题来说，制动鼓选择二维轴对称单元）用

plane183

单元（8节点轴对称平面单元）离散后，得到

1130

个节点，319

个单元。如图

3.1.2所示：

图

3.1.2

图

3.1.3

3.1.2

有限元模型求解

二维模型的约束和加载，分

2

种单独情况和其组合情况：

螺栓位置处加

fixed

support，内壁径向加载

pressure，旋转速度用inertial

中的

rotational

velocity。

3.1.3

有限元模型求解结果

二维模型的结果：

制动鼓强度失效形式为断裂失效，由强度理论，可以简单认为是第一强度理论，最大拉应力理论。在

Static

Structural

下加入

Total

Deformation

，Equivalent

Stress

和

Safety

Factor,再将两种载荷的组合求解。其结果如下：

表3.1

二维模型求解结果

最大应力（Mpa）

最大应变

最小安全系数

均布载荷6.9Mpa

81.524

0.00040762

2.69

角速度60rad/sec

0.0006403

3.2015e-9

15

合力结果

82.13

0.00074664

2.69

3.1.4

有限元模型求解结果分析

图

3.1.4

图

3.1.5

灰口铸铁材料有一定的强度，塑性和韧性很低，抗拉强度为200Mpa,抗压强度为750Mpa.从应变图中我们看出制动鼓在组合应力下应变很小只有0.00074664，所以灰口铸铁的线收缩率和体收缩率较小，铸件不易开裂，很适合做汽车的制动元件。制动鼓在工作时，主要受力面为环形内侧面，并且内侧所受的应力要大于其它部位的应力。在实际制造制动鼓时，我们结合有限元分析，为了提高制动鼓的安全性，我们可以加强制动鼓内环壁的材料，提高这一部分的强度，增加制动鼓安全可靠性。

3.1.5

有限元分析收敛性

图

3.1.6

Total

deformation

收敛性

图

3.1.7

Equivalent

elastic

strain收敛性

图

3.1.8

equivalent

stress收敛性

图

3.1.9

safety

factor收敛性

上图我们分析了位移，应变，应力和安全系数的结果收敛性。从图中我们可以看出change(%)改变的数值很小，所以我们可以得出结果都是收敛的。

3.2

三维轴对称图形分析

3.2.1有限元模型建立

1）

三维实体单元有限元模型建立

在

DM

模块中，三维实体建模应用

imprint

face

来完成对约束和载荷位置的标记

，对于内壁径向压力

的标记，应首先在

sketch

中内壁受载一段重复画一段线

，然后运用

revolve

旋转该线，用

imprint

face标记旋转面。如图3.2.1所示：

图

3.2.1

2）

三维模型材料的定义（同二维）：

选择

gray

cast

iron

然后进行编辑。杨氏模量为

1.6e5Mpa，泊松比为

0.27，密度为

6.81e-6kg/mm3。从工程数据框中可以看出

，灰铸铁没有屈服极限，只有强度极限，故知它为脆性材料。

3）

三维模型网格划分

在

mesh

control

的

method

里，选择

Hex

Dominant

Method，对于单元大小，设置13/1000/2。这样设置的一个好处是，能够使壁厚同时容纳

2

个

单元，有利于求解。选择

Hex

Dominant

Method，此时先生成一个平面网格，经过向内拖拉形成块/锥，再在内部添加锥形四面体单元。这种外面上六面体单元，里面是四面体单元的计算结果很好。查看离散单元结果，得到

solid186

号

20

节点结构单元和退化后的

solid187

号

10

节点结构单元。总结点数为

150972，总单元数为

34548。

3.2.2有限元模型求解

三维模型求解过程和二维相似此处省略。

3.2.3有限元模型求解结果

表

3.2

三维模型结果（无孔）

最大应力(Mpa)

最大应变

最小安全系数

均布载荷6.9Mpa

82.292

0.00074811

2.91

角速

60rad/sec

0.00049163

4.4694e-9

15

组合力

82.292

0.00074811

2.91

表

3.3

三维模型结果（有孔）

最大应力(Mpa)

最大应变

最小安全系数

组合力

82.314

0.00074831

2.91

3.2.4

有限元模型求解结果比较

有上述二维与三维数据对比可知：

二维平面模型模拟的结果和三维实体模型模拟的结果大致一样

，在一般情况下，用二维平面问题代替三维问题是基本可行的

。但精确的工程分析结果，则采用三维实体单元模拟则更为可靠。我们随后做的三维模型有空分析与三维模型无孔分析结果比较，数据改变较小，没有超出材料的使用极限。

3.2.5

有限元分析收敛性

收敛性分析图形：

图

3.2.2

图

3.2.3

图

3.2.4

图

3.2.5

三维分析结果与二维的数据图形具有相似性，所以其结果收敛。

3.3

模态分析

模态是结构的固有振动特性，每一个模态具有特定的固有频率、阻尼比和模态振型。这些模态参数可以由计算或试验分析取得这样一个计算或试验分析过程称为模态分析

模态分析

是研究结构动力特性一种近代方法，是系统辨别方法在工程振动领域中的应用。

1）

无孔无约束制动鼓自由模态

表3.4无孔无约束制动鼓自由模态

阶数

频率

阶数

频率

1

0

11

1018.8

2

0

12

1177.7

3

0

13

1294.9

4

7.4506e-004

14

1294.9

5

9.5835e-004

15

1295

6

1.3267e-003

16

1317.6

7

298.53

17

1317.6

8

298.54

18

1575

9

747.35

19

1575

10

747.38

20

2011

其中

8

阶和

10

阶模态如图所示（其他图略

）：

图

3.3.1

8阶模态

图

3.3.2

10阶模态

其中，第一（二）阶，制动鼓在边缘对称处沿其径向分别有两处变形最大，振型呈明显的椭圆状；第三阶，制动鼓边缘处径向变形基本相等

；第四（五）阶，制动鼓在边缘对称处沿径向有四处变形最大，振型呈不规则的圆形；第六阶，制动鼓边缘处径向变形基本相等且接近第三阶

；第七（八）

阶，制动鼓边缘处的振动位移差比较大，容易引起振动噪声并使得摩擦衬片的磨损程度出现较大差异

。

2）

无孔有约束制动鼓自由模态

表3.5无孔有约束制动鼓自由模态

阶数

频率

阶数

频率

1

506.57

6

970.83

2

506.85

7

1369.1

3

875.6

8

1707

4

876.44

9

1707.1

5

970.79

10

2490.6

图

3.3.3

3）

有孔有约束制动鼓自由模态

表

3.6

有孔有约束制动鼓自由模态

阶数

频率

阶数

频率

1

306.28

5

332.29

2

306.28

6

508.45

3

326.9

7

749.6

4

327.05

8

749.62

（此处略去有孔模态图

）

在前面无孔无约束模态分析中，我们得到了前20阶模态结果，前三阶模态频率为零，因为在此状态下的制动鼓属于刚体模态。后面两种为制动鼓在外在条件的约束下所呈现出来的模态结果。

3.4

目标参数的优化

输入参数：DM

中

P1=6，它是制动鼓螺栓孔内径，P2=10，它是制动鼓螺栓沉头孔内径。

回应参数：P3

-

Geometry

Mass

(kg)

P4

-

Total

Deformation

Maximum

(mm)

P5

-

Equivalent

Stress

Maximum

(MPa)

P6

-

Safety

Factor

Minimum不作修改

Response

Parameter

Goals

中设置Total

Deformation；

Equivalent

Stress为Maximum；

Safety

Factor和Geometry

Mass为Minimum，其他为默认。

我们得到初始优化9个设计点；

表

3.7

设计点

Name

P1

P2

Geometry

Mass

Total

Deformation

Equivalent

Stress

Safety

Factor

1

14.5

10

48.148

0.151

82.327

2.915

2

13

10

48.159

0.152

82.358

2.914

3

16

10

48.135

0.151

82.338

2.914

4

14.5

9

48.152

0.151

82.323

2.915

5

14.5

11

48.143

0.151

82.329

2.915

6

13

9

48.163

0.152

82.356

2.914

7

16

9

48.139

0.151

82.344

2.914

8

13

11

48.154

0.152

82.364

2.913

9

16

11

48.130

0.151

82.332

2.915

选取最优方案

A

为设计点，并计算一个参考设计点，作出对比。将优化后的方案应用到原二维静力分析中，得出下表

表

3.8

参考设计点

Name

P1

P2

Geometry

Mass

Total

Deformation

Equivalent

Stress

Safety

Factor

Current

15

10

48.144

0.151

82.314

2.915

DP

1

15.69

10.99

48.133

0.151

82.329

2.915

我们得到最后优化结果为15mm和10mm的内径。

第四章

有限元分析总结

（1）有限元模型的建立包括几何模型的建立和几何模型的网格单元划分两部分

。本文建立的模型是从实际实型简化而来，简单明了的描述了实际使用中制动鼓所处于的状态，这有助于直观明了的使用分析软件对制动鼓进行受力分析。根据制动鼓载荷的特点和边界条件简化的模型能够比较精确地得到结果。

（2）根据载荷的特点和边界条件，将实际作用于制动鼓内表面的摩擦力矩简化为垂直制动鼓内表面的压力。并忽略了由摩擦而产生的热膨胀问题和沿内壁切向的摩擦力，也没考虑到制动鼓的热衰退性。

（3）本文分别求解了制动鼓在二维

，三维（无孔）和三维(有空)建模三种情况下的静力分析，并较好的反映出了制动鼓在静力下的应力和应变特征

，且提供了安全系数，直接反映了制动鼓的强度问题。

（4）在模态分析中，重点求解出了无约束无孔下制动鼓的自由模态

，得出了前20阶以内的频率，并且验证3阶以内为刚体模态，频率接近0

的特征，同时求出了制动鼓在有约束和有孔有约

束情况下的模态频率。

（5）优化设计中，通过对输入参数和回应参数的设置，得出了一个参考方案，即对制动鼓螺栓孔尺寸的重新设计，达到了节省材料的目的。

第五章

文献阅读

1.

高性能汽车制动鼓的研究与生产

灰铸铁具有一定的强度、良好的耐磨性和高的抗热疲劳性,材料和制造成本都较低,长期以来是汽车制动鼓(

盘)

使用的材料。随着汽车向高速重载方向发展,普通灰铁材质制动鼓的耐磨性能逐渐不能满足要求。研究表明

:

汽车提速后在制动过程中制动鼓的温度

急剧上升,使制动鼓磨损加剧,摩擦系数下降,影响汽车的制动性能和安全。增加制动鼓的硬度可提高其耐磨性,但硬度会降低制动鼓的摩擦系数,为了兼顾二者,对制动鼓的材料成分、组织及性能应进行正确设计和选定。据有关资料介绍

:

当制动鼓的硬度满足190～210

HB,金相组织为95%以上的珠光体时,其摩擦磨损综合性能较理想。

文献：苏勇，

叶天汉，李先芬，陈翌庆，黄光伟，丁厚福

.

高性能汽车制动鼓的研究与生产.

《汽车工艺与材料》

2003年12期

2.

鼓式制动器的有限元分析

制动器是汽车制动系统中最重要的安全部件.现以某重型汽车的鼓式制动器为研究对象,对摩擦衬片采用多片分布式布置的制动器,用有限元分析软件进行计算和分析。施加在有限元模型上的载荷是否合理约束,是否正确直接关系到有限元计算结果的准确性.该模型仅受外载为轮缸促动力的作用,可以通过液压管路参数求得边界条件相对复杂:对制动蹄,约束销孔的径

向位移及销孔内端面的轴向位移

;对制动鼓,约束制动鼓内端面的轴向位移及辅助轮辐上中心节点的位移。

文献：马迅，

陈明东，赵旭.

鼓式制动器的有限元分析，湖北汽车工业学院汽车系，辽宁省机械研究院有限公司;

3.

鼓式制动器的接触与结构强度分析

运用通用有限元分析软件ANSYS

Workbench建立了某鼓式制动器的三维几何及有限元模型。利用制动器应力测定试验方法和试验结果,采用三种不同的领从蹄上促动力的分配方式,并考虑凸轮转动和摩擦系数等不同方案,分析了制动力矩在制动过程中的变化规律,得到与试验结果相对应的仿真结果。将仿真结果与试验结果进行比较分析,研究合理的制动器应力场的有限元分析方法。在此基础上得出制动蹄与鼓之间的接触压强的分布特性及制动器各部件上的等效应力。

文献：马迅,尹长城.鼓式制动器的接触与结构强度分析[J].湖北汽车工业学院报,2010(3):1-4.

4.

基于ANSYS鼓式制动器有限元模型的建立与分析

鼓式制动器是中重型汽车普遍采用的制动系统,是制动系统的关键部件。为了提高汽车制动系统的制动效能和稳定性,对其整体进行结构受力分析和有限元分析具有十分重要的价值。在汽车制动过程中,鼓式制动器的制动蹄片在轮缸的力的作用下压向转动的制动鼓,而由于制动蹄片与制动鼓的摩擦,使得制动蹄片产生自增效应。传统的研究方法在基于鼓式制动器的受力分析或分别对受力部件进行有限元分析。但是由于制动器在制动过程中的形变是非线性的,只用经典力学公式很难精确计算出其变化关系。二维平面模型不能真实反映制动器的实际工况,本文拟采用三维实体建模和有限元方法对鼓式制动器工作状态进行模拟分析,采用柔体接触模型克服了制动蹄和制动鼓的刚性接触的难题。

文献：罗明军,谢亚清.基于ANSYS鼓式制动器有限元模型的建立与分析.南昌大学学报(工科版),2010年02期

5.

汽车鼓式制动器制动鼓的模态分析

汽车制动器是汽车制动系统的主要工作装置

，其强度、刚度及动态特性直接影响制动系统的工作特由于可以解决结构形状和边界条件都非常任意的力学问题而被广泛采用

，在各种汽车结构件中都可以采

用有限元法进行静态分析

、固有特性分析和动态分析

，并将分析结果反馈到设计过程中

，修改其中的不

合理参数，经过反复的优化，使得产品在设计阶段就能够满足使用要求

，从而缩短设计试验周期，节省

大量的试验和生产费用，是提高汽车设计可靠性、经济性、适用性的有效方法之一。为了保证汽车制动器设计的精确性和缩短设计周期

，

基于有限元分析，研究其动态力学特性和振动噪声

，对提高汽车制动器的设计质量与精度具有极其重要

的意义。制动鼓的边界条件相对复杂

，制动鼓作为鼓式制动器中的转动部分和其它零件之间存在连接

，因此

在与其它零件相接的螺栓孔圆柱面上均存在轴向和法向的位移约束

。

文献：李涵武,董洪伟,杜宏磊,赵雨旸.汽车鼓式制动器制动鼓的模态分析.林业机械与木工设备.

2011年06期

6.

制动鼓的热衰退性能有限元分析

制动器长时间在高负荷状态下工作或者在连续制动的情况下，随着制动次数的增加会导致制动力不足以致刹车距离变长的现象就是热衰退。鼓式制动器由于散热性能差，在制动过程中会聚集大量的热。常用的制动衬片在温度上升到一定程度后会使得制动器温度急剧上升，出现热衰退现象，制动蹄受热过度磨损，导致表面不平整使实际的接触面积减少，引起制动效率下降。利用有限元分析可以模拟制动鼓在各种制动条件下的瞬态温度场，为设计阶段了解制动器的热衰退性能提供指导。

文献：ANSYS12.0软件培训—热分析，上海大学机电学院安全断裂分析研究室

ANSYS软件华东区培训；

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基于ANSYS

Workbench

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4.罗永革，冯樱.

汽车设计.机械工业出版社，2011；

5.ANSYS12.0软件培训—热分析，上海大学机电学院安全断裂分析研究室

ANSYS软件华东区培训；

篇2：泄气制动器匹配青岛汽车厂方案

泄气制动器匹配青岛汽车厂方案 本文关键词：汽车厂，制动器，青岛，泄气，匹配

泄气制动器匹配青岛汽车厂方案 本文简介：泄气制动器匹配青岛汽车厂发动机设计方案青岛智远汽车部件有限公司2008-12-16一、发动机制动技术的发展缓速器是车辆（特别是重型载重汽车和大型客车）的一种辅助制动装置，可以用来降低车辆行驶速度或使其稳定在一定的速度范围内，但不能使车辆停止。使用辅助制动装置可显著增强车辆的制动性能，不需使用或少使用

泄气制动器匹配青岛汽车厂方案 本文内容：

泄气制动器匹配青岛汽车厂发动机设计方案

青岛智远汽车部件有限公司

2008-12-16

一、

发动机制动技术的发展

缓速器是车辆（特别是重型载重汽车和大型客车）的一种辅助制动装置，可以用来降低车辆行驶速度或使其稳定在一定的速度范围内，但不能使车辆停止。使用辅助制动装置可显著增强车辆的制动性能，不需使用或少使用主制动器（传统的摩擦制动器）就能将车辆控制在一定的安全速度范围内，预防车辆制动失灵，确保行车安全，特别是增强重载车辆下长坡时的安全性。

现在车辆尤其是重型车的车载越来越大，发动机功率也在不断增加，车速也越来越高，所以对整车的制动性能要求也越来越高，越来越迫切需要一种新的车辆辅助制动装置来保证车辆有足够的制动能力。

在目前使用的汽车辅助制动装置中，排气制动阀因其结构简单，性能可靠，容易操作，安装方便，他作为一种辅助制动装置得到了广泛的应用。目前几乎所有使用辅助制动的车辆都安装有排气制动阀。但由于排气制动阀的制动功率较小，不能满足大部分情况下的制动需求，因此需要有一种新的汽车辅助制动装置，在此背景下，发动机制动器应运而生。根据产生力矩的大小，发动机制动器可分为两大类：其一为发动机泄气制动器，属于中级制动性能的发动机制动器，潍柴的EVB也属于此范畴，其二为压缩释放式的发动机制动器，属于高级制动性能的发动机制动器，其典型代表为皆可博的JAKEBRAKE。

二、

几种常用制动组合的制动性能比较

虽然各种类型的辅助制动器制动性能不同，但在实际使用中一般推荐两种或两种以上不同性能的制动器联合使用，以增加辅助制动的安全性。根据试验，几种常用的辅助制动性能联合使用时所产生的制动力矩分别为：1、一般排气制动阀在额定转速下的制动效果可达发动机额定功率的25-40%；2、恒压排气制动阀在额定转速下的制动效果可达发动机额定功率的45%左右；3、恒压式排气制动阀+泄气制动器在额定转速下的制动效果可达发动机额定功率的50-75%；4、压缩释放式发动机制动器在额定转速下的制动效果可达发动机额定功率的75-90%；5、一般（恒压）排气制动阀+压缩释放式发动机制动器在额定转速下的制动效果可达发动机额定功率的90-100%。

发动机制动器的选择一般根据发动机的排量。根据国内的路况特点及实际使用情况，10升或10升以上的发动机推荐优先选择使用压缩释放式的发动机制动器组合；5-10升的发动机推荐优先选择使用泄气制动器组合；5升以下的发动机推荐优先选择使用排气制动阀。依据青岛汽车厂的实际情况，推荐使用恒压式排气制动阀+泄气制动器的辅助制动组合。

三、

泄气制动器的作用及工作原理

泄气制动器的主要作用是在车辆需要减速时增加由柴油机产生的制动力矩，使车辆持续的减低或稳定车辆速度，有效提高车辆的控制性能，可以保证车辆在山区下坡路上的行驶安全性、降低了刹车系统的使用频次，减轻制动系统的磨损程度，使整车运营成本降低，提高了使用经济性，司机不用或可减少在下坡路上浇水冷却轮胎，刹车次数大幅减少，减轻了驾驶劳动强度，增加了驾乘舒适性。

传统的排气制动装置是在发动机排气管路中安装一碟阀和转动机构，通过关闭该碟阀增大排气行程阻力，利用发动机的排气作为辅助制动源，阻止发动机运转而产生制动作用，以达到控制车速的目的。

泄气制动器是建立在传统的排气辅助制动装置之上，当蝶阀关闭时，柴油机在汽车重力的拖动下类似于压缩机工作，而泄气制动器通过控制排气门的行程，实排气门在发动机制动过程中保持打开一个间隙来提高发动机的制动功率，进一步将汽车的前进动能转化为制动功率，提高整车的制动功率，保证行车安全性。

当制动状态下的发动机处于排气冲程时，排气门被打开，泄气制动器的执行活塞在液压油的作用下也跟着下移，并且液压腔中充满了不可压缩的润滑油，当排气冲程结束，排气门有关闭的趋势，但此时进油单向阀关闭，阻止排气门关闭，保持排气门继续打开，从而泄露掉燃烧室内的压缩混合气体，使极少的能量返回发动机活塞，并依靠排气制动装置产生的背压来增加进排气功耗，以增加制动功率。

四、

泄气制动器与排气蝶阀制动组合与发动机相配时所需发动机的相关参数

泄气制动器与排气蝶阀制动组合的设计是要根据发动机参数进行专业设计的，发动机的参数不一致可能会影响制动效果，为了保证制动组合达到最优制动状态，建议客户填写下表。

项目

参数值

备注

单缸排量（L）、行程/缸数

柴油机冲程数/额定转速（rpm）

停止供油单缸排气冲程，活塞在下止点附近最高缸内压力/温度（bar/℃）

最高允许排气背压（指增压器限制等）

活塞在上至点时单汽缸至增压废气涡轮出口之间的容积(L)

涡轮增压器废气侧最高排气温度(℃)

排气门正面承压面积（燃烧室一侧）

排气门背面承压面积

排气门升程（m）

排气门弹簧刚度（N/m）

压缩比/发动机缸罩内温度

泄气制动器与蝶阀的安装位置及安装部位的联系尺寸

建议蝶阀安装在增压器废气排气侧，这样制动效果最理想。

另外要保证发动机已预留出向泄气制动器供油的油路通道，如果发动机内部没有油路空间，也可以采用外部供油，但要预留出油管接头。

五、

泄气制动器与排气蝶阀组合匹配方案：

1、

排气蝶阀的匹配方案：

拟开发的专门配套用恒压排气制动阀针对发动机在转速1000rpm-2600rpm，能起到较好的辅助制动效果。另外，泄气制动器对排气制动阀的背压要求稳定，压差小。

其他性能参数：

工作寿命：不低于100万次，

工作环境温度：-50—200℃，

蝶阀工作温度：不高于700℃，

气缸最大工作压力：不大于0.98MPa。

2、

泄气制动器匹配方案：

在排气蝶阀能满足泄气制动器工作要求的前提下，安装泄气制动器。泄气制动器与排气蝶阀联合作用下的制动功率目标值如下：

（以上数据采用9.726L直列六缸发动机做模拟，压缩比为17:1，额定转速2600rpm,发动机参数不同，上述数据也会有所变化）

六、

试验标准：

除了对照匹配方案的目标值在发动机试验台架上做制动功率和制动背压测定外，整车也可通过以下几种方式对辅助制动效果加以测定：

（1）下坡试验：即在坡度为7%，坡长6Km的坡道上，不采用任何主制动器的情况下，单车额定满载，控制车速在60Km/h，打开辅助制动，车辆能以稳定的60Km/h速度正常行驶到坡底。

（2）制动减速度的测定试验：发动机处于额定转速下，选定变速箱档位，使该档位在单车额定满载的情况下，车速控制在50Km/h，采用辅助制动减速，在减速至40Km/h期间，制动减速度不小于0.65mm/s2。

（3）道路试验：在单车满载的情况下，车辆变速器分别接入Ⅱ、Ⅲ、Ⅳ档，汽车加速到最高速，然后发动机熄火，辅助制动下，不脱档滑行到最低稳定车速，得到车速与时间的变化关系。应符合下表的要求：

七、

泄气制动器+排气蝶阀的安装及其他要求

1、

蝶阀安装及其他配套件要求

a.

排气制动蝶阀建议安装在发动机蜗轮增压器废气排气口一侧，这样便于迅速建立排气背压；

b.排气蝶阀控制缸进气口联接螺纹为NPT1/4，确保进气管路公称通径大于等于φ5且长度不大于600mm，配套电磁阀公称通径大于等于φ5且电磁阀开启响应时间不大于15ms；

c.车辆提供储气罐等气源压力不得低于0.49MPa；

d.排气制动蝶阀及其配套件整体响应时间（即从接到制动信号到蝶阀关闭的时间）不超过0.2s；

e.确保排气制动蝶阀配套联接件密封可靠。

2、泄气制动器安装的其他要求：

a.安装可靠，要使泄气制动器的执行活塞正对排气门，且所有螺栓均按安装要求拧至指定的扭矩；

b.严格按照安装要求调整执行活塞与排气门之间的间隙，调整不当会造成发动机的损坏。

c.要保证润滑油的清洁，并要保证油路不漏油；

d.电路连接要可靠，并有必要的保护措施。

青岛智远汽车部件有限公司

2008-12-16

篇3：汽车制动器金属材料的热物理性能翻译

汽车制动器金属材料的热物理性能翻译 本文关键词：制动器，金属材料，翻译，物理性能，汽车

汽车制动器金属材料的热物理性能翻译 本文简介：汽车制动盘金属材料的热物理性能S.W.Kim·K.Park·S.H.Lee·K.H.Kang·K.T.Lim摘要温度分布、热变形和汽车制动盘的压力与汽车安全有很密切的关系；在这一领域进行了许多研究，由于没有充分的认识到制动盘材料与温度有关的热物理性能，因而，也还未得出令人满意的结果。在研究中，包括铁

汽车制动器金属材料的热物理性能翻译 本文内容：

汽车制动盘金属材料的热物理性能

S.

W.

Kim

·

K.

Park

·

S.

H.

Lee

·

K.

H.

Kang

·K.

T.

Lim

摘要

温度分布、热变形和汽车制动盘的压力与汽车安全有很密切的关系；在这一领域进行了许多研究，由于没有充分的认识到制动盘材料与温度有关的热物理性能，因而，也还未得出令人满意的结果。在研究中，包括铁合金系列的三种制动盘材料：FC250、FC170、和FCD50；铝合金系列的两种制动盘材料：铝MMC和A356，测量这两个系列从室温升到500℃范围内的热物理属性能的变化（热扩散率、比热、热系数膨胀），使用测量得到的热扩散率和热传导率来计算比热容和密度。正如预期的那样，结果表明两个系列的材料在热物理性能上表现出明显差异，同时，铝合金具有的高导热和电导率以及铁合金的低热膨胀率的性能有益于减少刹车盘的热变形。

关键词：制动盘；比热容；热导率；热扩散系数；热膨胀系数

1引言

对于汽车的安全设计来说，制动盘和汽车制动系统的垫片是重要的零配件，因为他们能吸收汽车的动能。汽车刹车系统的发展目标是为了实现高性能，高稳定性，低噪音低振动。如图1即制动盘出现问题时的表现：表面温度上升、裂缝、热变形、异常振动、磨损、弯曲、噪音等，这些问题是由制动盘、垫片、卡尺及他们的组合引起的。为了分析这些现象，必须对制动盘系统因摩擦引起的温度上升进行研究[2]

[3]。

长期连续制动引起的温度上升导致制动盘表面出现不规则的马氏体，这是导致制动系统异常振动的原因之一。制动器的热变形和热压领域里进行着许多研究，然而，制动盘材料中与温度有关的的热物理性能还未得到充分的认识，因此，还未得到成功且令人满意的结果[2]。

在这项研究中，用激光闪光、差示扫描量热计（DSC）和推杆膨胀计装置，分别测量了从室温到500℃的温度范围内三种铁合金：FC250，FC170，FCD20和两类铝合金：AIMMC和A356制动盘材料的热扩散率、热比热容、CTE（热膨胀系数），并使用测得的热扩散率和热传导率计算比热容、密度。

2

实验表明

2.1

热扩散率的测量

用激光闪光法对热扩散系数进行测量（Sinku-Riko.TC-7000VH/L）温度高达500℃，对热扩散率进行分析，使用帕克法[4]。在样品背面使用碲镉汞红外传感器进行温度测量，并对测量结果进行计算，得到最大温升时间的一半时样品背面的热扩散系数。此外，用钨网加热器控制温度，在真空中维持10-5托。为了在样品中得到一致的热能，样品正反面都喷洒石墨。热扩散系数数据用阿祖米和高桥法纠正以减少有限宽度脉冲的影响。该方法是用五个测量热扩散率计算出平均值。此外，从室温到1300℃测量石墨热扩散率的标准偏差估计值约3%。

图2-1制动系统的运行状态和制动状态

2.2

测量比热容[6]

比热容(Cp)是通过DSC(Perkin-Elmer，Pyris

1)从室温到500℃温度范围内，以5k/min的升温速率在流速50ml/min的氮气气氛中测量。NIST是合成蓝宝石的标准参考材料，SRM720作为参考。比热容的测量标准偏差估计约2%，控制温度过程如下：

l

等温范围的基线足够稳定的基础上确定时间间隔

l

确定初始和结束的温度

l

确定持续增长的温度变化

用上述方法得到的比热容值的数据被集成在所有增加的温度范围内，其平均比热容值是从每个范围中得到的。

2.3

测量热膨胀系数[7]

在室温到500℃温度范围内，在真空中以恒定的加热速度5K/min?j，用线性差动变换传感器通过推杆式膨胀计装置(DIL

402C,Netzsch)测量制动盘金属材料在轴向方向的热膨胀，膨胀计试验中，标准材料氧化铝标准偏差约3%。

3

结果讨论

图2-1是一个金属制动盘，其内径和外径分别是192mm和314mm。样品用激光切割成2mm厚、10mm的直径，DSC切成2mm厚、直径5mm、10mm长，表1对样品材料成分进行了分析。

图3-1汽车金属制动盘

5个样品的热扩散率的测量值如图3-1所示，所有数据点分别对应代表五个平均测量值，因为金属中的导热介质基本上为电子，随着温度的增加热扩散阻力也随之增加，所有样品的热扩散率随着温度增加而慢慢减小；同时也显示出铝合金的该值比铁合金大两到三倍。它也是各种合金系列有着明显差别的地方，如在表1中所显示铝合金和铁合金的主要不同点，纯铝的热扩散率比纯铁的大,FC170和A356的热扩散率比其他铁合金和铝合金系列的材料的值都更大，铜区别于其他元素，它的热扩散率更高，在微观结构上对热量流动的影响显示出细微差别。表2列出了热扩散率值。

表3-1典型的的样本组合物（以质量％计)

图3-2激光闪光装置测得制动盘材料的热扩散系数值

表3-2热扩散系数的测量值（10-5m·s-1）

图3-3和表3-3得到的平均比热容。温度升高，比热容值增大，铁合金的比热值比铝合金的大两倍。模型得出的结果也可以显示出不论是在铁合金还是铝合金中，比热容都是主要影响因素，铝的热容量大于铁的[9]，所有的铁合金比热值基本相同，与铝合金的差异不是很明显，这表明少量辅助材料对比热容值的影响不大，需要用对样品的微观结构研究来解释这点。

图3-3通过DSC装置测量制动盘材料的比热容值

表3-3测量比热容值（J?g?1?K?1）

用热扩散率、恒压下的比热容、测量出的样品密度计算出导热系数（k）。样品的测量密度如表4，表中显示铁合金的密度大于铝合金2.5倍。图5示出了计算出的样品的热传导率和纯的铝和铁的热导电值的推荐值[11]。随着温度升高样品的导热系数与热扩散系数相似，并且也可以用相同的方式说明如图3。纯金属值要比推荐的测量值小，因为加入了少量添加材料，因此增加了纯金属的强度和硬度，用作作为制动盘的材料。为了防止摩擦生热引起制动盘变形，高导热材料更适合快速冷却和刹车盘的热损耗，因此，如表5所示，当它成为主要考虑因素时，铝合金成为汽车安全驾驶使用的首选材料。

表3-4测量密度值（103

kg

·

m?3)

表3-5计算值的热导率（W·m-1·K-1），使用测得的热扩散率（a），在恒定压力下的比热容量为（Cp），测得样品的密度（ρ）

CTE实验值与纯铝纯铁的推荐值都显示在图6中。类似热扩散率的结果，CTE值显示了铝合金与铁合金系列的明显差异；然而，与样品的微观结构联系，该值与纯金属值也并非完全不同。为了减少刹车系统的热变形，CTE值比较低的材料比较合适；因此，当考虑该因素为主时，推荐铁合金材料。

表3-6

测得的热膨胀系数（10?6

K?1)

图3-4测得样品的热扩散率，比热容，和密度计算出的热导电值

图3-5用推杆装置测得的热膨胀系数实验值

4

结论

测量铁合金系列的三种制动盘材料：FC250、FC170、和FCD50，铝合金系列的两种制动盘材料：AIMMC和A356，这两个系列在温度从室温升到500℃范围内的热物理属性能的变化（热扩散率、比热、热系数膨胀）。实验结果表明两种合金的热物理性质有显著的差异，其中铝合金材料的制动盘有较低的热变形、较高的导热系数以及铁合金具有的较低的热膨胀系数是值得推荐的，获得的数据适用于用有限元法分析预测温度分布和作为制动盘热分析的输入数据。

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