家用轎車鼓式制動(dòng)器設(shè)計(jì)含開題報(bào)告及文獻(xiàn)綜述、任務(wù)書
家用轎車鼓式制動(dòng)器設(shè)計(jì)含開題報(bào)告及文獻(xiàn)綜述、任務(wù)書,家用轎車,制動(dòng)器,設(shè)計(jì),開題,報(bào)告,講演,呈文,文獻(xiàn),綜述,任務(wù)書
家用轎車鼓式制動(dòng)器結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)
摘 要
隨著現(xiàn)代不斷提高的道路條件及汽車性能，使汽車擁有越來越快的速度，為了保證汽車高速行駛下的行車安全，作為汽車中的重要組成部分的制動(dòng)器是保證安全的最基本保證。本次設(shè)計(jì)的題目是家用轎車鼓式制動(dòng)器的設(shè)計(jì)。結(jié)合現(xiàn)代國內(nèi)外汽車形式，首先確定了制動(dòng)器的總體方案：對鼓式制動(dòng)器的類型進(jìn)行對比并選擇，再對對驅(qū)動(dòng)機(jī)構(gòu)進(jìn)行進(jìn)行選擇，確定制動(dòng)器類型為鼓式制動(dòng)器，行車時(shí)液壓制動(dòng)控制機(jī)構(gòu)；駐車時(shí)用機(jī)械式控制。確定了汽車的各項(xiàng)參數(shù)，接著計(jì)算同步附著系數(shù)、制動(dòng)力分配系數(shù)。然后由最大附著系數(shù)確定制動(dòng)強(qiáng)度、制動(dòng)力矩和制動(dòng)器因數(shù)。再對制動(dòng)器的各種主要參數(shù)如半徑，起始角，包角及寬度；中心距離；及支銷中心的位置進(jìn)行選擇。再經(jīng)過分析壓力分布規(guī)律及變形規(guī)律，計(jì)算制動(dòng)力矩后，張開力和制動(dòng)器因數(shù)，對磨損特性進(jìn)行了校核計(jì)算，然后進(jìn)行駐車制動(dòng)的相關(guān)計(jì)算，包括停駐最大坡度及其附著力。通過計(jì)算對各零部件進(jìn)行了設(shè)計(jì)校核。本章計(jì)算了輪缸、主缸直徑和容積，及合理的踏板力、踏板工作行程還有主缸的行程，并進(jìn)行了校核。
最后通過設(shè)計(jì)得到的數(shù)據(jù)，用CAD和CATIA繪制二維及三維零件圖，裝配圖。
關(guān)鍵詞：制動(dòng)系統(tǒng)；鼓式制動(dòng)器；CATIA裝配
I
ABSTRACT
With the modern continuous improvement of road conditions and car performance, so that cars have faster and faster speed, in order to ensure high speed driving under the driving safety, as an important part of the car brake is the most basic guarantee to ensure safety. The design of this topic is the design of household car drum brakes. Combined with the modern domestic and international car form, first determine the overall program of the brake: the type of drum brake to compare and select, and then on the drive mechanism to choose to determine the type of brake drum brakes, driving hydraulic brake control ; Mechanical control when parked. Determine the parameters of the car, and then calculate the synchronization adhesion coefficient, the braking force distribution coefficient. The braking strength, braking torque and brake factor are then determined by the maximum adhesion coefficient. And then the brake of the various main parameters such as radius, starting angle, angle and width; center distance; and the location of the sales center to choose. Then, after analyzing the law of pressure distribution and deformation law, calculate the braking torque, the opening force and the brake factor, the wear characteristics are checked and calculated, and then the relevant calculation of the parking brake is carried out, including the maximum slope and its adhesion. Through the calculation of the parts were designed to check. This chapter calculates the wheel cylinder, master cylinder diameter and volume, and reasonable pedal force, pedal work stroke and master cylinder stroke, and the check.
Finally, through the design of the data, with CAD and CATIA drawing two-dimensional and three-dimensional parts drawings, assembly drawings.
Key Words：Braking System;Drum Brake;CATIA Modeling
II
目 錄
1 緒 論 1
1.1 制動(dòng)器的概述 1
1.2 制動(dòng)器研究現(xiàn)狀 2
2 鼓式制動(dòng)器方案選擇 3
2.1 鼓式制動(dòng)器的選擇 3
2.2 制動(dòng)驅(qū)動(dòng)機(jī)構(gòu)的選擇 3
2.3 本章小結(jié) 3
3 制動(dòng)器的主要參數(shù)的確定 4
3.1 同步附著系數(shù)的確定 4
3.2 制動(dòng)分配系數(shù)、制動(dòng)強(qiáng)度和附著系數(shù)利用率 5
3.3 制動(dòng)器最大的制動(dòng)力矩 6
3.4 制動(dòng)器因數(shù)和制動(dòng)蹄因數(shù) 7
3.5 制動(dòng)器的主要結(jié)構(gòu)參數(shù)的確定 9
3.6 本章總結(jié) 11
4 制動(dòng)器的設(shè)計(jì)計(jì)算 13
4.1 摩擦面的壓力分布規(guī)律 13
4.2 制動(dòng)蹄片上的制動(dòng)力矩 14
4.3 制動(dòng)器因數(shù)的分析計(jì)算 18
4.4 摩擦元件的磨損特性計(jì)算 20
4.5 駐車制動(dòng)力的計(jì)算 21
4.6 制動(dòng)器主要零件的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 23
4.7 本章小結(jié) 25
5 制動(dòng)驅(qū)動(dòng)機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì)計(jì)算 26
5.1 制動(dòng)輪缸直徑與工作容積 26
5.2 鼓式制動(dòng)器直徑與工作容積 26
5.3 制動(dòng)主缸直徑與工作容積 26
5.4 制動(dòng)踏板力與踏板行程 27
5.5 本章小結(jié) 28
參考文獻(xiàn) 30
附錄1：外文翻譯 31
附錄2：外文原文 35
致 謝 47
家用轎車鼓式制動(dòng)器設(shè)計(jì)
1 緒 論
汽車在運(yùn)行過程中想要穩(wěn)定停車，需要利用制動(dòng)器逐步減速直至停下。為確保行車安全，在汽車行駛到下坡路段時(shí)，需要保持較大的跟車距離，因此也需要制動(dòng)器達(dá)到保持穩(wěn)定車速的目的，或在緊急情況下能迅速停車。隨著高速公路路網(wǎng)的不斷擴(kuò)展、汽車事業(yè)的快速發(fā)展，汽車已經(jīng)成為現(xiàn)代交通工具中用得最多、最普遍，也是最方便的交通運(yùn)輸工具，而制動(dòng)器是保證交通安全的重要因素之一。人們對汽車的性能要求越來越高，例如舒適性、更快的速度，而高行駛速度的確又直接影響安全行駛，因此如何提高汽車制動(dòng)器的性能，成為解決安全問題的重要途徑。制動(dòng)器的好壞不僅是衡量汽車好壞的的一個(gè)標(biāo)準(zhǔn)，更重要的是關(guān)系著車內(nèi)乘員的生命安全。另外，制動(dòng)器的好壞直接影響車輛的平均車速和車輛的運(yùn)輸效率，是保證汽車經(jīng)濟(jì)性的主要因素。 因此，在進(jìn)行設(shè)計(jì)時(shí)，必須充分考慮制動(dòng)器的控制機(jī)構(gòu)和制動(dòng)執(zhí)行機(jī)構(gòu)的各種性能，然后進(jìn)行汽車的制動(dòng)器的設(shè)計(jì)以滿足汽車安全行駛的要求。
1.1 制動(dòng)器的概述
目前，汽車所有的制動(dòng)器幾乎都是摩擦式的，可分為鼓式和盤式兩大類。
盤式制動(dòng)器的主要優(yōu)點(diǎn)是在高速行駛時(shí)能迅速制動(dòng)使汽車減速，散熱效果優(yōu)于鼓式制動(dòng)器，制動(dòng)效能穩(wěn)定。盤式制動(dòng)器的旋轉(zhuǎn)元件一個(gè)垂直的圓盤，兩側(cè)為摩擦的工作面叫做制動(dòng)盤，其固定摩擦元件是位于制動(dòng)盤兩側(cè)的小的并帶有摩擦片的制動(dòng)塊。當(dāng)制動(dòng)塊受到壓力剛的壓力加緊制動(dòng)盤時(shí)，摩擦面上便產(chǎn)生摩擦力矩，使旋轉(zhuǎn)元件減速、停止。盤式制動(dòng)器常用作轎車的車輪制動(dòng)器，也可用作特種汽車的中央制動(dòng)器。
鼓式制動(dòng)器的主要優(yōu)點(diǎn)是剎車蹄片磨損較少，成本較低，便于維修、由于鼓式制動(dòng)器的絕對制動(dòng)力遠(yuǎn)遠(yuǎn)高于盤式制動(dòng)器，所以普遍由于后輪驅(qū)動(dòng)的卡車上或者一些經(jīng)濟(jì)型的轎車上。鼓式制動(dòng)器又分為內(nèi)張型鼓式制動(dòng)器和外束型鼓式制動(dòng)器兩種結(jié)構(gòu)型式。內(nèi)張型鼓式制動(dòng)器的摩擦元件是一對帶有圓弧形摩擦蹄片的制動(dòng)蹄，制動(dòng)蹄安裝在制動(dòng)底板上，而制動(dòng)底板則緊固在前橋的前梁或后橋橋殼半袖套管的凸緣上，其旋轉(zhuǎn)的摩擦元件為制動(dòng)鼓。車輪制動(dòng)器的制動(dòng)鼓均固定在輪鼓上。制動(dòng)時(shí)，制動(dòng)鼓的內(nèi)圓柱表面與制動(dòng)蹄摩擦襯片的外表面形成一對摩擦面從而在制動(dòng)鼓上產(chǎn)生摩擦力矩，從而使汽車減速停車。外束型鼓式制動(dòng)器的固定摩擦元件是帶有摩擦片且剛度較小的制動(dòng)帶，其旋轉(zhuǎn)摩擦元件為制動(dòng)鼓，并利用制動(dòng)鼓的外圓柱表面與制動(dòng)帶摩擦片的內(nèi)圓弧面作為一對摩擦表面，產(chǎn)生摩擦力矩作用于制動(dòng)鼓，故又稱為帶式制動(dòng)器。在汽車制動(dòng)系中，帶式制動(dòng)器曾僅用作一些汽車的中央制動(dòng)器，但現(xiàn)代汽車已很少采用。通常所說的鼓式制動(dòng)器就是指這種內(nèi)張型鼓式結(jié)構(gòu)。
任何一套制動(dòng)裝置均由制動(dòng)器和制動(dòng)驅(qū)動(dòng)機(jī)構(gòu)兩部分組成。行車制動(dòng)是用腳踩制動(dòng)踏板從而控制制動(dòng)器；而駐車制動(dòng)則多采用手制動(dòng)操縱，且利用單獨(dú)的中央制動(dòng)器或利用車輪制動(dòng)器進(jìn)行制動(dòng)。利用車輪制動(dòng)器時(shí)，絕大部分駐車制動(dòng)器用來制動(dòng)兩個(gè)后輪。行車制動(dòng)和駐車制動(dòng)這兩套裝置，必須具有獨(dú)立的制動(dòng)驅(qū)動(dòng)機(jī)構(gòu)，而且每車必備。行車制動(dòng)分液壓和氣壓兩種型式。用液壓傳遞操縱力時(shí)還應(yīng)有制動(dòng)主缸、制動(dòng)輪缸以及管路；用氣壓操縱時(shí)還應(yīng)有壓縮機(jī)、氣路管路、儲氣筒、控制閥和制動(dòng)氣室等?，F(xiàn)代汽車由于車速的提高，對應(yīng)急制動(dòng)的可靠性要求更嚴(yán)格，因此，在中、高級轎車和部分總質(zhì)量在l5t以下的載貨汽車上，多在后輪制動(dòng)器上附加手操縱的機(jī)械式驅(qū)動(dòng)機(jī)構(gòu)，使之兼起駐車制動(dòng)和應(yīng)急制動(dòng)的作用，從而取消了中央制動(dòng)器。
隨著電子技術(shù)的飛速發(fā)展，汽車防抱死制動(dòng)系統(tǒng)（ABS）在技術(shù)上已經(jīng)成熟，開始在汽車上普及。汽車防抱死制動(dòng)系統(tǒng)分為氣動(dòng)和液壓兩種，氣動(dòng)主要適用于氣壓制動(dòng)的商用車，液壓的主要適用于液壓制動(dòng)的乘用車。它能有效地防止汽車在應(yīng)急制動(dòng)時(shí)由于車輪抱死而使汽車失去方向穩(wěn)定性，而出現(xiàn)的側(cè)滑或者失去轉(zhuǎn)向能力的危險(xiǎn)，并縮短制動(dòng)距離，從而提高了汽車高速行駛的安全性和穩(wěn)定性。
1.2 制動(dòng)器研究現(xiàn)狀
現(xiàn)在國內(nèi)研究方向針對于易于發(fā)生熱衰退、水衰退和機(jī)械衰退等問題。對制動(dòng)效能的深入研究，對提高制動(dòng)器性能有重要意義。寧曉斌等應(yīng)用仿真軟件，建立了汽車鼓式制動(dòng)器仿真模型，并計(jì)算出制動(dòng)器效能因數(shù)。針對摩擦襯片壓力分布不均勾的問題，呂振華等分析其變化特性，采用新的評價(jià)指標(biāo)，評價(jià)各種型式的鼓式制動(dòng)器，并提出制動(dòng)蹄分為兩部分的結(jié)構(gòu)型式可顯著提高制動(dòng)效能。所以，為了發(fā)揮鼓式制動(dòng)器的優(yōu)勢，克服其主要缺點(diǎn)，研究工作和技術(shù)改進(jìn)一直都在進(jìn)行中。國外的研究將熱彈有限元方法應(yīng)用在制動(dòng)器的磨損、摩擦仿真模擬中。此后又有 Watson Daniel Pantusoa、JM. LEE、D. Severin、D. C. Barton等都利用有限元分析模型對制動(dòng)器的磨損、噪音和熱彈性耦合等問題進(jìn)行了深入的研究，這些研究使得提高鼓式制動(dòng)器性能有了可行性。
2 鼓式制動(dòng)器方案選擇
2.1 鼓式制動(dòng)器的選擇
鼓式制動(dòng)器出現(xiàn)的時(shí)間非常早，結(jié)構(gòu)可以內(nèi)張或者外束。內(nèi)張型用制動(dòng)蹄與制動(dòng)鼓產(chǎn)生摩擦。外束型讓摩擦片與制動(dòng)鼓外表面摩擦產(chǎn)生摩擦力矩。鼓式制動(dòng)器由于蹄的結(jié)構(gòu)不同分為好幾類。
因?yàn)轭I(lǐng)從蹄式能力比較平均，在擁有足夠制動(dòng)效能的情況下還能保證足夠的效能穩(wěn)定性，而且結(jié)構(gòu)簡單，間隙易調(diào)整。所以采用領(lǐng)從蹄式鼓式制動(dòng)器。
2.2 制動(dòng)驅(qū)動(dòng)機(jī)構(gòu)的選擇
簡單制動(dòng)就是用人力制動(dòng)，可以用機(jī)械方式傳遞也可以靠液壓傳遞。機(jī)械式優(yōu)點(diǎn)在于結(jié)構(gòu)不復(fù)雜，可靠性比較高。缺點(diǎn)在于機(jī)械效率低，制動(dòng)力分配不均。液壓式優(yōu)點(diǎn)是滯后時(shí)間較短；工作壓力高，體積小便于在內(nèi)部安裝，缺點(diǎn)是過度受熱后制動(dòng)系效能降低甚至失效。
由于簡單制動(dòng)是靠人力施加，制動(dòng)過程較為簡單，所以本設(shè)計(jì)采用簡單制動(dòng)，行車制動(dòng)器用液壓控制，駐車制動(dòng)器用機(jī)械控制。
2.3 本章小結(jié)
本章對鼓式制動(dòng)器的類型進(jìn)行對比并選擇，再對對驅(qū)動(dòng)機(jī)構(gòu)進(jìn)行進(jìn)行選擇，確定制動(dòng)器類型為鼓式制動(dòng)器，行車時(shí)液壓制動(dòng)控制機(jī)構(gòu)；駐車時(shí)用機(jī)械式控制。
3 制動(dòng)器的主要參數(shù)的確定
表3.1 整車參數(shù)
空載質(zhì)量
滿載質(zhì)量
輪距
軸距
質(zhì)心位置
最高車速
輪胎規(guī)格
1070kg
1450kg
2471mm
1425mm
a=1.283m b=1.188m
hg=0.6(滿載)
hg=0.7（空載）
210km/h
175/60R 14
車輪有效半徑Re
查閱資料得有效半徑為Re=280.6mm。
3.1 同步附著系數(shù)的選擇
當(dāng)汽車前、后軸的軸荷分配固定時(shí)，在3種附著系數(shù)值的路面上制動(dòng)時(shí)的情況：
（1）當(dāng)時(shí)，是一種失去轉(zhuǎn)向能力的穩(wěn)定工況；
（2）當(dāng)時(shí)，容易發(fā)生側(cè)滑現(xiàn)象使汽車行使方向不好控制；
（3）當(dāng)時(shí)，是一種失去轉(zhuǎn)向能力的穩(wěn)定工況。
為了防止汽車制動(dòng)時(shí)無法轉(zhuǎn)向甚至側(cè)滑，當(dāng)時(shí)，地面附著條件利用得最好。附著系數(shù)利用率可用公式表示為
（3.1）
因?yàn)楝F(xiàn)在越來越好的路況及越來越快的車速，如果后輪先抱死則會(huì)引起側(cè)滑甚至甩尾導(dǎo)致失去穩(wěn)定性。研究推薦轎車同步附著系數(shù)，為了制動(dòng)時(shí)擁有穩(wěn)定性及保證足夠的利用率考慮相似車型的值，取。
3.2 制動(dòng)分配系數(shù)、制動(dòng)強(qiáng)度和附著系數(shù)利用率
由已經(jīng)選擇的同步附著系數(shù)，可得：
（3.2）
再計(jì)算得
（3.3）
（3.4）
當(dāng)時(shí)，；，故，；。
此時(shí)，，滿足要求。
當(dāng)時(shí)， 可以求出：
表3.2 取不同值時(shí)對比的結(jié)果
0.1
0.2
0.3
0.4
0.5
0.6
0.7
1090.64
2268.02
3556
4946.1
6452.17
8016.1
9847
0.0757
0.1586
0.247
0.349
0.455
0.561
0.7
0.7574
0.797
0.842
0.867
0.906
0.951
1
滿足國家標(biāo)準(zhǔn)
滿足國家標(biāo)準(zhǔn)
滿足國家標(biāo)準(zhǔn)
滿足國家標(biāo)準(zhǔn)
滿足國家標(biāo)準(zhǔn)
滿足國家標(biāo)準(zhǔn)
滿足國家標(biāo)準(zhǔn)
當(dāng)時(shí)， 可以求出：
表3.3 取不同值時(shí)的比較結(jié)果
0.8
1087
0.754
0.965
滿足國家標(biāo)準(zhǔn)
3.3 制動(dòng)器最大的制動(dòng)力矩
在得到最大制動(dòng)力的時(shí)候制動(dòng)力與法向力 成正比。所以制動(dòng)力的比值為：
（3.5）
由力矩：
（3.6）
（3.7）
當(dāng)時(shí)，需要的制動(dòng)力矩為
（3.8）
（3.9）
N?m
N?m
3.4 制動(dòng)器因數(shù)和制動(dòng)蹄因數(shù)
摩擦力與施加的力之比被叫作制動(dòng)效能器因數(shù)：
（3.10）
張開力分別為、，制動(dòng)鼓半徑為，和為摩擦力矩，得制動(dòng)蹄因數(shù)為：
（3.11）
（3.12）
則：
（3.13）
當(dāng)時(shí)：
（3.14）
各種力的大小方向及作用位置，必須進(jìn)過分析就算才能得出。如圖3.1所示。
圖3.1 受力簡圖
由力矩平衡方程：
（3.15）
可算出領(lǐng)蹄的制動(dòng)蹄因數(shù)為
（3.16）
A點(diǎn)的力矩平衡方程：
（3.17）
（3.18）
由式(3.15)可知：當(dāng)趨近于占時(shí)，制動(dòng)器將自鎖。
所以力矩方向一樣時(shí)制動(dòng)蹄因數(shù)值大，力矩反向時(shí)制動(dòng)蹄因數(shù)值小。由圖3.2知，當(dāng)增大到一定值時(shí)，領(lǐng)蹄的和向無窮增大，自鎖便發(fā)生了。在制動(dòng)過程中，襯片的溫度、壓力以及濕度等因素將決定摩擦系數(shù)進(jìn)而影響制動(dòng)器因數(shù)。制動(dòng)器因數(shù)對摩擦系數(shù)的敏感性可由來衡量并且其決定著制動(dòng)器效能穩(wěn)定性。
由圖3.2可以看出，從蹄與領(lǐng)蹄相比效能穩(wěn)定性更好。
1—領(lǐng)蹄 2—從蹄
圖3.2 制動(dòng)蹄因數(shù)及其導(dǎo)數(shù)與摩擦系數(shù)的關(guān)系
3.5 主要結(jié)構(gòu)參數(shù)的確定
（1）制動(dòng)鼓直徑
考慮到散熱性和平順性的協(xié)調(diào)，轎車制動(dòng)鼓直徑與輪輞直徑之比為：D/Dr=0.64～0.74mm
根據(jù)表3.4的規(guī)定。對于本次所設(shè)計(jì)車型取，可初選制動(dòng)鼓直徑D=240mm，即R=120mm。本轎車采用14的輪輞，可取，則可求得
≈355.6mm
取Dr=356mm。
表3.4 制動(dòng)鼓工作直徑及制動(dòng)蹄片寬度尺寸系列
直徑 D
蹄 片 寬 度 B
170
35
40
45
50
55
60
—
—
190
35
40
45
50
55
60
85
—
210
35
40
45
50
55
60
85
—
230
35
40
45
50
55
60
85
95
250
45
55
65
80
95
115
—
—
270
45
55
65
80
95
115
—
—
290
45
55
65
80
95
115
—
—
310
50
65
80
90
105
115
—
—
（330）
55
70
85
95
110
115
120
140
350
55
70
85
95
（105）
110
120
140
370
60
80
100
120
140
160
180
—
（390）
70
80
100
120
140
160
180
—
（2）制動(dòng)蹄摩擦襯片的包角、寬度b及摩擦面積AΣ
包角范圍為范圍再小磨損會(huì)變快，范圍增大散熱效果會(huì)變差，導(dǎo)致制動(dòng)工作不平順。
綜上所述選取領(lǐng)蹄、從蹄包角相等為
根據(jù)規(guī)定，選取制動(dòng)蹄摩擦片寬度mm；摩擦片厚度mm。據(jù)資料顯示，汽車總質(zhì)量越大摩擦襯片面積越大。幾個(gè)參數(shù)之間的關(guān)系如下式所表示：
（3.19）
由表3.4選擇襯片寬b為50mm，由表3.5選擇摩擦面積A為200。
表3.5 制動(dòng)器襯片摩擦面積
種類
總質(zhì)量t
摩擦面積cm2
轎車
客車與貨車
由表3.4數(shù)據(jù)可知設(shè)計(jì)符合要求。
（3）摩擦襯片起始角
通常令，領(lǐng)蹄、從蹄包角取相等角度，即
圖3.3 幾何參數(shù)簡圖
（4）中心距離
為了合理充分地安裝且盡量提高制動(dòng)效果。取，即
mm
（5）支銷中心的位置與
如圖3.3所示， 應(yīng)盡量小，使盡量大，取，即mm。取mm。
（6）摩擦片摩擦系數(shù)
摩擦片應(yīng)選擇摩擦系數(shù)高，熱穩(wěn)定性好的?，F(xiàn)各種材料摩擦系數(shù)穩(wěn)定值一般在，但是摩擦系數(shù)越好耐磨性卻越差。因此，取=0.3計(jì)算出的結(jié)果比較真實(shí)。
本次設(shè)計(jì)中，取=0.3。
3.6 本章總結(jié)
本章先確定了汽車的各項(xiàng)參數(shù)，接著計(jì)算同步附著系數(shù)、制動(dòng)力分配系數(shù)。然后由最大附著系數(shù)確定制動(dòng)強(qiáng)度、制動(dòng)力矩和制動(dòng)器因數(shù)。再對制動(dòng)器的各種主要參數(shù)如半徑，起始角，包角及寬度；中心距離；及支銷中心的位置進(jìn)行選擇。
4 制動(dòng)器的設(shè)計(jì)計(jì)算
4.1 壓力分布規(guī)律
如圖4.1所示，當(dāng)張開力P作用于制動(dòng)蹄使其繞支承銷轉(zhuǎn)動(dòng)角度為時(shí)，點(diǎn)A的位移為
=· （4.1）
半徑方向壓縮距離為
=·
制動(dòng)鼓旋轉(zhuǎn)方向
圖4.1 變形分析簡圖
由圖4.1：
得徑向變形量為
=
因?yàn)闉槌Ａ浚瑔挝粔毫υ酱笞冃卧酱?，所以壓力為?
(4.2)
表明制動(dòng)器蹄片的壓力分布曲線為正弦，在與相差90°的半徑上取得最大壓力。根據(jù)研究資料，摩擦片磨損可由下式來表示：
（4.3）
如圖4.2壓力分布規(guī)律曲線所示，在經(jīng)過4次制動(dòng)后壓力分布還是正弦。所以磨損可以表示為：
（4.4）
壓力分布規(guī)律為：
，
圖4.2里表示出結(jié)果。
4.2 制動(dòng)蹄片上的制動(dòng)力矩
在摩擦襯片表面取一單元面積來計(jì)算制動(dòng)蹄片上的力矩TTf1，，當(dāng)其在處時(shí)單元面積為，其中摩擦襯片寬度b，包角，制動(dòng)鼓半徑R,如圖4.3所示。
圖4.2 作為磨損函數(shù)的壓力分布計(jì)算值
圖4.3 制動(dòng)力矩計(jì)算用圖
法向力為：
(4.5)
制動(dòng)力矩為：
由積分得：
(4.6)
由均布壓力，有：
(4.7)
增勢蹄產(chǎn)生的制動(dòng)力矩可表達(dá)如下：
(4.8)
圖4.4 張開力計(jì)算用圖
與張開力的關(guān)系式：
(4.9)
解得
(4.10)
式中：，見圖4.4。
增勢蹄：
(4.11)
減勢蹄：
(4.12)
(4.13)
對于領(lǐng)蹄：
(4.14)
=
≈
。
由
(4.15)
得
(4.16)
=
≈0.134
對于從蹄：
兩蹄制動(dòng)力矩：
（4.17）
由式（4.11）和式（4.12）知
=≈0.127=
所需的張開力為： N
檢查蹄的自鎖可能性在對蹄式制動(dòng)器計(jì)算時(shí)是十分必要的：
(4.18)
(4.19)
所以不會(huì)自鎖。
所以最大壓力為：
(4.20)
=
≈0.7934
因此參數(shù)選取滿足設(shè)計(jì)要求。
4.3 制動(dòng)器因數(shù)的分析計(jì)算
制動(dòng)器因數(shù)BF可由制動(dòng)器摩擦力矩的計(jì)算得出：
（1）明確鼓旋轉(zhuǎn)方向及制動(dòng)器基本結(jié)構(gòu)參數(shù)；
（2）確定摩擦片壓力分布規(guī)律，令；
（3）確定在張開力P作用時(shí)的最大壓力值。把正壓力與摩擦力對點(diǎn)取矩，可得
=d-)snd （4.21）
則的值可以算出。
圖4.5 力矩分析簡圖
（4）摩擦片上所有的摩擦力矩
T=R sind=R(sin-sin) （4.22）
（5）根據(jù)公式（3.17）（3.19）得：
領(lǐng)蹄BFTl
從蹄BFT2
整個(gè)制動(dòng)器因數(shù)為
4.4 摩擦元件的磨損特性計(jì)算
1.制動(dòng)器的比能量耗散率
制動(dòng)時(shí)將機(jī)械能轉(zhuǎn)換為熱量散發(fā)。在制動(dòng)過程中，由制動(dòng)器散發(fā)全部動(dòng)力，短時(shí)間內(nèi)使制動(dòng)器溫度升高，這一過程也稱為制動(dòng)器的能量負(fù)荷，前后輪的比能量耗散率分別為：
（4.22）
當(dāng)時(shí)，可認(rèn)為：
（4.23）
一般比能量耗散率要求最好不大于1.8W/mm2
W/mm2 W/mm2
由上式知磨損和熱的性能符合需要。
2.比摩擦力
比摩擦力為：
（4.24）
比摩擦力要求不大于。
前輪
后輪
＜0.48
所以滿足磨損需求。
4.5 駐車制動(dòng)力的計(jì)算
由簡圖算出的附著力為
(4.25)
下坡時(shí)附著力為
(4.26)
圖4.6 上坡停車時(shí)的受力簡圖
極限傾角，由
求得
（4.27）
（4.28）
由此可得：
滿載：
空載：
分別計(jì)算上坡下坡時(shí)的附著力：
上坡
N
下坡
N
當(dāng)汽車為空載時(shí)分別計(jì)算上坡下坡時(shí)的附著力：
上坡
N
下坡
N
為了能讓汽車在算出的坡度傾角為的條件下停車，應(yīng)該盡量縮小與極限值的差值，并確定下坡時(shí)上停車的坡度符合標(biāo)準(zhǔn)規(guī)定值。
4.6 制動(dòng)器主要零件的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)
1．制動(dòng)鼓
制動(dòng)鼓的剛性應(yīng)該比較強(qiáng)而且熱容量應(yīng)滿足溫升在允許范圍內(nèi)，制動(dòng)鼓的材料的選擇應(yīng)兼顧磨損和系數(shù)大小。由于其良好的散熱性和耐磨性合金制造的制動(dòng)鼓在轎車上的應(yīng)用很廣泛。
本設(shè)計(jì)制動(dòng)鼓材料采用HT200，壁厚選取10mm。
2．制動(dòng)蹄
轎車的制動(dòng)蹄一般是由沖壓焊接制成，選取轎車制動(dòng)蹄腹板和翼緣的厚度為，摩擦襯片的厚度為。
3.制動(dòng)底板
制動(dòng)底板是保證各種零件正確安裝的基礎(chǔ)并且剛度要足夠強(qiáng)。選擇沖壓成形制成制動(dòng)底板，厚度取5mm。
4.制動(dòng)蹄的支承
選擇支承銷材料為45號鋼，支座材料為球墨鑄鐵，而選擇長支承銷的支承則能避免側(cè)向偏擺。本設(shè)計(jì)采用支承銷。
5.制動(dòng)輪缸
制動(dòng)輪缸是靠液壓撐開制動(dòng)蹄的一種裝置，選擇缸體的材料為灰鑄鐵HT250，活塞材料為鋁合金，輪缸的工作腔密封選擇橡膠密封圈。本設(shè)計(jì)采用由兩個(gè)活塞推動(dòng)的制動(dòng)輪缸。
6.固定支架
固定支架必須具有較大的強(qiáng)度和剛度來承受全部制動(dòng)力矩。所以需其壁厚大于10mm且選用可鍛鑄鐵制造。
7.摩擦材料
選擇摩擦系數(shù)較高，且熱衰退性和耐磨性好的；且還應(yīng)具有抗剪切與沖壓的能力；并綠色環(huán)保的材料。一種為編織材料，由纖維石棉與銅鋅絲的合織而成，用樹脂結(jié)合后壓制成型。無石棉摩擦材料，由多種金屬和其它材料的纖維制成。粉末冶金摩擦材料，以銅鐵粉與各種非金屬粉混合冶煉而成，常用于高級轎車。
各種摩擦材料的穩(wěn)定值為0.3～0.5。設(shè)計(jì)時(shí)一般取f=0.3～0.35。
8.制動(dòng)摩擦襯片
制動(dòng)摩擦襯片分為用于盤式制動(dòng)器的，用于駐車制動(dòng)器的，用于鼓式制動(dòng)器的，鼓式的又分為用于輕型或中重型車。本次設(shè)計(jì)采用輕型車鼓式制動(dòng)器。
9.制動(dòng)器間隙
應(yīng)留間隙用以自由轉(zhuǎn)動(dòng)，但考慮到熱變形的因素，一般選擇間隙為0.2mm～0.5mm。為了使制動(dòng)器在磨損之后依然能正常工作可以安裝自動(dòng)調(diào)節(jié)裝置。
本設(shè)計(jì)用制動(dòng)輪缸特殊結(jié)構(gòu)來自動(dòng)調(diào)整間隙。優(yōu)勢在于不用人工去精確調(diào)整，操作更加簡單。
4.7 本章小結(jié)
經(jīng)過分析壓力分布規(guī)律及變形規(guī)律，計(jì)算制動(dòng)力矩后，張開力和制動(dòng)器因數(shù)，對磨損特性進(jìn)行了校核計(jì)算，然后進(jìn)行駐車制動(dòng)的相關(guān)計(jì)算，包括停駐最大坡度及其附著力。通過計(jì)算對各零部件進(jìn)行了設(shè)計(jì)校核。
5 制動(dòng)驅(qū)動(dòng)機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì)計(jì)算
5.1 制動(dòng)輪缸直徑與工作容積
輪缸直徑：
(5.1)
根據(jù)標(biāo)準(zhǔn)尺寸系列為
14.5，16，18.5，19，21.5，22，24，26，28，33，35，38，42，46mm。
5.2 鼓式制動(dòng)器直徑與工作容積
，選取MPa，由式(5.2)，求：
mm
直徑mm。
選取mm，，計(jì)算工作容積：
mm3
(5.2)
mm3
5.3 制動(dòng)主缸直徑與工作容積
制動(dòng)主缸的直徑根據(jù)標(biāo)準(zhǔn)的系列尺寸為：
14.5，16，18.5，19，21.5，22，24，26，28，33，35，38，42，46mm。
工作容積
(5.3)
可取。
直徑和行程為：
(5.4)
求得
mm
根據(jù)GB 7524—87的系列尺寸，取mm。
5.4 制動(dòng)踏板力與踏板行程
制動(dòng)踏板力Fp：
（5.5）
則：
N<700N
得缸徑之比dw/dm =。
(5.6)
圖5.1 液壓制動(dòng)驅(qū)動(dòng)機(jī)構(gòu)的計(jì)算用簡圖
則：
mm<170mm
由于變形及磨損，制動(dòng)踏板的全行程應(yīng)大于正常工作行程。
設(shè)計(jì)中制動(dòng)踏板力不大于700N，轎車踏板全行程應(yīng)在100mm～150mm。此外防止空氣進(jìn)入管路中，還應(yīng)該在制動(dòng)后保留一定殘余壓力。
5.5 本章小結(jié)
本章計(jì)算了輪缸、主缸直徑和容積，及合理的踏板力、踏板工作行程還有主缸的行程，并進(jìn)行了校核。
結(jié) 論
本次設(shè)計(jì)的題目是家用轎車鼓式制動(dòng)器的設(shè)計(jì)。結(jié)合現(xiàn)代國內(nèi)外汽車形式，首先確定了制動(dòng)器的總體方案：采用領(lǐng)從蹄式鼓式制動(dòng)器，確定行車制動(dòng)器采用液壓制動(dòng)控制機(jī)構(gòu)；機(jī)械控制駐車制動(dòng)。算出同步附著系數(shù)、制動(dòng)強(qiáng)度，分析制動(dòng)器因數(shù)并選擇計(jì)算鼓式制動(dòng)器結(jié)構(gòu)，定下參數(shù)。然后分析變形和壓力的規(guī)律，計(jì)算出制動(dòng)力矩、制動(dòng)蹄張開力，然后進(jìn)行駐車制動(dòng)的計(jì)算，包括停駐最大坡度及其附著力。經(jīng)過以上計(jì)算后，對制動(dòng)器的零部件結(jié)構(gòu)進(jìn)行設(shè)計(jì)校核。
通過設(shè)計(jì)得到的數(shù)據(jù)，用CAD和CATIA繪制二維及三維零件圖，裝配圖。
參考文獻(xiàn)
[1]王吉忠，郭非，丁春雷. 某型鼓式制動(dòng)器底板有限元結(jié)構(gòu)分析[J]. 制造業(yè)自動(dòng)化. 2015(05): 59-61.
[2] 李強(qiáng). 鼓式制動(dòng)器的熱固耦合分析[J]. 機(jī)械設(shè)計(jì)與制造. 2015(03): 129-131.
[3] 崔功軍，盧磊，吳娟. 鼓式制動(dòng)器摩擦副熱力耦合分析[J]. 礦山機(jī)械. 2015(04): 51-55.
[4] 韓永印. 基于差分進(jìn)化的粒子群算法的鼓式制動(dòng)器多目標(biāo)優(yōu)化設(shè)計(jì)[J]. 計(jì)算機(jī)應(yīng)用研究. 2015(06): 1663-1666.
[5] 范久臣，孫雪梅，李洪洲，等. 多次緊急制動(dòng)工況下的鼓式制動(dòng)器熱-結(jié)構(gòu)耦合分析[J]. 北華大學(xué)學(xué)報(bào)(自然科學(xué)版). 2015(03): 410-416.
[6] 孫雪梅，范久臣，李洪洲，等. 基于仿真技術(shù)的汽車鼓式制動(dòng)器失效分析[J]. 北華大學(xué)學(xué)報(bào)(自然科學(xué)版). 2015(03): 417-420.
[7] 包圳，蘇小平，張?zhí)疑? 汽車鼓式制動(dòng)器熱結(jié)構(gòu)耦合分析與仿真[J]. 機(jī)械設(shè)計(jì)與制造. 2015(08): 189-192.
[8] 張方宇，桂良進(jìn)，范子杰. 鼓式制動(dòng)器熱-應(yīng)力-磨損耦合行為的研究[J]. 汽車工程. 2016(04): 466-472.
[9]韓文明，呂振華.關(guān)于鼓式制動(dòng)器效能因數(shù)變化特性的新探討[J]公路交通科技，2014,21(5):128-131,140.
[10]寧曉斌，張文明.礦用汽車鼓式制動(dòng)器制動(dòng)效能因數(shù)的仿真分析[J].有色金屬，2010,57(2):120-124.
[11] 尹淼晶，李金洪，馬陸娟，等. 基于FEM的鼓式制動(dòng)器性能評估手段[J]. 汽車技術(shù). 2016(08): 23-26.
[12] 劉燕斌，黃超杰，杜. 鼓式制動(dòng)器熱衰退的抑制[J]. 科技風(fēng). 2016(18):18-19.
[13]Aleksander Yevtushenko，Michal Kuciej. Temperature and thermal stresses in a pad/disc during braking[J].Applied Thermal Engineering, 2010, (30):354-359.
[14] C. Hohmann, K. Schiffner, K. Oerter, H. Reese. Contact analysis for drum brakes anddisk brakes using ADINA[J].Computers and Structures,2012,72:185-198.
[15] J. M. Lee, S. W. Yoo, J. H. Kim, C. G. Ahn. A study on the squeal of a drum brake whichhas shoes of non-uniform cross-section [J]. Journal of Sound and vibra-tion,2014,240(5):789-808.
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附錄1：外文翻譯
鼓式制動(dòng)器非線性低頻振動(dòng)模型的穩(wěn)定性研究
摘要
五自由度非線性模型來模擬在制動(dòng)過程中制動(dòng)鼓在低頻振動(dòng)。分析和計(jì)算表明，即使當(dāng)摩擦系數(shù)是恒定的，振動(dòng)和不穩(wěn)定可能會(huì)發(fā)生一些特定的參數(shù)的組合。并在特定參數(shù)的組合條件下，給出了參數(shù)平面上的穩(wěn)定不穩(wěn)定區(qū)域，以說明結(jié)構(gòu)參數(shù)對系統(tǒng)穩(wěn)定性的影響。
關(guān)鍵詞 鼓式制動(dòng)器.非線性.振動(dòng).穩(wěn)定性
鼓式制動(dòng)器因其結(jié)構(gòu)緊湊,性能可靠,制動(dòng)功率大等優(yōu)點(diǎn),是卡車和大中型客車中最常見的制動(dòng)裝置。但如果制動(dòng)器設(shè)計(jì)不合理或摩擦材料老化、制動(dòng)工況改變等 ,制動(dòng)過程中就可能引起強(qiáng)烈的自激振動(dòng)并伴隨著噪聲。汽車制動(dòng)過程中的這種自激振動(dòng)不僅會(huì)使乘員感覺不舒適,還會(huì)縮短汽車的使用壽命,甚至?xí)?dǎo)致巨大的災(zāi)難。鼓式制動(dòng)器是一個(gè)涉及結(jié)構(gòu)參數(shù)眾多的復(fù)雜動(dòng)力學(xué)系統(tǒng),修改鼓式制動(dòng)器的某一個(gè)參數(shù)往往很難控制它的振動(dòng),因此研究鼓式制動(dòng)器的自激振動(dòng)產(chǎn)生機(jī)理有著非常重要的意義。文獻(xiàn)使用 Stick-slip 模型 、閉環(huán)耦合結(jié)構(gòu)等分析了鼓式制動(dòng)器的低頻振動(dòng),文獻(xiàn)使用Sprag-Slip模型分析了盤式制動(dòng)器的低頻制動(dòng)振動(dòng)。但都未完全解釋鼓式制動(dòng)器的低頻自激振動(dòng)產(chǎn)生原因,對其產(chǎn)生的機(jī)理也未形成統(tǒng)一的觀點(diǎn)。
1.結(jié)構(gòu)參數(shù)說明與力矩分析
鼓式制動(dòng)器的結(jié)構(gòu)形式很多,本研究針對在某型號商用汽車后輪使用的支點(diǎn)固定的領(lǐng)從蹄鼓式制動(dòng)器進(jìn)行分析和討論,為使問題簡化,考慮領(lǐng)從蹄結(jié)構(gòu)完全相同.根據(jù)文獻(xiàn) ,考慮從蹄關(guān)于中心軸與領(lǐng)蹄對稱。設(shè)鼓心 O和領(lǐng)蹄轉(zhuǎn)動(dòng)軸心O 1 連線的方向?yàn)閥1軸 ,O為原點(diǎn).制動(dòng)鼓半徑為Rd,制動(dòng)蹄工作半徑為 R , 蹄片軸軸心距鼓心的距離Rp ,蹄片軸端和末端與對稱軸的夾角分別為α=0.4363 rad 和β =0.1745 rad ,α1=0.0873 rad和α2 =1.7453 rad 分別OO1 與O到摩擦材料兩端連線的夾角,α3 =α1-α2。F b =400 N 為施加在蹄片末端的剎車促動(dòng)力.根據(jù)文獻(xiàn)可得到壓力中心的位置, 若γ為等效壓力N1與y1軸的夾角,R f 為壓力中心圓的直徑,則 :
可以看到, 壓力中心的位置和等效壓力的方向只與制動(dòng)器的結(jié)構(gòu)參數(shù)有關(guān).如果同樣以 OO2為 y2 軸 ,以 O 為原點(diǎn)建立坐標(biāo)系, 由于從蹄的結(jié)構(gòu)與領(lǐng)蹄完全一樣 , 那么從蹄的等效壓力 N2 與x2 夾角以及壓力中心的位置與領(lǐng)蹄對應(yīng)表達(dá)式完全一樣.
2. 低頻振動(dòng)模型的建模
低頻制動(dòng)振動(dòng)的主要頻率在100 Hz以下,而制動(dòng)器主要零部件的模態(tài)頻率以底板和制動(dòng)鼓最低,但也均在200 Hz以上,因此在建模過程中除摩擦襯片外其余零部件均作剛體處理,不考慮其彈性模態(tài) ,于是可以建立如圖 1所示的五自由度模型.圖中制動(dòng)鼓逆時(shí)針方向旋轉(zhuǎn),領(lǐng)蹄S1和從蹄S2在制動(dòng)力的作用下一方面繞各自的蹄片軸O1 和 O2 旋轉(zhuǎn) ,同時(shí)和底板一起繞底板圓心 O旋轉(zhuǎn)。S1 ,S2 繞 O1 , O2 的旋轉(zhuǎn)分別用 θ1 ,θ2表示, 底板的轉(zhuǎn)動(dòng)用θb表示,其方向分別如圖 1所示。m1 =m2 =4 kg 表示施加制動(dòng)力的液壓裝置的等效質(zhì)量,C1 =C2 =5 N /(m s- 1)和 K 1， K 2 分別表示其等效的阻尼和剛度 ,m1，m2 沿對稱軸垂直方向的運(yùn)動(dòng)分別用 x1，x2 表示 ,其方向如圖 1 所示，制動(dòng)力 Fb 通過 m1 ,C1 , K1 和 m2 , C2 , K2 的傳遞分別作用于領(lǐng)蹄和從蹄上。 Km1 ,Cm1和 Km2 ,Cm2分別表示摩擦襯片被壓緊在制動(dòng)鼓上變形時(shí)產(chǎn)生的等效彈簧剛度和阻尼 ,其作用方向在領(lǐng)蹄和從蹄各自的等效壓力作用線上。 K b 和 Cb 表示底板的剛度和阻尼 ,在實(shí)際系統(tǒng)中 ,底板的質(zhì)量、剛度、阻尼除與底板本身有關(guān)外 ,還和與底板相連接的車橋 、鋼板彈簧等有關(guān).因?yàn)閮蓚€(gè)制動(dòng)蹄的結(jié)構(gòu)一樣, 所以可以用 Rm表示蹄片軸到等效壓力線的距離 , 即 Km1 , K m2 ,Cm1 , Cm2 對蹄片軸的力臂.制動(dòng)鼓對領(lǐng)蹄和從蹄的指向鼓心的等效壓力分別用 N1 和N2 表示, F1和 F2 分別表示制動(dòng)液壓裝置對領(lǐng)蹄和從蹄的作用力。Rfl表示摩擦力對蹄片軸的作用力臂 ,h 表示F 1 和 F2 對蹄片軸的作用力臂。式中 :M ,C ,K 分別為等效質(zhì)量矩陣 、阻尼矩陣和剛度矩陣；F , FNL 分別為制動(dòng)力產(chǎn)生的力向量和剛度中包含的非線性項(xiàng)。計(jì)算過程中參數(shù)取值為:K 11 =0. 6 M N /m , K 12 =1 M N / m2, K 13 =1MN /m3,K 21 =0. 6 M N /m , K 22 =1 M N /m2, K 23 =1M N / m3,Cm1 =5 N /(m s- 1), Cm2 =5 N /(m s- 1), Km11 =2 MN /m ,K m12 =1 M N /m2, Km13 =1M N / m3,Cb =5 N /(m s- 1), f =0. 3 , K m21 =2M N / m , K m22 =1 M N /m2,Km23 =1 MN /m3,K b1 =2. 5 M N / m , K b2 =1 M N / m2,K b3 =1 M N /m3。
3. 模型的穩(wěn)定性分析
對于該非線性運(yùn)動(dòng)方程, 需要先求解出式(3)的靜態(tài)平衡點(diǎn)。 在一定的制動(dòng)力 F
b 作用下的靜態(tài)平衡點(diǎn) y0 ={x10 , θ10 , x20 , θ20 , θb0}T滿足條件K y0 =F +FNL(y0 )。由于該平衡方程包含有平方和立方項(xiàng), 因此在同一個(gè)制動(dòng)力的情況下可能求解出多個(gè)平衡點(diǎn)。但是可以觀察到 ,求解出的多個(gè)平衡點(diǎn)中 ,只有一個(gè)解有意義, 小于零或比較大的解很明顯沒有實(shí)際意義。通過將 x1 =z1 +x10 ,θ1 =ψ1 +θ10,x2 =z2 +x20 ,θ2 =ψ2 +θ20 和 θb =ψb +θb0 代入運(yùn)動(dòng)方程(3), 將運(yùn)動(dòng)方程進(jìn)行坐標(biāo)平移并在平衡點(diǎn)處線性化,可得到M z +C·z +Kd z =0。(4)由于這個(gè)擾動(dòng)方程零解的穩(wěn)定性與原運(yùn)動(dòng)方程的穩(wěn)定性相同,因此可以通過討論擾動(dòng)方程(4)的穩(wěn)定性來了解原運(yùn)動(dòng)方程(1)的穩(wěn)定性,可以得到方程(4)的特征方程形式λ10+a1λ9+a2λ8+… +a9λ+a10 =0，(5)式中λ為特征根。若方程(5)所有的根的實(shí)部都為負(fù),則系統(tǒng)穩(wěn)定 ,不會(huì)發(fā)生振動(dòng).若有一個(gè)根的實(shí)部為正,則系統(tǒng)不穩(wěn)定,且其根的虛部代表不穩(wěn)定模態(tài)的頻率。根據(jù)各個(gè)參數(shù)的取值, 變化摩擦系數(shù)可以計(jì)算方程(5)的根隨摩擦系變化的情況.通過計(jì)算,得到分岔點(diǎn)在 f0 =0. 27 附近。圖2給出了模態(tài)頻率隨摩擦系數(shù)的變化過程。圖3(a)給出了相應(yīng)的特征根實(shí)部的變化過程, 圖 3(b)是圖 3(a)中分岔點(diǎn)附近的放大。從圖中可以看到, 當(dāng) f f 0 時(shí),圖 2中兩個(gè)態(tài)耦合,在圖 3中有一對特征根的實(shí)部為正 ,系統(tǒng)不穩(wěn)定。這些現(xiàn)象說明系統(tǒng)不穩(wěn)定的現(xiàn)象即使在恒定摩擦系數(shù)的情況下也會(huì)發(fā)生。從圖中還可以看到系統(tǒng)的耦合頻率約在 55 Hz 左右,這也與在實(shí)際中觀測到的鼓式制動(dòng)器低頻振動(dòng)頻率范圍為40～70 H z 完全一致。為更進(jìn)一步研究穩(wěn)定性的變化情況,可以每次取兩個(gè)參數(shù) ,研究穩(wěn)定性隨這兩個(gè)參數(shù)變化的情況,進(jìn)而在這兩個(gè)參數(shù)構(gòu)成的平面上得到系統(tǒng)的穩(wěn)定性區(qū)域.顯然,參數(shù)的兩兩組合有很多種,這里只以幾組為例進(jìn)行計(jì)算和說明。計(jì)算過程中使用的基本參數(shù)值同前。圖4(a)和圖 5(a)給出參數(shù)平面上系統(tǒng)穩(wěn)定和不穩(wěn)定區(qū)域；圖 4(b)和圖 5(b)給出在復(fù)平面上特征根的分布情況,縱軸表示頻率, 橫軸是特征根的實(shí)部。可以看到,在圖4(b)和圖 5(b)的復(fù)平面左邊是穩(wěn)定區(qū)域 ,而右邊是不穩(wěn)定區(qū)域,兩個(gè)模態(tài)耦合.通過這些圖形 ,可以觀察到系統(tǒng)的穩(wěn)定性是一個(gè)復(fù)雜的問題。通過對這些參數(shù)組合的研究,可以看到系統(tǒng)的穩(wěn)定性可以通過改變剛度、摩擦系數(shù)以及角度α和β等的變化來改變.在這些計(jì)算過程中,考慮到實(shí)際情況 , 結(jié)構(gòu)參數(shù)的取值范圍為:5π/180 ≤α≤45π/180,5π/180 ≤β ≤45π/180 ,70π/180 ≤α2 ≤120π/180 ,剛度的取值一律大于零.由于求穩(wěn)定性區(qū)域和特征根的計(jì)算過程十分耗時(shí),因此計(jì)算過程中的步長值不可能取太小,這導(dǎo)致有的圖形中曲線不十分光滑,但即使這樣 ,計(jì)算結(jié)果也足以說明各個(gè)參數(shù)對系統(tǒng)穩(wěn)定性的影響趨勢。從圖4和圖5可以看到,由于實(shí)際中Kb1 不可能小于2 ×106,因此當(dāng) K b1較大時(shí)系統(tǒng)的穩(wěn)定性區(qū)域更大,Kb1較小時(shí)容易導(dǎo)致系統(tǒng)不穩(wěn)定.這解釋了在實(shí)踐中剛度較小的制動(dòng)底板以及由于使用時(shí)間長而導(dǎo)致底板剛度變小時(shí)容易導(dǎo)致制動(dòng)振動(dòng)的現(xiàn)象。從圖4可以看到,當(dāng)?shù)装鍎偠?Kb1較小時(shí),隨著β的增大,系統(tǒng)穩(wěn)定性區(qū)域雖然有所變大,但變化很小。但是當(dāng)?shù)装鍎偠?Kb1 較大時(shí),β對穩(wěn)定性的影響比較明顯。通過圖 5可以看到隨著摩擦系數(shù)的減小,不穩(wěn)定區(qū)域明顯逐漸減小。因此,減小摩擦系數(shù)是使系統(tǒng)穩(wěn)定的方法之一。通過對這個(gè)五自由度模型的穩(wěn)定性分析, 說明即使不考慮變化的摩擦系數(shù), 鼓式制動(dòng)器的低頻振動(dòng),這種由于摩擦引起的自激振動(dòng)僅從結(jié)構(gòu)和非線性因素方面也能解釋其產(chǎn)生的原因。通過參數(shù)的變化對穩(wěn)定性影響的分析說明某些結(jié)構(gòu)參數(shù)對系統(tǒng)的穩(wěn)定性有很大的影響。由此可以說明鼓式制動(dòng)器的低頻振動(dòng)與其結(jié)構(gòu)本身有密切關(guān)系,這對于改進(jìn)鼓式制動(dòng)器的設(shè)計(jì)和抑制鼓式制動(dòng)器的低頻制動(dòng)振動(dòng)有指導(dǎo)性意義。
附錄2：外文原文
致 謝
轉(zhuǎn)眼之間大學(xué)四年的學(xué)生生涯將畫上一個(gè)句號，畢業(yè)設(shè)計(jì)是我們大學(xué)學(xué)習(xí)生活中的最后一堂課，是理論聯(lián)系實(shí)際的一個(gè)教學(xué)環(huán)節(jié)，是對我們大學(xué)四年里學(xué)習(xí)成果的一個(gè)檢驗(yàn)。通過這次畢業(yè)設(shè)計(jì)，一方面是檢驗(yàn)我們在大學(xué)里所學(xué)的專業(yè)知識和實(shí)踐技能的應(yīng)用能力，另一方面也是在培養(yǎng)我們分析問題和解決問題的能力，為畢業(yè)后參加工作打下良好的基礎(chǔ)。
在畢業(yè)設(shè)計(jì)的過程中，也遇到了很多問題，通過老師和同學(xué)們的幫助以及積極的查閱各方面的資料，使得這些問題得以順利的解決。我特別要感謝我的指導(dǎo)老師——王邦國老師，在我做畢業(yè)設(shè)計(jì)期間給了我很多的幫助，不單讓我學(xué)到了許多汽車的專業(yè)知識，同時(shí)讓我學(xué)會(huì)了許多學(xué)習(xí)的方法和技巧；還有同組的同學(xué)也為我提出了很多意見和方法，在此對所有幫助過我的老師和同學(xué)們表
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