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壓縮包內含 CAD圖紙和三維建模及說明書,咨詢 Q 197216396 或 11970985 I 目 錄 摘 要 III Abstract IV 1緒論 1 1.1引 言 .1 1.2制動器的發(fā)展現狀和發(fā)展方向 1 1.3制動系統簡介 1 1.4研究目的和意義 4 2盤式制動器的設計 5 2.1 制動系主要參數的確定 5 2.1.1理想的前后制動力分配曲線 5 2.1.2制動力分配系數曲線與同步附著系數 6 2.1.3附著系數利用率和制動強度 7 2.1.4制動器最大制動力矩 8 2.2基于制動類型選擇 9 2.2.1鉗盤式制動器分類 9 2.3盤式制動器的設計 .10 2.3.1盤式制動器的參數設計 .10 2.3.2制動缸直徑的計算 .11 2.3.3制動盤的選擇 .11 2.3.4制動盤內外半徑的計算 .12 2.3.5制動塊的設計 .13 2.3.6摩擦襯塊工作面積的計算 .13 2.3.7摩擦材料及摩擦系數 .13 2.4校核計算 .14 2.4.1襯塊磨損特性校核 .14 壓縮包內含 CAD圖紙和三維建模及說明書,咨詢 Q 197216396 或 11970985 II 2.4.2盤式制動器的熱容量和溫升計算 .15 3三維設計 .16 3.1 CATIA簡介 .16 3.2零件設計 .16 3.3 裝配設計 .17 4基于 CATIA和 ANSYS的制動器性能仿真分析 .19 4.1 零件的前處理 .20 4.1.1模型的簡化 .20 4.1.2材料定義 .20 4.1.3網格化分 .20 4.2 基于 CATIA的制動盤的最大應力分析 21 4.3 基于 ANSYS的制動盤的模態(tài)分析 .23 4.4本章小結 .28 5 總結與展望 29 參考文獻 30 致謝 31 壓縮包內含 CAD圖紙和三維建模及說明書,咨詢 Q 197216396 或 11970985 III 壓縮包內含 CAD圖紙和三維建模及說明書,咨詢 Q 197216396 或 11970985 IV 壓縮包內含 CAD圖紙和三維建模及說明書,咨詢 Q 197216396 或 11970985 V 壓縮包內含 CAD圖紙和三維建模及說明書,咨詢 Q 197216396 或 11970985 VI 摘要 VII 轎車盤式制動器的結構設計與性能仿真分析 摘 要 制動系統在汽車里扮演著極為重要的角色，本文根據任務書要求設計一款盤式制動 器。在設計過程中，以實際產品為基礎，根據我國工廠目前進行制動器新產品開發(fā)的一 般程序，并結合理論設計的要求，首先根據給定車型的整車參數和技術要求，確定制動 器的結構形式及、制動器主要參數，然后計算制動器的制動力矩、制動效能因數、耐磨 損特性等，并在此基礎上進行制動器主要零部件的結構設計。最后，對制動盤進行仿真 分析并完成裝配圖和零件圖的繪制。 關鍵詞：盤式制動器;盤式制動器參數選擇和機構設計;建模與仿真; 壓縮包內含 CAD圖紙和三維建模及說明書,咨詢 Q 197216396 或 11970985 VIII Structural Simulation and Performance Analysis of Car Disc Brake Abstract The brake system plays an extremely important role in the car. This paper designs a disc brake according to the requirements of the mission statement. In the design process, on the basis of actual products, according to the general procedures for the development of new brake products in China's factories, combined with the requirements of theoretical design, first determine the structure of the brakes according to the vehicle parameters and technical requirements for a given vehicle model. , The main parameters of the brake, and then calculate the braking torque, brake efficiency factor, wear resistance characteristics, etc., and on this basis, the structure of the main components of the brake design. Finally, simulate the brake disk and complete the drawing of the assembly drawing and the part drawing. Key words：Disc brakes; disc brake parameter selection and mechanism design; CATIA modeling and simulation; 第 1章 緒論 1 1 緒 論 1.1 引 言 汽車制動器是汽車的制動裝置，汽車所用的制動器幾乎都是摩擦式的，可分為鼓式 和盤式兩大類。鼓式制動器摩擦副中的旋轉元件為制動鼓，其工作表面為圓柱面；盤式 制動器的旋轉元件則為旋轉的制動盤，以端面為工作表面。汽車制動器是指產生阻礙車 輛運動或運動趨勢的力（制動力）的部件，其中也包括輔助制動系統中的緩速裝置。 1.2 制動器的發(fā)展現狀和發(fā)展方向 制動器分為行車制動器，駐車制動器。 在行車過程中，一般都采用行車制動，便于 在前進的過程中減速停車，不單是使汽車保持不動。若行車制動失靈時才采用駐車制動。 當車停穩(wěn)后，就要使用駐車制動，防止車輛前滑和后溜。 現代汽車制動器的發(fā)展起源于原始的機械控制裝置，最原始的制動控制只是駕駛員 操縱一組簡單的機械裝置向制動器施加作用力，那時的汽車重量相對較小，速度比較低， 簡單的機械制動差不多能夠達到汽車制動所需的要求，但隨著汽車自身重量的增加，助 力裝置對機械制動器來說越來越顯得非常重要。從而開始出現了真空助力裝置。1932 年 生產重量為 2860kg 的凱迪拉克 V16 車四輪采用直徑 419.1mm 的鼓式制動器，并有制動 踏板控制的真空助力裝置。林肯公司也于 1932 年推出 V12 轎車，該車采用通過四根軟索 控制真空助力器的鼓式制動器。隨著科學技術的發(fā)展及汽車工業(yè)的發(fā)展，尤其是軍用車 輛及軍用技術的發(fā)展，車輛制動有了新的突破，液壓制動是繼機械制動后的又一重大革 新. DuesenbergEight 車率先使用了轎車液壓制動器，克萊斯勒的四輪液壓制動器于 1924 年問世，美國通用汽車公司和福特汽車公司分別于 1934 年和 1939 年采用了液壓制動技 術。到 20 世紀 50 年代，液壓助力制動器才成為現實。經過 80 多年的發(fā)展，液壓制動技 術是如今最成熟、最經濟的制動技術，并應用在當前絕大多數乘用車上。汽車液壓制動 系統可以分為行車制動、輔助制動、伺服制動等，主要制動部件包括制動踏板機構、真 空助力器、制動主缸、制動軟管、比例閥、制動器和制動警示燈等。在制動系統，真空 助力器、制動主缸和剎車制動器是最為重要的部分，另外，汽車防抱死制動系統（ABS） 也已經成為電子制動的標準配置 [1]。 1.3 制動系統簡介 使汽車的行駛速度可以強制降低的一系列專門裝置。制動系統主要由供能裝置、控 制裝置、傳動裝置和制動器 4 部分組成。制動系統的主要功用是使行駛中的汽車減速甚 至停車、使下坡行駛的汽車速度保持穩(wěn)定、使已停駛的汽車保持不動。 第 1章 緒論 2 汽車制動系是用以強制行駛中的汽車減速或停車、使下坡行駛的汽車車速保持穩(wěn)定 以及使已停駛的汽車在原地(包括在斜坡上)駐留不動的機構。隨著高速公路的迅速發(fā)展和 車速的提高以及車流密度的日益增大，為了保證行車安全，汽車制動系的工作可靠性顯 得日益重要。也只有制動性能良好、制動系工作可靠的汽車，才能充分發(fā)揮其動力性能。 汽車制動系至少應有兩套獨立的制動裝置，即行車制動裝置和駐車制動裝置；重型 汽車或經常在山區(qū)行駛的汽車要增設應急制動裝置及輔助制動裝置；牽引汽車應有自動 制動裝置。 行車制動裝置用作強制行駛中的汽車減速或停車，并使汽車在下短坡時保持適當的 穩(wěn)定車速。其驅動機構常采用雙回路或多回路結構，以保證其工作可靠。 駐車制動裝置用于使汽車可靠而無時間限制地停駐在一定位置甚至斜坡上，它也有 助于汽車在坡路上起步。駐車制動裝置應采用機械式驅動機構而不用液壓或氣壓式的， 以免其產生故障。 應急制動裝置用于當行車制動裝置意外發(fā)生故障而失效時，則可利用應急制動裝置 的機械力源(如強力壓縮彈簧)實現汽車制動。應急制動裝置不必是獨立的制動系統，它可 利用行車制動裝置或駐車制動裝置的某些制動器件。應急制動裝置也不是每車必備，因 為普通的手力駐車制動器也可以起應急制動的作用。 輔助制動裝置用于山區(qū)行駛的汽車上，利用發(fā)動機排氣制動、電渦流或液力緩速器 等輔助制動裝置，則可使汽車下長坡時長時間而持續(xù)地減低或保持穩(wěn)定車速并減輕或解 除行車制動器的負荷。通常，在總質量為 5t 以上的客車上和 12t 以上的載貨汽車上裝備 這種輔助制動減速裝置 [2]。 制動系應滿足如下要求： (1)能適應有關標準和法規(guī)的規(guī)定。各項性能指標除應滿足設計任務書的規(guī)定和國家 標準、法規(guī)制定的有關要求外，也應考慮銷售對象國家和地區(qū)的法規(guī)和用戶要求。 我國的強制性標準是 GB12676-1999《汽車制動系結構、性能和試驗方法 》、 GB7258《機動車運行安全技術條件》。 (2)具有足夠的制動效能，包括行車制動效能和駐坡制動效能。 行車制動效能是用在一定的制動初速度下或最大踏板力下的制動減速度和制動距離 兩項指標來評定，它是制動性能最基本的評價指標。 我國一般要求制動減速度 j 不小于 0.6g(5.88 m／s2)，其條件如下：轎車制動初速度 50～80km/h、踏板力不大于 400N；小型客車（9 座以下）和輕型貨車（總重 3.5t 以下） 制動初速度 50～80km/h、踏板力不大于 500N;其它汽車制動初速度 30～60km/h、踏板力 不大于 700N。但實際上踏板力值比法規(guī)規(guī)定小，要考慮操縱輕便性與同類車比較來確定。 駐坡效能是以汽車在良好路面上能可靠而無時間限制地停駐的最大坡度(%)來衡量。 第 1章 緒論 3 一般對輕型貨車應不小于 25%，中型貨車不小于 20%，牽引車不小于 12%。駐車制動的 手控制力，對于轎車和小型客車不超過 400N，其它車不超過 600N。 (3)工作可靠。汽車至少應有行車制動和駐車制動兩套制動裝置，且它們的制動驅動 機構應是各自獨立的。行車制動裝置的制動驅動機構至少應有兩套獨立的管路，當其中 一套失效時，另一套應必須可以保證汽車剎車效能（即制動效能）不低于正常值的 30%；駐車制動裝置應采用工作可靠的機械式制動驅動機構。 (4)制動效能的熱穩(wěn)定性好。汽車的高速制動、短時間內的頻繁重復制動，尤其是下 長坡時的連續(xù)制動，都會引起制動器的溫升過快，溫度過高。一般要求在初速為最高車 速的 80%時，以約 0.3g 的減速度重復進行 15～20 次制動到初速度的 1/2 的衰退試驗后， 其熱態(tài)制動效能應達到冷態(tài)制動效能的 80%以上。 (5)制動效能的水穩(wěn)定性好。制動器摩擦表面浸水后，會因水的潤滑作用使摩擦系數 急劇減小而發(fā)生所謂的“ 水衰退 ”現象。一般規(guī)定在出水后反復制動 5～15 次，即應恢復其 制動效能。良好的摩擦材料吸水率低，其摩擦性能恢復迅速。也應防止泥沙、污物等進 入制動器工作表面，否則會使制動效能降低并加速磨損。某些越野汽車為了防止水和泥 沙侵入而采用封閉的制動器。 (6)制動時的操縱穩(wěn)定性好。即以任何速度制動，汽車都不應當失去操縱性和方向穩(wěn) 定性。一般要求在進行制動效能試驗時，車輛的任何部位不得偏出 3.7m 的試驗道。 (7)制動踏板和手柄的位置和行程符合人機工程學要求，即操作方便性好，操縱輕便， 舒適，能減少疲勞。踏板行程：對轎車應不大于 150mm；對貨車應不大于 170mm，其中 考慮了摩擦襯片或襯塊的容許磨損量。制動手柄行程應不大于 160～200mm。 (8)作用滯后的時間要盡可能地短，包括從制動踏板開始動作至達到給定制動效能水 平所需的時間( 制動滯后時間)和從放開踏板至完全解除制動的時間(解除制動滯后時間)。 一般要求這個時間盡可能短，對于氣制動車輛不得超過 0.6s，對于汽車列車不得超過 0.8s。 (9)制動時制動系噪聲盡可能小，且無異常聲響。 (10)與懸架、轉向裝置不產生運動干涉，在車輪跳動或汽車轉向時不會引起自行制動。 (11)制動系中應有音響或光信號等警報裝置以便能及時發(fā)現制動驅動機件的故障和功 能失效；制動系中也應有必要的安全裝置，例如一旦主、掛車之間的連接制動管路損壞， 應有防止壓縮空氣繼續(xù)漏失的裝置；在行駛過程中掛車一旦脫掛，亦應有安全裝置驅使 駐車制動將其停駐。 (12)能全天候使用，氣溫高時液壓制動管路不應有氣阻現象；氣溫低時氣制動管路 不應出現結冰。 (13)制動系的機件應使用壽命長、制造成本低；對摩擦材料的選擇也應考慮到環(huán)保 要求，應力求減小制動時飛散到大氣中的有害于人體的石棉纖維 [3]。 第 1章 緒論 4 1.4 研究目的和意義 汽車制動器是指產生阻礙車輛運動或運動趨勢的力（制動力）的部件，其中也包括 輔助制動系統中的緩速裝置. 近年來，國內外對汽車制動系統的研究與改進的大部分工 作集中在通過對汽車制動過程的有效控制來提高車輛的制動性能及其穩(wěn)定性，如 ABS 技 術等，而對制動器本身的研究改進較少。然而，對汽車制動過程的控制效果最終都須通 過制動器來實現，現代汽車普遍采用的摩擦式制動器的實際工作性能是整個制動系中最 復雜、最不穩(wěn)定的因素，因此改進制動器機構、解決制約其性能的突出問題具有非常重 要的意義，特別是對制動盤的應力應變的仔細分析，使設計更加具有可靠性。 第二章 盤式制動器的設計 5 2 盤式制動器的設計 2.1 制動系主要參數的確定 制動器設計中需要預先給定的參數有：汽車軸距 L；車輪滾動半徑 ；汽車空，滿載???? 時的總質量 、ma，；空，滿載時的質心位置，包括質心高度 、 ，質心離前軸距離?? ,?? ?????? ， ，質心離后軸軸距 ， ；空，滿載時的軸荷分配：前軸負荷 ， ，后軸負荷 ，?? ’1 ??1 ??’2 ??2 ??’1 ??1 ??’2 等。而對于汽車制動性能有重要影響的制動系參數有：制動力及其分配系數，同步附??2 著系數，制動強度，附著系數利用率，最大制動力矩與制動因數等。 由于本文計算時只涉及滿載情況，因此下表只給出滿載時的各個參數值。結合相關 車型及估算可大致得到制動系的主要基本參數，詳見表 2-1。 表 2-1 制動器主要參數 序號 項目名稱 具體參數 1 ma（kg） 1810 2 （mm）??? 450 3 （mm）??1 1334.4 4 （mm）??2 1445.6 5 （Kg ）??1 905 6 （Kg ）??2 905 7 輪胎滾動半徑 （mm ）???? 319.5 注：本文無特殊說明時，計算所用數據均為滿載時數據。 2.1.1 理想的前后制動力分配曲線 由參考文獻 [4]可知理想的制動力分配曲線可根據下式繪制： = （2-1）????2 12[???????22+4???????????1?(????2???+2????1)] 式中： —前、后軸制動器制動力， N；????1、 ????2 G—汽車所受重力，N，G= + ）*9.8m/s2;（ ??1??2 L—汽車軸距，mm；L= + ；??1??2 第二章 盤式制動器的設計 6 其余同表 2-1； 由式 2-1 可知，只要給出所設計車輛的總質量、汽車的質心位置，軸距等基本參數就 可以求出理想的前后制動力分配曲線即 I 曲線。I 曲線所表述的是前后輪同時抱死前后制 動器制動力的關系曲線。 同時可在 I 曲線坐標系下繪制任意附著系數 下的前后制動力分配曲線。可按下式進?? 行繪制： GFf???21 （2-2 ） 其中僅 為變量， ， 為因變量。初步繪制時取 0.1,0.2,0.3…1；可以得到一?? ????1????2 ??= 組與坐標系成 45°的平行線。 2.1.2 制動力分配系數曲線與同步附著系數 通常兩軸汽車的前、后制動器制動力之比為固定值。常用前制動器制動力與汽車總 制動器制動力之比來表明分配的比例，稱為制動器制動力分配系數，并以符號 表示。即：?? （2- ??=????1???? 3） 線為通過原點的一條直線，若其與 I曲線相交于 B點，則此處的附著系數稱為同步?? 附著系數 ，它是汽車制動性能的一個重要參數，由汽車結構參數所決定。同步附著系??0 數說明，前、后制動器制動力為固定比值的汽車，只有在一種附著系數，即同步附著系 數路面上制動時才能使前后輪同時抱死 [5]。 同時制動力分配系數 可由下式求得：?? （2- ??=??2+??0????? 4） 式中： —滿載時，質心距后軸的距離；??2 —汽車同步附著系數；??0 —滿載時質心高度，mm ； ??? L—輪距，mm； 將 0.1,0.2,0.3…1 帶入公式（2-2）中；可以得到一組與坐標系成 45°的平行線。在??= 將 0.1,0.2,0.3…1 帶入公式（2-1）中，可得到一組通過坐標原點，斜率不同的射線，??= 由于已知汽車的總質量，汽車的質心位置，則能根據上述數據得出 I 曲線，由此可以得出 理想的前后制動器制動力分配曲線（圖 2.1） 第二章 盤式制動器的設計 7 圖 2.1 制動力分配曲線 觀察圖 2.1 制動力分配曲線與 I 曲線，可知附著系數 與同步附著系數存在三種關系?? 即： , = .下面分別討論這三種關系對整車制動性能的影響：????0 ????0 ????0 a)、當 ， 線位于 I 線上方，制動時總是后輪先抱死。這時容易發(fā)生后軸側滑使????0 ?? 汽車失去方向穩(wěn)定性。 c)、當 = ，制動時汽車前、后車輪同時抱死，是一種穩(wěn)定的工況，但也失去轉向????0 能力。 通過上面的討論得到的結論是：為了防止后軸抱死發(fā)生危險的側滑，汽車制動 系的實際前后制動力分配曲線（ 曲線）應總是在理想制動力分配曲線（I 曲線）下方；?? 為了減少制動時前輪抱死而失去轉向能力的機會，提高附著效率， 曲線應該越靠近 I 曲?? 第二章 盤式制動器的設計 8 線越好 [6]。 2.1.3 附著系數利用率和制動強度 附著條件的利用情況可用附著系數利用率 （或附著利用率）來表達，當 ＝ 時?? ?? ??0 =1，利用率最高。?? 20 世紀 50 年代，當時道路條件很差，汽車行駛速度較低，后輪抱死的后果也不顯得 像前輪抱死喪失轉向能力那樣嚴重，因此往往將 值取得很低，即處于常遇附著系數范??0 圍的中間偏低區(qū)段。但當今道路條件大為改善，汽車行駛速度也大為提高，因而汽車因 制動時后輪抱死引起的后果也十分嚴重，由于車速高，它不僅會引起側滑甚至會掉頭而 喪失操縱穩(wěn)定性。后輪先抱死的情況是最不希望發(fā)生的。這時容易發(fā)生后軸側滑使汽車 失去方向穩(wěn)定性。由于車輛行駛的路況不同，因此附著系數 變化較大，不能時時滿足 ≤?? ?? 的要求。各類轎車和一般貨車的 有增大的趨勢。目前轎車取 ≥0.6；貨車取 ≥0.5；??0 ??0 ??0 ??0 本文取同步附著系數 =0.6；帶入式 2-4 可求得 0.62[7]。??0 ??= 附著系數利用率的計算公式如下所示： 當 時可用下式表達 ：????0 ?? ??= ??1??1+（ ??-??0） ??? （2-6） 式中： —滿載時質心距前軸的水平距離， =1334.4mm；??1 ??1 —質心距水平地面的距離， =450mm；??? ??? —附著系數；?? —同步附著系數， =0.6；??0 ??0 國標 GB 7258-2017《機動車運行安全技術條件》要求整車實驗時道路附著系數 ≥0.7；本文取路面附著系數 =0.8（瀝青或干混凝土路面）；由于 =0.6.因此附著系數?? ?? ??0 利用率 需使用式 3-6 計算，經計算 =0.94.[8]?? ?? 2.1.4 制動器最大制動力矩 應合理的確定前后制動器的制動力矩，以保證汽車有良好的制動效能和穩(wěn)定性。最 大制動力是在汽車附著質量被完全利用的條件下獲得的，這時制動力與地面作用于車輪 的法向力 , 成正比。??1 ??2 對于常遇到的道路條件較差、車速較低因而選取了較小的同步附著系數 值的汽車，??0 第二章 盤式制動器的設計 9 為了保證在 的良好路面上能夠制動到后軸和前軸先后抱死滑移，前、后軸的車輪制????0 動器所能產生最大的制動力矩為： = （2-????1?????? ????（ ??2+?????） ?????? 7） （2- ????2??????=1?????????1?????? 8） 式中： 、 —前、后軸最大制動力矩， N*m；????1??????????2?????? —該車所能遇到的最大附著系數，計算時取 =0.8；?? ?? —車輪的有效半徑，m；由表 2-1 可知 =0. 3195m；???? ???? 其余參數同上述； 對于選取較大的 值的各類汽車，則應保證汽車制動時的穩(wěn)定性出發(fā)，來確定各軸??0 的最大制動力矩。當 時，相應的極限制動強度 q＜ ，故所需的后軸和前軸的最大制????0 ?? 動力為： = （2-9） ????2?????? ????（ ??1??????） ?????? （2- ????1??????=1?????????2?????? 10） 這里按照 2-7 式進行計算，經計算 =2944.71N*m； =1882.68N*m；????1?????? ????2?????? 則前后軸最大制動力 可由下式求得:????1 = (2-11)????1， 2 ????1,2???????? ?? 參數同式 2-7,經計算 =9216.614N; =5892.59N;????1 ????2 2.2 基于制動類型選擇 按摩擦副中的固定摩擦元件的結構，盤式制動器分為鉗盤式和全盤式制動器兩大類。 鉗盤式制動器的固定摩擦元件是兩塊帶有摩擦襯塊的制動塊，后者裝在以螺栓固定于轉 向節(jié)或橋殼上的制動鉗體中。兩塊制動塊之間有作為旋轉元件的制動盤，制動盤是用螺 栓固定于輪轂上。全盤式制動器的固定摩擦元件和旋轉元件均為圓盤形，制動時各盤摩 擦表面全部接觸。其工作原理如摩擦離合器，故又稱為離合器式制動器。用得較多的是 多片全盤式制動器，以便獲得較大的制動力。但這種制動器的散熱性能較差，故多為油 冷式，結構較復雜。因全盤式制動器制動盤的全部工作面可同時與摩擦片接觸。全盤式 第二章 盤式制動器的設計 10 制動器由于制動鉗的橫向尺寸較大，主要應用在重型車上。 2.2.1 鉗盤式制動器分類 鉗盤式制動器按制動鉗的結構型式又可分為固定鉗式盤式制動器和浮動鉗式盤式制 動器： (1)固定鉗式盤式制動器 在制動鉗體上有兩個液壓油缸，其中各裝有一個活塞。當壓力油液進入兩個油缸活 塞外腔時，推動兩個活塞向內將位于制動盤兩側的制動塊總成壓緊到制動盤上，從而將 車輪制動。當放松制動踏板使油液壓力減小時，回位彈簧又將兩制動塊總成及活塞推離 制動盤。這種型式也稱為對置活塞式或浮動活塞式。 (2)浮動鉗式盤式制動器 浮動鉗式盤式制動器的制動鉗體是浮動的。其浮動方式有兩種，一種是制動鉗體可 作平行滑動；另一種是制動鉗體可繞一支承銷擺動。因而有滑動鉗式盤式制動器和擺動 鉗式盤式制動器之分。但它們的制動油缸均為單側的，且與油缸同側的制動塊總成是活 動的，而另一側的制動塊總成則固定在鉗體上。制動時在油液壓力作用下，活塞推動活 動制動塊總成壓靠到制動盤，而反作用力則推動制動鉗體連同固定制動塊總成壓向制動 盤的另一側，直到兩制動塊總成受力均等為止。對擺動鉗式盤式制動器來說，鉗體不是 滑動而是在與制動盤垂直的平面內擺動。這樣就要求制動摩擦襯塊應預先做成楔形的(摩 擦表面對背面的傾斜角為 6°左右)。在使用過程中，摩擦襯塊逐漸磨損到各處殘存厚度均 勻(一般約為 l mm)后即應更換 [9]。 盤式制動器尤其是浮動鉗式盤式制動器已十分廣泛地用于轎車的前輪。與鼓式后輪 制動器配合，也可使后輪制動器較容易地附加駐車制動的驅動機構，兼作駐車制動器之 用。有些轎車的前、后輪都采用盤式制動器，主要是為了保持制動力分配系數的穩(wěn)定。 本文選用結構較為簡單的浮動鉗式盤式制動器進行設計。 2.3 盤式制動器的設計 浮動鉗盤式制動器主要由：制動襯塊、制動盤、制動鉗體、活塞等組成。圖 3.1 為某 型轎車用浮動鉗盤式制動器結構圖。 第二章 盤式制動器的設計 11 1制動塊 2、制動盤 3、活塞 4、制動鉗體 5、卡頭 6、輔助活塞 7 挺桿 圖 3.1 浮動盤式制動器 其中，制動塊，制動盤和活塞等時盤式制動器的主要零部件。 2.3.1 盤式制動器的參數設計 本文設計的是盤式制動器，制動盤直徑一般選擇輪輞直徑的 70%-79%，總質量大于 2000㎏以上車型選擇較大值。實心制動盤厚度在 10-20mm 使用于總質量在 1200-3400㎏的 車型。本車所選用的輪胎滾動半徑為 319.5mm，經查相關標準初選輪輞直徑 D1=462mm。則本文設計的制動盤直徑 D2=340mm。 制動盤厚度 h 對制動盤質量和工作溫度都有影響。為使質量小些，制動盤的厚度不 宜取得很大，為了減少升溫，制動盤的厚度不宜取得太小。制動盤可以做成實心的，或 者為了散熱通風需要在制動盤間鑄造出通風孔道。因此本文取制動盤的厚度 h=26mm； 2.3.2 制動缸直徑的計算 制動缸直徑 d 可由下式求得： d= （2- ??????1?????????? 1 1） 式中： —制動器所能產生的最大制動力；由第二章可知 =9216.61N;???? ???? —前后車輪的使用半徑，這里取 = =0.3195m；??1 ??1???? P—制動缸工作壓力，查閱相關手冊后，本文取 P=12Mpa —制動器效能因數，對于盤式制動器的制動效能因數可由下式求得：???? =2f （2-2）???? 式 2-3 中：f —摩擦系數,取 f=0.3，參考汽車設計手冊 . 第二章 盤式制動器的設計 12 則 BF=0.6 n—前后制動器單側油缸數目（僅對盤式制動器而言），n=2； —制動盤半徑； =170mm；（在 2.3.1 中有相關數據介紹）??1 ??1 經計算 d=38.21mm 制動輪缸直徑 d 應在標準規(guī)定的尺寸系列中選取具體為： 19mm、22mm、24mm、25mm、28mm、30mm、32mm、35mm、38mm、40mm、45mm 、55mm。這里選取 d=40mm[9] 2.3.3 制動盤的選擇 制動盤一般由珠光體灰鑄鐵制成，其結構形狀有平板形和禮帽形兩種。后一種的圓 柱部分長度取決于布置尺寸。為了改善冷卻，有的鉗盤式制動器的制動盤鑄成中間有徑 向通風槽的雙層盤，可大大增加散熱面積，但盤的整體厚度較大。制動盤的工作表面應 光滑平整。表 2-1 給出了幾種車型的制動盤的制造要求 表 2-1 幾種車型的制動盤的制造要求 車型 端面調動量（mm） 兩端平行度（mm） 靜不平衡質量 （N*cm） 奧迪、紅旗 ≤0.03 ≤0.01 ≤0.5 云雀 ≤0.05 ≤0.03 ≤1.5 奧拓 — ≤0.015 ≤1.0 參考表 2-1，并結合本文設計情況，本設計取兩側表面不平行度不應大于 0.008mm，盤面擺差不應大于 0.1mm，靜不平衡質量不應大于 1.0N*cm； 本文選用禮帽形結構,主要考慮輪胎安裝時避免輪胎與制動盤及制動鉗干涉。并采用 中間有徑向通風槽的雙層盤。材料選擇珠光體鑄鐵。制動盤厚度 h 對制動盤質量和工作 時的溫升有影響。為使質量小些，制動盤厚度不宜取得很大；為了降低溫度，制動盤厚 度又不宜取得過小。制動盤可以做成實心的，或者為了散熱通風的需要在制動盤中間鑄 出通風孔道。一般實心制動盤厚度可取為 10～20mm，通風式制動盤厚度取為 20～50mm ，采用較多的是 20～30mm。這里選擇 h=26mm。 2.3.4 制動盤內外半徑的計算 圖 2.2 為盤式制動器的計算簡圖，假設襯塊的摩擦表面與制動盤接觸良好，且各處單 位壓力分布均勻，則盤式制動器的制動矩為： （2-????=2?????? 3） 第二章 盤式制動器的設計 13 式中： —盤式制動器的制動矩；有第二章可知 =2944.71N*m;???? ???? f—摩擦系數；參考汽車設計手冊，計算時 f=0.3； N—單側制動塊對制動盤的壓緊力；N 可由下式求得 N= (2-4) 2????2??4 ?? 2-4 式中 :d—制動缸直徑 d，由式 2-1 可知，d=40mm； P—制動液壓力， P=12Mpa —系統效率，計算時取 =0.7?? ?? 經計算 N=21100.8N R—作用半徑。對于常見的扇形摩擦襯塊，如果其徑向尺寸不大，可取 R 為平均半徑 或有效半徑，則： R=R1+R2/2 （2- 6） 2-6 式中 R1，R2——扇形摩擦襯塊的內徑和外徑。扇形摩擦襯塊的外徑應略大于制 動盤外徑，扇形摩擦襯塊的內徑應略大于制動盤有效摩擦內徑。這里取參考第 2 章所述， 這里取扇形摩擦襯塊的外徑 R2=0.175m；將式 2-6、式 2-5 代入式 2-4 中后可求得 R1=109.35mm。本文取 R1=0.125m. 則本文取中盤內徑 =0.12m,由 2.3 節(jié)盤式制動器的參數設計可知制動盤外徑????1 =0.17m；????2 實際使用中還應該考慮地面附著力對制動的影響。當制動器制動力 和地面制動力???? 達到附著力 值時，車輪即被抱死并在地面上滑移。此后制動力矩 即表現為靜摩擦???? ???? ???? 力矩，而 = 即成為與 相平衡以阻止車輪再旋轉的周緣力的極限值。當制動到 =0????????/???? ???? ?? 以后（ =0 時車輪抱死），地面制動力 達到附著力 值后就不再增大，而制動器制動?? ???? ???? 力 由于踏板力 增大使摩擦力矩 增大而繼續(xù)上升 [10]。???? ???? ???? 圖 2.2 盤式制動器計算簡圖 2.3.5 制動塊的設計 第二章 盤式制動器的設計 14 制動塊由背板和摩擦襯塊構成，兩者直接壓嵌在一起。襯塊多為扇面形，也有矩形、 正方形或長圓形的?；钊麘軌鹤”M量多的制動塊面積，以免襯塊發(fā)生卷角而引起尖叫 聲。這里選用扇形的制動襯塊。 2.3.6 摩擦襯塊工作面積的計算 襯塊多為扇面形，也有矩形、正方形或長圓形的。本文選取扇形的。初選扇形角度 為 80°則摩擦襯塊的摩擦面積可由下式求得： A= (n*π )/360 （2-7）（ ??2???1） 2 式中：n-扇形角度，計算時取 n=80° R1，R2—扇形摩擦襯塊的內徑和外徑，由上述可知 =50mm??2???1 則可知 A=0.017㎡ 實際設計中，為了在滿足足夠工作面積的同時仍能保證緊湊、合理的結構（相對較 小的尺寸角）。在襯塊對稱中心處留出 2mm 的凹槽，保證了更好的散熱。 2.3.7 摩擦材料及摩擦系數 制動摩擦材料應具有高而穩(wěn)定的摩擦系數，抗熱衰退性能好，不能在溫度升到某一 數值后摩擦系數突然急劇下降；材料的耐磨性好，吸水率低，有較高的耐擠壓和耐沖擊 性能；制動時不產生噪聲和不良氣味，應盡量采用少污染和對人體無害的摩擦材料。 前在制動器中廣泛采用著模壓材料，它是以石棉纖維為主并與樹脂粘結劑、調整摩 擦性能的填充劑( 由無機粉粒及橡膠、聚合樹脂等配成)與噪聲消除劑(主要成分為石墨)等 混合后，在高溫下模壓成型的。模壓材料的撓性較差，故應按襯片或襯塊規(guī)格模壓，其 優(yōu)點是可以選用各種不同的聚合樹脂配料，使襯片或襯塊具有不同的摩擦性能和其他性 能。 另一種是編織材料，它是先用長纖維石棉與銅絲或鋅絲的合絲編織成布，再浸以樹 脂粘合劑經干燥后輥壓制成。其撓性好，剪切后可以直接鉚到任何半徑的制動蹄或制動 帶上。在 100℃～120℃溫度下，它具有較高的摩擦系數 ( =0.4 以上)，沖擊強度比模壓f 材料高 4～5 倍。但耐熱性差，在 200℃～250℃以上即不能承受較高的單位壓力，磨損 加快。因此這種材料僅適用于中型以下汽車的鼓式制動器，尤其是帶式中央制動器 [11]。 粉末冶金摩擦材料是以銅粉或鐵粉為主要成分(占質量的 60％～80％) ，加上石墨、 陶瓷粉等非金屬粉末作為摩擦系數調整劑，用粉末冶金方法制成。其抗熱衰退和抗水衰 退性能好，但造價高，適用于高性能轎車和行駛條件惡劣的貨車等制動器負荷重的汽車 [12]。 各種摩擦材料摩擦系數的穩(wěn)定值約為 0.3～0.5，少數可達 0.7。設計計算制動器時一 般取 0.3～0.35 。選用摩擦材料時應注意，一般說來，摩擦系數愈高的材料其耐磨性愈差。 本文選取摩擦系數 f=0.3[13] 第二章 盤式制動器的設計 15 2.4 校核計算 2.4.1 襯塊磨損特性校核 磨損襯塊的磨損受溫度、摩擦力、滑磨速度、制動盤的材質及加工情況，以及襯塊 本身材質等許多因素的影響，因此在理論上計算磨損性能極為困難。實驗表明，影響磨 損的最重要的因素還是摩擦表面的溫度和摩擦力。 在制動強度很大的緊急制動過程中，制動器幾乎承擔了汽車的全部動能耗散的任務， 致使制動器溫度升高，這就是制動器的能量負荷。能量負荷越大，則襯塊的磨損越嚴重。 盤式制動器的襯塊，其單位面積上的能力負荷比鼓式制動器襯片大很多倍，所以制動盤 的表面溫度比制動鼓的高。因此校核盤式制動器的襯塊摩擦特性十分必要。 各種汽車的總質量及其制動襯片（襯塊）的摩擦面積不同，用一種相對的量作為評 價指標。目前，各國常用的指標是比能量耗散率，即單位時間內襯塊單位摩擦面試耗散 的能量，通常所用的計量單位是 W/mm2。也稱為單位功負荷，或能量負荷。雙軸汽車的 單個前輪制動器的比能量耗散率為： (3-8) ??1=??????(??21???22)4????1 ?? t= (3-9) ??1???2?? 式中: —汽車回轉質量換算系數；計算時取 =1.0?? ?? —汽車總質量，t；本設計取 ma=1.81t???? v1，v2—制動初速度和最終速度（m/s），計算微型車時取 v2=0m/s，v1=27.8m/s（100Km/h）； t—為制動時間（s）；經計算 t=4.73s； A1—制動襯塊摩擦面積（mm2），A=174.4mm2； —制動力分配系數， 由車輛的結構決定，參考文獻[8]指出對于橋車 大于等于?? ?? ?? 0.6，因此本文取 =0.6?? j—制動減速度，計算時取 j=0.6g 則計算可得： =0.26W/mm2??1 鼓式制動器的比能量損耗率不允許大于 1.8W/mm2，轎車盤式制動器的比能量耗散率 應不大于 6.0W/mm2。比能量耗散率過高，不僅會加速制動襯片的磨損，而且可能引起制 動盤的龜裂。經計算校核比能量滿足設計要求。 2.4.2 盤式制動器的熱容量和溫升計算 應核算制動器的熱容量和溫升是否滿足如下條件： 第二章 盤式制動器的設計 16 （m dcd+mbch） t≥L （3-? 10） 式中：md—各制動鼓（盤）的總質量；計算時估取 md=20kg； mb—與各制動鼓（盤）相連接的受熱金屬件（如輪轂、輪輻、輪輞、制動前蹄等） 的總質量。計算時估取 mb=100Kg； cd—制動鼓（盤）材料的比熱容，對鑄鐵 c=482J/（kg*K ），對鋁合金 c=880J/（kg*K）；計算器時取 cd=482J/（kg*K） ch—與各制動鼓（盤）相連接的受熱金屬件的比熱容，計算時取 ch=482J/（kg*K ）； t—制動鼓（盤的溫升），計算時取 t=15℃；? ? L—滿載汽車制動時有動能轉變的熱能，因制動過程迅速，可以認為制動產生的熱能 全部為前后制動器吸收，并按前后制動力的分配率分配給前后制動器：即 Lz=ma ） （3- ??2??2（ 1??? 11） 式中：ma—汽車滿載質量，ma=1.81t； Va—汽車制動時初始速度，計算時可取 Va=18.06m/s； —汽車制動分配系數， =0.62?? ?? Lz—制動器產生的熱量，J 經計算；Lz=112.17J；將上述參數帶式 4-6 可求得： （m dcd+mbch） t=867600J＞LZ=337.20J ，滿足溫升和熱容量的要求。? 第三章 三維設計 17 3 三維設計 3.1 CATIA 簡介 CATIA 是法國達索公司的產品開發(fā)旗艦解決方案。作為 PLM 協同解決方案的一個重 要組成部分，它可以幫助制造廠商設計他們未來的產品，并支持從項目前階段、具體的 設計、分析、模擬、組裝到維護在內的全部工業(yè)設計流程。模塊化的 CATIA 系列產品提 供產品的風格和外型設計、機械設計、設備與系統工程、管理數字樣機、機械加工、分 析和模擬。CATIA 產品基于開放式可擴展的 V5 架構。 通過使企業(yè)能夠重用產品設計知識，縮短開發(fā)周期，CATIA 解決方案加快企業(yè)對市 場的需求的反應。自 1999 年以來，市場上廣泛采用它的數字樣機流程，從而使之成為世 界上最常用的產品開發(fā)系統。CATIA 系列產品在八大領域里提供 3D 設計和模擬解決方 案：汽車、航空航天、船舶制造、廠房設計（主要是鋼構廠房）、建筑、電力與電子、 消費品和通用機械制造。 3.2 零件設計 零件設計主要應用的命令有拉伸、旋轉、鉆孔、掃掠成形、肋、疊層成形、拉伸成 形特征、旋轉特征、鉆孔特征、掃掠成形特征、肋特征、疊層成形特征等常用命令。 首先在草紙上繪制主要零部件的輪廓尺寸圖。根據零部件的實際形狀選擇所需的命 令。根據所需的命令繪制相應的草圖輪廓。例如繪制制動氣室的數模。這里選用選擇命 令，就需繪制相應的剖面圖。然后使用其他工具進行細節(jié)的繪制。 零部件的繪制只要根據所繪零件的外形合理選擇繪圖命令，繪制零部件，應注意的 是零部件的繪制應盡量合理，為后續(xù)的分析工作打好基礎。 圖 3.1 制動盤 第三章 三維設計 18 圖 3.2 制動鉗，制動塊，支架等零件 3.3 裝配設計 一個產品通常由多個零件組成，這些零件只有裝配成功，并且運動校核合理之后才 可以試制生產。裝配設計就是要將設計好的各個零件組裝起來，在設計過程中協調各零 件之間的關系，發(fā)現并修正零件設計的缺陷，裝配設計也是數字樣機（DMU）的基礎。 CATIA V5 裝配設計（Assembly Design）模塊可以方便地定義各零件之間的約束關 系，并檢查裝配件之間的一致性。它可以幫助設計師自上而下（Top Down）或自下而上 （Bottom Up）的定義、管理多層次的大型裝配結構，使零件的設計在單獨環(huán)境和裝配環(huán) 境中都成為可能。 CATIA 裝配模塊的進入方法通常有三種： 1、 通過“Start”菜單，選擇“Mechanical Design”模塊組，然后選擇 “Assembly Design” 模塊即可。 2、通過“File”菜單，選擇“New” 新建文件，然后在文件類型列表中選擇 “Product”，即 可創(chuàng)建新的裝配件。 3、通過偏好工作臺設置，將“Assembly Design”模塊列入偏好的常用模塊，即可在需 要時通過工作臺圖標切換至裝配件設計模塊。 CATIA 裝配模塊的工作界面如圖 3.3 所示，由圖中模型樹可見一個裝配件由若干零 部件及約束組成，圖中還列出了該模塊常用的工具條以及菜單命令：包括產品結構工具 條及約束工具條等。 裝配設計通常的工作順序為： 1、插入或新建已有的零件/子裝配體； 2、利用羅盤拖拽，初步定位各零件或子裝配件的空間位置； 3、利用 Fix 約束固定該裝配件的某個基準件； 第三章 三維設計 19 4、以上一步的基準件為參照，利用多種約束關系限定其余各部件的空間位置； 5、分析該裝配件的性能，如沖突、間隙等。發(fā)現并修正問題； 6、添加注解等輔助工作，生成零件清單或其他報告。這里就不再贅述裝配過程。 圖 3.3 盤式制動器裝配 第 4章基于 CATIA和 ANSYS的制動器性能仿真分析 20 4 基于 CATIA 和 ANSYS 的制動器性能仿真分析 有限元分析（FEA，Finite Element Analysis）利用數學近似的方法對真實物理系統 （幾何和載荷工況）進行模擬。利用簡單而又相互作用的元素（即單元），就可以用有 限數量的未知量去逼近無限未知量的真實系統。 有限單元法的基本思想是將物體（即連續(xù)的求解域）離散成有限個簡單單元的組合， 將一個連續(xù)的無限自由度問題簡化為離散的有限自由度問題。單元之間通過有限個節(jié)點 相互連接，建立各單元矩陣；在輸入材料特性、載荷和約束等邊界條件后，進行變形、 應力、頻率和溫度場等特性的計算。基礎的有限元分析可以分為靜態(tài)分析和動態(tài)分析 （模態(tài)分析、瞬態(tài)響應、頻響分析和隨機振動分析）。由于篇幅和所學知識限制，本文 只進靜態(tài)分析 [14]。 結構靜力分析用于計算由那些不包括慣性和阻尼效應的載荷作用于結構或部件上引 起的位移、應力、應變和力。固定不變的載荷和響應是一種假定，即假定載荷和結構引 起的響應隨時間的變化非常緩慢。靜力分析所施加的載荷包括外部施加的作用力和壓力、 穩(wěn)態(tài)的慣性力（如重力和離心力）、位移載荷等。有限元分析一般流程為： 結構離散→載荷移置→單元分析→整體分析→邊界條件→線性方程→單元應力和應 變→結果分析 對上述流程進行歸納后，一般情況下有限元分析分為：1、前處理；2 計算；3、后處 理； 第 4章基于 CATIA和 ANSYS的制動器性能仿真分析 21 4.1 零件的前處理 4.1.1 模型的簡化 模型簡化的主要目的是提高計算速度和精度.有限元模型必須與分析目的、計算機性 能匹配，并不是模型越精確計算精度越高。越精確就意味著模型越復雜，進而要求軟件 進行更加復雜的矩陣化簡求解。這樣一來，模型的誤差雖然小了，計算誤差反而增大， 導致最終得不到合適的結果。在建立有限元模型時，盡量采用盡可能簡單的模型，無需 保留實物模型的所有細節(jié)特征，常用作法是：去掉非關鍵位置的小孔和槽，用圓孔代替 螺紋孔，用直角代替圓角及倒角. 如果保留實物模型的諸多細微幾何特征，會導致分析結 果的應力集中，甚至出現應力奇異狀態(tài)。 4.1.2 材料定義 CATIA 支持用戶自定義材料屬性，本文分析的制動盤選用 QT450-10 其屬性詳見下表 4-1. 表 4-1 QT450-10 材料屬性 參數名稱 數值 楊氏模量（N/㎡） 1.69X1011 泊松比 0.257 密度（Kg/ ）m3 7060 屈服強度（N/ ）???2 450 熱膨脹系數 （ k.dge） ?1 1.01X107 4.1.3 網格化分 CATIA 提供強大網格劃分工具，對于復雜模型可以使用 Advanced Meshing Tools 進 行細致的網格劃分。幾何模型并不直接參與有限元分析，參與有限元分析的是節(jié)點和單 元。所有施加在幾何模型邊界上的載荷都要傳遞到節(jié)點和單元上進行求解。因此需要對 幾何模型進行網格劃分，網格劃分是建立有限元分析的重要環(huán)節(jié)。網格形狀的合理性直 接影響了計算結果。網格質量可以用：細長比、錐度比、內角、翹曲量、拉伸量、邊節(jié) 點位置偏差度等指標衡量。本文使用較簡單的自動網格劃分工具。網格劃分時“size”定義 為 4mm；絕對垂度定義為 1mm，其余默認。完成網格劃分后，對網格質量進行檢查，質 量較好的網格占 99.99%。說明網格劃分有較高的精度 [15]。 第 4章基于 CATIA和 ANSYS的制動器性能仿真分析 22 虛擬零件是在 CATIA 結構分析模型中創(chuàng)建過程中，對施加的約束和載荷起“ 傳遞”作 用的一種沒有幾何支撐的特殊結構。虛擬零件檢查虛件。在頂端圓直徑上的直徑 13mm 的螺栓孔上定義柔性虛件，并限制其所有自由度。在制動鉗與制動盤摩擦處做輔助平面， 在其上施加第二章所求的最大制動扭矩 =2944.71N*m；圖 4.1 為制動盤有限元分析????1?????? 模型。 圖 4.1 為制動盤有限元分析模型 CATIA 提供了四種計算方法：ATUO（系統自動選擇）、Gauss（高斯法）、 Gradient（梯度法）、 Gauss R6（高斯法 R6）。Gauss 法針對疏松矩陣的直接求法，具有 速度快的特點。Gradient 又稱間接法，在同等資源的情況下，可以計算比 Gauss 法計算更 大的模型。Gauss R6 從 R6 開始改良，具有高速、穩(wěn)定等優(yōu)點，適合大規(guī)模的計算。本 文計算時選用 Gauss R6（高斯法 R6） 4.2 基于 CATIA 的制動盤的最大應力分析 首先在下拉式功能表中選擇 FILEOPEN 指令，系統即顯示如下圖對話框，選取制動 盤并按下開啟檔案按鈕將之開放就可以載入制動盤的模型。 圖 4.2 操作圖 第 4章基于 CATIA和 ANSYS的制動器性能仿真分析 23 其次將零件單位改為與 CATIA 自帶的預設資料庫一致，在下拉式功能表中選擇 Tools 功能表，系統即彈出功能表如下左圖，選擇 Option 特性選擇后即可進入對話框，選 擇 Untis 單位設定如下圖右，其中顯示系統預設之單位有長度及慣性矩兩項使用 mm 為單 位。 圖 4.2 材料屬性圖 然后自定義材料屬性，在 4.1.2 中已經提到，并且已經給出相應的數據。其過程為在 模型樹中按下 （指定材料）圖示。切換至 Metal 金屬材料頁，并選擇相應的材料。 最后，開始進入應力分析模組，在模型樹中選擇 StarStress Analysis 應力分析模組， 分析之前，將先進行 4.1.3 中所介紹的虛擬零件的步奏，否則將無法分析，其網格分化也 在 4.1.3 中詳細介紹。最后，在制動鉗與制動盤摩擦處做輔助平面，在其上施加第二章所 求的最大制動扭矩 =2944.71N*m，即可分析出圖 4-3，圖 4-4，所得結果。????1?????? 由 4.1.1 中模型簡化的知識在建立有限元模型時，盡量采用盡可能簡單的模型，無需 保留實物模型的所有細節(jié)特征，常用作法是：去掉非關鍵位置的小孔和槽，用圓孔代替 螺紋孔，用直角代替圓角及倒角，這樣能夠減小計算誤差。本文對制動時制動盤的變形 量采用模型簡化 [16]。 從位移圖 4.3 上可以看出制動時制動盤的變形量，其中最大的變形量為 0.145mm 且 最大變形區(qū)域為非接觸區(qū)域，對制動時的接觸質量影響微乎其微。因此可判定變形滿足 要求。 第 4章基于 CATIA和 ANSYS的制動器性能仿真分析 24 圖 4.3 制動盤變形 圖 4.4 可知，在最大制動扭矩工況下制動盤的最大馮塞思應力為 107Mpa；馮塞思應 力，可認為與第三強度理論相一致。第三強度理論認為：引起材料屈服的主要因素是最 大切應力，而且，不論材料處于何種應力狀態(tài)，只要最大切應力達 到材料單向拉伸屈???????? 服強度時的最大切應力 ，材料即發(fā)生屈服。由于最大制動力工況下制動盤受的最大切應???? 力 =107Mpa 遠小于材料屈服強度 =450Mpa。所以滿足強度要求