汽車制動器設計【盤式制動器設計】【說明書+CAD+SOLIDWORKS】

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洛陽理工學院畢業(yè)設計 前 言 汽車的設計與生產涉及到許多領域，其獨有的安全性、經濟性、舒適性等眾多指標，也對設計提出了更高的要求。汽車制動系統(tǒng)是汽車行駛的一個重要主動安全系統(tǒng)，其性能的好壞對汽車的行駛安全有著重要影響。隨著汽車的形式速度和路面情況復雜程度的提高，更加需要高性能.長壽命的制動系統(tǒng)。其性能的好壞對汽車的行駛安全有著重要影響，如果此系統(tǒng)不能正常工作，車上的駕駛員和乘客將會受到車禍的傷害。 鑒于制動系統(tǒng)的重要性，本次設計的主要內容就是運輸車輛中的制動器，目前廣泛使用的是摩擦式制動器，摩擦式制動器就其摩擦副的結構形式可分成鼓式、盤式和帶式三種。其中盤式制動器較為廣泛。盤式制動器的摩擦力產生于同汽車固定部位相連的部件與一個或幾個制動盤兩端面之間。其中摩擦材料僅能覆蓋制動盤工作表面的一小部分的盤式制動器稱為鉗盤式制動器；摩擦材料覆蓋制動盤全部工作表面盤式制動器稱為全盤式制動器?，F(xiàn)代汽車中以單盤單鉗式的鉗盤式制動器應用最為廣泛，僅有個別大噸位礦用自卸車采用單盤三鉗和雙盤單鉗的鉗盤式制動器，以及全盤式制動器。 鉗盤制動器和浮鉗盤式制動器。式制動器分為定鉗盤式定鉗盤式為制動鉗固定在制動盤兩側，且在其兩側均設有加壓機構。浮鉗盤式制動器僅在制動盤一側設有加壓機構的制動鉗，借其本身的浮動，而在制動盤的另一側產生壓緊力。又分為制動鉗可相對于制動鉗可相對于制動盤軸向滑動鉗盤式制動器；與制動鉗可在垂直于制動盤的平面內擺動的擺動鉗盤式制動器。 本次設計共七章內容，在田全忠導師的指導下，結合有關的書籍和手冊而完成。田老師在我的設計中做了全程輔導，并最后對本設計做了認真詳細的審閱，提出了許多寶貴的意見，我在此向他表示誠摯的感謝。 由于本人水平有限，設計中錯誤和不妥之處在所難免，懇請批評指正。 第一章 盤式制動器概述 §1.1盤式制動器原理及特點 圖.1-1增力式盤式制動器零件圖 1、2—壓盤 3、7—摩擦盤 4—半軸殼 5—半軸 6—回位彈簧 8—中間殼體 9—調整螺栓 10—斜拉桿11—調節(jié)叉 12—拉桿13—壓盤凸肩14—殼體肩臺 上圖是運輸車輛增力式盤式制動器零件圖。在差速器的每一側半軸上，用花鍵安裝著兩個粘有摩擦襯面的摩擦盤3和7，它們能在花鍵軸上來回滑動，是制動器的旋轉部分。在兩摩擦盤之間有一對可鍛鑄鐵的圓形壓盤1和2，它們的表面支承在半軸殼4的三個凸肩上，并能在較小的弧度內轉動。兩壓盤內側面的五個卵圓形凹坑中裝有五個鋼球，兩壓盤用三根彈簧6拉緊。在中間蓋8和摩擦盤4上，與摩擦盤相對著的表面經過加工。摩擦盤與壓盤間，以及摩擦盤與半軸殼和中間蓋間，在不制動時都有一定間隙。制動時，制動踏板通過斜拉桿使兩壓盤相對轉動，此時凹坑中夾著的五個鋼球就從坑底向坑邊滾動，將兩壓盤擠開，兩壓盤就將旋轉著的兩個摩擦盤分別推向半軸殼和中間蓋，使各相對摩擦表面間產生摩擦扭矩，最終將半軸制動。如果放松制動踏板，則彈簧6又將兩壓盤拉緊復原，使鋼球進入坑底，恢復了摩擦盤兩側的間隙。 盤式制動器在上述制動過程中有增力作用。當摩擦盤順時針旋轉時；作用在壓盤上的摩擦扭矩將使它們跟隨旋轉，但當壓盤1由于其凸起13受到半軸殼上的凸肩14的限制而不能轉動時，壓盤2則在摩擦扭矩的作用下將相對于壓盤1作順時針轉動，協(xié)助鋼球繼續(xù)將兩壓盤擠開，使操縱省力。當摩擦盤反時針旋轉時，和上述過程相似地起增力作用。因此不管運輸車輛前進還是倒退，制動時盤式制動器都有增力作用。 與帶式和蹄式制動器相比，盤式制動器除了結構復雜外有一系列優(yōu)點：如結構緊湊，操縱省力，制動效果好，襯面磨損較均勻，間隙不需調整，封閉性好不易進泥水，且散熱容易，故使用壽命較長等。這些特點使它得到越來越廣泛的應用。 §1.2 盤式制動器的主要元件 §1.2.1制動盤 一、制動盤直徑D 制動盤直徑D應盡可能取大些，這時制動盤的有效半徑得到增加，可以降低制動鉗的夾緊力，減少襯塊的單位壓力和工作溫度。受輪輞直徑的限制，制動盤的直徑通常選擇為輪輞直徑的70％一79％?？傎|量大于2t的汽車應取上限。 二、制動盤厚度h 制動盤厚度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—20，通風式制動盤厚度取為20～50，采用較多的是20—30。在高速運動下緊急制動, 制動盤會形成熱變形, 產生顫抖。為提高制動盤摩擦面的散熱性能, 大多把制動盤做成中間空洞的通風式制動盤, 這樣可使制動盤溫度降低20 %～30 %。 三、制動盤的安裝 制動盤安裝在輪轂上, 與車輪形成整體旋轉。制動盤是旋轉部件, 與摩擦襯塊之間只有微小的間隙。從制動盤中心到摩擦襯塊磨合中心稱為制動盤有效半徑。根據(jù)杠桿原理,如摩擦力相同,則制動盤的有效半徑越大, 制動力就越大。 四、制動盤的維修 制動盤都是標準設計，以使在制動盤使用期限內保持制動表面各項指標的允差，這些指標是平行度、平面度以及橫向擺差。保持關于制動表面形狀的精度的允差，有助于盡量減少制動粗暴及踏板脈動。 制動盤表面粗糙度必須保持在60μm特定范圍內，或者更小些。需要控制制動表面粗糙度，盡量減少踏板費力、過大的制動衰退、反常性能的問題?？刂票砻娲植诙韧瑯幽芴岣吣Σ烈r片的壽命。 每當維修制動摩擦塊或卡鉗、或者換位車輪或為了其他類型工作而拆卸車輪，總要檢查盤式制動器制動盤。不要忘記，伴隨盤式制動器制動盤而發(fā)生的許多問題，一般用肉眼檢查一下，可能不是很明顯的。制動盤厚度、平行度、擺差、平面度。以及刮痕深度等，只能用準確的測量儀和千分尺進行測量。精密的測量工具及現(xiàn)代的精加工設備，對維修好制動盤來說，是至關重要的。 §1.2.2制動摩擦襯塊 摩擦襯塊是指鉗夾活塞推動擠壓在制動盤上的摩擦材料。摩擦襯塊分為摩擦材料和底板,兩者直接壓嵌在一起。 摩擦襯塊外半徑只與內半徑及推薦摩擦襯塊外半徑與內半徑的比值不大于1.5。若此比值偏大，工作時襯塊的外緣與內側圓周速度相差較多，磨損不均勻，接觸面積減少，最終導致制動力矩變化大。 對于盤式制動器襯塊工作面積A，推薦根據(jù)制動襯塊單位面積占有的汽車質量在1.6～3.5范圍內選用。 由于摩擦,摩擦襯塊會產生磨損。摩擦材料使用完后, 底板和制動盤直接接觸會喪失制動效果, 損壞制動盤。制動盤損壞后,修理費用十分昂貴。 為避免損壞制動盤,過去,用戶靠定期車檢來確定摩擦襯塊的剩余量; 后來, 在底板上安裝摩擦襯塊磨損指示器, 當摩擦襯塊已磨損到剩余量很少時, 指示器與制動盤接觸, 當司機踏制動踏板時, 就發(fā)出異常的聲響; 現(xiàn)在有一種更加準確提醒摩擦襯塊磨損的方法, 即安裝電子式磨損指示器, 當摩擦襯塊磨損后, 磨損指示器中的線路斷掉,警示燈亮。 §1.3 盤式制動器操縱機構 在一般拖拉機上，制動操縱機構幾乎都是機械式的。制動踏板通過一些桿件與制動元件相連。當摩擦襯面磨損后，為了調整踏板的自由行程，有一些桿件的長度是可調的，如利用調節(jié)叉來調節(jié)長度。左右制動器的踏板可用連接板連接，以便同時制動兩驅動輪。當松開制動時，制動踏板都應該有回位彈簧使其自動回位。為使運輸車輛能在斜坡上停車或在作固定作業(yè)時不讓其隨意移動位置，在操縱機構中都有停車鎖定裝置，它能卡住已踏下的制動踏板，使其不能回位，以使制動器能在沒有駕駛員操縱的情況下長時間地處于制動狀態(tài)。 帶式和蹄式制動器踏板的自由行程一般為40～80，盤式制動器踏板的自由行程稍大些，這是因為盤式制動器的旋轉元件和制動元件間的總間隙較小，如果自由行程過小，駕駛員稍一踏下踏板就已開始了制動，這樣易使摩擦襯面加速磨損。左右踏板的行程必須一致，否則拖拉機在緊急制動時會容易發(fā)生偏轉而發(fā)生安全事故。 如果用作直線行駛中降速或停車，則必須注意首先分離主離合器然后再制動；如果用作協(xié)助履帶拖拉機轉向，則必須注意首先分離慢速側的轉向離合器，然后再制動該側驅動輪。 第二章 盤式制動器設計 §2.1 制動器設計中的分析 在制動器的設計中，和是根據(jù)制動力矩的大小，允許的表面單位壓力和制動器結構的合理布置等決定的，一般不考慮對加力效果的影響，當摩擦材料選定后，系數(shù)μ也是一個既定的數(shù)值。因此要使制動器滿足一定的加力效果，關鍵在于合理的確定球槽斜角α。 可以看出，當球槽斜角α減少時，加力系數(shù)變大，操縱省力。但是，α的減少受到自剎的限制。如果α較小，則只要壓盤與摩擦片開始接觸后，不需要駕駛員的操縱力，制動器就會自行制動，這是我們不希望的。因此，不自剎的條件為： >μ(/) (2-1) 式中 μ-摩擦系數(shù) -擦力合力的作用半徑； -鋼球至中心的距離。 加力系數(shù)愈大，表示操縱力減少愈多。但必須指出，加力系數(shù)并不代表操縱力實際減少的比例。因為實際操縱力取決于主拉桿的拉力，即與的合力，而不是與的代數(shù)和。其中為斜拉桿對壓盤1的拉力；為斜拉桿對壓盤2的拉力。 從以上分析看出，盤式制動器之所以結構緊湊，在于它在同樣體積下可獲得較多的摩擦面積。它的加力效果顯著，使操縱力很小。并與被制動軸的轉動方向無關。由于摩擦面上的壓力分布比較均勻，因此磨損均勻，延長了摩擦片的壽命，減少了調整次數(shù)。壓力分布均勻對于減少結構尺寸也很有利（因為摩擦片的磨損取決于最大的單位壓力及單位摩滑功）。此外，在盤式制動器中各徑向力相互平衡，減少了軸和軸承上的載荷。 §2.2 制動器的基本參數(shù) §2.2.1先確定制動力矩 一、車輛在行駛中制動 ==454.5 (2-2) 式中 —車輛整機使用質量,=2100kg； —車輛驅動附著系數(shù),=0.7； —車輛驅動輪胎動力半徑,=0.625m L—車輛軸距,L=1950mm； a—車輛質心縱坐標, a=780mm； h—車輛質心高度坐標,h=700mm； —制動器至驅動輪的傳動比,=4.846。 二、車輛在坡道上停車 ==438 (2-3) 式中 —坡道停車時坡度角,=； —車輛滾動阻力系數(shù),=0.02； 取大值=454.5作為制動器計算力矩。 §2.2.2確定摩擦盤尺寸 摩擦盤的外徑和內徑的數(shù)值主要取決于單位壓力和單位摩滑功。計算時假設單位壓力是均勻的，摩擦面上的單位壓力可用下式計算： ==[]=0.30.5 (2-4) 在實際設計中，摩擦力的合力半徑，近似地可以按內外徑的平均值進行計算，即 = (2-5) 若令=0.55即代入式（2-4）后，可得： = (2-6) 根據(jù)上述關系，便可按下式求得： (2-7) 國內的一般運輸車輛<300000～500000，這里=300000，系數(shù)的數(shù)值一般在0.5～0.6范圍內選擇，這里選為=0.55 所以，有 = 式中： μ—摩擦片的干摩擦系數(shù),μ=0.3； —摩擦面對數(shù), =4。 =0.55×90.6 = 49.83 按上述方法求得的和還應根據(jù)結構安排情況加以修整，查閱國內運輸車輛盤式制動器的有關參數(shù)，現(xiàn)對和做一些修整，取=50mm，=90mm §2.2.3制動器的磨損驗算 由（2-4）式可得出： 壓緊力 ==== 5411(2-8) 單位壓力 ===307722 N/m2 (2-9） 單位滑磨功= 式中-線速度 === (2-10) 式中 —發(fā)動機標定轉速,=2000r/min； —變速箱最高檔的傳動比,=； —中央傳動比,=。 所以，有 ==0.3×303228×4.95=0.5 單位壓力是制動器工作壽命的重要參數(shù)，取得過大，制動器易磨損，但值過小將增大制動器的尺寸，對于一般的國內運輸車輛要求<300000～500000，上述中驗算的=307722滿足要求，故合適。 在求得和后，還應驗算單位滑磨功A。單位摩滑功按摩擦片外圓來計算，因為該處圓周速度最高。對于一般的國內運輸車輛要求< 0.5～0.8，上述中驗算滿足要求，故合適。 §2.2.4踏板操縱力 鋼球對壓盤的作用力通過球槽的法線方向，該力可分為軸向力和圓周力，其關系為：（圖.2-1）表示受力： 圖.2-1鋼球受力分析圖 = 　 （2-11） 式中 —鋼球的圓周力 在軸向壓力的作用下，摩擦表面之間將產生摩擦力矩即制動力矩，其數(shù)值為： = （2-12） 式中 —摩擦因數(shù)； —摩擦力合力的作用半徑。 由于每個壓盤只具有一個摩擦面，故所受的摩擦力矩為，這就可以求得每個壓盤的力矩平衡關系。 對于壓盤1，（圖.2-2）所示： 圖.2-2壓盤1受力分析圖 =－μQ （2-13） 式中 －斜拉桿對壓盤1的拉力； －斜拉桿的拉力至中心的距離。 對于壓盤2，（圖.2-3）所示： 圖.2-3壓盤2受力分析圖 =＋－ （2-14） 式中 －斜拉桿對壓盤2的拉力，單位； —殼體凸肩對壓盤2的反力，單位； —作用力F至中心O的距離，單位。 在摩擦片未磨損時，壓盤從初始位置只轉過極小的角度就靠住了殼體的凸肩，可近似地認為拉力P2 和P1 的合力P通過中（圖.2-4）所示。根據(jù)壓盤總成的力矩平衡關系，可以得出： = （2-15） 圖.2-4壓盤總成的受力分析圖 將此式代入式（2-14）后看出，這時=，由于 因此：斜拉桿的拉力== (2-16) 圖.2-5盤式制動器桿件運動關系圖 如圖：根據(jù)正弦定理得 斜拉桿長度 則 ====1399 新車時主拉桿的拉力 =2·· （2-17） =2×1399× =1057 兩踏板上的操縱力 2=2/ = 2×1057/15.9=133 (2-18) 式中 —球槽斜角,=33°30′； —鋼球至制動器中心的距離, =70； —初始中心角，=； —斜拉桿的傾角=65°； —壓盤上與斜拉桿連接的銷孔中心至軸線的距離,=103； —操縱機構傳動比,=15.9。 §2.2.5踏板操縱行程Sc計算 踏板自由行程取決于主拉桿的位移A0A及操縱機構傳動比， 即： =A0A· （2-19） 由于 A0A =OA-OA0，而且 OA0 =·λ+· OA =·λ0+· 綜上可得：有關系式 OA0=·λ+· = =106 OA=·λ0+· = =110.3 A0A = OA－OA0 = 110.3－106=4.3 = A0A· =4.3×15.9 =68.37 §2.3 制動器操縱機構設計 操縱機構的設計主要是決定斜拉桿的位置和尺寸，進行操縱力和制動行程（即自由行程）的計算并確定操縱機構的傳動比。 斜拉桿的位置和尺寸主要是取決于、L和等參數(shù)的大小。這些參數(shù)對操縱力和制動行程有直接的影響。 愈大操縱力愈小，但結構不緊湊，因此不宜增大的方法來減小操縱力。根據(jù)對國產拖拉機的統(tǒng)計，當、L、ΔL不變時，所取初始中心角愈大，則制動后斜拉桿的傾角β也較大，故操縱省力。但隨著增加，若、不變，則要求斜拉桿長度L愈長，使結構不緊湊，因此要求選擇適當，一般在39°～40°左右選取，現(xiàn)選取為=39°。 必須指出，當摩擦面磨損后，自由行程增加，就要進行調整。在調整之后，初始中心角減少，這說明盤式制動器的操縱力將隨著摩擦面的磨損而愈來愈大。 操縱機構的設計必須避免運動的干涉，因此要求與壓盤的運動相應的主拉桿必須有擺動的可能性；斜拉桿不應防礙壓盤的軸向位移。為此，主拉桿上一般具有球面運動副，兩個斜拉桿相鉸接處應有足夠的端面間隙來適應軸向移動的要求。 第三章 盤式制動器摩擦盤的設計 §3.1 摩擦盤結構 本次設計采用的是石棉纖維類摩擦材料，用膠合的方法將摩擦襯片膠在2～3毫米的摩擦盤上。這種結構摩擦材料可得充分利用（襯片磨損不受鉚釘頭的限制），也不易產生裂縫，但更換襯片較為困難，摩擦盤輪轂的結構采用點焊式，結構和制造都較簡單，但輪轂寬度不大，因而花鍵受力較大。 查閱盤式制動器摩擦盤的一些數(shù)據(jù)（長度單位：mm） 摩擦襯片： 材料石棉離合器片 外徑180 　 厚度5.8±0.1 摩擦盤總成： 厚度13±0.15 兩側面平面度允差0.03 側面跳動允差0.20 如圖3-1所示制動器摩擦盤結構圖 圖3-1制動器摩擦盤結構圖 §3.2 摩擦材料類型 制動器中的一個回轉零件一般為鋼鐵制造的，而與回轉零件相接觸，使起制動作用的零件，其材料一般為摩擦材料所造的。這摩擦元件是制動器的主要組成部分，它性能直接影響到制動和結合過程。對摩擦材料性能的基本要求是： 一、摩擦系數(shù)高而穩(wěn)定，尤其是在一定溫度范圍內，具有穩(wěn)定的摩擦系數(shù)，具有良好的恢復和保持原有摩擦值的能力。制動摩擦片的摩擦系數(shù)過高或過低都會影響汽車的制動性能。尤其是汽車在高速行駛中需緊急制動時，摩擦系數(shù)過低就會出現(xiàn)制動不靈敏，而摩擦系數(shù)過高就會出現(xiàn)輪胎抱死現(xiàn)象，進而造成車輛甩尾和打滑，對行車安全構成嚴重威脅。按照國家標準，制動摩擦片的適宜工作溫度為100～350℃。但許多劣質制動摩擦片在溫度達到250℃時，其摩擦系數(shù)就會急劇下降，而此時制動就會完全失靈。一般來說，按照SAE標準，制動摩擦片生產廠商都會選用FF級額定系數(shù)，即摩擦額定系數(shù)為0.35～0.45。 二、耐摩性好。為了減輕磨損，除提高材料和粘結劑的耐熱性、耐摩性外，還應使摩擦表面光滑。 三、有一定的表面硬度和良好的加工工藝性。制動摩擦片的壽命與表面硬度并沒有一定的關系。但如果表面硬度高時，制動摩擦片與制動盤的實際接觸面積小，往往會影響使用壽命。而影響制動摩擦片壽命的主要因素包括硬度、強度、摩擦材料的磨損性等。一般情況下，前制動摩擦片的壽命為3萬km，后制動摩擦片的使用壽命為12萬km。 四、有一定的耐油、耐濕、抗腐蝕和抗膠合性能。 摩擦材料有金屬摩擦材料和非金屬摩擦材料兩大類。 1. 金屬摩擦材料 金屬摩擦材料有：粉末冶金材料、鑄鐵、鋼和青銅，其中粉末冶金有較高的摩擦系數(shù)，導熱性好，工作溫度可達680℃，許多強度可達2.8～4.0MPa,耐磨，有良好的熱穩(wěn)定性和磨合性，廣泛用于重載機器。 金屬摩擦材料強度高，對水的浸入不敏感，溫度升高時摩擦系數(shù)下降快，膠合趨勢大，因而制動不穩(wěn)定。 2. 非金屬摩擦材料 這類材料有：石棉摩擦材料，它的應用最廣，有機摩擦材料，如橡膠、皮革和木材主要用于小功率低速機器制動；紙基摩擦材料，主要用在油介質中工作的制動器，它有摩擦系數(shù)穩(wěn)定，磨損小，靜和動 摩擦系數(shù)很接近的特點；碳基摩擦材料，是較晚出現(xiàn)的一種材料，耐高溫性能好，可在800～1000℃，摩擦系數(shù)穩(wěn)定，耐磨性好。 制動器上用的摩擦材料，絕大多數(shù)是石棉制品，其基本成分是石棉、粘結劑和用以調節(jié)摩擦性能的各種有機或無機填料。石棉摩擦材料又分為紡織類和纖維類： （1）紡織類石棉制品有石棉橡膠制動器片、石棉浸油或耐油制動器片、石棉銅絲和石棉樹脂制動器片等，這類制品抗沖擊強度好，在常溫下有較高而穩(wěn)定的摩擦系數(shù)，但耐高溫性能較差，磨損較快。 （2）纖維類是將短纖維石棉、粘結劑和各種添加劑等混合后，再經熱壓而成，有時根據(jù)需要也加入少量有色金屬，統(tǒng)稱石棉制品，應用較廣。 由于含有石棉的摩擦材料存在石棉有致癌公害問題已被逐漸淘汰，取而代之的各種無石棉型材料相繼進行研制，這也是近年來的發(fā)展方向。摩擦材料尚在不斷發(fā)展，由于材料的組成及制造工藝不同，其摩擦性能往往差別很大，在使用各種摩擦材料時，應注意從制造廠取得相應的數(shù)據(jù)再進行設計和計算。 第四章 盤式制動器壓盤的設計 §4.1 壓盤的結構 壓盤是盤式制動器中比較復雜的零件，加工精度也較高，國產拖拉機上大部分用球墨鑄鐵制造，也有用可鍛鑄鐵或灰鑄鐵的。壓盤厚度15～17毫米，其摩擦表面有較低的粗糙度和較小的不平度。壓盤上有三個定心凸臺與殼體相應的內圓配合，作為支持并使壓盤與被制動軸同心。壓盤一般有兩個凸起，當凸起碰到殼體凸肩時，表示摩擦盤已磨損至極限，應更換摩擦襯片。 查閱盤式制動器壓盤的有關資料，并結合本次設計的實際情況確定為以下數(shù)據(jù)（長度單位：） 制動器壓盤： 材料 QT40—10； 厚度 16.5； 摩擦面粗糙度0.8； 平面度允差0.10； 定心凸臺粗糙度6.3。 如圖4-1所示制動器壓盤結構圖 如圖4-1所示制動器壓盤結構圖 §4.2 壓盤的球槽 在壓盤上均勻地分布著3～5個球槽，其位置在摩擦面中部，使摩擦片均勻地壓緊。許多運輸車輛中廣泛采用卵形槽，這種槽的曲率半徑小，保證鋼球的良好接觸，減少擠壓應力，這幾個球槽間的位置精度有較高的要求，一般用測量鋼球來檢驗。查閱運輸車輛壓盤上的球槽以及鋼球的有關資料，并結合本次設計的實際情況現(xiàn)確定為以下數(shù)據(jù)（長度單位：mm） 鋼 球： 個數(shù) 5 規(guī)格 7/8″C IV 球槽的分布： ￠140 位置精度0.05 槽 體： α為 dg22.225 用測量鋼球檢驗時的測量值：28.7±0.03 粗糙度6.3 [注] 測量鋼球均為7/8″AⅢ，直徑為￠22.225－0.002 如圖4-2所示制動器球槽結構圖 如圖4-2所示制動器球槽結構圖 在壓盤上還開出3～5個彈簧拉耳，以便不操作時，兩壓盤在彈簧作用下回位，這些彈簧總的預拉力約150～250 N。制動器殼體內有三對稱布置的凸肩，凸肩的內圓表面用來保證壓盤的對中定位。其中有兩凸肩在制動時用來承受壓盤凸起給予的作用力。通常凸肩與殼體鑄成一體，可保證足夠的鋼度和強度， 但該傳力表面的加工較為困難。 第五章 盤式制動器彈簧 §5.1圓柱螺旋彈簧的結構形式 彈簧的節(jié)距為P，在自由狀態(tài)下，各圈之間應有適當?shù)拈g距，以便彈簧受壓時，有產生相應變形的可能。為了使彈簧在壓縮后仍能保持一定的彈性，設計時還應考慮在最大載荷作用下，各圈之間仍需保留一定的間距。的大小一般推薦為 =0.1d0.2mm 式中 d—彈簧絲的直徑，mm。 彈簧的兩個端面圈應與領圈并緊（無間隙），只起支承作用，不參與變形，故稱為死圈。當彈簧的工作圈數(shù)n7時，彈簧每端的死圈約為0.75圈；n>7時，每端的死圈約為11.75圈。彈簧絲的直徑d0.5mm時，彈簧的兩支承端面可不必磨平。d>0.5mm的彈簧兩支承端面則需磨平。磨平部分應不少于元周長的，端頭厚度一般不小于，端面粗糙度應低于。 圓柱螺旋拉伸彈簧空載時，各圈應相互并攏。另外，為了節(jié)省軸向工作空間，并保證彈簧在空載時各圈相互壓緊，常在卷繞的過程中，同時使彈簧絲繞其本身的軸線產生扭轉。這樣制成的彈簧，各圈相互間即具有一定的壓緊力，彈簧絲中也產生了一定的預應力，故稱為有預應力的拉伸彈簧。這種彈簧一定要在外加的拉力大于初拉力后，各圈才開始分離，故可較無預應力的拉伸彈簧節(jié)省軸向的工作空間。拉伸彈簧的端部制有掛鉤，以便安裝和加載。但因在掛鉤過渡處產生很大的彎曲應力，故只宜用于彈簧絲直徑10mm的彈簧中。 §5.2 圓柱螺旋彈簧的制造 螺旋彈簧的制造工藝包括：卷制、掛鉤的制作或端面圈的精加工、熱處理、工藝性試驗和強壓處理等。 卷制分冷卷及熱卷兩種。冷卷用于經預先熱處理后拉成的直徑d<(810)mm的彈簧絲；直徑較大的彈簧絲制作的強力彈簧則用熱卷。熱卷時的溫度隨彈簧絲的粗細在8001000 的范圍內選擇。 對于重要的壓縮彈簧，為了保證兩端的承壓面與其軸線垂直，應將端面圈在專用的磨床上磨平。對于拉伸彈簧和扭轉彈簧，為了便于聯(lián)接和加載，兩端應制有掛鉤或桿臂。彈簧制成后，如再進行一次強壓處理，一般可提高其承載能力的25%。 彈簧在完成上述工序后，均應進行熱處理。冷卷后的彈簧只做回火處理，以消除卷制時產生的內應力。熱卷是需經淬火及中溫回火處理。熱處理后的彈簧，表面不應出現(xiàn)顯著的脫碳層。 此外，彈簧還需要進行工藝實驗和根據(jù)彈簧的技術條件的規(guī)定進行精度、沖擊、疲勞等試驗，以檢驗彈簧是否符合技術要求。特別指出的是，彈簧的持久強度和抗沖擊強度，在很大程度上取決于彈簧絲的表面狀況，所以彈簧絲表面必須光潔，無裂紋和傷痕等缺陷。表面脫碳會嚴重影響材料的疲勞強度和抗沖擊性能。 為了提高承載能力，還可在彈簧制成后進行強壓處理或噴丸處理。強壓處理是使彈簧在超過極限載荷作用下持續(xù)648h，以便在彈簧絲截面的表層高應力區(qū)產生塑形變形和有益的與工作應力反向的殘余應力，使彈簧在工作時的最大應力下降，從而提高彈簧的承載能力。但用于長期振動、高溫或腐蝕性介質中的彈簧，不宜進行強壓處理。 §5.3 圓柱螺旋彈簧參數(shù) 為了使彈簧能夠正?？煽康毓ぷ?，彈簧材料必須具有高的彈性極限和疲勞極限，同時應具有足夠的韌性和塑性，以及良好的可熱處理性。 在本次的運輸車輛制動器設計中用到了五種圓柱螺旋彈簧，分別為壓盤回位彈簧、踏板回位彈簧等，現(xiàn)將這五種彈簧的各種參數(shù)列為表5-1所示： 表5-1彈簧參數(shù) 名稱 參數(shù) 壓盤回 位彈簧 鎖 定 爪扭簧 踏板回 位彈簧 差速鎖 搖臂扭簧 差速鎖拔叉回位彈簧 材 料 彈簧鋼 絲— 彈簧鋼 絲— 彈簧鋼 絲— 彈簧鋼 絲— 彈簧鋼 絲— 彈簧絲直徑 2.5 2.5 4 4 彈簧外徑 210.4 20.5 27.5 彈簧內徑 25 200.35 自由長度 23.5 1300.5 17 550.35 旋向 任意 左 任意 右 任意 工作圈數(shù) 3 1 25 3 7 總圈數(shù) 8.5 實驗高度 （或長度） 31.5 192 32 實驗載荷 （公斤） 16.5 16.81.68 64.8 第六章 盤式制動器花鍵設計 §6.1 花鍵的類型、特點和應用 花鍵連接可用于靜連接或動連接。按其齒形的不同，可分為矩形花鍵和漸開線花鍵兩類，均已標準化。 花鍵連接是由外花鍵和內花鍵組成，工作時依靠鍵齒的側面來傳遞轉矩。由于它是多齒傳遞載荷，所以花鍵連接的承受能力高，同時齒槽較淺，故對軸的削弱較小，且定心與導向性良好，但其加工復雜，需要專用設備?；ㄦI聯(lián)接適用于定心精度要求高，載荷大或輪轂經常作軸向滑移的聯(lián)接。 漸開線花鍵的齒廓為漸開線，分度圓壓力角有和兩種，齒頂高分別為0.5m和0.4m，此處m為模數(shù)。壓力角為的漸開線花鍵，由于齒形鈍而短，與壓力角為的漸開線花鍵相比，對連接件的削弱較少，但齒的工作面高度較小，故承載能力較低，多用于載荷較輕，直徑較小的靜連接。 在本設計中摩擦盤的輪轂就采用了分度圓壓力角有的漸開線花鍵聯(lián)接形式。 §6.2 花鍵參數(shù)的確定與強度校核 （1）結合考慮現(xiàn)有刀具，這里初步定為齒數(shù)=14 =18 （2）查閱《簡明機械零件設計手冊》,表8-22 漸開線花鍵的尺寸系列，依據(jù)直徑=35 =45和齒數(shù)=14 =18可以確定模數(shù)m=2.5 （3）查閱《簡明機械零件設計手冊》,表8-21 漸開線花鍵聯(lián)接的要素、代號及公式，可知：分度圓壓力角 α=30°；理論工作齒高h=m；分度圓直徑=35 =45；分度圓弧齒厚==5.37 （4）定心方式：⒈一般情況下，推薦優(yōu)先采用齒形定中心，因為這種定心方式對中性好，能獲得多數(shù)齒同時接觸。⒉按外徑定中心，（如徑向負荷較大，齒形配合又需選用動配合的傳動機構）。這種定心方式：d=m(z+1.4)；外花鍵齒頂?shù)菇巧疃萬=0.2m；為獲得較大定位面積，推薦模數(shù)m不小于2.5,漸開線花鍵參數(shù)如表6-1所示： 表6-1 漸開線花鍵參數(shù) 標號 參數(shù) a b 孔 軸 孔 軸 齒數(shù) 14 14 18 18 模數(shù) 2.5 2.5 2.5 2.5 分度圓壓力角 分度圓直徑 35 35 45 45 齒條原始齒形位移 1.25 1.25 1.25 1.25 花鍵外徑 花鍵內徑 34 44 分度圓弧齒厚或齒槽寬 量棒直徑 量棒間距離 定心方式 齒形 齒形 齒形 齒形 定心表面粗糙度 摩擦盤與軸的材料都是鍛鋼，用花鍵構成聯(lián)接，裝摩擦盤處的軸徑=35 =45，摩擦盤輪轂寬度為L=18，需傳遞的轉矩T=454.5,許用壓力[p]=60, [p]=40試確定花鍵的齒數(shù)Z 由公式 p= （6-1） 式中 L—齒的工作長度,這里取L=18mm； h—花鍵齒側面的工作高度,漸開線花鍵,=30°查設計手冊取h=m=2.5mm； d—花鍵的平均直徑,這里取=35mm =45mm； [p]—花鍵聯(lián)接的許用壓力,單位MPa，查手冊取[p]=50MPa。 可得出，齒數(shù)Z： ==13.74 ==16.03 這里取為=14、 =18。 花鍵聯(lián)接其主要失效形式是工作面被壓潰（靜聯(lián)接）或工作面過度磨損（動聯(lián)接）。因此，靜聯(lián)接通常按工作面上的擠壓應力通過強度計算，動聯(lián)接則按工作面上的壓力進行條件性的強度計算。 計算時，假定載荷在鍵的工作面上分布均勻，每個齒工作面上壓力的合力F作用在平均直徑處，并引入系數(shù)ψ來考慮實際載荷在各花鍵齒上分配不均的影響，則花鍵聯(lián)接的強度條件為： 靜聯(lián)接 ===58.9MPa＜ ===35.6MPa＜ 動聯(lián)接 ===58.9MPa＜ ===35.6MPa＜ 靜聯(lián)接、動聯(lián)接均滿足設計要求，故合適。 結 論 本次設計是盤式制動器部分。制動器器是車輛不可或缺的一部分，其中制動器設計發(fā)展到今天，其技術已經成熟，但對于我們還沒有踏出校門的學生來說，其中的設計理念還是很值得我們去探討、學習的。 我在盤式制動器的設計中給予了分塊處理：制動器概述、主要參數(shù)的確定、摩擦材料、摩擦盤、壓盤、彈簧以及花鍵的設計和校核。在設計中以制動器的作用和意義為主線，來確定較為合理的方案和參數(shù)，以使制動器的合理性、經濟性、可靠性和安全性得到保證。 盤式制動器的主要優(yōu)點是： 1、熱穩(wěn)定性較好。因為制動摩擦襯塊的尺寸不長，其工作表面的面積僅為制動盤面積的12％～6％，故散熱性較好。 2、水穩(wěn)定性較好。因為制動襯塊對盤的單位壓力高，易將水擠出，同時在離心力的作用下沾水后也易于甩掉，再加上襯塊對盤的擦拭作用，因而，出水后只需經一、二次制動即能恢復正常；而鼓式制動器則需經過十余次制動方能恢復正常制動效能。 3、制動力矩與汽車前進和后退行駛無關。 4、在輸出同樣大小的制動力矩的條件下，盤式制動器的質量和尺寸比鼓式要小。 5、盤式的摩擦襯塊比鼓式的摩擦襯片在磨損后更易更換，結構也較簡單，維修保養(yǎng)容易。 6、制動盤與摩擦襯塊間的間隙小(0.05～0.15mm)，這就縮短了油缸活塞的操作時間，并使制動驅動機構的力傳動比有增大的可能。 7、制動盤的熱膨脹不會像制動鼓熱膨脹那樣引起制動踏板行程損失，這也使間隙自動調整裝置的設計可以簡化。 盤式制動器的主要缺點是：制動比較粗暴。兩個粘有摩擦襯面的摩擦盤能在花鍵軸上來回滑動，是制動器的旋轉部分。當制動時，能在極短時間使車輛停止。再加上壓盤上球槽的傾斜角不可能無限大，所以制動不平順。 參考文獻 [1] 劉惟信.汽車設計.北京：清華大學出版社，2001：158～200 [2] 張洪欣.汽車設計.北京：機械工業(yè)出版社，1981：106～126 [3] 陳家瑞.汽車構造.第二版.北京：機械工業(yè)出版社，2005：40～61 [4] 張文春.汽車理論.北京：機械工業(yè)出版社，2005：70～83 [5] 彭文生，張志明，黃華梁.機械設計.北京：高等教育出版社，2002：96～138 [6] 董寶承.汽車底盤.北京：機械工業(yè)出版社，2004：32～81 [7] 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另外，在大學三年的學習中，我各科的任課老師辛勤的備課，耐心地為我們講解學術知識，使我學到了許多專業(yè)知識，在此向他們表示由衷的感謝！在設計中楊磊、馬澤偉和鄭奎等同學提出了許多意見和建議，在此表示謝意！ 此外，在此我對在這次設計過程中所引用的眾多參考文獻的作者表示感謝。 30