汽車制動器設計【盤式制動器設計】【說明書+CAD+SOLIDWORKS】

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§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(diào)整螺栓 10—斜拉桿11—調(diào)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(cè)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(zhuǎn)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(nèi)轉(zhuǎn)動。兩壓盤內(nèi)側(cè)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(jīng)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(zhuǎn)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(zhuǎn)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(chǎn)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(cè)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(zhuǎn)時；作用在壓盤上的摩擦扭矩將使它們跟隨旋轉(zhuǎn)，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(zhuǎn)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(zhuǎn)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(zhuǎn)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(diào)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|(zhì)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(zhì)量和工作時的溫升有影響。為使質(zhì)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(chǎn)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(zhuǎn)。制動盤是旋轉(zhuǎn)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(nèi)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(nèi)，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(nèi)半徑及推薦摩擦襯塊外半徑與內(nèi)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(nèi)側(cè)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(zhì)量在1.6～3.5范圍內(nèi)選用。 由于摩擦,摩擦襯塊會產(chǎn)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(diào)整踏板的自由行程，有一些桿件的長度是可調(diào)的，如利用調(diào)節(jié)叉來調(diào)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(qū)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(zhuǎn)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(zhuǎn)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(zhuǎn)向，則必須注意首先分離慢速側(cè)的轉(zhuǎn)向離合器，然后再制動該側(cè)驅(qū)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(zhuǎn)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(diào)整次數(shù)。壓力分布均勻?qū)τ跍p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(zhì)量,=2100kg； —車輛驅(qū)動附著系數(shù),=0.7； —車輛驅(qū)動輪胎動力半徑,=0.625m L—車輛軸距,L=1950mm； a—車輛質(zhì)心縱坐標, a=780mm； h—車輛質(zhì)心高度坐標,h=700mm； —制動器至驅(qū)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(nèi)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(nèi)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(nèi)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(nèi)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(nèi)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(zhuǎn)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(nèi)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(nèi)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?qū)罕P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(chǎn)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(zhuǎn)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(chǎn)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(diào)整。在調(diào)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(chǎn)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(cè)面平面度允差0.03 側(cè)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(zhuǎn)零件一般為鋼鐵制造的，而與回轉(zhuǎn)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(nèi)，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(zhì)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(chǎn)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(zhì)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(diào)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(jīng)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(chǎn)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(nèi)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(nèi)有三對稱布置的凸肩，凸肩的內(nèi)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(chǎn)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(chǎn)生扭轉(zhuǎn)。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(chǎn)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(chǎn)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(jīng)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(nèi)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(zhuǎn)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(chǎn)生的內(nèi)應力。熱卷是需經(jīng)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(chǎn)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(zhì)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?？煽康毓ぷ鳎瑥椈刹牧媳仨毦哂懈叩膹椥詷O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(nèi)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?cè)?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(nèi)花鍵組成，工作時依靠鍵齒的側(cè)面來傳遞轉(zhuǎn)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(jīng)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(nèi)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(zhuǎn)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(cè)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(jīng)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?nèi)ヌ接?、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(jīng)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(jīng)一、二次制動即能恢復正常；而鼓式制動器則需經(jīng)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(zhì)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(qū)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(diào)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(zhuǎn)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] 陳煥江，徐雙應.交通運輸專業(yè)英語.北京：機械工業(yè)出版社，2002：20～30 [8] 劉鴻文.簡明材料力學.北京：高等教育出版社，1997：254～259 [9] 陳殿云，張淑芬，楊民獻.工程力學.蘭州：蘭州大學出版設， 2003：182～196 [10] 葛志祺.簡明機械零件設計手冊.北京：冶金工業(yè)出版社，1985：14～16，113～115 [11] 濮良貴，紀名剛.機械設計.第七版.北京：高等教育出版社，2005：109～111 387～406 [12] 王昆，何小柏，汪信遠.課程設計手冊.北京：高等教育出版社，1995：47～49 [13] 侯洪生，王秀英.機械工程圖學.北京：科學出版社，2001：225～333 [14] 徐灝等，新版機械設計手冊，北京：機械工業(yè)出版社，2006． [15] 馬玉錄 劉東學 主編，專業(yè)英語， 北京：化學工業(yè)出版社2001.8 [16] 鄭玉華 主編，典型機械產(chǎn)品構造，北京：科學出版社，2001 [17] 孟憲源，姜琪 主編，機構構型與應用，北京：機械工業(yè)出版社，2002 [18] 吳社強，吳政清，姜斯平 主編，汽車構造，上海：上?？茖W技術出版社，2002 [19] 文九巴 主編，機械工程材料，北京：機械工業(yè)出版社，2006.3 [20] 李新城 主編，材料成形學，北京：機械工業(yè)出版社，2000.8 [21] 鄧文英 宋力宏 主編，金屬工藝學，北京：高等教育出版社，2005.11 致 謝 緊張忙碌的畢業(yè)設計已經(jīng)接近尾聲，這次設計是對我大學三年來的學習的一次最綜合的檢驗，也更是一次綜合的學習過程。畢業(yè)設計不僅使我學習和鞏固了專業(yè)課知識而且了解了不少相關專業(yè)的知識，個人能力得到很大提高。同時也鍛煉了與人協(xié)作的精神，為以后我踏入社會工作打下了良好的基礎。 在此感謝田全忠教授在設計中給予的輔導與幫助，田老師在這一學期中給我傳授了許多知識，如何做設計工作，在其過程中應考慮到的指標，如經(jīng)濟性、合理性、可靠性和安全性等。在設計過程中田老師及時發(fā)現(xiàn)我出現(xiàn)的問題，使我能早早的改正，節(jié)省了許多時間和精力，而且給我提供了一些有價值的資料。 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