汽車自動調整臂的三維結構及預裝配設計

汽車自動調整臂的三維結構及預裝配設計,汽車,自動,調整,調劑,三維,結構,預裝,設計 對不同的通風熱結構行為在制動盤上的應用的研究 梅蘇特Duzgun 汽車工程系，工學部，Gazi大學，06500，安卡拉，土耳其 摘要 一個制動盤有關的最常見的問題是經(jīng)濟過熱，影響制動性能，尤其是在持續(xù)制動工況下的車輛。在制動盤通風應用可顯著提高制動系統(tǒng)通過減少磁盤的加熱性能。在這項研究中，使用三種不同結構的通風制動盤的熱行為在熱應力和熱應力的有限元分析連續(xù)制動條件研究。結果進行了比較與固體盤。在堅實的制動盤減少到最大的通風應用24%熱發(fā)電。實研研究表明，有限元溫度分析結果在1.13%和10.87%之間的范圍。不過，熱應力的形成是較高的通風剎車盤與固體片的比較。 關鍵詞：制動盤；發(fā)熱；熱結構的行為；通風中的應用 1.引言 通風式制動盤或轉子被稱為高性能制動器，并通過凹陷或產(chǎn)生的槽（或兩者）對不同形狀的盤表面和側邊緣。通風制動盤的最初測試賽車在上世紀60年代的汽車，他們已經(jīng)被廣泛應用在汽車和火車使用不同的設計[ 1,2 ]。在制動過程中的動能轉換成熱。周圍的90%的能量是由制動盤吸收，然后轉移到周圍的空氣。固體的制動盤熱消散較慢。因此，通風式制動盤，用于改善通過促進空氣循環(huán)冷卻[ 3，4 ]。他們一般具有對流換熱系數(shù)約兩倍那些實心圓盤[ 5 ]相關的大。有許多研究通風應用相關的在制動盤。尤伯和Heidenreich [ 6 ]制造三種不同的通風式制動盤的結構從碳纖維增強陶瓷基復合材料（CMC）和比較他們的優(yōu)勢。antanaitis和rifici [ 7 ]證明90洞交叉鉆孔模式改進的散熱能力該盤之間的8.8%和20.1%取決于車輛速度。aleksendric等人。[ 8 ]表現(xiàn)出的能力通風式制動盤轉子散熱的流動的有限有限元分析(FEA),文基塔漢姆和maharudrappa[ 9 ]進行了六種不同的流動和傳熱分析采用計算流體動力學的盤配置類型（CFD）和推薦的通風制動盤高速車輛。公園等。[ 10 ]設計了一個螺旋面內(nèi)用于通風制動盤葉片。他們優(yōu)化的雷諾茲（Re），普朗特（Pr），和努塞爾數(shù)（Nu）他們設計并取得的44%個最大的改進傳熱。改進的制動褪色性和更高的在潮濕的條件下的制動性能是其他一些有用的通風制動盤方面。然而，他們也有一些缺點。開裂，就是其中之一，這一現(xiàn)象這已與相關的應力在制動[11]。基姆等人。[12]顯示的最大Von米塞斯應力的實際疲勞裂紋位于通風制動發(fā)電由熱應力分析鐵路車輛盤。同樣的，巴尼奧利等人。[ 13 ]進行有限元分析，以確定溫度分布和估計的von米塞斯應力分布在消防車制動產(chǎn)生的。黃吳[ 14 ]研究的溫度和熱應力在一個基于熱機械耦合通風制動盤模型。降低制動溫度和/或重新設計輪轂單元轉子有相當?shù)慕Y論麥金等人。[ 15 ]消除制動轉子裂紋。熱一代也會影響制動熱機械不穩(wěn)定性盤[ 16 ]。 以前的文獻主要集中在熱應力的形成在這項研究中，有限元法研究了三種不同的熱行為的通風剎車設計：交叉鉆孔（CD），十字槽（CS），和橫槽側槽（CS-SG）盤。然后對結果進行比較固體（SL）盤。也進行的實驗研究為了驗證有限元分析結果。 表1制動盤和焊盤的機械和熱性能。 圖1有限元網(wǎng)格模型。 2.熱結構的有限元分析有限元 三維（3D）的制動結構盤，剎車片，和裝配設計建模在軟件程序的1/1規(guī)模，然后導入到對于互動的熱結構的另一個軟件程序分析。制動盤和制動片為藍本，采用二次六面體網(wǎng)格類型。 二次六面體網(wǎng)格代被稱為他們的精度和計算效率[ 17 ]。摩擦具有二次四邊形單元式接觸對接觸盤墊之間的口定義。圖1顯示盤墊系統(tǒng)的網(wǎng)格模型。 灰鑄鐵，一種常用的椎間盤材料，用于制動盤。的機械和熱性能制動盤和墊在表1中給出。 通風式制動盤是根據(jù)螺旋槳設計—形孔和槽的位置的方法。為CD盤，設置為五和5.2mm直徑的孔在相等的時間間隔上的長度為60.54mm的弧。這些孔被復制在20組在磁盤表面的。因此，共100孔盤表面上鉆孔CD盤。對于CS盤，20通道（6.9毫米寬和長67.3毫米）被放置在一個堅實的盤表面。最后，本CS-SG盤的凹槽設計（4mm寬15mm深）在另一個CS圓盤的邊緣。因此，路徑開放外盤側邊得到提供更好的空氣流通。 2.1熱分析 環(huán)境溫度為在22盤的表面溫度為100前制動的熱分析，并與冷制動性能相關的[8]。目前的研究認為，熱耗散從制動盤的氣氛是通過對流，也被稱為牛頓冷卻定律。對流管由式（1），其中Q是傳熱速率（W），H對流換熱系數(shù)，一個是表面面積的轉子（），TS是制動表面溫度轉子（），和T∞是環(huán)境空氣溫度（）。的對流換熱系數(shù)應用到人體制動盤的邊界條件。因此，增加從傳熱的制動盤和減少光盤表面在制動盤的總表面面積的溫度，的傳熱系數(shù)采用逐漸增加通風中的應用。 （1） 層流的傳熱系數(shù)固體或非通風由被制動盤（2）（）[5]，其中d的外徑光盤（mm），再是雷諾茲數(shù)，和是熱空氣的導電率（/）。 (2) 同時，與傳熱系數(shù)通風制動盤層流近似方程（3）（層流狀態(tài)，）[ 5 ]，在哪里普朗特數(shù)，的液壓直徑（mm），是的冷卻葉片的長度（mm）。水力直徑（）被定義為四倍的橫截面的比率流動區(qū)域（潤濕面積）的孔和槽通風制動盤的潤濕周長除以所示圖2。 (3) 在這種情況下，雷諾數(shù)與速度有關的在孔和槽形葉片，目前的空氣流由式（4），其中一個是空氣的密度（），馬是空氣質量流量（），和vaverage是平均速度（）。 (4) 平均速度可以計算由式（5），NT在哪里每分鐘轉數(shù)（，），D是外徑該盤（mm），d盤的內(nèi)直徑（mm），是孔或槽狀的葉片面積（）的出口區(qū)域，和是孔或槽狀的葉片面積（）的入口區(qū)域。 （5） 此外，空氣流量馬是由方程（6）： （6） 圖2。濕潤地區(qū)（水力直徑，DH），長孔和槽形冷卻葉片，和入口和出口地區(qū)的空氣流通風在這項研究中使用的制動盤。 圖3。制動卡鉗和制動盤。 2.1.1實驗研究 實驗研究進行了檢查，溫度在光盤表面的變化。為了這個目的，通風制動盤是從艾爾弗雷德特維斯制造（ATE）固態(tài)盤獲得他們的設計特點。的CD和CS的光盤上的三軸數(shù)控加工立式加工中心。為CS-SG側槽盤是在數(shù)控車削中心。盤溫度在制動測試系統(tǒng)測量了輸出。本系統(tǒng)由一個鉗機制如圖3中看到的，壓電晶體的力測量系統(tǒng)的踏板和制動力的變化，驅動發(fā)動機，變速箱，和指標制動踏板力和溫度。 對于溫度的測量，熱電偶的安裝在尺系統(tǒng)的應用。電機的功率為4千瓦。光盤的旋轉是順時針方向。ATE501FF的剎車片是用于試驗。實驗連續(xù)制動條件下進行在250 N個固定踏板力，和八周期制動溫度的測量被執(zhí)行在30，60，90，120，150，180，210和240s。 圖4。結構的制動盤模型。 2.2結構分析 盤溫度的熱分析得到的是進口的在結構分析模型的邊界條件。在結構分析中，相當于250 N 到9689 N踏板力對制動片每頂面在60的轉速（或角速度52.56）如圖4。該盤的率被認為是常數(shù)和所需的時間完全停止240s。通過被踏板力的值（7）[18]，是每個前缸活塞的力，F(xiàn)是在腳下的踏板力，的橫截面積前活塞隊，是主缸的橫截面積，是活塞的數(shù)量，2.3是踏板杠桿比，和2.75是伺服單元的影響。 （7） 這個計算是根據(jù)試驗設備進行了用于實驗研究。踏板力杠桿比率與伺服單元效果的測試設備的價值。根據(jù)等效模擬分析（馮—米塞斯）的應力分布。 表2。盤溫度的實驗和有限元分析結果。 圖5。對不同類型的制動盤熱發(fā)電。 3.結果與討論 3.1熱發(fā)電 實驗和有限元分析結果在表2中給出的在光盤表面生成熱。盤的表面溫度隨著制動時間為所有的閥瓣結構，增加。然而，所產(chǎn)生的熱量，顯著降低通風中的應用。之間的摩擦系數(shù)剎車墊和盤表面，減少取決于溫度漲[ 19，20 ]。因此，保持摩擦性能在高溫下墊了自我通風可能是在持續(xù)制動條件下的盤。圖5顯示了在光盤表面的溫度分布用有限元法在240年代末的最大溫度代發(fā)生在所有的閥瓣結構，中部地區(qū)，與相關的研究[類似] 12，14。然而，該溫度范圍從盤的中部地區(qū)的內(nèi)部區(qū)域由于在冷卻的附加側CS-SG盤配置。最大熱發(fā)電固態(tài)盤表面約4%的CD盤的設計減少了。另一方面，而最大熱發(fā)電固態(tài)盤表面是在CS設計減少19%，它大約是在CS-SG設計減少24%。因此，它是有益的探討這些設計的熱應力行為。 3.2熱應力 圖6顯示了熱應力的分布在光盤表面采用有限元分析。通風應用的增加的熱應力在制動盤。熱應力的最大值位于對固態(tài)盤的內(nèi)、外表面邊角。在CD盤配置的情況下，最大應力位于該孔內(nèi)表面的。對于CS和CS-SG盤配置，最大應力的形成主要局限在槽內(nèi)和表面接近該盤的外點。因此，特定的地區(qū)，在那里最大應力出現(xiàn)，應加強預防潛在的裂紋和疲勞問題。一個可能的解決方案不同的是散熱表面的設計通風式制動盤。因此，更均勻的熱從轉子對流可供盤表面。 圖6。熱結構行為的不同種類的通風固體的制動盤。 圖7。熱應力的變化，根據(jù)盤的表面區(qū)域。 這是證明了CS-SG設計在最大減少對通風制動盤應力的產(chǎn)生。在這項研究中，附加的熱應力耗散對盤表面進行了研究。圖7顯示了耗散特征。散熱孔和槽之間的表面弧的CD，確定檢查CS和CS-SG盤應力分布密集的地方發(fā)生摩擦墊與盤。通風制動盤的最大應力的位置圖6中看到的。熱應力減小的光盤和墊表面向中心點間該盤的內(nèi)側和外側的區(qū)域的表面的SL配置。然而，表面上的CD盤的應力分布更均勻的固態(tài)盤的比較。為CS盤配置，而應力降低摩擦表面，他們逐漸增加朝向內(nèi)和光盤的外表面，與CS-SG相似盤配置。這些結果將導致一個穩(wěn)定的磨損率在墊和SL和CD光盤的盤片表面。在另一方面，磨損率將與CS和不穩(wěn)定CS-SG盤。 4。結論 在這項研究中，三個不同的通風盤模型和他們的熱結構行為研究。實驗研究了熱分析結果在光盤表面。得出以下結論： 降低了堅實的制動盤表面產(chǎn)生的熱量通過通風應用到最大24%。實驗研究驗證有限元溫度場分析在1.13%和10.87%之間的范圍內(nèi)的結果。這一結果將保持積極影響制動性能墊和盤表面之間的摩擦系數(shù)，和穩(wěn)定的磨損率的墊表面，特別是連續(xù)制動條件下。 熱應力的形成與通風剎車更高光盤（CD，CS和CS-SG盤）在那些比較固態(tài)盤。然而，最大應力的形成減少到11%和19%在另一個CS-SG盤配置比較其他通風盤設計。因此，CS-SG光盤可以更有效地減少熱量的產(chǎn)生和熱在通風制動盤應力。 在這項研究中，以增加從制動的熱傳遞光盤和減少總盤的表面溫度制動盤的表面面積，傳熱系數(shù)采用通風的應用逐漸增加。 符號意義： ：轉子表面的面積 ：交叉前活塞截面積 ：入口區(qū)的孔或槽形葉片 ：主缸的橫截面積 ：出口面積的孔或槽形葉片 ：盤的外徑 ：盤的內(nèi)直徑 ：水力直徑 ：腳踏板力 ：每個前缸活塞力 ：對流換熱系數(shù) ：傳熱系數(shù) ：空氣的導熱系數(shù) ：冷卻葉片的長度 ：空氣質量流量 ：每分鐘轉數(shù) ：活塞數(shù) ：普朗特數(shù) ：傳熱率 ：雷諾茲數(shù) ：周圍空氣溫度 ：表面溫度 ：平均速度 ：空氣密度 參考文獻 [1] T. C.查特萊夫人和M. P.麥克諾坦，鑄鐵制動盤的當前位置，業(yè)績和未來趨勢歐洲（1999）SAE 1999-108-1，505-514。 [2]G. S.帕特里克，一種自我通風盤式轉子剎車，國際申請在專利公布合作條約（PCT）（2002）和/ 2002 / 064992。 [3]醫(yī)學博士哈德森和R. L.魯爾，通風式制動轉子的空氣流量調查，SAE，971033（1997）。 [4]布魯爾和H. K.賬單，制動技術手冊，第一英文版，SAE國際，warrandale，賓夕法尼亞，美國（2008）。 [5]河利姆帕特，制動器的設計和安全，第二版，社會汽車工程師，公司沃倫代爾美國（1999） 140-143.。 [6]中國尤伯和B. Heidenreich的網(wǎng)狀發(fā)展，通風制動盤在單一的制造方法件的設計，materialwissenschaft和werkstofftechnik，37（4）（2006）生物學。 [7]D. B. antanaitis和A. rifici，轉子crossdrilling效果對制動性能（2006）SAE，2006-01-0691，571—596。 [8]D. aleksendric，C.杜波卡，體育gotowicki，G. V.馬里奧蒂五nigrelli，制動過程分析的一個釘翼通風盤式制動器轉子，國際期刊的車輛系統(tǒng)建模和測試（2006）1，4，233-252。 [9]G.文基塔漢姆和M. maharudrappa，流動和傳熱一個通風盤式制動器轉子的CFD分析，SAE，2008-01-0822（2008）。 [10] S. B.公園，李家樹和D. H. Lee，調查在一個通風式制動盤局部換熱特性與螺旋形凹槽的表面，機械科學雜志技術，21（2007）2178-2187。 [11] y. Yildiz和M. Duzgun通風，應力分析與有限元法的制動盤，國際雜志汽車技術，11（1）（2010）133-138。 [12]D. J.基姆，Y. M.李，J. S.公園和C. S. Seok，熱一個考慮鐵路車輛制動盤的應力分析 在摩擦面上的壓力分布，材料科學與工程（2008）483-484，456—459。 [13] f.巴尼奧利，F(xiàn). Dolce和M. Sandy Bernabei，熱疲勞消防車的灰鑄鐵制動盤裂紋，工程失效分析，16（1）（2009）152-163。 [14]p. Hwang和X. Wu，研究溫度和基于三維熱機械通風制動盤熱應力耦合模型，力學學報技術，24（2010）81-84。 [15] T. J.麥金等人。，在盤斷熱裂解，工程失效分析，9（2002）63-76。 [16] T. K. Kao，J. W.里士滿和A. douarre，制動盤熱斑點熱抖動：實驗和有限元研究，國際汽車設計雜志，23（3 / 4）（2000）276-296。 [17]J. N.漢，新澤西州首席人事官，S. W.蔡和Y彩，混合從四占主導地位的表面生成三維網(wǎng)格網(wǎng)格，國際汽車技術雜志，9（5）（2008）633-640。 [18]海斯勒，汽車和發(fā)動機技術，第二版，SAE，英聯(lián)邦400驅動，沃倫代爾，PA 15096—0001，美國（1999）。 [19] r.狂飆，四輪驅動的車輛制動和ABS，SAE（1988）880321。 [20]A. Vries和M.瓦格納，制動抖動現(xiàn)象，SAE（1992）920554。 本科畢業(yè)設計(論文) 題目：汽車自動調整臂的三維結構及預裝配設計 系 別： 機電信息系 專 業(yè)：機械設計制造及其自動化 班 級： 學 生： 學 號： 指導教師： 2013 年 04 月 II 汽車自動調整臂的三維設計及預裝配設計 摘 要 汽車自動調整臂（簡稱調整臂——ASA）是汽車制動系統(tǒng)的必備結構之一。 傳統(tǒng)的汽車自動調整臂結構復雜使用者不便操作。而本次設計的自動調整臂在 結構上做了相應的調整，使得結構相對簡單，而且安裝高度可調，更便于安裝。 本結構是應用在汽車制動系統(tǒng)上，利用齒條和齒輪的單向可傳動控制蝸輪 轉動以控制凸輪軸的旋轉角度。主要零部件有：蝸輪蝸桿配合，齒條齒輪配合， 以及單向離合結構。通過其配合來實現(xiàn)對凸輪軸的調整，使得制動間隙保持在 恒定最優(yōu)間隙。 本文對制動調整臂的開發(fā)原理，具體特點和使用方法做了相應介紹。 關鍵詞：自動調整臂；結構；原理 II 3D design and pre-assembled design of the car automatically adjusts the arm Abstract Car adjustment arm (referred to as the adjustment arm - ASA) is one of the essential structure of the automotive braking systems. The traditional automotive automatically adjust the arm structure complex user inconvenience. The design of the automatic adjustment arm to do the appropriate adjustments in the structure, the structure is relatively simple, and the installation height adjustable, easy to install. The present structure is applied to the vehicle brake system, the unidirectional transmission control a worm wheel rotational angle of rotation of the camshaft to control the use of a rack and pinion. The main components are: worm with rack and pinion with one-way clutch structure. With the camshaft adjustment, so that the brake clearance is maintained at a constant optimum gap. Corresponding development principles, specific characteristics and use of the brake adjustment arm. Key Words: Automatic Slack Adjuster; Structure；Principle III 目 錄 1 緒論 ..........................................................................................................................1 1.1 開發(fā)背景 ..............................................................................................................1 1.2 結構設計的意義 ..................................................................................................4 1.3 開發(fā)者的主要工作 ..............................................................................................5 1.4 論文的組織結構 ..................................................................................................6 2 相關技術介紹 .......................................................................................................7 2.1 自動調整臂介紹 ..................................................................................................7 2.1.1 自動調整臂簡介 ............................................................................................7 2.1.2 自動調整臂特點 ............................................................................................7 2.1.3 自動調整臂的結構 ........................................................................................8 2.2 自動調整臂工作原理介紹 ..................................................................................8 3 自動調整臂的設計和實現(xiàn) ................................................................................9 3.1 自動調整臂設計 ................................................................................................10 3.1.1 自動調整臂設計任務 .................................................................................10 3.1.2 蝸輪蝸桿配合 .............................................................................................10 3.1.3 齒輪齒條配合 .............................................................................................15 3.1.3 單向離合器結構設計 .................................................................................18 3.1.4 臂體設計 .....................................................................................................19 3.2 自動調整臂裝配 ................................................................................................20 3.2.1 調整臂內(nèi)部結構裝配 .................................................................................20 3.2.2 調整臂總體結構裝配圖 .............................................................................21 3.3 調整臂的安裝 ....................................................................................................21 3.3.1 基本傳動說明 .............................................................................................21 3.3.2 自動調整臂安裝說明 .................................................................................25 4 校核 ........................................................................................................................28 4.1 校核計劃及執(zhí)行情況 ........................................................................................28 4.2 核心零件校核 ....................................................................................................28 4.2.1 單向離合器彈簧校核 .................................................................................28 4.2.2 軸承校核 .....................................................................................................29 4.2.3 蝸桿設計校核 .............................................................................................29 5 建模 ........................................................................................................................31 6 結論 ........................................................................................................................33 IV 7 體會 ........................................................................................................................34 參考文獻 ...................................................................................................................35 致 謝 ........................................................................................................................36 畢業(yè)設計（論文）知識產(chǎn)權聲明 .....................................................................37 畢業(yè)設計（論文）獨創(chuàng)性聲明 .........................................................................38 1 緒論 1 1 緒論 1.1 開發(fā)背景 21 世紀以來，隨著公路建設的飛速發(fā)展，隨著汽車加工制造業(yè)的發(fā)展，汽 車已經(jīng)成為一項普遍的代步工具，使得公路客運飛速發(fā)展。據(jù)統(tǒng)計，本世紀以 來由于交通事故所造成的人員傷亡數(shù)量堪比二戰(zhàn)期間的人員傷亡數(shù)量。這使得 人們不得不重視汽車的制動系統(tǒng)，特別是高速客車的制動可靠性和安全性。因 此，各種自動裝置和電子裝置應運而生。在制動系統(tǒng)，除了安裝 ABS 保證車輛 的安全性外，保持制動鼓（制動盤）與摩擦片（摩擦襯塊）之間的間隙恒定對 保證制動可靠性非常重要。因為汽車在使用過程中，由于制動器摩擦片的磨損 會使制動鼓（制動盤）與摩擦襯片（摩擦襯塊）之間的間隙增大，若不及時調 整，會使氣室推桿行程過大、制動效能降低。另外，鼓式制動器有時摩擦接觸 面正處在最佳狀態(tài)，如果此時拆下檢查調整，可能破壞原來完好的配合，反而 使制動效能降低。因此，對制動系統(tǒng)這樣的安全系統(tǒng)不應過分依賴于保養(yǎng)調整， 而在設計階段就應使其具有較高的可靠性水平和自動調整能力。 制動系統(tǒng)是汽車上用以使外界（主要是路面）在汽車某些部分（主要是車 輪）施加一定的力，從而對其進行一定程度的強制制動的一系列專門裝置。制 動系統(tǒng)作用是：使行駛中的汽車按照駕駛員的要求進行強制減速甚至停車；使 已停駛的汽車在各種道路條件下（包括在坡道上）穩(wěn)定駐車；使下坡行駛的汽 車速度保持穩(wěn)定。對汽車起制動作用的只能是作用在汽車上且方向與汽車行駛 方向相反的外力，而這些外力的大小都是隨機的、不可控制的，因此汽車上必 須裝設一系列專門裝置以實現(xiàn)上述功能。 a. 一般制動系的基本結構 （1） 主要由車輪制動器和液壓傳動、氣壓傳動機構組成； （2） 車輪制動器主要由旋轉部分、固定部分和調整機構組成，旋轉部分是 制動鼓； （3） 固定部分包括制動蹄和制動底板；調整機構由偏心支承銷和調整凸輪 組成用于調整蹄鼓間隙； （4） 液壓制動傳動機構主要由制動踏板、推桿、制動主缸、制動輪缸和管 路組成； 1 緒論 2 （5） 氣壓制動傳動機構主要由制動踏板、推桿、制動總閥、空氣干燥器、 四回； （6） 路保護閥、制動氣室和管路等組成。 b. 制動工作原理 制動系統(tǒng)的一般工作原理是，利用與車身（或車架）相連 的非旋轉元件和與車輪（或傳動軸）相連的旋轉元件之間的相互摩擦來阻止車 輪的轉動或轉動的趨勢。 （1） 制動系不工作時 蹄鼓間有間隙，車輪和制動鼓可自由旋轉。 （2） 制動時 要汽車減速，腳踏下制動器踏板通過推桿和主缸活塞，使主缸 油液在一定壓力下流入輪缸，并通過兩輪缸活塞推使制動蹄繞支承銷轉動，上 端向兩邊分開而以其摩擦片壓緊在制動鼓的內(nèi)圓面上。不轉的制動蹄對旋轉制 動鼓產(chǎn)生摩擦力矩，從而產(chǎn)生制動力。 （3） 解除制動 當放開制動踏板時回位彈簧即將制動蹄拉回原位，制動力消 失。 c. 制動主缸的結構及工作過程 制動主缸的作用是將自外界輸入的機械能轉 換成液壓能，從而液壓能通過管路再輸給制動輪缸 制動主缸分單腔和雙腔式兩種，分別用于單、雙回路液壓制動系。 （1） 單腔式制動主缸 1） 制動系不工作時 不制動時，主缸活塞位于補償孔、回油孔之間 2） 制動時 活塞左移，油壓升高，進而車輪制動 3） 解除制動 撤除踏板力，回位彈簧作用，活塞回位，油液回流，制動解 除 （2） 雙腔式制動主缸 1） 結構 （如一汽奧迪 100 型轎車雙回路液壓制動系統(tǒng)中的串聯(lián)式雙腔制 動主缸） 主缸有兩腔 第一腔與右前、左后制動器相連；第二腔與左前、右后制動器相通 每套管路和工作腔又分別通過補償孔和回油孔與儲油罐相通。第二活塞由 右端彈簧保持在正確的初始位置，使補償孔和進油孔與缸內(nèi)相通。第一活塞在 左端彈簧作用下，壓靠在套上，使其處于補償孔和回油孔之間的位置。 2） 工作原理 制動時，第一活塞左移，油壓升高，克服彈力將制動液送入 右前左后制動回路；同時又推動第二活塞，使第二腔液壓升高，進而兩輪制動 解除制動時，活塞在彈簧作用下回位，液壓油自輪缸和管路中流回制動主 畢業(yè)設計（論文） 3 缸。如活塞回位迅速，工作腔內(nèi)容積也迅速擴大，使油壓迅速降低。儲液罐里 的油液可經(jīng)進油孔和活塞上面的小孔推開密封圈流入工作腔。當活塞完全回位 時，補償孔打開，工作腔內(nèi)多余的油由補償孔流回儲液罐。若液壓系統(tǒng)由于漏 油，以及由于溫度變化引起主缸工作腔、管路、輪缸中油液的膨脹或收縮，都 可以通過補償孔進行調節(jié)。 制動輪缸的功用是將液力轉變?yōu)闄C械推力。有單活塞和雙活塞兩種。奧迪 100 的雙活塞式輪缸體內(nèi)有兩活塞，兩皮碗，彈簧使皮碗、活塞、制動蹄緊密 接觸。 制動時，液壓油進入兩活塞間油腔，進而推動制動蹄張開，實現(xiàn)制動。 輪缸缸體上有放氣螺栓，以保證制動靈敏可靠。 為了保證汽車行使安全，發(fā)揮高速行使的能力，制動系必須滿足下列要求 制動效能好。評價汽車制動效能的指標有：制動距離、制動減速度、制動 時間；操縱輕便，制動時的方向穩(wěn)定性好。制動時，前后車輪制動力分配合理， 左右車輪上的制動力應基本相等，以免汽車制動時發(fā)生跑偏和側滑；制動平順 性好。制動時應柔和、平穩(wěn)；解除時應迅速、徹底；散熱性好，調整方便。這 要求制動蹄摩擦片抗高溫能力強，潮濕后恢復能力快，磨損后間隙能夠調整， 并能夠防塵、防油；帶掛車時，能使掛車先于主車產(chǎn)生制動，后于主車解除制 動；掛車自行脫掛時能自行進行制動。 保證車輛制動性能良好，制動性能良好的汽車，要求在任何速度下行駛時， 通過制動措施，能在很短的時間和距離內(nèi)，及時迅速地降低車速或停車。良好 的制動效能對于提高汽車平均速度和保證行車安全有著重要作用。提高制動效 能的主要措施有：縮短制動距離，制動器在使用過程中，由于制動蹄摩擦片和 制動鼓的磨損，制動器間隙將逐漸變大。制動系反應時間增加，將引起制動遲 緩及制動力不足，使制動距離延長，制動效能降低。 制動時，制動器產(chǎn)生的摩擦力大小，在很大程度上還取決于制動蹄片與制 動鼓接觸面積的多少，接觸面積增加，制動力增長時間快，制動效能就提高， 制動距離也就相應縮短。在正常情況下，當產(chǎn)生較大摩擦力時，制動蹄片與制 動鼓的接觸面積應達到 80%以上。使用中，由于制動器的磨損而使間隙增大后， 必須進行檢查調整。 防止制動跑偏：制動時，汽車自動偏離原行駛方向，這種現(xiàn)象叫制動跑偏。 一旦制動跑偏很容易造成撞車、下路掉溝甚至翻車等嚴重事故。為提高制動的 穩(wěn)定性，保證行車安全，在緊急制動時，不允許汽車有明顯的跑偏現(xiàn)象。 制動跑偏的原因，主要是前輪左右車輪制動力不等，制動時就形成繞重心 的旋轉力矩，使汽車有發(fā)生轉動的趨勢，因而易出現(xiàn)制動跑偏現(xiàn)象。為了避免 跑偏，在使用中，應注意使左右車輪制動器間隙、制動蹄回位彈簧拉力應保持 畢業(yè)設計（論文） 4 一致。 在更換摩擦片時，應選用同一型號和批次產(chǎn)品，加工精度和接觸面應符合 要求。并防止摩擦片出現(xiàn)硬化層，沾有油污，制動鼓失圓或有溝槽等。 而在汽車制動系統(tǒng)中，為了能夠使得制動系統(tǒng)隨時保持良好狀態(tài)，進而產(chǎn) 生了一種附帶卻必須的產(chǎn)品——自動調整臂 目前汽車制動間隙自動調整臂（簡稱自調臂，ASA）在全球商用車制動系 統(tǒng)上的應用已經(jīng)有幾十年的歷史，但在我國卻還處于成長期。 國際上大量使用的自調臂產(chǎn)品通常有 2 種結構：一種是間隙感應結構，即 國內(nèi)俗稱的瀚德（Haldex ）結構；另一種是行程感應結構，及國內(nèi)俗稱的 （Bendix）結構。 汽車自動調整臂，最早出現(xiàn)在我國是九十年代中期，當時只有幾個專利技 術，尚不成熟，后來瀚德技術公開，國內(nèi)有少數(shù)幾個廠家研制，但應用效果均 不理想，從此，許多有識之士，開始對自動調整臂的研究，知道近期已有幾十 項專利，研究人員也由過去的寥寥數(shù)人發(fā)展到幾十人。代表的臂型共有以下幾 種： 瀚德一代為基礎的瀚德臂型 瀚德二代為基礎的瀚德臂型 美國臂型為基礎的具有調整拐的臂型 以 斜齒輪傳動為特點的臂型o45 以上各種臂型的產(chǎn)品均已投放市場，但投放量遠遠低于主機廠需求，究其 原因有以下三種： 技術尚不成熟，可靠性查故障率高 結構復雜，使用者不易掌握，體積大，安裝不便適應性差 出廠成本高，導致售價高，無法普及 由于以上原因阻礙了自動調整臂的普及推廣，早在多年前，國家建設部就 頒文要求強制采用自動調整臂，但由于存在上述原因未得實施，去年國家再次 頒布強制執(zhí)行，情況仍未好轉。 鑒于以上，本次畢業(yè)設計在老師的指導下對汽車自動調整臂的結構設計進 行優(yōu)化及其預裝配設計。 1.2 結構設計的意義 自動調整臂作為汽車制動系統(tǒng)的基本結構之一，在每次剎車系統(tǒng)的運作時， 都在為制動間隙的磨損做一定的補償，使得制動鼓與制動蹄之間的間隙永遠保 持在最佳間隙狀態(tài)。 畢業(yè)設計（論文） 5 在汽車制動系統(tǒng)中，用制動鼓和制動蹄的摩擦來實現(xiàn)制動目的。反復摩擦 使得制動鼓和制動蹄之間的間隙變大，使得制動效果減弱甚至失效，傳統(tǒng)的手 動使得制動蹄與制動鼓之間的間隙變小會使得制動間隙大小不恒定，從而影響 駕駛者在制動車子時的不適應，而且對汽車制動制動系統(tǒng)損耗較大，自動調整 系統(tǒng)即自動調整臂解決了這一問題。如圖 1.1，對手動及自動調整間隙給予直觀 的對比。 本次設 計的自動調 整臂，其主 要目標是實 現(xiàn)以往的汽 車自動調整 臂的基本調 整作用即對 汽車制動蹄 與制動鼓的 磨損間隙，通 過對機車凸輪 軸旋轉角度的調整進而使得制動蹄與制動鼓之間的間隙減小以達到最佳間隙間 隔。由于，以往的自動調整臂結構復雜，操作者不便安裝，在本次設計中，對 調整臂臂體做了相應調整，使得在安裝過程中可調節(jié)，在內(nèi)部結構中，也相對 簡化，以達到方便，快捷。 1.3 開發(fā)者的主要工作 開發(fā)者在對汽車制動調整臂的結構設計中需要進行的工作如下： 制動調整臂蝸輪蝸桿傳動的設計，包括蝸輪和蝸桿的傳動嚙合，在傳動過 程中的受力分析，以及其齒數(shù)模數(shù)的配合。 制動調整臂的齒條齒輪配合的設計，包括齒條和齒輪的傳動嚙合，在傳動 過程中的受力分析，以及齒條的回程。 制動調整臂單向離合器的設計，包括錐形離合器，矩形彈簧和齒輪，在傳 動過程中單向傳動，以及跟蝸桿的配合。 制動調整臂的結構設計及其預裝配，包括制動調整臂和凸輪軸的裝配問題。 圖 1.1 手動及自動調整制動間隙制動效果圖 圖 1.1 手動及自動調整制動間隙制動效果圖 畢業(yè)設計（論文） 6 制動調整臂的機構和裝配設計完成，并驗證期正常工作。 1.4 論文的組織結構 本論文的組織結構如下： 第 1 章：介紹制動調整臂的開發(fā)背景，結構設計的意義，開發(fā)者的主要工 作及論文組織結構。 第 2 章：介紹制動調整臂的相關技術，對傳統(tǒng)制動調整臂的結構介紹，以 及自動調整臂的工作原理，和裝配介紹。 第三章：介紹了制動調整臂的設計與實現(xiàn)，設計計算及軟件設計過程。 第四章：校核。 第五章：結構驗證。 第五章：介紹了開發(fā)者在完成制動調整臂結構設計后的心得體會。 2 相關技術介紹 7 2 相關技術介紹 2.1 自動調整臂介紹 2.1.1 自動調整臂簡介 剎車間隙自動調整臂，也稱“自動間隙調整臂” 或“自動調整臂”結構視圖如圖 2.1。 自動調整臂在國外已是成熟技 術，得到了廣泛的應用，近年來， 歐洲、美洲等地區(qū)的載重車、客 車、及掛車制造商均已將其作為 整車的標準配置。 根據(jù)國家產(chǎn)業(yè)改革中《汽車 制動系統(tǒng)結構性能和試驗方法》 GB12676-1999 規(guī)定，從 2003 年 10 月 1 日必須強制使用剎車間隙 自動調整臂，考慮到目前自動調 整臂在國內(nèi)應用所出現(xiàn)的系列問 題，經(jīng)國家發(fā)改委會議研究，法 規(guī)強制執(zhí)行的時間推遲到了 2004 年 10 月 1 日。 目前世界上專業(yè)生產(chǎn)自動調整臂的最大廠家是瑞典 Haldex 公司，其全球市 場占有率高達 50%，該產(chǎn)品經(jīng)過二十多年的開發(fā)、使用和完善，已經(jīng)十分成熟。 國內(nèi)的東風車橋有限公司使用的自動調整臂正是在瑞典 Haldex 公司產(chǎn)品的基礎 上作了部分改善而開發(fā)得來的。 2.1.2 自動調整臂特點 a. 使用自動調整臂后，車輛行駛時具有如下特征： （1） 確保車輪具有恒定的剎車間隙，剎車安全可靠； （2） 制動分泵推桿行程短，制動迅速可靠； 圖 2.1 自動調整臂結構視圖 畢業(yè)設計（論文） 8 （3） 制動前制動分泵推桿始終處于初始位置，確保了最佳的剎車力矩； （4） 使所有車輪的制動效果一致、穩(wěn)定； （5） 減少了壓縮空氣的消耗量，延長了空壓機、制動分泵和壓縮空氣系統(tǒng) 中其它部件的壽命； （6） 減少材料消耗，延長了剎車部件的使用壽命； （7） 安裝使用方便，減少了人工維修次數(shù)，提高了經(jīng)濟效益； （8） 調整機構被封閉在殼體之內(nèi)受到很好的保護，從而避免了受潮、臟物 及碰撞等。 2.1.3 自動調整臂的結構 自動調整臂 中重要零合件如 圖 2.2： 殼體 蝸輪、蝸桿 單向離合器 總成（由齒輪、 方鋼彈簧和內(nèi)齒 套組成） 齒條、控制 環(huán)、螺旋壓縮彈 簧 2.2 自動調整臂工作原理介紹 自動調整臂的功能應該是精確記錄由于摩擦襯片磨損引起的間隙增加量， 并且精確地將剎車間隙調整至正常的工作范圍。 制動時調整臂的角行程可劃分為三部分： 間隙角度，對應于制動鼓和摩擦襯片的正常間隙； 超量間隙角度，對應于因摩擦襯片磨損而增加的間隙； 彈性角度，對應于由制動鼓、摩擦襯片以及制動分泵和制動系統(tǒng)動力傳動 圖 2.2 自動調整臂結構爆炸圖 畢業(yè)設計（論文） 9 時引起的彈性。 間隙自動調整時應盡量避開角行程中的彈性角度。若不區(qū)別超量間隙角度 與彈性角度，一律隨時加以補償，將會造成調整過頭，以致引起“拖磨” 甚至“抱 死”。 開始剎車時，調整臂帶動凸輪軸轉過間隙角度和超量間隙角度，并精確記 錄產(chǎn)生的磨損。此時凸輪角行程處于間隙區(qū)，間隙區(qū)的特點是制動力矩變化不 大。 繼續(xù)剎車時，凸輪角行程進入彈性變形區(qū)，制動力矩急劇上升，直至車停 住。松開踏板，剎車回程，制動力矩下降，凸輪角行程回到間隙區(qū)。自動調整 臂根據(jù)剎車時記錄的超量間隙，內(nèi)部調整機構通過蝸輪帶動凸輪軸轉過一定角 度，從而完成一次調整。工作原理圖如圖 2.3。 圖 2.3 自動調整臂工作原理圖 3 自動調整臂的設計和實現(xiàn) 10 3 自動調整臂的設計和實現(xiàn) 3.1 自動調整臂設計 3.1.1 自動調整臂設計任務 a. 自動調整臂設計重要性 根據(jù)國家產(chǎn)業(yè)改革中《汽車制動系統(tǒng)結構性能和 試驗方法》GB12676-1999 規(guī)定，從 2003 年 10 月 1 日必須強制使用剎車間隙自 動調整臂，考慮到目前自動調整臂在國內(nèi)應用所出現(xiàn)的系列問題，經(jīng)國家發(fā)改 委會議研究，法規(guī)強制執(zhí)行的時間推遲到了 2004 年 10 月 1 日。 目前世界上專業(yè)生產(chǎn)自動調整臂的最大廠家是瑞典 Haldex 公司，其全球市 場占有率高達 50%，該產(chǎn)品經(jīng)過二十多年的開發(fā)、使用和完善，已經(jīng)十分成熟。 國內(nèi)的東風車橋有限公司使用的自動調整臂正是在瑞典 Haldex 公司產(chǎn)品的基礎 上作了部分改善而開發(fā)得來的。 b. 設計的主要內(nèi)容 根據(jù)需要完成的部件的功能，根據(jù)要求進行原理設計， 機構設計并作出相應的機構運動簡圖； 將各完成機構轉化為運動及承載執(zhí)行部件，進行其結構設計，作出相應的 三維結構圖，建立各構成零件的三維零件圖； 完成調整臂整體裝配圖； 對裝配過程中的干涉進行檢驗。 c. 技術指標調整臂每次調節(jié)一行程、調整間隙推進 0.1mm；可實現(xiàn)連續(xù)正向 調節(jié)；調節(jié)時無須其它增壓方式，調節(jié)驅動力 20-30N。 3.1.2 蝸輪蝸桿配合 本小結對蝸輪蝸桿的配合和計算做進一步的計算，以及其校核。 a. 蝸輪蝸桿結構設計 （1）蝸桿材料選用 一般不重要的蝸桿用 45 鋼調質處理；高速、重載但載荷 平穩(wěn)時用碳鋼、合金鋼，表面淬火處理；高速、重載且載荷變化大時，可采用 合金鋼滲碳淬火處理。 （2）原始數(shù)據(jù)選用 蝸桿頭數(shù) 1?Z 蝸輪齒數(shù) 302 畢業(yè)設計（論文） 11 軸面齒形角 oa20? 蝸桿直徑系數(shù) 1q 變位嚙合中心距 mw35 （3） 基本參數(shù)選擇和計算 1.蝸桿軸向模 故取模數(shù) (3.1)2?tm 2.蝸桿螺牙升 推出 (3.2) 3.蝸桿法面模數(shù) 則?costnm? mn91.? (3.3) 4.蝸桿軸面齒形角選用其值 oa20 5.蝸桿法面齒形角 o? 6.齒頂高系數(shù) 1?ah 7.徑向間隙系數(shù) 2.0??c 8.非變位嚙合中心距 代值得 (3.4)40?a 9.蝸桿徑向變位系數(shù) 代值得 (3.5)1?x （4） 蝸桿幾何尺寸計算 10.蝸桿分度圓直徑 即 (3.6)qmdt?118 11.蝸桿齒頂高 代值得 (3.7)tah?121?ah 12.蝸桿齒根高 代值 (3.8)tafc)(1???4.1f 13.蝸桿齒頂圓直徑 即 (3.9)112aahd0? qZ1ta2??wt )( 21Zqma?twx?? oqZ7.16tan? 畢業(yè)設計（論文） 12 14.蝸桿齒根圓直徑 (3.10)1521??afhd 15.蝸桿節(jié)圓半徑 (3.11)61?twxm 16.蝸桿螺牙工作長度查表 3-1-10 公式計算 (3.12)27)5.10(1???twmZL 17.蝸桿軸向齒距 (3.13)?2?txp 18.蝸桿螺牙導程 (3.14)61xzZ 19.蝸桿分度圓軸向齒厚 代值得 (3.15)14.3?xs 20.蝸桿分度圓法向弦齒厚 (3.16)3cos1? ??xns 21.蝸桿分度圓法向弦齒高 (3.17)21? ?tanmh （5） 蝸輪幾何尺寸計算 22.蝸輪分度圓（節(jié)圓）直徑 (3.18)4822?Zdtw 23.蝸輪齒頂高 (3.19)3)(2???tamxh 24.蝸輪齒根高 (3.20)21???tafc 25.蝸輪齒頂圓直徑 (3.21)5022?ahd 26.蝸輪齒根圓直徑 (3.22)422??af 27.蝸輪外徑 (3.23)50.12??taHmd 28.蝸輪齒圈寬度 (3.24)37.12ab 29.蝸輪齒冠頂圓半徑 tx)2(? 82???tfacdR(3.25) 畢業(yè)設計（論文） 13 30.蝸輪齒冠半包角 (3.26) 31.蝸輪分度圓弧齒厚 (3.27) 32.蝸輪齒無根切最小中心距 < (3.28)40)cos(5.021min ???aZdata 33.蝸輪齒不變尖最大中心距 (3.29) b. 蝸輪蝸桿的校核 （1） 蝸輪蝸桿傳動受力分析 當不計摩擦力影響時，各力的大小可按下列各式計算，各力的單位均為 N。 (3.30) (3.31) (3.32)aFtrn21? (3.33) 已知任務中需滿足 20—30N 的驅動力則蝸輪切向力 取最大值 30NNFt302? 帶入以上公式則可得： ； ； ； ；NFr121?mT?720Fat921?mT?18 。n3. （2） 蝸桿傳動強度計算 (3.34) 由機械設計圖 11-8 查得?Z6.2??Z 其中 由機械設計表 11-5； 取值 1.3~1.6； 取VAK??A?KVK ofd50182????)t(2? ttxsaaZdata ?????90)1824.06.5.0(.21mx ? 121dTFat?21ta ???cos2coscos21 nntnan adT?][ 32HEHaT??? 畢業(yè)設計（論文） 14 1.1~1.2，則計算可得 K 取 1.4。 (3.35) 由以上可知 MPH52??][][?NH (3.36) (3.37)9460817523.0602 ???hLjnMPaH1][? ? 接觸疲勞強度設計符合要求。 （3） 蝸輪齒根彎曲疲勞強度計算 (3.38) 可根據(jù)蝸輪當量齒數(shù)及蝸桿的變位系數(shù) 查圖FaY 2x機械設 計圖 11-19 得 65.2?Fa =0.88 (3.39) 聯(lián)立以上則 MPaF2.7?? (3.40)NFK][? (3.41) 查機械設計表 11-8 可得 ][?F? 聯(lián)立以上 故設計合理。繪制三維圖如下圖 3.1；圖 3.2 蝸輪三維圖][F?? 160aZEK781 ??YmdKTFa215. ?32cosZV?o140??? N6910? 畢業(yè)設計（論文） 15 3.1.3 齒輪齒條配合 本小結對自動調整臂的齒輪齒條配合作進一步的設計，計算及其校核。 齒輪齒條配合相當于一個 d 無窮大的外齒輪與小齒輪內(nèi)嚙合。由此計算齒 輪齒條配合。 a. 齒輪齒條配合設計 （1） 齒輪齒條材料選用 因為齒輪齒條無需過大載荷，而且傳動平穩(wěn)，故暫 設其采用 45 鋼，調質處理。 （2） 齒輪齒條計算 小齒輪需和蝸桿配合暫設其內(nèi)徑 m15?內(nèi)d 小輪 401?Z 5.2?Pm 圖 3.1 蝸桿三維圖 圖 3.2 蝸輪三維圖 畢業(yè)設計（論文） 16 模數(shù) (3.42) 齒形角 oa20? 分度圓直徑 (3.43)181mZd 齒頂圓直徑 (3.44)20)(21??????yhaa 齒根圓直徑 (3.45)mcdaf 171? 齒高 (3.46)hfa5.)(5.0121??? 分度圓弦齒厚 (3.47) s21 基圓直徑 (3.48)madb7.8co1? （3） 齒輪齒條校核 1） 齒輪的受力分析 (3.49)12dTFt? (3.50)atrn (3.51)Ftncos? 由于任務中提及驅動力為 20~30N，即 NFt30? 則可知 ； 。mNT??270n32? 2） 齒根彎曲疲勞強度計算 (3.52) bmYKFSatO?? 畢業(yè)設計（論文） 17 ； 查機械設計表 10-2 得 ； 圖 10-8??KVA?A 1?AKV ；1.VK 查表 10-3 ； 查表 10-4 ；則計算得a 1FaH? 09.,.??FH2.? 查表 10-5SaFY, 65.1,4.2?SaFaY 5.0,1?mb 聯(lián)立以上 故合格][97.FOFOMPa??? 3） 齒面接觸疲勞強度計算 (3.53) 推導出 (3.54) 查表 10-6 可得 EZ (3.55)3.0?u 聯(lián)立以上得 符合要求。 設計齒輪齒條三維圖如下圖，齒輪條 3.4；齒輪圖 3.3 EcaHZp?????bdKFtEH15.2??28MPaZ?][412HH??? 畢業(yè)設計（論文） 18 3.1.3 單向離合器結構設計 單向離合器由離合環(huán)，矩形彈簧和離合齒輪組成。 離合環(huán)內(nèi)部有圓柱面和錐面，內(nèi)圓柱面上有直齒，錐面上有圓錐直齒。離 合齒輪內(nèi)的圓錐直齒與蝸桿上的圓錐直齒嚙合，當離合環(huán)帶動蝸桿每轉一個齒， 就進行一次間隙補償。原理圖如下圖 3.5。 因為其要與蝸桿配合暫設其內(nèi)徑均為 14mm，外徑暫定為 20mm。 矩形彈簧外徑為 15mm,內(nèi)徑為 14mm,厚度為 1mm。 繪制單向離合器三維圖如下，圖 3.6 離合環(huán)，圖 3.7 矩形彈簧，圖 3.8 齒 輪。 圖 3.3 齒輪三維圖 圖 3.4 齒條三維圖 圖 3.5 單向離合器三維爆炸圖 畢業(yè)設計（論文） 19 3.1.4 臂體設計 臂體除了要保護調整臂內(nèi)部結構外還須安裝方便，需固定結構所以需要有 螺紋孔，故暫定臂體為圖 3.9。 圖 3.6 離合環(huán)三維圖 圖 3.7 離合器彈簧 圖 3.8 離合器齒輪 圖 3.9 臂體三維圖 畢業(yè)設計（論文） 20 3.2 自動調整臂裝配 3.2.1 調整臂內(nèi)部結構裝配 由于調整臂結構復雜，姑且先對其內(nèi)部做簡單裝配，如下圖 3.10。 圖 3.10 調整臂內(nèi)部結構圖 畢業(yè)設計（論文） 21 3.2.2 調整臂總體結構裝配圖 自動調整臂的裝配是在自動調整臂的結構設計后，對其結構裝配的最重要 一步，下面我們就只陳列 其裝配圖，由于內(nèi)部結構 復雜，在對臂體和外部結 構做透明裝配，其裝配圖 如下，圖 3.11。 3.3 調整臂的安裝 3.3.1 基本傳動說明 起始位置： 如圖 3.12 為自動調整 臂外部安裝結構，連接板 25 被固定在支架上，齒條 19 與控制環(huán) 24 的槽口上端 相接觸。槽 口的寬度決 定了剎車片 與制動鼓之 間的設定間 隙值。 轉過間 隙角： 圖 3.11 調整臂裝配圖 圖 3.12 調整臂起始位置 畢業(yè)設計（論文） 22 調整臂轉過角 A。此時，齒條 19 向下運動與控制環(huán) 24 的槽口下端接觸， 制動蹄張開。當存在超量間隙時，剎車片與制動鼓尚末接觸。圖 3.13。 轉過超量間隙角 B： 調整臂繼續(xù)轉動。此時，齒條 19 已和控制環(huán) 24 的槽口下端接觸（控制環(huán) 與固定的控制臂被鉚為一體） ，不能繼續(xù)向下運動。齒條驅動齒輪 6 旋轉，單向 離合器在這個方面可以相對自由轉動轉過角 B 后，凸輪軸帶動制動蹄進一步張 開，致使剎車片與制動鼓相接觸。 轉入彈性角 C： 圖 3.13 轉過間隙角 畢業(yè)設計（論文） 23 當調整臂繼續(xù)轉動時，由于剎車片與制動鼓已經(jīng)相接觸，作用在凸輪軸和 蝸輪上的力矩迅速增加,蝸輪 21 作用于蝸桿 9 上的力（向右）隨之增大,使得蝸 桿壓縮彈簧 14 并向右移動，從而導致蝸桿 9 與錐形離合器 4 分離。 轉彈性角 C： 調整臂繼續(xù)轉動時，齒條被控制環(huán)限制仍然不能向下運動而驅動齒輪轉動。 這時由于錐形離合器 4 與蝸桿 9 處于分離狀態(tài)，整個單向離合器總成一起轉動。 向回轉過彈性角 C： 制動開始釋放，調整臂向回轉過角 C。在回位彈簧 17 和 18 的作用下，使 圖 3.14 轉過超量間隙角 B 圖 3.15 轉入彈性角 C 畢業(yè)設計（論文） 24 得齒條向下緊帖控制環(huán) 24 的槽口下端。此時，錐形離合器 4 與蝸桿 9 仍處于分 離狀態(tài)齒條可以驅使單向離合器總成自由轉動。 向回轉入間隙角 A： 隨著剎車片作用于制動鼓上壓力的釋放，作用于凸輪軸和蝸輪的力矩消失， 蝸輪 21 向右施加給蝸桿 9 的力也消失，彈簧 14 復原，推動蝸桿向左移動，使 得蝸桿與錐形離合器 4 從新嚙合。 向回轉過間隙角 A： 調整臂向回轉過 A。齒條 19 向上運動，與控制環(huán) 24 的槽口的接觸從下端 變?yōu)樯隙恕? 向回轉過超 量間隙角 B： 調整臂繼續(xù) 轉動回到起始位 置。此時，齒條 19 已與固定的控 制環(huán) 24 的槽口 上端相接觸，受 其限制不能繼續(xù) 向上移動。當調 整臂回轉時，齒 條驅動齒輪 6 轉 圖 3.16 向回轉過彈性角 C 圖 3.17 轉回超量間隙角 B 畢業(yè)設計（論文） 25 動，這時單向離合器和錐齒離合器均處于嚙合狀態(tài)，使得蝸桿 9 隨齒輪一起轉 動，蝸桿驅動蝸輪 21，蝸輪驅動凸輪軸，面對面凸輪輛的轉動使得超量間隙減 小。由此完成一次制動間隙自動調整。 3.3.2 自動調整臂安裝說明 a. 安裝說明 自動調整臂的安裝：帶控制臂和限位支架的剎車間隙自動調整臂的安裝。 安裝前，確保制動氣室推桿處于初始位置。 將隔離襯套裝到凸輪軸上，貼近氣室支架凸輪軸孔端面，以保證剎車間隙 自動調整臂（以下簡稱調整臂）與支架之間合適的間隙。 將調整臂安裝到凸輪軸花鍵部分上，應確保調整臂殼體上箭頭所指方向與 氣室推桿前進方向一致，對花鍵時盡可能使調整臂接近氣室推桿聯(lián)接叉。順時 針旋轉調整臂蝸桿的六方頭，使調整臂逐漸轉入聯(lián)接叉內(nèi)，直至聯(lián)接叉銷孔與 調整臂上的銷孔自然對正，然后將圓柱銷輕松插入并通過聯(lián)接叉和調整臂銷孔， 鎖上開口銷（注意：安裝過程中不能改變氣室推桿初始位置；聯(lián)接叉銷孔與調 整臂上的銷孔一定要自然對正） 。 將調整臂的控制臂向其上箭頭所示方向推動，直至推不動為止，目的是為 了確保剎車襯片與制動鼓之間的設定間隙。 將限位支架預安裝在指定位置，再將控制臂與限位支架角向可靠聯(lián)接，上， 最后緊固限位支架于車橋上，緊固力矩不小于 20N.m（注意：安裝過程中控制 臂的角向位置不能改變，并且保證控制臂的自然形狀，不產(chǎn)生附加應力） 。 HALDEX 公司的改進型剎車間隙自動調整臂，可先將限位支架緊固于指定 位置上，緊固力矩不小于 20N.m，然后將控制臂推到限位支架方位，再與其角 向可靠聯(lián)接，其它要求不變。 在凸輪軸軸端裝上調整墊片及開口銷（或軸向限位板、彈簧墊圈及固定螺 栓） ，確保調整臂在凸輪軸軸向有 0.5~2mm 的間隙，否則重新調整。 用扳手順時針旋轉調整臂蝸桿的六方頭，直到轉不動為止，此時剎車蹄片 和剎車鼓接觸，然后再逆時針旋轉該蝸桿的六方頭 1 圈（此時轉動力矩較大， 有咔咔的響聲） ，嚴禁使用風動或電動工具旋轉調整臂蝸桿的六方頭。 檢查制動器總成間隙，若出現(xiàn)下列情況之一者，則需重新裝配或更換制動 器零部件，并再按本條進行檢查：①單個制動器總成上下蹄片中部間隙值相差 大于 0.3mm；② 左右制動器總成上下蹄中部對應點間隙值趨勢不一致（如：左 制動器上蹄間隙值大，下蹄間隙值小，而右制動器上蹄間隙值小，下蹄間隙值 大；或左制動器上蹄小下蹄大，而右制動器上蹄大下蹄?。?。 不帶控制臂和限位支架的剎車間隙自動調整臂的安裝：安裝前，拆掉氣室 畢業(yè)設計（論文） 26 自帶的聯(lián)接叉，確保制動氣室推桿處于初始位置。 將隔離襯套裝到凸輪軸上，貼近氣室支架凸輪軸孔端面，以保證剎車間隙 自動調整臂（以下簡稱調整臂）與支架之間合適的間隙。 將調整臂上自帶的專用聯(lián)接叉拆掉，將其與氣室推桿聯(lián)接在一起，并鎖緊 氣室推桿上的備緊螺母，并再次確保制動氣室推桿處于初始位置。 將拆掉專用聯(lián)接叉的調整臂安裝到凸輪軸花鍵部分上，應確保調整臂殼體 上箭頭所指方向與氣室推桿前進方向一致，對花鍵時盡可能使調整臂接近裝配 到氣室推桿上的聯(lián)接叉。用扳手旋轉調整臂蝸桿的六方頭（可輕按齒條，防止 掉出） ，使調整臂逐漸轉入聯(lián)接叉內(nèi)，直至聯(lián)接叉大銷孔與調整臂上手柄部分的 銷孔自然對正，然后將圓柱銷輕松插入。 再反方向旋轉調整臂蝸桿的六方頭（力量比上述旋轉力量明顯沉重，并輕 按齒條） ，仔細地將聯(lián)接叉的小銷孔與調整臂上齒條的銷孔自然對正，然后將小 圓柱銷輕松插入。 將各圓柱銷的平墊圈、開口銷裝好。 檢查調整臂的安裝角度，應保證調整臂蝸輪中心到調整臂手柄部分銷孔中 心的連線與氣室推桿夾角在 95°～105° 范圍內(nèi)，否則應重新調整。若角度大于 105°，應將聯(lián)接叉再擰出若干圈；若小于 95°，應將聯(lián)接叉再擰進若干圈（擰后 切記要鎖緊氣室推桿上的備緊螺母） 。 在凸輪軸軸端裝上調整墊片及開口銷（或軸向限位板、彈簧墊圈及固定螺 栓） ，確保調整臂在凸輪軸軸向有 0.5~2mm 的間隙，否則重新調整。 用扳手旋轉調整臂蝸桿的六方頭，直到轉不動為止，此時剎車蹄片和剎車 鼓接觸，然后再反方向旋轉該蝸桿的六方頭 1 圈，嚴禁使用風動或電動工具旋 轉調整臂蝸桿的六方頭。 檢查制動器總成間隙，若出現(xiàn)下列情況之一者，則需重新裝配或更換制動 器零部件，并再按本條進行檢查：①單個制動器總成上下蹄片中部間隙值相差 大于 0.3mm；② 左右制動器總成上下蹄中部對應點間隙值趨勢不一致（如：左 制動器上蹄間隙值大，下蹄間隙值小，而右制動器上蹄間隙值小，下蹄間隙值 大；或左制動器上蹄小下蹄大，而右制動器上蹄大下蹄小） 。 自動調整臂的拆卸： 帶控制臂和限位支架的剎車間隙自動調整臂的拆卸： 拆下制動氣室聯(lián)接叉與調整臂聯(lián)接的開口銷、圓柱銷。 拆去控制臂與限位支架之間的聯(lián)接螺柱、螺母、彈簧墊圈及平墊圈。 拆去凸輪軸軸端的調整墊片及開口銷（或軸向限位板、彈簧墊圈及固定螺 栓） 。 畢業(yè)設計（論文） 27 用扳手逆時針方向旋轉調整臂蝸桿的六方頭（此時轉動力矩較大，有咔咔 的響聲） ，使調整臂逐漸從聯(lián)接叉中移出，最后拆掉調整臂。 不帶控制臂和限位支架的剎車間隙自動調整臂的拆卸： 拆下專用聯(lián)接叉與調整臂聯(lián)接的開口銷、圓柱銷。 拆去凸輪軸軸端的調整墊片及開口銷（或軸向限位板、彈簧墊圈及固定螺 栓） 。 用扳手旋轉調整臂蝸桿的六方頭，使調整臂逐漸從聯(lián)接叉中移出，最后拆 掉調整臂。 b. 使用過程中的注意事項 如果在使用過程中控制板斷了，必須盡快換控制 板或總成；用手用力推控制板，鉚合處不能轉動；把扭力扳手放入六角頭測蝸 桿的力矩（第六步中用扭力扳手） ，如果力矩小于 18N.mm，調整臂已失效，應 更換。如果不能及時更換,必須手動調到合理制動間隙。 4 校核 28 4 校核 4.1 校核計劃及執(zhí)行情況 測試的目的應該是從復雜的結構中找出結構的安全或其他隱患并加以修改。 所以，結構測試不能證明結構是完美的，它只能證明結構可以按照設計正常運 作。下節(jié)再對其強度進行校核。 本結構使用了白盒測試方法。白盒測試又稱為結構測試，白盒測試對其初 始給定數(shù)據(jù)看是否達到用戶所需結果。 測試項目： a. 單向連續(xù)傳動測試 由于結構中設計有單向離合器，當齒條帶動齒輪逆時 針旋轉時，離合環(huán)錐面直齒和蝸桿錐面直齒嚙合使其連動，當齒條帶動齒輪順 時針旋轉時，矩形彈簧受力伸長使得離合環(huán)與蝸桿分離，則單獨轉動，故可達 到單向連續(xù)