毕业设计-汽车制动器设计

1、1刖吞汽车的设计与生产涉及到许多领域，其独冇的安全性、经济性、 舒适性等众多指标，也对设计捉岀了更高的要求。汽车制动系统是汽 车行驶的一个重要主动安全系统，其性能的好坏对汽车的行驶安全冇 着重要影响。随着汽车的形式速度和路而情况复杂程度的捉高，更加 需要高性能长寿命的制动系统。其性能的好坏对汽车的行驶安全冇 着重要影响，如果此系统不能正常工作，车上的驾驶员和乘客将会受 到车祸的伤害。鉴于制动系统的重要性，本次设计的主要内容就是运输车辆屮的 制动器，目前广泛使用的是摩擦式制动器，摩擦式制动器就其摩擦副 的结构形式可分成鼓式、盘式和带式三种。其中盘式制动器较为广泛。 盘式制动器的摩擦力产生于同汽车

2、固定部位相连的部件与一个或几 个制动盘两端而z间。其屮摩擦材料仅能覆盖制动盘工作表而的一小 部分的盘式制动器称为钳盘式制动器；摩擦材料覆盖制动盘全部工作 表而盘式制动器称为全盘式制动器。现代汽车屮以单盘单钳式的钳盘 式制动器应用最为广泛，仅有个别大吨位矿用自卸车釆用单盘三钳和 双盘单钳的钳盘式制动器，以及全盘式制动器。钳盘制动器和浮钳盘式制动器。式制动器分为定钳盘式定钳盘式 为制动钳固定在制动盘两侧，冃在其两侧均设冇加压机构。浮钳盘式 制动器仅在制动盘一侧设有加压机构的制动钳，借其本身的浮动，而 在制动盘的另一侧产生压紧力。又分为制动钳可相对于制动钳可相对 于制动盘轴向滑动钳盘式制动器；与制动

3、钳可在垂直于制动盘的平而 内摆动的摆动钳盘式制动器。本次设计共七章内容，在田全忠导师的指导下，结合有关的书籍 和手册而完成。川老师在我的设计中做了全程辅导，并最后对本设计 做了认真详细的审阅，捉出了许多宝贵的意见，我在此向他表示诚挚 的感谢。由于本人水平冇限，设计屮错误和不妥z处在所难免，恳请批评指正。第一章盘式制动器概述§1.1盘式制动器原理及特点图.1-1增力式盘式制动器零件图1、2压盘3、7摩擦盘4半轴壳5半轴6回位弹簧8中间壳体 9调整螺栓10斜拉杆11调节义12拉杆13压盘凸肩14壳体肩台 上图是运输车辆增力式盘式制动器零件图。在差速器的每一侧半 轴上，用花键安装着两个粘冇

4、摩擦衬而的摩擦盘3和7,它们能在花 键轴上来回滑动，是制动器的旋传部分。在两摩擦盘之间有一对可锻 铸铁的圆形压盘1和2,它们的表而支承在半轴壳4的三个凸肩上， 并能在较小的弧度内传动。两压盘内侧而的五个卵圆形凹坑屮装冇五 个钢球，两压盘用三根弹簧6拉紧。在屮间盖8和摩擦盘4上，与摩 擦盘相对着的表而经过加工。摩擦盘与压盘间，以及摩擦盘与半轴壳 和屮间盖间，在不制动时都冇一定间隙。制动时，制动踏板通过斜拉 杆使两压盘相对传动，此时凹坑屮夹着的五个钢球就从坑底向坑边滚 动，将两压盘挤开，两压盘就将旋转着的两个摩擦盘分别推向半轴壳 和屮间盖，使各相对摩擦表而间产生摩擦扭矩，最终将半轴制动。如 果放松

5、制动踏板，则弹簧6又将两压盘拉紧复原，使钢球进入坑底， 恢复了摩擦盘两侧的间隙。盘式制动器在上述制动过程屮冇增力作用。当摩擦盘顺时针旋转 时；作用在压盘上的摩擦扭矩将使它们跟随旋传，但当压盘1由于其 凸起13受到半轴壳上的凸肩14的限制而不能传动时，压盘2则在摩 擦扭矩的作用下将相对于压盘1作顺时针转动，i办助钢球继续将两压 盘挤开，使操纵省力。当摩擦盘反时针旋传时，和上述过程相似地起 增力作用。因此不管运输车辆前进还是倒退，制动时盘式制动器都冇 增力作用。与带式和蹄式制动器相比，盘式制动器除了结构复杂外冇一系列 优点：如结构紧凑，操纵省力，制动效果好，衬而磨损较均匀，间隙 不需调整，封闭性好

6、不易进泥水，且散热容易，故使用寿命较长等。 这些特点使它得到越来越广泛的应用。§1.2盘式制动器的主要元件§ 1. 2. 1制动盘一、制动盘直径d制动盘直径d应尽可能取大些，这时制动盘的有效半径得到增 加，可以降低制动钳的夹紧力，减少衬块的单位压力和工作温度。受 轮網直径的限制，制动盘的直径通常选择为轮辎直径的70 % 79%。 总质量大于2t的汽车应取上限。二、制动盘厚度h制动盘厚度对制动盘质量和工作时的温升有影响。为使质量小 些，制动盘厚度不宜取得很大；为了降低温度，制动盘厚度又不宜取 得过小。制动盘可以做成实心的，或者为了散热通风的需要在制动盘 屮间铸出通风孔道。一般

7、实心制动盘厚度可取为1020/77/77,通风式 制动盘厚度取为205 0 mm ,采用较多的是2030加加。在高速运动 下紧急制动，制动盘会形成热变形，产生颤抖。为捉高制动盘摩擦而 的散热性能，大多把制动盘做成屮间空洞的通风式制动盘，这样可 使制动盘温度降低20 %30 %。三、制动盘的安装制动盘安装在轮毂上，与车轮形成整体旋传。制动盘是旋转部件, 与摩擦衬块之间只有微小的间隙。从制动盘屮心到摩擦衬块濟合屮心 称为制动盘冇效半径。根据杠杆原理，如摩擦力相同，则制动盘的冇效 半径越大，制动力就越大。四、制动盘的维修制动盘都是标准设计，以使在制动盘使用期限内保持制动表而 各项指标的允差，这些指标

8、是平行度、平而度以及横向摆差。保持关 于制动表而形状的精度的允差，冇助于尽量减少制动粗暴及踏板脉 动。制动盘表而粗糙度必须保持在60卩m特定范围内，或者更小些o 需要控制制动表而粗糙度，尽量减少踏板费力、过大的制动衰退、反 常性能的问题。控制表而粗糙度同样能捉高摩擦衬片的寿命。每当维修制动摩擦块或卡钳、或者换位车轮或为了其他类型工作 而拆卸车轮，总要检查盘式制动器制动盘。不要忘记，伴随盘式制动 器制动盘而发生的许多问题，一般用肉眼检查一下，可能不是很明显 的。制动盘厚度、平行度、摆差、平而度。以及刮痕深度等，只能用 准确的测量仪和千分尺进行测量。精密的测量工具及现代的精加工设 备，对维修好制动

9、盘来说，是至关重要的。§ 1. 2. 2制动摩擦衬块摩擦衬块是指钳夹活塞推动挤压在制动盘上的摩擦材料。摩擦衬 块分为摩擦材料和底板，两者直接压嵌在一起。摩擦衬块外半径只与内半径及推荐摩擦衬块外半径&与内半径 尺的比值不大于1.5。若此比值偏大，工作吋衬块的外缘与内侧圆周 速度相差较多，濟损不均匀，接触而积减少，最终导致制动力矩变化 大。对于盘式制动器衬块工作而积a,推荐根据制动衬块单位而积占 有的汽车质量在1.63. 5 kg/mm2范围内选用。由于摩擦，摩擦衬块会产生磨损。摩擦材料使用完后，底板和制 动盘直接接触会丧失制动效果，损坏制动盘。制动盘损坏后，修理费 用十分昂贵。

10、为避免损坏制动盘，过去，用户靠定期车检来确定摩擦衬块的剩 余量；后来，在底板上安装摩擦衬块磨损指示器，当摩擦衬块已磨 损到剩余量很少时，指示器与制动盘接触，当司机踏制动踏板时, 就发出异常的声响；现在冇一种更加准确提醒摩擦衬块磨损的方法， 即安装电子式磨损指示器，当摩擦衬块磨损后，濟损指示器屮的线 路断掉，警示灯亮。§1.3盘式制动器操纵机构在一般拖拉机上，制动操纵机构几乎都是机械式的。制动踏板通 过一些杆件与制动元件相连。当摩擦衬而磨损后，为了调整踏板的自 由行程，冇一些杆件的长度是可调的，如利用调节叉来调节长度。左 右制动器的踏板可用连接板连接，以便同时制动两驱动轮。当松开制 动

11、时，制动踏板都应该有回位弹簧使英自动回位。为使运输车辆能在 斜坡上停车或在作固定作业时不让其随意移动位置，在操纵机构屮都 冇停车锁定装置，它能卡住已踏下的制动踏板，使其不能回位，以使 制动器能在没有驾驶员操纵的情况下长时间地处于制动状态切。带式和蹄式制动器踏板的自由行程一般为4080 mm,盘式制动 器踏板的自由行程稍大些，这是因为盘式制动器的旋转元件和制动元 件间的总间隙较小，如果自由行程过小，驾驶员稍一踏下踏板就已开 始了制动，这样易使摩擦衬而加速磨损。左右踏板的行程必须一致， 否则拖拉机在紧急制动时会容易发生偏转而发生安全事故。如果用作直线行驶屮降速或停车，则必须注意首先分离主离合器 然

12、后再制动；如果用作i办助履带拖拉机转向，则必须注意首先分离慢 速侧的转向离合器，然后再制动该侧驱动轮。第二章盘式制动器设计§2. 1制动器设计中的分析在制动器的设计中，心和心是根据制动力矩的大小，允许的表面 单位压力和制动器结构的合理布置等决定的，一般不考虑对加力效果 的影响，当摩擦材料选定后，系数卩也是一个既定的数值。因此要使 制动器满足一定的加力效果，关键在于合理的确定球槽斜角a o可以看岀，当球槽斜角a减少时，加力系数变大，操纵省力。但 是，«的减少受到自刹的限制。如果a较小，则只要压盘与摩擦片开 始接触后，不需要驾驶员的操纵力，制动器就会自行制动，这是我们 不希望的

13、。因此，不自刹的条件为：乞九（rp/rj （2-1） 式屮u -摩擦系数心-擦力合力的作用半径；心-钢球至屮心0的距离。加力系数愈大，表示操纵力减少愈多。但必须指出，加力系数并 不代表操纵力实际减少的比例。因为实际操纵力取决于主拉杆的拉力 p，即卩与血的合力，而不是p与“2的代数和。其中pi为斜拉杆对压 盘1的拉力；血为斜拉杆对压盘2的拉力。从以上分析看出，盘式制动器之所以结构紧凑，在于它在同样体 积下可获得较多的摩擦而积。它的加力效果显著，使操纵力很小。并 与被制动轴的转动方向无关。由丁摩擦而上的压力分布比较均匀，因 此磨损均匀，延长了摩擦片的寿命，减少了调整次数。压力分布均匀 对于减少结构

14、尺寸也很冇利（因为摩擦片的磨损取决于最大的单位压 力及单位摩滑功）。此外，在盘式制动器中各径向力相互平衡，减少 了轴和轴承上的载荷。§2.2制动器的基本参数§ 2. 2. 1先确定制动力矩忆-、车辆在行驶屮制动a ,0叫 (厶 一 °) 0.7 x 2100 x 10 x 0.625 x (1.95 一 0.78)xm . =454.5 n jn2im (l + cph) 2x 4.846 x (1.95 + 0.7 x 0.7)式中 my乍辆整机使用质量，加$ = 2100kg；©车辆驱动附着系数，©二0. 7；%车辆驱动轮胎动力半径，勁=0

15、.625ml车辆轴距,l= 1 950mm;a车辆质心纵坐标，a=780mm ；h车辆质心高度坐标,h = 700mm ；心一制动器至驱动轮的传动比,z,zi=4. 846 o二、车辆在坡道上停车_ 他g(sina /cosq)么 m/2=438 n"2100x10(sin 20。 0.02 x cos 20。)x 0.6252x4.846(2-3)式屮 &坡道停车时坡度角，归20；/ 车辆滚动阻力系数，/=0, 02； 取大值忆=4 5 4.5 "加作为制动器计算力矩。§ 2. 2. 2确定摩擦盘尺寸摩擦盘的外径忌和内径尺的数值主要取决于单位压力和单位摩

16、 滑功。计算吋假设单位压力g是均匀的，摩擦面上的单位压力可用下 式计算：=5 q二0. 30. 5 mp(2-4)(2-5)(2-6)在实际设计屮，摩擦力的合力半径匕，近似地可以按内外径的平均值进行计算，即r 冷(rz)2mr q /7?f(l-c2)(l + c)根据上述关系，便可按下式求得:2m,.%d(l_c2)(l + c)g(2-7)国内的一般运输车辆g <300000500000 n/m2 ,这里 g二300000 n/加彳，系数c的数值一般在0. 50. 6范围内选择，这里选 为c二0. 55所以，有2叭%z(l-c2)(l + c)g2x454.53.14 x 0.3 x

17、 4x(1-0.552)x(1 + 0.55)x3x105=90.6 mm式屮：u 摩擦片的干摩擦系数，u =0. 3；i 摩擦而对数，i =4or =c/?2 = 0. 55 x 90. 6 二 49. 83 mm按上述方法求得的尺和忌还应根据结构安排情况加以修整，查阅 国内运输车辆盘式制动器的有关参数，现对尺和&做一些修整，取 尺二50mm, r2 =90mm§2.2.3制动器的磨损验算由(2-4)式可得出：n- iix n 八 mrmr454500r . - t°、压紧力 q = =f= 5411 n (2-8)/jirp 0.5“(尺 + r2 )1 0.5

18、 x 03x(50 + 90) x 4单位压力q _5411兀应_&)3.14x (9()2 5()2) x 10"= 307722 n/m2 (2-9)单位滑磨功p = jl/qv式+ v-线速度3.14x0.09x200030 x29 39x388式中 %发动机标定转速，new=2000r/min；i变速箱最高档的传动比宀亦iz中央传动比39所以，有p - “qv =0. 3 x 303228 x 4. 95 = 0. 5 mpa -m!s单位压力g是制动器工作寿命的重耍参数，取得过大，制动器易 磨损，但g値过小将增大制动器的尺寸，对于一般的国内运输车辆耍 求q30000

19、0500000 n/加2,上述屮验算的g二307 722 2/沪满足要求， 故合适。在求得尺和忌后，还应验算单位滑幣功a。单位摩滑功按摩擦片 外圆来计算，因为该处圆周速度最高。对于一般的国内运输车辆要求 p < 0. 50. 8 mpa - m / s ,上述中验算满足要求，故合适。§2.2. 4踏板操纵力钢球对压盘的作用力通过球槽的法线方向，该力可分为轴向力和圆周力，其关系为：（图.2-1）表示受力：图.2 -1钢球受力分析图p厂 fga（2-11）式屮代一钢球的圆周力在轴向压力q的作用下，摩擦表面之间将产生摩擦力矩即制动力 矩其数値为：(2-12)mjqrp式中 “一摩擦因

20、数；/?一摩擦力合力的作用半径。由于每个压盘只具有一个摩擦面，故所受的摩擦力矩为“q心, 这就可以求得每个压盘的力矩平衡关系。图.2-2压盘1受力分析图对于压盘1,（图.2-2）所示：(2-13)fr 二 p&r厂卩 qrp式中 杠一斜拉杆对压盘1的拉力；rl 一斜拉杆的拉力至中心0的距离。图.2-3压盘2受力分析图(2-14)f2rl=prg+ qrp frf式中 鬥一斜拉杆对压盘2的拉力，单位n；f一壳体凸肩对压盘2的反力，单位n；© 作用力f至中心0的距离，单位加加。(2-15)在摩擦片未濟损时，压盘从初始位置只转过极小的角度就靠住了 壳体的凸肩，可近似地认为拉力1）2

21、和pi的合力p通过屮。（图.2-4） 所示。根据压盘总成的力矩平衡关系，可以得岀：frf - 2jltqr图.2-4压盘总成的受力分析图将此式代入式（2-14）后看出，这吋片二"，由于代=qrga因此:斜拉杆的拉力f产几二ri(2-16)图.2-5盘式制动器杆件运动关系图如图：根据正弦定理得i 人sin 入) sin 队斜拉杆长度心乞泌sm 0()103 x sin 39°sin 65°= 11.5 mm/3 - arcsinrx sin 2103 x sin 40°713= 67.8°耳詔=逊严2訥琢®+7e6怕399 “新车时主拉

22、杆的拉力(2-17)(2-18)耳二2 斤cos 0=2 x 1399 x cos 67.8°二 1057 n两踏板上的操纵力2p=2f./ic = 2 x 1057/15.9=133 2 式中 匕一球槽斜角，二33。3(t ；& 钢球至制动器屮心的距离,/?厂70 mm ； 入一初始屮心角，入二39°；0。一斜拉杆的倾角0()二65。； 心一压盘上与斜拉杆连接的销孔中心至轴 离，/? =1 03 mm ；iic一操纵机构传动比，ic=15. 9o§2.2.5踏板操纵行程sc计算踏板自由行程sc取决于主拉杆的位移a0a及操纵机构传动比(2-19)5c=ao

23、a ic由 t* a0a =oa-oao,而且 oao = /?v cos 入 + / cos 0 oa = rx cos 入 o+z cos 卩" 综上可得：冇关系式oao= rx cos 入 + / cos p=103 x cos 40° + 71.5 x cos 67.8°= 106 mm0a= rx cos 0+ / cos (3、二 103 x cos 39°+71.5 x cos 65°= 110. 3 mma0a = oa-oao = 110. 3- 106 = 4. 3mmsc- a0a ic =4.3 x 15.9 =68.

24、37 mm§2.3制动器操纵机构设计操纵机构的设计主要是决定斜拉杆的位置和尺寸，进行操纵力和 制动行程（即自由行程）的计算并确定操纵机构的传动比。斜拉杆的位置和尺寸主要是取决于、l和入等参数的大小。这 些参数对操纵力和制动行程有直接的影响。愈大操纵力愈小，但结构不紧凑，因此不宜增大人的方法来减 小操纵力。根据对国产拖拉机的统计，当心、l、al不变时，所取 初始中心角入愈大，则制动后斜拉杆的倾角b也较大，故操纵省力。 但随着入增加，若&、q不变，则耍求斜拉杆长度l愈长，使结构不 紧凑，因此入要求选择适当，一般在39°40°左右选取，现选取为 入=39。 o必

25、须指岀，当摩擦而磨损后，自由行程增加，就要进行调整。在 调整之后，初始中心角入减少，这说明盘式制动器的操纵力将随着摩 擦而的磨损而愈来愈大。操纵机构的设计必须避免运动的干涉，因此要求与压盘的运动相 应的主拉杆必须冇摆动的可能性；斜拉杆不应防碍压盘的轴向位移。 为此，主拉杆上一般具冇球而运动副，两个斜拉杆相饺接处应冇足够 的端而间隙来适应轴向移动的要求。第三章 盘式制动器摩擦盘的设计§3. 1摩擦盘结构本次设计采用的是石棉纤维类摩擦材料，用胶合的方法将摩擦衬 片胶在23毫米的摩擦盘上。这种结构摩擦材料可得充分利用（衬 片磨损不受钏钉头的限制），也不易产生裂缝，但更换衬片较为困难, 摩擦

26、盘轮毂的结构采用点焊式，结构和制造都较简单，但轮毂宽度不 大，因而花键受力较大。查阅盘式制动器摩擦盘的一些数据（长度单位：mm）摩擦衬片：材料右棉离合器片外径180厚度 5.8±0.1摩擦盘总成：厚度13±0.15两侧而平而度允差0.03侧而跳动允差0.20如图3-1所示制动器摩擦盘结构图§3.2摩擦材料类型制动器屮的一个回传零件一般为钢铁制造的，而与回转零件相接 触，使起制动作用的零件，英材料一般为摩擦材料所造的。这摩擦元 件是制动器的主要组成部分，它性能直接影响到制动和结合过程。对 摩擦材料性能的基本要求是：一、摩擦系数高而稳定，尤其是在一定温度范围内，具有稳

27、定的 摩擦系数，具冇良好的恢复和保持原冇摩擦值的能力。制动摩擦片的 摩擦系数过高或过低都会影响汽车的制动性能。尤其是汽车在高速行 驶屮需紧急制动时，摩擦系数过低就会出现制动不灵敏，而摩擦系数 过高就会出现轮胎抱死现彖，进而造成车辆甩尾和打滑，对行车安全 构成严重威胁。按照国家标准，制动摩擦片的适宜工作温度为100 350°c o但许多劣质制动摩擦片在温度达到250°c时，其摩擦系数就 会急剧下降，而此时制动就会完全失灵。一般来说，按照sae标准， 制动摩擦片生产厂商都会选用ff级额定系数，即摩擦额定系数为 0. 350. 45 o二、耐摩性好。为了减轻磨损，除提高材料和粘结

28、剂的耐热性、 耐摩性外，述应使摩擦表而光滑。三、冇一定的表而硬度和良好的加工工艺性。制动摩擦片的寿命 与表而硬度并没有一定的关系。但如果表而硬度高时，制动摩擦片与 制动盘的实际接触而积小，往往会影响使用寿命。i佃影响制动摩擦片 寿命的主要因素包括硕度、强度、摩擦材料的磨损性等。一般情况下， 前制动摩擦片的寿命为3万km,后制动摩擦片的使用寿命为12万knu四、冇一定的耐油、耐湿、抗腐蚀和抗胶合性能。 摩擦材料冇金屈摩擦材料和非金屈摩擦材料两大类。1. 金屈摩擦材料金屈摩擦材料冇：粉末冶金材料、铸铁、钢和青铜，其屮粉末冶 金冇较高的摩擦系数，导热性好，工作温度可达68o°c ,许多强度

29、可 达2.84 .ompa,耐磨，有良好的热稳定性和磨合性，广泛用于重载机 器。金屈摩擦材料强度高，对水的浸入不敏感，温度升高时摩擦系数 下降快，胶合趋势大，因而制动不稳定。2. 非金屈摩擦材料这类材料有：石棉摩擦材料，它的应用最广，冇机摩擦材料，如 橡胶、皮革和木材主要用于小功率低速机器制动；纸基摩擦材料，主 要用在油介质屮工作的制动器，它有摩擦系数稳定，濟损小，静和动 摩擦系数很接近的特点；碳基摩擦材料，是较晚出现的一种材料，耐 高温性能好，可在8001000°c ,摩擦系数稳定，耐磨性好。制动器上用的摩擦材料，绝大多数是石棉制品，其基本成分是石 棉、粘结剂和用以调节摩擦性能的各

30、种冇机或无机填料。右棉摩擦材 料又分为纺织类和纤维类：（1）纺织类石棉制品冇石棉橡胶制动器片、石棉浸油或耐油制动 器片、石棉铜丝和石棉树脂制动器片等，这类制品抗冲击强度好，在 常温下冇较高而稳定的摩擦系数，但耐高温性能较差，磨损较快。（2）纤维类是将短纤维石棉、粘结剂和各种添加剂等混合后，再 经热压而成，有时根据需要也加入少量冇色金屈，统称石棉制品，应 用较广。由于含冇石棉的摩擦材料存在石棉冇致癌公害问题已被逐渐淘 汰，取而代z的各种无石棉型材料相继进行研制，这也是近年来的发 展方向。摩擦材料尚在不断发展，由于材料的组成及制造工艺不同， 其摩擦性能往往差别很大，在使用各种摩擦材料时，应注意从制

31、造厂 取得相应的数据再进行设计和计算。第四章 盘式制动器压盘的设计§ 4. 1压盘的结构压盘是盘式制动器屮比较复杂的零件，加工精度也较高，国产拖 拉机上大部分用球墨铸铁制造，也冇用可锻铸铁或灰铸铁的。压盘厚 度1517毫米，其摩擦表而冇较低的粗糙度和较小的不平度。压盘 上冇三个定心凸台与壳体相应的内圆配合，作为支持并使压盘与被制 动轴同心。压盘一般冇两个凸起，当凸起c碰到壳体凸肩时，表示摩 擦盘已磨损至极限，应更换摩擦衬片。查阅盘式制动器压盘的有关资料，并结合本次设计的实际情况确 定为以卜数据（长度单位：mm ）制动器压盘： 材料qt4010；厚度16.5；摩擦而粗糙度0.8； 平而

32、度允差0.10；定心凸台粗糙度6.3。如图4-1所示制动器压盘结构图如图4-1所示制动器压盘结构图§4.2压盘的球槽在压盘上均匀地分布着35个球槽，英位置在摩擦而中部，使 摩擦片均匀地压紧。许多运输车辆中广泛采用卵形槽，这种槽的曲率 半径小，保证钢球的良好接触，减少挤压应力，这几个球槽间的位置 精度冇较高的要求，一般用测量钢球来检验。查阅运输车辆压盘上的 球槽以及钢球的冇关资料，并结合本次设计的实际情况现确定为以下 数据（长度单位：mm）钢球： 个数5 规格 7/8" c iv球槽的分布： c 140 位置精度005槽 体： a 为 33°30 ±15&

33、#39;dg22. 225用测量钢球检验时的测量值：28. 7±0. 03粗糙度6. 3注 测量钢球均为7/8" aiii,直径为c 22. 225- 0.002如图4-2所示制动器球槽结构图如图4-2所示制动器球槽结构图在压盘上述开岀35个弹簧拉耳，以便不操作时，两压盘在弹 簧作用下回位，这些弹簧总的预拉力约150250 no制动器壳体内 冇三对称布置的凸肩，凸肩的内圆表而用来保证压盘的对屮定位。其 屮冇两凸肩在制动时用来承受压盘凸起给予的作用力。通常凸肩与壳 体铸成一体，可保证足够的钢度和强度，但该传力表而的加工较为 困难。第五章盘式制动器弹簧§ 5. 1柱螺

34、旋弹簧的结构形式弹簧的节距为p,在自由状态下，各圈z间应冇适当的间距5, 以便弹簧受压时，冇产生相应变形的可能。为了使弹簧在压缩后仍能 保持一定的弹性，设计时述应考虑在最大载荷作用下，各圈z间仍需 保留一定的间距习。$的大小一般推荐为$二0. 1 d >0. 2mm式屮 d一弹簧丝的直径，mm。弹簧的两个端而圈应与领圈并紧（无间隙），只起支承作用，不 参与变形，故称为死圈。当弹簧的工作圈数n<7时，弹簧每端的死 圈约为0.75圈；n>7时，每端的死圈约为1175圈。弹簧丝的直径d<0. 5mm时，弹簧的两支承端而可不必濟平。d>0. 5mm的弹簧两支承 端而则需磨

35、平。磨平部分应不少于元周长的三，端头厚度一般不小于，4?端面粗糙度应低于歹。8圆柱螺旋拉仲弹簧空载时，各圈应相互并拢。另外，为了节省轴 向工作空间，并保证弹簧在空载时各圈相互压紧，常在卷绕的过程屮， 同时使弹簧丝绕其本身的轴线产生扭传。这样制成的弹簧，各圈相互 间即具冇一定的压紧力，弹簧丝中也产生了一定的预应力，故称为冇 预应力的拉伸弹簧。这种弹簧一定要在外加的拉力大于初拉力e后， 各圈才开始分离，故可较无预应力的拉仲弹簧节省轴向的工作空间。 拉仲弹簧的端部制有挂钩，以便安装和加载。但因在挂钩过渡处产生 很大的弯曲应力，故只宜用于弹簧丝直径dwlonun的弹簧屮1,31 o§ 5.

36、2柱螺旋弹簧的制造螺旋弹簧的制造工艺包括：卷制、挂钩的制作或端而圈的精加工、 热处理、工艺性试验和强压处理等。卷制分冷卷及热卷两种。冷卷用于经预先热处理后拉成的直径 d<(8 10) mm的弹簧丝；直径较大的弹簧丝制作的强力弹簧则用热卷。 热卷时的温度随弹簧丝的粗细在800 1000°c的范围内选择必】。对于重要的压缩弹簧，为了保证两端的承压而与其轴线垂直，应 将端而圈在专用的磨床上磨平。对于拉仲弹簧和扭转弹簧，为了便于 联接和加载，两端应制冇挂钩或杆臂。弹簧制成后，如再进行一次强 压处理，一般可捉高其承载能力的25%。弹簧在完成上述工序后，均应进行热处理。冷卷后的弹簧只做回

37、火处理，以消除卷制时产生的内应力。热卷是需经淬火及屮温回火处 理。热处理后的弹簧，表而不应出现显著的脱碳层。此外，弹簧述需要进行工艺实验和根据弹簧的技术条件的规定进 行精度、冲击、疲劳等试验，以检验弹簧是否符合技术要求。特别指 岀的是，弹簧的持久强度和抗冲击强度，在很大程度上取决于弹簧丝 的表而状况，所以弹簧丝表而必须光洁，无裂纹和伤痕等缺陷。表而 脱碳会严重影响材料的疲劳强度和抗冲击性能。为了提高承载能力，述可在弹簧制成后进行强压处理或喷丸处 理。强压处理是使弹簧在超过极限载荷作用下持续6 48h,以便在弹 簧丝截而的表层高应力区产生塑形变形和有益的与工作应力反向的 残余应力，使弹簧在工作时

38、的最大应力下降，从jflj捉高弹簧的承载能 力。但用于长期振动、高温或腐蚀性介质屮的弹簧，不宜进行强压处 理o§ 5. 3为了使弹簧能够正常可靠地工作，弹簧材料必须具冇高的弹性极 限和疲劳极限，同时应具冇足够的韧性和塑性，以及良好的可热处理 性。在本次的运输车辆制动器设计屮用到了五种圆柱螺旋弹簧，分别 为压盘回位弹簧、踏板回位弹簧等，现将这五种弹簧的各种参数列为 表5-1所示：表5 t弹簧参数称压盘回参数、位弹簧材料弹簧钢丝一弹簧丝直径2.5弹费外径21 ±0.4弹簧内径自由长度23.5旋向任意工作圈数3总圈数实验高度31.5（或长度）实验载荷16.5（公斤）锁定爪扭簧踏板

39、回位弹簧弹簧钢弹簧钢丝一丝一° +().05 厶九)()22.520.525130±0.5左任意1 %25%16.8±1.68差速锁差速锁拔叉摇臂扭簧回位弹簧弹簧钢弹簧钢丝一丝一114427.520±0.351755±0.35右任意378.53264.8第六章盘式制动器花键设计§6.1花键的类型、特点和应用花键连接可用于静连接或动连接。按其齿形的不同，可分为矩形 花键和渐开线花键两类，均已标准化。花键连接是由外花键和内花键组成，工作时依靠键齿的侧而来传 递传矩。由于它是多齿传递载荷，所以花键连接的承受能力高，同时 齿槽较浅，故对轴的削

40、弱较小，且定心与导向性良好，但其加工复杂， 需要专用设备。花键联接适用于定心精度要求高，载荷大或轮毂经常 作轴向滑移的联接。渐开线花键的齿廓为渐开线，分度圆压力角冇30。和45。两种，齿 顶高分别为0.5m和0.4m,此处m为模数。压力角为45。的渐开线花 键，由于齿形钝而短，与压力角为30。的渐开线花键相比，对连接件 的削弱较少，但齿的工作而高度较小，故承载能力较低，多用于载荷 较轻，直径较小的静连接问。在本设计屮摩擦盘的轮毂就采用了分度圆压力角冇30。的渐开线 花键联接形式。§6.2花键参数的确定与强度校核（1）结合考虑现有刀具，这里初步定为齿数乙二14 z方二18（2）查阅简明

41、机械零件设计手册，表8-22问 渐开线花键的 尺寸系列，依据一直径 = 35 d广45和齿数乙二14乙二18可以确定模数 m=2 5（3）查阅简明机械零件设计手册，表8-21问 渐开线花键联 接的要素、代号及公式，可知：分度圆压力角a =30° :理论工作齿 高h=m；分度圆真径 = 35 mm £二45加加；分度圆弧齿厚匚二*二5. 37加7（4）定心方式：1一般情况下，推荐优先釆用齿形定中心，因 为这种定心方式对中性好，能获得多数齿同时接触。2按外径定屮心，（如径向负荷较大，齿形配合又需选用动配合的传动机构）。这种定心方式：d=m (z + 1. 4):外花键齿顶倒角深

42、度f二02m；为获得较大定位而积，推荐模数m不小于2. 5,渐开线花键参数如表6-1所示：表6-1渐开线花键参数标号ab参数孔轴孔轴齿数14141818模数2.52.52.52.5分度【员1压力角30°30°30°30°分度1员1直径35354545齿条原始齿形位移1.251.251.251.25花键外径40/712 03339.5/70)51h12皿50/7(益)花键内径35h11捫 了3444分度圆弧齿厚或齿气+0.125m / 10.045斥 27 °°35气27°25>0.045m /-0()85槽宽量棒直径4

43、-4_0.0014.773_0 00144_o.ooi4.773_o(x)1量棒间距离31 092>0,208"u%007544.305需41.094盂筹54.415 般定心方式齿形齿形齿形齿形定心表面粗糙度摩擦盘与轴的材料都是锻钢，用屁键构成联接，装摩擦盘处的轴 径d =35 mm d广45m,摩擦盘轮毂宽度为l=18m/n,需传递的转矩 t=454. 5 nm,许用压力p“二60 mpa, p方二40 mpa试确定花键的齿 数z(6-1)由公式p二斗学门刃 i/hlaz式屮 l齿的工作长度，这里取l=18mm；h花键齿侧而的工作高度，渐开线花键卫=30°查设计手册

44、取h=m=2.5mm ；d花键的平均直径,这里取d =35mm%,=45mm；p花键联接的许用压力，单位mpa,查手册取p=50mpao 可得出，齿数z：> 2txl03 i/hidapa2x454.5xl030.7x2.5x18x35x60=13. 74>2rxlq3= 2x454.5x103=i6q3y/hldhph | 0.7x2.5xl8x45x40这里取为乙= 14、 = 18o花键联接其主要失效形式是工作而被压溃（静联接）或工作而过 度磨损（动联接）。因此，静联接通常按工作而上的挤压应力通过强 度计算，动联接则按工作而上的压力进行条件性的强度计算。计算时，假定载荷在键的

45、工作而上分布均匀，每个齿工作而上压 力的合力f作用在平均-直径町处，并引入系数屮来考虑实际载荷在 各花键齿上分配不均的影响，则花键联接的强度条件为：静联接二58. 9mpa<27 x10 s2x454.5x10?几一屮zhld。 0.7x14x2.5x18x35pb27x10,i/zhldh2x454.5xl030.7x18x2.5x18x45= 35. 6mpa<动联接pa2txl03i/zhlda2x454.5x10，0.7x14x2.5x18x35= 58. 9mpa<几空2x454""二 35 6mpavi/zhldh 0.7x18x2.5x18x

46、45静联接、动联接均满足设计要求，故合适。本次设计是盘式制动器部分。制动器器是车辆不可或缺的一部 分，其屮制动器设计发展到今天，其技术已经成熟，但对于我们述没 冇踏岀校门的学生来说，其屮的设计理念还是很值得我们去探讨、学 习的。我在盘式制动器的设计中给予了分块处理：制动器概述、主要参 数的确定、摩擦材料、摩擦盘、压盘、弹簧以及花键的设计和校核。 在设计中以制动器的作用和意义为主线，来确定较为合理的方案和参 数，以使制动器的合理性、经济性、可靠性和安全性得到保证。 盘式制动器的主要优点是：1、热稳定性较好。因为制动摩擦衬块的尺寸不长，其工作表面 的面积仅为制动盘面积的12%6%,故散热性较好。2、水稳定性较好。因为制动衬块对盘的单位压力高，易将水挤 出，同时在离心力的作用下沾水后也易于电掉，再加上衬块对盘的擦 拭作用，因而，出水后