盤式汽車制動器設計【含CAD圖紙】,含CAD圖紙,汽車,制動器,設計,cad,圖紙 1 XXXX 大學 畢 業(yè) 設 計 說 明 書 學生姓名： 學 號： 學 院： 專 業(yè)： 題 目： 運輸車輛盤式制動器的設計 指導教師： 職稱: 職稱: 20**年 12 月 5 日 1 摘 要 制動器，是汽車上最重要的系統(tǒng)之一，也是汽車駕駛者最應重視的一個方面。汽車的制動可分 為盤式制動和鼓式制動。本文通過對盤式制動器制動原理的分析，在原始資料的基礎上，通過對制 動器制動時的受力分析，確定了制動力矩、摩擦盤尺寸、踏板操縱力及踏板操縱行程等制動器基本 參數(shù)；通過對制動器結構的分析，設計了摩擦盤的結構、壓盤的結構、制動器彈簧的結構和操縱機 構等；并根據(jù)要求設計制動器的漸開線花鍵，選取花鍵類型為矩形花鍵，并校核了花鍵的強度，結 果為花鍵強度夠用。本次設計的盤式制動器符合制動器設計的理論要求，能保證汽車在行駛中的制 動及緊急制動，并能保證在坡道上安全制動。因此，達到了制動器能保證駕駛員的行車安全的目的。 關鍵詞 車輛，盤式制動器，操縱機構 1 ABSTRACT Braking disc is one of the most important systems in a car, it also should be paied more attention by the automobile drivers. Vehicles break can be divided into disc brake and drum brake. From the principle of disc brake analysis and raw data, based on the brake force analys is to determine the braking torque, friction disc size, pedal power and manipulation. From analysis the brake structure, design the structure of the friction disc system, pressure plate structure and the structure of the spring brake system and manipulation systems. And accordance with the design of the brake requirements of the involute spline, select the type of rectangular spline and school nuclear strength of the spline, the spline result is enough intensity. The design of the brake disc in line with the theoretical requirements, to ensure a moving car in the braking and emergency braking, and can ensure safe braking ramp. Therefore, reach the purpose of ensure the drivers traffic safety. KEY WORDS vehicles, brakes disc, manipulation systems 1 目 錄 前言 .............................................................................................. 1 第一章 盤式制動器概述 ... 2 1.1 盤式制動器原理及特點 . 2 1.2 盤式制動器的主要元件 .. 3 1.2.1 制動盤...... 3 1.2.2 制動摩擦襯塊 .. 4 1.3 盤式制動器操縱機構 . 4 第二章 盤式制動器設計 . 6 2.1 制動器設計中的分析 6 2.2 制動器的基本參數(shù)..... 6 2.2.1 確定制動力矩 Mr .. 6 2.2.2 確定摩擦盤尺寸.... 7 2.2.3 制動器的磨損驗算 ... 8 2.2.4 踏板操縱力... 9 2.2.5 踏板操縱行程 Sc 的計算 ..13 2.3 制動器操縱機構設計 ...14 第三章 盤式制動器摩擦盤的設計 16 3.1 摩擦盤結構 .16 3.2 摩擦材料類型 .16 第四章 盤式制動器壓盤的設計 19 4.1 壓盤的結構 ...19 4.2 壓盤的球槽 ...19 第五章 盤式制動器彈簧的設計......22 5.1 圓柱螺旋彈簧的結構形式 .22 5.2 圓柱螺旋彈簧的制造 ...22 5.3 圓柱螺旋彈簧參數(shù) ..23 第六章 盤式制動器花鍵的設計 ..25 6.1 花鍵的類型、特點和應用 25 6.2 花鍵參數(shù)的確定與強度校核 ..25 1 結 論 28 參考文獻 ....................................................................................29 致 謝 ..31 1 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 1 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 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 。 1 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 1020 ，通風式制動盤厚度取為 2050 ，采用較多的是 2030 。在高速運mmm 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 % 。2 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 60m 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?同樣能提高摩擦襯片的壽命。 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 1 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2R1 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 1.63.5 范圍內選用。2/kgm 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 。3 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) 。9 帶式和蹄式制動器踏板的自由行程一般為 4080 ，盤式制動器踏板的自由行m 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 1 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pRg 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) 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 。 可以看出，當球槽斜角 減少時，加力系數(shù)變大，操縱省力。但是， 的減少 受到自剎的限制。如果 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： ( / ) (2-1)tgpRg 式中 -摩擦系數(shù) -擦力合力的作用半徑；pR -鋼球至中心 的距離。gO 1 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p12 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。1p21p2 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 rM 一、車輛在行駛中制動 = =454.5 (2-2) 1rM()2saqmgLih0.7210.625(1.9078)4.8Nm 式中 車輛整機使用質量, =2100kg；s sm 車輛驅動附著系數(shù), =0.7； 車輛驅動輪胎動力半徑, =0.625mraq raq 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。mi mi 二、車輛在坡道上停車 = =438 2rM(sincos)aqmgfr210(sin20.cos2)0.65486 Nm (2-3) 式中 坡道停車時坡度角, = ；a a20c 車輛滾動阻力系數(shù), =0.02；f f 取大值 =454.5 作為制動器計算力矩。rN 1 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2R1 單位壓力 是均勻的，摩擦面上的單位壓力可用下式計算：q = = =0.3 0.5 (2-4)21()rpMiq:MP 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，pR 即 = (2-5)pR12() 若令 =0.55 即 代入式（2-4）后，可得：ccR = (2-6)q32(1)rMi 根據(jù)上述關系，便可按下式求得： (2-7)322(1)rRicq 國內的一般運輸車輛 <300000500000 ，這里 =300000 ，系數(shù)2/Nmq2/Nm 的數(shù)值一般在 0.50.6 范圍內選擇，這里選為 =0.55 所以，有c c =322(1)rMRicq3 2545..140()(10.)3 90.6m 式中： 摩擦片的干摩擦系數(shù),=0.3； 摩擦面對數(shù) , =4。ii =0.5590.6 = 49.8312Rcm 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12R 式制動器的有關參數(shù)，現(xiàn)對 和 做一些修整，取 =50mm， =90mm1R2 2.2.3 制動器的磨損驗算 由（2-4）式可得出： 壓緊力 = = = = 5411 (2-8)QrPMiR120.5()ri450.3(9)4N 1 單位壓力 = = =307722 N/m2 (2-9）q21()QR265413.(90) 單位滑磨功 = pv 式中 -線速度 V = = = (2-10)2max30ewbvzRni.14092385.06/ms 式中 發(fā)動機標定轉速, =2000r/min；new new 變速箱最高檔的傳動比, = ；ibvmax ibvmax2938 中央傳動比, = 。iz iz398 所以，有 = =0.33032284.95=0.5pqv/MPas 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q 將增大制動器的尺寸，對于一般的國內運輸車輛要求 <300000500000 ，上述q2/Nm 中驗算的 =307722 滿足要求，故合適。q2/Nm 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1R 為該處圓周速度最高。對于一般的國內運輸車輛要求 7 時，每端的死圈 約為 1 1.75 圈。彈簧絲的直徑 d 0.5mm 時，彈簧的兩支承端面可不必磨平。d0.5mm: 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，34 端面粗糙度應低于 。8d 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 1 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F 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 。d13 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<(8 10)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 800 1000 的范圍內選擇 。:C23 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) 6 48h，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 1 理 。13 5.3 圓柱螺旋彈簧參數(shù) 為了使彈簧能夠正常可靠地工作，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 I 彈簧鋼 絲 I 彈簧鋼 絲 I 彈簧鋼 絲 I 彈簧鋼 絲 I 彈簧絲直徑 2.5 0.522.5 4 4 彈簧外徑 21 0.420.5 27.5 彈簧內徑 25 20 0.35 自由長度 23.5 130 0.5 17 55 0.35 旋向 任意 左 任意 右 任意 工作圈數(shù) 3 1 225 123 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 16.8 1.6864.8 1 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 0.5m3045 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45 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30 低，多用于載荷較輕，直徑較小的靜連接 。13 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。0 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 =18aZb （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)12 直徑 =35 =45 和齒數(shù) =14 =18 可以確定模數(shù) m=2.5adbaZb （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12 及公式，可知：分度圓壓力角 =30；理論工作齒高 h=m；分度圓直徑 =35 adm =45 ；分度圓弧齒厚 = =5.37 bdmasbm （4）定心方式：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 1 中性好，能獲得多數(shù)齒同時接觸。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?f=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) a b 標號 參數(shù) 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 03030303 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 0.3412H0.319.57()f0.352H0.348657()f 花鍵內徑 .70534 .160444 分度圓弧齒厚或齒槽寬 .125430.358.25470.358 量棒直徑 0.10.170.10.17 量棒間距離 .28759.43.2759.52 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 adm =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 bdmmNa =60 , p =40 試確定花鍵的齒數(shù) ZMPabPa 由公式 p= （6-1） 3210Tphldz 式中 L齒的工作長度,這里取 L=18mm； 1 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；adbd 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： = =13.74az 3210aThldp3245.10.786 = =16.03bz 3bl 3.0.25140 這里取為 =14、 =18。a 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) 來考慮實際載荷在各花鍵齒上分配不均的影響，則md 花鍵聯(lián)接的強度條件為： 靜聯(lián)接 = = =58.9MPaap 3210aTZhld3245.10.78ap = = =35.6MPabp 3bl3.0.1254bp 動聯(lián)接 = = =58.9MPaa 32aTZhld3.0.78a = = =35.6MPabp 310bl345.1.2bp 靜聯(lián)接、動聯(lián)接均滿足設計要求，故合適。 1 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 126，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(0.050.15mm)，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，2001：158200 1 2 張洪欣.汽車設計.北京：機械工業(yè)出版社，1981：106126 3 陳家瑞.汽車構造.第二版.北京：機械工業(yè)出版社，2005：4061 4 張文春.汽車理論.北京：機械工業(yè)出版社，2005：7083 5 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了許多時間和精力，而且給我提供了一些有價值的資料。 1 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。 1