汽车制动器设计毕业设计（论文)word格式.doc

洛阳理工学院毕业设计前 言汽车的设计与生产涉及到许多领域，其独有的安全性、经济性、舒适性等众多指标，也对设计提出了更高的要求。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有着重要影响。随着汽车的形式速度和路面情况复杂程度的提高，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有着重要影响，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中的制动器，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固定部位相连的部件与一个或几个制动盘两端面之间。其中摩擦材料仅能覆盖制动盘工作表面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面盘式制动器称为全盘式制动器。现代汽车中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采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，且在其两侧均设有加压机构。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；与制动钳可在垂直于制动盘的平面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。田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，提出了许多宝贵的意见，我在此向他表示诚挚的感谢。由于本人水平有限，设计中错误和不妥之处在所难免，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调节叉 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有摩擦衬面的摩擦盘3和7，它们能在花键轴上来回滑动，是制动器的旋转部分。在两摩擦盘之间有一对可锻铸铁的圆形压盘1和2，它们的表面支承在半轴壳4的三个凸肩上，并能在较小的弧度内转动。两压盘内侧面的五个卵圆形凹坑中装有五个钢球，两压盘用三根弹簧6拉紧。在中间盖8和摩擦盘4上，与摩擦盘相对着的表面经过加工。摩擦盘与压盘间，以及摩擦盘与半轴壳和中间盖间，在不制动时都有一定间隙。制动时，制动踏板通过斜拉杆使两压盘相对转动，此时凹坑中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中间盖，使各相对摩擦表面间产生摩擦扭矩，最终将半轴制动。如果放松制动踏板，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中有增力作用。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转，但当压盘1由于其凸起13受到半轴壳上的凸肩14的限制而不能转动时，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，协助钢球继续将两压盘挤开，使操纵省力。当摩擦盘反时针旋转时，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有增力作用。 与带式和蹄式制动器相比，盘式制动器除了结构复杂外有一系列优点：如结构紧凑，操纵省力，制动效果好，衬面磨损较均匀，间隙不需调整，封闭性好不易进泥水，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。受轮辋直径的限制，制动盘的直径通常选择为轮辋直径的70一79。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中间铸出通风孔道。一般实心制动盘厚度可取为1020，通风式制动盘厚度取为2050，采用较多的是2030。在高速运动下紧急制动, 制动盘会形成热变形, 产生颤抖。为提高制动盘摩擦面的散热性能, 大多把制动盘做成中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, 与车轮形成整体旋转。制动盘是旋转部件, 与摩擦衬块之间只有微小的间隙。从制动盘中心到摩擦衬块磨合中心称为制动盘有效半径。根据杠杆原理,如摩擦力相同,则制动盘的有效半径越大, 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面各项指标的允差，这些指标是平行度、平面度以及横向摆差。保持关于制动表面形状的精度的允差，有助于尽量减少制动粗暴及踏板脉动。 制动盘表面粗糙度必须保持在60m特定范围内，或者更小些。需要控制制动表面粗糙度，尽量减少踏板费力、过大的制动衰退、反常性能的问题。控制表面粗糙度同样能提高摩擦衬片的寿命。 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、平面度。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的比值不大于1.5。若此比值偏大，工作时衬块的外缘与内侧圆周速度相差较多，磨损不均匀，接触面积减少，最终导致制动力矩变化大。 对于盘式制动器衬块工作面积A，推荐根据制动衬块单位面积占有的汽车质量在1.63.5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。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; 现在有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, 磨损指示器中的线路断掉,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。当摩擦衬面磨损后，为了调整踏板的自由行程，有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。当松开制动时，制动踏板都应该有回位弹簧使其自动回位。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，在操纵机构中都有停车锁定装置，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。 带式和蹄式制动器踏板的自由行程一般为4080，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，这样易使摩擦衬面加速磨损。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。 如果用作直线行驶中降速或停车，则必须注意首先分离主离合器然后再制动；如果用作协助履带拖拉机转向，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，和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。可以看出，当球槽斜角减少时，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。因此，不自刹的条件为：>(/) (2-1)式中 -摩擦系数 -擦力合力的作用半径；-钢球至中心的距离。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，即与的合力，而不是与的代数和。其中为斜拉杆对压盘1的拉力；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面积。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。由于摩擦面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尺寸也很有利（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先确定制动力矩一、车辆在行驶中制动 =454.5 (2-2) 式中 车辆整机使用质量,=2100kg； 车辆驱动附着系数,=0.7； 车辆驱动轮胎动力半径,=0.625m L车辆轴距,L=1950mm； a车辆质心纵坐标, a=780mm； h车辆质心高度坐标,h=700mm； 制动器至驱动轮的传动比,=4.846。二、车辆在坡道上停车=438 (2-3)式中 坡道停车时坡度角,=； 车辆滚动阻力系数,=0.02；取大值=454.5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和内径的数值主要取决于单位压力和单位摩滑功。计算时假设单位压力是均匀的，摩擦面上的单位压力可用下式计算： =0.30.5 (2-4)在实际设计中，摩擦力的合力半径，近似地可以按内外径的平均值进行计算，即 = (2-5)若令=0.55即代入式（2-4）后，可得： = (2-6)根据上述关系，便可按下式求得： (2-7) 国内的一般运输车辆<300000500000，这里=300000，系数的数值一般在0.50.6范围内选择，这里选为=0.55 所以，有= 式中： 摩擦片的干摩擦系数,=0.3； 摩擦面对数, =4。 =0.55×90.6 = 49.83按上述方法求得的和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，现对和做一些修整，取=50mm，=90mm§2.2.3制动器的磨损验算由（2-4）式可得出： 压紧力 = 5411(2-8)单位压力 =307722 N/m2 (2-9）单位滑磨功= 式中-线速度 = (2-10)式中 发动机标定转速,=2000r/min； 变速箱最高档的传动比,=； 中央传动比,=。所以，有 =0.3×303228×4.95=0.5单位压力是制动器工作寿命的重要参数，取得过大，制动器易磨损，但值过小将增大制动器的尺寸，对于一般的国内运输车辆要求<300000500000，上述中验算的=307722满足要求，故合适。在求得和后，还应验算单位滑磨功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< 0.50.8，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 = （2-11）式中 钢球的圆周力在轴向压力的作用下，摩擦表面之间将产生摩擦力矩即制动力矩，其数值为： = （2-12）式中 摩擦因数；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，这就可以求得每个压盘的力矩平衡关系。对于压盘1，（图.2-2）所示：图.2-2压盘1受力分析图 =Q （2-13）式中 斜拉杆对压盘1的拉力； 斜拉杆的拉力至中心的距离。对于压盘2，（图.2-3）所示：图.2-3压盘2受力分析图= （2-14）式中 斜拉杆对压盘2的拉力，单位；壳体凸肩对压盘2的反力，单位；作用力F至中心O的距离，单位。 在摩擦片未磨损时，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P2 和P1 的合力P通过中（图.2-4）所示。根据压盘总成的力矩平衡关系，可以得出： = （2-15）图.2-4压盘总成的受力分析图将此式代入式（2-14）后看出，这时=，由于因此：斜拉杆的拉力= (2-16)图.2-5盘式制动器杆件运动关系图如图：根据正弦定理得斜拉杆长度则 =1399新车时主拉杆的拉力 =2·· （2-17） =2×1399× =1057两踏板上的操纵力 2=2/ = 2×1057/15.9=133 (2-18)式中 球槽斜角,=33°30；钢球至制动器中心的距离, =70；初始中心角，=；斜拉杆的倾角=65°；压盘上与斜拉杆连接的销孔中心至轴线的距离,=103；操纵机构传动比,=15.9。§2.2.5踏板操纵行程Sc计算踏板自由行程取决于主拉杆的位移A0A及操纵机构传动比， 即： =A0A· （2-19） 由于 A0A =OA-OA0，而且 OA0 =·+· OA =·0+·综上可得：有关系式OA0=·+· = =106 OA=·0+· = =110.3 A0A = OAOA0 = 110.3106=4.3= A0A· =4.3×15.9 =68.37§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，因此不宜增大的方法来减小操纵力。根据对国产拖拉机的统计，当、L、L不变时，所取初始中心角愈大，则制动后斜拉杆的倾角也较大，故操纵省力。但随着增加，若、不变，则要求斜拉杆长度L愈长，使结构不紧凑，因此要求选择适当，一般在39°40°左右选取，现选取为=39°。必须指出，当摩擦面磨损后，自由行程增加，就要进行调整。在调整之后，初始中心角减少，这说明盘式制动器的操纵力将随着摩擦面的磨损而愈来愈大。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有摆动的可能性；斜拉杆不应防碍压盘的轴向位移。为此，主拉杆上一般具有球面运动副，两个斜拉杆相铰接处应有足够的端面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（衬片磨损不受铆钉头的限制），也不易产生裂缝，但更换衬片较为困难，摩擦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： 材料石棉离合器片 外径180 厚度5.8±0.1摩擦盘总成： 厚度13±0.15 两侧面平面度允差0.03 侧面跳动允差0.20 如图3-1所示制动器摩擦盘结构图图3-1制动器摩擦盘结构图§3.2 摩擦材料类型制动器中的一个回转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，其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，具有稳定的摩擦系数，具有良好的恢复和保持原有摩擦值的能力。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中需紧急制动时，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象，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100350。但许多劣质制动摩擦片在温度达到250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。二、耐摩性好。为了减轻磨损，除提高材料和粘结剂的耐热性、耐摩性外，还应使摩擦表面光滑。三、有一定的表面硬度和良好的加工工艺性。制动摩擦片的寿命与表面硬度并没有一定的关系。但如果表面硬度高时，制动摩擦片与制动盘的实际接触面积小，往往会影响使用寿命。而影响制动摩擦片寿命的主要因素包括硬度、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km。四、有一定的耐油、耐湿、抗腐蚀和抗胶合性能。摩擦材料有金属摩擦材料和非金属摩擦材料两大类。1. 金属摩擦材料金属摩擦材料有：粉末冶金材料、铸铁、钢和青铜，其中粉末冶金有较高的摩擦系数，导热性好，工作温度可达680，许多强度可达2.84.0MPa,耐磨，有良好的热稳定性和磨合性，广泛用于重载机器。金属摩擦材料强度高，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. 非金属摩擦材料这类材料有：石棉摩擦材料，它的应用最广，有机摩擦材料，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，主要用在油介质中工作的制动器，它有摩擦系数稳定，磨损小，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，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种有机或无机填料。石棉摩擦材料又分为纺织类和纤维类：（1）纺织类石棉制品有石棉橡胶制动器片、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，在常温下有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有色金属，统称石棉制品，应用较广。由于含有石棉的摩擦材料存在石棉有致癌公害问题已被逐渐淘汰，取而代之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中比较复杂的零件，加工精度也较高，国产拖拉机上大部分用球墨铸铁制造，也有用可锻铸铁或灰铸铁的。压盘厚度1517毫米，其摩擦表面有较低的粗糙度和较小的不平度。压盘上有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。压盘一般有两个凸起，当凸起碰到壳体凸肩时，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下数据（长度单位：）制动器压盘： 材料 QT4010； 厚度 16.5；摩擦面粗糙度0.8； 平面度允差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，其位置在摩擦面中部，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有较高的要求，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有关资料，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 7/8C IV球槽的分布： 140 位置精度0.05槽 体： 为 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7/8A，直径为22.2250.002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 在压盘上还开出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 N。制动器壳体内有三对称布置的凸肩，凸肩的内圆表面用来保证压盘的对中定位。其中有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， 但该传力表面的加工较为困难。第五章 盘式制动器弹簧§5.1圆柱螺旋弹簧的结构形式弹簧的节距为P，在自由状态下，各圈之间应有适当的间距，以便弹簧受压时，有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，设计时还应考虑在最大载荷作用下，各圈之间仍需保留一定的间距。的大小一般推荐为=0.1d0.2mm式中 d弹簧丝的直径，mm。弹簧的两个端面圈应与领圈并紧（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n7时，弹簧每端的死圈约为0.75圈；n>7时，每端的死圈约为11.75圈。弹簧丝的直径d0.5mm时，弹簧的两支承端面可不必磨平。d>0.5mm的弹簧两支承端面则需磨平。磨平部分应不少于元周长的，端头厚度一般不小于，端面粗糙度应低于。圆柱螺旋拉伸弹簧空载时，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，常在卷绕的过程中，同时使弹簧丝绕其本身的轴线产生扭转。这样制成的弹簧，各圈相互间即具有一定的压紧力，弹簧丝中也产生了一定的预应力，故称为有预应力的拉伸弹簧。这种弹簧一定要在外加的拉力大于初拉力后，各圈才开始分离，故可较无预应力的拉伸弹簧节省轴向的工作空间。拉伸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10mm的弹簧中。§5.2 圆柱螺旋弹簧的制造螺旋弹簧的制造工艺包括：卷制、挂钩的制作或端面圈的精加工、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<(810)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8001000 的范围内选择。对于重要的压缩弹簧，为了保证两端的承压面与其轴线垂直，应将端面圈在专用的磨床上磨平。对于拉伸弹簧和扭转弹簧，为了便于联接和加载，两端应制有挂钩或杆臂。弹簧制成后，如再进行一次强压处理，一般可提高其承载能力的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火处理，以消除卷制时产生的内应力。热卷是需经淬火及中温回火处理。热处理后的弹簧，表面不应出现显著的脱碳层。此外，弹簧还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。特别指出的是，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面状况，所以弹簧丝表面必须光洁，无裂纹和伤痕等缺陷。表面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，还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648h，以便在弹簧丝截面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，使弹簧在工作时的最大应力下降，从而提高弹簧的承载能力。但用于长期振动、高温或腐蚀性介质中的弹簧，不宜进行强压处理。§5.3 圆柱螺旋弹簧参数 为了使弹簧能够正常可靠地工作，弹簧材料必须具有高的弹性极限和疲劳极限，同时应具有足够的韧性和塑性，以及良好的可热处理性。在本次的运输车辆制动器设计中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5-1弹簧参数 名称参数压盘回位弹簧锁 定爪扭簧踏板回位弹簧差速锁摇臂扭簧差速锁拔叉回位弹簧材 料弹簧钢丝弹簧钢丝弹簧钢丝弹簧钢丝弹簧钢丝弹簧丝直径2.52.544弹簧外径210.420.527.5弹簧内径25200.35自由长度23.51300.517550.35旋向任意左任意右任意工作圈数312537总圈数8.5实验高度（或长度）31.519232实验载荷（公斤）16.516.81.6864.8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面来传递转矩。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，分度圆压力角有和两种，齿顶高分别为0.5m和0.4m，此处m为模数。压力角为的渐开线花键，由于齿形钝而短，与压力角为的渐开线花键相比，对连接件的削弱较少，但齿的工作面高度较小，故承载能力较低，多用于载荷较轻，直径较小的静连接。在本设计中摩擦盘的轮毂就采用了分度圆压力角有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=14 =18（2）查阅简明机械零件设计手册,表8-22 渐开线花键的尺寸系列，依据直径=35 =45和齿数=14 =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 渐开线花键联接的要素、代号及公式，可知：分度圆压力角 =30°；理论工作齿高h=m；分度圆直径=35 =45；分度圆弧齿厚=5.37 （4）定心方式：一般情况下，推荐优先采用齿形定中心，因为这种定心方式对中性好，能获得多数齿同时接触。按外径定中心，（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)；外花键齿顶倒角深度f=0.2m；为获得较大定位面积，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 标号参数ab孔轴孔轴齿数14141818模数2.52.52.52.5分度圆压力角分度圆直径35354545齿条原始齿形位移1.251.251.251.25花键外径花键内径3444分度圆弧齿厚或齿槽宽量棒直径量棒间距离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，用花键构成联接，装摩擦盘处的轴径=35 =45，摩擦盘轮毂宽度为L=18，需传递的转矩T=454.5,许用压力p=60, p=40试确定花键的齿数Z 由公式 p= （6-1）式中 L齿的工作长度,这里取L=18mm； h花键齿侧面的工作高度,渐开线花键,=30°查设计手册取h=m=2.5mm； d花键的平均直径,这里取=35mm =45mm； p花键联接的许用压力,单位MPa，查手册取p=50MPa。可得出，齿数Z： =13.74=16.03这里取为=14、 =18。花键联接其主要失效形式是工作面被压溃（静联接）或工作面过度磨损（动联接）。因此，静联接通常按工作面上的挤压应力通过强度计算，动联接则按工作面上的压力进行条件性的强度计算。计算时，假定载荷在键的工作面上分布均匀，每个齿工作面上压力的合力F作用在平均直径处，并引入系数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 =58.9MPa=35.6MPa 动联接 =58.9MPa=35.6MPa静联接、动联接均满足设计要求，故合适。结 论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，其中制动器设计发展到今天，其技术已经成熟，但对于我们还没有踏出校门的学生来说，其中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126，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甩掉，再加上衬块对盘的擦拭作用，因而，出水后只需经一、二次制动即能恢复正常；而鼓式制动器则需经过十余次制动方能恢复正常制动效能。 3、制动力矩与汽车前进和后退行驶无关。 4、在输出同样大小的制动力矩的条件下，盘式制动器的质量和尺寸比鼓式要小。 5、盘式的摩擦衬块比鼓式的摩擦衬片在磨损后更易更换，结构也较简单，维修保养容易。 6、制动盘与摩擦衬块间的间隙小(0.050.15mm)，这就缩短了油缸活塞的操作时间，并使制动驱动机构的力传动比有增大的可能。 7、制动盘的热膨胀不会像制动鼓热膨胀那样引起制动踏板行程损失，这也使间隙自动调整装置的设计可以简化。 盘式制动器的主要缺点是：制动比较粗暴。两个粘有摩擦衬面的摩擦盘能在花键轴上来回滑动，是制动器的旋转部分。当制动时，能在极短时间使车辆停止。再加上压盘上球槽的倾斜角不可能无限大，所以制动不平顺。参考文献1 刘惟信.汽车设计.北京：清华大学出版社，2001：1582002 张洪欣.汽车设计.北京：机械工业出版社，1981：1061263 陈家瑞.汽车构造.第二版.北京：机械工业出版社，2005：40614 张文春.汽车理论.北京：机械工业出版社，2005：70835 彭文生，张志明，黄华梁.机械设计.北京：高等教育出版社，2002：961386 董宝承.汽车底盘.北京：机械工业出版社，2004：32817 陈焕江，徐双应.交通运输专业英语.北京：机械工业出版社，2002：20308 刘鸿文.简明材料力学.北京：高等教育出版社，1997：2542599 陈殿云，张淑芬，杨民献.工程力学.兰州：兰州大学出版设， 2003：18219610 葛志祺.简明机械零件设计手册.北京：冶金工业出版社，1985：1416，11311511 濮良贵，纪名刚.机械设计.第七版.北京：高等教育出版社，2005：109111 38740612 王昆，何小柏，汪信远.课程设计手册.北京：高等教育出版社，1995：474913 侯洪生，王秀英.机械工程图学.北京：科学出版社，2001：22533314 徐灏等，新版机械设计手册，北京：机械工业出版社，200615 马玉录 刘东学 主编，专业英语， 北京：化学工业出版社2001.816 郑玉华 主编，典型机械产品构造，北京：科学出版社，200117 孟宪源，姜琪 主编，机构构型与应用，北京：机械工业出版社，200218 吴社强，吴政清，姜斯平 主编，汽车构造，上海：上海科学技术出版社，200219 文九巴 主编，机械工程材料，北京：机械工业出版社，2006.320 李新城 主编，材料成形学，北京：机械