毕业设计正文 (7)

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第5章 制动器主要零部件的结构设计与强度计算

5.1鼓式制动器主要零部件的结构设计

5.1.1制动鼓

制动鼓的材料多用灰铸铁，因灰铸铁耐磨，易于加工，并且单位体积的热容量大。制动鼓在工作载荷下将变形，使蹄鼓间单位压力不均且带来少许踏板行程损失。故变形后的圆柱度误差过大容易引起制动时的自锁或引起踏板振动，所以制动鼓应加肋条以提高刚度，加肋条的另一个目的是提高散热性能。制动鼓壁厚主要是从刚度、强度方面来考虑，一般铸造的制动鼓壁厚，轿车为7~12mm，中型以上货车客车为13~18mm。制动鼓在闭口一边可开小孔，用以检查制动器间隙。本车为大型客车，故制动鼓材料选取灰铸铁，制动鼓壁厚选取17mm。 5.1.2制动蹄

轿车和轻型货车的制动蹄广泛采用T型钢碾压或用钢板焊接制成，中型客车的则多用铸铁或铸钢铸成，其断面有“工”字形，“山”字形和“门”字形几种。制动蹄腹板和翼缘的厚度，轿车为3~5mm，客车的为5~8mm，摩擦衬片的厚度，轿车多用4.5~5mm，客车的则在8mm以上，制动蹄和摩擦片可以铆接，也可以粘接。粘接的优点在于衬片更换前允许磨损的厚度较大，其缺点是工艺较复杂，且不易换衬片。铆接的噪声较小。对于液压制动的，制动蹄与制动分泵接触部分是做成带圆弧的平面，以便与活塞或分泵盖接触。另一端仍是在肋上打孔和蹄销相连或是二蹄用可调的螺钉连接。对于气压制动的，同凸轮接触的一端可以是经热处理过的平面，接触部分可以同蹄制成一体或另嵌一垫片，磨损后易于更换；也可以在蹄上装一滚轮，滚轮能提高制动效率。另一端则是与蹄销连接的孔，可以在孔内压入铜套或塑料套。

本设计制动蹄采用T型钢碾压或钢板冲压——焊接制成。制动蹄腹板和翼缘的厚度取为8mm，摩擦衬片厚度为14.5mm，制动蹄和制动衬片之间铆接。制动蹄与凸轮接触处嵌一垫片，垫片与制动蹄用螺钉连接。 5.1.3制动底板

制动底板承受全部制动反力矩，故应由足够的刚度。为此，制动底板都冲压成凹

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凸起伏状。重型车则往往用铸造的制动底板座以代替压制的制动底板。

制动底板是除了制动鼓外制动器各零件的安装基体，因此还应保证各安装零件相互间的正确位置。 5.1.4制动凸轮

制动凸轮有三种形式：圆弧形凸轮、渐开线形凸轮和阿基米德线形凸轮。圆弧形凸轮形状简单，易于机械加工。但此种凸轮由于转动比是变化的，故当左右制动间隙不同，凸轮转角不同时，则作用于蹄片的力亦不同，从而增加了制动跑偏的可能性。渐开线形凸轮的转动是不变的，因此可以减少制动跑偏的现象。这种凸轮对气驱动的制动器是比较适宜的。但是大量生产中凸轮外形皆为拉力拉削制成，而渐开线形拉力制造工艺较复杂，且不易检查。阿基米德螺线形凸轮的转动比是随着转角的增加而减少的。这种凸轮对气驱动的制动器是比较适宜的，因其不需要借助传动比的增加来加大对蹄的作用力。同时，由于其传动比的变小，则使左右制动器因间隙不同，凸轮转角不同而出现的制动转矩不同之现象亦较小。这种凸轮的加工较圆弧形凸轮要稍复杂，而比渐开线形凸轮容易。

凸轮式张开机构的凸轮极其轴是由45号钢模锻成一体的毛坯制造，在机加工后经高频淬火处理。凸轮及其轴可由锻铸铁或球磨铸铁的支架支撑，而支架则用螺栓或铆钉固定在制动地板上。为了提高机构的传动效率，制动时凸轮是经过滚轮推动制动蹄张开。滚轮由45号制造并高频淬火。 5.1.5摩擦材料 对汽车摩擦材料要求：

1、具有高而稳定的摩擦系数，热衰退应当较为缓和。 不能再温度升到某一数值后摩擦系数卓然下降。 2、耐磨性好 3、吸水性和吸油率低

4、有较高的耐挤压强度和冲击强度 5、制动时不产生噪声和臭气 本设计采用无石棉摩擦材料。

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5.1.6制动器间隙的调整方法及相应机构

制动鼓与摩擦衬片之间在未制动的状态下有工作间隙，以保证制动鼓能自由转动。鼓式制动器的设定间隙为0.4mm。

采用凸轮张开装置时，制动器的工作间隙调整通过转动凸轮相对于臂的位置来实现，而臂的位置则保持不变。凸轮位置的改变是靠装在臂上的蜗轮蜗杆副来实现的。

5.2 鼓式制动器主要零部件的强度计算

5.2.1制动凸轮轴的计算

当汽车制动时，凸轮轴承受转矩作用。其危险断面在花键轴处，现对花键轴的内径进行抗扭强度验算：

?max?式中：T——制动凸轮轴所受的转矩；

T???? WnWn——抗扭截面系数，对于花键轴内径的圆截面，Wn为

3.14?423Wn???14540

1616?d3???——许用扭转应力，取???=40MPa

T为T??GJp5.73?104

式中：Jp——轴的极惯性矩，其实心轴

3.14?424Jp???305335mm4

3232?d4G——材料的剪切弹性模量，取81000N/mm2 d——轴的直径（mm） 得

T??GJp5.73?104?9.67?81000?305335?24725N?m 45.73?10因此得到

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?max?故满足要求。

24725?1.7MPa???? 145405.2.2 制动蹄支撑销的剪切应力计算

在算得制动蹄片上的法向力N1，N2，制动力矩及张开力后，可得支撑销承受的支撑力S1，S2及支撑销的剪切应力τ1，τ2如下：

?1??2?式中:A——为支撑销的截面积

S1???? AS1???? A也可用下述简化方法求得：如图所示，假设制动蹄与制动鼓之间的作用力的合力作用点位于制动蹄摩擦衬片的工作表面上，其法向合力N1,N2与支撑销的反力S1,S2分别平行。

对两蹄分别绕中心取矩，得

P1a?N1fR?S1c'

P2a?N2fR?S2c' S1?S2?P1a?N1fR

c'P2a?N2fR c'

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一般来说，S1的值总要大于S2的值，故仅计算领蹄的支撑销的剪切应力即可：

?1?式中：P1,N1,f,a,R,c'见图；

A——支撑销的截面积； f——摩擦系数；

S1Pa?N1fR?1???? AAc'???——许用剪切应力（材料选用45号钢，????80MPa）

设计中支撑销直径d取34mm

A??d24?907.5mm2

PN,a?176mm,N1f?8130N,R?220mm,c'?178.54mm,A?907.5mm2， 1?27100则

?1?故满足条件。

S1?40.48???? A?c'5.2.3 紧固摩擦片铆钉的剪切应力计算

如果已知铆钉的数目n、铆钉的直径d及材料，即可验算其剪切应力?：

??Tf2max?4????

dn?2式中：???——铆钉材料的许用剪切应力（采用45号钢，????80MPa） 代入数据：Tf2?25782KN,d?14mm,n?6,??177024 得

??16MPa????

故符合要求。

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