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制动系

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发表于 31-10-2010 11:41:55 | 显示全部楼层

驱动桥

第1章绪论

汽车驱动桥位于传动系的末端。其基本功用首先是增扭,降速,改变转矩的传递方向,即增大由传动轴或直接从变速器传来的转矩,并将转矩合理的分配给左右驱动车轮;其次,驱动桥还要承受作用于路面或车身之间的垂直力,纵向力和横向力,以及制动力矩和反作用力矩等。驱动桥一般由主减速器,差速器,车轮传动装置和桥壳组成。
    对于重型载货汽车来说,要传递的转矩较乘用车和客车,以及轻型商用车都要大得多,以便能够以较低的成本运输较多的货物,所以选择功率较大的发动机,这就对传动系统有较高的要求,而驱动桥在传动系统中起着举足轻重的作用。随着目前国际上石油价格的上涨,汽车的经济性日益成为人们关心的话题,这不仅仅只对乘用车,对于载货汽车,提高其燃油经济性也是各商用车生产商来提高其产品市场竞争力的一个法宝,因为重型载货汽车所采用的发动机都是大功率,大转矩的,装载质量在十吨以上的载货汽车的发动机,最大功率在140KW以上,最大转矩也在700N•m以上,百公里油耗是一般都在34升左右。为了降低油耗,不仅要在发动机的环节上节油,而且也需要从传动系中减少能量的损失。这就必须在发动机的动力输出之后,在从发动机—传动轴—驱动桥这一动力输送环节中寻找减少能量在传递的过程中的损失。在这一环节中,发动机是动力的输出者,也是整个机器的心脏,而驱动桥则是将动力转化为能量的最终执行者。因此,在发动机相同的情况下,采用性能优良且与发动机匹配性比较高的驱动桥便成了有效节油的措施之一。所以设计新型的驱动桥成为新的课题。设计驱动桥时应当满足如下基本要求:
1}选择适当的主减速比,以保证汽车在给定的条件下具有最佳的动力性和燃油经济性。
2}外廓尺寸小,保证汽车具有足够的离地间隙,以满足通过性的要求。
3}齿轮及其他传动件工作平稳,噪声小。
4}在各种载荷和转速工况下有较高的传动效率。
5}具有足够的强度和刚度,以承受和传递作用于路面和车架或车身间的各种力和力矩;在此条件下,尽可能降低质量,尤其是簧下质量,减少不平路面的冲击载荷,提高汽车的平顺性。
6}与悬架导向机构运动协调。
7}结构简单,加工工艺性好,制造容易,维修,调整方便。
    目前我国正在大力发展汽车产业,采用后轮驱动汽车的平衡性和操作性都将会有很大的提高。后轮驱动的汽车加速时,牵引力将不会由前轮发出,所以在加速转弯时,司机就会感到有更大的横向握持力,操作性能变好。维修费用低也是后轮驱动的一个优点,尽管由于构造和车型的不同,这种费用将会有很大的差别。如果你的变速器出了故障,对于后轮驱动的汽车就不需要对差速器进行维修,但是对于前轮驱动的汽车来说也许就有这个必要了,因为这两个部件是做在一起的。
所以后轮驱动必然会使得乘车更加安全、舒适,从而带来可观的经济效益。通过对驱动桥的设计,使所选车型能达到最佳的动力性和经济性,并采用标准化设计,使其修理保养方便,并加进行优化设计,可靠性设计等内容,更好地学习并掌握现代汽车设计与机械设计的全面知识和技能。

第2章  驱动桥总成的结构型式
2.1驱动桥总体方案论证
驱动桥处于动力传动系的末端,其基本功能是增大由传动轴或变速器传来的转矩,并将动力合理地分配给左、右驱动轮,另外还承受作用于路面和车架或车身之间的垂直力力和横向力。驱动桥一般由主减速器、差速器、车轮传动装置和驱动桥壳等组成。
驱动桥的结构型式按工作特性分,可以归并为两大类,即非断开式驱动桥和断开式驱动桥。当驱动车轮采用非独立悬架时,应该选用非断开式驱动桥;当驱动车轮采用独立悬架时,则应该选用断开式驱动桥。因此,前者又称为非独立悬架驱动桥;后者称为独立悬架驱动桥。独立悬架驱动桥结构叫复杂,但可以大大提高汽车在不平路面上的行驶平顺性。
2.1.1 非断开式驱动桥
普通非断开式驱动桥,由于结构简单、造价低廉、工作可靠,广泛用在各种载货汽车、客车和公共汽车上,在多数的越野汽车和部分轿车上也采用这种结构。他们的具体结构、特别是桥壳结构虽然各不相同,但是有一个共同特点,即桥壳是一根支承在左右驱动车轮上的刚性空心梁,齿轮及半轴等传动部件安装在其中。这时整个驱动桥、驱动车轮及部分传动轴均属于簧下质量,汽车簧下质量较大,这是它的一个缺点。
驱动桥的轮廓尺寸主要取决于主减速器的型式。在汽车轮胎尺寸和驱动桥下的最小离地间隙已经确定的情况下,也就限定了主减速器从动齿轮直径的尺寸。在给定速比的条件下,如果单级主减速器不能满足离地间隙要求,可该用双级结构。在双级主减速器中,通常把两级减速器齿轮放在一个主减速器壳体内,也可以将第二级减速齿轮作为轮边减速器。对于轮边减速器:越野汽车为了提高离地间隙,可以将一对圆柱齿轮构成的轮边减速器的主动齿轮置于其从动齿轮的垂直上方;公共汽车为了降低汽车的质心高度和车厢地板高度,以提高稳定性和乘客上下车的方便,可将轮边减速器的主动齿轮置于其从动齿轮的垂直下方;有些双层公共汽车为了进一步降低车厢地板高度,在采用圆柱齿轮轮边减速器的同时,将主减速器及差速器总成也移到一个驱动车轮的旁边。
在少数具有高速发动机的大型公共汽车、多桥驱动汽车和超重型载货汽车上,有时采用蜗轮式主减速器,它不仅具有在质量小、尺寸紧凑的情况下可以得到大的传动比以及工作平滑无声的优点,而且对汽车的总体布置很方便。
2.1.2 断开式驱动桥
断开式驱动桥区别于非断开式驱动桥的明显特点在于前者没有一个连接左右驱动车轮的刚性整体外壳或梁。断开式驱动桥的桥壳是分段的,并且彼此之间可以做相对运动,所以这种桥称为断开式的。另外,它又总是与独立悬挂相匹配,故又称为独立悬挂驱动桥。这种桥的中段,主减速器及差速器等是悬置在车架横粱或车厢底板上,或与脊梁式车架相联。主减速器、差速器与传动轴及一部分驱动车轮传动装置的质量均为簧上质量。两侧的驱动车轮由于采用独立悬挂则可以彼此致立地相对于车架或车厢作上下摆动,相应地就要求驱动车轮的传动装置及其外壳或套管作相应摆动。
汽车悬挂总成的类型及其弹性元件与减振装置的工作特性是决定汽车行驶平顺性的主要因素,而汽车簧下部分质量的大小,对其平顺性也有显著的影响。断开式驱动桥的簧下质量较小,又与独立悬挂相配合,致使驱动车轮与地面的接触情况及对各种地形的适应性比较好,由此可大大地减小汽车在不平路面上行驶时的振动和车厢倾斜,提高汽车的行驶平顺性和平均行驶速度,减小车轮和车桥上的动载荷及零件的损坏,提高其可靠性及使用寿命。但是,由于断开式驱动桥及与其相配的独立悬挂的结构复杂,故这种结构主要见于对行驶平顺性要求较高的一部分轿车及一些越野汽车上,且后者多属于轻型以下的越野汽车或多桥驱动的重型越野汽车。
由于要求本课题设计的是11吨级的后驱动桥,要设计这样一个级别的驱动桥,一般选用非断开式结构以与非独立悬架相适应,且非断开式驱动桥结构简单、造价低廉、工作可靠,查阅资料,参照国内相关货车的设计,最后本课题选用非断开式驱动桥。该种形式的驱动桥的桥壳是一根支撑在左右驱动车轮的刚性空心梁,一般是铸造或钢板冲压而成,主减速器,差速器和半轴等所有传动件都装在其中,此时驱动桥,驱动车轮都属于簧下质量。
    重型汽车驱动桥技术已呈现出向单级化发展的趋势,主要是单级驱动桥还有以下几点优点:
(l) 单级减速驱动桥是驱动桥中结构最简单的一种,制造工艺简单,成本较低, 是驱动桥的基本类型,在重型汽车上占有重要地位;
(2) 重型汽车发动机向低速大转矩发展的趋势,使得驱动桥的传动比向小速比发展;
(3) 随着公路状况的改善,特别是高速公路的迅猛发展,重型汽车使用条件对汽车通过性的要求降低。因此,重型汽车不必像过去一样,采用复杂的结构提高通过性;
(4) 与带轮边减速器的驱动桥相比,由于产品结构简化,单级减速驱动桥机械传动效率提高,易损件减少,可靠性提高。
单级桥产品的优势为单级桥的发展拓展了广阔的前景。从产品设计的角度看, 重型车产品在主减速比小于6的情况下,应尽量选用单级减速驱动桥。
所以此设计采用单级驱动桥再配以铸造整体式桥壳。

2.2非断开式驱动桥
普通非断开式驱动桥,由于其结构简单,造价低廉,工作可靠,最广泛地用在各种载货汽车及公共汽车上,在多数的越野汽车上也采用这种结构。
普通的非断开式驱动桥的特点是一根支撑在左右驱动车轮上的刚性空心梁,而主减速器、差速器及半轴等传动件都装在其中,这时,整个驱动桥和驱动车轮的质量以及传动轴的部分质量都属于汽车的非悬挂质量,使汽车的非悬挂质量较大,这是普通非断开式驱动桥的一个缺点,这种驱动桥和轮毂,制动器及制动鼓的总质量约占一般汽车底盘干质量的11%---16%。

第3章  主减速器
3.1  主减速器的结构形式
主减速器的结构形式主要是根据其齿轮的类型,主动齿轮和从动齿轮的安置方法以及减速形式的不同而异。
3.1.1  主减速器的齿轮类型
主减速器的齿轮有弧齿锥齿轮,双曲面齿轮,圆柱齿轮和蜗轮蜗杆等形式。在此选用弧齿锥齿轮传动,其特点是可以承受较大的负荷,加之其轮齿不是在齿的全长上同时啮合,而是逐渐有齿的一端连续而平稳的地转向另一端,所以工作平稳,噪声和振动小。
3.1.2  主减速器主,从动锥齿轮的支承形式
作为一个11吨级的驱动桥,传动的转矩较大,所以主动锥齿轮采用跨置式支承(如图3—1)

图3-1主动锥齿轮跨置式

从动锥齿轮采用圆锥滚子轴承支承。为了增加支承刚度,两轴承的圆锥滚子大端应向内,以减小尺寸c+d。为了使从动锥齿轮背面的差速器壳体处有足够的位置设置加强肋以增强支承稳定性,c+d应不小于从动锥齿轮大端分度圆直径的70%。为了使载荷能均匀分配在两轴承上,应是c等于或大于d。(如图3—2)


图3-2从动锥齿轮支撑形式

3.2  主减速器的基本参数选择与设计计算
3.2.1 主减速比i 的确定
在给定发动机最大功率 及其转速 的情况下,所选择的i 值应能保证这些汽车有尽可能高的最高车速 。这时i 值应按下式来确定:
                     (3-1)
式中 ——车轮的滚动半径,  =0.5m
igh——变速器量高档传动比。igh =1
对于其他汽车来说,为了得到足够的功率储备而使最高车速稍有下降,i 一般选择比上式求得的大10%~25%,即按下式选择:
                (3-2)
式中i——分动器或加力器的高档传动比
iLB——轮边减速器的传动比。
计算出 i =4.45
3.2.2  主减速器计算载荷的确定
按发动机最大转矩和最低挡传动比确定从动锥齿轮的计算转矩Tce
                         (3-3)
式中   ——发动机至所计算的主减速器从动锥齿轮之间的传动系的最低挡传动比,在此取9.01,此数据此参考斯太尔车型;
——发动机的输出的最大转矩,此数据参考斯太尔车型在此取980 ;
——传动系上传动部分的传动效率,在此取0.9;
——该汽车的驱动桥数目在此取1;
——由于猛结合离合器而产生冲击载荷时的超载系数,对于一般的载货汽车 =1.0,当性能系数 >0时可取 =2.0;
            (3-4) ——汽车满载时的总质量在此取19000  ;
所以 0.195  =36>16      
    =-0.33〈0    即 =1.0
由以上各参数可求
= =32476.5
按驱动轮打滑转矩确定从动锥齿轮的计算转矩
                                  (3-5)
式中   ——汽车满载时一个驱动桥给水平地面的最大负荷,预设后桥所承载130000N的负荷;
     ——轮胎对地面的附着系数,对于安装一般轮胎的公路用车,取 =0.85
     ——车轮的滚动半径,在此选用轮胎型号为12.00R20,滚动半径为   0.531m;
     , ——分别为所计算的主减速器从动锥齿轮到驱动车轮之间的传动效率和传动比, 取0.9,由于没有轮边减速器 取1.0
   所以 = =65195
按汽车日常行驶平均转矩确定从动锥齿轮的计算转矩
             (3-6)
式中: ——汽车满载时的总重量,参考斯太尔车型在此取190000N;
——所牵引的挂车满载时总重量,N,但仅用于牵引车的计算;
——道路滚动阻力系数,对于载货汽车可取0.015~0.020;在此取0.018
——汽车正常行驶时的平均爬坡能力系数,对于载货汽车可取0.05~0.09在此取0.07
——汽车的性能系数在此取0;
所以   
         = =9864.8
  3.2.3 主减速器基本参数的选择

主减速器锥齿轮的主要参数有主、从动齿轮的齿数 和 ,从动锥齿轮大端分度圆直径 、端面模数 、主从动锥齿轮齿面宽 和 等。
  参考《汽车车桥设计》中表3-12 表3-13取 =9   =40
+ =49〉40
从动锥齿轮大端分度圆直径 和端面模数
可根据经验公式初选,即
                                (3-7)
——直径系数,一般取13.0~16.0
  ——从动锥齿轮的计算转矩, ,为Tce和Tcs中的较小者
所以   =(13.0~16.0) =(420.5~520.7)
初选 =500      则 = / =500/40=11.85
有参考《机械设计手册》表23.4-3中 选取12  则 =520
根据 = 来校核 =12选取的是否合适,其中 =(0.3~0.4)
此处, =(0.3~0.4) =(9.35~12.7),因此满足校核。
主,从动锥齿轮齿面宽 和
对于从动锥齿轮齿面宽 ,推荐不大于节锥 的0.3倍,即 ,而且 应满足 ,对于汽车主减速器圆弧齿轮推荐采用:
                 =0.155 520=74.8      在此取75
,通常小齿轮的齿面加大10%较为合适,在此取 =80
3.2.4  主减速器圆弧锥齿轮的几何尺寸计算
主减速器圆弧锥齿轮的几何尺寸计算用表
序   号        项   目        计 算 公 式        计 算 结 果
1        主动齿轮齿数         
9
2        从动齿轮齿数         
40
3        端面模数         
12㎜
4        齿面宽         
=80㎜   =75㎜

5        工作齿高         
20.5㎜

6        全齿高         
=22.66㎜

7        法向压力角         
=22.5°

8        轴交角         
=90°

9        节圆直径         =  
108㎜
=520㎜

10        节锥角         arctan
=12.71°

11        节锥距        A =
A =245.99㎜

12        周节        t=3.1416  
t=37.71㎜
13        齿顶高         
=10.2㎜

14        齿根高         =
=12.55 ㎜

15        径向间隙        c=
c=2.31㎜
16        齿根角         
=2.91 °
17        面锥角         

=15.61°
=80.27°

18        根锥角         =
=
=9.79°
=74.51°

19        齿顶圆直径         
=
=127.93㎜
=484.51㎜

3.2.5  主减速器圆弧锥齿轮的强度计算
(1) 单位齿长上的圆周力
         N/mm                          (3-8)
式中:P——作用在齿轮上的圆周力,按发动机最大转矩Temax和最大附着力矩  两种载荷工况进行计算,N;   
  ——从动齿轮的齿面宽,在此取80mm.
按发动机最大转矩计算时:
   N/mm                          (3-9)
式中: ——发动机输出的最大转矩,在此取980 ;
   ——变速器的传动比;
   ——主动齿轮节圆直径,在此取108mm.
按上式  N/mm
按最大附着力矩计算时:
           N/mm                       (3-10)
式中: ——汽车满载时一个驱动桥给水平地面的最大负荷,在此取130000N;
按上式 =1516.5 N/mm
其中上述两种方法计算用的许用单位齿长上的圆周力[p]都为1865N/mm
(2)轮齿的弯曲强度计算
汽车主减速器锥齿轮的齿根弯曲应力为
            N/           (3~11)
式中: ——该齿轮的计算转矩,N•m;
——超载系数;在此取1.0
——尺寸系数,反映材料的不均匀性,与齿轮尺寸和热处理有关,
     当m 时, ,在此 =0.829
——载荷分配系数, =1.00~1.10。
——质量系数,对于汽车驱动桥齿轮,可取1.0;
——计算齿轮的齿面宽,mm;
——计算弯曲应力的综合系数,按图3--3选取小齿轮的 =0.225,大齿轮 =0.195.
按上式 =192.3 N/ < 210.3 N/
        =193.2 N/ <210.3 N/  
所以主减速器齿轮满足弯曲强度要求。

图3-3  弯曲计算用综合系数J

(3) 轮齿的表面接触强度计算
锥齿轮的齿面接触应力为
  N/            (3-12)
式中: ——主动齿轮的计算转矩;
——材料的弹性系数,对于钢制齿轮副取232.6 /mm;
    ——尺寸系数,在缺乏经验的情况下,可取1.0;
     ——表面质量系数,对于制造精确的齿轮可取1.0
       ——计算接触应力的综合系数。按图选取 =0.122

按上式 =1445 〈1750 N/
主、从动齿轮的齿面接触应力相等。所以均满足要求。

3.2.6  主减速器齿轮的材料及热处理
在此,齿轮所采用的钢为20CrMnTi
用渗碳合金钢制造的齿轮,经过渗碳、淬火、回火。
3.2.7  主减速器轴承的选择
作用在主动锥齿轮齿面上的轴向力A和径向力R分别为
        (3-13)
       (3-14)
可计算 20202N
  =9662N
对于采用跨置式的主动锥齿轮和从动锥齿轮的轴承径向载荷,如图3-5所示
  
图3-5  主减速器轴承的布置尺寸
轴承A,B的径向载荷分别为
R =                (3-15)
               (3-16)
  根据上式已知 =20202N, =9662N,a=134mm ,b=84mm,c=50mm
所以轴承A的径向 =
         =15976N
其轴向力为0
轴承B的径向力R =
     =13265N
   (1)对于轴承A,只承受径向载荷所以采用圆柱滚子轴承N311E,此轴承的额定动载荷Cr为102.85KN,所承受的当量动载荷Q=X&#8226;R =1×15976=15976N。所以有公式   
      s                       (3-17)
式中: ——为温度系数,在此取1.0;
——为载荷系数,在此取1.2。
所以 = =2.703×10 s
此外对于无轮边减速器的驱动桥来说,主减速器的从动锥齿轮轴承的计算转速 为
        r/min                         (3-18)
式中: ——轮胎的滚动半径,m
       ——汽车的平均行驶速度,km/h;对于载货汽车和公共汽车可取30~35 km/h,在此取32.5 km/h。
所以有上式可得 = =163.89 r/min
而主动锥齿轮的计算转速 =163.89×4.45=715 r/min
所以轴承能工作的额定轴承寿命:
    h                              (3-19)
式中:  ——轴承的计算转速,r/min。
有上式可得轴承A的使用寿命 =6176 h
若大修里程S定为100000公里,可计算出预期寿命即
   =  h                                 (3-20)
所以 = =3078.7 h
和 比较, 〉 ,故轴承符合使用要求。
   (2)对于轴承B,在此选用7513E型轴承。
   在此径向力R=13369N  轴向力A=20202N,所以 =1.51〈e 由《机械设计》中表18.7可查得X=1.0,Y=0.45cota=1.6× =1.8
当量动载荷         Q=                         (3-21)
式中: ——冲击载荷系数在此取1.2
有上式可得Q=1.2(1×13369+1.8×20202)=61618.5N
由于采用的是成对轴承 =1.71Cr
所以轴承的使用寿命由式(2-20)和式(2-22)可得
= = =3876.6 h>3076.9 h=
所以轴承符合使用要求。
对于从动齿轮的轴承C,D的径向力计算F=25450N, =9662N, =20202N,a=410mm,b=160mm.c=250mm
所以,轴承C的径向力:
= =10401.3N
轴承D的径向力:
= =23100.5N
轴承C,D均采用7315E,其额定动载荷Cr为134097N
(3)对于轴承C,轴向力A=9662N,径向力R=10401.3N,并且 =0.93〉e,在此e值为1.5tana约为0.402,可查得X=0.4,Y=0.4cota=1.6
所以Q= =1.2(0.4×9662+1.6×10401.3)=24608.256N
= = =2896 3 h>
所以轴承C满足使用要求。
(4)对于轴承D,轴向力A=0N,径向力R=23100.5N,并且 =.4187〉e
可查得X=0.4,Y=0.4cota=1.6
  所以Q= =1.2×(1.6×23100.5)=44352.96N
= = =4064.8 h >
所以轴承D满足使用要求。

第4章  差速器
4.1  对称式圆锥行星齿轮差速器的设计
4.1.1  差速器齿轮的基本参数的选择
行星齿轮选10齿,半轴齿轮选20齿。
行星齿轮与半轴齿轮的节锥角 ,
         = =29.05°        =90°- =60.95°
   再求出圆锥齿轮的大端端面模数m
         m= = = =7.77
   由于强度的要求在此取m=10mm
得 =100mm           =10×18=180mm
行星齿轮安装孔的直径 及其深度L
行星齿轮的安装孔的直径 与行星齿轮轴的名义尺寸相同,而行星齿轮的安装孔的深度就是行星齿轮在其轴上的支承长度,通常取:
         
   
                            (4-3)
  ≈38mm   ≈40mm

4.1.2  差速器齿轮的几何计算
序号        项目        计算公式        计算结果
1        行星齿轮齿数         ≥10,应尽量取最小值
=10

2        半轴齿轮齿数         =14~25,且需满足式(3-4)
=18

3        模数         
=10mm

4        齿面宽        b=(0.25~0.30)A ;b≤10m
30mm
5        工作齿高         
=16mm

6        全齿高         
17.931
7        压力角         
22.5°
8        轴交角         =90°

9        节圆直径         ;  
   

10        节锥角         ,
=29.05°,

11        节锥距         
=103.07mm

12        周节         =3.1416
=31.42mm

13        齿顶高         ;
=12.3mm
=5.6mm

14        齿根高         =1.788 - ; =1.788 -
=7.32mm;
=12.44mm

15        径向间隙         = - =0.188 +0.051
=1.931mm

16        齿根角         = ;
=1.067°;  =6.868°

17        外圆直径         ;
mm

mm

4.1.3  差速器齿轮的强度计算
轮齿弯曲强度 为
  =     MPa                    (4-4)
式中: ——差速器一个行星齿轮传给一个半轴齿轮的转矩,其计算式
            在此 为1547.25 N&#8226;m;
       ——差速器的行星齿轮数;
       ——半轴齿轮齿数;
        ——计算汽车差速器齿轮弯曲应力用的综合系数查得 =0.225

图4-3  弯曲计算用综合系数
根据上式 = =201.7 MPa〈210.9 MPa
所以,差速器齿轮满足弯曲强度要求。

第5章  驱动半轴
    驱动车轮的传动装置位于汽车传动系的末端,其功用是将转矩由差速器的半轴齿轮传给驱动车轮。在一般的非断开式驱动桥上,驱动车轮的传动装置就是半轴,半轴将差速器的半轴齿轮与车轮的轮毂联接起来,半轴的形式主要取决半轴的支承形式:普通非断开式驱动桥的半轴,根据其外端支承的形式或受力状况不同可分为半浮式,3/4浮式和全浮式,在此由于是载重汽车,采用全浮式结构。
5.1  全浮式半轴的杆部直径的初选
全浮式半轴杆部直径的初选可按下式进行
                           (5-3)
根据上式 =(47.67~55.7)mm
根据强度要求在此 取49mm。
5.2  全浮式半轴的强度计算
  首先是验算其扭转应力 :
       MPa                             (5-4)
式中: ——半轴的计算转矩,N&#8226;m在此取17946.1N&#8226;m;
——半轴杆部的直径,mm。
根据上式 = =481 MPa<  =(490~588) MPa
所以满足强度要求。
5.3  半轴花键的强度计算
计算半轴在承受最大转矩时还应该校核其花键的剪切应力和挤压应力。
半轴花键的剪切应力 为
      MPa                      (5-5)
半轴花键的挤压应力 为
    MPa                (5-6)
式中: ——半轴承受的最大转矩,N&#8226;m ,在此取17946.1N&#8226;m;
       ——半轴花键的外径,mm,在此取57mm;
        ——相配花键孔内径,mm,在此取50mm;
        ——花键齿数;在此取24
        ——花键工作长度,mm,在此取85mm;
        ——花键齿宽,mm,在此取4mm;
        ——载荷分布的不均匀系数,计算时取0.75。
根据上式可计算得 = =71.6 MPa
                 = =60.3 MPa
根据要求当传递的转矩最大时,半轴花键的切应力[ ]不应超过71.05 MPa,挤压应力[ ]不应超过196 MPa,以上计算均满足要求。

第6章  驱动桥桥壳
驱动桥桥壳是汽车上的主要零件之一,作用在驱动车轮上的牵引力,制动力,侧向力和垂向力也是经过桥壳传到悬架及车架上,因此,桥壳既是承载件又是传动件。设计时必须考虑在动载下桥壳有足够的强度和刚度。
6.1 桥壳的结构型式
桥壳的结构型式有三种,即可分式桥壳,整体式桥壳和组合式桥壳。
    本设计采用整体式桥壳。
6.1.1 整体式桥壳
整体式桥壳的特点是将整个桥壳制成一个整体,桥壳犹如一个整体的空心梁,其强度和刚度都比较好。
6.1.1.1铸造整体式桥壳
  通常可采用球墨铸铁、可锻铸铁或铸钢铸造。
  铸造整体式桥壳的主要优点在于可制成复杂而理想的形状,壁厚能够变化,可得到理想的应力分布,其强度及刚度均较好,工作可靠,故要求桥壳承载负荷较大的中、重型汽车,适于采用这种结构。尤其是重型汽车适合采用这种结构。在球铁中加入1.7%的镍,解决了球铁低温(-41°C)冲击值急剧降低的问题,得到了与常温相同的冲击值。为了进一步提高其强度和刚度,铸造整体式桥壳的两端压入较长的无缝钢管作为半轴套筒。另外,由于汽车的轮毂轴承是装在半轴套管上,其中轮毂内轴承与桥壳铸件的外端面相靠,而外轴承则与拧在半轴套管外端的螺母相抵,故半轴套管有被拉出的倾向,所以必须将桥壳与半轴套管用销钉固定在一起。
本设计采用此类桥壳。
6.1.1.2钢板冲压焊接整体式桥壳
是由钢板冲压件焊成的桥壳主体,两端再焊上带凸缘的半轴套管及钢板弹簧座等组成。
钢板冲压焊接整体式桥壳,除了制造工艺简单,材料利用率高,废品率很低,生产率高及制造成本低等优点外,还有足够的强度和刚度,特别是其质量小,却比有些铸造式桥壳更安全可靠。
6.1.1.3钢管扩张成形整体式桥壳
这种桥壳是由中碳无缝钢管或钢板卷焊钢管扩张,滚压成形制成。将钢管中间扩孔,两端滚压变细,再加焊凸缘及钢板弹簧座等,这种制造工艺的生产率高,材料的利用率最高,桥壳质量虽小而强度和刚度却比较好,但需要专用扩张,滚压成形轧制设备。使用于轿车和轻型汽车的大批量生产。

结论
    本文是针对公路运输载货汽车驱动桥的设计,在设计过程中以提高可靠性为目的,以“经济性,可靠性,合理性”为原则,提高和满足汽车在综合使用条件下具有最佳的动力性和经济性,采用优化设计,对驱动桥各分总成如主减速器,差速器,半轴,桥壳等进行结构设计参数计算,强度校核等工作,初步掌握了汽车设计与机械设计的内容。
设计中,采用铸造整体上桥壳,单级主减速器,对称式圆锥行星齿轮差速器,全浮式半轴等结构。在主减速器上加装了调整垫片,可以通过加减垫片来调整齿轮啮合间隙和轴承紧度。从动齿轮设计时,采用了能限制从动锥齿轮因受力而发生偏移的止推装置。并将装了调整垫片,可以调整轴承的预紧度。
此次毕业设计,提高了我们的自学能力,并回顾了以往以所学过的知识,活跃了思维,锻炼了独立思考能力和创新意识,把理论与实践相结合,培养了工程实践能力和理论研究能力。
鉴于自己的能力有限,对驱动桥的设计十分有限,并在设计中存在很多的错误及不足之处,希望各位老师予以谅解并指正。


致谢
    在长达将近三个月的毕业设计中,从设计计算到图纸绘制,孙凤霞老师尽职尽责,给我的毕业设计带来了很大的帮助,在此我对孙老师表示衷心的感谢!
也特别感谢郑德林、郭新华、席振鹏、朱宝全等等多位老师在毕业设计期间对我的指导和帮助,使我顺利完成了毕业设计,谢谢你们!
    通过这次毕业设计,使我查手册的能力得到了很大的提高。以前遇到问题不是去问老师,就是跳过去,一点自己查资料的意识都没有。现在不同了,通过指导老师的引导,通过自己的实践,现在可以独立到图书馆去查资料,而且要查哪方面的资料,心理非常清楚,不像以前那么没有头绪了。
在其他方面也有不少收获,比如说,这次毕业设计使我养成了一丝不苟的工作方法。以前做作业时总是敷衍了事,一点耐心都没有,坐在凳子上也不会安下心来,总是用一种浮躁的态度来对待自己的事情。现在不同了,通过做毕业设计,我可以三、四个小时坐在凳子上不起身,心理很平静,一点急噪的情绪都没有,这可能是做毕业设计给我留下的东西,这将对我以后在社会上工作大有裨益。




参考文献
[1]  刘惟信 编著.汽车车桥设计 .北京:清华大学出版社,2004
[2]  徐颢 主编.机械设计手册(第3,4卷).北京:机械工业出版社,1991
[3]  吉林大学 王望予 主编.汽车设计(第四版).北京:机械工业出版社,2004
[4]  吉林大学 陈家瑞 主编.汽车构造(下册).北京:机械工业出版社,2005
[5]  朱孝录 主编.齿轮传动设计手册.北京:化学工业出版社,2005
[6]  邱宣怀 主编.机械设计.北京:高等教育出版社,1997
[7] 重载汽车驱动桥的基本结构形式.http://www.zhongka.Com
[8] 陈家瑞. 汽车构造[M]. 北京:机械工业出版社,2003.
[9] 汽车工程手册编辑委员会.汽车工程手册[M]:设计篇.北京:人民交通出版社,2001.
[10] 汽车工程手册编辑委员会.汽车工程手册[M]:基础篇.北京:人民交通出版社,2001.
[11] 石琴,陈朝阳,钱锋,温千红.汽车驱动桥壳模态分析[J].上海汽车,1999,(4):1-3,8.
[12] 林军,周晓军,陈子辰,陈庆春.汽车驱动桥总成在线自动检测系统[J].机械与电子,2000,(4):20-21.
[13] 王聪兴,冯茂林. 现代设计方法在驱动桥设计中的应用[J].公路与汽运,2004,(4):6-8.
[14]   Ford Motor Company Arup Gangopadhyay, Sam Asaro, Michael Schroder,    Ron Jensen and Jagadish Sorab. Fuel Economy Improvement Through Frictional Loss  Reduction in Light Duty Truck Rear Axle.SAE,2002
[15]  Dirk Spindler  Georg von Petery  INA-Schaeffler KG. Angular Contact Ball Bearings for a Rear Axle Differential.SAE ,2003
[16] will be Yang, Wang Yuan, Ma Hao. Finite element method based on the axle housing Truck driver analysis [J]. Agricultural equipment and vehicle engineering .2006, (10) :19-21

附录1
    驱动桥桥壳是汽车上的主要零件之一,非断开式驱动桥的桥壳起着支承汽车荷重的作用,并将载荷传给车轮.作用在驱动车轮上的牵引力,制动力、侧向力和垂向力也是经过桥壳传到悬挂及车架或车厢上。因此桥壳既是承载件又是传力件,同时它又是主减速器、差速器及驱动车轮传动装置(如半轴)的外壳。
        在汽车行驶过程中,桥壳承受繁重的载荷,设计时必须考虑在动载荷下桥壳有足够的强度和刚度。为了减小汽车的簧下质量以利于降低动载荷、提高汽车的行驶平顺性,在保证强度和刚度的前提下应力求减小桥壳的质量.桥壳还应结构简单、制造方便以利于降低成本。其结构还应保证主减速器的拆装、调整、维修和保养方便。在选择桥壳的结构型式时,还应考虑汽车的类型、使用要求、制造条件、材料供应等。

桥壳的结构型式
        桥壳的结构型式大致分为可分式
        可分式桥壳
        可分式桥壳的整个桥壳由一个垂直接合面分为左右两部分,每一部分均由一个铸件壳体和一个压入其外端的半轴套管组成。半轴套管与壳体用铆钉联接。在装配主减速器及差速器后左右两半桥壳是通过在中央接合面处的一圈螺栓联成一个整体。其特点是桥壳制造工艺简单、主减速器轴承支承刚度好。但对主减速器的装配、调整及维修都很不方便,桥壳的强度和刚度也比较低。过去这种所谓两段可分式桥壳见于轻型汽车,由于上述缺点现已很少采用。
        整体式桥壳
        整体式桥壳的特点是将整个桥壳制成一个整体,桥壳犹如一整体的空心粱,其强度及刚度都比较好。且桥壳与主减速器壳分作两体,主减速器齿轮及差速器均装在独立的主减速壳里,构成单独的总成,调整好以后再由桥壳中部前面装入桥壳内,并与桥壳用螺栓固定在一起。使主减速器和差速器的拆装、调整、维修、保养等都十分方便。
        整体式桥壳按其制造工艺的不同又可分为铸造整体式、钢板冲压焊接式和钢管扩张成形式三种。
        驱动桥处于动力传动系的末端,其基本功能是增大由传动轴或变速器传来的转矩,并将动力合理地分配给左、右驱动轮,另外还承受作用于路面和车架或车身之间的垂直力力和横向力。驱动桥一般由主减速器、差速器、车轮传动装置和驱动桥壳等组成。
        驱动桥设计应当满足如下基本要求:
        a)所选择的主减速比应能保证汽车具有最佳的动力性和燃料经济性。
        b)外形尺寸要小,保证有必要的离地间隙。
        c)齿轮及其它传动件工作平稳,噪声小。
        d)在各种转速和载荷下具有高的传动效率。
        e)在保证足够的强度、刚度条件下,应力求质量小,尤其是簧下质量应尽量小,以改善汽车平顺性。
        f)与悬架导向机构运动协调,对于转向驱动桥,还应与转向机构运动协调。
        g)结构简单,加工工艺性好,制造容易,拆装,调整方便。
        驱动桥的结构型式按工作特性分,可以归并为两大类,即非断开式驱动桥和断开式驱动桥。当驱动车轮采用非独立悬架时,应该选用非断开式驱动桥;当驱动车轮采用独立悬架时,则应该选用断开式驱动桥。因此,前者又称为非独立悬架驱动桥;后者称为独立悬架驱动桥。独立悬架驱动桥结构叫复杂,但可以大大提高汽车在不平路面上的行驶平顺性。
非断开式驱动桥
        普通非断开式驱动桥,由于结构简单、造价低廉、工作可靠,广泛用在各种载货汽车、客车和公共汽车上,在多数的越野汽车和部分轿车上也采用这种结构。他们的具体结构、特别是桥壳结构虽然各不相同,但是有一个共同特点,即桥壳是一根支承在左右驱动车轮上的刚性空心梁,齿轮及半轴等传动部件安装在其中。这时整个驱动桥、驱动车轮及部分传动轴均属于簧下质量,汽车簧下质量较大,这是它的一个缺点。
        驱动桥的轮廓尺寸主要取决于主减速器的型式。在汽车轮胎尺寸和驱动桥下的最小离地间隙已经确定的情况下,也就限定了主减速器从动齿轮直径的尺寸。在给定速比的条件下,如果单级主减速器不能满足离地间隙要求,可该用双级结构。在双级主减速器中,通常把两级减速器齿轮放在一个主减速器壳体内,也可以将第二级减速齿轮作为轮边减速器。对于轮边减速器:越野汽车为了提高离地间隙,可以将一对圆柱齿轮构成的轮边减速器的主动齿轮置于其从动齿轮的垂直上方;公共汽车为了降低汽车的质心高度和车厢地板高度,以提高稳定性和乘客上下车的方便,可将轮边减速器的主动齿轮置于其从动齿轮的垂直下方;有些双层公共汽车为了进一步降低车厢地板高度,在采用圆柱齿轮轮边减速器的同时,将主减速器及差速器总成也移到一个驱动车轮的旁边。
        在少数具有高速发动机的大型公共汽车、多桥驱动汽车和超重型载货汽车上,有时采用蜗轮式主减速器,它不仅具有在质量小、尺寸紧凑的情况下可以得到大的传动比以及工作平滑无声的优点,而且对汽车的总体布置很方便。
断开式驱动桥
        断开式驱动桥区别于非断开式驱动桥的明显特点在于前者没有一个连接左右驱动车轮的刚性整体外壳或梁。断开式驱动桥的桥壳是分段的,并且彼此之间可以做相对运动,所以这种桥称为断开式的。另外,它又总是与独立悬挂相匹配,故又称为独立悬挂驱动桥。这种桥的中段,主减速器及差速器等是悬置在车架横粱或车厢底板上,或与脊梁式车架相联。主减速器、差速器与传动轴及一部分驱动车轮传动装置的质量均为簧上质量。两侧的驱动车轮由于采用独立悬挂则可以彼此致立地相对于车架或车厢作上下摆动,相应地就要求驱动车轮的传动装置及其外壳或套管作相应摆动。
        汽车悬挂总成的类型及其弹性元件与减振装置的工作特性是决定汽车行驶平顺性的主要因素,而汽车簧下部分质量的大小,对其平顺性也有显著的影响。断开式驱动桥的簧下质量较小,又与独立悬挂相配合,致使驱动车轮与地面的接触情况及对各种地形的适应性比较好,由此可大大地减小汽车在不平路面上行驶时的振动和车厢倾斜,提高汽车的行驶平顺性和平均行驶速度,减小车轮和车桥上的动载荷及零件的损坏,提高其可靠性及使用寿命。但是,由于断开式驱动桥及与其相配的独立悬挂的结构复杂,故这种结构主要见于对行驶平顺性要求较高的一部分轿车及一些越野汽车上,且后者多属于轻型以下的越野汽车或多桥驱动的重型越野汽车。
多桥驱动的布置
        为了提高装载量和通过性,有些重型汽车及全部中型以上的越野汽车都是采用多桥驱动,常采用的有4×4、6×6、8×8等驱动型式。在多桥驱动的情况下,动力经分动器传给各驱动桥的方式有两种。相应这两种动力传递方式,多桥驱动汽车各驱动桥的布置型式分为非贯通式与贯通式。前者为了把动力经分动器传给各驱动桥,需分别由分动器经各驱动桥自己专用的传动轴传递动力,这样不仅使传动轴的数量增多,且造成各驱动桥的零件特别是桥壳、半轴等主要零件不能通用。而对8×8汽车来说,这种非贯通式驱动桥就更不适宜,也难于布置了。
        为了解决上述问题,现代多桥驱动汽车都是采用贯通式驱动桥的布置型式。
        在贯通式驱动桥的布置中,各桥的传动轴布置在同一纵向铅垂平面内,并且各驱动桥不是分别用自己的传动轴与分动器直接联接,而是位于分动器前面的或后面的各相邻两桥的传动轴,是串联布置的。汽车前后两端的驱动桥的动力,是经分动器并贯通中间桥而传递的。其优点是,不仅减少了传动轴的数量,而且提高了各驱动桥零件的相互通用性,并且简化了结构、减小了体积和质量。这对于汽车的设计(如汽车的变型)、制造和维修,都带来方便。
由于非断开式驱动桥结构简单、造价低廉、工作可靠,查阅资料,参照国内相关货车的设计。

附录2
    Bridge-driven car shell is one of the main parts, non-drive off-shell bridge played a supporting role in the automotive load and load to the wheels. In the role of the drive wheels on the traction, braking force, lateral and vertical forces also spread to fly through the bridge and the shell or inside the frame. Therefore, the bridge carrying both pieces of shell-edge thing is, at the same time it is also the main reducer, and differential wheel drive transmission (such as the axle) of the shell.
In the car, the axle housing to bear the heavy load, the design must take into account the dynamic load under the axle housing have enough strength and stiffness. In order to reduce the spring under the car of lower quality in order to facilitate dynamic load, and improve the car's running smoothly, while ensuring the strength and stiffness on the premise of the bridge should seek to reduce the quality of the shell. Shell structure of the bridge should be simple and easy to create the benefit of lower costs. It should also ensure that the structure of the main reducer of disassembly, adjustment, repair and maintenance easy. Bridge in the selection of the shell structure, should also be given to the type of car, asked to use, manufacture, supply materials and so on.
A bridge of the shell structure
Bridge of the shell structure can be roughly divided into type
There are bridge-shell
There are bridge-shell as a whole from the shell of a bridge into the vertical joints around two parts, each part by the casting of a shell into the outside pressure and a side of the axle casing components. Half shell casing and connected with rivets. In the main reducer, and differential assembly after about two half-bridge through the shell in the joints of the Central Office of the bolt circle into a whole. It features a simple bridge shell manufacturing process, the main reducer bearing stiffness well. But the main reducer of the assembly, adjustment and maintenance are inconvenient, the bridge shell strength and stiffness will be lower. In the past the so-called two-axle housing can be found in the car light, as a result of these shortcomings is now rarely used.
whole-axle housing
Bridge-shell as a whole is characterized by the entire bridge made of a shell as a whole, the bridge is like a shell of the hollow beam as a whole, its strength and stiffness than good. Bridge and the shell and the shell will be divided into two main reducer, the main reducer, and differential gears are mounted on the main independent slowdown shell, constitute a separate assembly, later adjusted by the bridge in front of the shell in the central bridge into the shell , And with the axle housing fixed together with bolts. It enables a reducer, and differential of disassembly, adjustment, repair, maintenance and so on is very convenient.
Bridge-shell as a whole according to their different manufacturing process can be divided into a whole-casting, stamping steel plates welded steel pipe and the expansion into three forms.
Bridge drive powertrain in the end, its basic function is to increase the transmission shaft or transmission from the torque and power reasonably allocated to the left and right wheel also bear on the role of road and the frame or body Between vertical and horizontal force strength. Driven by the main bridge in general reducer, and differential, gear wheels and drive axle housing component, and so on.
Drive bridge should be designed to meet the basic requirements are as follows:
a) choice of the main reduction ratio should be able to ensure the car has the best power and fuel economy.
b) smaller size, it is necessary to ensure that the ground clearance.
c) transmission gears and other pieces of work in a smooth, small noise.
d) in a variety of speed and load with a high transmission efficiency.
e) to ensure sufficient strength, rigidity conditions, the quality should be as small, especially the quality of the next spring should be small in order to improve the car ride.
f)-oriented suspension and body movement coordination, the drive to the bridge, but also with the agency to coordinate movement.
g) simple structure, good process and create easy disassembly, easy adjustment.
Drive bridge structure in accordance with characteristics of the work, can be grouped into two broad categories, namely non-drive off the bridge and drive off the bridge. When the drive wheel of a non-independent suspension, the non-selection should be off-drive axle; when the drive wheel independent suspension, the choice should be off-drive axle. As a result, the former driver, also known as non-independent suspension bridge; the latter known as the independent suspension bridge driver. Independent suspension bridge structure called complex drive, but will be much more uneven in the car traveling on the road ride comfort.
2 non-drive axle disconnect
General non-drive off the bridge, because it is simple, low-cost, reliable, widely used in a variety of truck, bus and a bus, in most of the off-road cars and car parts is also using this structure. Details of their structure, in particular, the shell structure of the bridge although different, but there is a common feature of the bridge is a shell around the drive wheel bearing on the rigid hollow beams, such as transmission gears and axle components to install it. At this time the entire drive axle, wheel and drive shaft are part of the quality of the next spring, next spring the quality of the larger car, which is one of its shortcomings.
Bridge drive size depends largely on the outline of the main type of reducer. In the tire size and drive under the bridge minimum ground clearance have been identified, will be limited to the main driven gear reducer diameter size. In a given ratio of the conditions, if the single-stage main reducer not meet the requirements of ground clearance, with the two-level structure. In the main two-stage reducer, usually two-stage gear reducer in a shell of the main reducer, can also slow down in the second grade as a round edge gear reducer. The round side reducer: off-road vehicle in order to improve the ground clearance, can constitute a pair of cylindrical gear wheel of the gear reducer at the top of the vertical driven gear; bus in order to reduce the vehicle's center of mass and a high degree of deck A high degree of order to enhance the stability and convenience of the passengers get off, can be round edge of the gear reducer at the bottom of the vertical driven gear; some double-decker bus in order to further reduce the deck height, cylinder gear used in the round edge Reducer, the main reducer, and differential assembly also moved to a wheel next to the driver.
In a small number of high-speed engine with a large bus, Bridge Multi-drive cars and super-heavy-duty truck, sometimes using the main worm-reducer, which not only has the quality in a small, compact size of the case could be a big transmission ratio, as well as the work of Smooth silent advantages, but also to the overall layout of the car easily.
  Drive-off bridge
Off-drive off the bridge from the non-drive axle of the obvious characteristics is that the former do not have a connection about the drive wheels or beam rigid shell as a whole. Drive off-shell bridge is a section, and each other can do relative motion, such as the bridge-off. In addition, it is always with the independent match suspension, it is also known as the independent suspension bridge driver. This bridge in the middle of the main reducer, and differential, and so is mounting in the frame beams inside or on the floor or backbone frame-linked. The main reducer, and differential part of the drive shaft and the quality of the gear wheels are on the quality of the spring. Both sides of the drive wheel independent suspension as a result can be caused by site as opposed to one another or inside the frame for swinging up and down, and accordingly on the request of the gear wheel drive and its shell casing or swing accordingly.
Flying car assembly and its flexibility in the type of device components and vibration characteristics of the work is to determine a car ride a major factor, and the spring under the car the size of some of the quality of its ride quality is also significant. Off-drive axle of the quality of the spring under the smaller, independent suspension with the match, with the result that drive the wheels on the ground and contacts of all kinds of terrain and better adaptability, which can greatly reduce the car in the uneven pavement When traveling on the train vibration and tilt to improve vehicle ride and average speed, and reduce the wheel of Axle Load and move on the part of the damage and improve the reliability and service life. However, due to off-drive axle and independent suspension of the match with the structure of the complex, and they were mainly observed in the structure of the smooth running of the higher part of the car and a number of off-road vehicle, and the latter belongs to light more of the following off-road vehicle Bridge or drive the heavy-duty off-road vehicle.
  Multi-Bridge-driven layout
In order to improve the loading and through, and some heavy-duty vehicles and medium-sized all over the off-road vehicle and are based on the multi-bridge driver, there is often used in 4 × 4,6 × 6,8 × 8, and other types of drivers. In the multi-bridge drivers, power points as actuators to drive the bridge in two ways. The two corresponding power transfer mode, multi-drive vehicle bridge the drive axle of the type of layout is divided into non-through-and through. In order to power by the former sub-actuator to the drive axle, respectively, to be divided by the actuator through the drive axle own dedicated power transmission shaft, so that not only the increase in the number of drive shaft and caused the driver of the bridge parts in particular Shell Bridge, the main axle, and other parts can not be universal. The 8 × 8 on the car, this non-drive-through is even more inappropriate for the bridge, a difficult layout.
In order to address these problems, and more modern bridges are built on a car driving through the drive-type layout of the bridge.
In the drive-through layout of the bridge, the bridge of the vertical shaft arranged in the same vertical plane and drive the bridge were not Shaft with their own sub-actuator directly connected, but located at the front of the actuator or Behind the bridge of the two adjacent shaft, the layout of the series is. Before and after the driver of the car at both ends of the bridge's driving force is divided by the actuator and through the middle of the bridge and pass. The advantage is not only a reduction of the number of drive shaft, but the driver raised the bridge parts commonality with each other and to simplify the structure, reducing the size and quality. This car's design (such as car variant), manufacturing and maintenance, are convenient.
Due to the non-drive off the bridge structure is simple, low-cost, reliable access to information relevant in the light truck designs.
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 楼主| 发表于 31-10-2010 11:42:46 | 显示全部楼层 |阅读模式

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目  录
摘要I
Abstract        II
第1章        绪论        1
1.1研究意义………………………………………………………………………1
1.2国内外发展现状        1
1.3制动系统应满足的要求        2
1.4课题任务        3
第2章 制动器方案的选择        4
2.1方案选择的依据        4
2.2方案的选定        4
2.2.1制动器选择        4
2.2.2前、后制动器的选择        5
2.3行车制动器的标准和法规        7
第3章 制动器的主要参数及其选择        8
3.1 制动力与制动力分配系数        8
3.2 同步附着系数计算        11
3.3 制动器最大制动力矩        14
3.4 利用附着系数和制动效率        15
3.4.1利用附着系数        15
3.4.2制动效率        16
3.5制动器制动性能核算        17

第4章 制动器主要零件的设计计算        18
4.1制动盘主要参数的确定        18
4.1.1制动盘        18
4.1.2制动盘直径        18
4.1.3制动盘厚度        18
4.2摩擦衬块主要参数的确定        19
4.2.1 摩擦衬块内半径和外半径        19
4.2.2 摩擦衬块有效半径        19
4.2.3 摩擦衬块的面积和磨损特性计算        20
4.2.4 摩擦衬块参数设计核算        22
4.3液压制动驱动机构的设计计算        23
4.3.1制动轮缸直径与工作容积        23
4.3.2制动主缸直径与工作容积        25
第5章 制动器主要零件的结构设计        26
5.1制动钳        26
5.2制动块        26
5.3摩擦材料        26
5.4盘式制动器工作间隙的调整        27
致谢        29
参考文献        30


摘要
本文主要是介绍盘式制动器的设计,对所选车型制动器的选用方案进行了选择,并对所选车型的盘式制动器的间隙调整机构做了主要的改进,同时分析了汽车在各种附着系数道路上的制动过程,对前后制动力分配系数和同步附着系数、利用附着系数、制动效率等做了计算。在满足制动法规要求及设计原则要求的前提下,提高了汽车的制动性能。

关键词:盘式制动器   间隙调整机构  同步附着系数  利用附着系数
          制动效率


Abstract
This article mainly is introduced the disc brake the classification as well as each kind of disc brake good and bad points, to chose the vehicle brake to select the plan to carry on the choice, has made the main design calculation in view of the disc brake, simultaneously has analyzed the automobile on each kind of coefficient of adhesion path brake process, to the around braking force distribution coefficient and the synchronization coefficient of adhesion, using the coefficient of adhesion, the brake efficiency and so on has made the computation. In satisfies the brake laws and regulations request and under the principle of design request premise, enhanced the automobile braking quality.

Key words: Disc brake     Synchronization coefficient of adhesion   Using coefficient of adhesion   Brake efficiency

1  绪论
1.1研究意义
随着社会的不断向前发展,汽车在人们的生活中的作用也日趋明显,人们从事生产活动离不开汽车,日常生活中,汽车尤其是乘用车成为经常使用的交通工具。拥有一辆轿车是人们生活质量水平提高的标志。而制动系统是汽车安全系统当中最重要的一项,其结构和性能的优劣直接影响车辆和人身安全。因此人们对其提出了更严格的要求,现代社会,对制动系统的研究设计以提高其工作性能是十分重要的。
1.2国内外发展现状
国内现状:
    随着我国汽车工业技术的发展,特别是轿车工业的发展,国外先进技术的进入,汽车上采应用盘式制动器配置才逐步在我国形成规模。特别是在提高整车性能、保障安全、提高乘车者的舒适性,等方面都发挥了很大的作用。
    在轿车、微型车、轻卡、SUV及皮卡方面:在从经济与实用的角度出发,一般采用了混合的制动形式,即前车轮盘式制动,后车轮鼓式制动。因轿车在制动过程中,由于惯性的作用,前轮的负荷通常占汽车全部负荷的70%-80%,所以前轮制动力要比后轮大。采用前盘后鼓式混合制动器,这主要是出于成本上的考虑,同时也是因为汽车在紧急制动时,轴荷前移,对前轮制动性能的要求比较高,这类前制动器主要以液压盘式制动器为主流。
     在大型客车方面:盘式制动器产品技术先进性明显。目前,宇通公司、厦门金龙客车、丹东黄海客车、安徽凯斯鲍尔等国内知名的大型厂家均已在批量生产带盘式制动器的高档客车。
重型汽车方面:作为重型汽车行业应用型新技术。盘式制动器已经是成熟产品,国内大型汽车厂均完成了盘式制动器在重型汽车方面的前期型试试验及技术贮备工作,盘式制动器在某些方面可以说成为未来重卡制动系统匹配发展的新趋势。
国外现状:
国外汽车研发机构经过多年的研究和试验,气压盘式制动器在所有的主要性能方面都优于传统的鼓式制动器,并将其广泛使用在新型的载重汽车上。现在一些欧洲汽车公司制造的汽车上,均已开始大量使用气压盘式制动器总成(这种气压盘式车轮制动器装配组装在汽车的前后车桥总成上)。目前关于汽车制动的研究主要集中在制动控制方面,今天,ABS/ASR已经成为欧美和日本等发达国家汽车的标准设备。而且为了降低自重和经营成本,盘式制动器不仅用于主车的前后桥上,也装配于挂车车桥。2000年,国外装配盘式制动器的车桥已占到了所有车桥总成的一半以上。盘式制动器经过这几年的不断开发,不断改进,发展非常迅猛。  

1.3制动系统应满足的要求
1)        应能适应有关标准和法规的规定;
2)        具有足够的制动效能,包括行车制动效能和驻车制动效能;
3)        工作可靠;
4)        制动效能的热稳定性好;
5)        制动效能的水稳定性好;
6)        制动时汽车操纵稳定性好;
7)        制动踏板和手柄的位置和行程应符合人—机工程学要求;
8)        作用滞后的时间要尽可能短;
9)        制动时不能产生噪声和振动;
10)与悬架、转向装置不产生运动干涉,在车轮跳动或汽车转向时不会引起自行制动;
11)能全天侯使用;
12)制动系机件的使用寿命长,制造成本低;对摩擦材料的选择也应考虑到环保要求,应力求减小制动时飞散到大气中的有害人体的石棉纤维。


1.4课题任务
调研现在制动器理论、设计、制造发展的趋势,以及现代优化技术发展的状况,通过模仿其它车型的制动器和参数来确定制动器的结构和组成形式。主要包括:前后制动器形式,前后制动器制动力分配,、同步附着系数、利用附着系数、制动效率得计算以及驱动机构的设计和计算。最后根据设计的结果完成盘式制动器的设计。

第2章 制动器方案的选择
2.1方案选择的依据
制动系统方案的选定,依据所参考汽车的主要结构参数、制动系统结构和制动性能来初步的选定。还必须考虑本课题对制动器提出的要求,参考同类型车辆的制动系统机构,再满足制动系统性能要求的前提下,同时还应考虑社会及市场的需求、是否符合生产发展水平和成本的因素。
2.2方案的选定
2.2.1制动器选择
制动器是制动的主要组成部分,目前汽车制动器分为鼓式和盘式两大类制动器。与鼓式制动器相比,盘式制动器的优点有:
1)热稳定性较好。
2)水稳定性较好。           
3)制动稳定性好。
4)制动力矩与汽车前进和后退行驶无关。
5)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。
6)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。
7)制动盘与摩擦衬块间的间隙小(0.05~0.15mm),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。
8)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
9)易于构成多回路制动驱动系统,使系统有较好的可靠性和安全性,以保证汽车在任何车速下各车轮都能均匀一致地平稳制动。
10)能方便地实现制动器磨损报警,以便及时更换摩擦衬块。
盘式制动器的主要缺点是难以完全防止尘污和锈蚀(但封闭的多片全盘式制动器除外);兼作驻车制动器时,所需附加的驻车制动驱动机构较复杂,因此有的汽车采用前轮为盘式后轮为鼓式的制动系统;另外,由于无自行增势作用,制动效能较低,中型轿车采用时需加力装置。
盘式制动器有固定钳式,浮动钳式,浮动钳式包括滑动钳式和摆动钳盘式两种型式。滑动钳式是目前使用广泛的一种盘式制动器。由于盘式制动器热和水稳定性以及抗衰减性能较鼓式制动器好,可靠性和安全性也好,而得到广泛应用。目前越来越多的乘用车采用“前盘后盘”式的制动器配置方案。
2.2.2前、后制动器的选择
盘式制动器按固定元件的结构可分为钳盘式和全盘式两类。
(1) 钳盘式制动器
a 固定钳式
如图2—2所示,在制动钳体上有两个液压油缸,其中各装有一个活塞。当压力油液进入两个油缸活塞外腔时,推动两个活塞向内将位于制动盘两侧的制动块总成压紧到制动盘上,从而将车轮制动。当放松制动踏板使油液压力减小时,回位弹簧又将两制动块总成及活塞推离制动盘。这种型式也称为对置活塞式或浮动活塞式。
优点:除活塞和制动钳以为无其他滑动件,易保证制动钳的刚度、结构和制造工艺易于实现鼓式到盘式的改进、适应于分路系统要求。
缺点:制动器径向和轴向尺寸受油道布置的影响而较大,增加了汽车布置难度,不适应现代轿车、固定钳易使制动液温度过高而汽化
(2)浮动钳式
浮动钳式盘式制动器的制动钳体是浮动的。其浮动方式有两种,一种是制动钳体可作平行滑动;另一种是制动钳体可绕一支承销摆动(见图2—3)。因而有滑动钳式盘式制动器和摆动钳式盘式制动器之分。但它们的制动油缸均为单侧的,且与油缸同侧的制动块总成是活动的,而另一侧的制动块总成则固定在钳体上。制动时在油液压力作用下,活塞推动活动制动块总成压靠到制动盘,而反作用力则推动制动钳体连同固定制动块总成压向制动盘的另一侧,直到两制动块总成受力均等为止。对摆动钳式盘式制动器来说,钳体不是滑动而是在与制动盘垂直的平面内摆动。这样就要求制动摩擦衬块应预先做成楔形的(摩擦表面对背面的倾斜角为6°左右)。在使用过程中,摩擦衬块逐渐磨损到各处残存厚度均匀(一般约为l mm)后即应更换。
(3)全盘式制动器(如图2—4)的固定摩擦元件和旋转元件均为圆盘形,制动时各盘摩擦表面全部接触。其工作原理如摩擦离合器,故又称为离合器式制动器。用得较多的是多片全盘式制动器,以便获得较大的制动力。但这种制动器的散热性能较差,故多为油冷式,结构较复杂。
图2—4  多片全盘式制动器
1-旋转花键鼓,2-固定制动盘,3-外盖,4-带键螺栓,5-旋转制动盘,6-内盖, 7-调整螺纹挡圈,8-活塞回位弹簧,9-活塞套筒,10-活塞,11-活塞密封圈,12-放气螺钉,13-套筒密封圈,14-轮缸缸体,15-弹簧座盘,16-垫块,17-摩擦衬片
最后,根据各种制动器的优缺点,考虑到所适应的车型、现代乘用车制动器应用发展趋势以及经济成本,满足本课题任务要求,该车前、后制动器均采用滑动钳盘式制动器。
2.3行车制动器的标准和法规
综合国外有关标准和法规,可以认为:进行制动效能试验时的制动减速度j,轿车应为5.8~7m/s2(制动初速度v=80km/h);载货汽车应为4.4~5.5m/s2 (制动初速度见表1)。相应的最大制动距离ST:轿车为ST=0.1v+v2/150;货车为ST=0.15v+ v2/115,式中第一项为反应距离;第二项为制动距离,ST单位为m;v单位为km/h。
我国一般要求制动减速度j不小于0.6g(5.88 m/s2),其条件如下:轿车制动初速度50~80km/h、踏板力不大于400N;小型客车(9座以下)和轻型货车(总重3.5t以下)制动初速度50~80km/h、踏板力不大于500N;其它汽车制动初速度30~60km/h、踏板力不大于700N。但实际上踏板力值比法规规定小,要考虑操纵轻便性与同类车比较来确定。
第3章制动器的主要参数及其选择

制动器设计中需要预先给定的长安羚羊轿车整车参数有:汽车轴距L=2365mm;车轮有效 =280mm;汽车空、满载时的总质量 =865Kg, =1190Kg;空、满载时的轴荷分配:前轴负荷 =519Kg, =642.5Kg;后轴负荷 , ;空、满载时的质心位置:质心高度 =660mm, =530mm;空、满载质心距前轴距离 =946mm, =1088mm;质心距后轴距离 =1419mm, =1227mm等。
3.1制动力与制动力分配系数
汽车制动时,如果忽略路面对车轮的滚动阻力矩和汽车回转质量的惯性力矩,则任一角速度 >0的车轮,其力矩平衡方程为:   
                                (3—1)
式中  ——制动器对车轮作用的制动力矩,即制动器的摩擦力矩,其方向与车轮旋转方向相反,N&#8226;m;
        ——地面作用于车轮上的制动力,即地面与轮胎之间的摩擦力,又称地面制动力,其方向与汽车行驶方向相反,N;
——车轮有效半径,m。
        令                                               (3—2)
   并称之为制动器制动力, 与地面制动力 的方向相反,当车轮角速度 >0时,大小亦相等,且 仅由制动器结构参数所决定。即 取决于制动器的结构型式、尺寸、摩擦副的摩擦系数及车轮有效半径等,并与制动踏板力即制动系的液压或气压成比例。当加大踏板力以加大 , 和 均随之增大。但地面制动力 受着附着条件的限制,其值不可能大于附着力 ,即
                                                                       
                          ≤                           (3—3)                    
或                                               (3—4)
式中   ——轮胎与地面间的附着系数;   
Z——地面对车轮的法向反力,N。
当制动器制动力 和地面制动力 达到附着力 值时,车轮即被抱死并在地面上滑移。此后制动力矩 即表现为静摩擦力矩,而 即成为与 相平衡以阻止车轮再旋转的周缘力的极限值。当制动到 =0以后,地面制动力 达到附着力 值后就不再增大,而制动器制动力 由于踏板力 的增大使摩擦力矩 增大而继续上升如图(3—1)。
    根据汽车制动时的整车受力分析如图3—2,考虑到制动时的轴荷转移,可求得地面对前、后轴车轮的法向反力Z1,Z2为:

               (3—5)
式中  G——汽车所受重力,N;
            L——汽车轴距,mm;
——汽车质心离前轴距离,mm;
——汽车质心离后轴的距离,mm;
——汽车质心高度,mm;
g——重力加速度,m/s ;
-——汽车制动减速度, m/s 。
汽车总的地面制动力为:
                      (3—6)
式中 q( )——制动强度,亦称比减速度或比制动力;
, ——前后轴车轮的地面制动力,N。
由以上两式可求得前、后轴车轮附着力为:
                (3—7)
                (3—8)                    
上式表明:汽车在附着系数 为任意确定值的路面上制动时,各轴附着力即极限制动力并非为常数,而是制动强度q或总制动力 的函数。当汽车各车轮制动器的制动力足够时,根据汽车前、后轴的轴荷分配,前、后车轮制动器制动力的分配、道路附着系数和坡度情况等,制动过程可能出现的情况有三种,只选择
前、后轮同时抱死拖滑。这一种情况的附着条件利用得最好。
由式(3—6)、式(3—7)和式(3—8)求得在任何附着系数 的路面上,前、后车轮同时抱死即前、后轴车轮附着力同时被充分利用的条件是:

                   (3—9)                     
式中  ——前轴车轮的制动器制动力,N, ;
——后轴车轮的制动器制动力,N, ;
——前轴车轮的地面制动力,N;
——后轴车轮的地面制动力,N;
, ——地面对前、后轴车轮的法向反力,N;
G——汽车重力,N;
, ——汽车质心离前、后轴距离,mm;
——汽车质心高度,mm。
由式(3—9)可知,前、后车轮同时抱死时,前、后轮制动器的制动力 , 是 的函数。由式(3—9)中消去 ,得:
                (3—10)               
将上式绘成以 , 为坐标的曲线,即为理想的前、后轮制动器制动力分配曲线,简称I曲线,如图3—3所示。如果汽车前、后制动器的制动力 , 能按I曲线的规律分配,则能保证汽车在任何附着系数 的路面上制动时,都能使前、后车轮同时抱死。然而,目前大多数两轴汽车尤其是货车的前、后制动器制动力之比值为一定值,并以前制动 与汽车总制动力 之比来表明分配的比例,称为汽车制动器制动力分配系数 :
                     (3—11)                          
又由于在附着条件所限定的范围内,地面制动力在数值上等于相应的制动周缘力,故 又可通称为制动力分配系数。
3.2 同步附着系数计算
式 (3—11) 可表达为:                                 (3—12)
上式在图3—3中是一条通过坐标原点且斜率为(1- )/ 的直线,它是具有制动器制动力分配系数为 的汽车的实际前、后制动器制动力分配线,简称 线。图中 线与I曲线交于B点,可求出B点处的附着系数 = ,则称 线与I曲线交点处的附着系数 为同步附着系数。它是汽车制动性能的一个重要参数,由汽车结构参数所决定。同步附着系数的计算公式是:
对于前、后制动器制动力为固定比值的汽车,只有在附着系数 等于同步附着系数 的路面上,前、后车轮制动器才会同时抱死。
为了防止汽车的前轮失去转向能力和后轮产生侧滑,希望在制动过程中,在即将出现车轮抱死但尚无任何车轮抱死时的制动减速度,为该车可能产生的最高减速度。分析表明,汽车在同步附着系数 的路面上制动(前、后车轮同时抱死)时,其制动减速度为du/dt=qg= g,即q= ,q为制动强度。而在其他附着系数 的路面上制动时,达到前轮或后轮即将抱死时的制动强度q< ,这表明只有在 = 的路面上,地面的附着条件才得到充分利用。附着条件的利用情况可用附着系数利用率  (或附着力利用率)来表达, 可定义为:
                        (3—13)
式中   ——汽车总的地面制动力,N;
G——汽车所受重力,N;
q——制动强度。
当 = 时, q= , =1,利用率最高。
当今道路条件大为改善,汽车行驶速度也大为提高,因而汽车因制动时后轮先抱死引起的后果十分严重。由于车速高,它不仅会引起侧滑甩尾甚至会调头而丧失操纵稳定性。后轮先抱死的情况是最不希望发生的。因此各类轿车和一般载货汽车的 值有增大的趋势。
如何选择同步附着系数 ,是采用恒定前后制动力分配比的汽车制动系设计中的一个较重要的问题。在汽车总重和质心位置已定的条件下, 的数值就决定了前后制动力的分配比。
根据设计经验,空满载的同步附着系数 和 应在下列范围内:轿车:0.65~0.80;轻型客车、轻型货车:0.55~0.70;大型客车及中重型货车:0.45~0.65。
如何选择同步附着系数 ,是采用恒定前后制动力分配比的汽车制动系设计中的一个较重要的问题。在汽车总重和质心位置已定的条件下, 的数值就决定了前后制动力的分配比。
理想情况下,前后车轮同时抱死,前后制动器的制动力计算根据所给定的技术参数、公式 、 、F .取 分别为0.1、0.2、0.3、0.4、0.5、0.6、0.7、0.8、0.9、1.0时计算空载和满载的制动器制动力,列表如下:


            空载                    满载
        F KN
F KN
F / F
F KN
F KN
F / F

0.1        0.54        0.32        1.69        0.64        0.52        1.23
0.2        1.13        1.60        1.88        1.34        0.99        1.35
0.3        1.77        0.82        1.16        2.10        1.40        1.5
0.4        2.37        1.00        2.37        2.90        1.76        1.65
0.5        3.2        1.13        2.83        3.75        2.07        1.81
0.6        3.98        1.21        3.29        4.66        2.32        2.00
0.7        4.82        1.24        3.89        5.63        2.52        2.23
0.8        5.70        1.22        4.67        6.65        2.67        2.50
0.9        6.62        1.16        5.71        7.72        2.60        3.0
1.0        7.60        1.05        7.24        8.84        2.51        3.52
满载时取 F / F =2.23
则    
同步附着系数 =                                   (3—14)   
空载时  =0.32     满载时  =0.76
根据设计经验,满载的同步附着系数 应在下列范围内:轿车:0.65~0.80。
3.3 制动器最大制动力矩
由式(3—8)可知,双轴汽车前、后车轮附着力同时被充分利用或前、后轮同时抱死时的制动力之比为:
    =2.7
式中   , ——汽车质心离前、后轴距离,mm;
——同步附着系数;
——汽车质心高度,mm。
制动器所能产生的制动力矩,受车轮的计算力矩所制约,即:
   

式中   ——前轴制动器的制动力,N ;
——后轴制动器的制动力,N ;
——作用于前轴车轮上的地面法向反力,N;
——作用于后轴车轮上的地面法向反力,N;
——车轮有效半径,mm。
对于选取较大 值的各类汽车,则应从保证汽车制动时的稳定性出发,来确定各轴的最大制动力矩。为了保证在 的良好路面上能制动到后轴车轮和前、后车轮先后抱死滑移,相应的极限制动强度 ,故所需的后轴和前轴的最大制动力矩为:
                        (3—17)
                           (3—18)
式中   ——该车所能遇到的最大附着系数;
q——制动强度;
——车轮有效半径,m。
因为所选取的车型为羚羊乘用轿车,所遇道路路面较好,同步附着系数也较高。所以采取公式(3—17)和(3—18)计算制动器在路面附着系数为0.8时的后轴和前轴最大制动力矩:
后轴:  =
=
=753(Nm)
前轴: = 1676(Nm)
式中   ——该车所能遇到的最大附着系数, =0.8;
q——制动强度;
——车轮有效半径, =0.28m。
一个车轮制动器应有的最大制动力矩为按上公式计算所得结果的半值。
3.4 利用附着系数和制动效率
最高制动减速度出现车轮抱死但还没有任何车轮抱死时的制动减速度作为汽车能产生的。只有在q= 的路面上,地面的附着力才能充分被利用。
3.4.1利用附着系数
前轴的利用附着系数
前后轮刚要同时抱死时产生的制动减速度为 ,则:
  ;       ;  
                               (3—19)
后轴利用附着系数 :
根据前轴附着系数求法同理可得:
      ;         F =
=                              (3—20)
分别取q=0.1、0.2、0.3、0.1、0.5、0.6、0.7、0.8、0.9、1.0,把所给的技术参数代入,在 时求 、 在不同路面附着系数下的值。


空载        满载
         




0.1        0.12        0.06        0.13        0.07
0.2        0.23        0.13        0.25        0.15
0.3        0.33        0.22        0.36        0.25
0.4        0.42        0.32        0.46        0.36
0.5        0.51        0.43        0.55        0.49
0.6        0.59        0.57        0.63        0.64
0.7        0.66        0.75        0.70        0.83
0.8        0.73        0.97        0.77        1.06
0.9        0.80        1.26        0.84        1.36
1.0        0.86        1.65        0.90        1.75

3.4.2制动效率E 、E
前轴制动效率E =                          (3—21)
后轴制动效率E =                       (3—22)

分别取 =0.1、0.2、0.3、0.1、0.5、0.6、0.7、0.8、0.9、1.0,把所给的技术参数代入公式3—21和公式3—22,在 时求E 、E 在不同路面附着系数下的值。
     

3.5制动器制动性能核算       
根据GB7258轿车制动器制动性要求取制动初速度V=50Km/h,路面附着系数为 =0.8。满载:制动距离S=                (3—23)
式中: —轿车制动系统协调时间  
       —减速度增长时间  
       —最大制动减速度 = E ×g×0.8=7.73m
将上述值代入公式(3—23)得:
                       S=15.57m<[S]=19m
所以满足要求。
第4章  制动器主要零件的设计计算

4.1制动盘主要参数的确定
4.1.1制动盘
    制动盘一般由珠光体灰铸铁制成,或用添加Cr,Ni等的合金铸铁制成。其结构形式有平板形和礼帽形器,后—种的圆柱部长度取决于布置尺寸。制动盘在工作时不仅承受着制动块的作用的法向力和切向力,而且承受着热负荷。
制动盘的工作表面应光滑平整,制造时应严格控制端面的跳动量,两侧表面的平行度不应大于0.008mm,盘的表面粗糙度不应大于0.1mm,制动盘表面粗糙度不应大于0.06mm。
表4—1   一些轿车制动盘技术要求
车型        表面跳动量/mm
        两侧表面的不平行度/mm
        静不平衡量/N

奥迪         0.03
0.01
0.5

云雀         0.05
0.03
1.5

奥拓                 0.015
1.0


4.1.2制动盘直径D
该车选用的轮胎规格为165/70 R13.查标准得轮辋直径Dr为330mm。
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%—79%。选取制动盘直径:
        前制动盘D =75%Dr=0.75×330=250mm
后制动盘D =70%Dr=0.7×330=232mm
4.1.3制动盘厚度h
一般实心制动盘厚度可取为10—20mm,通风制动盘厚度可取20—50mm,采用较多的是20mm—30mm.
选取前实心制动盘厚度为h =16mm:后实心制动盘厚度为h =12mm。
4.2摩擦衬块主要参数的确定
4.2.1摩擦衬块内半径R1和外半径R2
推荐摩擦衬块外半径R2与内半径R1的比值不大于1.5.若比值偏大,工作时衬块的外圆与内侧圆周速度相差较多,磨损不均匀,接触面积减小,最终导致制动力矩变化较大。
取前制动器摩擦衬块外半径R2 =125mm,内半径R1 =80m;
后制动器摩擦衬块外半径R2 =115mm,内半径R1 =75mm。
对于常见的扇形摩擦衬块,如果其径向尺寸不大,取R为平均半径 或有效半径 已足够精确。如图4—2所示:
前制动器摩擦衬块平均半径: =100mm;
后制动器摩擦衬块平均半径: =95mm

4.2.2摩擦衬块有效半径
盘式制动器的计算用简图如图4—3所示,今假设衬块的摩擦表面与制动盘接触良好,且各处的单位压力分布均匀,则盘式制动器的制动力矩为:
                                                  (4—1)
式中   ——摩擦系数;
N——单侧制动块对制动盘的压紧力(见图4—3),N;
R——作用半径,mm。
根据图4—2,在任一单元面积只RdR 上的摩擦力对制动盘中心的力矩为 ,式中p为衬块与制动盘之间的单位面积上的压力,则单侧制动块作用于制动盘上的制动力矩为:
                           ( 4—2)
单侧衬块给予制动盘的总摩擦力为:
                            (4—3)
f—摩擦系数  f=0.36
—摩擦衬块扇行弧度角一半   =
得有效半径为:
                    (4—4)
令 ,则有:
前制动器制动衬块有效半径: =101.3mm
后制动器制动衬块有效半径: 96mm
4.2.3 摩擦衬块的面积和磨损特性计算
摩擦衬块的磨损,与摩擦副的材质、表面加工情况、温度、压力以及相对滑磨速度等多种因素有关,因此在理论上要精确计算磨损性能是困难的。但试验表明,摩擦表面的温度、压力、摩擦系数和表面状态等是影响磨损的重要因素。
汽车的制动过程是将其机械能(动能、势能)的一部分转变为热量而耗散的过程。在制动强度很大的紧急制动过程中,制动器几乎承担了耗散汽车全部动力的任务。此时由于在短时间内热量来不及逸散到大气中,致使制动器温度升高。此即
所谓制动器的能量负荷。能量负荷愈大,则衬片衬块的磨损愈严重。

表4—2制动器摩擦衬块摩擦面积
汽车类别        汽车总质量
m /t
单个制动器总的衬块摩擦面积


轿车        0.9—1.5        100—200
        1.5—2.5        200—300



客车与货车        1.0—1.5        120—200
        1.5—2.5        150—250
        2.5—3.5        250—400
        3.5—7.0        300—650
        7.0—12.0        550—1000
        12.0—17.0        600—1200
制动器的能量负荷常以其比能量耗散率作为评价指标。比能量耗散率又称为单位功负荷或能量负荷,它表示单位摩擦面积在单位时间内耗散的能量,其单位为W/mm2。双轴汽车的单个前轮制动器和单个后轮制动器的比能量耗散率分别为:
                       (4—5)
                   (4—6)  
= =4.73(s)             (4—7)
式中    ——汽车回转质量换算系数;
——汽车总质量, =1190Kg;
, ——汽车紧急制动初速度与终速度,m/s;计算时轿车取 km/h(27.8m/s), =0;
   j——制动减速度,m/s2,计算时取j=0.6g;
   t——制动时间,s;
    ——单个前、后制动器总的衬块摩擦面积,cm ;
——制动力分配系数, =0.69。
推荐根据制动摩擦衬块单位面积占有的汽车质量在1.6Kg/cm —3.5Kg/cm ,则:
单个前制动器总的衬块摩擦面积:
     
单个后制动器总的衬块摩擦面积:

得到:44 cm < cm ;
      40cm cm ;
最后取 =130( cm ); ( cm )  。
在紧急制动到 时,并可近似地认为 ,        将所有参数代入公式4—5和4—6得到:
        = (w/mm )
= =1.4(w/mm )                                
轿车盘式制动器的比能量耗散率应不大于6.0W/mm2。比能量耗散率过高,不仅会加速制动衬块的磨损,设计符合要求。
4.2.4摩擦衬块参数设计核算
根据前面3.3所求汽车最大制动器制动力矩所得,汽车所遇路面最大附着系数为   且此时所需后轴最大制动力矩 =753Nm;前轴 =1676Nm ;对以上参数的设计做核算。
前轮实际制动力矩=4×  
          后轮实际制动力矩=4×
式中:f—摩擦系数 , f=0.36;
—摩擦衬块扇行弧度角一半,   = ;
P —前制动器衬块与制动盘之间的单位面积压力,P =3N/mm ;
P —后制动器衬块与制动盘之间的单位面积压力,P = 2N/mm ;
前制动器摩擦衬块外半径R2 =120mm,内半径R1 =80mm;
后制动器摩擦衬块外半径R2 =114mm,内半径R1 =76mm。
求得:
前轮实际制动力矩=4×  
=2014Nm > Nm
后轮实际制动力矩=4×
=985Nm> Nm
故设计符合要求。

4.3液压制动驱动机构的设计计算
    制动轮缸为液压制动系统采用的活塞式制动衬块张开机构,结构简单在车轮制动器中布置简单方便。轮缸的缸体由灰铸铁制成。其缸筒为通孔,需镗磨。活塞由铝合金制造。轮缸的工作腔由装在活塞上的密封橡胶圈密封。滑动钳盘制动只有单侧有油缸。
4.3.1制动轮缸直径d与工作容积V
制动轮缸对制动块的作用力P与轮缸直径 及制动轮缸中的液压P有如下关系:
                                                 (4—8)
式中   ——考虑制动力调节装置作用下的轮缸或管路液压, = 10MPa。
制动管路液压在制动时一般不超过10~12MPa,对盘式制动器可再高些。压力愈高轮缸直径就愈小,但对管路特别是制动软管及管接头则提出了更高的要求,对软管的耐压性、强度及接头的密封性的要求就更加严格。
轮缸直径应在标准GB7524—84规定的尺寸系列中选取,轮缸直径的尺寸系列为:14.5、16、17.5、19,22,24,25,28,30,32,35,38,40,45,50,55mm。                                                                                                                                                                                                                    这里根据最大制动力矩取前制动器轮缸直径 =28mm,后制动器轮缸直径d =22mm。单个轮缸的工作容积:
                    (mm )                 (4—9)
式中  ——一个轮缸活塞的直径, =28mm ;d =22mm;
n——轮缸的活塞数目,n=1;
——一个轮缸活塞在完全制动时的行程:  。盘式制动器 可取1mm;
——消除制动块与制动盘间的间隙所需的轮缸活塞行程,mm;
——因摩擦衬块变形而引起的轮缸活塞行程,mm。
将上述值代入公式(4—9)得到:
前制动器单个轮缸工作容积 =525 mm ;
后制动器单个轮缸工作容积 =217 mm
全部轮缸的总工作容积:
                =2×(452+200)=1510mm           (4—10)
式中  m——轮缸数目。
4.3.2制动主缸直径与工作容积
                                                    (4—11)
式中   ——制动软管在液压下变形而引起的容积增量。
在初步设计时,考虑到软管变形,轿车制动主缸的工作容积可取为 ,式中V为全部轮缸的总工作容积。
主缸活塞直径 和活塞行程 可由下式确定:
              =1.1×1510=1736 mm                (4—12)
一般活塞行程  =(0.8~1.2)  ;取 =
根据上述公式和参数计算所得 = =22.7mm.
主缸的直径应符合系列尺寸,主缸直径的系列尺寸为:14.5,16,17.5,19,20.5,22.22,28,32,35,38,40,45mm。所以最后取主缸直径为 =28mm

第5 章 制动器主要零件的结构设计

5.1制动钳
    制动钳图5—1,由可锻铸铁KTH370—12或球墨铸铁QT400—18制造,也有用轻合金制造的,可做成整体的,也可做成两半并由螺栓连接。其外缘留有开口,以便不必拆下制动钳便可检查或更换制动块。制动钳体应有高的强度和刚度。一般多在钳体中加工出制动油缸,也有将单独制造的油缸装嵌入钳体中的。为了减少传给制动液的热量,多将杯形活塞的开口端顶靠制动块的背板有的活塞的开口端部切成阶梯状,形成两个相对在同一平面内的小半圆环形端面。活塞由铝合金制造。为了提高耐磨损性能,活塞的工作表面进行镀铬处理。当制动钳体用铝合金制造时,减少传给制动液的热量成为必须解决的问题。为此,应减小活塞与制动块背板的接触面积,有时也可采用非金属活塞。本次设计中制动钳体采用球墨铸铁,做成整体式,活塞做成圆桶式以减小接触面积。
5.2制动块
轻型汽车摩擦块的厚度在7.5mm—16mm之间。许多盘式制动器装有衬块磨损达极限时的警报装置,以便及时更换摩擦衬块,我们可以选取厚度为16mm的扇形摩擦衬块。
5.3摩擦材料
    当前在制动器中广泛采用着模压材料.它是以石棉纤维为主并与树脂粘结剂、调整磨擦性能的填充剂(由无机粉粒及橡胶、聚合树脂等配成)与噪声消除剂(主要成分为石墨)等混合后,在高温下模压成型的。模压材料的挠性较差,故应按衬块规格模压,其优点是可以选用各种不同的聚合树脂配料,使衬块具有不同的摩擦性能和其他性能。
    另一种是编织材料,它是先用长纤维石棉与铜丝或锌丝的合丝编织的布,再浸以树脂粘合剂经干燥后辊压制成。其挠性好,剪切后可以直接铆到任何半径的制动蹄或制动带上.但耐热性差,不能承受较高的单位压力,磨损加快。因此这种材料仅适用于中型以下汽车的鼓式制动器.尤其是带式中央制动器。
    粉末冶金摩擦材料是以铜粉或铁粉为主要成分,掺上石棉粉,陶瓷粉等非金属粉末作为摩擦系数调整剂,用粉末冶金方法制成。其抗热衰退和抗水衰退性能好,但造价高。适用于高性能轿车和行驶条件恶劣的货车等制动器负荷毒的汽车。
综合分析各种材料的优劣取模压材料作为摩擦块的摩擦材料。
5.4盘式制动器工作间隙的调整

     若盘式制动器的设定间隙较大,用密封圈便补可靠,而采用专门的间隙调整装置。图为波尔舍乘用车的制动器间隙自调装置。图示为不动位置。活塞支靠在止动盘上,止动盘的位置则受限与摩擦环片。止动盘与挡圈之间的间隙即等于设定的间隙。制动器间隙超过设定值时,活塞可带动摩擦环片和止动盘相对与摩擦销左移到完全制动为止。解除制动时,密封圈弹力使活塞回到被止动盘所限制的新的极限位置,过量间隙因而得到补偿。有些这一类自动调节中还有专门为活塞提供回力的弹性元件,于是对密封圈的弹性要求变可降低。
如图所示结构的另一个特点是可以补偿由于制动盘或制动钳变形所致的活塞强制内移,使之不影响设定间隙。例如,在制动盘拱曲变形或安斜的情况下,有可能装碰活塞使之与制动盘和弹簧罩一同内移。这时,除非推力达到足可以克服摩擦环片和摩擦销之间的摩擦力,摩擦环片不可能移动,因而弹簧变被压缩。上述推力消失时,弹簧又伸张而使活塞回到正常位置。

致谢
本论文是在尊敬的导师老师的悉心指导下完成,在本文选题、课题研究以及论文撰写过程中,老师都倾注了大量心血。导师严谨的治学态度、渊博的学识、博大的胸怀和正直的为人风范,都令我收益匪浅。老师不仅在学术上给予我极大的支持,在生活上也给我许多关心和帮助,在此,谨向老师致以衷心的感谢。。
感谢王子欣、吴智勇、李伟楠等同学在课题上给我的意见和帮助。同时也要感谢我所有的同学,他们诚挚的帮助给予我奋斗的力量,朝气蓬勃的精神给予我生活的快乐,对他们致以我内心的谢意。
大学期间,我的父母和亲人给予了我许多鼓励和支持,任何语言都难以表达我对他们的感情,真心祝愿他们幸福安康!




参考文献
[1] 刘惟信.汽车制动系的结构分析与设计计算.2004年清华大学出版社
[2] 余志生主编.汽车理论第四版.2006年清华大学
[3] 高延龄、许洪国.汽车运用工程第三版.2004年人民交通出版社
[4] 陈家瑞.汽车构造第二版.2005年机械工业出版社
[5] 王望予主编.汽车设计第四版. 2006年北京机械工业出版社
[6] 唐宇明编著.汽车转向制动系设计.南京:1995东南大学出版社
[7] 齐志鹏主编.汽车制动系统的结构原理与检修.北京:2002人民邮电出版社
[8] 柳作民主编.过紧汽车制动法规会变.1995中国汽车工程学会制动专业委员会全国汽车标准化技术委员会制动分委会
[9] [美]L.埃克霍温,D.克林恩乔克编著.叶淑贞,管山,江乃谦,张书元译.汽车制动系.北京1998机械工业出版社
[10] 机车运行安全技术条件.GB7258—1987
[11] 汽车用制动器衬片.GB5763—1998
[12] 汽车用制动器衬片.JISD441—1993







  



附录一
盘式制动器的发展浅析
现代汽车盘式制动器的研究和开发应注重的问题主要是.提高制动器的制动效能、防止尘污和锈蚀,减轻重量、简化结构、降低成本,更多的是电子报警和智能化系统的发展.实用性更强与寿命更长。当前制动器的研究与差距主要是体现在驱动机构的电子化程度。2000年,国外装配盘式制功器的车桥已占到了所有车桥总成的一半以上。盘式制动器经过这几年的不断开发和改进,发展非常迅猛。各大公司除在原有轿车用液压盘式制动器有较大的发展外,更注重在中、重汽车领域开发气压盘式制动器。电子技术进入了车桥总成后,在装有盘式制动器的车桥上.为了防止货车因盘式制动器磨损引发制动失灵,德国BPW公司还开发了一种电子报警系统。它收集如轮胎气压、摩擦片磨损、制动温度等一些参数,然后传送给驾驶员或运输公司,可监视制动摩擦片的磨损情况。一旦发现制动摩擦片需要送维修站处理时,它可立即告知,并以黄、红报警灯显示制动摩擦片损坏程度。此外目前,ABS已成为这些国家生产轿车的标准装备,成为欧、美和日本的成熟产品,并以ABS为基础,延伸出许多更优越的电子制动系统,如:ASR、EBD、BAS、ESP、EBA、TCS、VDC及ACC等等。在车辆模块化、集成化、电子化、车供能源的高压化的趋势驱动下,车辆制动系统也朝着电子化方向发展,很多汽车和零部件厂商都进行了电制动系统的研究和推广,博世、西门子、特维斯等公司已经研制出一些试验成果,电制动系统必将取代传统制动系统,汽车底盘进一步一体化、集成化,制动系统性能也会发生质的飞跃。
2000年,国外装配盘式制动器的车桥已占到了所有车桥总成的一半以上。盘式制动器经过这几年的不断开发,不断改进,发展非常迅猛。自从戴—克装有Schmitz公司制造的22.5英寸盘式制动器以来,各公司都开发出自己的系列产品。世界著名的Wabco制动器制造公司为挂车已经开发出第二代19.5英寸盘式制动器PAN 19-1。该盘式制动器在保证功能和质量的前提下,对自重进行了优化,据说,与装有22.5英寸的标准制动器的车桥相比,重量差达48kg。Wabco的PAN 19-1盘式制动器不仅被SAF公司开发的SK RB 9019挂午桥采用,也被Trenkamp+Gehle公司的Protec 2挂车桥采用。Haldex公司现已开发出了17.5英寸、19.5英寸和22.5英寸三种规格的盘式制动器, 以满足市场的各种需求。为民提高质量和降低自重,公司对产品作了一些改动,特别在重量上进行了优化处理。Haldex公司22.5英寸盘式制动器DB20也被SAF安装在9t级挂车桥SK RB 9022 上,奔驰公司的TE 5挂车桥也安装了Haldex公司的制动钳。 BPW还与Knorr公司合作,研制出一种新的盘式制动器,在这种盘式制动器上,固定制动钳是从侧面用螺栓连接,改变了一贯轴向用螺栓连接的方式。固定制动钳螺栓采用全长螺纹。该盘式制动器重量减轻8~10kg。另外电子技术也进入了车桥总成。在装有盘式制动器的车桥上,为了防止货车因盘式制动器磨损引发制动失灵,德国BPW公司还开发了称为“E—Base—轴(桥)”的一种电子报警系统。该小盒子它收集如轮胎气压,摩擦片磨损、制动温度等一些参数,然后传送给驾驶员或运输公司,可监视制动摩擦片的磨损情况。一旦发现制动摩擦片需要送维修站处理时,它可立即告知。该装置可在无电源时工作,可安装在挂车以外的任何地方,并与监视制动摩擦片的传感器连线,以黄、红报警灯显示制动摩擦片损坏程度。“E—Base—轴(桥)”还可与牵引车的CAN-Bus系统通过一个简单的接口对接。 另外,Knorr和Schmitz Cargoboll公司合作开发了一种鞍式挂车用的电子稳定程序控制系统(ESP)。当桥的一侧负荷减轻,使用ABS时可能引发翻车。为了防止此类事故发生,利用该系统就能极早测出车轮打滑,并能预防控制另一侧的车轮制动。测出、计算到控制过程在0.4秒钟内就能完成,极大地防止了汽车侧翻,从而提高了制动器的其它功能。制动器的核心部件是中央控制和调节模块。这个模块拥有挂车制动的所有功能如ALS、ABS和向CAN—Bus发送信号。该系统已安装在Rotos桥中。奔驰和BPW公司已推出了样品。









附录二
abstract
Hyundai Motor disc brake of the research and development should focus on the major issues yes. Improve the braking performance of the brakes to prevent corrosion and dust pollution, to reduce weight, simplify the structure, reduce costs, more intelligent and electronic alarm systems. More practical and longer life expectancy. At present, the gap between research and the brake is reflected in the drive mechanism of the electronic degree. In 2000, foreign-disc assembly of Power Axle has accounted for all the assembly of more than half of the Axle. Disc brake after several years of continuous development and improvement of rapid development. In addition to the major companies in the original car with hydraulic disc brakes have a greater development, but also pay attention to in the re-development in the field of automotive disc brake pressure. Electronic technology into the train-bridge assembly, with the disc brake of the train-bridge. In order to prevent the truck as a result of brake wear and tear caused Zhidongshiling, Germany BPW also developed an electronic alarm system. If it is to collect tire pressure, friction and wear and tear film, brake temperature and other parameters, and then transmitted to the driver or transport company can monitor Brake wear. Once a need to send Brake repair stations to deal with, it can be immediately informed, and yellow and red warning lights show the extent of damage to the Brake Also present, ABS production in these countries have become standard equipment in cars, into Europe, the United States and Japan are mature products, and ABS-based, an extension of a number of better electronic braking systems, such as: ASR, EBD, BAS, ESP, EBA, TCS, VDC and the ACC, and so on. In the vehicle modular, integrated, electronic, high-energy vehicles for trend-driven, the vehicle braking system is also moving in the direction of the development of electronic, automobile and parts manufacturers, many have had electric braking system and Promotion, Bosch, Siemens, such as Carlos Tevez has developed a number of test results, the electric braking system is bound to replace the traditional brake systems, chassis integration, integration, performance braking system will be a qualitative leap forward
In 2000, overseas assembly of the disc brake Axle has accounted for all the train-bridge for more than half of the assembly. Disc brake after several years of continuous development and continuously improve and develop very rapidly. Since the wear - with Schmitz grams of manufactured 22.5 inches disc brake, the company developed its own products. World-renowned Brakes Wabco trailer manufacturing company has developed the second generation of 19.5 inches disc brake PAN 19-1. The disc brake in the function and quality assurance under the premise of self-optimized, it is said, with 22.5 inches with the standard brake Axles, poor weight up to 48kg. Wabco the PAN 19-1 disc brake was not only the development of the SAF's SK RB 9019 linked to use of the bridge afternoon, it was Trenkamp + Gehle's Protec 2 Trailer Bridge used. Haldex has now developed a 17.5 inches and 19.5 inches and 22.5 inches in three specifications of the disc brake to meet the market demand. For the people to improve the quality and reduce the self-respect, the Company's products, a number of changes, especially in the weight is optimized to deal with. Haldex's 22.5 inches disc brake DB20 have been installed in the SAF level 9t Trailer Bridge SK RB 9022, the company's Mercedes-Benz TE 5 Trailer Bridge also installed Haldex's brake clamp. BPW also Knorr companies developed a new disc brake, in which disc brake, brake fixed from the side of the clamp bolt used to connect, has changed the axial bolts used to connect. Fixed brake clamp bolt used a total length of thread. The disc brake to reduce the weight of 8 ~ 10kg. Other electronic technology into the train-bridge assembly. In the disc brake with the vehicle-bridge, in order to prevent the truck as a result of brake wear and tear caused Zhidongshiling, Germany BPW also known as the development of the "E-Base-axis (bridge)," an electronic alarm system. The small box to collect it, such as tire pressure, friction and wear and tear film, brake temperature and other parameters, and then transmitted to the driver or transport company can monitor Brake wear. In addition, Knorr and Schmitz Cargoboll company has developed a saddle-trailer with the Electronic Stability Program (ESP). When the load side of the bridge to reduce the use of ABS may trigger a roll-over. In order to prevent the recurrence of such incidents, the use of the system will be able to detect very early spin the wheel and the other side of the prevention and control of the wheel brake. Measured, calculated to control the process can be completed within 0.4 seconds, significantly prevented the car side, resulting in improved brakes and other features.


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发表于 16-4-2012 18:18:40 | 显示全部楼层
什么个东西?你题目的制动系,却是驱动桥!
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发表于 10-6-2014 22:11:15 | 显示全部楼层
楼主没法复制啊
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发表于 12-6-2014 19:07:59 | 显示全部楼层
很有用,如果有图就更好了
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