制動器主要零部件的結構設計和強度計算案例綜述目錄TOC\o"1-2"\h\u6028制動器主要零部件的結構設計和強度計算案例綜述 113891.1鼓式制動器主要零部件的結構設計 1318701.1.1制動鼓 1142341.1.2制動蹄 2158841.1.3制動底板 2310621.1.4制動蹄的支撐 2147881.1.5張開機構 2181861.1.6摩擦材料 28241.1.7制動器間隙的調整方法及相應機構 3295981.2.1制動臂的計算 42001.2.2制動凸輪軸的計算 558001.2.3制動蹄支撐銷剪切應力計算 6214071.2.4制動蹄鉚釘強度校核 71.1鼓式制動器主要零部件的結構設計1.1.1制動鼓制動鼓在摩擦過程中會產生大量的熱和力矩，故需要從強度與熱容量的方面對制動鼓進行設計計算。制動鼓最重要的工作面是內圓面，且需通過與摩擦片的接觸產生摩擦力，故選擇制動鼓的材料時需要考慮摩擦襯片的材料。制動鼓有以下幾種類型的結構[25][26]：（1）整體鑄造式：灰鑄鐵制造的整體式鑄造而成的制動鼓可以通過添加Cr元素來提高制動鼓的強度，此種形式的制動鼓組成結構較為簡單，具有加工制造便利、兼顧熱容量大的優點。一般多采用與中型以上商用車。（2）組合式：組合式制動鼓最顯著的優點就是可以采用不同的材料進行加工。若需要保證制動鼓與摩擦襯片配合面的溫升不超過額定值，可采用鑄鐵鑄出外圓，然后與制動鼓相連的部分采取其他金屬，如沖壓制造出來的鋼板、鋁合金等合金類，能夠有效的降低制動鼓的質量。組合式制動鼓多用于輕型車上，且加工有一定難度，故本次設計采用整體鑄造式制動鼓。制動鼓壁在制動時會承受來自周向的摩擦力的合力產生的力矩，需要一定壁厚來滿足需求的強度剛度，否則會發生變形和扭曲破裂，影響使用壽命。當超過11mm時，厚度的增加不會再增加熱容量，此處取壁厚15mm。1.1.2制動蹄翼板厚度：此處取8mm。摩擦襯片厚度：此處取10mm。襯片的連接形式也很重要。若采用粘貼的方法，則粘接后可以通過調整制動蹄位置使襯片的磨損均勻，減少了更換襯片的次數，但需要更換時較為復雜和麻煩；采用鉚接的連接方式的噪聲較小。1.1.3制動底板除去制動鼓外，制動底板是其他零部件裝配或定位的基準，在制動時制動底板會承受來自支撐銷處的制動反力以及反力矩，若制動底板發生變形和扭曲，如同軸度、圓柱度等等技術要求則無法保證，因此需要較高的精度和較高的強度剛度。為此，不選擇鑄件而選擇沖壓成型的鋼件。大型客車、半掛車和掛車則可采用可鍛鑄鐵，此處選擇KTH370-12作為制動底板材料。1.1.4制動蹄的支撐制動蹄應能繞支撐處進行轉動，且需要根據不同磨損程度的摩擦片調整制動蹄間隙以及制動蹄工作時張開的接觸情況，保證制動蹄的定位精度等等要求，故制動蹄的支撐應能進行調整。采用特定的支撐銷可以穩固的保持制動蹄安裝在正確的位置，避免發生擺振使得定位產生誤差。1.1.5張開機構制動凸輪軸的材料選取需要保證其扭轉強度，故選擇45號鋼。通過數控機床對凸輪輪廓進行加工后進行相應熱處理得到一體式制動凸輪軸。凸輪及其凸輪軸通過制動底板上套有的凸輪軸套支撐。1.1.6摩擦材料摩擦材料最主要的選擇條件是其摩擦系數，對于摩擦系數而言，需要高且穩定、較好的熱穩性、避免溫升過高時導致摩擦系數的驟降；同時，材料具有較好的耐磨性能夠有效的提高摩擦襯片的使用壽命；較低的吸水率能夠在涉水路面保持較好的穩定性；較低的壓縮率、熱傳到率和熱膨脹率能夠保持制動時的穩定性；此外，制動時應以不產生過大噪聲、不產生危害環境的不良氣體，應盡量選擇對環境、對人體無危害或危害極小的摩擦材料，故選取粉末冶金作為摩擦襯片材料。根據GB5763——1998中，本次設計符合摩擦片的第三類使用要求。1.1.7制動器間隙的調整方法及相應機構為保證制動鼓能夠自由的進行轉動，制動器間隙十分重要，一般來說，鼓式制動器的經驗設計表明：0.2~0.5mm較為合適，若間隙過高會造成制動踏板或制動手柄的工作行程的損失導致瞬時響應性較差。因此，該制動器間隙應盡可能的小。對于制動器間隙的調整方法，本次設計采取凸輪張開裝置的調整方法。采取制動調整臂來進行調整，具體如下：為了與制動凸輪軸外花鍵相連接，在制動調整臂內裝有調整渦輪，而渦輪內圈則開出內花鍵。調整蝸桿則與調整渦輪連接，在調整蝸桿軸的外端放入鎖止塊與彈簧，將鎖止塊摁如臂體空腔，壓縮彈簧，則調整蝸桿的限位狀態被解除，通過旋轉調整蝸桿，經過蝸輪蝸桿副的運動帶動凸輪軸轉動到需要調節到的位置，實現調整間隙的目的。結束調整時，將鎖止塊松開，彈簧將調整塊頂出，調整蝸桿被鎖止，調整間隙過程結束。1.1制動調整臂1.2鼓式制動器主要零件的強度計算1.2.1制動臂的計算圖1.2制動臂示意圖上式結構圖中，張開力P作用通過臂體傳遞到制動凸輪軸，對界面A-A進行強度校核。取參數b=250mm；a=50mm；P=FA-A截面的彎矩：TA-A截面的轉矩：T=P根據第三強度理論的強度條件有：σ=式中：W——抗彎截面系數，此處d=100mm、c=50mm，橢圓形有W=π[σ]——許用應力，采用45號鋼，許用應力取120MPa。1.2.2制動凸輪軸的計算圖1.3凸輪軸示意圖汽車進行制動行為時，凸輪軸承受制動氣室通過制動搖桿傳遞的轉矩作用，由因為花鍵軸處軸徑最小，且有集中應力，故在花鍵軸處出現危險截面，對外花鍵小徑進行扭轉強度校核：T=Wτ式中：d——凸輪軸內徑，此處取36mm；T——制動凸輪軸所受的轉矩；Wn[τ]——凸輪軸材料許用剪切應力，此處取45MPa。1.2.3制動蹄支撐銷剪切應力計算圖1.4制動蹄支撐示意圖采用簡化方式進行計算：若找出制動鼓與制動蹄接觸點，對該點進行受力分析，分別作出法向與切向方向的合力N1、N兩蹄分別繞中心距O點其矩，得SS一般來說，S1取支撐銷