微型汽車電子機械制動器設計【含CAD圖紙三維圖紙和說明書】,含CAD圖紙三維圖紙和說明書,微型汽車,電子機械,制動器,設計,cad,圖紙,三維,以及,說明書,仿單 本科生畢業(yè)設計說明書 本 科 畢 業(yè) 設 計 CV6微型汽車電子機械制動器設計 系部名稱： 專業(yè)班級： 學生姓名： 指導教師： 職 稱： 年 月 摘 要 汽車行業(yè)的飛速發(fā)展使得更多家庭的生活提供了方便，同時小轎車也逐步成為人們代步的工具。而越來越多的汽車在道路上行駛必將導致交通的擁堵，同時對于汽車緊急停車減速慢行的要求也越來越高，因此對于汽車行業(yè)來說整車的安全性能是一個車型成功與否的關鍵。而整車的安全性能中，制動系統(tǒng)又是真?zhèn)€安全性能中最重要的一部分，因此對于制動器的設計尤為重要。 本設計中主要是對EMB電子機械制動器進行設計，設計中主要對盤式制動器的結構/制動主缸等進行設計。在設計階段首先通過查閱圖書資料及現場生產實習，明白盤式制動器的結構原理及工作原理。同時通過基礎車型的基本數據對制動器的制動力、摩擦力，制動主缸，換向機構，行星機構等主要參數進行設計計算。利用CAD制圖軟件對制動器進行繪制，最終完成設計說明書。 關鍵字：EMB；盤式制動器；制圖； 安全性能；換向機構 ABSTRACT With the rapid development of automobile industry, more and more families are living in a convenient way. At the same time, cars have gradually become a tool for people to walk. And more and more cars will lead to traffic congestion on the road. At the same time, the requirement of emergency parking and slow down is getting higher and higher. Therefore, the safety performance of the vehicle is the key to the success of the vehicle model for the automotive industry. The brake system is the most important part of the vehicle safety performance, so the design of the brake is particularly important. In this design, EMB electromechanical brake is mainly designed, and disc brake structure/main cylinder is mainly designed. In the design stage, the structure principle and working principle of disc brake are understood by consulting books and materials and field production practice. At the same time, the brake force, friction, main cylinder, commutation mechanism, planetary mechanism and other main parameters of the brake are designed and calculated by the basic data of the basic vehicle model. The brake is drawn by CAD drawing software, and the design specification is finally completed. Key words: EMB; disc brake; drawing; safety performance; reversing mechanism n. 目 錄 摘 要 2 ABSTRACT 3 1.1制動系統(tǒng)的簡介 6 1.1.1制動系的組成部分 6 1.1.2 制動系的分類 7 1.2 EMB研究現狀及發(fā)展趨勢 7 1.2.1 EMB的研究現狀 7 1.2.2 EMB發(fā)展趨勢 8 1.3 EMB制動器研究的意義 9 1.4 研究的方法及技術路線 10 1.4.1研究方法 10 1.4.2研究技術路線 10 1.5 研究主要內容和設計要求 11 第2章 制動器設計方案的分析 12 2.1 EMB制動器的工作原理 12 2.1.1 EMB制動器的總體結構 12 2.2 EMB制動器的工作原理 12 2.2 制動系統(tǒng)的總體設計 14 2.2.1 分配基礎制動力 14 2.2.2 同步附著系數的選擇 15 2.2.3 制動力矩的計算 15 2.2.4 制動因數的確定 16 第3章 EMB制動器行星減速部分的結構設計 16 3.1 設計基礎參數的確定 16 3.2 傳動比與配齒計算 17 3.2.1 傳動比的確定 17 3.2.2 傳動簡圖的確定 17 3.2.3 配齒計算 18 3.3 齒輪的主要參數設計 18 3.3.1 齒輪材料的選擇 19 3.3.2 模數的計算 19 3.3.3 嚙合參數的計算 21 3.3.4 齒輪幾何尺寸的計算 23 3.4 傳動效率的計算 24 第4章 制動器本體的結構設計與計算 27 4.1 盤式制動器結構分析 27 4.2 主要結構參數設計 28 4.2.1制動盤直徑設計 28 4.2.2.制動盤厚度設計 28 4.2.3.摩擦襯塊設計 28 4.3 制動器壓力的計算 29 4.3.1磨損特性分析 29 4.3.2熱容量的核算 30 4.3.3 制動力矩的計算 30 4.4駐車制動的計算 32 4．5制動鉗的結構分析 33 4.6 制動盤的結構分析 33 4.6.1 制動盤 33 4.6.2 摩擦材料 34 結 論 34 參考文獻 36 致 謝 38 第1章 緒 論 1.1制動系統(tǒng)的簡介 使行駛中的汽車減速甚至停車，使下坡行駛的汽車的速度保持穩(wěn)定，以及使已停駛的汽車保持不動，這些作用統(tǒng)稱為制動；汽車上裝設的一系列專門裝置，以便駕駛員能根據道路和交通等情況，借以使外界（主要是路面）在汽車某些部分（主要是車輪）施加一定的力，對汽車進行一定程度的制動，這種可控制的對汽車進行制動的外力稱為制動力；這樣的一系列專門裝置即稱為制動系。 這種用以使行駛中的汽車減速甚至停車的制動系稱為行車制動系；用以使已停駛的汽車駐留原地不動的裝置，稱為駐車制動系。這兩個制動系是每輛汽車必須具備的。 圖1.1 汽車制動系組成 1-制動助力器； 2-制動燈開關； 3-駐車制動與行車制動警示燈； 4-駐車制動接觸裝置； 5-后輪制動器； 6-制動燈； 7-駐車制動踏板； 8-制動踏板； 9制動主缸；10-制動鉗；11-發(fā)動機進氣管； 12-低壓管； 13-制動盤 1.1.1制動系的組成部分 供能裝置：包括供給、調節(jié)制動所需能量以及改善傳能介質狀態(tài)的各種部件。 控制裝置：包括產生制動動作和控制制動效果的各種部件。 傳動裝置：包括將制動能量傳輸到制動器的各個部件 制動器：產生阻礙車輛的運動或運動趨勢的力（制動力）的部件，其中包括輔助制動系中的緩速裝置。 1.1.2 制動系的分類 按制動能源來分類，行車制動系可分為，以駕駛員的肌體作為唯一制動能源的制動系稱為人力制動系；完全靠由發(fā)動機的動力轉化而成的氣壓或液壓形式的勢能進行制動的則是動力制動系，其制動源可以是發(fā)動機驅動的空氣壓縮機或油泵；兼用人力和發(fā)動機動力進行制動的制動系稱為伺服制動系。 駐車制動系可以是人力式或動力式。專門用于掛車的還有慣性制動系和重力制動系。按照制動能量的傳輸方式，制動系可分為機械式、液壓式、氣壓式和電磁式等。同時采用兩種以上傳能方式的制動系可稱為組合式制動系。 制動系統(tǒng)是評價汽車安全性的一個重要因素，也是汽車的重要組成部分之一。當今汽車行業(yè)已經非常發(fā)達，人類對汽車的性能要求也越來越高。一款安全、輕便、環(huán)保、經濟的制動系統(tǒng)可以大大提高汽車的性能。這也是汽車設計人員不斷追求的目標。 1.2 EMB研究現狀及發(fā)展趨勢 1.2.1 EMB的研究現狀 電控機械制動系統(tǒng)（Electromechanical Brake System,簡稱EMB）最早是應用在飛機上的，目前正處于向汽車領域轉化的研究發(fā)展時期。從20世紀90年代起，一些著名的汽車電子零配件生產廠商，如德國的Bosh（博世）、Siemens（西門子）和Continental Teves（大陸天合）等相繼開始了對EMB的研究，并作過一些相應的系統(tǒng)仿真和裝車試驗[10]。另外Eaton、Allied、Signal、Delphi、Varity Lucas、Hayes也參與了EMB的研發(fā)競爭之中。而國內在此項目上的研究基本為空白，僅有清華大學研究過EMB的試驗臺、同濟大學試制出了樣機；其他高校也只是進行了一些相關的初步研究，一些核心技術仍未被突破。 由于鼓式制動效能恒定性差；制動鼓空間小，使EMB的電機和傳動裝置的布置受到限制?，F在各大公司均以浮鉗盤式制動器為基體，進行EMB的研發(fā)。EMB與汽車目前使用的普通盤式制動器結構類似，只不過其制動鉗的促動力不是由液壓產生，而是由電機經過傳動裝置直接驅動制動鉗，來產生制動力。另外一種采用楔塊機構增力的EMB稱為EWB(Electromechanical Wedge Brake) ，EWB是2006年法蘭克福車展上電子和機械電子產品開發(fā)商Siemens VDO（西門子VDO）推出的（如圖3 所示）。 其原理是在支座和旋轉的制動盤之間架起一對楔塊，楔塊相對運動時產生推動制動襯片壓向制動盤方向的運動，從而產生制動力，同時利用伺服電機控制該楔塊的運動，使之不至于鎖死。在智能控制下，楔塊將車輛的動能直接轉換為剎車能，由于其自增力作用，EWB 比現有的液壓剎車更快，因此楔塊式EMB電機的功率可大幅度下降。 1.2.2 EMB發(fā)展趨勢 目前EMB制動系統(tǒng)的技術還不成熟，離普及還有一段很長的路，需要解決的技術問題還很多，國外把對電控機械制動系統(tǒng)的研究重點集中在以下幾個方面[8] （1）力矩電機的設計。EMB的一個極大的優(yōu)勢就是制動相應快，所以要求電機必須相應速度快。此外也要求電機功耗小、輸出的力矩大。另外在制動過程中，電機將在“堵轉”的惡劣環(huán)境下工作，因此對電機的可靠性要求高，而且必須機構小巧緊湊、便于安裝布置，能在各種惡劣條件下可靠工作。 （2）機械—電子執(zhí)行機構。對于機械—電子執(zhí)行機構的研究已經有幾家公司提出了設計方案，目前的執(zhí)行機構中機械零件還比較多、結構也很復雜。如何有效的傳遞轉矩、增大轉矩，如何保證機構能自動調節(jié)制動間隙，如何使結構盡量小巧并且可靠都是在設計中要重點考慮的問題。 （3）靈敏度高而又廉價的傳感器?，F在使用的傳感器功能還比較單一，靈敏度也有提高。為了保證EMB系統(tǒng)能正常可靠的工作，需要研發(fā)靈敏度高、功能集成、質優(yōu)價廉的新型傳感器。 （4）耐高溫電子元器件。對耐高溫電子元器件的研究主要涉及到2個方面：一個是在電子元器件本身下功夫，提高其對高溫的承受能力和在高溫下的工作穩(wěn)定性；另一個就是改良制動盤的材料和提高其散熱能力，通過優(yōu)化設計提高整個制動器的散熱性能，為電子元器件的工作提供良好的環(huán)境。 （5）高可靠性的電線和連接件。在新的EMB制動系統(tǒng)中，電線和連接件取代了原來的制動管路等部件，因此要求必須可靠，這將直接影響到整個系統(tǒng)的安全性和可靠性。 （6）可自適應調節(jié)的控制算法。目前車輛制動器在控制算法上主要采用3種：滑?？刂?、邏輯門限值控制和最優(yōu)控制算法。以后為了適應EMB的發(fā)展和特點還可以有新的控制算法。 （7）系統(tǒng)容錯控制。電控制動系統(tǒng)的容錯型涉及到制動系統(tǒng)的安全性和可靠性，因此是一個至關重要的研究方向。有些學者是用實驗的方法去監(jiān)測和評估EMB對制動請求的響應情況，并通過一定的算法來忽略瞬間的錯誤信號借以實現系統(tǒng)的容錯控制；有的是在分布式的線控制動系統(tǒng)中加入一個中央控制芯片，這是一個專門進行容錯控制的冗余設計，并配以專門編寫的軟件來進行容錯控制處理；最新的研究是在系統(tǒng)中引入一個監(jiān)控器，用以檢測可能導致系統(tǒng)錯誤和失效的信號，然后產生錯誤檢測代碼，根據代碼來處理失效和提高安全性。車輛電控系統(tǒng)的容錯控制是一個涉及到計算機硬件、軟件、通信協議等多方面的比較難解決的問題。 1.3 EMB制動器研究的意義 汽車作為一種地面交通工具，行駛、轉向、停車是其三個基本功能。而其中停車功能就是由汽車的制動系統(tǒng)來完成的?！鞍踩?、節(jié)能、環(huán)?！笔瞧囄磥戆l(fā)展的三大主題，制動系統(tǒng)作為汽車的一個重要組成部分，直接影響到汽車的安全性。EMB制動系統(tǒng)是以電能作為能量來源，由中心控制模塊控制，由電機經過傳動裝置產生促動動力驅動制動鉗，實現制動功能的全新制動系統(tǒng)，與傳統(tǒng)制動系統(tǒng)相比，它具有以下優(yōu)點[9]： 1．EMB制動系統(tǒng)用電線傳遞能量、數據線傳遞信號，完全摒棄了原有的液壓管路等部件，而且無真空助力器，結構簡潔、質量輕、體積小，便于發(fā)動機艙其他部件的布置，也有利于減輕整車質量和整車結構的設計與布置。 2．EMB采用了電控，易于并入車輛綜合控制網絡中（CAN總線），并且可以同實現ABS、TCS、ESP、ACC等多種功能，這些電子裝備的傳感器、控制單元等部件可以與EMB共用，而無需增加其他的附加裝置。避免了像傳統(tǒng)制動系統(tǒng)那樣,在制動系統(tǒng)線路上安裝大量的電磁閥和傳感器，使得制動系統(tǒng)結構更加復雜，也增加了液壓回路泄漏的隱患。 3．在傳統(tǒng)的制動系統(tǒng)中，踏板至制動主缸的機械結構以及氣壓液壓系統(tǒng)的固有特性，使得制動反應時間長、動態(tài)響應速度慢。制動力由零增長到最大大約需要0.2～0.9S, 而且當需要較小的制動力時，動態(tài)相應更慢。而EMB制動系統(tǒng)就不存在這樣的問題，EMB以踏板模擬器代替了傳統(tǒng)的機械踏板傳力裝置，中心控制單元接受踏板模擬器傳來的電信號，判斷駕駛員的意圖，產生相應的控制命令，這樣便大大縮短了制動反應時間，而且改善了制動時的腳感，無打腳現象。 4．傳動效率高、安全可靠、而且節(jié)能。 5．無需制動液，降低了對環(huán)境的污染。 總之，現代汽車發(fā)展的方向是模塊化、集成化、機電一體化，最終實現整個車輛的線控。而EMB正是這已發(fā)展方向的體現。雖然目前尚未有比較完善的、量產的產品，但在國內外各個汽車廠商和高校的大力研發(fā)之下，EMB必然會在不久的將來代替?zhèn)鹘y(tǒng)的制動系統(tǒng)，為汽車進一步向前發(fā)展打下良好的基礎。 1.4 研究的方法及技術路線 1.4.1研究方法 （1）通過查閱相關資料，掌握EMB制動器的主要參數。 （2）充分考慮已有EMB制動器的優(yōu)缺點來確定EMB制動器的總體設計方案，對現有裝置的不足進行分析。 （3）對設計的盤式制動EMB制動器器進行修改和優(yōu)化，最終設計出能滿足要求的EMB制動器。 1.4.2研究技術路線 （1）根據題目和原始數據查看相關資料，了解當今國內外EMB制動器的發(fā)展現狀及發(fā)展前景，撰寫文獻綜述和開題報告。 （2）根據產品功能和技術要求提出多種設計方案，對各種方案進行綜合評價，從中選擇較好的方案，再對所選擇的方案做進一步的修改或優(yōu)化，最終確定總體設計方案。 （3）具體設計盤式制動器的驅動裝置、工作裝置等。 （4）對所設計的機械結構中的重要零件進行校核計算，保證設計的合理性和可行性。； （5）繪制零件圖、裝配圖，完成要求的圖紙量； （6）整理各項設計資料，撰寫論文。 1.5 研究主要內容和設計要求 對于不同車型，不同的EMB制動器有著不同的設計要求，針對本設計的汽車V而言主要的設計要求如下： （1）所設計的制動器各項性能指標及結構要滿足國家技術指標要求及法規(guī)認證的要求； （2）制動器要求足夠的制動能效，在車輛各種使用工況下可以滿足車輛所需的制動力，保證車輛可以減速及緊急制動； （3）制動器的工作要可靠，有足夠的耐久性。在車輛三包期及后期的使用過程中可以保證制動性能； （4）制動器的結構要簡單且便于維護，以便降低制造成本，提高制動效能及時間； （5）針對制動拉索及操作機構的設計要保證駕駛員操作方便，便于在緊急情況下采取制動措施； 此外針對本次畢業(yè)設計所設計的主要內容如下： （1）通過查閱圖書館及電子資料了解制動器的工作原理及基本設計思路，為后期的設計奠定基礎； （2）通過主機廠及4S店的現場實習了解盤式制動器的結構及主要零部件工作性能； （3）根據基礎車型的主要參數對制動器的制動力矩、操縱力矩、摩擦力矩進行計算； （4）利用計算數據結合整車的布置及參數繪制制動器二維總裝圖及主要零部件圖； （5）整理計算及資料、根據設計圖紙完成設計說明書論文的編寫； 第2章 制動器設計方案的分析 2.1 EMB制動器的工作原理 2.1.1 EMB制動器的總體結構 EMB電控制動系統(tǒng)作為BBW線控制動系統(tǒng)的一種形式，除了有全新的電控制動器，還有其全新的制動系統(tǒng)，如圖4所示。EMB電控制動系統(tǒng)有6大基本組成部分：安裝在4個車輪的獨立的電控制動器；制動踏板模擬器；中心控制單元；電控制動器的控制器；輪速、車速等各種傳感器；電源系統(tǒng)[3]。 圖4 EMB電控制動系統(tǒng)結構簡圖 由圖4可見，每個車輪都有一個獨立的電控制動器及其控制器。中心控制單元根據踏板模擬器傳來的信號，識別駕駛員的意圖，再根據車速、輪速等多種傳感器來獲得整個車輛的運行狀態(tài)，綜合處理各種信息后，發(fā)出相應的制動信號給4個控制器，控制器得到信號后將控制4臺電機分別對4個車輪獨立進行制動。通過傳感器再將每個制動器的實際制動力矩等信息反饋給中心控制單元，形成閉環(huán)控制，以保證最佳制動效果。電控制動器制動力和制動時間都是由中心控制單元控制的，所以只需把ABS、TCS、ESP等功能的程序寫入中心控制單元，而不必多加另外的硬件設備，便可以集中實現各種制動安全控制的功能。這正體現了線控系統(tǒng)模塊化、集成化的優(yōu)越性。 2.2 EMB制動器的工作原理 圖5 EMB執(zhí)行機構結構簡圖 EMB電控制動器是制動系統(tǒng)的制動執(zhí)行機構，也是其核心部件，它的性能的好壞直接影響了制動的效果。它一般有四個基本組成部分：電源、電機、運動轉換裝置和制動鉗，如圖5所示[1]。 在傳統(tǒng)形式的EMB中，電機經減速裝置減速增扭，再由運動轉換裝置將旋轉運動轉換為直線運動，驅動制動鉗對制動盤進行制動，電機的運動由EMB控制器控制。 對EMB的結構和性能有以下幾點要求[2]： 1． 電機要小巧而又能提供足夠大的力矩； 2． 傳動裝置能減速增扭，還要將旋轉運動轉換為直線運動； 3． 整個機構要工作迅速，反應靈敏； 4． 能自動補償制動間隙，并能實現駐車制動； 5． 有良好的散熱性； 6． 整個執(zhí)行器結構緊湊、體積小、質量輕、以便于安裝； 7． 有足夠的強度和壽命，以保證安全可靠。 工作時,動力由電機輸入端5輸入給內部的兩個行星輪系10和12,然后傳遞給螺紋心軸19,再經螺紋心軸19,螺母17和螺紋滾柱18組成的類似行星齒輪機構轉化為螺母17的直線運動。螺母17推動制動鉗塊22,將制動力施加在制動盤21上。摩擦盤8與行星輪系12的太陽輪15通過一個杯形彈簧16固接在一起,摩擦盤2與行星輪系12的行星齒圈26以同樣的方式固接。在兩個行星輪系10,12之間有兩套電磁離合器7和11。當兩個電磁離合器通電時,摩擦盤2 和8分別與母體11和7結合,同步運動。不通電時,摩擦盤受制動環(huán)限制無法轉動。此執(zhí)行機構有如下4種工作方式: (1) 電磁離合器7通電, 11不通電。此時太陽輪6、15結合同步轉動,齒圈26在制動盤24的作用下靜止,兩個太陽輪6、15旋轉方向相同,傳動比大,可提供迅速克服制動鉗塊22和制動盤21之間間隙。 (2) 兩個電磁離合器都通電。此時太陽輪6、15,齒圈1、26都同步轉動。由于太陽輪6、15轉動半徑相同,齒圈1、26轉動半徑也相同,而行星輪4的轉動半徑大于行星輪13,因此行星輪架14轉動方向仍然與太陽輪15相同,實現了減速增矩的功能。 (3) 電磁離合器7不通電, 11通電。此時齒圈1、26結合,同步轉動,太陽輪15在制動環(huán)24的作用下靜止,此時行星輪架14和齒圈26的旋轉方向相反,在不需電機反轉的情況下,即可使制動鉗塊22和制動盤21分離。此功能可用來調整制動間隙。 (4) 兩個電磁離合器都不通電。此時太陽輪15,齒圈26在制動環(huán)24的作用下都不轉動,行星輪架14亦無法轉動,因此制動力矩始終施加在制動襯塊22上,實現制動力保持,此種工作方式可用于駐車功能。 2.2 制動系統(tǒng)的總體設計 2.2.1 分配基礎制動力 根據公式： （2.1） 得： 式中：L2為質心位置； hg為質心高度； L為軸距 2.2.2 同步附著系數的選擇 同步附著系數是車輛制動性能的重要參數，由車輛結構參數決定。制動力分配系數的實際前后制動器的制動力分配線與車輛理想的前后制動力分配曲線的交點I線與交點。對于前后制動器制動力比例固定的車輛，只有在粘附系數等于同步附著系數的道路上，車輛前后輪才會同時鎖定。當汽車在不同路面上制動時，可能會出現以下3種情況。 （1）：剎車前前輪始終鎖定。這是一個穩(wěn)定的工作條件。 （2）當時制動器一直鎖定時，后橋首先被鎖定，容易發(fā)生后軸打滑，導致車輛失去方向穩(wěn)定性。 （3）當時：制動時前輪和后輪鎖定在一起，這是一個穩(wěn)定的工作狀態(tài)，但也失去了轉向能力。 現代化的道路條件得到了很大的改善，汽車的速度也有了很大的提高。因此，在制動時鎖定后輪的后果非常嚴重。由于車速高，不僅會導致側滑尾翼抖動，甚至失去控制穩(wěn)定性，所以后輪的情況非常嚴重，所以現在各種車型的價格都呈上升趨勢。汽車0.6;貨運車0.5 [3]。 （2.2） 故取=0.6 2.2.3 制動力矩的計算 由輪胎與路面附著系數所決定的前后軸最大附著力矩： （2.3） 式中：Φ——該車所能遇到的最大附著系數； q——制動強度； ——車輪有效半徑； ——最大制動力矩； G——汽車滿載質量； L——汽車軸距； q===0.66 制動力矩為1010N.m 2.2.4 制動因數的確定 制動器因數定義為在制動盤的作用半徑上所產生的摩擦力與輸入力之比，即 （2.4） 式中：—制動器的摩擦力矩； —制動盤的作用半徑； —輸入力，一般取加于兩制動蹄的張開力的平均值輸入力。 對于鉗盤式制動器，設兩側制動塊對制動盤的壓緊力均為P，即制動盤在其兩側的作用半徑上所受的摩擦力為2,此處為盤與制動襯塊餓摩擦系數，于鉗盤式制動器的制動器因數為 （2.5） f——取0.5 得BF=2×0.5=1 第3章 EMB制動器行星減速部分的結構設計 3.1 設計基礎參數的確定 本課題的研究目標為CV6微型汽車電子機械制動器，要求其制動扭矩達到200Nm；具體設計參考參數如下： 3.2 傳動比與配齒計算 3.2.1 傳動比的確定 主減速比的大小對于主減速器的構造、尺寸、質量還有當變速器處于最高檔位時汽車的動力性和燃料經濟性都有直接影響。 i0的選取應該在汽車總體設計時和傳動系統(tǒng)總傳動比it一同由整車動力計算來確定。所選取的i0值必需保障汽車能達到設計要求的最高車速Vamax,在給定發(fā)動機最大功率Pmax及其np的情況下[14]。這時i0值應按式3.1來確定： （3.1） 式中r—車輪的滾動半徑m; igh—變速器最高檔的傳動比。 將已知的汽車參數帶入3.1得到： （3.2） 在一般情況下，主減速器第一級的減速比i01與第二級的減速比i02相比要稍小些，通常i02/i01=1.4-2.0之間。在對比了同類車型的行星減速器的優(yōu)缺點后，選定比較大的減速比。所以分配減速比如下： 3.2.2 傳動簡圖的確定 本次選取NGW型的行星齒輪傳動系統(tǒng)，齒圈固定在車體上面，太陽輪作為輸入部分，行星架作為輸出部分。它的結構示意圖如圖3.1所示： 圖3.1 齒輪傳動簡圖 3.2.3 配齒計算 首先選定太陽輪的齒輪數Za為23，行星輪個數np為5。一旦不符合實情立即再從新進行選取。 根據2Z-X(A)型行星齒輪傳動的傳動比 (3.3) 因此特性參數 (3.4) (3.5) 取Zc=15,Zb=52 (3.6) (3.7) 因此傳動比是合格的。 即，最后確定。 3.3 齒輪的主要參數設計 在行星齒輪傳動中，所有的齒輪比較常見的失效有齒輪表面的點蝕，齒輪外表面的面磨損和輪齒發(fā)生的斷裂。 提升齒輪接觸面的硬度，減小齒輪外表面的粗糙度，加強潤滑油的黏度和齒輪表面的接觸精度，同時進行合理的變位都能提高齒輪表面抵抗點蝕的強度。 在行星減速器的傳動中，部分齒輪在內外力的反復高壓下，一旦齒輪根部受到的彎曲應力超過材料許用的彎曲力大小時，齒輪根部就非常有可能產生因疲勞而產生的裂紋。如果產生的裂紋進一步擴大，最后就會導致齒輪因疲勞而斷裂。 齒輪表面的磨損是因為齒廓間的相對運動而產生，如果有硬的顆粒掉入齒輪工作面間，不可避免的會有齒輪表面的磨損。再封閉的齒輪傳動中，必須不時進行潤滑油的清潔和及時更換[15]。 3.3.1 齒輪材料的選擇 在行星齒輪傳動中，齒輪材料的選定應全面的考慮到齒輪傳動的實際工作情況。像載荷分類和大小，工作的情況，生產制造工藝和材料的來源及經濟性等條件。 選擇齒輪材料的要求有：一邊要包括其功能要求，一邊要確定齒輪傳動的工作牢固，安全。另一方面也應該讓它的生產成本盡可能減少。選用速度不高，載量很大的重型機械的行星齒輪傳動部分應選取調制鋼40Cr,35SiMn,35CrMnSi等材料。經正火調質或表面淬火，讓它又有更好的機械強度，硬度和韌性等綜合功用。 按照本設計所研討的行星減速器的應用環(huán)境，培修條件，輪齒載荷性質與承載力大小。在實際工作中再聯系齒輪常常產生的失效模式，想到生產制造工藝、材料來源、使用壽命和經濟性等條件，最終選取齒輪材料和熱處理辦法如下： 中心輪a和行星輪c均采用20CrNi3滲碳淬火的調質合金鋼，其齒面硬度HRC=60，取σHlim=1500N/㎜2；σF/lim=470 N/㎜2； 中心輪a與行星輪c的加工精度都是6級。 內齒輪B選用37SiMn2MoV調質表面淬火的合金鋼其齒面硬度為HRC=55 取σHlim=1160 N/㎜2；σF/lim=360N/㎜2； 加工精度為7級； 3.3.2 模數的計算 通常情況下想到的方法就是用齒輪表面的接觸強度大小來初步計算齒輪的分度圓直徑，也能用齒輪的彎曲強度大小來初步計算齒輪模數。在這種情況下適當的增大10%~20%。 行星輪數目時，各個行星輪上的載荷平均，因而只需要剖析和計算其中的一個即 可，中心輪a在每一個上所承受的輸入轉矩由3.8計算 (3.8) 或者按啟動時轉速最小，轉矩最大來計算 式中： Ta—中心輪的轉矩大小，N.m； np—行星輪的個數。 代入數據可得T1=3273N.m； 中心輪1的模數可由3.9估算 式中： （3.9） —算式系數，關于直齒輪傳動，關于斜齒輪傳動； —嚙合齒輪副中小個齒輪的名義轉矩，N.m； —運用系數； —綜合系數； —小齒輪系數； —計算彎曲強度的行星輪間載荷散布不均勻系數； —小齒輪的齒寬系數； —齒輪副中小齒輪的齒數； —實驗齒輪彎曲疲勞極限，,取和中的較小值。 算式系數，本課題采取直齒輪傳動算式系數； 運用系數，以原動機勻稱平定，工作機中等沖擊取運用系數； 綜合系數，綜合系數； 行星輪間載荷散布不均勻系數，根據經驗，取散布不均勻系數； 小齒輪齒形系數，取小齒輪齒形系數； 小齒輪齒寬系數，小齒輪齒寬系數。 （3.10） 將所有系數及T1=3273N.㎜2、Z1=23, σF/lim=470 N/㎜2，代入式3.10中算的m=5.34，所以取輪系的模數m=6。 3.3.3 嚙合參數的計算 因為本齒輪副沒有變位，因而可直接依照標準齒輪的參數公式進行計算。 在兩個嚙合副a-c,b-c中，其標準中心距為： 兩個嚙合的標準中心距不相等，最小齒數不滿足根切條件，所以必需采取變位。 a—c齒輪副變位 ，。 要最大程度的加大其齒面接觸強度，如圖3.2， 圖3.2齒面接觸強度分析圖 找到對應的橫坐標點，經過該點作條垂線與右線圖的上邊邊界交于A點，A點對應的嚙合角，與下邊界線交于B點，B點對應的嚙合角則嚙合角可取大小為，為加大齒面接觸強度，應使嚙合角越大越好，現取嚙合角，線與所對應的垂線交于C點，C點對應變位系數由公式 3.11計算： （3.11） 在圖3.2中，用斜線2調配變位系數。由點C作一條水平線與斜線2相交在點C1，通過點C1作垂線，交1軸于點D，點D對應的值即為1。由此得，[16]。 （3.12） （3.13） 齒輪副變位： 根據同心條件計算齒輪b的變位系數： （3.14） 已知， （3.15） 因為，所以； 式中： —齒輪副的標準中心距大小 ； —齒輪的壓力角，其大小為20； inv—標準壓力角的漸開線函數； inv'—嚙合角的漸開線函數。 3.3.4 齒輪幾何尺寸的計算 其中齒頂高系數，頂隙系數； 中心距變換大小系數； 齒頂高變動系數等于0.13；變位系數和等于0.99； 變?yōu)橄禂捣謩e為：,,； 齒數比： 分度圓直徑： 基圓直徑： 齒頂高： 齒根高： 齒頂圓直徑： 齒根圓直徑： 齒頂圓壓力角： 端面重合度： 3.4 傳動效率的計算 行星齒輪傳動的效率是評估其傳動功能好壞的重要指標之一。關于不同的傳動類型行星 齒輪傳動，它的效率并不是一成不變的。對于同一類型的行星齒輪傳動，效率η值的大小也可能隨著傳動比ip值的變化而變化。在同一類型的行星齒輪傳動中，當輸出件，輸入件不一樣時，其效率η值也不一樣。并且，行星齒輪傳動效率變動大小很大，其η值可以是最大的0.98，也能是接近于零，甚至小于零，也就是可以自鎖[17]。 想要求行星齒輪傳動效率η值的大小，首先應剖析和理解它的傳動損失是怎么回事。在行星齒輪整個運動的過程，它的主要的功率損失有下面幾種情況： 1）相互嚙合的齒輪中齒輪副之間的摩擦損失； 2）軸承中摩擦損失； 3）液力損失。 在行星齒輪傳動中，Pa為輸入軸所輸入的實際功率，Pb為輸出軸所輸出的實際功率，Pt就是行星齒輪傳動過程中的摩擦損失功率。 按照規(guī)定可以知道，輸入軸所傳遞的功率Pa﹥0，即Pa為正值，而輸出軸所傳遞的功率Pb﹤0，即Pb為負值。依照通常的效率計算方式，就可以知道行星齒輪傳動的效率公式為 （3.19） 因輸入功率PA=-PB+PT=∣PB︱+ PT,則得 (3.20) (3.21) 由于Pa﹥0，由公式可得其傳動效率為： 依照嚙合功率法的通用原理PT=PTX,就能進一步推導出PT與的關系式。 (3.22) 則得 (3.23) Pa﹥0,Px﹤0 (3.24) 根據式4.7，則得行星齒輪傳動效率為 (3.25) 轉化機構的功率損失系數計算 其損失系數等于嚙合損失系數和軸承損失系數之和，即 (3.26) 對于A型行星傳動，其嚙合系數之和為 (3.27) —嚙合損失系數； —齒輪傳動系統(tǒng)中中心輪a與行星輪c之間的嚙合損失系數； —齒輪傳動系統(tǒng)中中內齒圈b與行星輪c之間的嚙合損失系數。 嚙合損失系數的確定 在轉化機構里面，只須要計算思考齒輪副的嚙合摩擦損失， (3.28) —齒輪副中小齒輪齒數； —齒輪副中大齒輪齒數； —齒輪嚙合副的重合度； —嚙合摩擦因數，一般取； 在上面的公式中，正號“+”運用在外嚙合上；負號“-”運用在內嚙合上。 (3.29) 初步計算時ΣφzH和ΣφrH可忽略不計 則η=1-0.0202（1+23/52）=0.971 該傳動系統(tǒng)傳動效率較高。 第4章 制動器本體的結構設計與計算 汽車剎車幾乎都是機械摩擦式。 通過將固定元件應用于旋轉元件，制動扭矩被施加以降低后者的旋轉角速度。 同時，車輪的制動力由車輪和路面的附著產生，使車輛減速或停止。 汽車制動器根據其在車輛上的位置分為車輪制動器和中央制動器。 前者安裝在車輪上，由腳踏制動踏板操作，也稱為腳踏制動器; 后者安裝在傳動系統(tǒng)的軸上并用手操作，因此它再次成為手制動。 車輪制動通常應用于車輛制動以及第二次制動和停車制動。 中央制動器通常僅用于駐車制動和低速制動。 4.1 盤式制動器結構分析 盤式制盤式剎車按摩摩擦副的結構分為卡鉗盤和全盤式兩大類。 （1）鉗板 根據制動鉗的結構類型，鉗式制動器可分為固定鉗盤式制動器，浮動盤式制動器等。 （1）固定卡鉗盤式制動器：該制動器中的制動鉗未固定，制動盤與車輪連接并在制動鉗體開口槽內轉動。它具有以下優(yōu)點：除活塞和制動塊外沒有其他滑動部件。確保制動鉗的剛性很容易;結構和制造過程與一般的鼓式制動器沒有多大區(qū)別。實現從鼓式制動器到盤式制動器的改革是很容易的，并且可以很好地適應多回路制動系統(tǒng)的要求。 2.浮動盤式制動器：制動器具有以下優(yōu)點：盤內只有液壓缸，軸向尺寸小，制動器可進一步靠近輪轂;油路或油管沒有跨越制動盤和液壓缸的良好冷卻條件，所以制動液蒸發(fā)的可能性很小;成本低;浮動夾緊制動塊低。它也可以用于停車制動。 （2）全盤 在全盤式制動器中，摩擦副的旋轉元件和固定元件都是圓形板。制動時各盤摩擦面全部接觸，作用原理與摩擦離合器相同。由于制動器散熱條件差，其應用范圍并不廣泛。 通過對盤式和鼓式制動器的分析比較，可以得出盤式制動器和鼓式制動器具有以下突出優(yōu)點： （1）制動器的穩(wěn)定性良好。效率因子與摩擦系數之間關系的K-p曲線是平衡的，因此對摩擦系數的要求可以放寬，因此摩擦表面對溫度和水的敏感性較低。因此，當車輛高速行駛時，可以保證制動的穩(wěn)定性和可靠性。 （2）當盤式制動器制動時，盤式制動器的減速度與制動管路的壓力線性相關，而鼓式制動器是非線性的。 （3）鼓式平衡差時輸出轉矩平衡。 （4）制動盤通風冷卻效果好，帶通風孔的制動盤散熱效果好，熱穩(wěn)定性好，剎車踏板力小。 （5）車輛的速度對踏板力影響很小。 結合上述優(yōu)點和缺點，設計了浮動盤式制動器。 4.2 主要結構參數設計 4.2.1制動盤直徑設計 制動盤直徑D希望盡量大些，這時制動盤的有效半徑得以增大，就可以降低制動鉗的夾緊力，降低摩擦襯快的單位壓力和工作溫度。但制動盤直徑D受輪輞直徑的限制。通常，制動盤的直徑D選擇為輪輞直徑的70%～79%。所以求得制動盤直徑D=256mm 。 4.2.2.制動盤厚度設計 制動盤厚度直接影響制動盤質量和工作時的溫升。為使質量不致太大，制動盤厚度應取小些；為了降低制動時的溫升，制動盤厚度不宜過小。通常，實心制動盤厚度可取為10 mm～20 mm；只有通風孔道的制動盤的兩丁作面之間的尺寸，即制動盤的厚度取為20 mm～50 mm，但多采用20 mm～30 mm。 取h=20mm 。 4.2.3.摩擦襯塊設計 推薦摩擦襯塊的外半徑與內半徑的比值不大于1.5。若此比值偏大，工作時摩擦襯塊外緣與內緣的圓周速度相差較大，則其磨損就會不均勻，接觸面積將減小，最終會導致制動力矩變化大。 摩擦襯塊厚度取14mm,推薦根據制動摩擦襯塊單位面積占有的汽車質量在1.6kg/～3.5 kg/內選取。摩擦面積取76cm。 4.3 制動器壓力的計算 4.3.1磨損特性分析 摩擦襯片的磨損與摩擦副的材質，表面加工情況、溫度、壓力以及相對滑磨速度等多種因素有關，因此在理論上要精確計算磨損性能是困難的。但試驗表明，摩擦表面的溫度、壓力、摩擦系數和表面狀態(tài)等是影響磨損的重要因素。 汽車的制動過程，是將其機械能（動能、勢能）的一部分轉變?yōu)闊崃慷纳⒌倪^程。在制動強度很大的緊急制動過程中，制動器幾乎承擔了耗散汽車全部動力的任務。此時由于在短時間內制動摩擦產生的熱量來不及逸散到大氣中，致使制動器溫度升高。此即所謂制動器的能量負荷。能量負荷愈大，則摩擦襯片（襯塊）的磨損亦愈嚴重。 雙軸汽車的單個前輪制動器的比能量耗散率分別為 （4.1） 式中：：汽車回轉質量換算系數，緊急制動時，； ：汽車總質量； ，：汽車制動初速度與終速度，/；計算時轎車取27.8/； ：制動時間，；按下式計算 t==27.8/6=4.6 ：制動減速度，， 0.6×106； ，：前制動器襯片的摩擦面積；=7600mm,質量在1.5—2.5/t的轎車摩擦襯片面積在200-300cm, 故取=30000mm ：制動力分配系數。 則 ==5.7 轎車盤式制動器的比能量耗散率應不大于6.0，故符合要求。 4.3.2熱容量的核算 制動器熱容量和溫升是否滿足下列條件： （4.2） 式中：—各制動盤的總質量； —與各制動盤相連的受熱金屬件（如輪轂、輪輻、輪輞、制動鉗體等）的總質量； —制動盤材料的比熱容，對鑄鐵c=482，對鋁合金c=880； —與制動盤相連的受熱金屬件的比熱容； —制動盤的溫升（一次=30km/h到完全停車的強烈制動，溫升不應超過15）； L—滿載汽車制動時由動能轉變的熱能，由于制動過程迅速，可以認為制動產生的熱能全部為前、后制動器所吸收，并按制動力的分配比率給前、后制動器，即 （4.3） 式中：—滿載汽車總質量； —汽車制動時的初速度，可取=； b—汽車制動器制動力分配系數。 式中的=5kg, =20kg.將其他已知的參數代入式（4-8）得：前輪鉗盤式制動器的熱容量和溫升都滿足。 4.3.3 制動力矩的計算 盤式制動器的計算用簡圖4-1若襯塊表面與制動盤接觸良好，且各處的單位壓力 分布均勻，則盤式制動器的制動力矩為 圖4.1盤式制動器的計算用簡圖 式中：—摩擦系數； —單側制動塊對制動盤的壓緊力； —作用半徑。 對于常見的扇形摩擦襯塊，其徑向尺寸不大了，R為平均半徑或有效半徑已足夠精確。平均半徑為 （4.4） 式中；—扇形摩擦襯塊的內半徑和外半徑。 所以盤式制動器的力矩方程為：，是關于活塞給予制動塊對制動盤的壓緊力的一個直線函數。 根據圖4.4，在任一單元面積上的摩擦力對盤中心的力矩為，式中q為襯塊與制動盤之間的單位面積上的壓力，則單側制動塊作用于制動盤上的制動力矩為 （4.5） 單側襯塊給予制動盤的總摩擦力為 （4.6） 得有效半徑為 （4.7） 令，則有 （4.8） 因，故當。但當m過小即扇形的徑向寬度過大時，襯塊摩擦表面在不同半徑處的滑磨速度相差太大，磨損將不均勻，因而單位壓力分布將不均勻，則上述計算方法失效。 4.4駐車制動的計算 汽車在上坡路上停駐時的受力簡圖如圖4-2由該圖得出汽車上坡停駐時的后軸附著力為 （4.9） 同樣求出汽車下頗停駐的后軸車輪的附著力為 （4.10） 根據后軸車輪附著力與后輪駐車制動的制動力相等的條件可求得汽車在上坡路和下坡路上停駐的坡度極限傾角，即由 （4.11） 求得汽車在上坡時可能停駐的極限上坡路傾角為 （4.12） 代入汽車參數，求得23.22 汽車在下坡時可能停駐的極限下坡路傾角為 （4.13） 代入汽車參數，求得16.83 一般要求各類汽車的最大停駐坡度不應小于16%～20%。 圖4.2 駐車制動計算模型 汽車后軸的單個后輪駐車制動器的制動力矩的最大上限為： T= （4.14） 代入汽車參數求得T=760.68。 4．5制動鉗的結構分析 制動制動鉗由可鍛鑄鐵KTH370-12或球墨鑄鐵QT400-18制成，也由輕合金制成，如鋁合金鑄造。它可以做成一個整體，可以做成由螺栓連接的兩半，在外邊緣留下一個開口，這樣就可以檢查或更換制動塊，而無需拆除重新定位。制動鉗應具有較高的強度和剛度。一般來說，制動缸在夾體內制造，制動盤制動缸的直徑比鼓式制動器的直徑大得多。為了減少傳遞給制動液的熱量，杯形活塞的開口端大部分靠在制動塊的背板上。活塞也由鋁合金制成或由鋼制成。為了提高其耐磨性，活塞的工作面鍍鉻。 制動鉗在汽車上的安裝位置可以在車軸的前部或后部。制動鉗位于軸的前方，以避免輪胎拋出的泥漿和水進入制動鉗。軸定位后，輪轂軸承的合成負荷可以降低。載荷。 4.6 制動盤的結構分析 4.6.1 制動盤 制動制動盤通常由珠光體灰鑄鐵制成。 它的結構和形狀有兩種板和帽子。 后者的長度取決于布局的大小。 制動盤在工作時不僅承受作用在制動塊上的法向力和切向力，還承受熱負荷。 為了提高冷卻效果，夾盤式制動器的制動盤在中間有一個帶有徑向通風槽的雙板，可以大大增加散熱面積，減少20％?30％左右的溫升， 但光盤的整體厚度很厚。 國產進口車型 - 奧迪，桑塔納，富康汽車和切諾基吉普都配備了帶通風槽的制動盤。 制動盤的厚度在20到22.5之間。 沒有通