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压缩包内含有CAD图纸和说明书,咨询Q 197216396 或 11970985目 录摘要 ABSTRACT 第1张 前言11.1 选题的目的及意义11.2国外驱动桥发展及研究现状11.3 国内驱动桥技术现状21.4 设计主要内容和预期成果41.5 取得的成果及意义4第2章 驱动桥总体方案的确定52.1 概述52.2 驱动桥的种类52.3设计车型主要参数72.4 主减速器结构方案的确定72.4.1主减速器齿轮类型的选择72.4.2 主减速器的减速形式92.4. 3主减速器主从动锥齿轮的支承形式及安装方法102.5 差速器结构方案的确定132.6 半轴形式的确定142.7 驱动桥壳结构的确定152.8 本章小结16第3章 主减速器设计183.1 概述183.2 主减速比及主减速器齿轮参数的选择与强度校核183.2.1主减速器齿轮参数的选择183.2.2 主减速器锥齿轮材料及热处理233.2.3 螺旋锥齿轮的强度计算243.3 主减速器的润滑283.4 本章小结29第4章 差速器的设计304.1 概述304.2 普通锥齿轮式差速器设计304.3 差速器齿轮材料334.4 差速器齿轮强度计算334.5 本章小结33第5章 半轴设计345.1 半轴计算345.2 半轴的强度计算345.3 半轴花键的强度计算355.4 半轴的结构设计及其材料热处理365.5 本章小结37第6章 制动系设计386.1 概述386.2 制动器结构方案分析386.3鼓式制动器主要参数的确定416.4制动器主要零部件设计44结 论47参考文献48致 谢49 摘 要低速车在发展现代农业，加快农业机械化中扮演着至关重要的角色。后轮总成作为低速车四大总成之一，它的性能好坏直接的影响着整车的性能和安全，驱动桥设计的合理性显得尤为重要。为满足目前低速汽车系列化、大型化、生产快速化、高效化的要求，驱动桥必须向着结构简单、工作可靠、造价低廉方向发展，以降低低速车整车生产成本，降低农民投资成本，推动农业经济的快速发展。通过本次后轮总成设计，可以在参考实际生产的基础上将课本知识学以致用，巩固和掌握汽车设计的相关知识，并设计出一款具现实意义的低速货车后轮总成。本文在分析驱动桥各部分以及制动器结构形式、发展过程和其优缺点的基础上，计算设计需要的主要参数，最后确定后轮总成总体方案，采用传统设计方法完成主减速器、差速器、半轴、桥壳、鼓式制动器的设计工作。最后运用AutoCAD完成总装配图和相关零件二维图的绘制。关键字：低速车；后轮总成；驱动桥；主减速器；差速器；半轴；桥壳；鼓式制动器ABSTRACTLow-speed truck in developing modern agriculture and accelerating agricultural mechanization plays a vital role. Rear wheel assembly is one of the four big assembly of a low-speed car, its performance directly affects the vehicles performance and safety, it is particularly important to the rationality of the design of drive axle. In order to meet the current low speed car series, large-scale, production of rapidness, efficiency requirements, drive axle must be toward the direction of simple structure, reliable operation and low cost, in order to reduce the low-speed vehicle production costs, reduce farmers investment cost, promote the rapid development of agricultural economy. Through the rear wheel assembly design, can be in reference textbook knowledge will be the basis of the actual production process, to consolidate and master the relevant knowledge of vehicle design, and designed a most practical significance of low-speed truck rear wheel assembly. This paper to determine the main structure, main parameters and the analysis of drive axle structure, development process and its advantages and disadvantages of each part, on the basis of deciding the overall concept of the rear wheel assembly, complete with the traditional design method of main reducer, differential and half shaft, bridge shell, the drum brake designing work. The general assembly drawing and related parts will be done using AutoCAD 2 d figure drawing.KEY WORDS: low-truck；rear wheel assembly；drive axle；main reducer；differential；half shaft；drum brake第1章 前言1.1 选题的目的及意义自20世纪90年代以来，我国低速车就进入了一个新的发展时期，在应用新技术的同时，不断涌现出新的结构和产品。同时，继完成提高整机可靠性任务后，技术发展的重点在于增加产品的电子信息技术含量和智能化程度，努力完善产品的标准化、系列化和通用化，改善驾驶人员的工作条件，向节能、环保方向发展1。后轮总成（主要是驱动桥）作为低速车重要总成部分，位于传动系的末端，主要由主减速器、差速器、车轮传动装置、驱动桥壳、制动器组成，其基本功能是增大传动转矩，并合理分配给驱动轮，另外还要承受作用于路面和车架之间的力。它的结构形式、合理性、可靠性及耐久性，对汽车性能和操作稳定性有着直接的影响2，因此对后轮总成的研究显得尤为重要。但由于与国内外驱动桥技术发展有着巨大的差距，我们在模仿、逆向的基础上很难掌握驱动桥技术的精髓，驱动桥在合理性、可靠性和经济性方面亟待提高。低速汽车必须市场需求为导向，以科技进步为动力，以开拓创新为主线，努力适应“三农”发展的需要，才能得到快速健康的发展3。1.2 国外驱动桥发展及研究现状1.模块化技术的采用 模块化设计是对在一定范围内的不同功能或相同功能不同性能、不同规格的机械产品进行功能分析的基础上,划分并设计出一系列功能模块，然后通过模块的选择和组合构成不同产品的一种设计方法。以DANA为代表的意大利企业多已采用了该类设计方法, 优点是: 减少设计及工装制造的投入, 减少了零件种类, 提高规模生产程度, 降低制造费用, 提高市场响应速度等。至今，模块化已发展渐趋成熟，成为汽车主要的生产方式。2 .模态分析模态分析是对工程结构进行振动分析研究的最先进的现代方法与手段之一。它可以定义为对结构动态特性的解析分析(有限元分析)和实验分析(实验模态分析)，其结构动态特性用模态参数来表征。模态分析技术的特点与优点是在对系统做动力学分析时，用模态坐标代替物理学坐标，从而可大大压缩系统分析的自由度数目，分析精度较高。驱动桥的振动特性不但直接影响其本身的强度，而且对整车的舒适性和平顺性有着至关重要的影响。因此，对驱动桥进行模态分析，掌握和改善其振动特性，是设计中的重要方面。3. 配置高性能制动器的驱动桥技术在世界各国的生机产品中, 已出现了自循环冷却功能的湿式制动器桥、带散热风送的盘式制动器桥、适于ABS的蹄、鼓式和盘式制动器桥、带自动补偿间隙的盘式制动器等配置高性能制动器桥, 同时制动器的布置位置也出现了从桥臂处分别向桥包总成和轮边端部转移的趋势。前种处理方式易于散热, 后种处理方式为了降低成本, 甚至有厂商把制动器的壳体与桥壳铸为一体, 既易于散热，又利于降低材料成本, 但这对铸造技术、铸造精度和加工精度都提出了极高的要求4。1.3 国内驱动桥技术现状目前，国内生产驱动桥的厂家较多，品种和规格也较齐全，其性能和质量基本上能够满足国产农业机械和工程机械的使用需求，呈现了明显的产业特点：由进口国外产品向国产化发展，由小作坊向正规化产业化发展，由低端产品向高端产品发展，由引进国外技术向自主研发发展。在技术方面，通过不断提高自身铸锻造技术及工艺水平来保证研发产品制造质量；通过利用先进科学的设计辅助手段来达到设计优化的目的；通过不断学习吸收国外先进的技术逐步实现技术与国际接轨的目标，从而提高产品的核心竞争力；通过运用先进的技术及方法来提高产品的性能，满足市场需求，推进机电一体化进程。目前国内驱动桥生产厂家分为4种类型。1.是与国际知名品牌厂家合作，利用国内本土资源优势及国外先进的技术支持生产。如1995年柳工与德国采埃孚公司在柳州建立的合资公司，除生产采埃孚高技术水平双变外，还生产采埃孚高技术水平驱动桥，供中国高技术及出口装载机、平地机等配套，为中国高技术水平驱动桥技术的发展起到了促进作用。成工引进了卡特三节式湿式桥的样机，成功开发了成工的三节式系列湿式桥，已批量推向了市场。徐州美驰车桥有限公司是由美国的阿文美驰公司和徐州工程机械集团有限公司共同投资的合资公司，公司投资总额2408.7万美元，注册资本1680.3万美元，其中美方股比为60%、中方为40%，拥有员工1000多人，其中工程技术人员100多人，主要产品包括各种轮式车辆用刚性桥、从动桥、转向驱动桥、转向贯通驱动桥、贯通桥。2.是通过引进国外先进的技术，依托本土的环境优势建立的民族企业，占据着国内市场的大部份额。如引进意大利菲亚特技术、依托于中国一拖旗下的一拖（洛阳）开创装备科技有限公司就是典型的代表。其农机驱动桥产品已从16马力覆盖至200马力，所生产的80160马力驱动桥在市场上占据着主导地位，有“中国第一桥”的美誉。3.是一些主机厂家根据自身需要，利用自身资源自产自用，也是国产驱动桥的一种发展模式。比如常发集团生产的中小马力拖拉机上用的驱动桥就是典型的生产自用型。此外，龙工、徐工等工程机械厂家也生产自己整机上所用的驱动桥，但这种模式仅为自给自足，很难满足外部市场需求。4.是国际知名品牌传动系生产商进军中国市场，成立的独资企业。如卡拉罗青岛的公司、德纳在无锡的工厂以及EME在陕西成立的销售公司等。由于刚刚进驻中国市场，暂时还处于竞争上的劣势，还无法对本土企业造成太大的威胁，但随着国际交流日趋密切，这些企业最终必将成为民族产业不可小视的竞争对手5。1.4 设计主要内容和预期成果1.驱动桥结构形式及布置方案的确定。2.驱动桥零部件尺寸参数的确定和相关校核：（1）完成主减速器基本参数的选择和计算；（2）完成差速器的设计与计算；（3）完成半轴的设计与计算；3.完成制动器结构形式的选择和计算。4.完成后轮总成总装配图和主要零部件图。1.5 取得的成果及意义本次低速车后轮总成设计是根据传统设计方法而展开的，在兼顾结构紧凑、安全、合理和可靠的同时，以降低制造成本为目的，完善了实际产品中实际参数扩大化的不足，零部件选料更加合理。但由于能力有限，局部设计尚未完善，难以满足现实需要，实用性有待考究，还需进一步改进。本次设计，运用了以往专业课本中的大多知识，在参考机械手册的基础上，加强了理论知识，通过完整的设计，提高了汽车零部件设计的能力，为以后的汽车设计工作奠定了一定基础。但学海无涯，汽车相关知识没有边界，汽车的发展也不会有尽头，我仍需不懈努力。第2章 驱动桥总体方案的确定2.1 概述驱动桥位于传动系末端，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和车架或车厢之间的垂直力、纵向力和横向力，以及制动力矩和反作用力矩等6。驱动桥一般由主减速器、差速器、车轮传动装置和桥壳组成，转向驱动桥还有等速万向节。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。6. 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。随着汽车向采用大功率发动机和轻量化方向的发展以及路面条件的改善，近年来主减速器比有减小的趋势，以满足高速行驶的要求7。2.2 驱动桥的种类驱动桥分断开式和非断开式两类。驱动车轮采用独立悬挂时，应选用断开时驱动桥；驱动车轮采用非独立悬架时，则应选用非断开式驱动桥。断开时驱动桥(如图2-1)，结构特点是没有连接左右驱动车轮的刚性整体外壳或梁，主减速器、差速器及其壳体安装在车架或车身上，通过万向节传动装置驱动车轮。此时，主减速器、差速器和部分车轮传动装置的质量均为簧上质量。两侧的驱动车轮经独立悬架与车架或车身作弹性连接，因此可以彼此独立的相对于车架或车身上下摆动。为防止车轮跳动时因轮距变化使万向 图2-1 断开式驱动桥节传动装置与独立悬架导向装置产生运动干涉，在设计车轮传动装置时，应采用滑动花键轴或允许轴向适量移动的万向传动机构。图2-2 非断开式驱动桥1-主减速器2-套筒3-差速器4、7-半轴5调整螺母6-调整垫片7-桥壳非断开式驱动桥（图2-2）的桥壳是一根支撑在左右驱动车轮上的刚性空心梁，主减速器、差速器和半轴等所有的传动件都装在其中。此时，驱动桥、驱动车轮均属簧下质量。断开时驱动桥在乘用车和部分越野汽车上应用广泛。飞断开时驱动桥机构简单，成本低，工作可靠，广泛应用于各种商用车和部分乘用车上。 本次低速车采用双式车轮，理所当然选用非断开式驱动桥（整体式驱动桥）。 2.3设计车型主要参数车辆名称自卸低速货车车辆型号SD5815PD3品牌奥峰牌发动机功率60Kw燃料种类柴油总质量4410Kg整备质量2670Kg额定载质量1545Kg轴距3400mm最高车速65.0Km/h前轮距1550mm后轮距1540mm轮胎规格7.50-16轮胎数6表2-1 设计车型主要参数2.4 主减速器结构方案的确定2.4.1主减速器齿轮类型的选择按齿轮副结构型式分，主减速器的齿轮传动主要有螺旋锥齿轮式传动、双曲面齿轮式传动、圆柱齿轮式传动（又可分为轴线固定式齿轮传动和轴线旋转式齿轮传动即行星齿轮式传动）和蜗杆蜗轮式传动等形式。在发动机横置的汽车驱动桥上，主减速器往往采用简单的斜齿圆柱齿轮；在发动机纵置的汽车驱动桥上，主减速器往往采用圆锥齿轮式传动或准双曲面齿轮式传动。 在现代货车车驱动桥中，主减速器采用得最广泛的是螺旋锥齿轮和双曲面齿轮。螺旋锥齿轮如图2-3（a）所示主、从动齿轮轴线交于一点，交角都采用90度。螺旋锥齿轮的重合度大，啮合过程是由点到线，因此，螺旋锥齿轮能承受大的载荷，而且工作平稳，即使在高速运转时其噪声和振动也是很小的。双曲面齿轮如图2-3（b），主、从动齿轮轴线不相交而呈空间交叉。 图2-3 螺旋锥齿轮与双曲面齿轮和螺旋锥齿轮相比，双曲面齿轮的优点有：1. 尺寸相同时，双曲面齿轮有更大的传动比。2. 传动比一定时，如果主动齿轮尺寸相同，双曲面齿轮比螺旋锥齿轮有较大轴径，较高的轮齿强度以及较大的主动齿轮轴和轴承刚度。3. 当传动比一定，主动齿轮尺寸相同时，双曲面从动齿轮的尺寸较小，从而可以获得较大更大的离地间隙。4. 由于偏移距的存在，使双曲面齿轮在工作的过程中不仅存在与弧齿锥齿轮相同的沿齿高方向的侧向滑动，又有沿齿长方向的纵向滑动，从而可以改善齿轮的磨合过程，使其具有更高的运转平稳性。6. 双曲面传动带的主动齿轮直径及螺旋角都较大，所以相啮合的当量曲率半径较相应的弧齿锥齿轮大，从而可以降低齿面间的接触应力。7. 双曲面传动的主动齿轮螺旋角较大，则不产生根切的最小齿数可减少，因此可以选用较少的齿数，有利于增加传动比；其偏移距还有利于实现汽车的总体布置。双曲面齿轮传动有如下缺点：1. 沿齿长方向的纵向滑动使摩擦损失增加，降低传动效率。2. 齿面间的压力和摩擦功较大，可能导致油膜破坏和齿面烧结咬死，抗胶合能力较低。3. 双曲面主动齿轮具有较大的轴向力，使其轴承负荷增大。4. 双曲面齿轮必须采用可改善油膜强度和防刮伤添加剂的特种润滑油。螺旋锥齿轮传动的主、从动齿轮轴线垂直相交于一点。由于轮齿断面重叠的影响，至少有两对以上的轮齿同时啮合，因此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，而是逐渐从一端连续而平稳地转向另一端，所以工作平稳，噪声和振动小。一般情况下，当主减速器传动器速比大于4.5而轮廓尺寸有限时，采用双曲面齿轮传动更为合理；当传动比小于2.0时，双曲面齿轮传动的主动齿轮相对于弧齿锥齿轮传动的主动齿轮就显得过大，此时选用弧齿锥齿轮更合理，因为后者更具有较大的差速器可利用空间；对于中等传动比，两种齿轮传动均可采用。本次设计采用螺旋锥齿轮。2.4.2 主减速器的减速形式主减速器的减速形式分为单级减速、双级减速、单级贯通、双级贯通、主减速及轮边减速等。减速形式的选择与汽车的类型及使用条件有关，有时也与制造厂的产品系列及制造条件有关，但它主要取决于由动力性、经济性等整车性能所要求的主减速比io的大小及驱动桥下的离地间隙、驱动桥的数目及布置形式等。通常单极减速器用于主减速比io7.6的各种中小型汽车上。如图2-4（a）所示，单级减速驱动车桥是驱动桥中结构最简单的一种，制造工艺较简单，成本较低，是驱动桥的基本型，在货车车上占有重要地位。目前货车车发动机向低速大扭矩发展的趋势使得驱动桥的传动比向小速比发展；随着公路状况的改善，特别是高速公路的迅猛发展，许多货车使用条件对汽车通过性的要求降低，因此，产品不必像过去一样，采用复杂的结构提高其的通过性；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，可靠性增加。如图2-4（b）所示，与单级主减速器相比，由于双级主减速器由两级齿轮减速组成，使其结构复杂、质量加大；主减速器的齿轮及轴承数量的增多和材料消耗及加工的工时增加，制造成本也显著增加，只有在主减速比较大（7.658时，为1. 01. 4mm由于新齿轮接触和润滑不良，为了防止在运行初期产生胶合、咬死或擦伤，防止早期的磨损，圆锥齿轮的传动副（或仅仅大齿轮）在热处理及经加工（如磨齿或配对研磨）后均予与厚度0.0050.010mm的磷化处理或镀铜、镀锡。这种表面不应用于补偿零件的公差尺寸，也不能代替润滑。对齿面进行喷丸处理有可能提高寿命达25。对于滑动速度高的齿轮，为了提高其耐磨性，可以进行渗硫处理。渗硫处理时温度低，故不引起齿轮变形。渗硫后摩擦系数可以显著降低，故即使润滑条件较差，也会防止齿轮咬死、胶合和擦伤等现象产生。3.2.3 螺旋锥齿轮的强度计算1.损坏形式及寿命在完成主减速器齿轮的几何计算之后，应对其强度进行计算，以保证其有足够的强度和寿命以及安全可靠性地工作。在进行强度计算之前应首先了解齿轮的破坏形式及其影响因素。齿轮的损坏形式常见的有轮齿折断、齿面点蚀及剥落、齿面胶合、齿面磨损等。它们的主要特点及影响因素分述如下：（1）轮齿折断 主要分为疲劳折断及由于弯曲强度不足而引起的过载折断。折断多数从齿根开始，因为齿根处齿轮的弯曲应力最大。 疲劳折断：在长时间较大的交变载荷作用下，齿轮根部经受交变的弯曲应力。如果最高应力点的应力超过材料的耐久极限，则首先在齿根处产生初始的裂纹。随着载荷循环次数的增加，裂纹不断扩大，最后导致轮齿部分地或整个地断掉。在开始出现裂纹处和突然断掉前存在裂纹处，在载荷作用下由于裂纹断面间的相互摩擦，形成了一个光亮的端面区域，这是疲劳折断的特征，其余断面由于是突然形成的故为粗糙的新断面。 过载折断：由于设计不当或齿轮的材料及热处理不符合要求，或由于偶然性的峰值载荷的冲击，使载荷超过了齿轮弯曲强度所允许的范围，而引起轮齿的一次性突然折断。 为了防止轮齿折断，应使其具有足够的弯曲强度，并选择适当的模数、压力角、齿高及切向修正量、良好的齿轮材料及保证热处理质量等。齿根圆角尽可能加大，根部及齿面要光洁。（2）齿面的点蚀及剥落 齿面的疲劳点蚀及剥落是齿轮的主要破坏形式之一，约占损坏报废齿轮的70%以上。它主要由于表面接触强度不足而引起的。点蚀：是轮齿表面多次高压接触而引起的表面疲劳的结果。由于接触区产生很大的表面接触应力，常常在节点附近，特别在小齿轮节圆以下的齿根区域内开始，形成极小的齿面裂纹进而发展成浅凹坑，形成这种凹坑或麻点的现象就称为点蚀。一般首先产生在几个齿上。在齿轮继续工作时，则扩大凹坑的尺寸及数目，甚至会逐渐使齿面成块剥落，引起噪音和较大的动载荷。在最后阶段轮齿迅速损坏或折断。减小齿面压力和提高润滑效果是提高抗点蚀的有效方法，为此可增大节圆直径及增大螺旋角，使齿面的曲率半径增大，减小其接触应力。在允许的范围内适当加大齿面宽也是一种办法。齿面剥落：发生在渗碳等表面淬硬的齿面上，形成沿齿面宽方向分布的较点蚀更深的凹坑。凹坑壁从齿表面陡直地陷下。造成齿面剥落的主要原因是表面层强度不够。例如渗碳齿轮表面层太薄、心部硬度不够等都会引起齿面剥落。当渗碳齿轮热处理不当使渗碳层中含碳浓度的梯度太陡时，则一部分渗碳层齿面形成的硬皮也将从齿轮心部剥落下来。（3）齿面胶合 在高压和高速滑摩引起的局部高温的共同作用下，或润滑冷却不良、油膜破坏形成金属齿表面的直接摩擦时，因高温、高压而将金属粘结在一起后又撕下来所造成的表面损坏现象和擦伤现象称为胶合。它多出现在齿顶附近，在与节锥齿线的垂直方向产生撕裂或擦伤痕迹。轮齿的胶合强度是按齿面接触点的临界温度而定，减小胶合现象的方法是改善润滑条件等。（4）齿面磨损 这是轮齿齿面间相互滑动、研磨或划痕所造成的损坏现象。规定范围内的正常磨损是允许的。研磨磨损是由于齿轮传动中的剥落颗粒、装配中带入的杂物，如未清除的型砂、氧化皮等以及油中不洁物所造成的不正常磨损，应予避免。汽车主减速器及差速器齿轮在新车跑合期及长期使用中按规定里程更换规定的润滑油并进行清洗是防止不正常磨损的有效方法。汽车驱动桥的齿轮，承受的是交变负荷，其主要损坏形式是疲劳。其表现是齿根疲劳折断和由表面点蚀引起的剥落。在要求使用寿命为20万千米或以上时，其循环次数均以超过材料的耐久疲劳次数。因此，驱动桥齿轮的许用弯曲应力不超过210.9Nmm.表3-3给出了汽车驱动桥齿轮的许用应力数值。表3-3 汽车驱动桥的许用应力（N/mm2）计算载荷主减速器齿轮的需用弯曲应力主减速器齿轮的许用接触应力差速器齿轮的许用弯曲应力Tj，Tj中较小者7002800980Tjm210.91750210.0实践表明，主减速器齿轮的疲劳寿命主要与最大持续载荷（即平均计算转矩）有关，而与汽车预期寿命期间出现的峰值载荷关系不大。汽车驱动桥的最大输出转矩和最大附着转矩并不是使用中的持续载荷，强度计算时只能用它来验算最大应力，不能作为疲劳损坏的依据。2.主减速器螺旋锥齿轮的强度计算(1)轮齿弯曲强度计算汽车主减速器从动螺旋锥齿轮轮齿的计算弯曲应力为 w=2103TjK0KsKmKvFzm2J （3-8）式中：齿轮计算转矩， 超载系数，1. 0； 尺寸系数，Ks=4m25.4=0.67; 载荷分配系数取=1； 质量系数，对于汽车驱动桥齿轮，档齿轮接触良好、节及径向跳动精度高时，取1；J计算弯曲应力用的综合系数9，见图3-2，J=0.26 。图3-2 完全计算用综合系数把参数代入公式得：w=277.8 N/mm2700N/mm2，满足强度。（1） 轮齿接触强度计算螺旋锥齿轮齿面的计算接触应力j(N/mm2)为：j=Cpd12TjzK0KsKmKf103KvFJ （3-9）式中：主动齿轮计算转矩Tjz=Tj6=1981.26=330.2Nm材料的弹性系数，对于钢制齿轮副取232.6；主动齿轮节圆直径，35mm；，同3. 10；尺寸系数，=1； 表面质量系数，对于制造精确的齿轮可取1； F齿面宽，取齿轮副中较小值即从动齿轮齿宽35mm； J 计算应力的综合系数，J =0.132，见图3-3所示。图3-3 接触强度计算综合系数J将参数代入公式得：j=2018N/mm22800N/mm2，满足强度。3.3 主减速器的润滑主加速器及差速器的齿轮、轴承以及其他摩擦表面均需润滑，其中尤其应注意主减速器主动锥齿轮的前轴承的润滑，因为其润滑不能靠润滑油的飞溅来实现。为此，通常是在从动齿轮的前端靠近主动齿轮处的主减速壳的内壁上设一专门的集油槽，将飞溅到壳体内壁上的部分润滑油收集起来再经过近油孔引至前轴承圆锥滚子的小端处，由于圆锥滚子在旋转时的泵油作用，使润滑油由圆锥滚子的下端通向大端，并经前轴承前端的回油孔流回驱动桥壳中间的油盆中，使润滑油得到循环。这样不但可使轴承得到良好的润滑、散热和清洗，而且可以保护前端的油封不被损坏。为了保证有足够的润滑油流进差速器，有的采用专门的倒油匙。为了防止因温度升高而使主减速器壳和桥壳内部压力增高所引起的漏油，应在主减速器壳上或桥壳上装置通气塞，后者应避开油溅所及之处。加油孔应设置在加油方便之处，油孔位置也决定了油面位置。放油孔应设在桥壳最低处，但也应考虑到汽车在通过障碍时放油塞不易被撞掉。3.4 本章小结根据实际生产车型的设计参数确定了主减速比、主减速器的计算载荷，并根据相关机械设计、机械制造标准对齿轮参数进行了合理选择，整理出螺旋锥齿轮的几何尺寸表。在此基础上，对主减速器齿轮进行了强度校核。最后，对主减速器齿轮材料及热处理、主减速器的润滑予以说明。第4章 差速器的设计4.1 概述由于在第2章驱动桥总体方案的确定中已经介绍并分析，在这一章就不再赘述，直接开始普通锥齿轮式差速器的设计。4.2 普通锥齿轮式差速器设计1.行星齿轮数n行星齿轮数n需要根据承载情况来选择，在承载不大的情况下n可取两个，反之应取n=4，本次设计取n=4.2.行星齿轮球面半径Rb行星齿轮球面半径Rb反应了差速器锥齿轮节锥距的大小和承载能力，可根据经验公式来确定 Rb=Kb3Td （4-1） 式中，Kb为行星齿轮球面半径系数，Kb=2.53.0，对于有四个行星齿轮的乘用车和商用车取最小值，对于有两个行星齿轮的乘用车及四个行星齿轮的越野车和矿用车取最大值；Td为差速器的计算转矩（Nm），Td=Tj。将各参数代入公式（4-1）,有：Rb=32.65,圆整为34mm。行星齿轮节锥距A0为 A0=0.980.99Rb33mm （4-2） 3.行星齿轮和半轴齿轮齿数z1、z2为了使轮齿具有较高的强度，希望取较大的模数，但尺寸会增大，于是又要求行星齿轮的齿数z1应取少些，但z1一般不小于10,。半轴齿轮齿数z2在1425之间选用。大多数汽车的半轴齿轮与行星齿轮的齿数比z2z1在1.52.0的范围内【7】。为使两个或四个行星齿轮能够同时与两个半轴齿轮啮合，两半轴齿轮的齿数和必须能被行星齿轮书整除，否则差速器齿轮不能装配。综上所述，取z1=12，z1=24.4.行星齿轮和半轴齿轮节锥角1、2及模数m行星齿轮和半轴齿轮节锥角1、2分别为1=arctan（z1z2），2=arctan（z2z1） （4-3） 锥齿轮大端的断面模数m为m=2A0Z1sin1=2A0Z2sin2 （4-4） 将参数代入公式（4-3）、（4-4）得 1=27 ，2=63 ，m=2.55.压力角汽车差速齿轮大都在用压力角为2230、齿高系数为0.8的齿形。某些总质量较大的商用车采用25压力角，以提高齿轮强度。本次设计取=2230。将行星齿轮和半轴齿轮参数整理，如表4-1：表4-1行星齿轮和半轴齿轮几何尺寸10参数公式行星齿轮半轴齿轮齿数z1224模数m2.52.5压力角22302230齿面宽F=（0.250.30）A09mm9mm工作齿高hg=1.6m=2ha*m4mm4mm齿全高h=1.788m+0.0514.521mm4.521mm轴交角9090分度圆直径d=mz30mm60mm齿距t=m7.854mm7,854mm齿顶高ha1=hg-ha2ha2=（0.43+0.370u2）m2.694mm1.306mm齿根高hf1=1.788m-ha1，hf2=1.788m-ha21.776mm3.164mm径向间隙c=h-hg0.521mm0.521mm齿根角1=arctanhf1A02=arctanhf2A034528面锥角01=1+202=1+13228304根锥角f1=1-1,f2=2-223565732顶圆直径d01=d1+2ha*cos1d02=d1+2ha*cos134.8mm61.2mm6.行星齿轮轴直径d（mm）及职称长度L行星齿轮轴用直径d为 d=T01031.1cnrd （4-5）式中，T0为差速器壳传递的扭矩（N/m）；n为行星齿轮齿数；rd为行星齿轮支承面中点到锥顶的距离（mm），约为半轴齿轮齿宽中点处平均直径的一半；c为支承面允许挤压应力，取98MPa。将数据代入公式（4-5），有d=16.492mm，本次设计取d=19mm。行星齿轮在轴上的支承长度L=1.1d=1.119=20.9mm本次设计取L=22mm。4.3 差速器齿轮材料差速器齿轮和主减速器齿轮一样，基本上都是用渗碳合金钢制造，目前用于制造差速器锥齿轮的材料为20CrMnTi、20CrMoTi、22CrMnMo和20CrMo等。由于差速器齿轮轮齿要求的精度较低，所以精短差速器齿轮工艺已被广泛应用。本次设计差速器齿轮材料选择20CrMnTi。4.4 差速器齿轮强度计算差速器齿轮的尺寸受结构限制，而且承受的载荷较大，它不像主减速器齿轮那样经常处于啮合状态，只有当汽车转弯或左右轮行驶不同的路程时，或一侧车轮打滑而滑转时，差速器齿轮才能有啮合传动的相对运动。因此对于差速器齿轮主要应进行弯曲强度校核。轮齿弯曲强度为 w=2Tckskmkvmb2d2Jn103 （4-6） 式中，n为行星齿轮书；J为综合系数，J=0.26；b2、d2分别为半轴齿轮齿宽及大端分度圆直径（mm）；Tc为半轴齿轮计算转矩（N/m），Tc=0.6Tj；kv、ks、km按主减速器齿轮强度计算的有关数值将数据代入公式（4-6），有w=948.26MPa有材料特性知，20CrMnTi的许用应力【w】=980MPa，满足强度。4.5 本章小结本章是对差速器的设计，在选定其结构的基础上，确定了行星齿轮和半轴齿轮的主要参数，通过差速器齿轮材料的选取，最终对其进行强度校核。第5章 半轴设计5.1 半轴计算通过第二章确定了半轴形式-全浮式半轴，本章展开对半轴的相关计算。1. 半轴计算载荷全浮式半轴只承受转矩，全复式半轴的计算载荷可按主减速器从动锥齿轮计算转矩进一步计算得到，即 T=Tj （5-1）式中，为差速器转矩分配系数，对于圆锥行星齿轮可取0.6；Tj为主减速器从动锥齿轮计算转矩。将数据代入公式（5-1），有T=1188.72Nm2.半轴杆部直径的计算全浮式半轴杆部直径可按下式初步进行计算 d=3T1030.196=2.052.183T （5-2）式中，d为半轴杆部直径（mm）；T为半轴计算转矩（Nmm），为半轴的许用应力。将数据代入公式（5-2），有d=22.023.6mm，取d=30mm。5.2 半轴的强度计算首先验证其扭转应力 =T16d3103 MPa （5-3） 式中，T为半轴的计算转矩，Nm；d为半轴的杆部直径，mm。将数据代入公式（5-3），有=224.23MPa【】=（490588）MPa，满足强度要求。半轴的扭转角 =180TlGIp103 （5-4）式中，为扭转角；l为半轴长度，l=0.88m；G为材料的弹性模量，G=81GPa；IP为半轴断面极惯性矩IP=d432=79481.25。将参数代入公式（5-4），有=7.208。所以满足刚度要求。半轴计算时的许用应力与所选用的材料、加工方法、热处理工艺及汽车的使用条件有关。当采用 40Cr，40MnB，40MnVB，40CrMnMo，40 号及 45 号钢等作为全浮式半轴的材料时，其 扭转屈服极限达到784MPa左右。在 保证安全系数在1.31.6范围时，半轴扭转许用应力可取为t 490588MPa。对于越野汽车、矿用汽车等使用条件差的汽车，应该取较大的安全系数，这时许用应力应取小值；对于使用条件较好的公路汽车则可取较大的许用应力。当传递最大转矩时，半轴花键的剪切应力不应超过71.05MPa；挤压应力不应该超过196MPa，半轴单位长度的最大转角不应大于8/m。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s为 s=T103DB+DA4zLpb MPa (5-5) 半轴花键的挤压应力为c为 c=T103DB+DA4DB-DA2zLp MPa (5-6) 式中:T半轴承受的最大转矩，Nm；DB半轴花键的外径，mm，在此取32mm；DA相配花键孔内径，mm，在此取26mm；z花键齿数，在此取12；Lp花键工作长度，mm，在此取61mm；b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。根据上式计算可得 s=1188.72100032+264123840.75=59.93MPa c=1188.72100032+26432-26212380.75=79.90MPa根据要求当传递最大转矩时，半轴花键的剪切应力 s不应超过71.05MPa；挤压应力c不应该超过196MPa，满足强度要求。5.4 半轴的结构设计及其材料热处理为了使半轴的花键内径不小于其杆部直径，常常将加工花键的端部做得粗些，并适当地减小花键槽的深度，因此花键齿数必须相应地增加，通常取 10 齿(轿车半轴) 至 18 齿(载货汽车半轴)。半轴的破坏形式多为扭转疲劳破坏，因此在结构设计上应尽量增大各过渡部分的圆角半径以减小应力集中。重型车半轴的杆部较粗，外端突缘也很大，当无较大锻造设备时可采用两端均为花键联接的结构，且取相同花键参数以简化工艺。在现代汽车半轴上，渐开线花键用得较广，但也有采用矩形或梯形花键的。由图表5-1可以看出，半轴多采用含铬的中碳合金钢制造，如 40Cr，40CrMnMo，40CrMnSi，40CrMoA，35CrMnSi，35CrMnTi 等。40MnB 是我国研制出的新钢种，作为半轴材料效果很好。半轴的热处理过去都采用调质处理的方法，调质后要求杆部硬度为 HB388444(突缘部分可降至HB248)。近年来采用高频、中频感应淬火的口益增多。这种处理方法使半轴表面淬硬达 HRC5263，硬化层深约为其半径的 13，心部硬度可定为 HRC3035；不淬火区(突缘等)的硬度可定在 HB248277 范围内。由于硬化层本身的强度较高，加之在半轴表面形成大的残余压应力，以及采用喷丸处理、表5-1 轴常用材料40Cr的机械性能滚压半轴突缘根部过渡圆角等工艺，使半轴的静强度和疲劳强度大为提高，尤其是疲劳强度提高得十分显著。由于这些先进工艺的采用，不用合金钢而采用中碳(40 号、45 号)钢的半轴也日益增多。本次设计半轴材料选40Cr，半轴花键选择渐开线花键。5.5 本章小结本章对全浮式半轴的计算载荷、杆部直径先做以计算，然后通过材料的机械特性对半轴进行了强度校核，通过数次改变杆部直径的值的大小，最终满足了半轴的机械强度要求。最后，通过相关资料，选定半轴材料，并对半轴材料的热加工进行了简单介绍。第6章 制动系设计6.1 概述制动系的功用是使汽车以适当的减速度降速行驶直至停车；在下坡时，使汽车保持适当的稳定车速；使汽车可靠地停在原地或坡道上。设计制动系时应满足如下主要要求1.具有足够的制动效能。行车制动能力是用一定制动初速度下的制动减速度和制动距离两项指标来评定的；驻坡能力是以汽车在良好路面上能可靠的停驻的最大坡度来评定的。2.工作可靠。行车制动至少有两套独立的管路来驱动制动器，行车和驻车制动装置可以有共同的制动器，而驱动机构应相互独立。3.在任何速度下制动时，汽车都不应该丧失操纵性和方向稳定性。4.防止水和泥污进入制动器工作表面。5.制动能力的热稳定性良好。6.操纵轻便，并具有良好的随动性。7.制动时，制动系产生的噪声应尽可能小，同时力求减少散发出对人体有害的石棉纤维等物质，以减少公害。8.摩擦副磨损后，应有能消除因磨损而产生间隙的机构，且调整间隙工作容易，最好设置自动调整间隙机构。9.摩擦衬片（块）应有足够的使用寿命。6.2 制动器结构方案分析制动器主要有摩擦式、液力式和电磁式等几种形式。电磁式制动器虽有作用滞后性好、易于连接而且街头可靠等优点，但因成本高，只在一部分总质量较大的商用车上用作车轮制动器或缓冲器；液力式制动器一般只用于缓冲器。面前广泛使用的仍是摩擦式制动器。摩擦式制动器按摩擦副结构形式的不同，可分为鼓式、盘式和带式三种。带式制动器只用于中央制动器；鼓式和盘式制动器的结构形式有多种，由于盘式制动器多用于乘用车，这里不做介绍，只介绍应用在本次设计中的鼓式制动器。鼓式制动器按蹄的类型分为：图6-1 鼓式制动器简图1. 领从蹄式如图5-1a所示，图上方的旋向箭头代表汽车前进时制动鼓的旋转方向(制动鼓正向旋转)。汽车倒车时制动鼓的旋转方向变为反向旋转，则相应地使领蹄与从蹄也就相互对调了。这种当制动鼓正、反方向旋转时总具有一个领蹄和一个从蹄的内张型鼓式制动器称为领从蹄式制动器。领蹄所受的摩擦力使蹄压得更紧，即摩擦力矩具有“增势”作用，故又称为增势蹄；而从蹄所受的摩擦力使蹄有离开制动鼓的趋势，即摩擦力矩具有“减势”作用，故又称为减势蹄。“增势”作用使领蹄所受的法向反力增大，而“减势”作用使从蹄所受的法向反力减小。领从蹄式制动器的效能及稳定性均处于中等水平，到那由于在前进和后退时的制动性能不变，结构简单，造价较低，也便于附装驻车制动，故广泛用于中。重型载货汽车的前后轮及轿车的后轮制动。 图6-2 领从蹄式制动器的结构方案（液压制动）2. 单项双领蹄式双领蹄式制动器（如图5-1b）有高的正向制动效能，倒车时则变为从蹄式，使制动效能大降。中级轿车的前制动器常用这种型式，这是由于这类汽车前进制动时，前轴的制动轴荷及附着力大于后轴，而倒车时则相反，采用这种结构作为前轮制动器并与从蹄式后轮制动器向匹配，则可较容易地获得所希望的前后制动力分配，并使前后轮制动器的许多零件有相同的尺寸。它不用于后轮还由于有两个相互成中心对称的制动轮缸，难于附加驻车制动驱动机构。3. 双向双领蹄式双向双领蹄式制动器（如图5-1c）的结构特点是两蹄片浮动，用各有两个活塞的轮张开蹄片。由于这种制动器在汽车前进和后退的性能不变，故广泛用于中、轻型载货汽车和部分轿车的后轮，但用作后轮制动器时，需另设中央制动器。4. 双从蹄式双从蹄式制动器（如图5-1d）的两蹄片各有一个固定支点，而且两个固定支点位于两蹄片的不同端，并用各有一个活塞的两轮缸张开蹄片。双从蹄式制动器的制动效能稳定性最好，但因制动效能低，所以很少采用。5. 单项增力式单向自增力式制动器（如图5-1e）的两蹄片只有一个固定指点，两蹄下端经推杆相互连接承一体，制动器仅有一个轮缸来产生推力张开蹄片。应用于少数总质量不大的商用车的前轮制动器。6. 双向增力式双向增力式制动器（如图5-1f）的两蹄片端部都有一个制动时不同时使用的共用支点，支点下方有一轮缸，内装两个活塞用来同时驱动张开两蹄片，两蹄片下方经推杆连接成一体。双向增力式制动器在高级轿车上用得较多，而且往往将其作为行车制动与驻车制动共用的制动器，但行车制动是由液压通过制动轮缸产生制动蹄的张开力进行制动，而驻车制动则是用制动操作手柄通过钢索拉绳及杠杆等操纵。另外，它也广泛用于汽车中央制动器，因为驻车制动要求制动器正、反向的知道效能都很高，而且驻车制动若不用于应急制动时不会产生高温，因而热衰退问题并不突出。但由于结构问题使它在制动过程中散热和排水性能差，容易导致制动效率下降。因此，在轿车领域上己经逐步退出让位给盘式制动器。但由于成本比较低，仍然在一些经济型车中使用，主要用于制动负荷比较小的后轮和驻车制动。出于对低速车制动器结构和成本的考虑，本次设计采用领从蹄式制动器，并选取领从蹄式制动器结构方案(图5-2)中的c方案。6.3 鼓式制动器主要参数的确定1. 制动鼓内径D输入力F0一定时，制动鼓内径越大，制动力矩越大，且散热能力也越强。但D的增大受轮辋内径限制。制动鼓与轮辋之间应保持足够的间隙，通常要求间隙不小于20mm，否则不仅制 图6-3 制动器主要几何参数动鼓散热条件太差，而且轮辋受热后可能粘住内胎或烤坏气门嘴。制动鼓应有足够的壁厚，用来保证有较大的刚度和热容量，以减少制动时的温升。制动鼓的直径越小，刚度越大，并有利于保证制动鼓的加工精度。制动鼓直径与轮辋直径之比D/Dr的范围如下：乘用车D/Dr=0.640.74商用车 D/Dr=0.700.83轿车制动鼓内径一般比轮辋外径小125mm-150mm，载货汽车和客车的制动鼓内径一般比轮辋外径小80mm-100mm，设计时可按轮辋直径初步确定制动鼓内径13。有轮胎参数7.50-16知，轮辋直径为16in，参考下表：表6-1 制动鼓最大内径轮辋直径/in1213141516轿车制动最大鼓内径/mm180200240260-货车最大制动鼓内径/mm220240260300320查表得制动鼓内径D=320mm，Dr=1625.4=406.4mm取D=300mm,则D/Dr=0.74，满足要求。2. 摩擦衬片宽度b和包角摩擦衬片宽度尺寸b的选取对摩擦衬片的使用寿命有影响。衬片宽度尺寸取窄些，则磨损速度快，衬片寿命短；若衬片宽度尺寸取宽些，则质量大，不易加工，并且增加了成本。制动蹄摩擦衬片的包角及宽度加上已初定的制动鼓内径决定了每个制动器的摩擦面积，即： （5-1） 式中：D制动鼓内径（mm）b制动蹄摩擦衬片宽度(mm)分别为两蹄的摩擦衬片包角（）制动鼓半径R确定后，衬片的摩擦面积AP=RB。制动器各蹄片总的摩擦面积越大，制动时所受单位面积的正压力和能量负荷越小，从而磨损特性越好。摩擦衬片包角在=范围内选取，本次设计取=100。表6-2 衬片摩擦面积查表6-2，得知汽车总质量在3.5-7.0t范围内单个制动器总的衬片摩擦面积AP=300650。取AP=400。参考QC/T309-1999查得：b=100mm，R=150，=100，由此可知=300100100+100360=52333.3 mm2在30000-65000范围内符合要求。3. 摩擦衬片起始角0一般讲衬片布置在制动蹄的中央，即0=90-2=404. 制动器中心到张开力F0作用线的距离e在保证制动轮缸或制动凸轮能够布置于制动鼓内的条件下，应使距离e尽可能大些，以提高制动效能（如图5-3）。本次设计中：e=0.8R=0.8150=120mm。5. 制动蹄支承点位置坐标a和c应在保证两蹄支承端毛面不致相互干涉的条件下，使a尽可能大而c尽可能小（如图5-3）， 初步设计时，可暂定a=0.8R=120mm。本次设计取c=32mm。6. 摩擦片摩擦系数选择摩擦片时不仅希望其摩擦系数要高些，更要求其热稳定性要好，受温度和压力的影响要小。各种制动器用摩擦材料的摩擦系数的稳定值约为0.30.5，少数可达0.7。一般说来，摩擦系数愈高的材料，其耐磨性愈差。所以在设计制动器时，并非一定要追求高摩擦系数的材料。当前国产的制动摩擦片材料在温度低于250时，保持摩擦系数=0.350.40已不成问题。因此，在假设的理想条件下计算制动器的制动力矩，取=0.3可使计算结果接近实际值。另外，在选择摩擦材料时,应尽量采用减少污染和对人体无害的材料。综合考虑成本与性能，选用半金属摩擦材料试制的摩擦片钢纤维（在实际应用中反应比较好11），其在基体中增加了玻璃纤维，以提高摩擦片硬度和热稳定性能12。在本设计中，综合上述的说明，选取=0.3。6.4制动器主要零部件设计1. 制动鼓制动鼓应具有非常好的刚性和大的热容量，制动时温升不应超过极限值。制动鼓材料应与摩擦衬片相匹配，以保证具有高的摩擦系数并使工作表面磨损均匀。制动鼓壁厚的选取主要是从其刚度和强度方面考虑。壁厚取大些也有利于增大其热容量，但试验表明，壁厚由ll mm增至20 mm时，摩擦表面的平均最高温度变化并不大。一般铸造制动鼓的壁厚：轿车为7mm12mm；中、重型载货汽车为13mm18mm。制动鼓在闭口一侧外缘可开小孔，用于检查制动器间隙。本次设计采用的材料是HT20-40。本次设计制动鼓壁厚取12mm。2制动蹄制动蹄腹板和翼缘的厚度，轿车的约为3mm5mm；货车的约为5mm8mm。摩擦衬片的厚度，轿车多为45mm5mm；货车多为8mm以上。衬片可铆接或粘贴在制动蹄上，粘贴的允许其磨损厚度较大，使用寿命增长，但不易更换衬片；铆接的噪声较小。本次制动蹄采用的材料为HT200。本次设计制动蹄腹板和翼缘厚度取5mm，摩擦衬片的厚度取8mm。3、制动底板制动底板是除制动鼓外制动器各零件的安装基体，应保证各安装零件相互间的正确位置。制功底板承受着制动器工作时的制动反力矩，因此它应有足够的刚度。为此，由钢板冲压成形的制动底板均只有凹凸起伏的形状。重型汽车则采用可联铸铁KTH37012的制动底板。刚度不足会使制动力矩减小，踏板行程加大，衬片磨损也不均匀。本次设计采用45号钢。4、制动蹄的支承二自由度制动筛的支承，结构简单，并能使制动蹄相对制动鼓自行定位。为了使具有支承销的一个自由度的制动蹄的工作表面与制动鼓的工作表面。同轴心，应使支承位置可调。例如采用偏心支承销或偏心轮。支承销由45号钢制造并高频淬火。其支座为可锻铸铁(KTH37012)或球墨铸铁(QT40018)件。青铜偏心轮可保持制动蹄腹板上的支承孔的完好性并防止这些零件的腐蚀磨损。具有长支承销的支承能可靠地保持制动蹄的正确安装位置，避免侧向偏摆。有时在制动底板上附加一压紧装置，使制动蹄中部靠向制动底板，而在轮缸活塞顶块上或在张开机构调整推杆端部开槽供制动蹄腹板张开端插入，以保持制动蹄的正确位置。5、制动轮缸制功轮缸为液压制动系采用的活塞式制动蹄张开机构，其结构简单，在车轮制动器中布置方便。轮缸的缸体由灰铸铁HT250制成。其缸简为通孔，需镗磨。活塞由铝合金制造。活塞外端压有钢制的开槽顶块，以支承插人槽中的制动蹄腹板端部或端部接头