汽车自动调整臂的三维结构及预装配设计【9张图/13600字】【优秀机械毕业设计论文】

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关键词：: 汽车自动调整调剂三维结构预装设计优秀优良机械毕业设计论文

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说明书一份，42页，13600字左右。
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图纸共9张，如下所示
A0-装配图.DWG
A1-臂体.DWG
A2-蜗杆.DWG
A2-蜗轮.DWG
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A2-齿轮.DWG
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汽车自动调整臂的三维设计及预装配设计
摘要
汽车自动调整臂（简称调整臂——ASA）是汽车制动系统的必备结构之一。传统的汽车自动调整臂结构复杂使用者不便操作。而本次设计的自动调整臂在结构上做了相应的调整，使得结构相对简单，而且安装高度可调，更便于安装。
本结构是应用在汽车制动系统上，利用齿条和齿轮的单向可传动控制蜗轮转动以控制凸轮轴的旋转角度。主要零部件有：蜗轮蜗杆配合，齿条齿轮配合，以及单向离合结构。通过其配合来实现对凸轮轴的调整，使得制动间隙保持在恒定最优间隙。
本文对制动调整臂的开发原理，具体特点和使用方法做了相应介绍。

关键词：自动调整臂；结构；原理

3D design and pre-assembled design of the car automatically adjusts the arm
Abstract
Car adjustment arm (referred to as the adjustment arm - ASA) is one of the essential structure of the automotive braking systems. The traditional automotive automatically adjust the arm structure complex user inconvenience. The design of the automatic adjustment arm to do the appropriate adjustments in the structure, the structure is relatively simple, and the installation height adjustable, easy to install.
The present structure is applied to the vehicle brake system, the unidirectional transmission control a worm wheel rotational angle of rotation of the camshaft to control the use of a rack and pinion. The main components are: worm with rack and pinion with one-way clutch structure. With the camshaft adjustment, so that the brake clearance is maintained at a constant optimum gap.
Corresponding development principles, specific characteristics and use of the brake adjustment arm.

Key Words: Automatic Slack Adjuster; Structure；Principle

目录
1 绪论 1
1.1 开发背景 1
1.2 结构设计的意义 4
1.3 开发者的主要工作 5
1.4 论文的组织结构 6
2 相关技术介绍 7
2.1 自动调整臂介绍 7
2.1.1自动调整臂简介 7
2.1.2自动调整臂特点 7
2.1.3自动调整臂的结构 8
2.2 自动调整臂工作原理介绍 8
3 自动调整臂的设计和实现 9
3.1 自动调整臂设计 10
3.1.1 自动调整臂设计任务 10
3.1.2 蜗轮蜗杆配合 10
3.1.3 齿轮齿条配合 15
3.1.3 单向离合器结构设计 18
3.1.4 臂体设计 19
3.2 自动调整臂装配 20
3.2.1 调整臂内部结构装配 20
3.2.2 调整臂总体结构装配图 21
3.3 调整臂的安装 21
3.3.1 基本传动说明 21
3.3.2 自动调整臂安装说明 25
4 校核 28
4.1 校核计划及执行情况 28
4.2 核心零件校核 28
4.2.1 单向离合器弹簧校核 28
4.2.2 轴承校核 29
4.2.3 蜗杆设计校核 29
5 建模 31
6 结论 33
7 体会 34
参考文献 35
致谢 36
毕业设计（论文）知识产权声明 37
毕业设计（论文）独创性声明 38

汽车自动调整臂的三维结构及预装配设计

内容简介：: 6 (1) (2012) 235240 738of of on 06500, 2, 2010; 0, 2011; 8, 2011) ne of to is of on by of In of at in of a on to a 4% in in to or as by or or of on on in 960s, in 1, 2. is to 0% of is by to to by 3, 4. as as 5. to on 6 7 0of on et 8 of a in by 9 of of by et 10 a a to a 4% in in in of is of a to 11. et 12 of on of by et 13 EA to to u 14 in a on a or et 15 to in of 16. on on In to in * +90 312 2028650, +90 312 2120059 012 236 M. 6 (1) (2012) 235240 of to a An to EA 2. 3D) of , 17. A 1 of a of . to D .2 mm at on an a in 0 on a 00 on of D S 20 6.9 mm 7.3 mm on a by a 4 mm 5 mm on S a to to or 2C 00C to 8. to s of is q. (1), is of W), h is A is of of C), is C). is to of as to to on of by .( )s= (1) or q. (2) (e5, is of Re is of W/mC). ) (2)q. (3) (104) 5, r is l is of is as of of in by as 2. 1/3 ) ( / ) ( / ) (3) In Re is of in as q. (4), of kg/ of m3/ m/ . of s N/110000 1500 s kg/7200 2595 1/C) 05 05 N/240 - N/820 - of W/mC) 52 J/) 447 1465 (a) SL (b) CD (c) CS (d) 1. M. 6 (1) (2012) 235240 237 / )a (4)be q. (5), 1/ D is of d is of of or of or 22 )+(5) q. (6): 22 ) ( (6)he to on to D S on a on a on a of a as 3, a a a a on of of on a 01 FF in at a 50 N, of 0, 60, 90, 120, 150, 180, 210 40 s. by as In 9689 N 50 N on of at a 0 km/h (or s) as 4. of to be a 40 s. of q. (7) 18, on F is on of of of 2.3 is is of . . 5 (7) to in of to 2. of of in (a) SL (b) CD c) CS (d) 3. 4. 238 M. 6 (1) (2012) 235240 3. EA of on is by on 19, 20. of at is by on 5 on EA at 40 s. in of 12, 14. of to to in on is % in D On on is 9% in S it is 4% in it is to of 6 on on is on of of In of D is in of S to of be to of is of be . EA SL D (C) (C) (C) (C) 30 124 56 0 189 19 0 238 54 20 276 91 50 318 21 80 358 45 10 378 55 40 395 71 S (C) (C) (C) (C) 30 128 25 0 184 68 0 213 01 20 240 27 50 273 53 80 289 69 10 314 85 40 325 86 a) SL (b) CD (c) CS (d) 5. on of (a) SL (b) CD (c) CS (d) 6. of of M. 6 (1) (2012) 235240 239 is by on is In on 7 D, CS to 6. of L on D in S on of a on of L D On be S 4. In EA on on to a 4% by in by by of CS in to is 1% 9% in an in to In to to on of by to my r. I to of my my : of f : of of or of of or : of d : of : on f: on h : of l : of of of r : : of e : : s: a: of 1 T. C. . P. 对不同的通风热结构行为在制动盘上的应用的研究梅苏特汽车工程系，工学部，学， 06500，安卡拉，土耳其摘要一个制动盘有关的最常见的问题是经济过热，影响制动性能，尤其是在持续制动工况下的车辆。在制动盘通风应用可显著提高制动系统通过减少磁盘的加热性能。在这项研究中，使用三种不同结构的通风制动盘的热行为在热应力和热应力的有限元分析连续制动条件研究。结果进行了比较与固体盘。在坚实的制动盘减少到最大的通风应用 24%热发电。实研研究表明，有限元温度分析结果在间的范围。不过，热应力的形成是较高的通风刹车盘与固体片的比较。关键词：制动盘；发热；热结构的行为；通风中的应用通风式制动盘或转子被称为高性能制动器，并通过凹陷或产生的槽（或两者）对不同形状的盘表面和侧边缘。通风制动盘的最初测试赛车在上世纪 60年代的汽车，他们已经被广泛应用在汽车和火车使用不同的设计 1,2 。在制动过程中的动能转换成热。周围的 90%的能量是由制动盘吸收，然后转移到周围的空气。固体的制动盘热消散较慢。因此，通风式制动盘，用于改善通过促进空气循环冷却 3， 4 。他们一般具有对流换热系数约两倍那些实心圆盘 5 相关的大。有许多研究通风应用相关的在制动盘。尤伯和 6 制造三种不同的通风式制动盘的结构从碳纤维增强陶瓷基复合材料（比较他们的优势。 7 证明决于车辆速度。人。 8 表现出的能力通风式制动盘转子散热的流动的有限有限元分析 (文基塔汉姆和 9 进行了六种不同的流动和传热分析采用计算流体动力学的盘配置类型（推荐的通风制动盘高速车辆。公园等。 10 设计了一个螺旋面内用于通风制动盘叶片。他们优化的雷诺兹（普朗特（和努塞尔数（们设计并取得的 44%个最大的改进传热。改进的制动褪色性和更高的在潮湿的条件下的制动性能是其他一些有用的通风制动盘方面。然而，他们也有一些缺点。开裂，就是其中之一，这一现象这已与相关的应力在制动 11。基姆等人。 12显示的最大塞斯应力的实际疲劳裂纹位于通风制动发电由热应力分析铁路车辆盘。同样的，巴尼奥利等人。 13 进行有限元分析，以确定温度分布和估计的吴 14 研究的温度和热应力在一个基于热机械耦合通风制动盘模型。降低制动温度和 /或重新设计轮毂单元转子有相当的结论麦金等人。 15 消除制动转子裂纹。热一代也会影响制动热机械不稳定性盘 16 。以前的文献主要集中在热应力的形成在这项研究中，有限元法研究了三种不同的热行为的通风刹车设计：交叉钻孔（十字槽（和横槽侧槽（。然后对结果进行比较固体（。也进行的实验研究为了验证有限元分析结果。表 1制动盘和焊盘的机械和热性能。图 1有限元网格模型。三维（ 3D）的制动结构盘，刹车片，和装配设计建模在软件程序的 1/1规模，然后导入到对于互动的热结构的另一个软件程序分析。制动盘和制动片为蓝本，采用二次六面体网格类型。二次六面体网格代被称为他们的精度和计算效率 17 。摩擦具有二次四边形单元式接触对接触盘垫之间的口定义。图 1显示盘垫系统的网格模型。灰铸铁，一种常用的椎间盘材料，用于制动盘。的机械和热性能制动盘和垫在表 1中给出。通风式制动盘是根据螺旋桨设计形孔和槽的位置的方法。为，设置为五和径的孔在相等的时间间隔上的长度为弧。这些孔被复制在 20组在磁盘表面的。因此，共 100孔盘表面上钻孔。对于， 20通道（放置在一个坚实的盘表面。最后，本的凹槽设计（ 4 15）在另一个盘的边缘。因此，路径开放外盘侧边得到提供更好的空气流通。环境温度为在 22的表面温度为 100制动的热分析，并与冷制动性能相关的 8。目前的研究认为，热耗散从制动盘的气氛是通过对流，也被称为牛顿冷却定律。对流管由式（ 1），其中 Q 是传热速率（ W）， H 对流换热系数，一个是表面面积的转子（ 2m ），制动表面温度转子（，和 T是环境空气温度（。的对流换热系数应用到人体制动盘的边界条件。因此，增加从传热的制动盘和减少光盘表面在制动盘的总表面面积的温度，的传热系数采用逐渐增加通风中的应用。 )( s （ 1）层流的传热系数固体或非通风由被制动盘（ 2）（ x ） 5，其中 d 的外径光盘（再是雷诺兹数，和W / 。 (kh (2) 同时，与传热系数通风制动盘层流近似方程（ 3）（层流状态， 10 ） 5 ，哪里普朗特数，液压直径（ l 是的冷却叶片的长度（水力直径（定义为四倍的横截面的比率流动区域（润湿面积）的孔和槽通风制动盘的润湿周长除以所示图 2。 )/()/(R (3) 在这种情况下，雷诺数与速度有关的在孔和槽形叶片，目前的空气流由式（ 4），其中一个是a空气的密度（ 3/，马是空气质量流量（），和）。 a g (4) 平均速度可以计算由式（ 5），哪里每分钟转数（，， D 是外径该盘（ d 盘的内直径（ 2的出口区域，和2的入口区域。 )/(22 o u u v e r a g e （ 5）此外，空气流量马是由方程（ 6）： s ()(22 （ 6）图 2。湿润地区（水力直径，长孔和槽形冷却叶片，和入口和出口地区的空气流通风在这项研究中使用的制动盘。图 3。制动卡钳和制动盘。实验研究进行了检查，温度在光盘表面的变化。为了这个目的，通风制动盘是从艾尔弗雷德特维斯制造（态盘获得他们的设计特点。的光盘上的三轴数控加工立式加工中心。为槽盘是在数控车削中心。盘温度在制动测试系统测量了输出。本系统由一个钳机制如图 3中看到的，压电晶体的力测量系统的踏板和制动力的变化，驱动发动机，变速箱，和指标制动踏板力和温度。对于温度的测量，热电偶的安装在尺系统的应用。电机的功率为 4千瓦。光盘的旋转是顺时针方向。刹车片是用于试验。实验连续制动条件下进行在 250 N 个固定踏板力，和八周期制动温度的测量被执行在 30， 60， 90， 120，150， 180， 210和 240s。图 4。结构的制动盘模型。盘温度的热分析得到的是进口的在结构分析模型的边界条件。在结构分析中，相当于 250 N 到 9689 N 踏板力对制动片每顶面在 60 的转速（）如图 4。该盘的率被认为是常数和所需的时间完全停止 240s。通过被踏板力的值（ 7） 18，F 是在脚下的踏板力，主缸的横截面积，（ 7）这个计算是根据试验设备进行了用于实验研究。踏板力杠杆比率与伺服单元效果的测试设备的价值。根据等效模拟分析（冯米塞斯）的应力分布。表 2。盘温度的实验和有限元分析结果。图 5。对不同类型的制动盘热发电。实验和有限元分析结果在表 2中给出的在光盘表面生成热。盘的表面温度随着制动时间为所有的阀瓣结构，增加。然而，所产生的热量，显著降低通风中的应用。之间的摩擦系数刹车垫和盘表面，减少取决于温度涨 19， 20 。因此，保持摩擦性能在高温下垫了自我通风可能是在持续制动条件下的盘。图 5显示了在光盘表面的温度分布用有限元法在 240年代末的最大温度代发生在所有的阀瓣结构，中部地区，与相关的研究类似 12， 14。然而，该温度范围从盘的中部地区的内部区域由于在冷却的附加侧配置。最大热发电固态盘表面约 4%的一方面，而最大热发电固态盘表面是在计减少 19%，它大约是在计减少 24%。因此，它是有益的探讨这些设计的热应力行为。图 6显示了热应力的分布在光盘表面采用有限元分析。通风应用的增加的热应力在制动盘。热应力的最大值位于对固态盘的内、外表面边角。在配置的情况下，最大应力位于该孔内表面的。对于配置，最大应力的形成主要局限在槽内和表面接近该盘的外点。因此，特定的地区，在那里最大应力出现，应加强预防潜在的裂纹和疲劳问题。一个可能的解决方案不同的是散热表面的设计通风式制动盘。因此，更均匀的热从转子对流可供盘表面。图 6。热结构行为的不同种类的通风固体的制动盘。图 7。热应力的变化，根据盘的表面区域。这是证明了计在最大减少对通风制动盘应力的产生。在这项研究中，附加的热应力耗散对盘表面进行了研究。图 7显示了耗散特征。散热孔和槽之间的表面弧的定检查应力分布密集的地方发生摩擦垫与盘。通风制动盘的最大应力的位置图 6中看到的。热应力减小的光盘和垫表面向中心点间该盘的内侧和外侧的区域的表面的置。然而，表面上的的应力分布更均匀的固态盘的比较。为配置，而应力降低摩擦表面，他们逐渐增加朝向内和光盘的外表面，与似盘配置。这些结果将导致一个稳定的磨损率在垫和盘的盘片表面。在另一方面，磨损率将与不稳定 4。结论在这项研究中，三个不同的通风盘模型和他们的热结构行为研究。实验研究了热分析结果在光盘表面。得出以下结论：降低了坚实的制动盘表面产生的热量通过通风应用到最大 24%。实验研究验证有限元温度场分析在间的范围内的结果。这一结果将保持积极影响制动性能垫和盘表面之间的摩擦系数，和稳定的磨损率的垫表面，特别是连续制动条件下。热应力的形成与通风刹车更高光盘（）在那些比较固态盘。然而，最大应力的形成减少到 11%和 19%在另一个配置比较其他通风盘设计。因此，盘可以更有效地减少热量的产生和热在通风制动盘应力。在这项研究中，以增加从制动的热传递光盘和减少总盘的表面温度制动盘的表面面积，传热系数采用通风的应用逐渐增加。符号意义： A ：转子表面的面积叉前活塞截面积口区的孔或槽形叶片缸的横截面积口面积的孔或槽形叶片 D ：盘的外径 d ：盘的内直径力直径 F ：脚踏板力个前缸活塞力 h ：对流换热系数传热系数气的导热系数 l ：冷却叶片的长度气质量流量每分钟转数塞数普朗特数 Q ：传热率雷诺兹数 T ：周围空气温度面温度均速度 a：空气密度参考文献 1 T. . 铁制动盘的当前位置，业绩和未来趋势欧洲（ 1999） 999505 2G. 种自我通风盘式转子刹车，国际申请在专利公布合作条约（ 2002）和 / 2002 / 064992。 3医学博士哈德森和 R. 风式制动转子的空气流量调查， 971033（ 1997）。 4布鲁尔和 H. 动技术手册，第一英文版，际，夕法尼亚，美国（ 2008）。 5河利姆帕特，制动器的设计和安全，第二版，社会汽车工程师，公司沃伦代尔美国（ 1999） 140 6中国尤伯和 B. 网状发展，通风制动盘在单一的制造方法件的设计， 37（ 4）（ 2006）生物学。 7D. B. A. 子果对制动性能（ 2006）2006571 596。 8D. 育 G. 动过程分析的一个钉翼通风盘式制动器转子，国际期刊的车辆系统建模和测试（ 2006） 1， 4， 233 9. 动和传热一个通风盘式制动器转子的析， 20082008）。 10 S. 家树和 D. H. 查在一个通风式制动盘局部换热特性与螺旋形凹槽的表面，机械科学杂志技术， 21（ 2007） 2178 11 y. M. 风，应力分析与有限元法的制动盘，国际杂志汽车技术， 11（ 1）（ 2010） 133 12D. Y. J. . S. 一个考虑铁路车辆制动盘的应力分析在摩擦面上的压力分布，材料科学与工程（ 2008） 483456 459。 13 F. M. 疲劳消防车的灰铸铁制动盘裂纹，工程失效分析， 16（ 1）（ 2009） 152 14p. X. 究温度和基于三维热机械通风制动盘热应力耦合模型，力学学报技术， 24（ 2010） 81 15 T. 在盘断热裂解，工程失效分析， 9（ 2002） 63 16 T. K. J. . 动盘热斑点热抖动：实验和有限元研究，国际汽车设计杂志， 23（ 3 / 4）（ 2000） 276 17J. 泽西州首席人事官， S. 彩，混合从四占主导地位的表面生成三维网格网格，国际汽车技术杂志， 9（ 5）（ 2008） 633 18海斯勒，汽车和发动机技术，第二版，联邦 400驱动，沃伦代尔， 5096 0001，美国（ 1999）。 19 轮驱动的车辆制动和 1988） 880321。 20A. 动抖动现象， 1992） 920554。本科毕业设计 (论文 ) 题目：汽车自动调整臂的三维结构及预装配设计系别：机电信息系专业：机械设计制造及其自动化班级：学生：学号：指导教师： 2013 年 04 月车自动调整臂的三维设计及预装配设计摘要汽车自动调整臂（简称调整臂汽车制动系统的必备结构之一。传统的汽车自动调整臂结构复杂使用者不便操作。而本次设计的自动调整臂在结构上做了相应的调整，使得结构相对简单，而且安装高度可调，更便于安装。本结构是应用在汽车制动系统上，利用齿条和齿轮的单向可传动控制蜗轮转动以控制凸轮轴的旋转角度。主要零部件有：蜗轮蜗杆配合，齿条齿轮配合，以及单向离合结构。通过其配合来实现对凸轮轴的调整，使得制动间隙保持在恒定最优间隙。本文对制动调整臂的开发原理，具体特点和使用方法做了相应介绍。关键词：自动调整臂；结构；原理 D of ar to as is of of of to do in is to is to a of of to of a so is at a of 录 1 绪论 . 1 发背景 . 1 构设计的意义 . 4 发者的主要工作 . 5 文的组织结构 . 6 2 相关技术介绍 . 7 动调整臂介绍 . 7 动调整臂简介 . 7 动调整臂特点 . 7 动调整臂的结构 . 8 动调整臂工作原理介绍 . 8 3 自动调整臂的设计和实现 . 9 动调整臂设计 . 10 动调整臂设计任务 . 10 轮蜗杆配合 . 10 轮齿条配合 . 15 向离合器结构设计 . 18 体设计 . 19 动调整臂装配 . 20 整臂内部结构装配 . 20 整臂总体结构装配图 . 21 整臂的安装 . 21 本传动说明 . 21 动调整臂安装说明 . 25 4 校核 . 28 核计划及执行情况 . 28 心零件校核 . 28 向离合器弹簧校核 . 28 承校核 . 29 杆设计校核 . 29 5 建模 . 31 6 结论 . 33 体会 . 34 参考文献 . 35 致谢 . 36 毕业设计（论文）知识产权声明 . 错误 !未定义书签。毕业设计（论文）独创性声明 . 37 1 绪论 1 1 绪论发背景 21 世纪以来，随着公路建设的飞速发展，随着汽车加工制造业的发展，汽车已经成为一项普遍的代步工具，使得公路客运飞速发展。据统计，本世纪以来由于交通事故所造成的人员伤亡数量堪比二战期间的人员伤亡数量。这使得人们不得不重视汽车的制动系统，特别是高速客车的制动可靠性和安全性。因此，各种自动装置和电子装置应运而生。在制动系统，除了安装证车辆的安全性外，保持制动鼓（制动盘）与摩擦片（摩擦衬块）之间的间隙恒定对保证制动可靠性非常重要。因为汽车在使用过程中，由于制动器摩擦片的磨损会使制动鼓（制动盘）与摩擦衬片（摩擦衬块）之间的间隙增大，若不及时调整，会使气室推杆行程过大、制动效能降低。另外，鼓式制动器有时摩擦接触面正处在最佳状态，如果此时拆下检查调整，可能破坏原来完好的配合，反而使制动效能降低。因此，对制动系统这样的安全系统不应过分依赖于保养调整，而在设计阶段就应使其具有较高的可靠性水平和自动调整能力。制动系统是汽车上用以使外界（主要是路面）在汽车某些部分（主要是车轮）施加一定的力，从而对其进行一定程度的强制制动的一系列专门装置。制动系统作用是：使行驶中的汽车按照驾驶员的要求进行强制减速甚至停车；使已停驶的汽车在各种道路条件下（包括在坡道上）稳定驻车；使下坡行驶的汽车速度保持稳定。对汽车起制动作用的只能是作用在汽车上且方向与汽车行驶方向相反的外力，而这些外力的大小都是随机的、不可控制的，因此汽车上必须装设一系列专门装置以实现上述功能。 a. 一般制动系的基本结构（ 1）主要由车轮制动器和液压传动、气压传动机构组成；（ 2）车轮制动器主要由旋转部分、固定部分和调整机构组成，旋转部分是制动鼓；（ 3）固定部分包括制动蹄和制动底板；调整机构由偏心支承销和调整凸轮组成用于调整蹄鼓间隙；（ 4）液压制动传动机构主要由制动踏板、推杆、制动主缸、制动轮缸和管路组成； 1 绪论 2 （ 5）气压制动传动机构主要由制动踏板、推杆、制动总阀、空气干燥器、四回；（ 6）路保护阀、制动气室和管路等组成。b. 制动工作原理制动系统的一般工作原理是，利用与车身（或车架）相连的非旋转元件和与车轮（或传动轴）相连的旋转元件之间的相互摩擦来阻止车轮的转动或转动的趋势。（ 1）制动系不工作时蹄鼓间有间隙，车轮和制动鼓可自由旋转。（ 2）制动时要汽车减速，脚踏下制动器踏板通过推杆和主缸活塞，使主缸油液在一定压力下流入轮缸，并通过两轮缸活塞推使制动蹄绕支承销转动，上端向两边分开而以其摩擦片压紧在制动鼓的内圆面上。不转的制动蹄对旋转制动鼓产生摩擦力矩，从而产生制动力。（ 3）解除制动当放开制动踏板时回位弹簧即将制动蹄拉回原位，制动力消失。 c. 制动主缸的结构及工作过程制动主缸的作用是将自外界输入的机械能转换成液压能，从而液压能通过管路再输给制动轮缸制动主缸分单腔和双腔式两种，分别用于单、双回路液压制动系。（ 1）单腔式制动主缸 1）制动系不工作时不制动时，主缸活塞位于补偿孔、回油孔之间 2）制动时活塞左移，油压升高，进而车轮制动 3）解除制动撤除踏板力，回位弹簧作用，活塞回位，油液回流，制动解除（ 2）双腔式制动主缸 1）结构（如一汽奥迪 100 型轿车双回路液压制动系统中的串联式双腔制动主缸）主缸有两腔第一腔与右前、左后制动器相连；第二腔与左前、右后制动器相通每套管路和工作腔又分别通过补偿孔和回油孔与储油罐相通。第二活塞由右端弹簧保持在正确的初始位置，使补偿孔和进油孔与缸内相通。第一活塞在左端弹簧作用下，压靠在套上，使其处于补偿孔和回油孔之间的位置。 2）工作原理制动时，第一活塞左移，油压升高，克服弹力将制动液送入右前左后制动回路；同时又推动第二活塞，使第二腔液压升高，进而两轮制动解除制动时，活塞在弹簧作用下回位，液压油自轮缸和管路中流回制动主缸。如活塞回位迅速，工作腔内容积也迅速扩大，使油压迅速降低。储液罐里的油液可经进油孔和活塞上面的小孔推开密封圈流入工作腔。当活塞完全回位毕业设计（论文） 3 时，补偿孔打开，工作腔内多余的油由补偿孔流回储液罐。若液压系统由于漏油，以及由于温度变化引起主缸工作腔、管路、轮缸中油液的膨胀或收缩，都可以通过补偿孔进行调节。制动轮缸的功用是将液力转变为机械推力。有单活塞和双活塞两种。奥迪100 的双活塞式轮缸体内有两活塞，两皮碗，弹簧使皮碗、活塞、制动蹄紧密接触。制动时，液压油进入两活塞间油腔，进而推动制动蹄张开，实现制动。轮缸缸体上有放气螺栓，以保证制动灵敏可靠。为了保证汽车行使安全，发挥高速行使的能力，制动系必须满足下列要求制动效能好。评价汽车制动效能的指标有：制动距离、制动减速度、制动时间；操纵轻便，制动时的方向稳定性好。制动时，前后车轮制动力分配合理，左右车轮上的制动力应基本相等，以免汽车制动时发生跑偏和侧滑；制动平顺性好。制动时应柔和、平稳；解除时应迅速、彻底；散热性好，调整方便。这要求制动蹄摩擦片抗高温能力强，潮湿后恢复能力快，磨损后间隙能够调整，并能够防尘、防油；带挂车时，能使挂车先于主车产生制动，后于主车解除制动；挂车自行脱挂时能自行进行制动。保证车辆制动性能良好，制动性能良好的汽车，要求在任何速度下行驶时，通过制动措施，能在很短的时间和距离内，及时迅速地降低车速或停车。良好的制动效能对于提高汽车平均速度和保证行车安全有着重要作用。提高制动效能的主要措施有：缩短制动距离，制动器在使用过程中，由于制动蹄摩擦片和制动鼓的磨损，制动器间隙将逐渐变大。制动系反应时间增加，将引起制动迟缓及制动力不足，使制动距离延长，制动效能降低。制动时，制动器产生的摩擦力大小，在很大程度上还取决于制动蹄片与制动鼓接触面积的多少，接触面积增加，制动力增长时间快，制动效能就提高，制动距离也就相应缩短。在正常情况下，当产生较大摩擦力时，制动蹄片与制动鼓的接触面积应达到 80%以上。使用中，由于制动器的磨损而使间隙增大后，必须进行检查调整。防止制动跑偏：制动时，汽车自动偏离原行驶方向，这种现象叫制动跑偏。一旦制动跑偏很容易造成撞车、下路掉沟甚至翻车等严重事故。为提高制动的稳定性，保证行车安全，在紧急制动时，不允许汽车有明显的跑偏现象。制动跑偏的原因，主要是前轮左右车轮制动力不等，制动时就形成绕重心的旋转力矩，使汽车有发生转动的趋势，因而易出现制动跑偏现象。为了避免跑偏，在使用中，应注意使左右车轮制动器间隙、制动蹄回位弹簧拉力应保持一致。在更换摩擦片时，应选用同一型号和批次产品，加工精度和接触面应符合毕业设计（论文） 4 要求。并防止摩擦片出现硬化层，沾有油污，制动鼓失圆或有沟槽等。而在汽车制动系统中，为了能够使得制动系统随时保持良好状态，进而产生了一种附带却必须的产品自动调整臂目前汽车制动间隙自动调整臂（简称自调臂，全球商用车制动系统上的应用已经有几十年的历史，但在我国却还处于成长期。国际上大量使用的自调臂产品通常有 2 种结构：一种是间隙感应结构，即国内俗称的瀚德（构；另一种是行程感应结构，及国内俗称的（构。汽车自动调整臂，最早出现在我国是九十年代中期，当时只有几个专利技术，尚不成熟，后来瀚德技术公开，国内有少数几个厂家研制，但应用效果均不理想，从此，许多有识之士，开始对自动调整臂的研究，知道近期已有几十项专利，研究人员也由过去的寥寥数人发展到几十人。代表的臂型共有以下几种：瀚德一代为基础的瀚德臂型瀚德二代为基础的瀚德臂型美国臂型为基础的具有调整拐的臂型以齿轮传动为特点的臂型以上各种臂型的产品均已投放市场，但投放量远远低于主机厂需求，究其原因有以下三种：技术尚不成熟，可靠性查故障率高结构复杂，使用者不易掌握，体积大，安装不便适应性差出厂成本高，导致售价高，无法普及由于以上原因阻碍了自动调整臂的普及推广，早在多年前，国家建设部就颁文要求强制采用自动调整臂，但由于存在上述原因未得实施，去年国家再次颁布强制执行，情况仍未好转。鉴于以上，本次毕业设计在老师的指导下对汽车自动调整臂的结构设计进行优化及其预装配设计。构设计的意义自动调整臂作为汽车制动系统的基本结构之一，在每次刹车系统的运作时，都在为制动间隙的磨损做一定的补偿，使得制动鼓与制动蹄之间的间隙永远保持在最佳间隙状态。毕业设计（论文） 5 在汽车制动系统中，用制动鼓和制动蹄的摩擦来实现制动目的。反复摩擦使得制动鼓和制动蹄之间的间隙变大，使得制动效果减弱甚至失效，传统的手动使得制动蹄与制动鼓之间的间隙变小会使得制动间隙大小不恒定，从而影响驾驶者在制动车子时的不适应，而且对汽车制动制动系统损耗较大，自动调整系统即自动调整臂解决了这一问题。如图对手动及自动调整间隙给予直观的对比。本次设计的自动调整臂，其主要目标是实现以往的汽车自动调整臂的基本调整作用即对汽车制动蹄与制动鼓的磨损间隙，通过对机车凸轮轴旋转角度的调整进而使得制动蹄与制动鼓之间的间隙减小以达到最佳间隙间隔。由于，以往的自动调整臂结构复杂，操作者不便安装，在本次设计中，对调整臂臂体做了相应调整，使得在安装过程中可调节，在内部结构中，也相对简化，以达到方便，快捷。发者的主要工作开发者在对汽车制动调整臂的结构设计中需要进行的工作如下：制动调整臂蜗轮蜗杆传动的设计，包括蜗轮和蜗杆的传动啮合，在传动过程中的受力分析，以及其齿数模数的配合。制动调整臂的齿条齿轮配合的设计，包括齿条和齿轮的传动啮合，在传动过程中的受力分析，以及齿条的回程。制动调整臂单向离合器的设计，包括锥形离合器，矩形弹簧和齿轮，在传动过程中单向传动，以及跟蜗杆的配合。制动调整臂的结构设计及其预装配，包括制动调整臂和凸轮轴的装配问题。制动调整臂的机构和装配设计完成，并验证期正常工作。图动及自动调整制动间隙制动效果图图动及自动调整制动间隙制动效果图毕业设计（论文） 6 文的组织结构本论文的组织结构如下：第一章：介绍制动调整臂的开发背景，结构设计的意义，开发者的主要工作及论文组织结构。第二章：介绍制动调整臂的相关技术，对传统制动调整臂的结构介绍，以及自动调整臂的工作原理，和装配介绍。第三章：介绍了制动调整臂的设计与实现，设计计算及软件设计过程。第四章：校核。第五章：结构验证。第五章：介绍了开发者在完成制动调整臂结构设计后的心得体会。 2 相关技术介绍 7 2 相关技术介绍动调整臂介绍动调整臂简介刹车间隙自动调整臂，也称 “自动间隙调整臂 ”或 “自动调整臂 ” 自动调整臂在国外已是成熟技术，得到了广泛的应用，近年来，欧洲、美洲等地区的载重车、客车、及挂车制造商均已将其作为整车的标准配置。根据国家产业改革中汽车制动系统结构性能和试验方法定，从 2003 年10 月 1 日必须强制使用刹车间隙自动调整臂，考虑到目前自动调整臂在国内应用所出现的系列问题，经国家发改委会议研究，法规强制执行的时间推迟到了2004 年 10 月 1 日。目前世界上专业生产自动调整臂的最大厂家是瑞典司，其全球市场占有率高达 50%，该产品经过二十多年的开发、使用和完善，已经十分成熟。国内的东风车桥有限公司使用的自动调整臂正是在瑞典动调整臂特点 a. 使用自动调整臂后，车辆行驶时具有如下特征：（ 1）确保车轮具有恒定的刹车间隙，刹车安全可靠；（ 2）制动分泵推杆行程短，制动迅速可靠；图动调整臂结构视图毕业设计（论文） 8 （ 3）制动前制动分泵推杆始终处于初始位置，确保了最佳的刹车力矩；（ 4）使所有车轮的制动效果一致、稳定；（ 5）减少了压缩空气的消耗量，延长了空压机、制动分泵和压缩空气系统中其它部件的寿命；（ 6）减少材料消耗，延长了刹车部件的使用寿命；（ 7）安装使用方便，减少了人工维修次数，提高了经济效益；（ 8）调整机构被封闭在壳体之内受到很好的保护，从而避免了受潮、脏物及碰撞等。动调整臂的结构自动调整臂中重要零合件如图壳体蜗轮、蜗杆单向离合器总成（由齿轮、方钢弹簧和内齿套组成）齿条、控制环、螺旋压缩弹簧动调整臂工作原理介绍自动调整臂的功能应该是精确记录由于摩擦衬片磨损引起的间隙增加量，并且精确地将刹车间隙调整至正常的工作范围。制动时调整臂的角行程可划分为三部分：间隙角度，对应于制动鼓和摩擦衬片的正常间隙；超量间隙角度，对应于因摩擦衬片磨损而增加的间隙；弹性角度，对应于由制动鼓、摩擦衬片以及制动分泵和制动系统动力传动图动调整臂结构爆炸图毕业设计（论文） 9 时引起的弹性。间隙自动调整时应尽量避开角行程中的弹性角度。若不区别超量间隙角度与弹性角度，一律随时加以补偿，将会造成调整过头，以致引起 “拖磨 ”甚至 “抱死 ”。开始刹车时，调整臂带动凸轮轴转过间隙角度和超量间隙角度，并精确记录产生的磨损。此时凸轮角行程处于间隙区，间隙区的特点是制动力矩变化不大。继续刹车时，凸轮角行程进入弹性变形区，制动力矩急剧上升，直至车停住。松开踏板，刹车回程，制动力矩下降，凸轮角行程回到间隙区。自动调整臂根据刹车时记录的超量间隙，内部调整机构通过蜗轮带动凸轮轴转过一定角度，从而完成一次调整。工作原理图如图图动调整臂工作原理图 3 自动调整臂的设计和实现 10 3 自动调整臂的设计和实现动调整臂设计动调整臂设计任务 a. 自动调整臂设计重要性根据国家产业改革中汽车制动系统结构性能和试验方法定，从 2003 年 10 月 1 日必须强制使用刹车间隙自动调整臂，考虑到目前自动调整臂在国内应用所出现的系列问题，经国家发改委会议研究，法规强制执行的时间推迟到了 2004 年 10 月 1 日。目前世界上专业生产自动调整臂的最大厂家是瑞典司，其全球市场占有率高达 50%，该产品经过二十多年的开发、使用和完善，已经十分成熟。国内的东风车桥有限公司使用的自动调整臂正是在瑞典 b. 设计的主要内容根据需要完成的部件的功能，根据要求进行原理设计，机构设计并作出相应的机构运动简图；将各完成机构转化为运动及承载执行部件，进行其结构设计，作出相应的三维结构图，建立各构成零件的三维零件图；完成调整臂整体装配图；对装配过程中的干涉进行检验。 c. 技术指标调整臂每次调节一行程、调整间隙推进实现连续正向调节；调节时无须其它增压方式，调节驱动力 20 轮蜗杆配合本小结对蜗轮蜗杆的配合和计算做进一步的计算，以及其校核。 a. 蜗轮蜗杆结构设计（ 1）蜗杆材料选用一般不重要的蜗杆用 45 钢调质处理；高速、重载但载荷平稳时用碳钢、合金钢，表面淬火处理；高速、重载且载荷变化大时，可采用合金钢渗碳淬火处理。（ 2）原始数据选用蜗杆头数 11Z 蜗轮齿数 302 Z 毕业设计（论文） 11 轴面齿形角 0 蜗杆直径系数 10q 变位啮合中心距 5（ 3）基本参数选择和计算故取模数 2 出 ( 则 0 0 c 代值得 40a ( 3 . 4 ) 代值得 1x ( 3 . 5 ) （ 4）蜗杆几何尺寸计算直径即 181 d (1代值得 21 高(1 代值 222 Zq am 2 21 1 毕业设计（论文） 12 aa 即 201 (52111 af 6211 tw 式计算 27)1 tw 2tx 61 xz 值得 3 . 1 5 ) xn (1 （ 5）蜗轮几何尺寸计算圆）直径 48222 )(2 )(1 02 222 aa (52222 af 2( 11 毕业设计（论文） 13 ( (0)c o s(21m i n taa ( b. 蜗轮蜗杆的校核（ 1）蜗轮蜗杆传动受力分析当不计摩擦力影响时，各力的大小可按下列各式计算，各力的单位均为 N。 ( (已知任务中需满足 2030N 的驱动力则蜗轮切向力 02 取最大值 30N 带入以上公式则可得： 121 ； 7202 ； 21 ； 1801 ；。（ 2）蜗杆传动强度计算 82 12 01 8 02 1 4)ta 22 tt 90)1m a x 1121 22221 2 c 21 nn tn an (毕业设计（论文） 14 (1得其中机械设计表 11计算可得 K 取 (由以上可知 2 (9 4 6 0 8 01 7 5 2 (01 接触疲劳强度设计符合要求。（ 3）蜗轮齿根弯曲疲劳强度计算 (根据蜗轮当量齿数及蜗杆的变位系数 2x 查图机械设计图 11 (联立以上则 (3 2 21160 0 21 322 401 毕业设计（论文） 15 ( 查机械设计表 11得 F 联立以上故设计合理。绘制三维图如下图轮三维图轮齿条配合本小结对自动调整臂的齿轮齿条配合作进一步的设计，计算及其校核。齿轮齿条配合相当于一个 d 无穷大的外齿轮与小齿轮内啮合。由此计算齿轮齿条配合。 0图杆三维图图轮三维图毕业设计（论文） 16 a. 齿轮齿条配合设计（ 1）齿轮齿条材料选用因为齿轮齿条无需过大载荷，而且传动平稳，故暂设其采用 45 钢，调质处理。（ 2）齿轮齿条计算小齿轮需和蜗杆配合暂设其内径 01 Z 模数 (齿形角 0 分度圆直径 1811 (齿顶圆直径 20)(20211 齿根圆直径 7)(211 (齿高 121 (分度圆弦齿厚 21 ( 基圆直径 o (（ 3）齿轮齿条校核 1）齿轮的受力分析 112(tn 由于任务中提及驱动力为 2030N，即 0则可知 270 ； 2。文） 17 2）齿根弯曲疲劳强度计算 ( A；机械设计表 10 1 10K； 0K；0 K；则计算得查表 100 联立以上 P a 故合格 3）齿面接触疲劳强度计算 (推导出 (表 10 得 3.0u (联立以上得符合要求。设计齿轮齿条三维图如下图，齿轮条齿轮图 p 21188 4 1 8 21 毕业设计（论文） 18 向离合器结构设计单向离合器由离合环，矩形弹簧和离合齿轮组成。离合环内部有圆柱面和锥面，内圆柱面上有直齿，锥面上有圆锥直齿。离合齿轮内的圆锥直齿与蜗杆上的圆锥直齿啮合，当离合环带动蜗杆每转一个齿，就进行一次间隙补偿。原理图如下图因为其要与蜗杆配合暂设其内径均为 14径暂定为 20 矩形弹簧外径为 15径为 14度为 1 绘制单向离合器三维图如下，图合环，图形弹簧，图轮。图轮三维图图条三维图图向离合器三维爆炸图毕业设计（论文） 19 体设计臂体除了要保护调整臂内部结构外还须安装方便，需固定结构所以需要有螺纹孔，故暂定臂体为图图合环三维图图合器弹簧图合器齿轮图体三维图毕业设计（论文） 20 动调整臂装配整臂内部结构装配由于调整臂结构复杂，姑且先对其内部做简单装配，如下图图整臂内部结构图毕业设计（论文） 21 整臂总体结构装配图自动调整臂的装配是在自动调整臂的结构设计后，对其结构装配的最重要一步，下面我们就只陈列其装配图，由于内部结构复杂，在对臂体和外部结构做透明装配，其装配图如下，图整臂的安装本传动说明起始位置：如图自动调整臂外部安装结构，连接板 25 被固定在支架上，齿条 19 与控制环 24 的槽口上端相接触。槽口的宽度决定了刹车片与制动鼓之间的设定间隙值。转过间隙角：图整臂装配图图整臂起始位置毕业设计（论文） 22 调整臂转过角 A。此时，齿条 19 向下运动与控制环 24 的槽口下端接触，制动蹄张开。当存在超量间隙时，刹车片与制动鼓尚末接触。图转过超量间隙角 B：调整臂继续转动。此时，齿条 19 已和控制环 24 的槽口下端接触（控制环与固定的控制臂被铆为一体），不能继续向下运动。齿条驱动齿轮 6 旋转，单向离合器在这个方面可以相对自由转动转过角 B 后，凸轮轴带动制动蹄进一步张开，致使刹车片与制动鼓相接触。转入弹性角 C：图过间隙角毕业设计（论文） 23 当调整臂继续转动时，由于刹车片与制动鼓已经相接触，作用在凸轮轴和蜗轮上的力矩迅速增加 ,蜗轮 21 作用于蜗杆 9 上的力（向右）随之增大 ,使得蜗杆压缩弹簧 14 并向右移动，从而导致蜗杆 9 与锥形离合器 4 分离。转弹性角 C：调整臂继续转动时，齿条被控制环限制仍然不能向下运动而驱动齿轮转动。这时由于锥形离合器 4 与蜗杆 9 处于分离状态，整个单向离合器总成一起转动。向回转过弹性角 C：制动开始释放，调整臂向回转过角 C。在回位弹簧 17 和 18 的作用下，使图过超量间隙角 B 图入弹性角 C 毕业设计（论文） 24 得齿条向下紧帖控制环 24 的槽口下端。此时，锥形离合器 4 与蜗杆 9 仍处于分离状态齿条可以驱使单向离合器总成自由转动。向回转入间隙角 A：随着刹车片作用于制动鼓上压力的释放，作用于凸轮轴和蜗轮的力矩消失，蜗轮 21 向右施加给蜗杆 9 的力也消失，弹簧 14 复原，推动蜗杆向左移动，使得蜗杆与锥形离合器 4 从新啮合。向回转过间隙角 A：调整臂向

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