毕业论文-汽车自动调整臂的三维结构及预装配设计（含CAD图纸） 41752.doc

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1、本科毕业设计本科毕业设计( (论文论文) ) 题目题目：汽车自动调整臂的三维结构及预装配设计汽车自动调整臂的三维结构及预装配设计 系系 别：别： 机电信息系 专专 业：业：机械设计制造及其自动化 班班 级：级： 学学 生：生： 学学 号：号： 指导教师：指导教师： 2013 年 04 月 II 汽车自动调整臂的三维设计及预装配设计汽车自动调整臂的三维设计及预装配设计 摘摘 要要 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

2、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。 III 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 th

3、e 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 installati

4、on 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-

5、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 IV 目目 录录 1 绪论绪论1 1.1 开

6、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

7、 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 建模建模31 6 结论结论33 V 7 体会体会34 参考文献参考文献.35 致致 谢谢36 毕业设计（论文）知识产权声明毕业设计（论文）知识产权声明.37 毕业设计（论文）独创性声明毕业设计（论文）独创性声明.38 1 绪论 1 1 绪论绪论 1.1 开发背景开发背景 21 世纪以来，随着公路

8、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 ABS 保证车辆 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

9、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

10、、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. 制动工作原理制动工作原理 制动系统的

11、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结构及

12、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） 单腔式制动主缸单腔式制动主缸 1） 制动系不工作时制动系不工作时 不制动时，主缸活塞位于补偿孔、回油孔之间 2） 制动时制动时 活塞左移，油压升高，进而车轮制动 3） 解除制动解除制动 撤除踏板力，回位弹簧作用，活塞回位，油液回流，制动解 除 （2） 双腔式制动主缸双腔式制动主缸 1） 结构结构 （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

13、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 毕业设计（论文） 3 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 时，补偿孔打开，

14、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

15、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

16、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

17、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 毕业设计（论文） 4 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 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，ASA）在全球商用车制动系 统上的应用已经有几十年的历史，但在我

18、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（Haldex）结构；另一种是行程感应结构，及国内俗称的 （Bendix）结构。 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 以斜齿轮传动为特点的臂型 o 45 以上各种臂

19、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。 1.2 结构设计的意义结构设计的意义 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

20、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 1.1，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

21、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。 1.3 开发者的主要工作开发者的主要工作 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，

22、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。 图 1.1 手动及自动调整制动间隙制动效果图 图 1.1 手动及自动调整制动间隙制动效果图 毕业设计（论文） 6 制动调整臂的机构和装配设计完成，并验证期正常工作。 1.4 论文的组织论文的组织结构结构 本论文的组织结构如下： 第 1 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 2 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

23、：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 相关技术介绍相关技术介绍 2.1 自动调整臂介绍自动调整臂介绍 2.1.1 自动调整臂简介自动调整臂简介 刹车间隙自动调整臂，也称“自动间隙调整臂”或“自动调整臂”结构视图如图 2.1。 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 GB12676-1999 规定，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

24、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 Haldex 公司，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 Haldex 公司产品的基础 上作了部分改善而开发得来的。 2.1.2 自动调整臂特点自动调整臂特点 a. 使用自动调整臂后，车辆行驶时具有如下特征：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

25、可靠； 图 2.1 自动调整臂结构视图 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。 2.1.3 自动调整臂的结构自动调整臂的结构 自动调整臂 中重要零合件如 图 2.2： 壳体 蜗轮、蜗杆 单向离合器 总成（由齿轮、 方钢弹簧和内

26、齿 套组成） 齿条、控制 环、螺旋压缩弹 簧 2.2 自动调整臂工作原理介绍自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 2.2 自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

27、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 2.3。 图 2.3 自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自动调整臂的设计和实现 3.1 自动调整臂设计自动调整臂设计 3.1.1 自动调

28、整臂设计任务自动调整臂设计任务 a. 自动调整臂设计重要性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GB12676-1999 规定，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 Haldex 公司，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 Haldex 公司产品的基础 上作

29、了部分改善而开发得来的。 b. 设计的主要内容设计的主要内容 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. 技术指标技术指标调整臂每次调节一行程、调整间隙推进 0.1mm；可实现连续正向 调节；调节时无须其它增压方式，调节驱动力 20-30N。 3.1.2 蜗轮蜗杆配合蜗轮蜗杆配合 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. 蜗轮蜗杆结构设计蜗轮蜗杆结构设计 （1）蜗杆

30、材料选用蜗杆材料选用 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）原始数据选用原始数据选用 蜗杆头数1 1 Z 蜗轮齿数30 2 Z 毕业设计（论文） 11 轴面齿形角 o a20 蜗杆直径系数10q 变位啮合中心距mmaw35 （3） 基本参数选择和计算基本参数选择和计算 1.蜗杆轴向模 故取模数 (3.1)2 t m 2.蜗杆螺牙升推出 (3.2) 3.蜗杆法面模数则cos tn mm mmmn91 . 1 (3.3) 4.蜗杆轴面齿形角选用其值 o a20 5.蜗杆法面齿形角 o

31、 a20 6.齿顶高系数1 a h 7.径向间隙系数2 . 0 c 8.非变位啮合中心距代值得 (3.4)40a 9.蜗杆径向变位系数代值得 (3.5)1x （4） 蜗杆几何尺寸计算蜗杆几何尺寸计算 10.蜗杆分度圆直径即 (3.6)qmd t 1 18 1 d 11.蜗杆齿顶高代值得 (3.7) taa mhh 1 2 1 a h 12.蜗杆齿根高代值 (3.8) taf mchh)( 1 4 . 2 1 f h 13.蜗杆齿顶圆直径即 (3.9) 111 2 aa hdd 20 1 a d q Z1 tan 2 2 2 Zq a m w t )( 2 2 1 Zq m a t w m aa

32、 x o q Z 7 . 16tan 11 毕业设计（论文） 12 14.蜗杆齿根圆直径 (3.10)152 111 af hdd 15.蜗杆节圆半径 (3.11)162 11 tw xmdd 16.蜗杆螺牙工作长度查表 3-1-10 公式计算 (3.12)27)5 .10( 11 tw mZL 17.蜗杆轴向齿距 (3.13)2 tx mp 18.蜗杆螺牙导程 (3.14)6 1 xz pZp 19.蜗杆分度圆轴向齿厚代值得 (3.15)14. 3 1 x s 20.蜗杆分度圆法向弦齿厚 (3.16) 3cos 1 1 x nss 21.蜗杆分度圆法向弦齿高 (3.17)2 1 ta nmh

33、h （5） 蜗轮几何尺寸计算蜗轮几何尺寸计算 22.蜗轮分度圆（节圆）直径 (3.18)48 222 Zmdd tw 23.蜗轮齿顶高 (3.19)3)( 2 taa mxhh 24.蜗轮齿根高 (3.20)2)( 1 taf mxchh 25.蜗轮齿顶圆直径 (3.21) 502 222 aa hdd 26.蜗轮齿根圆直径 (3.22)452 222 af hdd 27.蜗轮外径 (3.23)505 . 1 22 taH mdd 28.蜗轮齿圈宽度 (3.24)3575 . 0 12 a db 29.蜗轮齿冠顶圆半径 ttx mxs) 2 ( 11 8 2 1 2 t f a mc d R

34、(3.25) 毕业设计（论文） 13 30.蜗轮齿冠半包角 (3.26) 31.蜗轮分度圆弧齿厚 (3.27) 32.蜗轮齿无根切最小中心距 (3.28)40)cos(5 . 0 2 21min aZmda ta a 33.蜗轮齿不变尖最大中心距 (3.29) b. 蜗轮蜗杆的校核蜗轮蜗杆的校核 （1） 蜗轮蜗杆传动受力分析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。 (3.30) (3.31) (3.32)aFFF trr tan 221 (3.33) 已知任务中需满足 2030N 的驱动力则蜗轮切向力取最大值 30NNFt30 2 带入以上公式

35、则可得： ；NFF rr 11 21 mmNT 720 2 NFF at 9 21 mmNT180 1 。NFn 3 . 33 （2） 蜗杆传动强度计算蜗杆传动强度计算 (3.34) 由机械设计图 11-8 查得 Z6 . 2 Z 其中由机械设计表 11-5；取值 1.31.6；取 VA KKKK A K K V K o o f d 50 180 2 1 4)tan2 2 ( 2 2 tt mxaxs aaZmda ta 90) 180 24 . 0 64. 055. 0(5 . 0 21max 1 1 21 2 d T FF at 2 2 21 2 d T FF ta coscos 2 co

36、scoscoscos 2 21 nn t n a n ad T a F a F F 3 2 HEH a KT ZZ 毕业设计（论文） 14 1.11.2，则计算可得 K 取 1.4。 (3.35) 由以上可知MP H 52 HHNH K (3.36) (3.37)946080175203 . 036060 2 h LjnN MPa H 201 HH 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蜗轮齿根弯曲疲劳强度计算 (3.38) 可根据蜗轮当量齿数及蜗杆的变位系数查图 Fa Y 2 x机械设 计图 11-19 得65 . 2 Fa Y =0.88 (3.39) 联立以上则MP

37、a F 2 . 7 (3.40) FNFF K (3.41) 查机械设计表 11-8 可得 F 联立以上故设计合理。绘制三维图如下图 3.1；图 3.2 蜗轮三维图 FF 2 1 160MPaZE N KHN 7 8 10 YY mdd KT FaF2 21 2 53 . 1 3 2 2 cos Z ZV o Y 140 1 N KFN 6 9 10 毕业设计（论文） 15 3.1.3 齿轮齿条配合齿轮齿条配合 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。 a. 齿轮齿条配合设计齿轮齿条配合设

38、计 （1） 齿轮齿条材料选用齿轮齿条材料选用 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） 齿轮齿条计算齿轮齿条计算 小齿轮需和蜗杆配合暂设其内径mm15 内 d 小轮40 1 Z 5 . 0 21 P mm 图 3.1 蜗杆三维图 图 3.2 蜗轮三维图 毕业设计（论文） 16 模数 (3.42) 齿形角 o a20 分度圆直径 (3.43)18 11 mZd 齿顶圆直径 (3.44)20)(2 0211 yhdd aa 齿根圆直径 (3.45)mmmchdd af 17)(2 11 齿高 (3.46)mmddhh fa 5 . 1)(5 . 0 11

39、21 分度圆弦齿厚 (3.47) mmss1 21 基圆直径 (3.48)mmaddb 7 . 18cos 11 （3） 齿轮齿条校核齿轮齿条校核 1） 齿轮的受力分析 (3.49) 1 1 2 d T Ft (3.50)aFF tr tan (3.51) a F F t n cos 由于任务中提及驱动力为 2030N，即NFt30 则可知；。mmNT 270NFn32 2） 齿根弯曲疲劳强度计算 (3.52) bm YYKF SaFat FO 毕业设计（论文） 17 ；查机械设计表 10-2 得；图 10-8 K KKKK VA A K1 A K V K ；1 . 1 V K 查表 10-3

40、；查表 10-4；则计算得 a K1 FaHa KK K09 . 1 , 1 . 1 FH KK 2 . 1K 查表 10-5 SaFa YY ,65. 1,45 . 2 SaFa YY 5 . 0,10mb 联立以上故合格97. 0 FOFO MPa 3） 齿面接触疲劳强度计算 (3.53) 推导出 (3.54) 查表 10-6 可得 E Z (3.55)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 3.4；齿轮图 3.3 E ca H Z p u u bd KF Z t EH 1 5 . 2 1 2 1 188MPaZE 418 2 1 HH MPa 毕业设计（论文

41、） 18 3.1.3 单向离合器结构设计单向离合器结构设计 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 3.5。 因为其要与蜗杆配合暂设其内径均为 14mm，外径暂定为 20mm。 矩形弹簧外径为 15mm,内径为 14mm,厚度为 1mm。 绘制单向离合器三维图如下，图 3.6 离合环，图 3.7 矩形弹簧，图 3.8 齿 轮。 图 3.3 齿轮三维图 图 3.4 齿条三维图 图 3.5 单向离合器三维爆炸图 毕业设计（

42、论文） 19 3.1.4 臂体设计臂体设计 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 3.9。 图 3.6 离合环三维图 图 3.7 离合器弹簧 图 3.8 离合器齿轮 图 3.9 臂体三维图 毕业设计（论文） 20 3.2 自动调整臂装配自动调整臂装配 3.2.1 调整臂内部结构装配调整臂内部结构装配 由于调整臂结构复杂，姑且先对其内部做简单装配，如下图 3.10。 图 3.10 调整臂内部结构图 毕业设计（论文） 21 3.2.2 调整臂总体结构装配图调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

43、，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 3.11。 3.3 调整臂的安装调整臂的安装 3.3.1 基本传动说明基本传动说明 起始位置： 如图 3.12 为自动调整 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 3.11 调整臂装配图 图 3.12 调整臂起始位置 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

44、。图 3.13。 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 3.13 转过间隙角 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

45、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 3.14 转过超量间隙角 B 图 3.15 转入弹性角 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

46、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： 调整臂向回转过 A。齿条 19 向上运动，与控制环 24 的槽口的接触从下端 变为上端。 向回转过超 量间隙角 B： 调整臂继续 转动回到起始位 置。此时，齿条 19 已与固定的控 制环 24 的槽口 上端相接触，受 其限制不能继续 向上移动。当调 整臂回转时，齿 条驱动齿轮 6 转 图 3.16 向回转过弹性角 C 图 3.17 转回超量间隙角 B 毕业设计（论文） 25 动，这时单向离合器和锥齿离合器均处于啮合状态，使得蜗杆 9 随齿轮一起转 动，蜗杆驱动蜗轮 21，蜗轮驱动凸轮轴，面对面凸轮辆的转动使得超量间隙减 小。由此完成一次制动间隙自动调整。 3.3.2 自动调整臂安装说明自动调整臂安装说明 a. 安装说明安装说明 自动调整臂的安装：带控制臂和限位支架的刹车间隙自动调整臂的安装。 安装前，确保制动气室推杆处于初始位置。 将隔离衬套装到凸轮轴上，贴近气室支架凸轮轴孔端面，以保证刹车间隙 自动调整臂（以下简称调整臂）与支架之间合适的间隙。 将调整臂安装到凸轮轴花键部分上，应确保调整臂壳体上箭头所指方向与 气室推杆前进方向一致，对花键时尽可能使调整臂接近气室