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哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計
摘 要
制動系統(tǒng)是汽車主動安全的重要系統(tǒng)之一。如何開發(fā)出高性能的制動系統(tǒng)，為安全行駛提供保障是我們要解決的主要問題。，隨著汽車市場競爭的加劇，如何縮短產(chǎn)品開發(fā)周期、提高設計效率，降低成本等，提高產(chǎn)品的市場競爭力，已經(jīng)成為企業(yè)成功的關鍵。
本說明書主要介紹了基于二類底盤售貨車制動系統(tǒng)的設計。首先介紹了汽車制動系統(tǒng)的發(fā)展、結構、分類，并通過對鼓式制動器和盤式制動器的結構及優(yōu)缺點進行分析。最終確定方案采用液壓雙回路前后均為盤式制動器。除此之外，它還介紹了前后制動器、制動主缸的設計計算，主要部件的參數(shù)選擇及制動管路布置形式等的設計過程。
關鍵字：制動；盤式制動器；液壓
Abstract
The rapid development of the domestic vehicle market, saloon car is an important tendency of vehicle. However, with increasing of vehicle, security issues are arising from increasingly attracting attention, the braking system is one of important system of active safety. Therefore, how to design a high-performance braking system, to provide protection for safe driving is the main problem we must solve. In addition, with increasing competition of vehicle market, how to shorten the product development cycle, to improve design efficiency and to lower costs, to improve the market competitiveness of products, and has become a key to success of enterprises.
This paper mainly introduces the design of braking system of the two type classic of car. Fist of all, braking system’s development, structure and category are shown, and according to the structures, virtues and weakness of drum brake and disc brake, analysis is done. At last, the plan adopting hydroid two-backway brake with front disc and rear drum. Besides, this paper also introduces the designing process of front brake and rear brake, braking cylinder, parameter’s choice of main components braking and channel settings.
Key words: braking; disc; hydroid pressure
目錄
摘 要 Ⅰ
Abstract Ⅱ
第1章 緒 論 1
1.1 制動系統(tǒng)設計的意義 1
1.2 制動系統(tǒng)研究現(xiàn)狀 1
1.3 制動系統(tǒng)設計要求 2
1.4 本章小結 3
第2章 制動系統(tǒng)方案論證分析與選擇 4
2.1 制動器形式方案分析 4
2.1.1 鼓式制動器 4
2.1.2 盤式制動器 7
2.2 制動驅(qū)動機構的結構形式選擇 8
2.2.1 簡單制動系 8
2.2.2 動力制動系 8
2.2.3 伺服制動系 9
2.3 液壓分路系統(tǒng)的形式的選擇 10
2.3.1 II型回路 10
2.3.2 X型回路 11
2.3.3 其他類型回路 11
2.4 液壓制動主缸的設計方案 12
2.5 本章小結 14
第3章 制動系統(tǒng)設計計算 15
3.1 制動系統(tǒng)主要參數(shù)數(shù)值 15
3.1.1 相關主要技術參數(shù) 15
3.1.2 同步附著系數(shù)的分析 15
3.2 制動器有關計算 16
3.2.1 前輪盤式制動器主要參數(shù)確定 16
3.2.2 后輪盤式制動器主要參數(shù)確定 17
3.3 制動系統(tǒng)相關計算 19
3.3.1 前輪盤式制動效能因數(shù) 19
3.3.2 后輪盤式制動效能因數(shù) 19
3.3.3 確定前后軸制動力矩分配系數(shù)β 19
3.3.4 制動器制動力矩的確定 19
3.3.5 緊急制動時前后輪法向反力及附著力距 20
3.3.6 制動力矩以及盤的壓力 21
3.3.7 同步附著系數(shù)的驗算 22
3.4 制動器主要零部件的結構設計 22
3.4.1 制動盤 22
3.4.2 制動鉗 23
3.4.3 制動塊 23
3.4.4 摩擦材料 23
3.4.5 制動輪缸 24
3.5 本章小結 25
第4章 液壓制動驅(qū)動機構的設計計算 26
4.1 前輪盤式制動器液壓驅(qū)動機構計算 26
4.2 后輪盤式制動器液壓驅(qū)動機構計算 27
4.3 制動主缸與工作容積設計計算 28
4.4 制動踏板力與踏板行程 29
4.4.1 制動踏板力 29
4.4.2 制動踏板工作行程 30
4.5 本章小結 31
第5章 制動性能分析 32
5.1 制動減速度 32
5.2 制動距離S 32
5.3 摩擦襯片（襯塊）的磨損特性計算 33
5.3.1 比能量耗散率 33
5.3.2 比滑磨功 34
5.4 駐車制動計算 35
5.5 本章小結 37
結 論 38
參考文獻 39
致 謝 40
附 錄1 41
附 錄2 45
- 49 -
第1章 緒 論
1.1 制動系統(tǒng)設計的意義
汽車制動系是汽車底盤上的一個重要系統(tǒng),它是制約汽車運動的裝置。而制動器又是制動系中直接作用制約汽車運動的一個關健裝置，是汽車上最重要的安全件。汽車的制動性能直接影響汽車的行駛安全性。隨著公路業(yè)的迅速發(fā)展和車流密度的日益增大,人們對安全性、可靠性要求越來越高，為保證人身和車輛的安全,必須為汽車配備十分可靠的制動系統(tǒng)。本次畢業(yè)設計題目為售貨車二類底盤設計制動系統(tǒng)設計。
通過查閱相關的資料，運用專業(yè)基礎理論和專業(yè)知識，確定制動系統(tǒng)的設計方案，進行部件的設計計算和結構設計。使其達到以下要求：具有足夠的制動效能以保證汽車的安全性；本系統(tǒng)采用X型雙回路的制動管路以保證制動的可靠性；采用真空助力器使其操縱輕便；同時在材料的選擇上盡量采用對人體無害的材料。
1.2 制動系統(tǒng)研究現(xiàn)狀
各類汽車所用的摩擦制動器可分為鼓式和盤式兩大類。前者的摩擦副中的旋轉(zhuǎn)元件為制動鼓，其工作表面為圓柱面；后者的旋轉(zhuǎn)元件為圓盤狀的制動盤，以端面為工作表面。兩者相比，鼓式制動器的制動效能和散熱性都要差許多，其制動力穩(wěn)定性差，在不同路面上制動力變化很大，不易于掌控；而由于散熱性能差，在制動過程中會聚集大量的熱量，制動塊和制動鼓在高溫影響下易發(fā)生復雜變形，產(chǎn)生制動衰退和振抖現(xiàn)象，引起制動效率下降；另外，鼓式制動器在使用一段時間后，要定期調(diào)校剎車蹄的空隙，甚至要把整個剎車鼓拆出清理累積在內(nèi)的剎車粉。而盤式制動器則制動力大且穩(wěn)定，在各種路面都有良好的制動表現(xiàn)，效能遠高于鼓式制動器，且制動盤直接與流通空氣接觸，散熱條件很好，所以已經(jīng)逐漸開始取代鼓式制動器，目前，在中高級轎車上前后輪都已經(jīng)比較廣泛地采用盤式制動器。但是，盤式制動器結構比較復雜，對制動鉗、管路系統(tǒng)要求也較高，且造價高于鼓式制動器。
盤式制動器可分為鉗盤式制動器和全盤式制動器兩類。其中鉗盤式制動器按制動鉗的結構不同，又可分為固定鉗式、浮動鉗式（含滑動鉗式，擺動鉗式）等
目前,對于整車制動系統(tǒng)的研究主要通過路試或臺架進行,由于在汽車道路試驗中車輪扭矩不易測量,因此,多數(shù)有關傳動系!制動系的試驗均通過間接測量來進行汽車在道路上行駛,其車輪與地面的作用力是汽車運動變化的根據(jù),在汽車道路試驗中,如果能夠方便地測量出車輪上扭矩的變化,則可為汽車整車制動系統(tǒng)性能研究提供更全面的試驗數(shù)據(jù)和性能評價。
1.3 制動系統(tǒng)設計要求
制定出制動系統(tǒng)的結構方案，確定計算制動系統(tǒng)的主要設計參數(shù)制動器主要參數(shù)設計和液壓驅(qū)動系統(tǒng)的參數(shù)計算。利用計算機輔助設計繪制裝配圖，布置圖和零件圖、三維實體。對設計出的制動系統(tǒng)的各項指標進行評價分析。
1.4 本章小結
本章主要介紹了制動系統(tǒng)在現(xiàn)實生活中的重要性以及目前制動系統(tǒng)的發(fā)展狀態(tài)以及制動系統(tǒng)的分類。最后闡述了制動系統(tǒng)的設計要求。
第2章 制動系統(tǒng)方案論證分析與選擇
2.1 制動器形式方案分析
汽車制動器幾乎均為機械摩擦式，即利用旋轉(zhuǎn)元件與固定元件兩工作表面間的摩擦產(chǎn)生的制動力矩使汽車減速或停車。一般摩擦式制動器按其旋轉(zhuǎn)元件的形狀分為鼓式和盤式兩大類。
2.1.1 鼓式制動器
鼓式制動器是最早形式的汽車制動器，當盤式制動器還沒有出現(xiàn)前，它已經(jīng)廣泛用干各類汽車上。鼓式制動器又分為內(nèi)張型鼓式制動器和外束型鼓式制動器兩種結構型式。內(nèi)張型鼓式制動器的摩擦元件是一對帶有圓弧形摩擦蹄片的制動蹄，后者則安裝在制動底板上，而制動底板則緊固在前橋的前梁或后橋橋殼半袖套管的凸緣上，其旋轉(zhuǎn)的摩擦元件為制動鼓。車輪制動器的制動鼓均固定在輪鼓上。制動時，利用制動鼓的圓柱內(nèi)表面與制動蹄摩擦路片的外表面作為一對摩擦表面在制動鼓上產(chǎn)生摩擦力矩，故又稱為蹄式制動器。外束型鼓式制動器的固定摩擦元件是帶有摩擦片且剛度較小的制動帶，其旋轉(zhuǎn)摩擦元件為制動鼓，并利用制動鼓的外因柱表面與制動帶摩擦片的內(nèi)圓弧面作為一對摩擦表面，產(chǎn)生摩擦力矩作用于制動鼓，故又稱為帶式制動器。在汽車制動系中，帶式制動器曾僅用作一些汽車的中央制動器，但現(xiàn)代汽車已很少采用。所以內(nèi)張型鼓式制動器通常簡稱為鼓式制動器，通常所說的鼓式制動器就是指這種內(nèi)張型鼓式結構。鼓式制動器按蹄的類型分為：
（1）領從蹄式制動器
如圖2-1所示，若圖上方的旋向箭頭代表汽車前進時制動鼓的旋轉(zhuǎn)方向(制動鼓正向旋轉(zhuǎn))，則蹄1為領蹄，蹄2為從蹄。汽車倒車時制動鼓的旋轉(zhuǎn)方向變?yōu)榉聪蛐D(zhuǎn)，則相應地使領蹄與從蹄也就相互對調(diào)了。這種當制動鼓正、反方向旋轉(zhuǎn)時總具有一個領蹄和一個從蹄的內(nèi)張型鼓式制動器稱為領從蹄式制動器。領蹄所受的摩擦力使蹄壓得更緊，即摩擦力矩具有“增勢”作用，故又稱為增勢蹄；而從蹄所受的摩擦力使蹄有離開制動鼓的趨勢，即摩擦力矩具 2-l領從蹄式制動器
有“減勢”作用，故又稱為減勢蹄。“增勢”作 用使領蹄所受的法向反力增大，而“減勢”作用使從蹄所受的法向反力減小。
領從蹄式制動器的效能及穩(wěn)定性均處于中等水平，但由于其在汽車前進與倒車時的制動性能不變，且結構簡單，造價較低，也便于附裝駐車制動機構，故這種結構仍廣泛用于中、重型載貨汽車的前、后輪制動器及轎車的后輪制動器。
（2）雙領蹄式制動器
若在汽車前進時兩制動蹄均為領蹄的制動器，則稱為雙領蹄式制動器。顯然，當汽車倒車時這種制動器的兩制動蹄又都變?yōu)閺奶愎仕挚煞Q為單向雙領蹄式制動器。如圖2—5(c)所示，兩制動蹄各用一個單活塞制動輪缸推動，兩套制動蹄、制動輪缸等機件在制動底板上是以制動底板中心作對稱布置的，因此，兩蹄對制動鼓作用的合力恰好相互平衡，故屬于平衡式制動器。
雙領蹄式制動器有高的正向制動效能，但倒車時則變?yōu)殡p從蹄式，使制動效能大降。這種結構常用于中級轎車的前輪制動器，這是因為這類汽車前進制動時，前軸的動軸荷及 附著力大于后軸，而倒車時則相反。
（3）雙向雙領蹄式制動器
當制動鼓正向和反向旋轉(zhuǎn)時，兩制動助均為領蹄的制動器則稱為雙向雙領蹄式制動器。它也屬于平衡式制動器。由于雙向雙領蹄式制動器在汽車前進及倒車時的制動性能不變，因此廣泛用于中、輕型載貨汽車和部分轎車的前、后車輪，但用作后輪制動器時，則需另設中央制動器用于駐車制動。
（4）單向增力式制動器
單向增力式制動器如圖所示兩蹄下端以頂桿相連接，第二制動蹄支承在其上端制動底板上的支承銷上。由于制動時兩蹄的法向反力不能相互平衡，因此它居于一種非平衡式制動器。單向增力式制動器在汽車前進制動時的制動效能很高，且高于前述的各種制動器，但在倒車制動時，其
制動效能卻是最低的。因此，它僅用于少
數(shù)輕、中型貨車和轎車上作為前輪制動器。
（5）雙向增力式制動器
將單向增力式制動器的單活塞式制動輪缸換用雙活塞式制動輪缸，其上端的支承銷也作為兩蹄共用的，則成為雙向增力式制動器。對雙向增力式制動器來說，不論汽車前進制動或倒退制動，該制動器均為增力式制動器。
雙向增力式制動器在大型高速轎車上用的較多，而且常常將其作為行車制動與駐車制動共用的制動器，但行車制動是由液壓經(jīng)制動輪缸產(chǎn)生制動蹄的張開力進行制動，而駐車制動則是用制動操縱手柄通過鋼索拉繩及杠桿等機械操縱系統(tǒng)進行操縱。雙向增力式制動器也廣泛用作汽車的中央制動器，因為駐車制動要求制動器正向、反向的制動效能都很高，而且駐車制動若不用于應急制動時也不會產(chǎn)生高溫，故其熱衰退問題并不突出。
但由于結構問題使它在制動過程中散熱和排水性能差，容易導致制動效率下降。因此，在轎車領域上己經(jīng)逐步退出讓位給盤式制動器。但由于成本比較低，仍然在一些經(jīng)濟型車中使用，主要用于制動負荷比較小的后輪和駐車制動。本次設計最終采用的是領從蹄式制動器。
2.1.2 盤式制動器
盤式制動器按摩擦副中定位原件的結構不同可分為鉗盤式和全盤式兩大類。
（1）鉗盤式
鉗盤式制動器按制動鉗的結構型式又可分為定鉗盤式制動器、浮鉗盤式制動器等。
①定鉗盤式制動器：這種制動器中的制動鉗固定不動，制動盤與車輪相聯(lián)并在制動鉗體開口槽中旋轉(zhuǎn)。具有下列優(yōu)點：除活塞和制動塊外無其他滑動件，易于保證制動鉗的剛度；結構及制造工藝與一般鼓式制動器相差不多，容易實現(xiàn)從鼓式制動器到盤式制動器的改革；能很好地適應多回路制動系的要求。
②浮動盤式制動器：這種制動器具有以下優(yōu)點：僅在盤的內(nèi)側有液壓缸，故軸向尺寸小，制動器能進一步靠近輪轂；沒有跨越制動盤的油道或油管加之液壓缸冷卻條件好，所以制動液汽化的可能性小；成本低；浮動鉗的制動塊可兼用于駐車制動。
（2）全盤式
在全盤式制動器中，摩擦副的旋轉(zhuǎn)元件及固定元件均為圓形盤，制動時各盤摩擦表面全部接觸，其作用原理與摩擦式離合器相同。由于這種制動器散熱條件較差，其應用遠沒有浮鉗盤式制動器廣泛。
通過對盤式、鼓式制動器的分析比較可以得出盤式制動器與鼓式制動器比較有如下均一些突出優(yōu)點:
（1）制動穩(wěn)定性好.它的效能因素與摩擦系數(shù)關系的K-p曲線變化平衡，所以對摩擦系數(shù)的要求可以放寬，因而對制動時摩擦面間為溫度、水的影響敏感度就低。所以在汽車高速行駛時均能保證制動的穩(wěn)定性和可靠性。
（2）盤式制動器制動時，汽車減速度與制動管路壓力是線性關系，而鼓式制動器卻是非線性關系。
（3）輸出力矩平衡.而鼓式則平衡性差。
（4）制動盤的通風冷卻較好，帶通風孔的制動盤的散熱效果尤佳，故熱穩(wěn)定性好，制動時所需踏板力也較小。
（5）車速對踏板力的影響較小。
綜合以上優(yōu)缺點最終確定本次設計采用四輪盤式制動器。選用浮動盤式制動器。
2.2 制動驅(qū)動機構的結構形式選擇
根據(jù)制動力原的不同，制動驅(qū)動機構可分為簡單制動、動力制動以及伺服制動三大類型。而力的傳遞方式又有機械式、液壓式、氣壓式和氣壓-液壓式的區(qū)別。
2.2.1 簡單制動系
簡單制動系即人力制動系，是靠司機作用于制動踏板上或手柄上的力作為制動力源。而傳力方式又有機械式和液壓式兩種。
機械式的靠桿系或鋼絲繩傳力，其結構簡單，造價低廉，工作可靠，但機械效率低，因此僅用于中、小型汽車的駐車制動裝置中。
液壓式的簡單制動系通常簡稱為液壓制動系，用于行車制動裝置。其優(yōu)點是作用滯后時間短(o．1s—o．3s)，工作壓力大(可達10 MPa—12MPa)，缸徑尺寸小，可布置在制動器內(nèi)部作為制動蹄的張開機構或制動塊的壓緊機構，使之結構簡單、緊湊，質(zhì)量小、造價低。但其有限的力傳動比限制了它在汽車上的使用范圍。另外，液壓管路在過度受熱時會形成氣泡而影響傳輸，即產(chǎn)生所謂“汽阻”，使制動效能降低甚至失效；而當氣溫過低時(-25℃和更低時)，由于制動液的粘度增大，使工作的可靠性降低，以及當有局部損壞時，使整個系統(tǒng)都不能繼續(xù)工作。液壓式簡單制動系曾廣泛用于轎車、輕型及以下的貨車和部分中型貨車上。但由于其操縱較沉重，不能適應現(xiàn)代汽車提高操縱輕便性的要求，故當前僅多用于微型汽車上，在轎車和輕型汽車已極少采用。
2.2.2 動力制動系
動力制動系是以發(fā)動機動力形成的氣壓或液壓勢能作為汽車制動的全部力源進行制動，而司機作用于制動踏板或手柄上的力僅用于對制動回路中控制元件的操縱。在簡單制動系中的踏板力與其行程間的反比例關系在動力制動系中便不復存在，因此，此處的踏板力較小且可有適當?shù)奶ぐ逍谐獭?
動力制動系有氣壓制動系、氣頂液式制動系和全液壓動力制動系3種。
（1）、氣壓制動系
氣壓制動系是動力制動系最常見的型式，由于可獲得較大的制動驅(qū)動力，且主車與被拖的掛車以及汽車列車之間制動驅(qū)動系統(tǒng)的連接裝置結構簡單、連接和斷開均很方便，因此被廣泛用于總質(zhì)量為8t以上尤其是15t以上的載貨汽車、越野汽車和客車上。但氣壓制動系必須采用空氣壓縮機、儲氣筒、制動閥等裝置，使其結構復雜、笨重、輪廓尺寸大、造價高；管路中氣壓的產(chǎn)生和撤除均較慢，作用滯后時間較長(o．3s—o．9s)，因此，當制動閥到制動氣室和儲氣筒的距離較遠時，有必要加設氣動的第二級控制元件——繼動閥(即加速閥)以及快放閥；管路工作壓力較低(一般為o．5MPa—o．7MPa)，因而制動氣室的直徑大，只能置于制動器之外，再通過桿件及凸輪或楔塊驅(qū)動制動蹄，使非簧載質(zhì)量增大；另外，制動氣室排氣時也有較大噪聲。
（2）、氣頂液式制動系
氣頂液式制動系是動力制動系的另一種型式，即利用氣壓系統(tǒng)作為普通的液壓制動系統(tǒng)主缸的驅(qū)動力源的一種制動驅(qū)動機構。它兼有液壓制動和氣壓制動的主要優(yōu)點。由于其氣壓系統(tǒng)的管路短，故作用滯后時間也較短。顯然，其結構復雜、質(zhì)量大、造價高，故主要用于重型汽車上，一部分總質(zhì)量為9t—11t的中型汽車上也有所采用。
（3）、全液壓動力制動系
全液壓動力制動系除具有一般液壓制動系統(tǒng)的優(yōu)點外，還具有操縱輕便、制動反應快、制動能力強、受氣阻影響較小、易于采用制動力調(diào)節(jié)裝置和防滑移裝置，及可與動力轉(zhuǎn)向、液壓懸架、舉升機構及其他輔助設備共用液壓泵和儲油罐等優(yōu)點。但其結構復雜、精密件多，對系統(tǒng)的密封性要求也較高，故并未得到廣泛應用，目前僅用于某些高級轎車、大型客車以及極少數(shù)的重型礦用自卸汽車上。
2.2.3 伺服制動系
伺服制動系是在人力液壓制動系的基礎上加設一套出其他能源提供的助力裝置．使人力與動力可兼用，即兼用人力和發(fā)動機動力作為制功能源的制動系。在正常情況下，其輸出工作壓力主要由動力伺服系統(tǒng)產(chǎn)生，而在動力伺服系統(tǒng)失效時，仍可全由人力驅(qū)動液壓系統(tǒng)產(chǎn)生一定程度的制動力。因此，在中級以上的轎車及輕、中型客、貨汽車上得到了廣泛的應用。
按伺服系統(tǒng)能源的不同，又有真空伺服制動系、氣壓伺服制動系和液壓伺服制動系之分。其伺服能源分別為真空能(負氣壓能)、氣壓能和液壓能。
2.3 液壓分路系統(tǒng)的形式的選擇
為了提高制動驅(qū)動機構的工作可靠性，保證行車安全，制動驅(qū)動機構至少應有兩套獨立的系統(tǒng)，即應是雙回路系統(tǒng)，也就是說應將汽車的全部行車制動器的液壓或氣壓管路分成兩個或更多個相互獨立的回路，以便當一個回路發(fā)生故障失效時，其他完好的回路仍能可靠地工作。
2.3.1 II型回路
前、后輪制動管路各成獨立的回路系統(tǒng)，即一軸對一軸的分路型式，簡稱II型。其特點是管路布置最為簡單，可與傳統(tǒng)的單輪缸(或單制動氣室)鼓式制動器相配合，成本較低。這種分路布置方案在各類汽車上均有采用，但在貨車上用得最廣泛。這一分路方案總后輪制動管路失效，則一旦前輪制動抱死就會失去轉(zhuǎn)彎制動能力。對于前輪驅(qū)動的轎車，當前輪管路失效而僅由后輪制動時，制動效能將明顯降低并小于正常情況下的一半，另外，由于后橋負荷小于前軸，則過大的踏板力會使后輪抱死而導致汽車甩尾。
2.3.2 X型回路
后輪制功管路呈對角連接的兩個獨立的回路系統(tǒng)，即前軸的一側車輪制動器與后橋的對側車輪制動器同屬于一個回路，稱交叉型，簡稱X型。其特點是結構也很簡單，一回路失效時仍能保持50％的制動效能，并且制動力的分配系數(shù)和同步附著系數(shù)沒有變化，保證了制動時與整車負荷的適應性。此時前、后各有一側車輪有制動作用，使制動力不對稱，導致前輪將朝制動起作用車輪的一側繞主銷轉(zhuǎn)動，使汽車失去方向穩(wěn)定性。因此，采用這種分路力案的汽車，其主銷偏移距應取負值(至20 mm)，這樣，不平衡的制動力使車輪反向轉(zhuǎn)動，改善了汽車的方向穩(wěn)定性。
2.3.3 其他類型回路
左、右前輪制動器的半數(shù)輪缸與全部后輪制動器輪缸構成一個獨立的回路，而兩前輪制動器的另半數(shù)輪缸構成另一回路，可看成是一軸半對半個軸的分路型式，簡稱KI型。
兩個獨立的問路分別為兩側前輪制動器的半數(shù)輪缸和一個后輪制動器所組成，即半個軸與一輪對另半個軸與另一輪的瑚式，簡稱LL型。
兩個獨立的回路均由每個前、后制動器的半數(shù)缸所組成，即前、后半個軸對前、后半個軸的分路型式，簡稱HH型。這種型式的雙回路系統(tǒng)的制功效能最好。HI、LL、HH型的織構均較復雜。LL型與HH型在任一回路失效時，前、后制動力的比值均與正常情況下相同，且剩余的總制動力可達到正常值的50％左占。HL型單用回路，即一軸半時剩余制動力較大，但此時與LL型一樣，在緊急制動時后輪極易先抱死。
綜合以上各個管路的優(yōu)缺點最終選擇X型管路。
2.4 液壓制動主缸的設計方案
為了提高汽車的行駛安全性，根據(jù)交通法規(guī)的要求，一些轎車的行車制動裝置均采用了雙回路制動系統(tǒng)。雙回路制動系統(tǒng)的制動主缸為串列雙腔制動主缸，單腔制動主缸已被淘汰。
轎車制動主缸采用串列雙腔制動主缸。如圖2—3所示，該主缸相當于兩個單腔制動主缸串聯(lián)在一起而構成。儲蓄罐中的油經(jīng)每一腔的進油螺栓和各自旁通孔、補償孔流入主缸的前、后腔。在主缸前、后工作腔內(nèi)產(chǎn)生的油壓，分別經(jīng)各自得出油閥和各自的管路傳到前、后制動器的輪缸。
主缸不制動時，前、后兩工作腔內(nèi)的活塞頭部與皮碗正好位于前、后腔內(nèi)各自得旁通孔和補償孔之間。
當踩下制動踏板時，踏板傳動機構通過制動推桿推動后腔活塞前移，到皮碗掩蓋住旁通孔后，此腔油壓升高。在液壓和后腔彈簧力的作用下，推動前腔活塞前移，前腔壓力也隨之升高。當繼續(xù)踩下制動踏板時，前、后腔的液壓繼續(xù)提高，使前、后制動器制動。
圖2—3 制動主缸工作原理圖
撤出踏板力后，制動踏板機構、主缸前、后腔活塞和輪缸活塞在各自的回位彈簧作用下回位，管路中的制動液在壓力作用下推開回油閥流回主缸，于是解除制動。
若與前腔連接的制動管路損壞漏油時，則踩下制動踏板時，只有后腔中能建立液壓，前腔中無壓力。此時在液壓差作用下，前腔活塞迅速前移到活塞前端頂?shù)街鞲赘左w上。此后，后缸工作腔中的液壓方能升高到制動所需的值。若與后腔連接的制動管路損壞漏油時，則踩下制動踏板時，起先只有后缸活塞前移，而不能推動前缸活塞，因后缸工作腔中不能建立液壓。但在后腔活塞直接頂觸前缸活塞時，前缸活塞前移，使前缸工作腔建立必要的液壓而制動。
由此可見，采用這種主缸的雙回路液壓制動系，當制動系統(tǒng)中任一回路失效時，串聯(lián)雙腔制動主缸的另一腔仍能工作，只是所需踏板行程加大，導致汽車制動距離增長，制動力減小。大大提高了工作的可靠性。
2.5 本章小結
本章通過介紹制動系統(tǒng)中的制動器的結構形式，制動驅(qū)動機構的結構形式，液壓分路系統(tǒng)的形式以及制動主缸的結構形式以及它們各自的優(yōu)缺點。再根據(jù)售貨車二類底盤的特點，來確定售貨車制動系統(tǒng)中各個機構的類型。
第3章 制動系統(tǒng)設計計算
3.1 制動系統(tǒng)主要參數(shù)數(shù)值
3.1.1 相關主要技術參數(shù)
整車質(zhì)量： 空載：1210kg
滿載：1585kg
軸荷分配： 前軸 后軸
空載 7380N 8550N
滿載 4720N 7300N
質(zhì)心位置： 空載：a=1014mm b=1586mm
滿載：a=1197mm b=1403mm
質(zhì)心高度： 空載：hg=950mm
滿載：hg=850mm
軸 距： L=2600mm
輪 距: L=1480mm
最高車速： 187km/h
車輪工作半徑：295mm
輪 胎： 235/70R16
同步附著系數(shù)：=0.7
3.1.2 同步附著系數(shù)的分析
(1)當＜時：制動時總是前輪先抱死，這是一種穩(wěn)定工況，但喪失了轉(zhuǎn)向能力；
(2)當＞時：制動時總是后輪先抱死，這時容易發(fā)生后軸側滑而使汽車失去方向穩(wěn)定性；
(3)當＝時：制動時汽車前、后輪同時抱死，是一種穩(wěn)定工況，但也喪失了轉(zhuǎn)向能力。
分析表明，汽車在同步附著系數(shù)為的路面上制動(前、后車輪同時抱死)時，其制動減速度為，即，為制動強度。而在其他附著系數(shù)的路面上制動時，達到前輪或后輪即將抱死的制動強度＜這表明只有在＝的路面上，地面的附著條件才可以得到充分利用。
根據(jù)相關資料查出轎車0.6，故取=0.7
3.2 制動器有關計算
3.2.1 前輪盤式制動器主要參數(shù)確定
（1）制動盤直徑D
制動盤的直徑D希望盡量大些，這時制動盤的有效半徑得以增大，但制動盤受輪輞直徑的限制。通常為輪輞直徑的70%～79%。輪轂直徑為355mm，機制動盤直徑的范圍為248.5～280.45mm。本次設計取260mm。
（2）制動盤厚度選擇
制動盤厚度直接影響制動盤質(zhì)量和工作時的溫升。為使質(zhì)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。本次設計選取 通風盤 制動盤厚度為25mm。
（3）摩擦襯塊內(nèi)半徑R1與外半徑R2
摩擦襯塊的外半徑R2與內(nèi)半徑R1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(nèi)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。本次設計中根據(jù)制動盤直徑取摩擦襯塊外徑R2為123mm?？紤]到R1／R2＜1.5 ，選取R1為85mm。
（4）摩擦襯塊工作面積A
推薦根據(jù)制動摩擦襯塊單位面積占有的汽車質(zhì)量在1.6kg/～3.5 kg/內(nèi)選取。故摩擦襯塊工作面積應在25.5～123范圍內(nèi)選取。本次設計中摩擦襯塊的工作面積為96，厚度為14mm。
假設襯塊的摩擦表面與制動盤完全接觸而其各處單位壓力均勻，則制動器的制動力矩為
（3-1）
所以有效半徑為
平均有效半徑為 （3-2）
因為│Re -Rm│ =1mm 相差不大所以得出摩擦襯塊和制動盤之間壓力分布均勻，磨損較為均勻。
3.2.2 后輪盤式制動器主要參數(shù)確定
（1） 制動盤直徑D
制動盤的直徑D希望盡量大些，這時制動盤的有效半徑得以增大，但制動盤受輪輞直徑的限制。通常為輪輞直徑的70%～79%。輪轂直徑為355mm，機制動盤直徑的范圍為248.5～280.45mm。本次設計取240mm。
（2）制動盤厚度選擇
制動盤厚度直接影響制動盤質(zhì)量和工作時的溫升。為使質(zhì)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。本次設計選取實心盤 制動盤厚度為20mm。
（3）摩擦襯塊內(nèi)半徑R1與外半徑R2
摩擦襯塊的外半徑R2與內(nèi)半徑R1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(nèi)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。本次設計中根據(jù)制動盤直徑取摩擦襯塊外徑R2為115mm?？紤]到R1／R2＜1.5 ，選取R1為81mm。
（4）摩擦襯塊工作面積A
推薦根據(jù)制動摩擦襯塊單位面積占有的汽車質(zhì)量在1.6kg/～3.5 kg/內(nèi)選取。故摩擦襯塊工作面積應在25.5～123范圍內(nèi)選取。本次設計中摩擦襯塊的工作面積為76，厚度為14mm。
假設襯塊的摩擦表面與制動盤完全接觸而其各處單位壓力均勻，則制動器的制動力矩為
所以有效半徑為
平均有效半徑為
因為│Re -Rm│ =0.3mm 相差不大所以得出摩擦襯塊和制動盤之間壓力分布均勻，磨損較為均勻。
下面的表格給出了一些國產(chǎn)汽車前輪盤式制動器的主要參數(shù)。
車牌
車型
制動盤外徑/mm
工作半徑/mm
制動盤厚度/mm
摩擦襯塊厚度/mm
摩擦面積/cm
長城
風駿3
255
104
26
14
98
江鈴
jx1021ts3
260
105
24
15.5
94
尼桑
ZN1032UBL
256
104
22
14
96
二類底盤售貨車前，后盤式制動器的參數(shù)為
類型
制動盤外徑
工作半徑
制動盤厚度
摩擦襯塊厚度
摩擦面積
前
通風盤
260mm
105mm
25mm
14mm
96cm
后
實心盤
240mm
98mm
20mm
14mm
76cm
3.3 制動系統(tǒng)相關計算
3.3.1 前輪盤式制動效能因數(shù)
根據(jù)公式BF=2f
f——取0.5
得BF=2×0.5=1
3.3.2 后輪盤式制動效能因數(shù)
根據(jù)公式BF=2f
f——取0.5
得BF=2×0.5=1
3.3.3 確定前后軸制動力矩分配系數(shù)β
根據(jù)公式： （3-3）
得：
3.3.4 制動器制動力矩的確定
由輪胎與路面附著系數(shù)所決定的前后軸最大附著力矩：
（3-4）
式中：Φ——該車所能遇到的最大附著系數(shù)；
q——制動強度；
——車輪有效半徑；
——后軸最大制動力矩；
G——汽車滿載質(zhì)量；
L——汽車軸距；
其中q===0.76 （3-5）
故后軸==8.4Nmm
后輪的制動力矩為=4.2Nmm
前軸= T==0.76/(1-0.76)8.4=2.7Nmm
前輪的制動力矩為2.7/2=1.35Nm
3.3.5 緊急制動時前后輪法向反力及附著力距
空載情況
考慮到汽車的行駛安全，選取瀝青路（濕）的附著系數(shù)，則緊急制動時前后軸法向反力Fz1,Fz2及每輪附著力距Mφ1,Mφ2分別為
滿載情況
緊急制動時候的前后軸發(fā)向反力Fz1,Fz2以及每輪附著力矩M’φ1,M’φ2分別為：
空載時制動力分配系數(shù)
滿載時制動力分配系數(shù)
3.3.6 制動力矩以及盤的壓力
假設摩擦盤完全接觸，而且各處的壓力分布均勻。那么盤式制動器制動力矩為：
（3-6）
為了保證汽車有良好的制動穩(wěn)定性，汽車前輪先抱死，后輪后抱死（滿載時候）則汽車的前輪制動器的產(chǎn)生的制動力矩等于前輪的附著力矩。即：
前輪單側制動塊對盤的壓力：
后輪制動器的制動力矩：
后輪單側制動塊對盤壓力：
3.3.7 同步附著系數(shù)的驗算
已知：
制動力分配系數(shù)：
那么同步附著系數(shù)
與設定值相吻合。
3.4 制動器主要零部件的結構設計
3.4.1 制動盤
制動盤一般用珠光體灰鑄鐵制成，或用添加cr，Ni等的合金鑄鐵制成。制動盤在工作時不僅承受著制動塊作用的法向力和切向力，而且承受著熱負荷。為了改善冷卻效果，鉗盤式制動器的制動盤有的鑄成中間有徑向通風槽的雙層盤這樣可大大地增加散熱面積，降低溫升約20％一30％，但盤的整體厚度較厚。而一般不帶通風槽的汽車車制動盤，其厚度約在l0mm—13mm之間。本次設計采用的材料為HT250。
3.4.2 制動鉗
制動鉗由可鍛鑄鐵KTH370一12或球墨鑄鐵QT400一18制造，也有用輕合金制造的，例如用鋁合金壓鑄。
3.4.3 制動塊
制動塊由背板和摩擦襯塊構成，兩者直接牢固地壓嵌或鉚接或粘接在一起。
3.4.4 摩擦材料
制動摩擦材料應有較為穩(wěn)定的摩擦系數(shù)，抗熱衰退性能要好，不應在溫升到某一數(shù)值后摩擦系數(shù)突然急劇下降，材料應有好的耐磨性，低的吸水(油性制動液)率，低的壓縮率、低的熱傳導率(要求摩擦襯塊在300℃的加熱板上：作用30min后，背板的溫度不過190℃)和低的熱膨脹率，高的抗壓、抗打、抗剪切、抗彎購性能和耐沖擊性能；制動時應不產(chǎn)生噪聲、不產(chǎn)生不良氣味，應盡量采用污染小于對人體人害的摩擦材料。
當前，在制動器中廣泛采用著模壓材料，它是以石棉纖維為主并用樹脂粘粘劑、調(diào)整摩擦性能的填充劑(由無機粉粒及橡膠、聚合樹脂等配成)和噪聲消除劑(主要成分為石墨)等混合后，在高溫廠模壓成型的。模壓材料的撓性較差。故應按襯片或襯塊規(guī)格模壓。其優(yōu)點是可以選用各種不同的聚合樹脂配料，使襯片或襯塊具有不同的摩擦性能及其他性能。本次設計采用的是模壓材料。
3.4.5 制動輪缸
制功輪缸為液壓制動系采用的活塞式制動塊壓緊機構，其結構簡單，在車輪制動器中布置方便。輪缸的缸體由灰鑄鐵HT250制成。其缸簡為通孔，需鏜磨。活塞由鋁合金制造。活塞外端壓有鋼制的開槽頂塊。輪缸的工作腔由裝在活塞上的橡膠密封圈或靠在活塞內(nèi)端面處的橡膠皮碗密封。多數(shù)制動輪缸有兩個等直徑活塞；少數(shù)有四個等直徑活塞；浮動式盤式制動器的制動塊用一個單活塞制動輪缸推動。本次設計采用的是HT250。
3.5 本章小結
本章主要進行的是制動系統(tǒng)的相關計算。包括了制動系統(tǒng)相關主要參數(shù)的選擇和分析。并且對前后盤式制動器的主要參數(shù)進行了確定。還進行了制動系統(tǒng)的相關計算。包括制動因數(shù)，前后軸制動力分配系數(shù)，制動器制動力矩的確定，緊急制動時前后輪法向反力以及附著力矩，制動力矩以及盤的壓力。并對同步附著系數(shù)進行了驗算。
第4章 液壓制動驅(qū)動機構的設計計算
4.1 前輪盤式制動器液壓驅(qū)動機構計算
1、前輪制動輪缸直徑與工作容積的設計計算
根據(jù)公式 （4-1）
式中：p——考慮到制動力調(diào)節(jié)裝置作用下的輪缸或灌錄液壓，p=8Mp～12Mp.取p=10Mp
=39mm
根據(jù)GB7524-87標準規(guī)定的尺寸中選取,因此輪缸直徑為40mm。
一個輪缸的工作容積
根據(jù)公式 （4-2）
式中：——一個輪缸活塞的直徑；
n ——輪缸活塞的數(shù)目；
δ——一個輪缸完全制動時的行程：
取δ=2mm
——消除制動盤與制動塊間的間隙所需的輪缸活塞行程。
——由于摩擦襯片變形而引起的輪缸活塞。
，——分別為盤式制動器的變形與制動盤的變形而引起的輪缸活塞行程。
得一個輪缸的工作容積=2512mm
4.2 后輪盤式制動器液壓驅(qū)動機構計算
1、后輪制動輪缸直徑與工作容積的設計計算
根據(jù)公式 （4-3）
式中：p——考慮到制動力調(diào)節(jié)裝置作用下的輪缸或灌錄液壓，p=8Mp～12Mp.取p=10Mp
=22mm
根據(jù)GB7524-87標準規(guī)定的尺寸中選取,因此輪缸直徑為22mm。
一個輪缸的工作容積
根據(jù)公式 （4-4）
式中：——一個輪缸活塞的直徑；
n ——輪缸活塞的數(shù)目；
δ——一個輪缸完全制動時的行程：
取δ=2mm
——消除制動盤與制動塊間的間隙所需的輪缸活塞行程。
——由于摩擦襯片變形而引起的輪缸活塞。
，——分別為盤式制動器的變形與制動盤的變形而引起的輪缸活塞行程。
得一個輪缸的工作容積=760mm
全部輪缸的工作容積
根據(jù)公式 （4-5）
式中：m——輪缸的數(shù)目；
V=2V+2V=22512+2760=6544mm
4.3 制動主缸與工作容積設計計算
制動主缸應有的工作容積
式中：V——全部輪缸的總的工作容積；
——制動軟管在掖壓下變形而引起的容積增量；
本車的制動主缸的工作容積可取為=1.1V=1.1×6544=7198 mm
主缸直徑和活塞行程S
根據(jù)公式： （4-6）
一般S=(0.8-1.2)d
取S= 0.8d
得===22.5mm
根據(jù)GB7524-87標準規(guī)定的尺寸中選取,因此主缸直徑為26mm。
=0.8=21mm
4.4 制動踏板力與踏板行程
4.4.1 制動踏板力
根據(jù)公式： （4-7）
式中：——制動主缸活塞直徑；
P——制動管路的液壓；
——制動踏板機構傳動比；取=4
——制動踏板機構及制動主缸的機械效率，可取=0.85～0.95。
取=0.9
根據(jù)上式得：=1474N＞500N-700N
所以需要加裝真空助力器。
式中： ：真空助力比，取5。
=1710/5=342N＜500N-700N
所以符合要求
4.4.2 制動踏板工作行程
（4-8）
式中：——主缸推桿與活塞的間隙，一般取1.5～2mm；取=2mm
——主缸活塞空行程，即主缸活塞由不工作的極限位置到使其皮碗完全封堵主缸上的旁通孔所經(jīng)過的行程；
根據(jù)上式得：=88mm＜100～150mm
符合設計要求。
4.5 本章小結
本章是對液壓制動驅(qū)動機構的設計計算。其中包括了對前后輪盤式制動器的液壓操縱機構的設計計算，制動主缸的工作容積的計算。而其還對制動踏板力以及行程進行了計算。
第5章 制動性能分析
5.1 制動減速度
制動系的作用效果，可以用最大制動減速度及最小制動距離來評價。
售貨車在水平的，堅硬的道路上行駛，并且不考慮路面附著條件，因此制動力是由制動器產(chǎn)生。此時
= （5-1）
式中 ：汽車前、后輪制動力矩的總合。
= M+ M=840+1950=2190Nm
r--滾動半徑 r=295mm
Ga—汽車總重 Ga=1580kg
代入數(shù)據(jù)得=(820+1950)/ 0.295×1580=5.94m/s
汽車制動減速度應在5.8—7m/s,所以符合要求。
5.2 制動距離S
在勻減速度制動時，制動距離S為
S=1/3.6（t+ t/2）Va+ Va/254 （5-2）
式中，t:制動盤與摩擦襯塊間隙時間，取0.1s
t：制動力增長過程所需時間，取0.2s
故S=1/3.6（0.1+ 0.2/2）30+ 30/254×0.7=7.2m
最大制動距離為：S=0.1V+V/150
V取30km/小時。
S=0.1+30/150=9m
S＜S
所以符合要求
5.3 摩擦襯片（襯塊）的磨損特性計算
摩擦襯片的磨損與摩擦副的材質(zhì)，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(shù)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(zhuǎn)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(nèi)制動摩擦產(chǎn)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。
5.3.1 比能量耗散率
雙軸汽車的單個前輪制動器和單個后輪制動器的比能量耗散率分別為
（5-3）
（5-4）
式中：：汽車回轉(zhuǎn)質(zhì)量換算系數(shù)，緊急制動時，；
：汽車總質(zhì)量，kg；
，：汽車制動初速度與終速度，/；計算時本車取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、后制動器制動襯塊的摩擦面積；
=9600mm, =7600mm
：制動力分配系數(shù)。
則
盤式制動器的比能量耗散率應不大于6.0，故符合要求。
盤式制動器的比能量耗散率應不大于6.0，故符合要求。
5.3.2 比滑磨功
磨損和熱的性能指標可用襯片在制動過程中由最高制動初速度至停車所完成的單位襯片面積的滑磨功，即比滑磨功來衡量：
（5-4）
式中：：汽車總質(zhì)量，kg；
：車輪制動器各制動襯片的總摩擦面積，mm；
==688cm；
:
[]：許用比滑磨功，轎車取1000J/～1500J/。
L ==1497J/
在1000J/～1500J/范圍內(nèi) 故符合要求。
5.4 駐車制動計算
(1)汽車可能停駐的極限上坡路傾斜角
（5-5）
=
=22.6
式中：：車輪與輪面摩擦系數(shù)，取0.7；
：汽車質(zhì)心至前軸間距離；
：軸距;
：汽車質(zhì)心高度。
最大停駐坡高度應不小于16%～20%，故符合要求。
(2)汽車可能停駐的極限下坡路傾斜角
（5-6）
=
=15
最大停駐坡高度應不小于16%～20%，故符合要求。
5.5 本章小結
本章主要進行的是制動性能的分析其中包括對制動減速度，制動距離，比能量消耗率，比滑磨功以及駐車制動進行核算，符合要求。
結 論
畢業(yè)設計是以售貨車二類底盤的制動系統(tǒng)為研究對象，通過對二類底盤制動系統(tǒng)的結構和形式進行分析后，對制動系統(tǒng)的前、后制動器，制動管路布置，制動主缸進行了設計及計算，并繪制出了前、后制動器裝配圖、制動管路布置圖。
為了提高汽車的安全性和舒適性，設計的二類底盤售貨車制動系統(tǒng)經(jīng)過理論和實際分析采用了前、后盤式制動器；串聯(lián)雙腔的液壓主缸；采用X型雙管路制動系統(tǒng)。由計算可知人力無法滿足制動力的要求，加裝了真空助力器。采用的駐車制動滿足國家對汽車駐車坡度的要求，其他相關評價指標也完全符合。最后設計的汽車制動系統(tǒng)基本達到了預期的目標。
此次畢業(yè)設計可以說在某種程度上是一種嘗試，通過查閱大量的有關汽車制動系統(tǒng)資料后，使我學到了很多先進的制動系統(tǒng)的相關知識，這對我設計的課題起到了十分重要的作用，此次設計并不能稱得上是最完美的作品，但至少能在某種程度上緩解或克服汽車制動時出現(xiàn)的一些問題。同時，畢業(yè)設計也是對我大學四年學習情況的一次檢驗，使我受益匪淺。
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[15] 林 寧.汽車設計. 北京：機械工業(yè)出版社,1999
[16] 張國忠. 現(xiàn)代設計方法在汽車設計中的應用. 沈陽：東北大學出版社,2002
[17] 粟利萍.汽車實用英語.北京：電子工業(yè)出版社，2005
[18] Rudolf Limpert. BRAKE DESIGN and SAFETY. Warrendale, PA 15096,USA: SAE,Inc. ,1992
[19] John Fenton . Hand Book of Vehicle Design Analysis. Warrendale ,PA，USA：Society of Autmotuve Engineers．Inc. ,1996
致 謝
轉(zhuǎn)眼間，近一學期的畢業(yè)設計就要結束了，畢業(yè)設計是專業(yè)教學計劃中的最后一個教學環(huán)節(jié)，也是理論聯(lián)系實際，實踐性很強的一個教學環(huán)節(jié)。通過這樣的一個教學環(huán)節(jié)