鼓式制動(dòng)器設(shè)計(jì)畢業(yè)論文課程設(shè)計(jì).doc

山東交通學(xué)院課 程 設(shè) 計(jì)題 目： 轎車鼓式制動(dòng)器設(shè)計(jì) 班級(jí)： 車輛114 學(xué) 號(hào)： 110412403姓名： 俞毅指導(dǎo)教師： 戴汝泉完成日期： 2014年12月5日I 目錄1. 緒論-11.1課題研究的目的及意義-11.2選定整車性能參數(shù)-12. 制動(dòng)器的設(shè)計(jì)計(jì)算-22.1地面對(duì)車輪的法向反作用力-22.2汽車前后軸制動(dòng)力-32.3同步附著系數(shù)的確定-42.4制動(dòng)器最大制動(dòng)力矩-53. 制動(dòng)器結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)與計(jì)算-63.1制動(dòng)鼓內(nèi)徑D -63.2制動(dòng)鼓厚度n-63.3摩擦襯片寬度b和包角-63.4摩擦襯片起始角0 -83.5制動(dòng)器中心到張開力P作用線的距離a-83.6制動(dòng)體制動(dòng)蹄支撐點(diǎn)位置坐標(biāo)k和c-83.7摩擦片摩擦系數(shù)-84. 制動(dòng)器主要零部件的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)-94.1制動(dòng)鼓-94.2制動(dòng)蹄-94.3制動(dòng)底板-94.4制動(dòng)蹄的支承-104.5制動(dòng)輪缸-104.6制動(dòng)器間隙-105. 校核-115.1校核制動(dòng)器的熱容量和溫升的核算-115.2制動(dòng)器的校核-116. 總結(jié)-13參考文獻(xiàn)-14山東交通學(xué)院課程設(shè)計(jì)1緒論1.1課題研究的目的及意義汽車的設(shè)計(jì)與生產(chǎn)涉及到許多領(lǐng)域，其獨(dú)有的安全性、經(jīng)濟(jì)性、舒適性等眾多指標(biāo)，也對(duì)設(shè)計(jì)提出了更高的要求。汽車制動(dòng)系統(tǒng)是汽車行駛的一個(gè)重要主動(dòng)安全系統(tǒng)，其性能的好壞對(duì)汽車的行駛安全有著重要影響。隨著汽車的形式速度和路面情況復(fù)雜程度的提高，更加需要高性能、長壽命的制動(dòng)系統(tǒng)。其性能的好壞對(duì)汽車的行駛安全有著重要影響，如果此系統(tǒng)不能正常工作，車上的駕駛員和乘客將會(huì)受到車禍的傷害。汽車是現(xiàn)代交通工具中用得最多、最普遍、也是運(yùn)用得最方便的交通工具。汽車制動(dòng)系統(tǒng)是汽車底盤上的一個(gè)重要系統(tǒng)，它是制約汽車運(yùn)動(dòng)的裝置，而制動(dòng)器又是制動(dòng)系中直接作用制約汽車運(yùn)動(dòng)的一個(gè)關(guān)鍵裝置，是汽車上最重要的安全件。汽車的制動(dòng)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(duì)安全性、可靠性的要求越來越高，為保證人身和車輛安全，必須為汽車配備十分可靠的制動(dòng)系統(tǒng)。改善汽車的制動(dòng)性能始終是汽車設(shè)計(jì)制造和使用部門的重要任務(wù)。現(xiàn)代汽車普遍采用的摩擦式制動(dòng)器的實(shí)際工作性能是整個(gè)制動(dòng)系中最復(fù)雜、最不穩(wěn)定的因素，因此改進(jìn)制動(dòng)器機(jī)構(gòu)、解決制約其性能的突出問題具有非常重要的意義。1.2選定整車性能參數(shù)：額定載質(zhì)量： 1490kg整備質(zhì)量 2410kg最大功率/轉(zhuǎn)速 70kw/3400 /r/min最大轉(zhuǎn)矩/轉(zhuǎn)速 206Nm/1700r/min變速器傳動(dòng)比低檔/高檔：5.594/0.794滿載時(shí)負(fù)荷分配 1480kg（前軸）/2735kg（后軸）最高車速 98km/h輪胎規(guī)格 7.00R15軸距 L=3570mm,L1=1250mm，L2=2316mm車輪滾動(dòng)半徑： 365mm質(zhì)心高度 hg1=700m(空載) hg2=800m（滿載）扁平比 0.9225輪胎寬度 200mm2制動(dòng)器的設(shè)計(jì)計(jì)算2.1地面對(duì)車輪的法向反作用力FB地面作用于車輪上的制動(dòng)力，即地面與輪胎之間的摩擦力，又稱為地面制動(dòng)力，其方向與汽車行駛方向相反，N；re車輪有效半徑，m。令 并稱之為制動(dòng)器制動(dòng)力，它是在輪胎周緣克服制動(dòng)器摩擦力矩所需的力。因此又稱為制動(dòng)周緣力。F與地面制動(dòng)力FB的方向相反，當(dāng)車輪角速度0時(shí)大小亦相等，且F僅由制動(dòng)器結(jié)構(gòu)參數(shù)所決定。即F取決于制動(dòng)器的結(jié)構(gòu)型式、尺寸、摩擦副的摩擦系數(shù)及車輪有效半徑等，并與制動(dòng)踏板力即制動(dòng)系的液壓或氣壓成正比。當(dāng)加大踏板力以加大T，F(xiàn)和FB均隨之增大。但地面制動(dòng)力FB受著附著條件的限制，其值不可能大于附著力F ， 即 FB F=Z 或 FB max = F= Z 式中 輪胎與地面間的附著系數(shù)；Z地面對(duì)車輪的法向反力。 圖 2.1 制動(dòng)器制動(dòng)力，地面制動(dòng)力與踏板力的關(guān)系當(dāng)制動(dòng)器制動(dòng)力F 和地面制動(dòng)力FB達(dá)到附著力F 值時(shí)，車輪即被抱死并在地面上滑移。此后制動(dòng)力矩T 即表現(xiàn)為靜摩擦力矩，而F = T / re 即成為與FB 相平衡以阻止車輪再旋轉(zhuǎn)的周緣力的極限值。當(dāng)制動(dòng)到=0以后，地面制動(dòng)力FB 達(dá)到附著力F 值后就不再增大，而制動(dòng)器制動(dòng)力F 由于踏板力FP 的增大使摩擦力矩T 增大而繼續(xù)上升（見 制動(dòng)力與踏板力的關(guān)系 圖2.1）。 根據(jù)汽車制動(dòng)時(shí)的整車受力分析，考慮到制動(dòng)時(shí)的軸荷轉(zhuǎn)移，可求得地面對(duì)前、后軸車輪的法向反力Z1，Z2為： （2-1） （2-2）式中 G汽車所受重力L汽車軸距 L1汽車質(zhì)心離前軸距離 L2汽車質(zhì)心離后軸距離 hg1汽車質(zhì)心高度 g重力加速度 du/dt-汽車制動(dòng)減速度。 圖 2.2 制動(dòng)時(shí)的汽車受力圖2.2 汽車前后軸制動(dòng)力 汽車總的地面制動(dòng)力為 （2-3） 式中 q() 制動(dòng)強(qiáng)度亦稱比減速度或比制動(dòng)力;FB1 , FB1前后軸車輪的地面制動(dòng)力。 由以上兩式可求得前、后軸車輪附著力為 （2-4） （2-5） 上式表明：汽車在附著系數(shù)為任意確定值的路面上制動(dòng)時(shí)，各軸附著力即極限制動(dòng)力并非為常數(shù)而是制動(dòng)強(qiáng)度q或總制動(dòng)力FB 的函數(shù)。當(dāng)汽車各車輪制動(dòng)器的制動(dòng)力足夠時(shí)根據(jù)汽車前、后軸的軸荷分配前、后車輪制動(dòng)器制動(dòng)力的分配、道路附著系數(shù)和坡度情況等，制動(dòng)過程可能出現(xiàn)的情況有三種，即1） 前輪先抱死拖滑然后后輪再抱死拖滑2） 后輪先抱死拖滑然后前輪再抱死拖滑 3） 前、后輪同時(shí)抱死拖滑。 在以上三種情況中，顯然是最后一種情況的附著條件利用得最好。 由式（2-4）、式（2-5）不難求得在任何附著系數(shù)的路面上，前、后車輪同時(shí)抱死即前、后軸車輪附著力同時(shí)被充分利用的條件是 (2-6) (2-7)式中 Ff1前軸車輪的制動(dòng)器制動(dòng)力， ； Ff2后軸車輪的制動(dòng)器制動(dòng)力， ； FB1前軸車輪的地面制動(dòng)力 FB2后軸車輪的地面制動(dòng)力 Z1 ，Z2 地面對(duì)前、后軸車輪的法向反力 G 汽車重力L1 ，L2汽車質(zhì)心離前、后軸距離 hg汽車質(zhì)心高度。 選取=0.7，則： （2-8） （2-9） 則FB1=69436.92N FB2=16532.6N 2.3同步附著系數(shù)的確定 同步附著系數(shù)的選取原則：1)、路面狀況好，可以取大一點(diǎn)；路面差取小一些。2)、單胎，抗滑性能差取大些；雙胎，抗側(cè)滑強(qiáng)取小一些。3)、車速高，取大些；車速低取小些。4)、平原地區(qū)，取大些；山區(qū)取小些。綜上所述，選擇此輕型汽車的=0.8 空載時(shí)制動(dòng)力分配系數(shù) （2-10）2.4制動(dòng)器最大制動(dòng)力矩制動(dòng)器所能產(chǎn)生的制動(dòng)力矩，受車輪的計(jì)算力矩所制約，即Tf1=Ff1re=13314.6NmTf2=Ff2re=11433.8Nm式中 Ff1前軸制動(dòng)器的制動(dòng)力，； Ff2后軸制動(dòng)器的制動(dòng)力，；一個(gè)車輪制動(dòng)器應(yīng)有的最大制動(dòng)力矩為按上列公式計(jì)算結(jié)果的半值。 則后輪制動(dòng)器應(yīng)有的最大力矩為 5716.9Nm3 制動(dòng)器結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)與計(jì)算3.1制動(dòng)鼓內(nèi)徑D 輸入力F0一定時(shí)，制動(dòng)鼓內(nèi)徑越大，制動(dòng)力矩越大，且散熱能力也越強(qiáng)。 但增大D，受輪輞內(nèi)徑限制。制動(dòng)鼓與輪輞之間應(yīng)保持足夠的間隙，通常要求該間隙不小于20mm 。否則不僅制動(dòng)鼓散熱條件太差，而且輪輞受熱后可能粘住內(nèi)胎或烤壞氣門嘴。制動(dòng)鼓直徑與輪輞直徑之比的范圍如下乘用車： D/Dr=0.640.74 貨車： D/Dr=0 .700 .83制動(dòng)鼓內(nèi)徑尺寸應(yīng)參照專業(yè)標(biāo)準(zhǔn)ZB T24 D0589制動(dòng)鼓工作直徑及制動(dòng)蹄片寬度尺寸系列選取。依據(jù)汽車后輪輪胎型號(hào)7.00R15 于是， 得輪輞直徑DrDr=25.4 x 15=381 mm （1 in=25.4mm ）取 D/Dr=0.68則制動(dòng)鼓內(nèi)徑直徑 D=0.64x Dr=0.83x381=243.8mm參照中華人民共和國專業(yè)標(biāo)準(zhǔn) QC/T 3091999 制動(dòng)鼓工作直徑及制動(dòng)蹄片寬度尺寸系列,輪輞直徑15英寸的制動(dòng)鼓最大內(nèi)徑不超過260mm。取 D=260mm。3.2制動(dòng)鼓厚度n 制動(dòng)鼓壁厚的選取主要是從其剛度和強(qiáng)度方面考慮。壁厚取大些也有利于增大其散熱容量，但試驗(yàn)表明，壁厚由11mm增至20mm時(shí)，摩擦表面的平均最高溫度變化并不大。一般鑄造制動(dòng)鼓的壁厚 ：轎車制動(dòng)鼓壁厚取為712mm。貨車取為1318mm。本設(shè)計(jì)取制動(dòng)鼓厚度為 n=10mm。制動(dòng)鼓有鑄造的和組合式兩種。鑄造制動(dòng)鼓多選用灰鑄鐵，具有機(jī)械加工容易、耐磨、熱容量大等優(yōu)點(diǎn)。為防止制動(dòng)鼓工作時(shí)受載變形，常在制動(dòng)鼓的外圓周部分鑄有肋，用來加強(qiáng)剛度和增加散熱效果。精確計(jì)算制動(dòng)鼓壁厚既復(fù)雜又困難所以常根據(jù)經(jīng)驗(yàn)選取。3.3摩擦村片寬度b和包角 摩擦村片寬度尺寸b的選取對(duì)摩擦襯片的使用壽命有影響。襯片寬度尺寸取窄些，則磨損速度快，襯片壽命短，若襯片寬度尺寸取寬些，則質(zhì)量大不易加工并且增加了成本。制動(dòng)鼓半徑R確定后，襯片的摩擦面積為 A p = R b （3-1） 式中 以弧度（rad）為單位。制動(dòng)器各蹄襯片總的摩擦面積A p 越大，制動(dòng)時(shí)所受單位面積的正壓力和能量負(fù)荷越小，從而磨損特性越好。試驗(yàn)表明摩擦襯片包角=90100時(shí)，磨損最小制動(dòng)鼓溫度最低，且制動(dòng)效能最高。角減小雖然有利于散熱，但單位壓力過高將加速磨損。實(shí)際上包角兩端處單位壓力最小，因此過分延伸襯片的兩端以加大包角，對(duì)減小單位壓力的作用不大，而且將使制動(dòng)不平順，容易使制動(dòng)器發(fā)生自鎖。因此，包角一般不宜大于120。取 =90 。 襯片寬度b較大可以減少磨損，但過大將不易保證與制動(dòng)鼓全面接觸。制動(dòng)器各蹄摩擦襯片總摩擦面積越大，則制動(dòng)時(shí)產(chǎn)生的單位面積越小，從而磨損也越小。根據(jù)中華人民共和國專業(yè)標(biāo)準(zhǔn) QC/T 3091999 制動(dòng)鼓工作直徑及制動(dòng)蹄片寬度尺寸系列，對(duì)于（0.91.5）t的轎車，單個(gè)制動(dòng)器總的摩擦面積A p為（100200）cm2 ，查表3-1 取 ：A p=150cm2。由公式3-1 得 b=36.7mm，取b=40mm。表3-13.4摩擦襯片起始角0 一般將襯片布置在制動(dòng)碲的中央，即令0=90-/2。有時(shí)為了適應(yīng)單位壓力的分布情況，將襯片相對(duì)于最大壓力點(diǎn)對(duì)稱布置，以改善磨損均勻性和制動(dòng)效能。此設(shè)計(jì)中 令 0=90-/2=90-90/2=453.5制動(dòng)器中心到張開力P作用線的距離a 在保證輪缸或制動(dòng)凸輪能夠布置于制動(dòng)鼓內(nèi)的條件下。應(yīng)使距離e盡可能大，以提高制動(dòng)效能。暫定 a=0.8R=0.8x130=104mm 3.6制動(dòng)體制動(dòng)蹄支撐點(diǎn)位置坐標(biāo)k和c 在保證兩蹄支承端毛面不致互相干涉的條件下，盡可能加大a，減小c。暫定 c=0.8R=0.8x130=104mm k=25mm 3.7 摩擦片摩擦系數(shù) f 摩擦片摩擦系數(shù)對(duì)制動(dòng)力矩的影響很大，選擇摩擦片時(shí)不僅希望其摩擦系數(shù)要高些，更要求其熱穩(wěn)定性要好，受溫度和壓力的影響要小。不能單純地追求摩擦材料的高摩擦系數(shù)，應(yīng)提高對(duì)摩擦系數(shù)的穩(wěn)定性和降低制動(dòng)器對(duì)摩擦系數(shù)偏離正常值的敏感性的要求，后者對(duì)蹄式制動(dòng)器是非常重要的。各種制動(dòng)器用摩擦材料的摩擦系數(shù)的穩(wěn)定值約為0.30.5，少數(shù)可達(dá)0.7。一般說來，摩擦系數(shù)愈高的材料，其耐磨性愈差。所以在制動(dòng)器設(shè)計(jì)時(shí)并非一定要追求高摩擦系數(shù)的材料。當(dāng)前國產(chǎn)的制動(dòng)摩擦片材料在溫度低于250時(shí)，保持摩擦系數(shù)f=0.300.40已無大問題。 本設(shè)計(jì)取f=0.3。 表3-2 制動(dòng)器參數(shù)制動(dòng)鼓內(nèi)徑DD=260mm制動(dòng)鼓外徑D外D外=280mm摩擦片的寬度bB=40mm摩擦襯片的面積A=150mm摩擦襯片的材料碳纖維摩擦材料摩擦襯片的厚度C=5mm4制動(dòng)器主要零部件的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)4.1 制動(dòng)鼓 制動(dòng)鼓應(yīng)具有非常好的剛性和大的熱容量，制動(dòng)時(shí)其溫升不應(yīng)超過極限值。制動(dòng)鼓的材料應(yīng)與摩擦襯片的材料向匹配，以保證具有高的摩擦系數(shù)并使工作表面摩擦均勻。中型，重型載貨汽車和中型、大型客車多采用灰鑄鐵HT200或合金鑄鐵制造的制動(dòng)鼓；輕型貨車和一些轎車則采用鋼板沖壓成形的輻板與鑄鐵鼓筒部分鑄成一體的組合制動(dòng)鼓；帶有灰鑄鐵內(nèi)鼓筒的鑄鋁合金制動(dòng)鼓在轎車上得到了日益廣泛的應(yīng)用，鑄鐵內(nèi)鼓筒與鋁合金也是鑄到一起的，這中內(nèi)鑲一層珠光體組織的灰鑄鐵作為工作表面，其耐磨性和散熱性都很好而且減少了質(zhì)量。本設(shè)計(jì)采用的制動(dòng)鼓材料：鑄鐵4.2 制動(dòng)蹄 轎車和微型、輕型載貨汽車的制動(dòng)蹄廣泛采用T形型鋼碾壓或鋼板沖壓-焊接制成；大噸位載貨汽車的制動(dòng)蹄則多采用鑄鐵、鑄鋼或鑄鋁合金制成。制動(dòng)蹄的結(jié)構(gòu)尺寸和斷面形狀應(yīng)保證其剛度好，單小型車用鋼板制的制動(dòng)蹄腹板上有時(shí)開有一、兩條徑向槽使蹄的彎曲剛度小些，以便使制動(dòng)蹄摩擦襯片與制動(dòng)鼓之間的接觸壓力均勻，因而使襯片的磨損較為均勻，并可減少制動(dòng)時(shí)的尖叫聲。制動(dòng)蹄腹板和翼緣的厚度，轎車的約為3mm5mm；貨車的約為5mm8mm。摩擦片的厚度，轎車的多為4.5mm5mm。本設(shè)計(jì)制動(dòng)蹄選用：T形45號(hào)鋼 制動(dòng)蹄腹板厚度：5mm 制動(dòng)蹄翼緣厚度：5mm 摩擦襯片厚度：5mm 4.3制動(dòng)底板 制動(dòng)底板是除制動(dòng)鼓外制動(dòng)器各零件的安裝基體，應(yīng)保證各安裝零件相互間的正確位置。制動(dòng)底板承受著制動(dòng)器工作時(shí)的制動(dòng)反力矩，因此它應(yīng)該有足夠的剛度。剛度不足會(huì)使制動(dòng)力矩減小踏板行程增大襯片磨損也不均勻。 本設(shè)計(jì)底板的材料：45號(hào)鋼 4.4制動(dòng)蹄的支承銷 為了使具有支承銷的一個(gè)自由度的制動(dòng)蹄的工作表面與制動(dòng)鼓的工作表面同軸心，應(yīng)使支承位置可調(diào)。 本設(shè)計(jì)采用支承銷由45號(hào)鋼制造并高頻淬火。 其支座為可鍛鑄鐵（KTH37012）或球墨鑄鐵（QT40018）件。 4.5制動(dòng)輪缸 制動(dòng)輪缸的缸體由灰鑄鐵HT250制成。其缸筒為通孔，需鏜磨。活塞由鋁合金制造?；钊舛藟河袖撝频拈_槽頂塊，以支承插入槽中的制動(dòng)蹄腹板端部或端部接頭。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)的橡膠皮碗密封。 4.6制動(dòng)器間隙 制動(dòng)鼓與摩擦襯片之間在未制動(dòng)的狀態(tài)下應(yīng)有工作作間隙，以保證制動(dòng)鼓能自由轉(zhuǎn)動(dòng)。一般，鼓式制動(dòng)器的設(shè)定間隙為0.20.5mm，盤式制動(dòng)器的為0.10.3mm。此間隙的存在會(huì)導(dǎo)致踏板或手柄的行程損失因而間隙量應(yīng)盡量小?？紤]到在制動(dòng)過程中摩擦副可能產(chǎn)生機(jī)械變形和熱變形，因此制動(dòng)器在冷卻狀態(tài)下應(yīng)有的間隙應(yīng)通過試驗(yàn)來確定。另外，制動(dòng)器在工作過程中會(huì)因?yàn)槟Σ烈r片的磨損而加大，因此制動(dòng)器必須設(shè)有間隙調(diào)整機(jī)構(gòu)。 為了保持良好的制動(dòng)效率，制動(dòng)蹄與制動(dòng)鼓之間要有一個(gè)最佳間隙值。隨著摩擦襯片磨損，制動(dòng)蹄與制動(dòng)鼓之間的間隙增大，需要有一個(gè)調(diào)整間隙的機(jī)構(gòu)。過去的鼓式制動(dòng)器間隙需要人工調(diào)整，用塞尺調(diào)整間隙。現(xiàn)在轎車鼓式制動(dòng)器都是采用自動(dòng)調(diào)整方式，摩擦襯片磨損后會(huì)自動(dòng)調(diào)整與制動(dòng)鼓間隙。當(dāng)間隙增大時(shí)，制動(dòng)蹄推出量超過一定范圍時(shí)，調(diào)整間隙機(jī)構(gòu)會(huì)將調(diào)整桿（棘爪）拉到與調(diào)整齒下一個(gè)齒接合的位置，從而增加連桿的長度，使制動(dòng)蹄位置位移，恢復(fù)正常間隙。 鼓式制動(dòng)器的間隙調(diào)整是通過凸輪軸和制動(dòng)氣室之間的連接桿系 制動(dòng)臂實(shí)現(xiàn)的，在制動(dòng)臂的內(nèi)部有一蝸輪和蝸桿副，通過調(diào)整蝸桿轉(zhuǎn)動(dòng)蝸輪帶動(dòng)凸輪轉(zhuǎn)動(dòng)，消除摩擦副間的多余間隙。 5 校核 5.1校核制動(dòng)器的熱容量和溫升的核算應(yīng)核算制動(dòng)器的熱容量和溫升是否滿足如下條件： （5-1）式中 md制動(dòng)鼓的總質(zhì)量；初選m d=18kg m h與制動(dòng)鼓相連的受熱金屬件（如輪轂、輪輻、輪輞、制動(dòng)鼓等）的總質(zhì)量；初選m h=30kg c d制動(dòng)鼓材料的比熱容，對(duì)鑄鐵c d=482J/（kg K）， 對(duì)鋁合金 c=880J/(kg K)；c d=482J/(kg K) t 制動(dòng)鼓的溫升。一次由v a=30km/h到完全停車的強(qiáng)烈制動(dòng)，初選t=14 溫升不應(yīng)超過15 J/K （5-2）L汽車制動(dòng)時(shí)由動(dòng)能轉(zhuǎn)變的熱能，因制動(dòng)過程迅速，可以認(rèn)為制動(dòng)生成的熱能全部為前、后制動(dòng)器所吸收，并按前、后軸制動(dòng)力的分配比率分配給前、后制動(dòng)器，即 （5-3） （5-4）式中 ma汽車整備質(zhì)量；ma=2410kg va汽車制動(dòng)時(shí)的初速度，可取va=15m/s 汽車制動(dòng)器制動(dòng)力分配系數(shù)，=0.59=L=271125 J/K而300768 J/K 271124.99 J/K 符合要求所以制動(dòng)器的熱容量與升溫符合要求。 5.2制動(dòng)器的校核 最大制動(dòng)力是在汽車附著質(zhì)量被完全利用的條件下獲得的： Nm （5-5）式中 re車輪有效半徑。 m后軸質(zhì)量 f摩擦系數(shù) 因此后輪最大制動(dòng)力矩符合要求 6.結(jié)論本次課程設(shè)計(jì)是以鼓式制動(dòng)系統(tǒng)為研究對(duì)象，通過對(duì)轎車制動(dòng)系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)和形式進(jìn)行分析后，對(duì)制動(dòng)系統(tǒng)的制動(dòng)器，制動(dòng)管路布置進(jìn)行了設(shè)計(jì)及計(jì)算，并繪制出了制動(dòng)器裝配圖、零件圖。在理論上，本設(shè)計(jì)首先根據(jù)給定的整車參數(shù)和技術(shù)、使用要求，確定制動(dòng)器的結(jié)構(gòu)形式；然后通過對(duì)制動(dòng)力矩、制動(dòng)效能因數(shù)、制動(dòng)距離、制動(dòng)溫升、制動(dòng)磨損等的計(jì)算、校核以及在此基礎(chǔ)上進(jìn)行的零部件結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)，使設(shè)計(jì)達(dá)到了預(yù)期的效果雖然該課題設(shè)計(jì)的為領(lǐng)從蹄式制動(dòng)器，但隨著重型汽車和高速公路的發(fā)展，鼓式制動(dòng)器的缺點(diǎn)表現(xiàn)得尤為突出。主要表現(xiàn)在：制動(dòng)效能衰退、制動(dòng)間隙調(diào)整困難和制動(dòng)跑偏。由于這些問題的存在，使得新的解決方案的提出顯得尤為迫切。參考文獻(xiàn)1 王望予. 汽車設(shè)計(jì) 第四版M. 北京:機(jī)械工業(yè)出版社 20042 王豐元. 馬明星. 汽車設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)指導(dǎo)書.北京:中國電力出版社3 機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)聯(lián)合編寫組. 機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè) 上冊(cè) （第二分冊(cè)）標(biāo)準(zhǔn)規(guī)范第二版 北京:化學(xué)工業(yè)出版社4 濮良貴. 紀(jì)名剛. 機(jī)械設(shè)計(jì)（第八版） 北京:高等教育出版社5 機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)工程材料單行本（第二版）6 龍振宇. 機(jī)械設(shè)計(jì)M. 北京:機(jī)械工業(yè)出版社2002. 7 劉惟信. 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