【正文】 凸輪的使用壽命（4）制動凸輪采用漸開線式凸輪，漸開線式凸輪可以在不同的轉角下仍能保持作用力臂不變，故不會因左右車輪蹄片間隙不同喝摩擦片厚度不同而使左右凸輪力臂不同，這就大大減少了汽車制動跑偏的可能性。剛度不足會導致制動力矩小，踏板行程加大，襯片磨損不均勻。當φ=φ0時，制動時前、后輪將同時抱死當φφ0時，β線位于I曲線的上方，制動時總是后輪先抱死。例如，具有理想制動力分配的汽車，其利用附著系數(shù)φi與制動強度z滿足φf=φb=z。第三章 制動器的計算 鼓式制動器的設計計算及主要結構參數(shù)的確定，制動鼓內徑D制動鼓內徑的選擇主要受輪輞直徑的限制，即制動鼓的外徑與輪轂內經(jīng)應有一定的空間以便散熱。D=400mm。重型汽車則采用可鍛鑄鐵KTH37012的制動底座以代替鋼板沖壓的制動底板。首先，所選的應使得在常用路面上，附著重量的利用程度較高。（二） 制動器的裝配及調整說明1 裝配（1）汽車后輪制動器的裝配應按制動器各總成圖裝配圖中所闡述的要求進行。制動器溫度對噪聲也有影響?；叵胛易鲈O計的過程中的點點滴滴，為了看到制動器的結構我一次又一次走進實驗室，為了弄清楚現(xiàn)在城市公交車儲能彈簧制動氣室的工作原理，我依次又一次的到80路維修站，雖然對于結構我還是半知半解，但是，做設計最起碼的認真，我是培養(yǎng)出來了。其頻率在6kHZ以下者主要因制動蹄或制動盤的共振所致，而7kHZ以上者則主要由摩擦襯片或襯塊的彈性振動所引起。（一） 設計中結構工藝性概述1，零件結構的機械加工工藝性設計中，零件的螺紋，中心孔，彈簧，螺栓等的結構尺寸，都是按國家標準確定的。在這種路面上，汽車前后輪產(chǎn)生的制動力矩恰好等于路面的附著力矩，此時的汽車制動效果最好。3．制動底板制動底板式除制動鼓外制動器給零件的安裝基體，應保證個安裝零件相互間的正確位置。θ再減小雖然有利于散熱，但單位壓力過高將加速磨損。 ECE法規(guī)對M3類型車輛的制動力分配對于空載和滿載情況下分別對β在此法規(guī)限定下的許用范圍進行求解，具體過程見程序。亦即車輪將要抱死時的制動強度z與利用附著系數(shù)φi。在任何附著系數(shù)φ路面上，前、后車輪同時抱死附著力同時被充分利用的條件是：前、后制動器制動力之和等于附著力，且前、后車輪制動器制動力分別等于各自的附著力，即由上式得到，由以上兩式得，將上式繪制成以Fμ1為橫坐標，F(xiàn)μ2為縱坐標的曲線，即為理想的前、后制動器制動力分配曲線，簡稱為I曲線。制動底板承受制動器工作時的制動反力矩。根據(jù)上述要求，決定選擇鑄造式制動支架形式，蹄端帶滾輪的凸輪式制動器。雙從蹄式制動器的制動效能雖然最低，但卻具有良好的效能穩(wěn)定性，而自增力式制動器制動效能穩(wěn)定性較差。此外，還需要改變摩擦片的材料和厚度。（3）雙從蹄式制動器由于這種制動器只裝有松蹄，因而增益低，從而需加過大的輸入力，一般都需附加伺服機構，當?shù)管嚂r變?yōu)殡p緊蹄，其制動效能低于雙領蹄式和領從蹄式制動器。從而增加了零件數(shù)和制造成本。旋轉著的制動鼓即對兩制動蹄分別作用著微元法向反力的等效合力（以下簡稱法向反力）N1和N2，以及相應的微元切向反力（即微元摩擦力）的等效合力（以下簡稱為切向反力）T1和T2。凡對蹄端施加力使蹄轉動的裝置統(tǒng)稱為制動蹄促動裝置。⑧襯塊與制動盤之間的間隙小，縮短了制動協(xié)調時間和增加了力傳動比。 a) b) c)圖22 鉗盤式制動器示意圖a) 固定鉗式 b) 滑動鉗式 c)浮動鉗式制動鉗的安裝位置可以在半軸之前或之后。按摩擦副中固定元件的結構，潘式制動器可分為鉗盤式和全盤式兩大類。為了更家詳細的明了的分析混合動力客車的制動系統(tǒng)的總體布置情況，下圖為該車的總體布置圖。駕駛員只需要操縱加速踏板即可控制車速。在制動器的設計中采取某些結構措施，可在相當程度上消除某種噪聲。（10）當制動驅動裝置的任何元件發(fā)生故障并使基本功能遭到破壞時，汽車制動系應裝有音響或光信號等警報裝置。轎車車后輪制動器設計畢業(yè)論文目錄第一章 設計要求 混合動力汽車制動器的現(xiàn)狀及發(fā)展趨勢第二章 方案設計 制動器的結構形式及選擇 制動器主要零件的結構形式 制動器主要性能參數(shù)的計算第三章 制動器的計算 鼓式制動器的設計計算及主要結構參數(shù)的確定 制動器主要零件的結構形式 制動器的設計計算 制動器工藝性分析第四章 結 論第一章 緒論制動系是汽車的一個重要組成部分。制動器設計的一般原則（即：為使汽車性能更好的符合使用要求，設計制動器時應全面考慮如下幾個問題）：（1）制動器效能。特別是低頻噪聲。3）半自動操縱式變速器有兩種。其在路面上行駛時受力如下圖所示解放牌混合動力客車后輪制動器設計：滿載質量（kg） 15000軸距（mm） 5600空載質量（kg） 11000輪距（前/后）（mm） 1847/1847軸荷分配（前/后） （kg）5000/10000（滿載）3500/7500（空載）外形尺寸（長寬高）（mm）1140024802950質心到前、后軸的距離（前/后）(mm)3733/1867（滿載）3733/1867（空載）發(fā)動機最大扭矩（N鉗盤式制動過去只用于中央制動器，但目前則愈來愈多地被各種轎車和貨車用作車輪制動器。制動鉗位于軸后能使制動時輪轂軸承的合成載荷F減小。盤式制動器的主要缺點是：①難以完全防止塵污和銹蝕。制動器以液壓制動輪缸作為制動蹄促動裝置，故稱為輪缸式制動器。為解釋方便起見，姑且假定這些力的作用點和方向如圖所示。此外，領從蹄式制動器的鼓所受到的來自兩蹄的法向力（數(shù)值上分別等于力N1和N2）即不相平衡。但其效能對摩擦系數(shù)變化的敏感程度較小，具有良好的制動效能穩(wěn)定性。在謀求制動性能穩(wěn)定化的同時，還必須使制動主蹄和副蹄的摩擦片具有相同的使用壽命。③就管路布置而言雙領蹄式、雙向雙領蹄式、雙從蹄式等具有兩個輪缸的制動器最宜布置雙回路制動系統(tǒng)。其原因如下：（1）鑄造式制動支架形式，蹄端帶滾輪的凸輪式制動器是目前國內外應用最為廣泛的氣壓驅動器。故應具有足夠的剛度。然而，對于目前大多數(shù)兩軸汽車，其前、后制動器制動力的比值為一定值，常用前制動器制動力Fμ1與汽車總制動器制動力Fμ之比來表明實際制動力分配的比例，稱為制動器制動力分配系數(shù)β，即 （式6）在I曲線的坐標中，該關系表示成一條直線，此直線通過坐標原點，且其斜率為（式7），這條直線稱為實際前、后制動器制動力分配線，簡稱β線。汽車的前軸車輪制動效率為（式12）汽車的后軸車輪制動效率為（式13）顯然，利用附著系數(shù)φi愈接近制動強度z，即φi的值越小，或比值z/φi（即制動效率）愈大，則路面的附著條件就發(fā)揮得愈充分，汽車制動力分配的合理程度也就愈高。得到對于本車而言，β在ECE法規(guī)允許的條件下，其取值范圍為[,]接著，我們由式確定許用的φ0的范圍。實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，對減小單位壓力的作用并不大，而且將使制動作用不平衡，容易使制動器發(fā)生自鎖，故包角θ一般不宜大于120176。制動底板承受制動器工作時的制動反力矩。如何選擇，是采用恒定前后制動力分配比的汽車制動系設計中的一個比較重要的問題。另外，由于制動鼓，制動底板都是自行設計的，所以通用性差，造成制造成本升高，故應盡量采用外購件 以簡化設計，降低成本。影響噪聲的主要因素是摩擦材料的摩擦特性，即動摩擦系數(shù)對滑動速度的變化關系。在這里我要對我的指導教師張喜清老師，表示衷心的感謝，同時對于在我畢業(yè)設計過程中給予我?guī)椭乃尉靶?，潘輝，趙子曦同學表示感謝，另外感謝我的家人及寢室同學對我的支持讓我從容的面對我所遇見的困難，也對在我設計過程中給予幫助的其他老師，同學表示感謝。此外，制動器輸入壓力愈高，噪聲也愈大，而壓力高達一定程度以后則不再有噪聲。盡量使設計尺寸都能順順序地作為工序尺寸，這樣以保證尺寸精度；盡量使定位基準和調整基準作為設計基準，使加工誤差減少，刀具調整方便，盡量從實際存在的和宜測量的表面標注尺寸。影響同步附著系數(shù)的因素很多。為此，由鋼板沖壓而成的制動底板都具有凹凸起伏的形狀。將θ=100176。綜上，其許用的滿載同步附著系數(shù)φ0范圍為[ ]綜合考慮同步附著系數(shù)φ0對于制動穩(wěn)定性與制動效率的影響，取滿載同步附著系數(shù)φ0=，相應的空載同步附著系數(shù)φ0=在此系統(tǒng)中，當制動系統(tǒng)具有固定比值時，即能使實際制動力分配曲線接近于理想制力分配曲線，滿足制動法規(guī)的要求。最理想的情況是利用附著系數(shù)φi總等于制動強度z這一關系。（式8）由分析可得到，當φφ0時，β線位于I曲線的下方，制動時總是前輪先抱死。重型汽車則采用可鍛鑄鐵KTH37012的制動底座以代替鋼板沖壓的制動底板。在國外氣動凸輪式制動器幾乎都采用鑄造制動支架的趨勢。單向自增力式制動器只用于中、輕型汽車的前輪，倒車制動時對前輪制動器要求不高。這種制動器中，只銷承受全部制動力矩。 雙從蹄式（圖25）（4）雙向雙領蹄式制動器此種制動器無論車輪正反轉都為二緊蹄，因而制動效能高。凡制動鼓所受來自二蹄的法向力不能互相平衡的制動器均屬于非平衡式制動器。由圖可見，領體上的切向合力T1所造成的繞支點3的力矩與促動力Fs所造成的繞同一支點的力矩是同向的。目前，所有國產(chǎn)汽