【正文】 我想這些經(jīng)歷會為我們今后的工作打下扎實的基礎，對我們來說是總是受益的。 我們時常把搞設計掛在嘴邊，現(xiàn)在終于知道設計一份非常艱難的工作，不過經(jīng)歷過才會成長，作為大學生缺乏的就是實際的經(jīng)驗。 通過對該課題的設計，我不僅掌握了一定的專業(yè)知識，也掌握了關于盤式制動系統(tǒng)的一些知識，通過畢業(yè)設計的訓練，我加深對設計過程的了解，體會到了做設計的不容易。如果校核出來不符合規(guī)定的要求，就需要對相應部件進行重新設 計，所以在確定參數(shù)和尺寸設計過程中，要求合理，不要過于夸張，以至于為后續(xù)工作增添麻煩，設計時盡量符合實際需要。 （ 3）制動參數(shù)的確定 根據(jù)設定的參數(shù)，計算制動力，制動力矩，制動輪缸、制動主油缸的直徑和容積等，通過查閱國家規(guī)定的標準，設計符合規(guī)定范圍的油缸直徑和容積，從而使得設計的盤式制動器符合要求，能夠起到制動作用。 （ 2）主要零部件的設計 根據(jù)資料，對制動器主要的零部件進行的設計和材料的選擇，如制動盤、制動塊、制動鉗等。 我的設計思路和設計過程是： （ 1）整體傳動原理及工作方案的確定 通過參閱大量的資料，我首先理解了盤式制動系統(tǒng)的工作原理，然后把現(xiàn)有的設計方案稍加整理和分類，取其精華，對盤式制動器比較重要的部分進行方案的討論、比較。繪制完圖紙后，進行設計計算和校核。在提出的多種設計方案中選擇最合理的方案進行研究。通過理論學習加實際考察，我對盤式制動系統(tǒng)結構有了一番了解?；仡欁霎厴I(yè)設計的整個過程，我覺得是對大學四年所學知識的統(tǒng)一回顧和應用。 表 53 花鍵連接的許用擠壓應力（ Mpa） 連接方式 使用和制造情況 許用擠壓應力 不良 35~50 [ p? ] 靜連接 中等 60~100 良 好 80~120 所以 ][ pp ?? ? ，符合良好的使用情況。 花鍵連接強度計算 根據(jù)參考文獻 [23]可知，計算時，假定載荷在鍵的工作面上均勻分布，每個齒工作面上壓力的合理 F 作用在平均直徑 md 處，即傳遞轉(zhuǎn)矩 ，并引入系數(shù) ? 來考慮實際載荷在各花鍵齒上分配不均的影響，則花鍵連接的強度條件為（此處選用靜連接）： ][102 3pmp zhl dT ??? ??? （ 524） 式中： md 為花鍵的平均直徑，此處為矩形花鍵，計算公式為 （ 525） 轉(zhuǎn)矩 T： 10149062 ??????? mdzFT （ 526） ? 為載荷分布不均系數(shù)，與齒數(shù)多少有關，一般取 ~?? ，齒數(shù)多時取偏小值； z 為花鍵齒數(shù)， z=6； l 為齒的工作長度，在此根據(jù)設計要求，選 mm45?l ； h 為花鍵齒側面的工作高度， 矩形花鍵的計算公式為 263022 ???????? CdDh ， C 為倒角尺寸， 查 參考文獻 [25]表 43 可知 C=。已知發(fā)動機最大功率為 103kw，最大功率轉(zhuǎn)速為 6300r/min，汽車滿載時的重量為 ma=1490kg， 則驅(qū)動軸的轉(zhuǎn)矩 mN1566300103954995491 ?????? NPM e （ 521） 軸的受力分析簡圖及扭矩圖如圖 51 所示。0 ??????? d DFK ?? （ 518） 查 參考文獻 [23]圖 169，當 C= 時，彈簧初應力的選擇范圍為 50Mpa~130Mpa， 故此初應力值合適，且滿足要求。 ?????d 經(jīng)驗證，計算結果與估取值相近，所以彈簧鋼絲的直徑 d=3mm，此時 D=22mm，D2=D+d=22+3=25mm。 根據(jù)活塞的設計及安裝位置的確定，初設彈簧中徑 D=22mm，由于 ，所以彈簧絲的直徑 d=D/C=22/8=。由參考文獻 [22]表 162 可知 ， [? ]=800Mpa。材料選擇為60Si2Mn(硅錳彈簧鋼 )，因為這種材料彈性好，回火穩(wěn)定性好，能承受大載荷，具有良好的力學性能。 回位彈簧剛度強度的校核 此設計中，回位彈簧選用圓柱螺旋壓縮彈簧，所以設計計算按照 圓柱螺旋壓縮彈簧的要求。2 w / m )( 4021 ????? ???e 2w/mm 滿載時， 221 w / m ???? ???e ，略大于 2w/mm ，影響不大。前、后輪比能量耗散率的計算公式為： ?? 1 22211 2 )(21 tA vvme a ???前輪： （ 57） )1(2 )(21 222212 ?? ???? tA vvme a后輪： （ 58） 式中 ? ：汽車回轉(zhuǎn)質(zhì)量換算系數(shù)； am ：汽車質(zhì)量， kg ； 1v 、 2v ：汽車制動初速度與終速度，計算時轎車取 km/h1001 ?v （ ）； t ：制動時間， s ；按下式計算 ???jvvt 21 = （ 59） j ：制動減速度， 2m/s ， gj ? =10? 6 2m/s ； 1A 、 2A ：前、后制動器襯片的摩擦面積，根據(jù)設計尺寸，摩擦面積是： A= 222 ?????????? （ 510） 在緊急制動到 02?v 時，并可近似地認為 1?? ，則有 （ 511） （ 512） 計算得：空載時， 2239。能量負荷愈大，則摩擦襯塊的磨損也愈嚴重。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。 摩擦襯片的磨損特性計算校核 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?散的過程。,?? ：制動器作用時間， ~，取 39。根據(jù)參考文獻 [22] GB72582021《機動車運行安全技術條件》的規(guī)定，見下表： 表 51 制動距離和制動穩(wěn)定性要求 機動車類型 制動初速度 /（ km/h） 滿載檢驗制動距 離要求 /m 空載檢驗制動距 離要求 /m 試驗通道寬度 /m 總質(zhì)量不大于3500kg的汽車 50 ? 22 ? 21 制動距離的計算公式為：m a x239。 ??? spp iFF N500N 根據(jù)參考文獻 [22] GB72582021 《機動車運行安全技術條件》規(guī)定，制動踏板力不應大于500N，所以計算結果符合要求。本設計中取 2m? =5mm 所以， )(3 ??????px 根據(jù)參考文獻 [22] GB72582021 《機動車運行安全技術條件》，踏板工作行程應不大于150mm，所以本設計符合要求。前、后制動器同時 抱死時，根據(jù)前、后輪制動器制動力公式： RrBFndpF ewf 112 11 42 ?? （ 51） RrBFndpF ewf 222 22 42 ?? （ 52） 式中 1fF ：前軸車輪的制動器制動力， N ； 2fF ：后軸車輪的制動器制動力， N ； p ：前、后輪缸液壓， Mpa ； 21 ww dd 、 ：前、后制動輪缸的直徑， mm ； 21` nn、 ：前后制動器單側油缸數(shù)目； 2BFBF ：前后制動器效能因數(shù)； er ：前后制動器有效制動半徑， mm ； R ：車輪滾動半徑， mm ； 由上述公式可推導出ndBFr RFp e f 22 ?? （ 53） 經(jīng)計算可得 M 62331 ??????? ???? ???p M 623 32 ??????? ???? ?? ?p 通常，制動管路工作壓力小于 10Mpa，所以此系統(tǒng)的管路壓力符合要求。通常，汽車液壓驅(qū)動機構制動輪缸的直徑和制動主缸的直徑之比 mw dd / =~，所以主油缸和制動輪缸的設計符合要求。 所以一個制動輪缸的工作容積 （ 419） 全部工作容積： ?? mwVV 1 （ 420） 式中 m：輪缸的數(shù)目，此設計車型為四輪全部是盤式制動，所以 m=4 所以， 4 8 9 7 2 34 ???V 制動主缸直徑確定和工作容積的計算 查參考文獻 [19]得，考慮到制動軟管的變形，轎車制動主缸的工作容積可取 VVm ? ，計算得 ???mV ，主缸內(nèi)活塞行程 ms 的要求為 mm ds )~(? ，取 mm sd ? ，根據(jù)公式 ，可得， m 33 ???? ? mm Vd （ 421） 根據(jù) GB7524— 87標準規(guī)定，選取接近值 md =38mm 作為制動主缸的直徑，列表如同表 4— 2。 表 4— 2 輪缸直徑尺寸系列表（單 位： mm） 輪缸直徑 ， 16， ， 19， ， 22，（ ），（ ）， 24，（ ）， 26， 28（ ）， 30， 32，35， 38， 42， 46， 50， 56 一個制動輪缸的工作容積： ?? nwW dV 1 24 ?? （ 417） 4321 ????? ???? （ 418）式中 n：輪缸的活塞數(shù)目；此設計選用浮鉗式的制動器，只有一側有一個活塞，所以 n=1； ? ： — 個輪缸完全制動時的行程， mm ； 1? ：消除制動塊與制動盤間的間隙所需的輪缸活塞行程， ~； 2? ：由于摩擦襯片變形而引起的輪缸活塞行程，根據(jù)摩擦襯片的厚度，材料的 彈性模量及湖州師范學院求真學院本科畢業(yè)設計說明書 16 單位壓力值計算；根據(jù)對制動塊的設計，在此取 mm62 ?? 。根據(jù)參考文獻 [21]可知，最高工作 液壓分為 10,15,20,25Mpa 四個壓力級，而 管路液壓在制動時一般不超過10Mpa~12Mpa，在此取 p=10Mpa。由上述已知條件，可得出制動輪缸對制動片的作用力P= pF pi si ? =500 3 9 =12150N。 ??????? ff TT ?? m a x2m a x1 1 ff TT ????前軸：egf rqhLLGT ?)( 1m a x2 ??后軸：湖州師范學院求真學院本科畢業(yè)設計說明書 15 滿載時，后軸的制動力矩為： )( 1m a x2 ????????? ）（egf rqhLLGT ? 前軸的制動力矩為： m a x2m a x1 ??????? ff TT ?? 制動器因數(shù) 由參考文獻 [19]，第 51 頁可知 ,可知鉗盤式制動器的制動因數(shù) BF=2f= 制動器液壓驅(qū)動機構 設計計算 制動輪缸直徑的確定與工作容積的計算 根據(jù)參考文獻 [20]規(guī)定，踏板力 pF 不應超過 500N~700N，所以本設計中選取 pF =500N。39。( 1m a x2 ????????? ）（‘’ egf rhqLLGT ? 前軸的制動力矩為： m a x239。 前后軸制動器制動力矩的計算 由條件可知 0??? ，此時根據(jù)參考文獻 [19]可知，制動強度的計算公式為 ghLLq )(011 ?? ???? （ 410） 空載時： 640)(15 20 2039。1???????ggffffhLhLFFGFF??? 根據(jù)參考文獻 [19]查得，轎車的 21