【正文】 參考文獻(xiàn) [1] ：機械工業(yè)出版社, 2011[2] ：機械工業(yè)出版社 ,2000[3] ：機械工業(yè)出版社 ,1999[4] 汽車設(shè)計 ：機械工業(yè)出版社，2011[5] ：清華大學(xué)出版社,2004[6] ：機械工業(yè)出版社,1981[7] :北京理工大學(xué)出版社，1999[8] [M] .北京：清華大學(xué)出版社,2004[9] 濮良貴、紀(jì)名剛，機械設(shè)計[M]，北京: 高等教育出版社, 2002[10]國家標(biāo)準(zhǔn)：GBT15892004/GBT29742008/GBT29772008/GBT29782008。完成課程設(shè)計也就意味著離畢業(yè)的日子不遠(yuǎn)了，能夠圓滿完成每一次課程設(shè)計是我們所有畢業(yè)生的心愿。然后，我還要對給予我?guī)椭驼疹櫟耐瑢W(xué)表示感謝。從劉老師的身上我學(xué)到的不僅僅是有關(guān)專業(yè)上的知識，更多的是求學(xué)的態(tài)度。在這段時間，老師積極解答我的疑問并且經(jīng)常關(guān)注我的工作進(jìn)度。致 謝 本次課程設(shè)計即將結(jié)束，在此之際，我對在這次畢業(yè)設(shè)計中給予我?guī)椭完P(guān)心的老師和深表感謝！是他們在我思路窘迫的時候，給我提供了及時而有效的幫助，使我順利的完成本次設(shè)計。設(shè)計之初收集信息時鍛煉了我查找資料并消化資料的能力，用計算機繪圖提高了我的計算機繪圖能力。通過這次設(shè)計，我能夠初步把大學(xué)所學(xué)到的專業(yè)課知識很好地結(jié)合完成了本次課程設(shè)計。另外在設(shè)計的同時考慮了其結(jié)構(gòu)簡單、工作可靠、成本低等因素。其滿足結(jié)構(gòu)簡單、成本低、工作可靠等要求。最終進(jìn)行制動力分配編程，對設(shè)計出的制動系統(tǒng)的各項指標(biāo)進(jìn)行評價分析。其次計算制動系統(tǒng)的主要設(shè)計參數(shù)(確定同步附著系數(shù)，制動力分配系數(shù)，制動器最大制動力矩，效能因數(shù)等)，制動器主要參數(shù)設(shè)計和液壓驅(qū)動系統(tǒng)的參數(shù)計算。結(jié) 論 在即將完成這次的畢業(yè)設(shè)計課題捷達(dá)轎車的后輪鼓式制動系的設(shè)計，我通過對捷達(dá)轎車制動系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)和形式進(jìn)行了完整的分析，對制動系統(tǒng)的后制動器進(jìn)行了詳細(xì)的計算和設(shè)計，根據(jù)對轎車制動系統(tǒng)的要求，設(shè)計出合理的符合國家標(biāo)準(zhǔn)和實用性的制動器。最大停駐坡高度應(yīng)不小于16%～20%，故符合要求。 = =式中： ：車輪與輪面摩擦系數(shù)，； ：汽車質(zhì)心至前軸間距離； ：軸距。K) ——制動鼓的溫升(一次由=30km／h到完全停車的強烈制動，初選=13℃ 溫升不應(yīng)超過15℃)；=288236 J／KL——滿載汽車制動時由動能轉(zhuǎn)變的熱能，因制動過程迅速，可以認(rèn)為制動生成的熱能全部為前、后制動器所吸收，并按前、后軸制動力的分配比率分配給前、后制動器，即 式中 ——滿載汽車總質(zhì)量；=1525kg——汽車制動時的初速度，可取； ——汽車制動器制動力分配系數(shù)，==112545 J／K = J／K+=112545+= J／K而288236 J／K J／K 符合要求所以制動器的熱容量與升溫符合要求。K)，對鋁合金c=880J／(kg鼓式制動器的間隙調(diào)整是通過凸輪軸和制動氣室之間的連接桿系—— 制動臂實現(xiàn)的，在制動臂的內(nèi)部有一蝸輪和蝸桿副，通過調(diào)整蝸桿轉(zhuǎn)動蝸輪帶動凸輪轉(zhuǎn)動，消除摩擦副間的多余間隙?，F(xiàn)在轎車鼓式制動器都是采用自動調(diào)整方式，摩擦襯片磨損后會自動調(diào)整與制動鼓間隙。隨著摩擦襯片磨損，制動蹄與制動鼓之間的間隙增大，需要有一個調(diào)整間隙的機構(gòu)。另外，制動器在工作過程中會因為摩擦襯片(襯塊)的磨損而加大，因此制動器必須設(shè)有間隙調(diào)整機構(gòu)。此間隙的存在會導(dǎo)致踏板或手柄的行程損失，因而間隙量應(yīng)盡量小。 制動鼓(制動盤)與摩擦襯片(摩擦襯塊)之間在未制動的狀態(tài)下應(yīng)有工作作間隙，以保證制動鼓(制動盤)能自由轉(zhuǎn)動?；钊舛藟河袖撝频拈_槽頂塊，以支承插入槽中的制動蹄腹板端部或端部接頭。其缸筒為通孔，需鏜磨。其支座為可鍛鑄鐵（KTH370—12）或球墨鑄鐵（QT400—18）件。本設(shè)計底板的材料：45號鋼. 為了使具有支承銷的一個自由度的制動蹄的工作表面與制動鼓的工作表面同軸心，應(yīng)使支承位置可調(diào)。制動底板承受著制動器工作時的制動反力矩，因此它應(yīng)該有足夠的剛度。摩擦片的厚度，~5mm。制動蹄的結(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蹄腹板上有時開有一、兩條徑向槽，使蹄的彎曲剛度小些，以便使制動蹄摩擦襯片與制動鼓之間的接觸壓力均勻，因而使襯片的磨損較為均勻，并可減少制動時的尖叫聲。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鼓；帶有灰鑄鐵內(nèi)鼓筒的鑄鋁合金制動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。第4章 制動器主要零部件的結(jié)構(gòu)設(shè)計制動鼓應(yīng)具有非常好的剛性和大的熱容量，制動時其溫升不應(yīng)超過極限值。因此，在假設(shè)的理想條件下計算制動器的制動力矩，取=。所以在制動器設(shè)計時并非一定要追求高摩擦系數(shù)的材料?！?。則c=92mm選擇摩擦片時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。初步設(shè)計時可暫定左右。有時為了適應(yīng)單位壓力的分布情況，將襯片相對于最大壓力點對稱布置，以改善制動效能和磨損的均勻性。見表32；表32汽車類別汽車總質(zhì)量m/t單個制動器的襯片摩擦面積轎車~~100~200200~300摩擦襯片起始角如圖34所示。制動器各蹄摩擦襯片總摩擦面積愈大，則制動時產(chǎn)生的單位面積正壓力愈小，從而磨損亦愈小。設(shè)計時應(yīng)盡量按摩擦片的產(chǎn)品規(guī)格選擇b值。本次設(shè)計摩擦襯片的包角取110176。一般也不宜大于120176。時，磨損最小，制動鼓溫度也最低，且制動效能最高。范圍內(nèi)選取，試驗表明，摩擦襯片包角=90176。摩擦襯片的包角可在=90176。一般鑄造制動鼓的壁厚：轎車為7～12mm，中、重型貨車為13～18mm。制動鼓壁厚的選取主要是從剛度和強度方面考慮。另外，制動鼓直徑D與輪輞直徑之比的一般范圍為：轎車 D／=～貨車 D／=～捷達(dá)轎車輪輞為14in，得到=14= 表31輪輞直徑/in1213141516制動鼓內(nèi)徑/mm轎車180200240260貨車220240260300320參考上表并結(jié)合實際情況，取D／=。制動鼓與輪輞之間應(yīng)有相當(dāng)?shù)拈g隙，此間隙一般不應(yīng)小于20～30mm，以利于散熱通風(fēng)，也可避免由于輪輞過熱而損壞輪胎。當(dāng)＞時，相應(yīng)的極限制動強度q＜，故所需的后軸和前軸的最大制動力矩為T=Z=（L1qhg）rT=其中 q= = =則 =1525（）300/2471=2242NM單個前輪制動器產(chǎn)生的制動力矩為Fb1=/2=1121NM=單個后輪制動器產(chǎn)生的制動力矩為Fb2=/2=當(dāng)輸入力P一定時，制動鼓的直徑愈大，則制動力矩亦愈大，散熱性能亦愈好。也就是說，浮式蹄支承在任意斜支座面上時，其理論壓力分布規(guī)律仍為正弦分布，但其最大壓力點在何處，難以判斷。所以同樣一些點的徑向變形δ為δ=BC≈BBcosψ考慮到ψ=（φ+α）－90176。結(jié)果使蹄片中心位于O點，因而未變形的摩擦襯片的表面輪廓（EE線），就沿OO方向移動進(jìn)入制動鼓內(nèi)。坐標(biāo)軸線通過蹄片的瞬時轉(zhuǎn)動中心A點。捷達(dá)轎車后輪鼓式制動器是有兩個自由度的緊蹄摩擦襯片的徑向變形規(guī)律。由式（2）得：/=由式（1）（2）得/= （3