【正文】 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。在整個設計的過程中我從對制動器知之甚少的情況下，通過王鵬宇老師的指導，一次又一次的不厭其煩的帶領我們走進實驗室，圖書管，一遍又一遍的敦促我們培養(yǎng)認真學習的態(tài)度，在我的畢業(yè)設計遇到難題的時候也是于老師耐心的講解，成為我做好畢業(yè)設計的主要動力。本次設計本著通用化、標準化原則，為大批量生產奠定了基礎。綜上，減輕制動噪聲仍需汽車科研技術人員繼續(xù)努力！第四章 結束語本次設計力求結構簡單，使用維修方便，生產加工工藝性合理，成本低。（4）制動鉗活塞的開口端部切成階梯狀，形成兩個相對而且平行的半圓環(huán)形端面，可以防止噪聲。（2）制動盤工作表面應光潔平整（兩側表面不平行度不應大于8μm），從而避免因厚度不均勻引起的制動踏板振動。在制動器設計中采用一些結構措施，可在相當程度上消除某種噪聲，特別是低頻噪聲。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。影響噪聲的主要因素是摩擦材料的摩擦特性，即動摩擦系數對滑動速度的變化關系。高頻噪聲一般可通稱為尖叫聲。大致說來，制動噪聲可分為低頻（1kHZ以下）和高頻（111kHZ）兩種。（三）主要零部件的加工工藝過程下面是制動鼓的加工過程粗車制動鼓的端面，專用立式銑床，旋轉工作臺鏜234m孔，車上表面，立式車床，兩個車刀銑322mm凹臺，專用機床粗車，半精車制動鼓內表面，三爪卡盤 機械夾緊制動鼓內表面倒角，機械夾緊，三爪卡盤鉆，機械夾緊，三爪卡盤精鏜234mm孔，專用機床，氣動壓緊銑234mm孔倒角，專用銑床清洗制動鼓漆以TQC QC/T 4841裝配制動鼓總成1精車制動鼓內表面，專用立式車床1清洗制動鼓總成1檢查制動鼓內表面的粗糙度，圓跳動等六 環(huán)保與技術經濟 環(huán)保措施對于制動器設計來說，環(huán)保問題主要應從減輕噪聲入手，這是目前制動器設計中的一大課題。（4）用旋轉蹄片軸的方法使制動鼓與摩擦片之間在蹄片的兩端粘緊或行程相同的可能的最小間隙，間隙應用量規(guī)校驗；（5）在調整好的位置，當蹄片壓于制動鼓時應擰緊：螺母——緊固蹄片軸用；螺母——緊固后制動凸輪與支承座后制動盤的螺栓用螺母——緊固后制動凸輪支承座與后橋殼用；此時，凸輪應能自由轉動而無阻滯現象。（4）選取一套凸輪調整墊片，使其裝入后，保證凸輪能自由轉動，且軸向間隙不大于1mm。（2）送交裝配的摩擦片和制動鼓的表面不應沾有油污。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。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。結構工藝是隨著生產類型和生產條件的不同，以及機械工業(yè)技術水平的發(fā)展而變化的。所謂結構工藝性是指所設計的產品，零部件在滿足使用要求的前提下，制造，維修的可行性和經濟性。4，磨損性計算（1）單位摩擦片所承擔的車重前制動器摩擦面積：=前制動器摩擦面積的車重= 后制動器摩擦面積：=后制動器摩擦面積的車重=總制動器摩擦面積：=后制動器摩擦面積的車重=~35范圍內，合格（2）摩擦片單位壓力前輪平均單位壓力：=1700KPa前輪摩擦片最大單位壓力=2141KPa后輪平均單位壓力：=1574KPa后輪摩擦片最大單位壓力=1904KPa相關法規(guī)規(guī)定，如領從蹄摩擦片的包角相同，~，即為合格，所以本設計的摩擦片合格。按一般經驗推薦：轎車：輕型客車，輕型貨車：初步選取值=制動器制動力分配系數范圍的確定想根據制動器制動力分配系數的定義：F1——前制動器制動力； F——總的汽車制動器制動力；F2——后制動器制動力F=F1+F2, F2=(1)F 如果汽車在同步附著系數為的路面上制動，這時候前后輪將同時抱死，既：F=X==Ga,為車總的同步附著力，這樣可得到：= =,地面對前輪的法向反力地面對后輪的法向反力 前輪制動力矩 后輪制動力矩求解方程組 得到；b是車重心到后軸的距離 b==將其結果代入公式（3），：（2）得到前軸制動力距與后軸制動力矩比值范圍：（三）確定前，后軸最大附著力矩根據公式，前后軸的附著力矩按下列式子計算：前軸附著力矩：后軸附著力矩v式中. 前后軸制動附著力矩Hg質心高度，此處Hg=1 m=；Rr 車輪滾動半徑，此處Rr=，得到前后軸所能得到的最大附著力矩：Mf= = (四) 確定前后軸制動器最大制動力矩取=：Mf=M1= 后軸最大制動力矩：Mr=M2=Mf/(~)=。（3）若常在山區(qū)行駛的汽車，值宜取低些。具體而言：（1）在較好的路面上行駛，則選的值可以較高些；反之取得較低些。影響同步附著系數的因素很多。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。7. 摩擦片與制動鼓之間的摩擦系數在常溫下技術條件要求摩擦片的摩擦系數~，而在計算時一般取=，另外考慮計算時，未考慮摩擦副的效率 制動器的設計計算同步附著系數是共設計是確定前，后軸制動力分配比例的一種路面附著系數。制動器的制動間隙將會越來越大，因此制動器必須有間隙調整機構。6．制動間隙的調整方法及間隙調整機構制動鼓與摩擦襯片間在未制動時應有間隙，以保證制動鼓能自由轉動。為了提高機構的傳動效率，制動時凸輪經過滾輪推動制動蹄張開。5．凸輪式張開機構凸輪式張開機構的凸輪是由45號鋼模鍛成一體的毛胚鑄造而成，在精加工后經高頻淬火處理。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。為此，由鋼板沖壓而成的制動底板都具有凹凸起伏的形狀。制動底板承受制動器工作時的制動反力矩。制動蹄腹板和翼緣的厚度，約為58mm摩擦襯片的厚度多在8mm以上，襯片可以鉚接在制動蹄上。制動蹄斷面形狀應能保證其剛獨好，斷面有工字型。壁厚取大些有助于怎增大熱容量。中重型貨車多采用灰鑄鐵HT200或HT 摩擦片與制動鼓之間的摩擦系數~，而在計算時一般取=，另外考慮計算時，未考慮摩擦副的效率。Ap=1000mm2 代入b=2Ap/Dθ得，b=，取整后選b=135mm。將θ=100176。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。時，磨損最小，制動鼓溫度最低，且制動效能最高。試驗表明，摩擦襯片包角θ=90176。 摩擦片的寬度B和摩擦襯片包角θ制動鼓直徑D確定后，摩擦襯片的寬度b和包角便決定了襯片的摩擦面積Ap，因為：Ap=Rbθ，所以，制動器各蹄襯片總的摩擦面積Ap愈大，則制動時所受單位面積的正壓力（一般簡稱單位壓力）和能量負荷愈小，從而磨損特性愈好。如鼓徑大，制動時的散熱條件較差，而且輪輞受熱可能粘住內胎。以減小制動時的溫升，降低熱衰退喝減小摩擦片的磨損。其間隙一般不小于20mm。綜上，其許用的滿載同步附著系數φ0范圍為[ ]綜合考慮同步附著系數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φ0=，相應的空載同步附著系數φ0=在此系統中，當制動系統具有固定比值時，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。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。（2） 當z=，φ==，φ=（3） 在制動強度z=～，把φ= z+=，如果φ= z+=，則有，當z=～，要滿足φ=，即z=，得φ=，z=，得φ=可見，得到φ==~，要滿足φ=()/，即z=，得φ=Z=，得φ=，就可得到φ=()/，（見下圖）把以上3條直線方程分別描繪在前，后地面制動力關系圖上，就得到如下圖所示的實際制動力分配線的限制范圍，也就是說，利用附著系數φ=~。其中，M1類似用于載客的乘客座位（駕駛員座位除外）不超過8個的載客車輛。另外，對車輛分類的規(guī)定為（只摘取一部分）：M類：至少具有4個車輪，用于載客的機動車輛。歐洲經濟委員會(ECE)制定的ECE R13制動法規(guī)，它綜合地考慮了制動穩(wěn)定性與制動效能等因素，對汽車軸間制動力分配提出了明確的要求，并已得到了世界各國的普遍認同。由于φ0增大造成的β的增大使得前、后軸的利用附著系數有著相反的變化趨勢，過大的β（即等效意味著過大的φ0）會使前、后軸的利用附著系數中總有一者過大，遠大于制動強度，制動效能下降。，較大的φ0可以使汽車在大多數的道路附著條件下不產生后輪先抱死進而發(fā)生甩尾的情況。最理想的情況是利用附著系數φi總等于制動強度z這一關系。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。 （式11）制動效率E定義為車輪不抱死的最大制動減速