輕型卡車鼓式制動(dòng)器的設(shè)計(jì)
輕型卡車鼓式制動(dòng)器的設(shè)計(jì),輕型卡車鼓式制動(dòng)器的設(shè)計(jì),輕型,卡車,制動(dòng)器,設(shè)計(jì)
XX大學(xué)畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文）
輕型卡車制動(dòng)器設(shè)計(jì)
摘 要
本文根據(jù)給定參數(shù)，完成了一輕型卡車鼓式制動(dòng)器的設(shè)計(jì)，就摩擦式鼓式制動(dòng)器進(jìn)行了相關(guān)的設(shè)計(jì)和計(jì)算。首先根據(jù)給定車型的整車參數(shù)和技術(shù)要求，確定制動(dòng)器的結(jié)構(gòu)形式及、制動(dòng)器主要參數(shù)，然后計(jì)算制動(dòng)器的制動(dòng)力矩、制動(dòng)蹄上的壓力分布、蹄片變形規(guī)律、制動(dòng)效能因數(shù)、制動(dòng)減速度、耐磨損特性、制動(dòng)溫升等，并在此基礎(chǔ)上進(jìn)行制動(dòng)器主要零部件的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)。最后，完成裝配圖和零件圖的繪制.
關(guān)鍵詞：輕型卡車，制動(dòng)器設(shè)計(jì)，制動(dòng)效能因數(shù)，制動(dòng)減速度
Abstract
In the vehicle braking system has a very important role, failure will result in disaster if serious consequences. The main parts of the braking system is the brake, in the modern car is still widely used in high performance brake shoe - brake drum. The design of the friction drum brakes were related to the design and calculation., the first model of the vehicle according to the given parameter and the technical requirements, determine the brake structure and, brake main parameters, and then calculate the braking torque brake, brake shoes on the pressure distribution, deformation shoe, brake effectiveness factor, braking deceleration, wear characteristics, brake temperature, etc., and in this brake on the basis of the structural design of major components. Finally, assembly drawings and parts to complete mapping.
Key word： Light truck，drum brake, braking torque, brake efficiency factor, braking deceleration.
目 錄
前 言 1
1 鼓式制動(dòng)器結(jié)構(gòu)形式及選擇 3
2制動(dòng)系的主要參數(shù)及選擇 4
2.1汽車制動(dòng)力其分配的系數(shù) 4
2.2 同步附著系數(shù) 10
2.3制動(dòng)器最大制動(dòng)力矩 11
2.3.1制動(dòng)鼓內(nèi)徑D的確定 13
2.3.2摩擦襯片寬度b和包角β 14
2.3.3摩擦襯片摩擦系數(shù)f 15
3 制動(dòng)器的設(shè)計(jì)計(jì)算 16
3.1浮式領(lǐng)—從蹄制動(dòng)器(平行支座面) 制動(dòng)器因數(shù)計(jì)算 16
3.2制動(dòng)驅(qū)動(dòng)機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì)計(jì)算 18
3.2.1所需制動(dòng)力計(jì)算 18
3.2.2 確定制動(dòng)輪缸直徑 19
3.2.3 制動(dòng)器所能產(chǎn)生的制動(dòng)力計(jì)算 19
3.3 摩擦襯片的磨損特性計(jì)算 20
3.4行車制動(dòng)效能計(jì)算 21
3.5駐車制動(dòng)的計(jì)算 22
4 制動(dòng)器優(yōu)化設(shè)計(jì) 25
4.1受載靜態(tài)工況 25
4.1.1啟動(dòng)Workbench 25
4.1.2網(wǎng)格的劃分 25
4.1.3施加約束和載荷 27
4.1.4結(jié)果處理 27
4.1.5求解結(jié)果 27
結(jié) 論 29
致 謝 30
參考文獻(xiàn) 31
III
前 言
1 本課題的目的和意義及國內(nèi)外發(fā)展概況:
汽車— 一種我們再也熟悉不過的交通工具，它已經(jīng)成為陸地上的現(xiàn)代重要交通工具，它由眾多保證其性能的部件，即“總成”組成，而今天我們要研究的制動(dòng)系就是其中一個(gè)重要的總成，因?yàn)橹苿?dòng)系的功用是使汽車以適當(dāng)?shù)臏p速度降速行駛直至停車，所以它直接影響汽車的安全性?，F(xiàn)代社會(huì)飛速發(fā)展，隨著高速公路的快速發(fā)展和車流密度的的日益增大，交通事故也在不斷增加。據(jù)有關(guān)資料調(diào)查，在由于車輛本身的問題而造成的交通事故中，制動(dòng)系統(tǒng)故障引起的事故為總數(shù)的45％。由此可見，制動(dòng)系統(tǒng)是保證行車安全的極為重要的一個(gè)系統(tǒng)。除此之外，制動(dòng)系統(tǒng)的好壞還直接影響車輛的平均車速和車輛的運(yùn)輸效率，也就是說，制動(dòng)系統(tǒng)是保證運(yùn)輸經(jīng)濟(jì)效益的重要因素。
因此，現(xiàn)代車輛上迫切需要一種可克服已有技術(shù)不足之處的先進(jìn)制動(dòng)器，它可充分發(fā)揮蹄－鼓式制動(dòng)器制動(dòng)效能因數(shù)高的優(yōu)點(diǎn)，同時(shí)具有摩擦副壓力分布均勻、制動(dòng)效能穩(wěn)定以及制動(dòng)器間隙自動(dòng)調(diào)節(jié)機(jī)構(gòu)較理想等優(yōu)點(diǎn)。
2 鼓式制動(dòng)器技術(shù)研究進(jìn)展和現(xiàn)狀
1978 年，Brian Ingram [1]等提出一種蹄平動(dòng)的鼓式制動(dòng)器形式；這種制動(dòng)器的制動(dòng)蹄因?yàn)槭艿交鄣南拗?，只能平?dòng)不能轉(zhuǎn)動(dòng)，因此沒有增勢效應(yīng)，也沒有減勢效應(yīng)，與盤式制動(dòng)器類似，理論上制動(dòng)效能和摩擦系數(shù)的關(guān)系是線性的，制動(dòng)穩(wěn)定性較好，同時(shí)，可以有效地防止傳統(tǒng)鼓式制動(dòng)器普遍的摩擦片偏磨現(xiàn)象，但制動(dòng)效能因數(shù)較低。
1997年，提出了一種“電控自增力鼓式制動(dòng)器”設(shè)計(jì)方案，該制動(dòng)器是通過機(jī)械的方法來實(shí)現(xiàn)鼓式制動(dòng)器的自增力，制動(dòng)效能因數(shù)的變化范圍為2～6。
1999年提出一種四蹄八片（塊）式制動(dòng)器，通過對結(jié)構(gòu)參數(shù)合理匹配設(shè)計(jì)，制動(dòng)效能因數(shù)有一定地提高，同時(shí)制動(dòng)效能_因數(shù)對摩擦系數(shù)的敏感性也可以有適當(dāng)?shù)馗纳?，這就在一定程度上改善了制動(dòng)效能的穩(wěn)定性。2000 年，提出一種具有多自由度聯(lián)動(dòng)蹄的新型蹄－鼓式制動(dòng)器，該型式的制動(dòng)器使得制動(dòng)效能因數(shù)及其穩(wěn)定性得到顯著提高；摩擦副間壓力分布趨于均勻，可保證摩擦副間接觸狀態(tài)的穩(wěn)定，并延長摩擦片使用壽命；性能參數(shù)可設(shè)計(jì)性強(qiáng)，可根據(jù)對制動(dòng)效能的需要，較靈活地進(jìn)行制動(dòng)器設(shè)計(jì)。
3 研究重點(diǎn)以及目的
研究重點(diǎn)：根據(jù)設(shè)計(jì)車型的特點(diǎn)，合理計(jì)算該車型制動(dòng)系統(tǒng)制動(dòng)力及制動(dòng)器最大制動(dòng)力矩、鼓式制動(dòng)器的結(jié)構(gòu)形式及選擇、鼓式制動(dòng)器主要參數(shù)的計(jì)算與確定、摩擦襯塊的磨損特性計(jì)算、制動(dòng)器熱容量和溫升的核算、制動(dòng)力矩的計(jì)算與校核、在二維或三維設(shè)計(jì)平臺solidworks,caxa中完成鼓式制動(dòng)器零件圖以及裝配圖的繪制、設(shè)計(jì)合理性的分析和評價(jià)等。
本次設(shè)計(jì)的目的是通過合理整和已有的設(shè)計(jì)，閱讀大量文獻(xiàn)，掌握機(jī)械設(shè)計(jì)的基本步驟和要求，以及傳統(tǒng)的機(jī)械制圖的步驟和規(guī)則；掌握鼓式制動(dòng)器總成的相關(guān)設(shè)計(jì)方法，以進(jìn)一步扎實(shí)汽車設(shè)計(jì)基本知識；學(xué)會(huì)用solidworks,caxa等軟件進(jìn)行基本的二維或三維建模和制圖，同時(shí)提高分析問題及解決問題的能力。提出將各種設(shè)計(jì)方法互相結(jié)合,針對不同的設(shè)計(jì)內(nèi)容分別應(yīng)用不同的方法,以促進(jìn)其設(shè)計(jì)過程方法優(yōu)化、設(shè)計(jì)結(jié)果精益求精。
1 鼓式制動(dòng)器結(jié)構(gòu)形式及選擇
在汽車上，汽車的制動(dòng)器基本上都是利用機(jī)械摩擦式使汽車達(dá)到停車的目的，這個(gè)的原理是利用固定元件和旋轉(zhuǎn)元件的表面間的摩擦從而產(chǎn)生制動(dòng)力矩達(dá)到剎車目的。但是也有例外，比如利用發(fā)動(dòng)機(jī)的排氣功能或其他緩速措施對下長坡的汽車進(jìn)行減速的輔助制動(dòng)裝置。
不同形式鼓式制動(dòng)器的主要區(qū)別有：①蹄片固定支點(diǎn)的數(shù)量和位置的不同。②張開裝置的形式和數(shù)量的不同。③制動(dòng)時(shí)兩塊蹄片之間有無相互作用[2]。
通常因?yàn)樘闫潭ㄖc(diǎn)和張開力位置不同，會(huì)使不同形式鼓式制動(dòng)器的領(lǐng)、從蹄數(shù)量有差別，從而使制定效能不同。
⑴鼓式制動(dòng)器的形式結(jié)構(gòu)
鼓式制動(dòng)器可按其制動(dòng)蹄的受力情況分類，它們的制動(dòng)效能，制動(dòng)鼓的受力平衡狀況以及對車輪旋轉(zhuǎn)方向?qū)χ苿?dòng)效能的影響均不同。
制動(dòng)蹄按制動(dòng)鼓的轉(zhuǎn)動(dòng)方向和制動(dòng)蹄張開時(shí)的轉(zhuǎn)動(dòng)方向的是否一致，有領(lǐng)蹄式制動(dòng)器和從蹄式制動(dòng)器之分。當(dāng)制動(dòng)鼓旋轉(zhuǎn)方向和制動(dòng)蹄張開的轉(zhuǎn)動(dòng)方向相同時(shí)，稱為領(lǐng)蹄；反之，則稱為從蹄。
鼓式制動(dòng)器按制動(dòng)蹄的屬性分類
①領(lǐng)從蹄式制動(dòng)器
② 單向雙領(lǐng)蹄式制動(dòng)器
③ 雙向雙領(lǐng)蹄式制動(dòng)器
④單向増力式制動(dòng)器
⑤雙向増力式制動(dòng)器
2制動(dòng)系的主要參數(shù)及選擇
制動(dòng)器設(shè)計(jì)中需要預(yù)先給定的參數(shù)有：
驅(qū)動(dòng)形式：42后輪；
整車尺寸（長寬高/mm）：5995*2000*2320；
貨廂（長寬高/mm）：4230*1900*400；
軸距：3360mm；
輪距前/后：1530/1485mm;
額定質(zhì)量：1800kg; 整備質(zhì)量：2490kg;
總質(zhì)量：4485kg;
輪胎型號：7.00-16 8PR；
滿載軸荷分配：1345kg(前軸)/3140kg(后軸)；
最高車速km/h:95;
質(zhì)心高度：800mm/1000mm;
最大爬坡度：35%；
前懸/后懸：1085/1550;
制動(dòng)性能要求：初速度為50km/h時(shí)，制動(dòng)距離為15m。
2.1汽車制動(dòng)力其分配的系數(shù)
當(dāng)汽車制動(dòng)時(shí)，若不計(jì)汽車行駛路面對汽車輪胎的轉(zhuǎn)動(dòng)阻力矩和汽車回轉(zhuǎn)質(zhì)量的慣性力矩，這時(shí)候，對任一角度>0的汽車車輪，它的力矩平衡方程為
-=0 （2.1）
式中：—汽車鼓式制動(dòng)器對汽車車輪作用的制動(dòng)力矩，即鼓式制動(dòng)器的摩擦力矩，它的方向與車輪旋轉(zhuǎn)方向相反，
— 行駛路面作用于車輪上的制動(dòng)力，即路面和汽車輪胎之間的摩擦力，又稱之為地面制動(dòng)力，其方向與汽車行駛方向相反，N；
—汽車車輪的有效半徑，m。
令
（2.2）
被稱之為鼓式制動(dòng)器的制動(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[3]。式中與的作用方向相反，當(dāng)汽車車輪角速度>0時(shí)，其大小也相等，并且只是由鼓式制動(dòng)器的結(jié)構(gòu)參數(shù)來決定。即決定于鼓式制動(dòng)器的結(jié)構(gòu)形式，尺寸，摩擦副的摩擦系數(shù)和車輪半徑等。增加踏板力來增大時(shí)，和都增加。但地面制動(dòng)力受附著條件的限制，其值不可能大于附著力，即
=Z （2.3）
或
== Z （2.4）
式中 — 汽車輪胎與路面間的附著系數(shù)；
Z— 路面對汽車車輪的法向反力。
當(dāng)鼓式制動(dòng)器的制動(dòng)力和地面的制動(dòng)力達(dá)到車輪與路面之間的附著力值時(shí)，由于受路面附著條件的限制在增大到附著力值后就不會(huì)繼續(xù)增大，此時(shí)前后車輪均被抱死（ω=0）并且此時(shí)在路面上滑移。就會(huì)為靜摩擦力矩，而=/即成為與互相平衡來阻止汽車車輪再次旋轉(zhuǎn)的周緣力的極限值。當(dāng)汽車制動(dòng)至=0，路面的制動(dòng)力達(dá)到路面附著力值后就不會(huì)增加，而制動(dòng)器的由于踏板力增大會(huì)使摩擦力矩增大而繼續(xù)上升
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，可求得地面對前，后軸汽車車輪的法向反力,為：
=
= （2.5）
式中：G — 汽車所受重力，N；
L — 汽車軸距，mm；
— 汽車質(zhì)心離前軸距離，mm；
— 汽車質(zhì)心離后軸距離，mm；
— 汽車質(zhì)心高度，mm；
— 附著系數(shù)。
取一定值附著系數(shù)=0.8；
因?yàn)槭街杏玫搅?、，所以這里還需要計(jì)算 、的值
表2.1常見的一些車型的軸荷分配關(guān)系
Table 2.1 some common models of axial load distribution relations
各類汽車的軸荷分配范圍
車型
滿載
空載
前軸
后軸
前軸
后軸
乘用車
前置前驅(qū)
47%～60%
40%～53%
56%～66%
56%～66%
前置后驅(qū)
45%～50%
50%～55%
51%～56%
44%～49%
后置后驅(qū)
40%～46%
54%～60%
38%～50%
50%～62%
商用車
4×2后輪單胎
32%～40%
60%～68%
50%～59%
41%～50%
4×2后輪雙胎，長短頭式
25%～27%
73%～75%
44%～49%
51%～56%
4×2后輪雙胎，平頭式
30%～35%
65%～70%
48%～54%
46%～52%
6×4后輪雙胎
19%～25%
75%～81%
31%～37%
63%～69%
滿載時(shí)： = L G? / G
=L－ （2.6）
式中：G ---汽車滿載所受重力，N；
L ---軸距，mm；
G? ---后軸滿載軸荷分配，N。
所以汽車滿載時(shí)： =3360×3140×10/4485×10
=2352mm
=3360-2352
=1008
根據(jù)圖2.2：4×2后輪雙胎，平頭式輕型卡車的軸荷分配：
汽車空載時(shí)： G? '=G '×48 %
=24900×48 %
=11950N
G?'=G '×52 %
=24900×52 %
=12950N
'=3360×12950/24900
=1747mm
'=3360×11950/24900
=1613mm
所以在空，滿載時(shí)由式（2.5）可得前后制動(dòng)反力Z為以下數(shù)值:
故滿載時(shí)： Z?=4485×10×(1008+0.8×800)/3360
=21997.86N
Z?=4485×10×(2352-0.8×800)/3360
=22852.14N
Z?'=2490×10×(1613+0.8×1100)/3360
=18474.9N
Z?'=2490×10×(1747-0.8×1100)/3360
=6425.1N
由以上兩式可求得前、后軸車輪附著力即為
表2.2前后車輪附著力
Table 2.2 before and after the wheel adhesion
車輛工況
前軸法向反力，N
后軸法向反力,N
汽車空載
18474.9
6425.1
汽車滿載
21997.86
22852.14
汽車總的地面制動(dòng)力為
=+==Gq （2.7）
式中: q（q=） — 制動(dòng)強(qiáng)度，亦稱比減速度或比制動(dòng)力；
， — 前后軸車輪的地面制動(dòng)力。
由以上兩式可求得前,后車輪附著力為
==
== （2.8）
由已知條件及式（2.8）可得前、后軸車輪附著力即地面最大制動(dòng)力為:
滿載時(shí):= 4485×10/3360×(1008+0.77×800)×0.8
=17342N
=4485×10/3360×(2352－0.77×800) ×0.8
=18538N
空載時(shí)：'=2490×10/3360 ×(1613+0.77×1100)×0.8
=14584.3N
'=2490×10/3360×(1747－0.77×1100) ×0.8
=5335.7N
表 2.3滿載時(shí)前、后軸車輪附著力即地面最大制動(dòng)力
Table 2.3 loaded with front and rear wheel adhesion when the maximum braking force on the ground
車輛工況
前軸車輪附著力，N
后軸車輪附著力,N
汽車空載
14584.3
5335.7
汽車滿載
17342
18538
上式表明：汽車附著系數(shù)為任意確定的路面上制動(dòng)時(shí)，各軸附著力即極限制動(dòng)力并非為常熟，而是制動(dòng)強(qiáng)度q或總之動(dòng)力的函數(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，后的周和分配，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[4]，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。
由以上三種情況中，顯然是最后一種情況的附著條件利用得最好。
由式（2.7），（2.8）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
+=+=G
== （2.9）
式中 — 前軸車輪的制動(dòng)器制動(dòng)力，==；
— 后軸車輪的制動(dòng)器制動(dòng)力，==；
— 前軸車輪的地面制動(dòng)力；
— 后軸車輪的地面制動(dòng)力；
， — 地面對前，后軸車輪的法向反力；
G — 汽車滿載重力；
， — 汽車質(zhì)心離前，后軸距離；
— 汽車質(zhì)心高度。
由式（2.9）可知，前，后車輪同時(shí)抱死時(shí)，前，后制動(dòng)器的制動(dòng)力，是的函數(shù)。
由式（2.9）中消去，得
（2.10）
式中 L — 汽車的軸距。
以前制動(dòng)與總制動(dòng)力之比來表明分配的比例，稱為汽車制動(dòng)器制動(dòng)力分配系數(shù)
== （2.11）
聯(lián)立式（2.9）和式（2.11）可得
=
帶入數(shù)據(jù)得 滿載時(shí)： ==(1008+0.8×800)/3360=0.49
空載時(shí)： ==(1613+0.8×1100)/3360=0.74
由于在附著條件限定的范圍內(nèi)，地面制動(dòng)力在數(shù)值上等于相應(yīng)的制動(dòng)周緣力，故又可通稱為制動(dòng)力分配系數(shù)。又由于滿載和空載時(shí)的理想分配曲線非常接近，故應(yīng)采用結(jié)構(gòu)簡單的非感載式比例閥，同時(shí)整個(gè)制動(dòng)系應(yīng)加裝ABS防抱死制動(dòng)系統(tǒng)[5]。
2.2 同步附著系數(shù)
由式（2.10）可得表達(dá)式
= （2.12）
上式在圖2.3中是一條通過坐標(biāo)原點(diǎn)斜率為的直線，它是具有制動(dòng)器制動(dòng)力分配系數(shù)的汽車的實(shí)際前，后制動(dòng)器制動(dòng)力分配線，簡稱線。圖中線與I曲線交于B點(diǎn)，可求出B點(diǎn)處的附著系數(shù)=，則稱線與I線交線處的附著系數(shù)為同步附著系數(shù)。它是汽車制動(dòng)性能的一個(gè)重要參數(shù)，由汽車結(jié)構(gòu)參數(shù)所決定。同步附著系數(shù)的計(jì)算公式是：
（2.13）
由已知條件以及式（2.13）可得
滿載時(shí)：=( L-)/=(3360×0.49-1008)/800=0.79
空載時(shí)：=( L-’)/= (3360×0.74-1613)/1100=0.79
根據(jù)設(shè)計(jì)經(jīng)驗(yàn)，空滿載的同步附著系數(shù)和應(yīng)在下列范圍內(nèi)：轎車：0.65～0.80；輕型客車、輕型貨車：0.55～0.70；大型客車及中重型貨車：0.45～0.65。
故所得同步附著系數(shù)滿足要求。
故所得同步附著系數(shù)滿足要求。
制動(dòng)力分配的合理性通常用利用附著系數(shù)與制動(dòng)強(qiáng)度的關(guān)系曲線來評定[6]。
利用附著系數(shù)就是在某一制動(dòng)強(qiáng)度q下，不發(fā)生任何車輪抱死所要求的最小路面附著系數(shù)。
前軸車輪的利用附著系數(shù)可如下求得：
設(shè)汽車前輪剛要抱死或前、后輪剛要同時(shí)抱死時(shí)產(chǎn)生的減速度為，則
(2.14)
而由式
可得前軸車輪的利用附著系數(shù)為
(2.15)
同樣可求出后軸車輪的利用附著系數(shù)為：
(2.16)
根據(jù)GB 12676—1999附錄A，未裝制動(dòng)防抱死裝置的M1類車輛應(yīng)符合下列要求：
(1) 值在0.2～0.8之間時(shí)，則必須滿足q≥0.1+0.85(-0.2)
(2) q值在0.15～0.8之間，車輛處于各種載荷狀態(tài)時(shí)，1線，即前軸利用附著系數(shù)應(yīng)在2線，即后軸利用附著系數(shù)線之上；但 q值在0.3～0.45時(shí)，若2不超過=q線以上0.05，則允許2線，即后軸利用附著系數(shù)線位于1線，即前軸利用附著系數(shù)線之上。
2.3制動(dòng)器最大制動(dòng)力矩
應(yīng)合理的確定前，后制動(dòng)器的制動(dòng)力矩，以保證汽車有良好的制動(dòng)效能和穩(wěn)定性。
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，這時(shí)制動(dòng)力與地面作用于車輪的法向力,成正比。由式（2.8）可知，雙軸汽車前，后車輪附著力同時(shí)被充分利用或前，后同時(shí)抱死時(shí)的制動(dòng)力之比為[7]
== （2.17）
式中 , — 汽車質(zhì)心離前，后軸距離；
— 同步附著系數(shù)；
— 汽車質(zhì)心高度。
通常，上式的比值：轎車約為1.3~1.6；貨車約為0.5~0.7.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
= （2.18）
= （2.19）
式中： — 前軸制動(dòng)器的制動(dòng)力，；
— 后軸制動(dòng)器的制動(dòng)力，；
— 作用于前軸車輪上的地面法向反力；
— 作用于后軸車輪上的地面法向反力；
— 車輪有效半徑。
根據(jù)市場上的大多數(shù)微型貨車輪胎規(guī)格及國家標(biāo)準(zhǔn)GB 9744-2007；選取的輪胎型7.00—16 8PR。由GB2978可得有效半徑=364mm
對于常遇到的道路條件較差，車速較低因而選取了較小的同步附著系數(shù)值的汽車，為保證在>的良好路面上（例如=0.8）能夠制動(dòng)到后軸和前軸先后抱死滑移，前，后軸的車輪制動(dòng)器所能產(chǎn)生的最大制動(dòng)力矩為
== （2.20）
= （2.21）
由式（2.20），式（2.21）可得
==1.33×(1.008+0.8×0.800) ×0.8×0.364=6405.776
= =1.04×6405.776=6654.544
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。
2.3.1制動(dòng)鼓內(nèi)徑D的確定
輸入力F 一定時(shí)，制動(dòng)鼓內(nèi)徑D越大，制動(dòng)力矩越大，且散熱能力也越強(qiáng)。但是內(nèi)徑D的增大受輪輞內(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20毫米，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)鼓應(yīng)有足夠的壁厚，用來保證有較大的剛度和熱容量，以減少制動(dòng)時(shí)的溫升。制動(dòng)鼓的直徑小，剛度就大，并有利于保證制動(dòng)鼓的加工精度。
根據(jù)制動(dòng)鼓直徑與輪輞直徑之比D/Dr的范圍：
乘用車 D/Dr=0.64~0.74 商用車 D/Dr=0.70~0.83
這里取D/Dr=0.77
由選取的輪胎型號7.00—16 8PR,得
Dr=16×25.4=406.4mm
D=0.77×406.4=313mm
由QC/T309—1999
表2.4《制動(dòng)鼓工作直徑及制動(dòng)蹄片寬度尺寸系列的規(guī)定》
Table 2.4 the brake drum diameter and the regulation of brake shoe width dimension series
輪輞直徑/in
12
13
14
15
16
20，22.5
制動(dòng)鼓最大內(nèi)徑/mm
轎車
180
200
240
260
—
—
貨車
220
240
260
300
320
420
取得制動(dòng)鼓內(nèi)徑D=320mm
輪輞直徑Dr=406.4mm,制動(dòng)鼓的直徑D與輪輞直徑Dr之比的范圍：D/Dr=0.70~0.83,上述，初選數(shù)值為0.77，屬于0.70~0.83范圍之內(nèi)，所以符合設(shè)計(jì)要求。
圖2.5 鼓式制動(dòng)器的主要幾何參數(shù)
Figure 2.5 main geometric parameters of drum brake
2.3.2摩擦襯片寬度b和包角β
摩擦襯片寬度尺寸的選取對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=Rβb。制動(dòng)器各蹄襯片總的摩擦面積越大，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。
根據(jù)統(tǒng)計(jì)資料分析，單個(gè)車輪鼓式制動(dòng)器的襯片面積隨汽車總質(zhì)量增大而增大。
（1）β的選取
試驗(yàn)表明，摩擦襯片包角為：90o～100o時(shí)，磨損最小，制動(dòng)鼓溫度最低，且制動(dòng)效能最高。β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，包一般不宜大角于120o。所以初選包角β=100°。
（2）b的選取
摩擦襯片寬度b取得較大可以降低單位壓力、減少磨損，但過大則不易保證與制動(dòng)鼓全面接觸。通常根據(jù)在緊急制動(dòng)時(shí)使其單位壓力不超過2.5MPa。
根據(jù)統(tǒng)計(jì)資料可知[8]，單個(gè)鼓式車輪制動(dòng)器總的襯片摩擦面積隨汽車總質(zhì)量的增大而增大，并且制動(dòng)器各蹄片摩擦襯片總摩擦面積愈大，則制動(dòng)時(shí)產(chǎn)生的單位面積正壓力愈小，從而磨損亦愈小。
而單個(gè)摩擦襯片的摩擦面積Ap又決定于制動(dòng)鼓半徑R、襯片寬度b及包角，即 Ap=Rb
式中： R制動(dòng)鼓半徑；
是摩擦襯片包角，以弧度(rad)為單位；
b是襯片寬度。
R=D/2=320/2=160mm
因?yàn)槠嚳傊亓?.485噸，選取Ap=500cm
因?yàn)橐粋€(gè)制動(dòng)器有兩個(gè)摩擦襯片，所以Ap=250cm
故摩擦襯片的摩擦面積25000=160×b×100°/180°×3.14mm2
b=89.52mm=90mm
根據(jù)QC/T309-1999,取b=100mm
⑶摩擦襯片起始角
一般將襯片布置在制動(dòng)蹄的中央，即令=90o-/2=90°-100°/2=40°有時(shí)候?yàn)榱诉m應(yīng)單位壓力的分布情況，將襯片相對于最大壓力點(diǎn)對稱分布，以改善磨損均勻性和制動(dòng)效能。
⑷制動(dòng)器中心到張開力P作用線的距離a
在保證輪缸能夠布置于制動(dòng)鼓內(nèi)的條件下，應(yīng)使距離a(圖 2.65)盡可能大，以提高制動(dòng)效能。初取a=0.8R左右，則取a=0.8*160=128mm
⑸制動(dòng)蹄支承點(diǎn)位置坐標(biāo)k和c
應(yīng)在保證兩蹄支承端毛面不致互相干涉的條件下，使c盡可能大而k盡可能小初取k=0.2R=0.2*160=32mm。
2.3.3摩擦襯片摩擦系數(shù)f
選擇摩擦片時(shí)不僅希望其摩擦系數(shù)高，更要求其熱穩(wěn)定性要好，受溫度和壓力的影響要小。但不能單純地追求摩擦材料的高摩擦系數(shù)，對領(lǐng)從蹄式制動(dòng)器而言，提高對摩擦系數(shù)的穩(wěn)定性和降低制動(dòng)器對摩擦系數(shù)偏離正常值的敏感性是非常重要的。另外，在選擇摩擦材料時(shí)應(yīng)盡量采用減少污染和對人體無害的材料。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)=0.35～0.4已無大問題。因此，在假設(shè)的理想條件下進(jìn)行制動(dòng)器設(shè)計(jì)時(shí)，取=0.38可使計(jì)算結(jié)果接近實(shí)際。
3 制動(dòng)器的設(shè)計(jì)計(jì)算
行車制動(dòng)系的設(shè)計(jì)計(jì)算簡要過程如下，根據(jù)整車參數(shù)和附著系數(shù)計(jì)算出理想制動(dòng)力矩，根據(jù)初定的制動(dòng)器及驅(qū)動(dòng)機(jī)構(gòu)的尺寸計(jì)算實(shí)際制動(dòng)力矩，制動(dòng)器及驅(qū)動(dòng)機(jī)構(gòu)的尺寸要使實(shí)際制動(dòng)力矩滿足理想制動(dòng)力矩的要求。
3.1浮式領(lǐng)—從蹄制動(dòng)器(平行支座面) 制動(dòng)器因數(shù)計(jì)算
對于浮式蹄，其蹄片端部支座面法線可與張開力作用線平行(稱為平行支座)或不平行(稱為斜支座)。參見圖3.1。平行支座可視作斜支座的特例，即圖3.1中，對于最一般的情況：
圖3.1 浮式蹄
(a) 平行支座 (b) 斜支座
Figure 3.1 floating stumbles
Parallel support (a) (b) support
單個(gè)斜支座浮式領(lǐng)蹄制動(dòng)蹄因數(shù)BFT3
= (3.1)
單個(gè)斜支座浮式從蹄制動(dòng)蹄因數(shù)BFT4
= (3.2)
上兩式中：
(3.3)
(3.4)
(3.5)
(3.6)
(3.7)
為蹄片端部與支座面間摩擦系數(shù)，如為鋼對鋼則=0.2～0.3。角正負(fù)號取值按下列規(guī)則確定：當(dāng)，為正；，為負(fù)。這樣浮式領(lǐng)從制動(dòng)器因數(shù)為
(3.8)
對于平行支座式的支撐形式，以上各式中，，
取=0.3，f=0.4，
故可得：
=[121/155+126/155+0.3×（37/155）]
=1.67
=0.3×（121/155）× cos0°
=0.23
=0.89×[126/155＋0.3×（37/155）]
=0.787
+
=cos0°＋0.3×sin0°
=1
=0.787—(0.3×cos0°－sin0°)
=0.487
=0.3
得： =
=0.67/0.48
=1.40
=
=0.60/1.24
=0.49
得：
=1.40+0.49
=1.89
3.2制動(dòng)驅(qū)動(dòng)機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì)計(jì)算
3.2.1所需制動(dòng)力計(jì)算
根據(jù)汽車制動(dòng)時(shí)的整車受力分析，由之前的分析得：
地面對前、后軸車輪的法向反力Z1，Z2為：
汽車總的地面制動(dòng)力為：
車輪輪附著力為：
故所需的制動(dòng)力F需= (3.9)
=4485×10×（2352－0.77×800）×0.8/3360
=18538N
3.2.2 確定制動(dòng)輪缸直徑
制動(dòng)輪缸對制動(dòng)蹄或制動(dòng)塊的作用力P與輪缸直徑及制動(dòng)輪缸中的液壓力P有如下關(guān)系：
(3.10)
式中
——考慮制動(dòng)力調(diào)節(jié)裝置作用下的輪缸或管路液壓= 8～12MPa，取= 9MPa。
由 ， (3.11)
及張開力的計(jì)算公式：與制動(dòng)器因數(shù)定義
式 可表示為：，
得
=37.3 (3.12)
輪缸直徑應(yīng)在GB7524—87標(biāo)準(zhǔn)規(guī)定的尺寸系列中選取，缸直徑的尺寸系列為：14.5，16，17.5，19，22，24，25,28，30，32，35，38，40，45，50，55mm。
取得 =38mm
3.2.3 制動(dòng)器所能產(chǎn)生的制動(dòng)力計(jì)算
由制動(dòng)器因數(shù)BF的表達(dá)式（即，）， (3.13)
它表示制動(dòng)器的效能，因此又稱為制動(dòng)器效能因數(shù)[9]。其實(shí)質(zhì)是制動(dòng)器在單位輸入壓力或力的作用下所能輸出的力或力矩，用于評比不同結(jié)構(gòu)型式的制動(dòng)器的效能。制動(dòng)器因數(shù)可定義為在制動(dòng)鼓或制動(dòng)盤的作用半徑上所產(chǎn)生的摩擦力與輸入力之比，即
(3.14)
式中 ——制動(dòng)器的摩擦力矩；
R——制動(dòng)鼓或制動(dòng)盤的作用半徑；
P——輸入力，一般取加于兩制動(dòng)蹄的張開力(或加于兩制動(dòng)塊的壓緊力)的平均值為輸入力。
由張開力計(jì)算公式， (3.15)
式中—制動(dòng)輪缸直徑
P—制動(dòng)輪缸中的液壓壓力，
可得： 張開力P=（3.14/4）×382×9N
=10201.86N
由制動(dòng)器效能因數(shù)的定義，可得制動(dòng)器所能產(chǎn)生的制動(dòng)力
F能=BF×P×R/re
=1.89×10201.86×160/320
=9640.75N
后軸能產(chǎn)生的制動(dòng)力F=2 F能=2×9640.75N
=19281.5N
F=2F能=19281.5NF需=18538N
故所設(shè)計(jì)制動(dòng)器結(jié)構(gòu)參數(shù)合理。
3.3 摩擦襯片的磨損特性計(jì)算
摩擦襯片的磨損，與摩擦副的材質(zhì)、表面加工情況、溫度、壓力以及相對滑磨速度等多種因素有關(guān)，因此在理論上要精確計(jì)算磨損性能是困難的。但試驗(yàn)表明，摩擦表面的溫度、壓力、摩擦系數(shù)和表面狀態(tài)等是影響磨損的重要因素。
汽車的制動(dòng)過程是將其機(jī)械能(動(dòng)能、勢能)的一部分轉(zhuǎn)變?yōu)闊崃慷纳⒌倪^程。在制動(dòng)強(qiáng)度很大的緊急制動(dòng)過程中，制動(dòng)器幾乎承擔(dān)了耗散汽車全部動(dòng)力的任務(wù)。此時(shí)由于在短時(shí)間內(nèi)熱量來不及逸散到大氣中，致使制動(dòng)器溫度升高。此即所謂制動(dòng)器的能量負(fù)荷。能量負(fù)荷愈大，則襯片的磨損愈嚴(yán)重。
制動(dòng)器的能量負(fù)荷常以其比能量耗散率作為評價(jià)指標(biāo)[10]。比能量耗散率又稱為單位功負(fù)荷或能量負(fù)荷，它表示單位摩擦面積在單位時(shí)間內(nèi)耗散的能量，其單位為。
雙軸汽車的單個(gè)前輪制動(dòng)器和單個(gè)后輪制動(dòng)器的比能量耗散率分別為
式(3.16)
式(3.17)
式(3.18)
式中 δ ——汽車回轉(zhuǎn)質(zhì)量換算系數(shù)；
——汽車總質(zhì)量；
— — 汽 車 制 動(dòng) 初 速 度 與 終 速 度 ，； 計(jì) 算 時(shí) 取= 50 km/h(13.89m/s)；
j——制動(dòng)減速度，，計(jì)算時(shí)取j=0.6g；
t——制動(dòng)時(shí)間，s；
——前、后制動(dòng)器襯片的摩擦面積；
β ——制動(dòng)力分配系數(shù)。
單個(gè)前輪制動(dòng)器和單個(gè)后輪制動(dòng)器的比能量耗散率分別為
=0.58×0.74
=0.43W/mm2
=1.07×(1-0.74)
=0.28 W/mm2
對于鼓式制動(dòng)器，比能量耗散率過高，不僅會(huì)加速制動(dòng)襯片(襯塊)的磨損，而且可能引起制動(dòng)鼓或盤的龜裂，其比能量耗損率不大于1.8W／mm2，轎車盤式制動(dòng)器的比能量耗散率不大于6.0W／mm2。
由以上計(jì)算可知滿足要求
3.4行車制動(dòng)效能計(jì)算
行車制動(dòng)效能是由在一定的制動(dòng)初速度下及最大踏板力下的制動(dòng)減速度和制動(dòng)距離來評價(jià)的。
汽車的最大減速度由下式確定：
式(3.19)
由此得出
式(3.20)
式中： ——汽車所受重力，N
——附著系數(shù)
g——重力加速度，=10
v——制動(dòng)初速度，m/s.
故最大減速度=0.8 g
制動(dòng)距離S= 式(3.21)
式中：——機(jī)構(gòu)制動(dòng)滯后時(shí)間，取0.2s
——制動(dòng)器制動(dòng)力增長過程所需時(shí)間，取0.4s
+——制動(dòng)作用時(shí)間，一般在0.2s～0.9s之間
V——制動(dòng)初速度， 取為50km/h
故制動(dòng)距離S=(0.2＋0.4)·50＋=20.7m
我國一般要求制動(dòng)減速度j不小于0.6g(6 m／s2)，對于小型客車（9座以下）和輕型貨車（總重3.5t以下）制動(dòng)初速度50～80km/h、踏板力不大于500N;由以上計(jì)算及表 可得制動(dòng)距離S=20.7m< =21.67m.
故該制動(dòng)系的行車制動(dòng)效能滿足要求。
3.5駐車制動(dòng)的計(jì)算
汽車在上坡路上停住時(shí)的受力簡圖如圖 3.1 所示，取路面遇到的最大附著系數(shù)=0.8由該圖可得出汽車上坡停駐時(shí)的后軸車輪的附著力計(jì)算如下：
圖 3.1汽車在上坡路上停駐時(shí)的受力簡圖
Figure 3.1 when the car is parked on the ascent of the force diagram
車輪的附著力為：
式(3.22)
同樣可求出汽車下坡停駐時(shí)的后軸車輪的附著力為：
式(3.23)
根據(jù)后軸車輪附著力與制動(dòng)力相等的條件可求得汽車在上坡路和下坡路上停駐時(shí)的坡度極限傾角，，即由
式(3.24)
求得汽車在上坡時(shí)可能停駐的極限上坡路傾角為
式(3.25)
汽車在下坡時(shí)可能停駐的極限下坡路傾角為
式(3.26)
故 滿載時(shí)：汽車在上坡時(shí)可能停駐的極限上坡路傾角為
=arctan·34.7
=34.7°
汽車在下坡時(shí)可能停駐的極限下坡路傾角為
=arctan0.47
=25.2°
空載時(shí)：汽車在上坡時(shí)可能停駐的極限上坡路傾角為
=arctan0.56
=29.4°
汽車在下坡時(shí)可能停駐的極限下坡路傾角為
=arctan0.33
=18.2°
一般要求各類汽車的最大停駐坡度不應(yīng)小于16%至20%；汽車列車的最大停駐坡度約為12％左右。
由以上計(jì)算可知滿足法規(guī)規(guī)定值。
4 制動(dòng)器優(yōu)化設(shè)計(jì)
4.1受載靜態(tài)工況
4.1.1啟動(dòng)Workbench
⑴在ANSYS Workbench 的主界面中單擊Units(單位)選項(xiàng)，然后選擇其中的Metric(kg,mm,s,℃,mA,N,)命令，設(shè)置模型的單位[7]。
⑵單擊主界面上Toolbox(工具箱)中的Component Systems項(xiàng)，然后選擇其中的Geometry(幾何體)選項(xiàng)，此時(shí)項(xiàng)目管理區(qū)便會(huì)出現(xiàn)分析項(xiàng)目A。
⑶單擊工具箱中的Analysis Systems項(xiàng)，在Static Structural選項(xiàng)上按住鼠標(biāo)左鍵并將其拖拽至項(xiàng)目管理區(qū)中，當(dāng)項(xiàng)目A中的Geometry呈現(xiàn)紅色時(shí)，放開鼠標(biāo)，此時(shí)便會(huì)創(chuàng)建一個(gè)項(xiàng)目B,這時(shí)相關(guān)聯(lián)的數(shù)據(jù)便可共享，如圖4.1。
圖4.1 關(guān)聯(lián)數(shù)據(jù)共享視圖
Fig.4.1 Relational data sharing
4.1.2網(wǎng)格的劃分
⑴首先，打開Mechanical界面，選中分析樹中的Mesh,然后單擊Mesh工具欄中的Mesh Control(網(wǎng)格控制)項(xiàng)，再單擊Sizing（尺寸）命令，并添加劃分網(wǎng)格的尺寸控制。
⑵選中圖形窗口中的所有面，然后在參數(shù)設(shè)置列表中單擊Geometry后的Apply按鈕，完成對面的選擇，本文設(shè)置Element Size為5mm，如圖4.2。
圖4.2 尺寸設(shè)置
Fig.4.2 Size setting
⑶在分析樹中的Mesh選項(xiàng)上單擊鼠標(biāo)右鍵，然后單擊Generate Mesh命令，此時(shí)等待一段時(shí)間后，便會(huì)出現(xiàn)最終的網(wǎng)格效果圖，如圖4.3。
圖4.3 網(wǎng)格效果圖
Fig.4.3 Mesh renderings
4.1.3施加約束和載荷
⑴單擊Mechanical界面左側(cè)Outline（分析樹）中的Static Structural(B5)選項(xiàng)，然后單擊Environment工具欄中的Support(約束)項(xiàng)，在彈出的快捷菜單中單擊Fixed Support(固定約束)命令[7-10]。
⑵選中制動(dòng)器支承銷受力一端施加固定約束。
⑶單擊Environment工具欄中的Loads(載荷)項(xiàng)，然后單擊Pressure（壓力）命令，選中所要施加載荷的面，最后單擊Apply按鈕，完成對面的選擇。設(shè)置壓強(qiáng)大小為10201.86N,方向?yàn)閆軸負(fù)方向。
4.1.4結(jié)果處理
⑴單擊Mechanical界面左側(cè)Outline（分析樹）中的Solution(B6)選項(xiàng)。
⑵單擊Solution工具欄中的Stress(應(yīng)力)項(xiàng)，然后在彈出的快捷菜單中單擊Equivalent (von-Mises)命令。
⑶單擊Solution工具欄中的Deformation(變形)項(xiàng)，然后單擊Total命令。
4.1.5求解結(jié)果
⑴選中Outline（分析樹）中的Solution(B6)項(xiàng)，然后單擊鼠標(biāo)右鍵，在彈出的快捷菜單中單擊Equivalent All Results命令。
⑵單擊Outline（分析樹）中Solution(B6)項(xiàng)下的Equivalent Stress項(xiàng)，此時(shí)出現(xiàn)的便是應(yīng)力分析云圖，如圖4.4。
圖4.4加載荷時(shí)力分析云圖
Fig.4.4 Stress analysis when full load
由圖可知，最大應(yīng)力為79.826MPa,所以設(shè)計(jì)合格。
⑶單擊Outline（分析樹）中Solution(B6)項(xiàng)下的Equivalent Elastic Strain項(xiàng)，此時(shí)出現(xiàn)的便是應(yīng)變分析云圖，
⑷單擊Outline（分析樹）中Solution(B6)項(xiàng)下的Total Deformation項(xiàng)，此時(shí)出現(xiàn)的便是總變形分析云圖，如圖4.5。
圖4.5 受載時(shí)總變形分析云圖
Fig.4.5 Total deformation analysis when full load
由圖可知，最大形變量為0.010805mm
結(jié) 論
通過對給定汽車制動(dòng)系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)分析與設(shè)計(jì)計(jì)算，提升了我對汽車的制動(dòng)系統(tǒng)的認(rèn)識。制動(dòng)系統(tǒng)是汽車中一個(gè)重要的總成，它既可以使行駛中的汽車減速，又能保證停車后的汽車能駐留原地不動(dòng)。制動(dòng)性能良好、制動(dòng)系統(tǒng)工作可靠的汽車能充分發(fā)揮出其高速行駛的動(dòng)力性并保證行駛的安全性。這顯示出了制動(dòng)系統(tǒng)是汽車非常重要的組成部分，從而對于汽車制動(dòng)系統(tǒng)的設(shè)計(jì)也顯得非常的重要。
本文設(shè)計(jì)的制動(dòng)器已在重慶長安汽車公司大量裝車使用。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，并比較不同類型制動(dòng)器的優(yōu)缺點(diǎn)，確定制動(dòng)器的結(jié)構(gòu)形式；然后通過對制動(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；在實(shí)際上，通過對本制動(dòng)器的一系列裝車試驗(yàn)，也證明其性能完全符合廠家要求。
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。
在現(xiàn)代汽車中，盤式制動(dòng)器的使用越來越廣泛，因?yàn)槠渚哂兄苿?dòng)效能及熱穩(wěn)定性好，對摩擦材料的熱衰退較不敏感，摩擦副的壓力分布較均勻等一系列有點(diǎn)。但是對于傳統(tǒng)的蹄－鼓式制動(dòng)器，可利用制動(dòng)蹄的增勢效應(yīng)而達(dá)到很高的制動(dòng)效能因數(shù)（一般約為2～7），并具有多種不同性能的可選結(jié)構(gòu)型式，對各種汽車的制動(dòng)性能要求的適應(yīng)面廣，至今仍然在除部分轎車以外的各種車輛的制動(dòng)器中占主導(dǎo)地位。并且有著極為豐富的理論研究資料和實(shí)際使用經(jīng)驗(yàn)，在以后的設(shè)計(jì)和應(yīng)用中，通過大量的努力，從制動(dòng)器的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)，以及制動(dòng)器摩擦材料等方面加以研究，一定可以設(shè)計(jì)出既可充分發(fā)揮蹄－鼓式制動(dòng)器制動(dòng)效能因數(shù)高的優(yōu)點(diǎn)，同時(shí)又具有摩擦副壓力分布均勻、制動(dòng)效能穩(wěn)定以及制動(dòng)器間隙自動(dòng)調(diào)節(jié)機(jī)構(gòu)較理想等優(yōu)點(diǎn)的新型制動(dòng)器。
致 謝
通過這次設(shè)計(jì)，使我對大學(xué)四年來所學(xué)習(xí)的知識有了一個(gè)總結(jié)性的檢閱和考核。使我初步掌握了汽車制動(dòng)器的設(shè)計(jì)方法，以及有關(guān)的理論知識和專業(yè)知識，且較能熟練地掌握有關(guān)手冊和技術(shù)資料的運(yùn)用方法，是我們是否能夠合格畢業(yè)，是否有能力走向社會(huì)，面對自己的工作崗位的一向必不可少的基本能力的訓(xùn)練。畢業(yè)設(shè)計(jì)期間，向老師請教過許多問題，有時(shí)老師還在百忙中主動(dòng)幫助我。在老師的幫助過程中，師生之間有了更多接觸的時(shí)間和機(jī)會(huì)，加強(qiáng)了師生間的溝通和了解，進(jìn)一步增進(jìn)了師生之情。作為一個(gè)本科生的畢業(yè)設(shè)計(jì)，由于經(jīng)驗(yàn)的匱乏，難免有許多考慮不周全的地方，如果沒有導(dǎo)師的督促指導(dǎo)，以及一起工作的同學(xué)們的支持，想要完成這個(gè)設(shè)計(jì)是難以想象的。這次畢業(yè)設(shè)計(jì)讓我各方面的能力都得到了很大的提高，讓我具備了成為一名工程技術(shù)人員的基本素質(zhì)，同時(shí)也發(fā)現(xiàn)和認(rèn)識到自己還存在的許多的不足，為日后的工作和學(xué)習(xí)奠定了堅(jiān)實(shí)的基礎(chǔ)。
在這里首先要感謝我的導(dǎo)師。她平日里工作繁多，但在我做畢業(yè)設(shè)計(jì)的每個(gè)階段，從外出實(shí)習(xí)到查閱資料，設(shè)計(jì)草案的確定和修改，中期檢查，后期詳細(xì)設(shè)計(jì)，裝配草圖等整個(gè)過程中都給予了我悉心的指導(dǎo)。我的設(shè)計(jì)較為復(fù)雜煩瑣，但是老師仍然細(xì)心地糾正圖紙中的錯(cuò)誤。除了敬佩老師的專業(yè)水平外，她的治學(xué)嚴(yán)謹(jǐn)和科學(xué)研究的精神也是我永遠(yuǎn)學(xué)習(xí)的榜樣，并將積極影響我今后的學(xué)習(xí)和工作。
其次要感謝和我一起做畢業(yè)設(shè)計(jì)的同學(xué)，和我一樣他們在畢業(yè)設(shè)計(jì)中遇到了許多困難，但通過我們之間的相互學(xué)習(xí)和相互幫助最終克服了許多困難，順利的完成此次畢業(yè)設(shè)計(jì)。如果沒有它們的幫助啟發(fā)，此次設(shè)計(jì)的完成將變得非常困
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