1、小。本次制动蹄采用的材料为。.制动底板制动底板是除制动鼓外制动器各零件的安装基体，应保证各安装零件相互间的正确位置。制功底板承受着制动器工作时的制动反力矩，因此它应有足够的刚度。为此，由钢板冲压成形的制动底板均只有凹凸起伏的形状。重型汽车则采用可联铸铁的制动底板。刚度不足会使制动力矩减小，踏板行程加大，衬片磨损也不均匀。本次设计采用可联铸铁。.制动蹄的支承二自由度制动筛的支承，结构简单，并能使制动蹄相对制动鼓自行定位。为了使具有支承销的个自由度的制动蹄的工作表面与制动鼓的工作表面同轴心，应使支承位置可调。例如采用偏心支承销或偏心轮。支承销由号钢制造并高频淬火。其支座为可锻铸铁或球墨铸铁件。青铜偏心轮可保持制动蹄腹板上的支承孔的完好性并防止这些零件的腐蚀磨损。长支承。

2、根据和其中因此由于领蹄与从蹄对称布置，所以，得出对具有两蹄的制动器来说，其制动鼓上的制动力矩等于两蹄摩擦力矩之和即.对凸轮张开机构，其张开力可有前述作用在蹄上的力矩平衡条件得到的方程式求出。，.知道了制动力矩与张开力的关系，计算鼓上的制动力矩，在汽车设计时应满足最大制动力为附着力根据公式.式中地面附着系数.干水泥混凝土路面汽车重力.根据前后车轮制动器制动力分配系数联立得单个后轮制动器制动力。单个后轮制动力矩为.式中为车轮滚动半径。由于选用的轮胎型号是，子午线普通花纹轮胎。此轮胎断面宽，充气后，滚动半径，即轮胎在额定载荷时滚动半径。根据公式.单个后轮制动力矩计算张开力得计算鼓式制动器，必须检查蹄有无自锁现象的可能。由式.得出自锁条件.如果式就不会自锁因为,所以满足条。

3、有高的摩擦系数并使工作表面磨损均匀。制动鼓相对于轮毂的对中是圆柱表面的配合来定位，并在两者装配紧固后精加工制动鼓内工作表面，以保证两者的轴线重合。两者装配后还需进行动平衡。其许用不平衡度对轿车为••对货车和客车为••。制动鼓壁厚的选取主要是从其刚度和强度方面考虑。壁厚取大些也有利于增大其热容量，但试验表明，壁厚由增至时，摩擦表面的平均最高温度变化并不大。般铸造制动鼓的壁厚轿车为中重型载货汽车为。制动鼓在闭口侧外缘可开小孔，用于检查制动器间隙。本次设计采用的材料是灰铸铁。.制动蹄制动蹄腹板和翼缘的厚度，轿车的约为货车和客车的约为。摩擦衬片的厚度，轿车多为.货车和客车多为以上。衬片可铆接或粘贴在制动蹄上，粘贴的允许其磨损厚度较大，使用寿命增长，但不易更换衬片铆接的噪声。

4、.从到区段积分上式得到.法向压力均匀分布时，有.由可求出不均匀系数.由给出的是由压力计算制动力矩的方法，在实际计算中也可以采用由张开力计算制动力矩的方法，且更为方便图计算制动力矩简图图计算张开力简图增式蹄产生的制动力矩可表达如下.式中摩擦系数单元法向的合力摩擦力的的作用半径若已知制动蹄的几何参数及法向压力的大小便可计算出蹄的制动力矩。如图所示为了计算与张开力的关系式，写出制动蹄上力的平衡方程式式中支承反力在轴上的投影轴与的作用线之间的夹角。.联立式得到.将式.带入式.中得到领蹄的制动力矩为.对于从蹄可得类此的表达式.为了确定及必须求出法向力及其分量。如果将看作是它投影在轴和轴上的分量和的合力，根据公式.有.式中.所以.式中摩擦衬片起始角，题目取则,。根据得则有那么。

5、求出汽车下坡停驻时的后轴车轮的附着力为图汽车在坡路上停驻受力简图根据后轴车轮附着力与后轮驻车制动的制动力相等的条件可求得汽车在上坡和下坡路上停驻时的坡度极限倾角。.求得汽车在上坡时可能停驻的极限上坡倾角为.汽车在下坡可能停驻的极限下坡路倾角为.故满载时空载时般要求各类汽车的最大驻车坡度不应小于汽车列车的最大停驻坡度约为左右。由以上计算可知满足法规规定。汽车满载在上坡时后轴的驻车制动力矩接近于有所定的极限值.本章小结本章是对制动器内部各主要参数的计算，主要为制动力矩和制动张开力制动效能因数和制动蹄因数计算以及驻车制动的主要参数计算。第章制动器主要零部件结构设计.制动鼓制动鼓应具有非常好的刚性和大的热容量，制动时温升不应超过极限值。制动鼓材料应与摩擦衬片相匹配，以保证。

6、销的支承能可靠地保持制动蹄的正确安装位置，避免侧向偏摆。有时在制动底板上附加压紧装置，使制动蹄中部靠向制动底板，而在轮缸活塞顶块上或在张开机构调整推杆端部开槽供制动蹄腹板张开端插入，以保持制动蹄的正确位置。.凸轮式张开机构凸轮式张开机构的凸轮及其轴是由号钢模锻成体的毛坯制造，在机加工后经高频淬火处理。凸轮及其轴由可锻铸铁或球墨铸铁的支架支撑，而支架则用螺栓或铆钉固定在制动底板上。为了提高机构的传动效率，制动时凸轮是经过滚轮推动制动蹄张开。滚轮号钢制造并高频淬火。.制动器的工作间隙制动鼓与摩擦衬片之间或制动盘与摩擦衬块之间在未制动状态下应有工作间隙，以保证制动鼓或制动盘能自由转动。般来说，鼓式制动器的设定间隙为,本课题选用.。此间隙的存在会导致踏板或手柄的行程损失，。

7、不自锁。由.和.式可计算出领蹄表面最大压力为制动器因数与制动蹄因数的分析计算后轮鼓式制动器效能因数领蹄制动蹄因数鼓式制动器的简化图，如图图鼓式制动器简化受力图根据公式可知从蹄的制动因数根据公式得出注所以，.图制动蹄因数及其导数与摩擦系数的关系.领蹄.从蹄摩擦衬片的磨损特性计算摩擦衬片的磨损与摩擦副的材质，表面加工情况温度压力以及相对滑磨速度等多种因素有关，因此在理论上要精确计算磨损性能是困难的。但试验表明，摩擦表面的温度压力摩擦系数和表面状态等是影响磨损的重要因素。汽车的制动过程，是将其机械能动能势能的部分转变为热量而耗散的过程。在制动强度很大的紧急制动过程中，制动器几乎承担了耗散汽车全部动力的任务。此时由于在短时间内制动摩擦产生的热量来不及逸散到大气中，致使制动。

8、定本设计采用了后轮领从蹄制动器，运用专业知识和资料对客车制动系统的结构形式进行分析，总结出设计方案并进行制动器各部件参数的选择和计算。在此过程中完成了以下工作。了解了制动器的概念，特点，结构和功用。通过比较盘式制动器和鼓式制动器的优缺点完成方案选择和做出适当的改进。通过所给定的技术参数完成对制动系统同步附着系数制动力矩分配系数参数以及鼓式制动器结构参数等主要参数的确定。通过制动系统的总体参数对制动器进行设计与计算，通过计算所得结果对制动器中主要零部件就算选取，以及完成强度校核。至此，对后轮鼓式制动器基本完成。设计中因受到本身经验和水平的不足，使得些部件的设计方法和思路不够完善。同时因为只是理论上的满足设计要求，能否符合实际生产中的要求还需要对进行实际应用检测。最后。

9、温度升高。此即所谓制动器的能量负荷。能量负荷愈大，则摩擦衬片衬块的磨损亦愈严重。双轴汽车的单个前轮制动器和单个后轮制动器的比能量耗散率分别为式中汽车回转质量换算系数，紧急制动时，汽车总质量，汽车制动初速度与终速度，计算时客车取制动时间，单位按下式计算单位制动减速度.后制动器衬片的摩擦面积质量在.的客车摩擦衬片面积在，故取制动力分配系数。客车鼓式制动器的比能量消耗率应不大于.，故符合要求。磨损特性也可以用衬片在制动过程中由最高制动初速度至停车所完成的单位衬片面积的磨损功.式中汽车总质量汽车最高车速车轮制动器各制动衬片的总摩擦面积许用比摩擦功，对于客车和货车取满足要求。.驻车制动计算汽车在上坡路上停驻的受力如图所示，由该图可得出汽车上坡停驻时的后轴车轮的附着力为同样可。

10、许用剪切应力。本设计数据为铆钉数为个，直径为，材料选用钢，需用剪切满足设计要求。.制动蹄支承销剪切应力计算在算得制动蹄上的法向力制动力矩，及张开力，后，可求得支撑销承受的支撑力，及支撑销的剪切应力，如下.式中支撑销的截面积。支撑销的直径为，材料选用号钢，许用剪切应力。其中.般来说，的值总要大于，故仅计算领蹄的支撑销的剪切应力即可其中故强度符合要求.回位弹簧强度校核根据国标可知弹簧初拉力.有效圈数.图弹簧初应力图根据图可知弹簧剪切应力符合要求。.本章小结本章主要讲述制动器设计的中凸轮轴，紧固摩擦片铆钉，制动支承销，回位弹簧的强度进行校核。通过计算结果可知以上零件达到要求，符合设计原则。结论本次毕业设计是以客车的后轮制动器为研究对象,根据设计要求，通过查阅相关资料，确。

11、在完成毕业设计的同时也感觉到自己的不足，希望在以后随着知识的积累对其进行改进，使其更完善。参考文献刘惟信.汽车设计.北京清华大学出版社,陈家瑞.汽车构造.北京人民交通出版社,刘惟信.汽车制动系统的结构分析与设计计算.北京清华大学出版社,林宁.汽车设计.北京机械工业出版社,李景俊.客车制动系统发展趋势.世界汽车，中国市场研究报告组.年汽车制动器总成行业市场报告.中国报告网，余志生.汽车理论.北京机械工业出版社,王望予.汽车设计.北京机械工业出版社,张元才.制动系统的发展现状及趋势.汽车研究与开发，马瀚明.客车盘式制动器普及势在必行.中国客车网，程桢.工程力学.北京中国计量出版社,汽车工程手册编辑委员会.汽车工程手册设计篇.北京人民交通出版社,汽车工程手册编辑委员会.。

12、而此间隙量应尽量小。考虑到在制动过程中摩擦副可能产生热变形和机械变形，因此，制动器在冷却状态下应设的间隙要通过实验来确定。.本章小结本章主要讲述制动器内部主要零件的选择标准及尺寸大小其中主要内容为制动鼓制动蹄制动底板制动蹄的支撑凸轮张开机构及制动器工作间隙的选择。第章制动器零部件的强度校核.凸轮轴强度校核当汽车制动时，凸轮轴承受转矩作用。其危险断面在花键轴处，现对花键轴的内径进行抗扭强度验算.式中制动凸轮轴所受的转矩抗扭截面系数，对于花键轴内径的圆截面，其中花键轴的花键内径许用扭转应力。凸轮轴采用号钢，许用扭转应力因此强度符合要求。.紧固摩擦片铆钉的剪切应力验算由公式可算出制动蹄的最大制动力矩。如果已知铆钉的数目，铆钉的直径及材料，即可验算其剪切应力.式中铆钉材料。

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