符合國家標準符合國家標準符合國家標準符合國家標準符合國家標準符合國家標準符合國家標準當時，可能得到的最大的制動力取決于后輪剛剛首先抱死的條件，即。

此時求得表.取不同值時對比的結果符合國家標準制動器最大的制動力矩為保證汽車有良好的制動效能和穩定性，應合理地確定前后輪制動器的制動力矩。

最大制動力是在汽車附著質量被完全利用的條件下獲得的，這時制動力與地面作用于車輪的法向力成正比。

所以，雙軸汽車前后車輪附著力同時被充分利用或前后輪同時抱死的制動力之比為.式中汽車質心離前后軸的距離同步附著系數汽車質心高度。

制動器所能產生的制動力矩，受車輪的計算力矩所制約，即.式中前軸制動器的制動力，后軸制動器的制動力，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的有效半徑。

對于選取較大值的各類汽車，應從保證汽車制動時的穩定性出發，來確定各軸的最大制動力矩。

當時，相應的極限制動強度，故所需的后軸和前軸制動力矩為式中該車所能遇到的最大附著系數制動強度車輪有效半徑。

??單個車輪制動器應有的最大制動力矩為的半，為.?和.?。

.制動器因數和制動蹄因數制動器因數又稱為制動器效能因數。

其實質是制動器在單位輸入壓力或力的作用下所能輸出的力或力矩，用于評比不同結構型式的制動器的效能。

制動器因數可定義為在制動鼓或制動盤的作用半徑上所產生的摩擦力與輸入力之比，即.式中制動器效能因數制動器的摩擦力矩制動鼓或制動盤的作用半徑輸入力，般取加于兩制動蹄的張開力或加于兩制動塊的壓緊力的平均值為輸入力。

對于鼓式制動器，設作用于兩蹄的張開力分別為，制動鼓內圓柱面半徑即制動鼓工作半徑為，兩蹄給予制動鼓的摩擦力矩分別為和，則兩蹄的效能因數即制動蹄因數分別為整個鼓式制動器的制動因數則為.當捷達，轎車，制動器，設計，畢業設計，全套，圖紙第章緒論.制動系統設計的意義汽車是現代交通工具中用得最多，最普遍，也是最方便的交通運輸工具。

汽車制動系是汽車底盤上的個重要系統，它是制約汽車運動的裝置。

而制動器又是制動系中直接作用制約汽車運動的個關鍵裝置，是汽車上最重要的安全件。

汽車的制動性能直接影響汽車的行駛安全性。

隨著公路業的迅速發展和車流密度的日益增大，人們對安全性可靠性要求越來越高，為保證人身和車輛的安全，必須為汽車配備十分可靠的制動系統。

通過查閱相關的資料，運用專業基礎理論和專業知識，確定汽車制動器的設計方案，進行部件的設計計算和結構設計。

使其達到以下要求具有足夠的制動效能以保證汽車的安全性同時在材料的選擇上盡量采用對人體無害的材料。

.制動系統研究現狀車輛在行駛過程中要頻繁進行制動操作，由于制動性能的好壞直接關系到交通和人身安全，因此制動性能是車輛非常重要的性能之，改善汽車的制動性能始終是汽車設計制造和使用部門的重要任務。

當車輛制動時，由于車輛受到與行駛方向相反的外力，所以才導致汽車的速度逐漸減小至零，對這過程中車輛受力情況的分析有助于制動系統的分析和設計，因此制動過程受力情況分析是車輛試驗和設計的基礎，由于這過程較為復雜，因此般在實際中只能建立簡化模型分析，通常人們主要從三個方面來對制動過程進行分析和評價制動效能即制動距離與制動減速度制動效能的恒定性即抗熱衰退性制動時汽車的方向穩定性目前，對于整車制動系統的研究主要通過路試或臺架進行，由于在汽車道路試驗中車輪扭矩不易測量，因此，多數有關傳動系!制動系的試驗均通過間接測量來進行汽車在道路上行駛，其車輪與地面的作用力是汽車運動變化的根據，在汽車道路試驗中，如果能夠方便地測量出車輪上扭矩的變化，則可為汽車整車制動系統性能研究提供更全面的試驗數據和性能評價。

.制動系統設計內容研究確定制動系統的構成汽車必需制動力及其前后分配的確定前提條件經確定，與前項的系統的研究確定的同時，研究汽車必需的制動力并把它們適當地分配到前后軸上，確定每個車輪制動器必需的制動力。

確定制動器制動力摩擦片壽命及構造參數制動器必需制動力求出后，考慮摩擦片壽命和由輪胎尺寸等所限制的空間，選定制動器的型式構造和參數，繪制布置圖，進行制動力制動力矩計算摩擦磨損計算。

制動器零件設計零件設計材料強度耐久性及裝配性等的研究確定，進行工作圖設計。

.制動系統設計要求制定出制動系統的結構方案，確定計算制動系統的主要設計參數制動器主要參數設計和液壓驅動系統的參數計算。

利用計算機輔助設計繪制裝配圖和零件圖。

第章制動器設計計算車輪制動器是行車制動系的重要部件。

按的規定，行車制動必須作用在車輛的所有的車輪上。

.捷達轎車的主要技術參數在制動器設計中需預先給定的整車參數如表.所示表.捷達轎車整車參數已知參數捷達轎車軸距金屬件的比熱容制動鼓盤的溫升次由到完全停車的強烈制溫升不應超過滿載汽車制動時由動能轉變的熱能，因制動過程迅速，可以認為制動產生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.式中滿載汽車總質量汽車制動時的初速度汽車制動器制動力分配系數。

盤式制動器鼓式制動器由以上計算校核可知符合熱容量和溫升的要求。

.駐車制動計算圖.為汽車在上坡路上停駐時的受力情況，由此可得出汽車上坡停駐時的后軸車輪的附著力為.同樣可求出汽車下坡停駐時的后軸車輪的附著力為.圖.汽車在坡路上停駐時的受力簡圖根據后軸車輪附著力與制動力相等的條件可求得汽車在上坡路和下坡路上停駐時的坡度極限傾角即由.求得汽車在上坡時可能停駐的極限上坡路傾角為.汽車在下坡時可能停駐的極限下坡路傾角為.般對輕型貨車要求不應小于，汽車列車的最大停駐坡度約為左右。

為了使汽車能在接近于由上式確定的坡度為的坡路上停駐，則應使后軸上的駐車制動力矩接近于由所確定的極限值因，并保證在下坡路上能停駐的坡度不小于法規規定值。

單個后輪駐車制動器的制動上限為?.制動器主要零件的結構設計制動鼓制動鼓應具有高的剛性和大的熱容量，制動時其溫升不應超過極限值。

制動鼓的材料與摩擦襯片的材料相匹配，應能保證具有高的摩擦系數并使工作表面磨損均勻。

中型重型貨車和中型大型客車多采用灰鑄鐵或合金鑄鐵制造的制動鼓圖.輕型貨車和些轎車則采用由鋼板沖壓成形的輻板與鑄鐵鼓筒部分鑄成體的組合式制動鼓圖.帶有灰鑄鐵內鼓筒的鑄鋁合金制動鼓圖.在轎車上得到了日益廣泛的應用，其耐磨性和散熱性都很好，而且減小了質量。

鑄造制動鼓，組合式制動鼓沖壓成形輻板鑄鐵鼓筒灰鑄鐵內鼓鑄鋁臺金制動鼓圖.制動鼓制動鼓相對于輪轂的對中如圖.所示，是以直徑為的圓柱表面的配合來定位，并在兩者裝配緊固后精加工制動鼓內工作表面，以保證兩者的軸線重合。

兩者裝配后需進行動平衡。

許用不平衡度對轎車為?對貨車為?。

制動鼓壁厚的選取主要是從剛度和強度方面考慮。

壁厚取大些也有助于增大熱容量，但試驗表明，壁厚從增至，摩擦表面平均最高溫度變化并不大。

般鑄造制動鼓的壁厚轎車為，中重型貨車為。

制動鼓在閉口側可開小孔，用于檢查制動器間隙。

捷達屬于乘用車，因此本設計制動鼓采用灰鑄鐵鑄造，制動鼓壁的厚度選取。

制動蹄轎車和輕型微型貨車的制動蹄廣泛采用形型鋼輾壓或鋼板沖壓焊接制成大噸位貨車的制動蹄則多用鑄鐵鑄鋼或鑄鋁合金制成。

后者對蹄式制動器是非常重要的各種制動器用摩擦材料的摩擦系數的穩定值約為，少數可達.。

般說來，摩擦系數越高的材料，其耐磨性能越差。

所以在制動器設計時，并非定要追求最高摩擦系數的材料。

當前國產的制動摩擦片材料在溫度低于時，保持摩擦系數已不成問題。

因此，在假設的理想條件下計算制動器的制動力矩，取.可使計算結果接近實際值。

另外，在選擇摩擦材料時，應盡量采用減少污染和對人體無害的材料。

盤式制動器的結構參數制動盤直徑制動盤直徑希望盡量大些，這時制動盤的有效半徑得以增大，就可以降低制動鉗的夾緊力，降低摩擦襯塊的單位壓力和工作溫度。

但制動盤的直徑受輪輞直徑的限制，通常，制動盤的直徑選擇輪輞直徑的，而總質量大于的汽車應取上限取制動盤直徑制動盤厚度制動盤厚度直接影響著制動盤質量和工作時的溫升。

為使質量不致太大，制動盤厚度應取得適當小些為了降低制動工作時的溫升，制動盤厚度又不宜過小。

實心盤的厚度選擇，選擇制動盤厚度為。

摩擦襯塊工作面積推薦根據制動器摩擦襯塊單位面積占有的汽車質量在范圍內選取。

根據推薦值取.，依汽車質量，得到單片摩擦襯塊的工作面積取值為。

摩擦襯塊內半徑與外半徑推薦摩擦襯塊的外半徑與內半徑的比值不大于.。

若此比值偏大，工作時摩擦襯塊外緣與內緣的圓周速度相差較大，則其磨損就會不均勻，接觸面積將減小，最終會導致制動力矩變化大。

取摩擦襯塊外半徑，內半徑則摩擦襯塊半徑選取符合要求。

.制動器的設計計算制動蹄摩擦面的壓力分布規律從前面的分析可知，制動器摩擦材料的摩擦系數及所產生的摩擦力對制動器因數有很大影響。

掌握制動蹄摩擦面上的壓力分布規律，有助于正確分析制動器因數。

在理論上對制動蹄摩擦面的壓力分布規律作研究時，通常作如下些假定制動鼓蹄為絕對剛性在外力作用下，變形僅發生在摩擦襯片上壓力與變形符合虎克定律由于本次設計采用的是領從蹄式的制動鼓，現就領從蹄式的制動鼓制動蹄摩擦面的壓力分布規律進行分析。

如圖.所示，制動蹄在張開力作用下繞支承銷點轉動張開，設其轉角為，則蹄片上任意點的位移為?.式中制動蹄的作用半徑。

由于制動鼓剛性對制動蹄運動的限制，則其徑向位移分量將受壓縮，徑向壓縮為圖.制動摩擦片徑向變形分析簡圖從圖.中的幾何關系可看到因時，則.蹄與鼓間作用力的分布，其合力的大小方向及作用點，需要較精確地分析計算才能確定。

今假設在張力的作用下制動蹄摩擦襯片與鼓之間作用力的合力如圖.所示作用于襯片的點上。

這法向力引起作用于制動蹄襯片上的摩擦力為為摩擦系數。

及為結構尺寸，如圖.所示。

圖.鼓式制動器的簡化受力圖對領蹄取繞支點的力矩平衡方程，即.由上式得領蹄的制動蹄因數為.當制動鼓逆轉時，上述制動蹄便又成為從蹄，這時摩擦力的方向與圖.所示相反，用上述分析方法，同樣可得到從蹄繞支點的力矩平衡方程，即由式可知當趨近于占時，對于有限張開力，制動鼓摩擦力趨于無窮大。

這時制動器將自鎖。

自鎖效應只是制動蹄襯片摩擦系數和制動器幾何尺寸的函數。

通過上述對領從蹄式制動器制動蹄因數的分析與計算可以看出，領蹄由于摩擦力對蹄支點形成的力矩與張開力對蹄支點的力矩同向而使其制動蹄因數值大，而從蹄則由于這兩種力矩反向而使其制動蹄因數值小。

兩者在范圍內，當張開力時，相差達倍之多。

圖.給出了領蹄與從蹄的制動蹄因數及其導數對摩擦系數的關系曲線。

由該圖可見，當增大到定值時，領蹄的和均趨于無限大。

它意味著此時只要施加極小張開力，制動力矩將迅速增至極大的數值，此后即使放開制動踏板，領蹄也不能回位而是直保持制動狀態，發生“自鎖”現象。

這時只能通過倒轉制動鼓消除制動。

領蹄的和隨的增大而急劇增大

（圖紙） 鼓式制動器.dwg

（其他） 論文正文.doc

（其他） 目錄.doc

（圖紙） 盤式制動器.dwg

（圖紙） 制動鼓.dwg