车辆构造课程设计--鼓式制动器说明书.doc

学号

成绩

课程设计说明书

课程名称 《车辆构造课程设计》
设计名称 鼓式制动器
设计时间
系 别 机械与汽车工程系
专 业 车辆工程
班 级
姓 名
指导教师

2016 年 12 月 20日

目录
一、课程设计任务书 1
二、制动方案的拟定 2
三、鼓式制动器类型介绍 4
四、制动器主要参数的选择和计算 7
五、校核验算 12
六、主要零部件的结构设计 14
七、驱动桥 18
八、 总体布局 20
1）、装配图 20
2） 、轮缸零件图 21
3） 、轮毂零件图 22
九、设计总结 22
十、参考资料 23

一、课程设计任务书
（1）课程设计目的
通过本次课程设计，加深对汽车制动系统的了解，并能熟练运用构造课的理论知识来解决实际问题。
（2）课程设计任务内容
已知条件：
1.假设地面的附着系数足够大。
2.蹄、盘正压力的分布状态可由学生自行假设。
3.工作环境：设定为高温状态。
4.制动摩擦系数取值范围：0.25≤f≤0.55。
5.制动器具体结构可参考汽车实验室相关制动器结构，也可由学生自行设计。
6.具体参数如下表1-1所示：
制动器类型
车重
前后重量分配
轮胎型号
当时速为 km/h
最大紧急刹车距离m
鼓式
1.4
60% 、40%
215/80R15
100
60
表1-1 设计任务参数表
（3）设计工作量
1.制动器设计计算说明书1份（不少于8000汉字，不包括图表）。可根据工具—字数统计能得知。
2.制动器装配图1张（A0图纸）；图纸必须涵盖制动器总成及车轮部分，装配图中，液压油路及刹车泵可用虚线绘制示意图。
3.零件工作图2张（须由指导教师指导选定）。
（4）课程设计的步骤
1.汽车制动器结构参考，实验室实物拆装。
2.设计计算。
3.绘制典型零件的零件图、绘制装配图。
4.零件图每人2张，由指导教师分配任务。
5.整理说明书，附图内容包括零件图、装配图。
6.课程设计答辩。
（5）课程设计各阶段安排
课程设计各阶段安排（如表1-2所示）
序号
阶段内容
1-2周
完成计算，包括齿轮、轴、轴承等的参数及校核
3-6周
完成所有零件的三维建模
7-8周
完成装配
9-11周
绘制装配二维工程图，修改零件三维建模中错误
12-13周
绘制两张零件图。A4图纸，比例自定。零件图放在说明书附图中。不用单独打印。
14-15周
编写说明书，说明书不少于5000字。
16-18周
打印图纸、准备答辩

1-2 课程设计任务进度表
（6）设计中应注意的问题
1.独立思考、严谨认真、精益求精，多于指导教师沟通。
2.设计过程中，需要综合考虑多种因素，采取多种办法进行分析、比较和选择，来确定方案、尺寸和结构。计算和画图需要交叉进行，边画图、边计算、反复修改以完善设计是正常的，必须耐心、认真地对待。
3.利用好实验室现有实物，但不应盲目地、机械地抄袭。根据具体条件和要求，大胆创新。
4.设计中应学习正确运用标准和规范，要注意一些尺寸需要圆整为标准数列或优先数列。
5.要注意掌握设计进度，每一阶段的设计都要认真检查，避免出现重大错误，影响下一阶段设计。
二、制动方案的拟定
汽车制动系是用以强制行驶中的汽车减速或停车、使下坡行驶的汽车车速保持稳定以及使已停驶的汽车在原地(包括在斜坡上)驻留不动的机构。随着高速公路的迅速发展和车速的提高以及车流密度的日益增大，为了保证行车安全，汽车制动系的工作可靠性显得日益重要。也只有制动性能良好、制动系工作可靠的汽车，才能充分发挥其动力性能。
汽车制动系至少应有两套独立的制动装置，即行车制动装置和驻车制动装置；重型汽车或经常在山区行驶的汽车要增设应急制动装置及辅助制动装置；牵引汽车应有自动制动装置。
行车制动装置用作强制行驶中的汽车减速或停车，并使汽车在下短坡时保持适当的稳定车速。其驱动机构常采用双回路或多回路结构，以保证其工作可靠。
驻车制动装置用于使汽车可靠而无时间限制地停驻在一定位置甚至斜坡上，它也有助于汽车在坡路上起步。驻车制动装置应采用机械式驱动机构而不用液压或气压式的，以免其产生故障。
制动系应满足如下要求：
(1)能适应有关标准和法规的规定。各项性能指针除应满足设计任务书的规定和国家标准、法规制定的有关要求外，也应考虑销售对象国家和地区的法规和用户要求。
我国的强制性标准是GB12676-1999《汽车制动系结构、性能和试验方法》、GB7258《机动车运行安全技术条件》。
(2)具有足够的制动效能，包括行车制动效能和驻坡制动效能。
行车制动效能是用在一定的制动初速度下或最大踏板力下的制动减速度和制动距离两项指标来评定，它是制动性能最基本的评价指针。表1给出了欧、美、日等国的有关标准或法规对这两项指标的规定。
一般在水平干燥的沥青、混泥土路面上以初速度30km/h制动时，制动距离应保证：对轻型货车和轿车不大于7m，中型货车不大于8m，重型货车不大于12m。
驻坡效能是以汽车在良好路面上能可靠而无时间限制地停驻的最大坡度(%)来衡量。
(3)工作可靠。
(4)制动效能的热稳定性好。
(5)制动效能的水稳定性好。
(6)制动时的操纵稳定性好。即以任何速度制动，汽车都不应当失去操纵性和方向稳定性。
(7)制动踏板和手柄的位置和行程符合人机工程学要求，即操作方便性好，操纵轻便，舒适，能减少疲劳。
(8)作用滞后的时间要尽可能地短，包括从制动踏板开始动作至达到给定制动效能水平所需的时间(制动滞后时间)和从放开踏板至完全解除制动的时间(解除制动滞后时间)。一般要求这个时间尽可能短，对于气制动车辆不得超过0.6s，对于汽车列车不得超过0.8s。
(9)制动时制动系噪声尽可能小，且无异常声响。
(10)与悬架、转向装置不产生运动干涉，在车轮跳动或汽车转向时不会引起自行制动。
(11)制动系中应有音响或光信号等警报装置以便能及时发现制动驱动机件的故障和功能失效。
综合以上因素，结合个人了解的情况和分配任务，按照课程设计任务书的要求，须采用鼓式制动器总成作为制动方案的主体部分在给出的已知条件中，轮辋直径为 Dr=15in，须在100km/h的速度下在45米内刹停，尺寸条件、技术条件均较为苛刻，综合以上各种形式制动器的比较以及制动系统应满足的要求，减少整体总成尺寸，简化设计。故本设计选择设计左后轮（驱动轮）的领从蹄式制动器。

三、鼓式制动器类型介绍
汽车制动系是用于使行驶中的汽车减速或停车，使下坡行驶的汽车的车速保持稳定以及使已停驶的汽车在原地（包括斜坡上）驻留不动的机构。汽车制动系直接影响着汽车行驶的安全性和停车的可靠性。汽车制动系应至少有两套独立的制动装置，即行车制动装置和驻车制动装置。任何一套制动装置均由制动器和制动驱动机构两部分组成。制动器有盘式和鼓式之分。行车制动时用脚踩下制动踏板操纵车轮制动器来制动全部车轮；而驻车制动则多采用手制动杆操纵，且利用专设的中央制动器或车轮制动器进行制动。行车制动和驻车制动两套制动装置必须具有独立的制动驱动机构。这里我们只介绍鼓式制动器。

（1）鼓式制动器
鼓式制动器分领从蹄式、双领蹄式、双向双领蹄式、双从蹄式、单向增力式、双向增力式几种。
1、领从蹄式制动器
领从蹄式(图3-2a)的效能和效能稳定性，在各式制动器中居中游；前进、倒退行驶的制动效果不变；结构简单，成本低；便于附装驻车制动驱动机构；调整蹄片与制动鼓之间的间隙工作容易。但领从蹄式制动器也有两蹄片上的单位压力不等(在两蹄上摩擦衬片面积相同的条件下)，故两蹄衬片磨损不均匀，寿命不同的缺点。此外，因只有一个轮缸，两蹄必须在同一驱动回路作用下工作。领从蹄式制动器得到广泛应用，特别是轿车和轻型货车、客车的后轮制动器用得较多。
2、双领蹄式制动器
双领蹄式制动器(图3-2b)的制动效能稳定性，仅强于增力式制动器。当倒车制动时，由于两蹄片皆为双从蹄，使制动效能明显下降。与领从蹄式制动器比较，由于多了一个轮缸，使结构略显复杂。这种制动器适用于前进制动时前轴动轴荷及附着力大于后轴，而倒车制动时则相反的汽车前轮上。它之所以不用于后轮，还因为两个互相成中心对称的轮缸，难以附加驻车制动驱动机构。
3、双向双领蹄式制动器
双向双领蹄式制动器(图3-2c)因有两个轮缸，故结构上复杂，且调整蹄片与制动鼓之间的间隙工作困难是它的缺点。这种制动器得到比较广泛应用，如用于后轮，则需另设中央驻车制动器。
4、双从蹄式制动器
双从蹄式制动器(图3-2d)的制动器效能稳定性最好，但因制动器效能最低，所以很少采用。
5、单向增力式制动器
单向增力式制动器(图3-2e)效能很高，居各式制动器之首。与双向增力式制动器比较，这种制动器的结构比较简单。因两块蹄片都是领蹄，所以制动器效能稳定性相当差。倒车制动时，两蹄又皆为从蹄，结果制动器效能很低。因两蹄片上单位压力不等，造成蹄片磨损不均匀，寿命不一样。这种制动器只有一个轮缸，故不适合用于双回路驱动机构；另外由于两蹄片下部联动，使调整蹄片间隙工作变得困难。少数轻、中型货车用来作前制动器。
6、双向增力式制动器
双向增力式制动器(图3-2f)因两蹄片均为领蹄，所以制动器效能稳定性比较差。除此之外，两蹄片上单位压力不等，故磨损不均匀，寿命不同。调整间隙工作与单向增力式一样比较困难。因只有一个轮缸，故制动器不适合用于有的双回路驱动机构。
各种鼓式制动器的示意图如下：

a、领从蹄式 b、双领蹄式 c、双向领从蹄式

d、双从蹄式 e、单向增力式 f、双向增力式
图3-1
（2）鼓式制动器与盘式制动器的比较
与盘式式制动器相比，鼓式式制动器的优缺点如下：
　鼓式制动器造价便宜，而且符合传统设计。 四轮轿车在制动过程中，由于惯性的作用，前轮的负荷通常占汽车全部负荷的70%-80%，前轮制动力要比后轮大，后轮起辅助制动作用，因此轿车生产厂家为了节省成本，就采用前盘后鼓的制动方式。不过对于重型车来说，由于车速一般不是很高，刹车蹄的耐用程度也比盘式制动器高，因此许多重型车至今仍使用四轮鼓式的设计。
鼓式制动器的制动效能和散热性都要差许多，鼓式制动器的制动力稳定性差，在不同路面上制动力变化很大，不易于掌控。而由于散热性能差，在制动过程中会聚集大量的热量。制动块和轮鼓在高温影响下较易发生极为复杂的变形，容易产生制动衰退和振抖现象，引起制动效率下降。另外，鼓式制动器在使用一段时间后，要定期调校刹车蹄的空隙，甚至要把整个刹车鼓拆出清理累积在内的刹车粉。

四、制动器主要参数的选择和计算
（1）制动鼓的结构主要构成零件
如图4-1所示：

1—楔形调节块；2—驻车制动推杆；3—后制动蹄；4—驻车制动推杆内弹簧；
5—驻车制动推杆外弹簧；6—限位弹簧座；7—驻车制动杠杆；8—制动蹄复位弹簧；9—制动轮缸； 10—制动底板；11—定位销；12—前制动蹄；13—制动间隙调节弹簧
图4-1

（2）动力参数设计及计算

图4-2
1、方案设计选择： 左后轮—（领从蹄式）
2、制动鼓内径D设计 ：
由北京大学出版社出版 刘涛主编的《汽车设计》（在本说明书中简称为《汽》）一书P333知：输入力F0一定时，制动鼓内径越大，则制动力矩越大，且散热能力越强。D越大制动力矩越大，同时D受轮辋直径限制，制动鼓与轮辋间隙不小于20mm。而且，制动鼓与轮辋之间应该保持足够的间隙，否则制动鼓散热不良，温度过高，使摩擦因数降低。
制动鼓直径(D)与轮辋直径(Dr)之比D/Dr范围如下：
乘用车 D/Dr=0.64～0.74； 商用车D/Dr=0.70～0.83。
由已知条件知轮辋直径Dr=15in=15×25.4=381mm，（一英寸=0.0254m）
由于制动鼓内径尺寸应参照专业标准QC/T 308-1999《制动鼓工作直径及制动蹄片宽度尺寸系列》选取。

轮辋直径/in
12
13
14
15
16
20
制动鼓最大内径/mm
轿车
180
200
240
260
--
--
货车、客车
220
240
260
300
320
420
表4-1
本题选取D =260mm
D/Dr=，满足乘用车制动鼓直径与轮辋直径之比的要求
所以制动鼓半径R=D/2=130mm
3、摩擦衬片宽度b和包角β
摩擦衬片的包角一般在β=90o～120o范围内选取。实验证明，摩擦衬片的包角在90o～100o是摩擦最小，制动鼓的温度也最低，制动效能也最高。减小β虽有利于散热，但由于单位压力过高将加速磨损，包角不宜大于120o，因为过大不仅不利于散热，而且易使制动不平稳。
本设计摩擦衬片包角设计为β=100o
摩擦片宽度尺寸b的选取对摩擦片的使用寿命有影响。衬片宽度尺寸取窄些，则磨损速度快，陈片寿命短；若衬片宽度尺寸宽些，则质量大，不易加工，并且增加了成本。摩擦衬片宽度b较大可以降低单位压力，减小磨损，但b的尺寸不宜过大，过大不能保证与制动鼓的全面接触，通常是根据紧急制动时单位压力不超过2.5MPa来选择摩擦衬片的宽度b的。由于制动鼓内径尺寸应参照专业标准QC/T 308-1999《制动鼓工作直径及制动蹄片宽度尺寸系列》选取。
制动鼓工作直径D（mm）
制动蹄片宽度b（mm）
260
40
50
60
75
90
110
表4-2
本设计选取b=50mm
由《汽车工程手册》1250公式（5-3-2）知：单个车轮鼓式制动器总的衬片摩擦面积为（）
其中D为制动鼓内径260mm

则单个车轮鼓式制动器总的衬片摩擦面积：

根据王望予主编.汽车设计.第四版，北京：机械工业出版社，2004.8一书P264（表8-1）知，单个车轮鼓式制动器总的衬片摩擦面积：
汽车类别
汽车总质量
单个制动器总的衬片摩擦面积A/cm2
乘用车
0.9～1.5
1.5～2.5
100～200
200～300
商用车
1.0～1.5
1.5～2.5
2.5～3.5
3.5～7.0
7.0～12.0
12.0～17.0
120～200
150～250（多为150～200）
250～400
300～650
550～1000
600～1500（多为600～1200）
表4-3
本题已知车重量为1.4吨,每个制动器有两个摩擦衬片，两个衬片包角相同。即满足要求，合理。
4、摩擦衬片起始角
由《汽》一书P334知：摩擦衬片起始角β0如图4-2所示。一般情况下是将摩擦衬片布置在制动蹄外缘中央。有时为了适应单位压力分布情况，将衬片相对于最大压力点对称布置，以改善制动效能和磨损的均匀性。
本设计采用将衬片布置在制动蹄的中央，即令
5、制动器中心到张开力F0作用线的距离e
由《汽》一书P334知：在保证轮缸或制动凸轮能够布置于制动鼓内的条件下，应使距离e尽可能大，初步设计可暂定e=0.8R，本题e=0.8×130=104mm
6、制动蹄支撑点位置坐标a和c
由《汽》一书P334知：应在保证两蹄支撑端毛面不致互相干涉的条件下，使a尽可能大而c尽可能小。
初步设计时，可暂定a=0.8×130=104mm，c取20mm
7、制动间隙
一般来说鼓式制动器的间隙为0.2mm-0.5mm，此间隙的存在会导致踏板或手柄行程损失，因此应尽量小些，设计中取间隙为0.4mm
8、计算制动轮缸直径
（1）计算单个后车轮受到地面的摩擦力大小
车速为V=100km/h=28m/s
汽车后轮在刹车过程做功，F为单个后车轮受到的摩擦力，S为刹车距离。
后轮动能消耗,m为车重，v为初速度
由于能量守恒，所以
解得单个后轮受到的摩擦力：

地面对单个后车轮的摩擦力矩等于单个后轮受到的摩擦力与车轮的滚动半径的乘积，即。
由已知条件轮胎参数215/80 R15查GB9743-199，
滚动半径。

为了使汽车在规定条件下停止，所需的力矩：

（2）计算制动蹄的制动力矩
本题为领从蹄式鼓式制动器，假设两蹄在制动过程中。制动蹄与制动鼓完全接触，压力分布均匀。受力分析如图（图4-2）所示。F0为张开力，F2为制动鼓对领蹄的合力，方向如图。F3为制动鼓对从蹄的合力，方向如图。对领蹄的支点取矩，列力矩平衡方程。对从蹄的支点取矩，列力矩平衡方程。f为摩擦系数。摩擦系数范围为0.35≤f≤0.45，本题取f=0.4。
·····················(4-1)
·····················（4-2）
由（4-1）（4-2）式
求得，
代入 ························（4-3）
解得F0=2616.37N

式中：由汽车液压制动轮缸技术条件QC/T 77-93知: 按最高工作液压，分为10、15、20、25MPa四个压力级，选取制动管路压力；
制动轮缸面积：
，d为轮缸直径。
由轮缸直径根据GB7524-87标准规定，选取尺寸系列中的d=19m。

9、行车制动效能计算
行车制动效能是由在一定初速度下及最大踏板力下的制动减速度和制动距离来评价的。
汽车的最大减速度abmax由下式确定：
Gaφ=
由此得出
abmax== Gaφ
因为本题附着系数足够大，取1，所以abmax=g=9.8m/s2。
制动距离s=(t2’+ )v0+
式中，t2’+t2’’为制动器的作用时间，题中采用的是液压制动系，当驾驶员急速踩下制动踏板时，制动器起作用的时间可短至0.1Error! Reference source not found.s或更短.所以取(t2’+ )=0.1；
故制动距离
能在最大紧急刹车距离范围内刹车。

五、校核验算
（1）摩擦衬块摩擦系数f的校核
由公式（4-3）力矩平衡知：
其中，f为衬块摩擦系数（已由任务要求给出范围），；；R制动鼓内半径。得·····················（5-1）
将所有计算或选定的已知量代入公式（5-1），有：

d=19mm

满足设计任务要求（制动摩擦系数取值范围：）。
（2）摩擦衬块的磨损特性验算
摩擦衬块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。故试验表明，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）的一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，致使制动器温度升高。此即所谓制动器的能量负荷。能量负荷愈大，则摩擦衬块的磨损亦愈严重。
制动器的能量负荷常以其比能量耗散率作为评价指标。比能量耗散率又称为单位功负荷或能量负荷，它表示单位摩擦面积在单位时间内耗散的能量，其单位为。
由《汽》一书P340公式（10-61）知：双轴汽车单个后轮制动器的比能量耗散率为

式中，为汽车旋转质量换算系数；
m为汽车总质量kg；
与为汽车制动初速度与终速度m/s
（计算时轿车取）；
t为制动时间s，按计算；
j为制动减速度，m/s2（计算时取j=0.6g）；
A为制动器摩擦衬片的摩擦面积；
为制动力分配系数（也是前轮承受车重占总车重的百分比）。
在紧急制动到时，可以近似的认为，则有：

由《汽》一书P340知：“鼓式制动器的比能量耗散率应不大于”。

2

图2
六、主要零部件的结构设计
（1）制动鼓
制动鼓应具有高的刚性和大的热容量，制动时其温升不应超过极限值。制动鼓的材料与摩擦衬片的材料相匹配，应能保证具有高的摩擦系数并使工作表面磨损均匀。中型、重型货车和中型、大型客车多采用灰铸铁HT200或合金铸铁制造的制动鼓。
制动鼓相对于轮毂的定位，是以直径为的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。两者装配后需进行动平衡。
制动鼓壁厚的选取主要是从刚度和强度方面考虑。壁厚取大些也有助于增大热容 量，但试验表明，壁厚从11mm增至20mm，摩擦表面平均最高温度变化并不大。一般铸造制动鼓的壁厚：轿车为7～12mm，中、重型货车为13～18mm。制动鼓在闭口一侧可开小孔，用于检查制动器间隙。所以，制动鼓壁厚选择为 10mm。
（2）制动蹄
轿车和轻型、微型货车的制动蹄广泛采用T形型钢辗压或钢板冲压—焊接制成；大吨位货车的制动蹄则多用铸铁、铸钢或铸铝合金制成。制动蹄的断面形状和尺寸应保证其刚度好，但小型车钢板制的制动蹄腹板上有时开有一、两条径向槽，使蹄的弯曲刚度小些，以便使制动蹄摩擦衬片与鼓之间的接触压力均匀，因而使衬片磨损较为均匀，并减少制动时的尖叫声。重型汽车制动蹄的断面有工字形、山字形和Ⅱ字形几种。制动蹄腹板和翼缘的厚度，轿车的约为3～5mm；货车的约为5～8mm。摩擦衬片的厚度，轿车多用4.5～5mm；货车多在8mm以上。衬片可以铆接或粘接在制动蹄上，粘接的允许其磨损厚度较大，但不易更换衬片；铆接的噪声较小。所以，选择制动蹄腹板和翼缘的厚度为 3mm。摩擦衬片的厚度为5mm。
（3）制动主缸
制动主缸壳体应有足够的耐压强度，铸件表面不能有裂纹和疏松，一般在20Mpa以内壳体不应有任何泄露。壳体通常选择材料有灰铸HT200、HT250h和铸造铝合金；此外，也有采用锻造铝合金、低碳钢冷挤压成形。为保证良好的密封性，壳体内孔必需有足够的光洁度，其表面粗糙度不得高于0.25μ，尺寸公差推荐不大于H9级。
主缸壳体用铝合金时，活塞以锌合金压铸件或钢材者为多；缸体材料为铸件时，活塞采用铝合金棒材铸铝，表面氧化铝膜处理。活塞的配合直径名义尺寸与缸孔相同，其配合间隙一般在0.04～0.10范围。
橡胶密封件皮碗和皮圈是制动主缸最关键的零件，它的质量优劣直接影响制动主缸的性能和使用寿命。目前皮碗和皮圈的材料广泛采用丁苯橡胶（SBR）——丁二烯和苯乙烯的共聚体和乙丙橡胶（EPM\EPDM）——乙烯和丙烯的共聚体。
（4）制动器设计主要几何尺寸参数表
名称及代号
公式及说明
计算结果
轮辋直径Dr
Dr=15in=15×25.4=381mm
Dr=381mm
制动鼓直径D
制动鼓内径尺寸应参照专业标准QC/T 308-1999《制动鼓工作直径及制动蹄片宽度尺寸系列》选取
D=260mm
摩擦衬片包角β
摩擦衬片的包角一般在β=90o～120o范围内选取
取β=100o
单个制动器总的衬片摩擦面积

A=226.78cm2
摩擦衬片宽度
由于制动鼓内径尺寸应参照专业标准QC/T 308-1999《制动鼓工作直径及制动蹄片宽度尺寸系列》选取
b=50mm
摩擦衬片起始角
本设计采用将衬片布置在制动蹄的中央，即令

制动器中心到张开力F0作用线的距离e
e=0.8R=0.8×130=104mm
e=104mm
制动蹄支撑点位置坐标a
a=0.8R=0.8×130=104mm
a=104mm
制动蹄支撑点位置坐标c
应在保证两蹄支撑端毛面不致互相干涉的条件下，使a尽可能大而c尽可能小。c取20mm
c=20mm
单个后轮受到的摩擦力

F=1829N
制动间隙
一般来说鼓式制动器的间隙为0.2mm-0.5mm
取间隙为0.4mm
轮胎滚动半径
由185/65 R15 查GB9743-1997
R滚=363mm
汽车在规定条件下停止所需的力矩

M=663.93N·m
张开力
列力矩平衡方程由（4-1）（4-2）（4-3）式计算得
Fo=2616.37N
轮缸直径
根据GB7524-87标准规定，选取尺寸系列中的
D=19mm
制动管路压力
由汽车液压制动轮缸技术条件QC/T 77-93按最高工作液压系列中选取制动管路压力

单个前轮制动器的比能量耗散率

鼓式制动器的比能量耗散率应不大于

制动鼓壁厚S
一般铸造制动鼓的壁厚：轿车为7～12mm，中、重型货车为13～18mm。
取S=10mm
摩擦衬片的厚度H
摩擦衬片的厚度，轿车多用4.5～5mm；货车多在8mm以上。
取H=5mm

图2
七、驱动桥
1）半浮式半轴
特点是半轴外端通过轴承支承在桥壳上，作用在车轮的力都直接传给半轴，再通过轴承传给驱动桥壳体。半轴既受转矩，又受弯矩。常用于轿车、微型客车和微型货车。
下图是一汽车半浮式半轴的结构与安装，其结构特点是外端以圆锥面及键与轮毂相固定支承在一个圆锥滚子轴承上，向外的轴向力由圆锥滚子轴承承受，向内的轴向力通过滑块传给另一侧半轴的圆锥滚子轴承。

2） 全浮式半轴

　　全浮式半轴的特点是半轴外端与轮毂相连接，轮毂通过圆锥滚子轴承支承在桥壳的半轴套管上，作用在车轮上的力通过半轴传给轮毂，轮毂又通过轴承将力传给驱动桥壳，半轴只受转矩，不受弯矩。用于轻型、中型、重型货车、越野汽车和客车上。

　　下图的特点是半轴外端的凸缘直接与轮毂连接。

在本次设计中，我采用了全浮式半轴
八、 总体布局
1）、装配图

2） 、轮缸零件图

3） 、轮毂零件图

九、设计总结
做了一个学期的课程设计，我感觉我从中学习到了不少的东西，也认清了自己身上的不足。在理论知识方面，原本以为自己学的还算不错，但是到了事件中，该用的时候却发现自己掌握的东西微不足道。学习的不扎实，是我这次课程设计中的一大阻碍，遇事都要问老师同学或者翻书查阅，花费了不少的时间与功夫。这一次的课程设计让我正确认识到了自己的缺点，也明确了自己的前进方向——学好理论知识的同时，要增加时间锻炼，把理论运用到时间上去。还有所有的事情都必须自己动手去尝试，只有自己做了才能真正的记牢固。
回顾这次课程设计遇到的问题，在制作草图的过程中，尺寸的选择就成了我第一个问题，在同学指点后成功克服困难。这也让我意识到，看似简单的东西也需要花费不少的脑筋，也在这过程中学会了许多的测绘方法。在建模过程中，最重要的就是数据的准确性，如果不亲自动手去测去计算而是一味的索取同学的数据，最终做出来的可能会与事物相差很远。另外就是我的catia在此过程中得到了充分的锻炼，让我学会了不少以前不会的东西。在绘制图纸的过程中，因为知识学的不牢，只好不断的翻阅《工程制图》和向老师同学询问。工程制图这一内容对我们来说真的很重要，决心在日后好好复习，把知识记牢。另外在图纸的定位，选取基准，标注等等方面都得到了很多的锻炼，不仅要精益求精，而且速度不能太慢。
我能顺利完成本次课程设计，我的课程设计指导老师占有很大的功劳。在每次的检查中，张超老师都很细心的给我检查并指出我的错误，然后给我讲解犯错误的原因。通过我自身的错误，我知道自己的问题所在，回去认真思考并改正。每次的检查，方泳龙老师都会给我一个评定，这是对我的肯定，让我知道自己完成的程度。

十、参考资料

[1]. 侯洪生．机械工程图学．北京：科学出版社，2001
[2]. 林玉祥．机械工程图学习题集．北京：科学出版社，2001
[3]. 胡宜鸣．孟淑华．机械制图习题集．北京：高等教育出版社，2001
[4]. 甘永立．几何量公差与检测．上海：科学技术出版社，2005
[5]. 赵敏海主编.AutoCAD实用教程.哈尔滨：哈尔滨工业大学出版社 2008.12
[6]. 刘惟信．汽车制动系的结构分析与设计计算．北京：清华大学出版社，2004
[7]. 陈家瑞．马天飞．汽车构造（下册）．北京：人民交通出版社，2009
[8]. 刘涛．汽车设计．北京．北京大学出版社，2008第一版
[9]. 何铭新主编. 机械制图. 第五版， 北京：高等教育出版社，2004.1
[10]. 王望予主编.汽车设计.第四版，北京：机械工业出版社，2004.8

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