課程設計小型轎車后輪鼓式制動器設計

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1、 課 程 設 計 小型轎車后輪鼓式制動器設計 學生姓名： 專業(yè)班級： 指導教師： 學 院： 年 月  東北林業(yè)大學 課 程 設 計 任 務 書 小型轎車后輪鼓式制動器設計 學生姓名： 專業(yè)班級： 指導教師： 學 院： 題目名稱：小型轎車后輪鼓式制動器設計 任務內容（包括內容、計劃、時間安排、完成工作量與水平具體要求） 內容： 1． 設計轎車后輪鼓式制動器 2． 繪制鼓式制動器結構裝配圖 工作進度安排： 階段 設計內容 設計任務

2、 時間 1 設計前準備 準備設計資料、手冊、圖冊。分析設計任務及給定資料、總體布置，小組成員分工。 2 2 總體設計 方案構思、算則與方案設計、設計計算、總體布置。 5 3 繪圖 用CAD軟件繪圖。 5 4 編寫說明書 設計圖的校對；說明書撰寫。 2 5 答辯 其中： 參考文獻篇數： 說明書字數： 圖紙張數： 4篇以上 3000字以上 折合A0圖紙2張，其中至少1張裝配圖 專業(yè)負責人意見 簽名： 年 月 日 小型轎車后輪鼓式制動器設計 摘 要 隨著汽車保有量的增加，帶來的安全問

3、題也越來越引起人們的注意，制動系統(tǒng)是汽車主動安全的重要系統(tǒng)之一。如何開發(fā)出高性能的制動器系統(tǒng)，為安全行駛提供保障是我們要解決的主要問題。另外，隨著汽車市場競爭的加劇，如何縮短開發(fā)周期、提高設計效率，降低成本等，提高產品的市場競爭力，已經成為企業(yè)成功的關鍵。 本說明書主要介紹了小型轎車（0.9t）后輪鼓式制動器的設計計算，主要零部件的參數選擇的設計過程。 關鍵詞：汽車；鼓式制動器 目錄 摘要 1 緒論 1 1.1 概述 1 1.2 設計要求 1 1.3 設計目標 1 2 鼓式制動器結構參數選擇 2 2.1 制動鼓直徑或半徑 2 2.2 制動蹄

4、摩擦襯片的包角和寬度 2 2.3 摩擦襯片起始角0 2 2.4 張開力的作用線至制動器中心的距離 2 2.5 制動蹄支撐銷中心的坐標位置與 2 2.6 摩擦片系數 2 2.7 制動輪缸直徑和管路壓力 2 3制動蹄片上制動力矩的有關計算 3 4 鼓式制動器主要零部件結構設計及校核計算 4 4.1 鼓式制動器主要零件結構設計 4 4.1.1 制動鼓 4 4.1.2 制動蹄 4 4.1.3 制動底板 4 4.1.4 制動蹄的支撐 4 4.1.5 制動輪缸 4 4.1.6 自動間隙調整機構 4 4.1.7 制動蹄回位彈簧 4 4.2 校核 4 4.2.1 摩擦力矩和摩

5、擦材料的校核 4 4.2.2 摩擦襯片的磨損特性計算 4 4.2.3 制動蹄支撐銷剪切應力的校核計算 4 結論 5 參考文獻 6 附錄 7 致謝 8 4 鼓式制動器主要零部件結構設計及校核計算 1 緒論 1.1 概述 車輛的制動性能是車輛主動安全性能中最重要的性能之一。汽車制動性能是由汽車的制動系統(tǒng)決定的，它主要是給安全行駛提供保證，其中其制動器性能的優(yōu)劣將直接影響汽車整體性能的優(yōu)劣，直接關系到駕乘人員的生命財產安全，重大交通事故往往與制動距離過長、緊急制動時發(fā)生側滑和失去轉向能力等情況有關，因此汽車的制動性能是汽車安全行駛的重要保障。汽車的制動過程是很復雜

6、的，它與汽車總布置和制動系各參數選擇有關。汽車制動系統(tǒng)主要由功能裝置、傳能裝置、控制裝置和制動器組成，制動器的實際性能是整個制動系中最復雜和最不穩(wěn)定的因素，因此制動器的設計在整車設計中顯得非常重要。 1.2 設計要求 已知小型轎車后輪制動鼓內徑為180mm，制定出后輪鼓式制動器的結構方案，確定計算制動器的主要設計參數設計和結構設計計算。利用計算機輔助設計繪制裝配圖和零件圖。 具體要求： （1） 具有足夠的制動效能。 （2） 工作可靠 （3） 在任何條件下制動時，汽車都不應該喪失操作性和方向穩(wěn)定性。 （4） 防止水和污泥進入制動器工作表面。 （5） 制動能力的熱穩(wěn)定性良好。

7、 （6） 操縱輕便，并具有良好的隨動性。 （7） 制動時，制動系產生的噪聲盡可能小，同時力求減少散發(fā)出對人體有害的石棉纖維等物質，以減少公害。 （8） 作用滯后性應盡可能好。 （9） 摩擦襯片應有足夠的壽命。 （10） 摩擦副磨損后，應有能消除因磨損而產生間隙的機構，且調整間隙工作容易，最好設置自動間隙調整機構。 （11） 當制動驅動裝置的任何元件發(fā)生故障時并使其基本功能遭到破壞時，汽車制動系應有音響或光信號等報警提示。 1.3 設計目標 （1） 具有良好的制動效能 （2） 具有良好的制動效能穩(wěn)定性 （3） 制動時汽車操縱穩(wěn)定性好 （4） 制動效能的熱穩(wěn)定性好

8、 2 鼓式制動器結構參數選擇 2.1 制動鼓直徑或半徑 已知制動鼓最大內徑直徑，車型為轎車。 2.2 制動蹄摩擦片襯片的包角和寬度 制動蹄片的包角可在范圍內選取，試驗表明，制動蹄摩擦襯片的包角在時，磨損最小，制動鼓溫度也最低，且制動效能最高。再減小雖有利于散熱，但由于壓力過高將加速磨損。一般也不宜大于，因過大不僅不利于散熱，而且易使制動作用不平順，甚至可能發(fā)生自鎖。 此設計取。 摩擦襯片寬度較大可以降低單位壓力、減少磨損，但過大則不宜保證與制動鼓全面接觸。通常是根據在緊急制動時使其單位壓力不超過的條件來選擇襯片寬度的。設計時應盡量按摩擦襯片的產品規(guī)格選擇值。另外根據國外統(tǒng)計資料

9、可知，單個鼓式制動器襯片的摩擦面積隨汽車總質量的增大而增大，如表1所示。而單個襯片的摩擦面積又決定于制動鼓半徑、襯片寬度及包角，即 式中：是以弧度（rad）為單位，當，, 確定后，由上式也可初選襯片寬度的尺寸。 表1 汽車類別 汽車總質量 單個制動器總的襯片摩擦面積 轎車 制動器各蹄摩擦襯片總摩擦面積愈大，則制動時產生的單位面積正壓力愈小，從而磨損亦愈小。 此設計總質量取，單個摩擦襯片摩擦面積取，由可得 2.3 摩擦襯片起始角 摩擦起始角。所以，

10、可得。 2.4 張開力的作用線至制動器中心的距離 在保證制動輪缸能布置在制動鼓內的條件下，應使距離盡可能地大，以提高其制動效能。初定。即。 2.5 制動蹄支撐銷中心的坐標位置與 制動蹄支撐銷中心的坐標位置應盡可能地小，以使盡可能地大，初定。即 ； 。 初選，則由 可得 2.6 摩擦片系數 選擇摩擦片時不僅希望其摩擦系數要高些，更要求其熱穩(wěn)定性要好，受溫度和壓力的影響要小。不能單純追求摩擦材料的高摩擦系數，應提高對摩擦系數的穩(wěn)定性和降低制動器對摩擦系數偏離正常值的敏感性，后者對蹄式制

11、動器式非常重要的。各種制動器用摩擦材料的摩擦系數的穩(wěn)定值為，少數可達。設計計算時一般取。一般來說，摩擦系數越高的材料，其耐磨性愈差。所以在制動器設計時并非一定要追求高的摩擦系數的材料。當前國產的制動摩擦片材料在溫度低于時，保持摩擦系數已無大問題。因此，在假設的理想材料下計算制動器制動力矩，取可使計算結果接近實際。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。 此設計初選 。 2.7 制動輪缸直徑和管路壓力 制動輪缸為液壓制動系采用的活塞式制動蹄張開機構，其結構簡單，在車輪制動器中布置方便。輪缸的缸體由灰鑄鐵HT250制成。其缸簡為通孔，需鏜磨?；钊射X合金制造。活塞外端壓

12、有鋼制的開槽頂塊，以支撐差插入槽中的制動蹄腹板端部或端部接頭。輪缸的工作腔由裝在活塞上的橡膠密封圈或靠在活塞內斷面處的橡膠皮碗密封。多數制動輪缸有兩個等直徑活塞，少數有四個等直徑活塞。 此設計主動輪缸缸體選用灰鑄鐵HT250材料，活塞選用鋁合金材料；有兩個等直徑活塞并用橡膠密封圈密封。 （1）制動輪缸對制動蹄或制動塊的作用力與輪缸直徑及制動輪缸中液壓的液壓之間有如下關系式： 式中：——考慮制動壓力調節(jié)裝置作用下的輪缸或管路液壓，。 制動管路液壓在制動時一般不超過，壓力越高則輪缸直徑越小，但對管

13、路尤其是制動軟管及管接頭則提出了更高的要求，對軟管的耐壓性、強度以及接頭的密封性的要求就更加嚴格。 輪缸直徑應在標準規(guī)定的尺寸系列中選取，輪缸直徑的尺寸系列為14.5,16,17.5,19,20.5,22,24,26,28,30,32,35,38,42,46,50,56mm。 一個輪缸的工作容積 此設計取， 可得 式中：——一個輪缸活塞的直徑，mm； ——輪缸的活塞數目； ——一個輪缸活塞在完全制動時的行程：

14、 在初步設計時，對鼓式制動器可??； ——消除制動器與制動鼓間的間隙所需要的輪缸活塞行程； ——由于摩擦襯片變形而引起的輪缸活塞行程，可根據襯片的厚度、材料的彈性模量及單位壓力值來計算； 、——分別為鼓式制動器制動蹄的變形而引起的輪缸活塞行程，其值由實驗確定。 全部輪缸的總工作容積為 式中：——輪缸的數目。 （2）活塞桿外徑 可根據活塞桿受力狀況來確定， 受拉力作用時， 。 受壓力作用時：時， ； 時，；時, 。 已知，所以可知

15、 （3）缸筒長度 缸筒長度L由最大工作行程長度加上各種結構需要來確定，即： 式中：為活塞的最大工作行程；為活塞寬度，一般為；為活塞桿導向長度，取；為活塞桿密封長度，由密封方式定；為其他長度。一般缸筒的長度最好不超過內徑的倍。 此設計輪缸缸筒長度選。 （4）缸體壁厚 因為本設計材料選用HT250，是脆性材料，所以按第二強度理論計算， 式中: 為試驗壓力,當缸的額定壓力時,;當缸的額定壓力時,； 。 經查表可知，，所以可計算出 且符合強度要求。 3 制動蹄片上制動力矩的有關計算 理論分析可知，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

16、數有很大的影響。掌握制動蹄摩擦面上的壓力分布規(guī)律，有助于正確分析制動器因數。在理論上比較困難，因為除了摩擦襯片有彈性容易變形外，制動鼓、制動蹄以及支撐也會有彈性變形，但與摩擦襯片的變形量相比，則相對很小，因此在通常的近似近似計算中只考慮摩擦襯片的徑向變形的影響，其他零件的影響較小，可以忽略不計，即通常做如下一下假定： （1） 制動鼓、蹄為絕對剛性； （2） 在外力作用下，變形僅發(fā)生在摩擦襯片上； （3） 壓力與變形符合胡克定律。 制動蹄可設計成一個自由度和兩個自由度的形式。其中繞支撐銷轉動的蹄片只有一個自由度。此設計采用一個自由度的形式。 如所示，制動蹄在張開力作用下繞支撐銷點轉動張

17、開，設其轉角為，則蹄片上某任意點的位移為 由于制動鼓剛性對制動器運動的限制，則其徑向位移分量將受壓縮，徑向壓縮為 即 從中的幾何關系可看到 因為為常量，單位壓力和變形成正比，所以蹄片上任意一點壓力可寫成 亦即，制動蹄片上壓力與正弦分布，其最大壓力作用在與連線成的徑向線上。 在計算鼓式制動器時，必須建立制動蹄對制動鼓的壓緊力與所產生的制動

18、力矩之間的關系。 為了計算有一個自由度的制動蹄片上的制動力均，在摩擦襯片表面上取一橫向單元面積，并使其位于與軸的交角處，如所示。若令摩擦襯片的寬度為，則單元面積為.其中為制動鼓半徑，為單元面積的包角。制動鼓作用在摩擦襯片單元面積的法向力為： 而摩擦力產生的制動力矩為： 在至區(qū)段上積分上式，得： 當法向力均勻分布時，則有：

19、 由式和式可求出不均勻系數： 式及式給出的是由壓力計算制動力矩的方法，在實際計算中，也可采用由張開力計算制動力矩的方法，且更為方便。 增勢蹄產生的制動力矩可表達如下： 式中：——摩擦系數 ——單元法向力的合力，N; ——摩擦力的作用半徑（見圖4）， 若已知制動蹄的幾何參數及法向壓力的大小，便可用式算出蹄的制

20、動力矩。 如圖4所示，為了求得力與張開力的關系式，寫出制動蹄上力的平衡方程式： 式中：——支承反力在軸上的投影； ——軸與力的作用線之間的夾角。 對式求解，得： 式中： （見圖4） 將式代入式，得增勢蹄的制動力矩為： 由可得 對于減勢蹄可類似地表示為： 由可得 為了確定,及，，必

21、須求出法向力及其分量。如果將（見圖3）看做是它投影在軸和軸上的分量和的合力，則根據式有： 式中： 。 因此： 由 可知 所以 由于設計時兩個摩擦襯片對稱布置，所以有。 根據式和式，并考慮到： 則有： 同理可

22、得 如果順著制動鼓旋轉的制動蹄和你這制動鼓旋轉的制動蹄的和角不同，顯然兩種蹄的和值也不同。對具有兩蹄的制動器來說，其制動鼓上的制動力矩等于兩蹄摩擦力矩之和，即： 對液壓驅動的制動器，由于，故所需的張開力為： 由上式可知 計算蹄式制動器時，必須檢查蹄有無自鎖的可能。由式得出自鎖條件，當該式的分母等于零時，蹄自鎖，既蹄式制動器的自鎖條件為：

23、 如果式： 成立，則不會自鎖。 由已知條件可知，所以不會自鎖。 由式和式可求出領蹄表面的最大壓力為： 式中：,,, ,, ——圖4； , ——圖3； ——摩擦襯片寬度/mm。 ——摩擦系數。 4 鼓式制動器主要零部件結構設計及校核計算 4.1 鼓式制動器主要零部件設計 4.1.1 制動鼓 制動鼓應該具有非常好的剛性和大的熱容量，制動時其溫升不超過其極限值。制動鼓的材料應與摩擦襯片的材料相匹配，以保證具有高的摩擦系數

24、并使工作表面磨損均勻。 中型、重型載貨汽車和中型、大型客車多采用灰鑄鐵HT200或合金鑄造的制動鼓；輕型貨車和一些轎車采用由鋼板沖壓成形的腹板與鑄鐵鼓筒部分鑄成一體的組合式制動鼓；帶有灰鑄鐵內鼓筒的鑄鋁合金制動鼓在轎車上得到了廣泛的應用。鑄鐵內鼓筒與鋁合金制動鼓本體也是鑄到一起的，這種內鑲一層珠光體組織的灰鑄鐵作為工作表面，其耐磨性和散熱性都很好，而且減少了質量。 在工作載荷作用下制動鼓會變形，導致蹄與鼓之間的單位壓力不均勻，且會減少踏板行程。鼓筒變形后圓柱度過大時也易引起制動器的自鎖或踏板振動。為防止這些現(xiàn)象的發(fā)生，應提高制動鼓的剛度。為此，沿鼓口的外援鑄有整圈的加強肋條，也常加鑄一些軸

25、向肋條以提高其散熱性能。也在鋼板沖壓的制動鼓內側離心澆鑄上合金鑄鐵內鼓筒，組合構成制動鼓。轎車制動鼓厚度建議范圍是。 此設計制動鼓選用灰鑄鐵HT200材料，厚度選擇8mm。 4.1.2 制動蹄 轎車和微型、輕型載貨汽車的制動蹄廣泛采用T型鋼輾壓或鋼板沖壓—焊接制成；大噸位載貨汽車的制動蹄則多采用鑄鐵、鋼鑄或鑄鋁合金制成。制動蹄的結構尺寸和斷面形狀應保證其剛度好，但小型車用鋼板制的制動蹄腹板上有時開有一兩條徑向槽，使蹄的彎曲剛度小些，使蹄的彎曲剛度小些，以便使制動蹄摩擦襯片與制動鼓之間的接觸壓力均勻，因而使襯片的磨損較均勻，并可減少制動時的尖叫聲。重型汽車制動蹄的斷面有工字型、山字形和Ⅱ字

26、形幾種。 制動蹄腹板和翼緣的厚度，轎車為3~5mm；火車為5~8mm。摩擦襯片的厚度，轎車多為4.5~5mm，貨車多為8mm以上。襯片可鉚接或粘貼在制動蹄上，粘貼的允許其磨損厚度較大，使用壽命增長，但不易更換襯片；鉚接的噪聲較小。 此設計制動蹄選用灰鑄鐵HT200材料，制動蹄腹板和翼緣的厚度為3mm，摩擦襯片選用金屬基材料，厚度為4.5mm。 4.1.3 制動底板 制動底板是除制動鼓外各零件的安裝基體，應保證各安裝零件相互間的正確位置。制動底板承受著制動器工作時的制動反力矩，因此它應有足夠的制動反力矩。為此，由鋼板沖壓成形的制動底板均具有凹凸起伏的形狀。重型汽車則采用可鍛鑄鐵KTH37

27、0—12的制動底板。剛度不足會使制動力矩減小，踏板行程加大，襯片磨損也不均勻。 此設計制動底板選用45鋼材料。 4.1.4 制動蹄的支撐 二自由度制動蹄的支撐，結構簡單，并能使制動蹄相對制動鼓自動定位。 具有長支撐銷的支撐能可靠地保持制動蹄的正確安裝位置，避免側向偏擺。有時在制動底板上附加一壓緊裝置，使制動蹄中部靠向制動底板，而在輪缸活塞頂塊上或在張開機構調整推桿端部開槽供制動蹄腹板張開插入，以保持制動蹄的正確位置。 4.1.5 制動輪缸 制動輪缸為液壓制動系采用的活塞式制動蹄張開機構，其結構簡單，在車輪制動器中布置方便。輪缸的缸體由灰鑄鐵HT250制成。其缸簡為通孔，需鏜磨?；钊?/p>

28、由鋁合金制造?；钊舛藟河袖撝频拈_槽頂塊，以支撐差插入槽中的制動蹄腹板端部或端部接頭。輪缸的工作腔由裝在活塞上的橡膠密封圈或靠在活塞內斷面處的橡膠皮碗密封。多數制動輪缸有兩個等直徑活塞，少數有四個等直徑活塞。 此設計主動輪缸缸體選用灰鑄鐵HT250材料，活塞選用鋁合金材料；有兩個等直徑活塞并用橡膠密封圈密封。 4.1.6 自動間隙調整機構 制動鼓與摩擦襯片之間在未制動的狀態(tài)下應有工作間隙，以保證制動鼓能自由轉動。一般來說，鼓式制動器之間的間隙為。此間隙的存在會導致踏板或手柄的行程損失，因而間隙量應盡量小?？紤]到在制動過程中摩擦副可能產生熱變形和機械變形，因此，制動器在冷卻狀態(tài)下應設的間隙

29、要通過試驗來確定。 另外，制動器在工作過程中會由于摩擦襯片的磨損而使間隙增大，因此制動器必須設置間隙調整機構。本設計采用自動間隙調整機構。 本設計的自動間隙調整機構是有級式的，利用帶有棘齒螺母（下面統(tǒng)稱為螺母）和普通螺紋的結構來改變間隙的大小。具體的工作原理就是：螺母和撥齒相對應的確定整個間隙調整機構的最小間隙和最大間隙。在間隙的大小超過所允許的最大間隙后，撥齒就會上下擺動，并帶動螺母旋轉（轉動是單向的即只能向撥齒轉動的方向轉動），螺母的周向旋轉位移轉變?yōu)樗椒较蛭灰频脑龃?，這樣，間隙就能恢復至所允許的范圍之間。 經設計計算，螺母內徑是且外部是有個棘齒，帶有螺紋的調整桿直徑取標準的，螺距

30、。所以可知，當棘齒轉一個齒時，橫向移動量為。 因為張開力到支撐銷的距離，撥齒距它本身在蹄片上的轉動瞬時中心距離，所以可知，如果橫向移動時，制動蹄所需橫向移動的距離為。另外也可得出輪缸中每個活塞的最小行程=蹄片厚度+蹄片作用需要的位移，即。設計時取，而其實活塞在襯片未磨損的情況下最大行程是。 由以上可得到結論，蹄片橫向位移是間隙調整機構橫向位移的倍。 設計時，由于蹄片距制動鼓的間隙為，令撥齒控制的最小位移為，又撥齒和調整桿控制的最小橫向位移是，所以可知此自動間隙調整機構能控制的間隙范圍是。 4.1.7 制動蹄回位彈簧 制動蹄回位彈簧的拉力應等于制動輪缸張開力的。對于簡單平衡式制動器，只

31、用一根回位彈簧；而對于對稱式或簡單平衡式的用兩根回位彈簧。在設計制動器回位彈簧時，彈簧的圈數應盡量取得多數。但由于有的汽車制動器，應有回位彈簧不好布置，因此用兩個螺旋彈簧，中間借彈簧鋼絲串聯(lián)起來。 由于此設計是對稱平衡式制動器，所以用兩根多圈數的回位彈簧。 4.2 校核 4.2.1 摩擦力矩和摩擦材料的校核 根據 表2 摩擦片材料 單位壓力 摩擦因數 石棉基材料 模壓 編織 粉末冶金材料 銅基 鐵基 金屬陶瓷材料 可知，摩擦材料應選用金屬基材料，所以，帶入

32、，重新計算，可知 不變； ； 符合條件。 4.2.2 摩擦襯片的磨損特性計算 鼓式制動器摩擦襯片磨損特性指標可用襯片的比摩擦力即單位摩擦面積的摩擦力來衡量。 每個車輪制動器的比摩擦力為 式中：——單個制動器的制動力矩； ——制動鼓半徑； ——單個制動器的襯片摩擦面積。 當制動減速度時，鼓式制動器的比摩擦力以不大于為宜。 已知、、 所以可得，符合條件。 4.2.3 制動蹄支撐銷剪切應力計算 在算得制動蹄片上的法向力，，制動力矩

33、，及張開力，后，求得支撐銷的承受力，及支撐銷的剪切應力，如下： 式中：——支撐銷的截面積，。 也可以用下述方法求得。如圖6所示，假設制動蹄與制動鼓之間的作用力的合力作用點位于制動蹄摩擦襯片的工作表面上，其法向合力，與支撐銷的反力，分別平行。 對兩蹄分別繞中心點取矩，得 一般來說，的值總要大于，故僅計算領蹄的支撐銷的剪切應力即可： == 式中：，

34、， ，，，見圖6； ——支撐銷的截面積，； ——摩擦系數； ——許用剪切應力。 選支撐銷的直徑為，則由式可得 經查表，可知45鋼的許用剪切應力為，所以滿足條件。 千萬不要刪除行尾的分節(jié)符，此行不會被打印。“結論”以前的所有正文內容都要編寫在此行之前。 - 17 - 附錄 結論 根據設計要求，本設計采用了領從蹄式的鼓式制動器，并且是小型轎車的后輪鼓式制動器。 設計中制動系的每一部分的設計均按照相關要求進行，達到了所需的制動力矩。雖然本設計在每一個單獨的設計部分滿足要求，但是汽車是一個相當復雜的整體，并且現(xiàn)在轎車絕大多數都是

35、前盤后鼓的制動器，且后輪的制動效能要小于前輪盤式的制動器效能。在設計過程中對整個制動性能部分和其它部件的匹配或者影響考慮的不夠，所以難免對于汽車的制動性能這一塊有一定的影響。 鼓式制動器的襯片在以前都使用石棉的摩擦材料，但隨著汽車的高速發(fā)展，對制動性能的要求越來越高，而石棉材料存在著致癌公害和熱穩(wěn)定性低的缺點，現(xiàn)在逐漸被半金屬基和金屬基的摩擦材料代替，本設計就采用了金屬基的摩擦材料。 參考文獻 [1] 王望予主編. 汽車設計 第4版. 北京：機械工業(yè)出版社，2004 [2] 陳家瑞主編. 汽車構造 北京：機械工業(yè)出版社，2000 [3] 劉惟信主編. 汽車設計

36、 清華大學出版社 [4] 關強，李勝琴主編. 車輛工程專業(yè)綜合實習指導書 東北林業(yè)大學出版社 [5] 汽車設計標準資料手冊 吉林科學技術出版社 附錄 致謝 在此次設計之前，我有過一次設計經歷，但是上次的設計數據、參數全面，我們只需要非常有條理的按照步驟和過程解決一個一個問題就可以了，但是這次完全是由各小組討論，查找資料和結構設計，并且進行計算、分析和校核。通過這次設計，我們學到了很多在課堂上和理論上不會接觸到的東西，我相信這對我們在以后的專業(yè)知識學習中有很大的幫助，也對我們明年做畢業(yè)設計奠定了基礎。 感謝我們的指導老師朱寶全老師和我們的課程設計老師李宏剛老師。李

37、宏剛老師在課堂上教授我們理論知識，朱寶全老師在課程設計中幫助我們解決一些實際的問題。其實在剛開始的設計計算過程中就出現(xiàn)了問題，因為沒有經驗，所以在設計過程中不知道該注意哪些地方，雖然按照參考書目上的步驟完成了計算，但是卻一頭霧水，不知道下一步該怎么辦。這時老師的耐心指導讓我們重新找到了方向。有了第一個的經驗，在接下來的過程中，我們學會了在網上查找資料，去對比分析，找到有用的適合我們的知識。此外，還要感謝實驗室的王老師，每一次我們對結構有迷惑的時候，我們就找王老師，這時王老師會帶我們到有鼓式制動器實物的實驗室，有時候還會給我們指導，讓我們對原理和結構有了進一步的認識。最后，感謝朱保全老師，在設計

38、的最后，自動間隙調整機構把我們難住了，即使對結構和原理也有了清楚的認識，但仍舊不清楚設計計算的內容。這時朱老師帶我們到實驗室，看著實物給我們講解，我們才明白了。最終完成了所有的設計。 這次課程設計會是我們小組所有成員在大學非常有意義的經歷之一，再次感謝所有老師的指導，也感謝學院給我們提供實物器件。 畢業(yè)設計評審意見表A 畢業(yè)設計題目 學生姓名 專業(yè)班級 指導教師評語: 建議成績： 指導教師（簽字）：

39、 年 月 日 畢業(yè)設計評審意見表B 畢業(yè)設計題目 學生姓名 專業(yè)班級 評閱人評語: 建議成績： 評閱人（姓名、職稱）:

40、 年 月 日 畢業(yè)設計評審意見表B 畢業(yè)設計題目 學生姓名 專業(yè)班級 評閱人評語: 建議成績： 評閱人（姓名、職稱）: 年 月 日 答辯委員會意見: 答辯委員會(教師姓名、職稱)： 畢業(yè)設計成績： 千萬不要刪除行尾的分節(jié)符，此行不會被打印。