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车辆与动力工程学院毕业设计说明书PAGEPAGE65HKD1030柴油动力货车设计（总体、车架、制动系设计）摘要在本设计中，外型设计上主要参考了庆铃和其他相关车型。同时做了些改动。在底盘布置和整车布置中，根据人机工程学原理，合理布局人体姿势和座位安排，使驾驶员和乘客坐姿舒适，不易产生人疲劳。现时根据驾驶员和乘客的视野，完成风窗和后视镜和设计，保证驾驶员有良好的视野性。本设计采用以人为本，用途多样，经济实用的原则，进行了合理的布局。制动系至少有两套制动装置即行车制动装置和驻车制动装置。行车制动装置是用作强制行驶中的汽车减速或停车，并使汽车在下坡时保持适当的稳定车速。驻车制动装置是用作是汽车停在原地或坡道上。本设计对鼓式制动器的结构形式进行综合的分析，对六种形式的优缺点作了比较，根据对各种制动器方案对比分析，本设计采用了领从蹄式制动器。其主要优点是：制动器的效能及稳定性均处于中等水平，但由于其在汽车前进与倒退时的制动性能不变，且结构简单，造价较低，也便于附装驻车驱动机构；易于调整蹄片与制动鼓之间的间隙。本次设计中，行车制动系采用人力液压式制动；驻车制动的驱动机构为手动驻车；串联双腔制动主缸，双回路结构。前后制动器都采用领从蹄式鼓式制动器。设计中根据总体参数和制动器的结构与参数，通过理论推导和计算，对该车制动时的制动力和制动力矩等做了细致的分析。关键词：底盘，外形，制动系统，制动器，行车制动系，应急制动
第六章制动系的主要参数及其选择§6.1与设计相关的整车参数的确定汽车满载质量=5300kg;汽车空载质量=2050kg;汽车轴距=3360;满载时前后轴荷=1908kg（38%）=3392kg（62%）；空载时前后轴荷=1107kg（49%）=943kg（51%）；质心距前轴的距=2150=1546；质心距后轴的=1210=1814；满载时质心高度=1100;空载时质心高度=1000;车轮滚动半径=410;§6.2制动力及其分配系数汽车制动时，忽略路面对车轮的滚动阻力矩和汽车回转质量的惯性力矩，对任一角速度>0的车轮，其力矩平衡方程为：(6-1)式中：—制动器对车轮作用的制动力矩，；—地面作用于车轮的制动力，称地面制动力，;—车轮有效半径，；令(6-2)并称之为制动器制动力，仅由制动器的结构参数所决定。当踏板力增大时，随增大而增大，但又受附着条件限制，其值不可能大于附着力，见图3-1，即(6-3)式中：—轮胎与地面间的附着系数；—地面对车轮的法向反力。图６-1地面制动力与制动器制动力的关系图6-2汽车受力分析图图6-2为汽车在水平路面上制动时的受力情况。图中忽略空气阻力、旋转质量减速时产生的惯性力矩以及汽车的滚动阻力矩。另外，还忽略了制动时车轮边滚边滑的情况，且附着系数只取一定值。由图6-2，对后轴车轮的接地点取力矩，得平衡式：(6-4)式中：—汽车制动时水平地面对前轴车轮的法向反力，N;—汽车制动时水平地面对后轴车轮的法向反力，N;—汽车轴距，；—汽车质心距前轴距离，；—汽车质心距后轴距离，；—汽车质心高度，；—汽车所受重力，N;—汽车制动减速度，。令，称制动强度，则式（6-4）又可表达为(6-5)若在附着系数为的路面上制动，前后轮均抱死，此时汽车总地面制动力等于汽车前后轴车轮的总附着力，见图3-2即有（6-6）带入式（6-4）则得水平地面作用于前、后车轮的法向力另一表达式：（6-7）汽车总地面制动力为（6-8）式中：—制动强度—前后轴车轮的地面制动力。由式（6-3）~（6-5）及（6-8）可求出前后轴车轮的附着力为（6-9）上式表明：汽车在附着系数为任一确定值的路面上制动时，各轴车轮附着力即极限制动力并非为常数，而是制动强度或总制动力的函数。当汽车各车轮制动器的制动力足够时，根据汽车前后轴的轴荷分配，以及前后车轮制动器制动力分配、道路附着系数和坡度情况等，制动情况有3种，即（1）前轮先抱死拖滑，然后后轮再抱死拖滑；（2）后轮先抱死拖滑，然后前轮再抱死拖滑；（3）前后轮同时抱死拖滑。显然第（3）种情况附着条件利用最好。由式（6-8）（6-9）求得附着系数为的路面上，前后车轮附着力同时被充分利用的条件为（6-10）式中：，—前后轴车轮的制动器制动力，N;，—前后轴车轮的地面制动力，N;，—地面对前后车轮法向力，N;—汽车质心距前轴距离，mm；—汽车质心距后轴距离，mm；—汽车所受重力，N;—汽车质心高度，mm。由式（6-10）消去得（6-11）将上式绘成以，为坐标的曲线，即为理想前后制动器制动力分配曲线，简称I曲线，如图3-3示。如汽车前后制动器制动力能按I曲线规律分配，则可保证任一附着系数的路面上制动时，均可使前后车轮同时抱死。然而，目前货车前后制动器制动力之比为一定值，以（6-12）表示，即为制动力分配系数。§6.3同步附着系数由式（6-12）得（6-13）上式在图3-3中是一条通过坐标原点且斜率为（1-）/的直线，它是具有制动器制动力分配系数为的汽车的实际前、后制动器动力分配线，简称线。图中线与I曲线交点处的附着系数即为同步附着系数。它是汽车制动性能的一个重要参数，由汽车结构系数所决定。图3-3某货车的图3-3某货车的线与I曲线图６-3某货车的线与I曲线对于前、后制动器制动力为固定比值的汽车，只有在附着系数等于同步附着系数的路面上，前、后车轮制动器才会同时抱死。当汽车在不同值的路面上制动时，可能有以下情况：(1)当<，β线位于I曲线下方，制动时前轮先抱死。它虽是一种稳定工况，但丧失转向能力。(2)当>，β线位于I曲线上方，制动时后轮先抱死，这时容易发生后轴侧滑使汽车失去方向稳定性。(3)当=，制动时汽车前、后轮同时抱死，是一种稳定工况，但也失去转向能力。分析表明，只有在=的路面上，地面的附着条件才可以得到充分利用。的选择与很多因数有关。若主要是在较好的路面上行驶，则选的值可偏高些，反之可偏低些。从紧急制动的观点出发，值宜取高些。汽车若常带挂车行驶或常在山区行驶，值宜取低些。国外文献推荐货车满载时的同步附着系数。本次设计车型为轻型载货汽车，最大车速为70k，车速相对较低，此取。联合国欧洲经济委员会(ECE)的制动法规规定，在各种载荷情况下，轿车的制动强度在0.150.8，其他汽车的制动强度在0.150.3的范围内时，前轮均应能先抱死；在车轮尚未抱死的情况下，在0.20.8的范围内，必须满足0.1+0.85(-0.2)。§6.4最大制动力矩由式（6-10）（6-13）得（6-14）代入，对于常遇到的道路条件较差、车速较低因而选取了较小的同步附着系数值的汽车，这种汽车后轮制动抱死的可能性小，而汽车行驶方向的控制更为重要，为了保证在的良好的路面上能够制动到后轴车轮和前轴车轮先后抱死滑移，前、后轴的车轮制动器所能产生的最大制动力力矩为：（6-15）（6-16）式中：为该车所能遇到的最大附着系数。一个车轮制动器应有的最大制动力矩为按上列公式计算所得结果的一半值。取，由式（6-15）（6-16）得单个车轮制动器最大制动力矩§6.5制动器的结构参数与摩擦系数§6.5.1制动鼓内径D输入力一定时，制动鼓内径越大，制动力矩越大，且散热能力也越强。但制动鼓内径D受轮辋内径限制。制动鼓与轮辋之间应保持足够的间隙，通常要求该间隙不小于20～30，否则不仅制动鼓散热条件太差，而且轮辋受热后可能粘住内胎或烤坏气门嘴。制动鼓应有足够的壁厚，用来保证有较大的刚度和热容量，以减小制动时的温升。制动鼓的直径小，刚度就大，并有利于保证制动鼓的加工精度。货车制动鼓直径与轮辋直径之比：=0.70～0.93载货汽车和客车制动鼓内径一般比轮辋外径小80～100。设计时可按轮辋直径初步确定制动鼓内径（见表6-1）本车轮辋6.0，参表3-1及《汽车行业标准》，选轮辋直径为16(in)制动鼓直径为360mm表６-1制动鼓内径参考值轮辋直径（）121314151620，22.5制动鼓最大内径（）轿车180200240260——货车、客车220240260300320420制动鼓在工作时如同一个悬臂梁，所以壁厚的选取主要从刚度和强度方面考虑。壁厚取大些有助于增大热容量，试验表明，壁厚从11增至20，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：中、重型货车为13～18。§6.5.2摩擦衬片宽度b和包角摩擦衬片宽度尺寸的选取对摩擦衬片的使用寿命有影响。衬片宽度尺寸取窄些，则磨损速度快，衬片寿命短；若衬片宽度尺寸取宽些，可以减少磨损，但质量大，不易加工，不易保证与制动鼓全面接触，且增加了成本。设计时一般按～初选。且应尽量按国产摩擦衬片规格选择。参《汽车行业标准》取，。摩擦衬片的摩擦面积为：=式中为摩擦衬片包角，单位为弧度。制动器各蹄衬片总的摩擦面积越大，制动时所受单位面积的正压力和能量负荷越小，从而磨损特性越好。根据国外统计资料分析，单个车轮鼓式制动器的衬片面积随汽车总质量增大而增大，具体数据见表3-2。表６-2衬片摩擦面积衬片摩擦面积汽车类别汽车总质量／t单个制动器摩擦衬片总面积／轿车0.9-1.51.5～2.5100～200200～300货车及客车1.0—1.51.5—2.52.5～3.53.5—7.07.0—12.012.0—17.0120～200150～250(多为150～200)250～400300～650550～1000600～1500(多为600-1200)§图６-4鼓式制动器的主要几何参数６图６-4鼓式制动器的主要几何参数前轮制动一般衬片布置在制动蹄外缘的中央，即令。前轮：后轮：§６.5.4制动器中心到张开力作用线的距离初定。§６.5.5制动蹄支承点位置坐标和初步暂定。§６.5.6摩擦片摩擦系数摩擦片摩擦系数对制动力矩的影响很大，主要考虑其热稳定性当前国产的制动摩擦片材料在温度低于250℃时，保持摩擦系数～0.40已无大问题。因此，在假设的理想条件下计算制动器的制动力矩，取可使计算结果接近实际。选。第七章制动器的设计计算§7.1制动器因数的计算鼓式制动器制动因数的计算通常是根据摩擦衬片的压力分布规律、径向变形规律以及张开力与摩擦衬片法向压力的解析关系，利用微积分和列制动蹄力平衡方程式的方法通过其定义求得。由于这种方法导出过程较繁琐，我们采用以下公式计算制动器的制动器因数。§7.1.1支承销式双领蹄制动器的制动器因数单个领蹄的制动蹄因数为：图7-1支承销式双领蹄制动器的制动器因数计算用图（7-1）式中：（7-2）（7-3）—角对应的圆弧，单位为弧度；—摩擦系数，0.3。以上各式中有关结构尺寸参数见图7-1。整个制动器因数=（7-4）前制动器结构参数：，，，，后制动器结构参数：，，，，计算得：,§７.1.3对于支承销式双领蹄制动器，蹄不自锁的条件为：（7-5）由式（7-14）前制动器后制动器，故蹄均不自锁。§７.2张开力计算由式（2-1），液压驱动制动器所需张开力(7-6)对前、后轮制动器§７.3摩擦衬片的磨损特性计算§７.3.1紧急制动时汽车制动器能量负荷最大，衬片的磨损最严重。在紧急制动时双轴汽车单个前轮和后轮制动器的比能量耗散率分别为：（7-7）（7-8）式中：—汽车总质量；—汽车制动初速度，；（总质量3.5t以上的货车取=65（18）；）；—制动减速度，，计算时取；—制动时间，；、—前后制动器衬片的摩擦面积；—制动力分配系数。鼓式制动的比能量耗损率以不大于为宜。由上所以摩擦衬片选取合适。§７.3.2比摩擦力比摩擦力即单位摩擦面积的摩擦力，单个车轮制动器的比摩擦力为（7-9）式中，—单个制动器的制动力矩；—制动鼓半径；—单个制动器的衬片摩擦面积。当制动减速度时，鼓式制动器的比摩擦力以不大于为宜。；；故摩擦衬片合格。§７.3.3平均压力（7-10）式中：—摩擦衬片与制动鼓间的法向力；—摩擦衬片的摩擦面积。当前由于磨损问题受到更大重视，可取[]=1.40～1.60MPa(当摩擦系数=0.30～0.35时)，紧急制动时允许取[]＝2～2.5MPa。计算得二者均小于[]＝2～2.5MPa，故摩擦衬片合格。§７.3.4比滑磨功磨损和热的性能指标也可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滑磨功即比滑磨功来衡量：（7-11）式中—汽车总质量，kg；—汽车最高车速，；—车轮制动器各制动衬片(衬块)的总摩擦面积，；[]—许用滑磨功，货车取[]＝600～800。故摩擦衬片合适。§７.4驻车制动计算图7-3为汽车在上坡路上停驻时的受力情况。图７-3汽车在上坡路上停驻时的受力情况根据后轴车轮附着力与制动力相等的条件可求得汽车在上坡路和下坡路上停驻时的坡度极限倾角，，即由（7-12）求得汽车在上坡时可能停驻的极限上坡路倾角为（7-13）汽车在下坡时可能停驻的极限下坡路倾角为（7-14）一般对轻型货车要求最大停驻坡度不应小于25%，单个后轮驻车制动器的制动力矩上限为。由式（7-24）（7-25）其上坡最大停驻坡度为58.4%；其下坡最大停驻坡度为36.3%。单个后轮驻车制动器的制动力矩上限为§７.5汽车制动性能计算§７.5.1制动减速度（7-15）式中：为该车所遇最大附着系数，则§７.5.2理论制动距离（7-16）式中：j—制动减速度。V—制动初速度，30km/h。满足要求。第八章液压制动驱动机构的设计计算§８.1制动轮缸直径与工作容积的确定制动轮缸对制动蹄施加的张开力与轮缸直径和制动管路压力的关系为：(8-1)制动油路压力一般不超过10-12MPa。第个轮缸的工作容积为(8-2)式中，—第个轮缸活塞的直径；—轮缸中活塞的数目；—第个轮缸活塞在完全制动时的行程，初步设计时可取=2.0～2.5。所有轮缸的总工作容积为：(8-3)式中：为轮缸数目。取，前制动器轮缸：;后制动器轮缸：，参GB7524—87，选，。取，由式（8-2）（8-3）计算得§８.2制动主缸直径与工作容积确定初步设计时，制动主缸的工作容积可取为：（8-4）式中：为所有轮缸的总工作容积。主缸活塞行程可用下式确定(8-5)一般取，由式（8-4）（8-5）得，参GB7524—87，选。图８-1液压制动驱动机构的计算用简图§８.3制动踏板力图８-1液压制动驱动机构的计算用简图制动踏板力用下式计算：(8-6)式中，—踏板机构传动比，、见图8-1。—踏板机构及液压主缸的机械效率，可取=0.82～0.86。货车最大踏板力一般为700，设计时，制动踏板力可在200～350的范围内选取。由式（8-6）,取，真空助力比制动踏板工作行程用下式表示：(8-7)式中，—主缸中推杆与活塞间的间隙，一般取=1.5～2.0；—主缸活塞空行程，即主缸活塞从不工作的极限位置到使其皮碗完全封堵主缸上的旁通孔所经过的行程。踏板全行程对货车不大于180，作用在制动手柄上的力货车不大于600N，行程不大于220。§８.4真空助力器装配双膜片真空助力器,放大倍数。第九章制动器主要零部件的结构设计与强度计算§９.1.1制动鼓图９-1组合式制动鼓本设计采用由钢板冲压成形的辐板与铸铁鼓筒部分铸成一体的组合式制动鼓(如图9-1)图９-1组合式制动鼓制动鼓相对于轮毂的对中如图6-1所示，是以直径为的圆柱表面的配合来定位，制动鼓工作表面的圆度和同轴度公差≤0.03，径向跳动量≤0.05，静不平衡度≤1.5。§９.1.2制动蹄制动蹄采用T形型钢辗压制成，制动蹄的断面形状如图6-2a，并在制动蹄腹板上开有径向槽，使制动蹄摩擦衬片与鼓之间的接触压力均匀，并减少制动时的尖叫声。制动蹄腹板和翼缘的厚度分别为8和。摩擦衬片的厚度选为14。衬片铆接在制动蹄上，噪声较小。图９-2汽车制动蹄的断面形状§９.1.3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。制动底板承受着制动器工作时的制动反力矩，应有足够的刚度，因为刚度不足会导致制动力矩减小，踏板行程加大，衬片磨损也不均匀。本设计制动底板采用钢板冲压而成，冲出翻边和凸台，底板具有凹凸起伏的形状。§９.1.4前轮制动器制动蹄采用偏心支承销式，支承销由45号钢制造并高频淬火。后轮制动器采用浮式支撑，结构简单且制动蹄可自行定位。§９.1.5本车制动间隙采用手动调整。在制动底板开有一观察孔，以便用塞尺检查摩擦片与制动鼓之间的间隙。若发现制动器间隙以增大到使制动器效能明显降低时：对前轮制动器，可转动调整凸轮进行局部调整。当制动鼓磨损重新修整其内圆面后装配制动器时，为保证蹄鼓的正确接触状态和间隙值，应转动偏心销和调整凸轮进行全面调整；对后轮制动器，则要调整制动轮缸两端的调整螺母，带动螺杆的可调支座作轴向移动，则可调整制动器间隙，调整好后，用锁片插入调整螺母的齿槽中，以固定调整螺母位置。§９.2.1支承销所受剪切应力应满足以下条件：（9-1）式中：—支承销的截面积；—摩擦系数；—许用剪切应力，。，，，，见图9-3。由式（9-1）代入数值有，取。图９-3支承销剪切应力计算用图
结论我所做的是轻型货车的设计。我负责整车设计，包括外型设计、底盘设计和制动器设计。在老师的认真指导和督促下，我组同学密切配合完成了本次设计。总体设计是一项很繁重的任务，涉及的方面很多，需要在布置的同时协调好各个部件的相互关系，保证部件之间不发生干涉，保证汽车的各种性能要求。这对我们来说是一种锻炼和考验。由于我们的能力有限，对专业知识的理解不够透彻，知识面还比较狭窄，在许多设计的细节上与同组同学的协调上做的还不够好，还请老师原谅。1、本次设计任务为轻型货车制动器设计。制动系的结构型式方案如下：行车制动器为双管路Ⅱ型回路真空助力液压控制前、后蹄式制动器，前鼓式单活塞双制动轮缸单向双领蹄式制动器，制动蹄采用偏心支承销式支承；后鼓式双活塞单制动轮缸领从蹄式制动器，制动蹄采用浮式支撑，兼充驻车制动器，并可用于应急制动。驻车制动驱动机构为手操纵机械钢丝软轴远距离操纵式，其操纵机构布置在驾驶室内。2、本车的制动性能符合任务书要求的最小制动距离（空载小于等于7.5米），本次设计的最小制动距离为5.06m。3、制动器摩擦衬片的磨损特性指标均满足要求:比能量耗散率比摩擦力平均压力比滑磨功故以上各特性指标均满足设计要求。参考文献[1]刘惟信主编.汽车制动系的结构分析与设计计算.北京：清华大学出版社，2004P667—P749[2]刘惟信主编.汽车设计.北京：清华大学出版社，2001[3]陈家瑞主编.汽车构造（第2版下册）.北京：机械工业出版社，2004P179-P197P282-P371[4]余志生主编.汽车理论.北京：机械工业出版社，2003[5]王望予主编.汽车设计（第4版）.北京：机械工业出版社，2004P16-P39P257-P285[6]刘鸿文主编.材料力学.北京：高等教育出版社，1992P44-P50[7]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，2001P492-P568[8]汽车工程手册编辑委员会.汽车工程手册—制造篇.北京：人民交通出版社，2001P186-P200[9]自动车技术会小林明等编.汽车工程手册编译委员会译.汽车工程手册（第二分册）.机械工业出版社，1984P258-P294[10]自动车技术会小林明等编.汽车工程手册编译委员会译.汽车工程手册（第三分册）.机械工业出版社，1984P423-P524[11]罗锦陵，宋美娟，周宏湖主编.汽车配件实用手册.上海：上海交通大学出版社，1997P587-P607[12]肖永清，杨忠敏主编.汽车制动系统的使用与维修.北京：中国电力出版社，2004[13]薛汉池.QC/T309—1999.制动鼓工作直径及制动蹄片宽度尺寸系列.长春.长春汽车研究所[14]陈广照.GB16897—1997.制动软管.长春.中华人民共和国机械工业部[15]南京汽车制造厂.GB11611—1989.汽车液压制动系金属管、内外螺纹管接头和软管端部接头.中国汽车工业联合会[16]方昆凡主编.工程材料手册非金属材料卷.北京：北京出版社，2000[17]方昆凡主编.工程材料手册有色金属材料卷.北京：北京出版社，2000[18]《钢铁材料手册》总编辑委员会编著.钢铁材料手册碳素结构钢第1卷.北京：中国标准出版社，2002[19]周康年，丁为联主编.中国机械设计大典第2卷.南昌：江西科学技术出版社，2002致谢首先我要感谢我的母校--河南科技大学，是母校给了我这样一个机会，让我从一名普通的学生变成了一名具有初步专业技能的工程技术人员；是母校用四年的时间，培养了我各种能力，让我的综合素质得到了质的飞跃。我还要感谢我们试验室、图书馆等，是他们为我们毕业设计提供了所需的各方面的条件。从毕业设计的教室到图板、丁字尺及其它所需的各方面的图书、期刊等资料。在毕业设计的整个过程中，他们及时了解我们的需要，尽最大可能的帮助我们解决我们在毕业设计中所遇到的各种问题，让我们拥有一个干净、舒心的设计环境，为我们毕业设计的成功打下了一个良好的物质基础。当然最让我感谢的应该是我的指导教师李水良老师和其他给过我帮助的老师。李老师作为我的指导教师，在我们毕业设计的整个工程中，适时的给我们以指导，及时的解答我们在毕业设计中所遇到的各种问题，是我们毕业设计中技术上的一位好“参谋”。他尽心尽力地帮助我，总在适当的时候给我建议，并且不辞辛劳每日必到，尽心尽力地为我们着想，就像迷雾远航中指向前路的灯塔，我在此由衷的感谢。
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