3噸柴油動(dòng)力貨車全套設(shè)計(jì)【帶CAD圖紙和說明書】,帶CAD圖紙和說明書,柴油,動(dòng)力,貨車,全套,設(shè)計(jì),cad,圖紙,以及,說明書,仿單 車輛與動(dòng)力工程學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)說明書 第一章 前 言 自1886年第一輛汽車產(chǎn)生以來，汽車工業(yè)從無到有，迅速發(fā)展，產(chǎn)量大幅度的增加，技術(shù)月新日異。汽車的種類也不斷的增多，功能也在不斷增加，其性能得到不斷的提高，因此汽車車架和制動(dòng)系統(tǒng)的性能要求就會(huì)更高些，以適應(yīng)其特點(diǎn)的要求。 車輛的主要的總成，部件等都安裝在車架上，車架是個(gè)重要的承載總成，它還承受各機(jī)構(gòu)產(chǎn)生的反作用力和行駛中的動(dòng)載荷，因此，車架的設(shè)計(jì)要求有高的強(qiáng)度和剛度，盡量結(jié)構(gòu)簡單，輕量化。制動(dòng)系統(tǒng)性能的好壞直接影響汽車的安全制動(dòng)，所以設(shè)計(jì)時(shí)要盡量提高其制動(dòng)器的制動(dòng)性能，以保證汽車制動(dòng)的安全性。 本次設(shè)計(jì)的主要任務(wù)是設(shè)計(jì)3噸柴油動(dòng)力貨車的車架和制動(dòng)系統(tǒng)的設(shè)計(jì)，通過對(duì)汽車車架和制動(dòng)系的結(jié)構(gòu)分析，和參數(shù)的選擇，最終確定其布置設(shè)計(jì)方案。 車架設(shè)計(jì)部分，重點(diǎn)對(duì)車架的結(jié)構(gòu)形式進(jìn)行分析，選擇車架形式，初選其主要的結(jié)構(gòu)尺寸，然后根據(jù)車架在實(shí)際的運(yùn)行過程中的受力狀況進(jìn)行強(qiáng)度和剛度校核，最終確定其結(jié)構(gòu)尺寸。同樣制動(dòng)系統(tǒng)的設(shè)計(jì)本著結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)簡單，經(jīng)濟(jì)使用的原則，其行車制動(dòng)均選擇鼓式制動(dòng)器，駐車制動(dòng)采用結(jié)構(gòu)簡單的機(jī)械式后輪駐車制動(dòng)。 在設(shè)計(jì)的過程中，我得到李老師和馬老師的幫助，并且參考了不少的專業(yè)書籍和行業(yè)雜志和標(biāo)準(zhǔn)，在此一并感謝。 。 第二章 車架設(shè)計(jì) §2.1 概述 車架是汽車的裝配基體和承載基體，其功用是支撐連接汽車的各總成或零部件，將它組成完整的汽車。同時(shí)，車架還承受來自車內(nèi)外的各種載荷。 為了車架完成上述功能，通常對(duì)車架有如下要求： （一） 要求有足夠的強(qiáng)度，保證在各個(gè)復(fù)雜受力的情況下車架不受破壞。要求有足夠的疲勞強(qiáng)度以保證其有足夠的可靠性與壽命，縱梁等主要零件在使用期內(nèi)不應(yīng)有嚴(yán)重的變形和開列。 （二） 要求有足夠的彎曲強(qiáng)度。保證汽車在各個(gè)受力復(fù)雜的使用條件下，安裝在車架上的各總成不致因?yàn)檐嚰艿淖冃味缙趽p壞或失去正常的工作能力。車架的最大彎曲撓度通常應(yīng)不大于10mm。 (三) 要求有適當(dāng)?shù)呐まD(zhuǎn)剛度。當(dāng)汽車行駛于不平路面時(shí)，為了保證汽車對(duì)路面不平度的適應(yīng)性，提高汽車的平順性和通過能力，要求車架具有合適的扭轉(zhuǎn)剛度。但車架扭轉(zhuǎn)剛度不宜過大，否則使車架和懸架系統(tǒng)的載荷增大并使汽車輪胎的接地性變差，使通過性變壞。通常在使用中其軸間扭角約為1°/m。 （四） 要求盡量減輕質(zhì)量。保證強(qiáng)度，剛度的前提下，車架的自身質(zhì)量應(yīng)盡可能的小，以減小整車質(zhì)量，因此，車架應(yīng)按等強(qiáng)度的原則進(jìn)行設(shè)計(jì)。通常要求車架的質(zhì)量應(yīng)小于整車整備質(zhì)量的10％。從被動(dòng)安全性考慮，乘用車車架應(yīng)具有易于吸收撞擊能量的特點(diǎn)。此外，車架設(shè)計(jì)時(shí)還應(yīng)該考慮車型系列化及改裝車等方面的要求。 §2.2 車架的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) §2.2.1車架的結(jié)構(gòu)型式 根據(jù)縱梁的結(jié)構(gòu)的特點(diǎn)，車架可分為以下幾種結(jié)構(gòu)型式： （一）周邊式車架 該車架的目的主要是盡可能的降低地板的高度，這種車架前后兩端縱梁收縮，中部縱梁加寬，前端寬度取決于前輪的最大轉(zhuǎn)向角，后端的寬度取決于后輪距，中部的寬度取決于車門門檻梁的內(nèi)壁寬。這種車架的最大的特點(diǎn)是：前后狹窄端通過所謂的緩沖臂或抗扭盒與中部縱梁焊接相連，前緩沖臂位于前圍板下部傾斜踏板前方，后緩沖臂位于后座下方。由于它是一種曲柄式結(jié)構(gòu)，容許緩沖臂有一定程度的彈性變形，它可以吸收來自不平路面的沖擊和降低車內(nèi)的噪音。其缺點(diǎn)：結(jié)構(gòu)復(fù)雜而且成本較高。所以周邊式車架廣泛用于中高級(jí)以上轎車。 （二）X型車架 由于車架的中部為汽車縱向?qū)ΨQ平面上的一根矩形斷面的空心脊梁，其前后端焊以叉型梁，形成俯視圖上的X形狀。其目的可以提高車架的抗扭剛度。但是地板中間的凸包拱起太大，影響后座乘客擱腳，此外由于制造工藝較復(fù)雜，所以用的并不太廣。 （三）梯形車架 又稱邊兩式車架，是由兩根互相平行的縱梁和若干根橫梁組成。其彎曲剛度較大，而當(dāng)承受扭矩時(shí)，各部分同時(shí)產(chǎn)生彎曲和轉(zhuǎn)矩。其優(yōu)點(diǎn)是便于安裝車身，車箱和布置其他總成，易于汽車的改裝和變型，因此被廣泛的用在載貨汽車，越野汽車，特種車輛等車上。 該車架寬度有三種形式： （1） 前窄后寬 對(duì)前輪轉(zhuǎn)向和轉(zhuǎn)向拉桿留出足夠的空間，往往采用這種型式 （2） 前寬后窄 由于重型貨車車輛后軸載荷大，輪胎和鋼板彈簧都加寬，同時(shí)又有安裝尺寸大的發(fā)動(dòng)機(jī)，所以只好減少前輪的轉(zhuǎn)向角，使車架成為前寬后窄的形式。 （3） 前后等寬 只要總布置允許，應(yīng)盡量采用這種方法，因?yàn)樵跊_壓不等寬的縱梁時(shí)，容易在轉(zhuǎn)折處的上下冀面上產(chǎn)生“波紋區(qū)”引起引力集中致使早期出現(xiàn)裂紋或斷裂。同時(shí)，前后等寬車架制造工藝簡單。 本次設(shè)計(jì)的是3噸柴油貨車的車架，根據(jù)貨車的特點(diǎn)，由以上車架型式的分析，應(yīng)力求結(jié)構(gòu)簡單制造容易，各總成安裝方便，可選用前后等寬的結(jié)構(gòu)型式。 §2.2.2車架的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) (一) 縱梁的結(jié)構(gòu) 縱梁是車架的主要承載元件，也是車架中最大的加工件，其形狀力求簡單。其長度大體與總車長度相當(dāng)，車架總長6400mm。本車架設(shè)計(jì)選擇了扭轉(zhuǎn)剛度較大、橫截而高度相對(duì)較小的上、下翼而和腹板均為平直的等直矩形截面縱梁(非標(biāo)型鋼)。 （二）橫梁的結(jié)構(gòu) 橫梁將左右縱梁聯(lián)在一起，構(gòu)成一完整的車架，并保證車架有足夠的扭轉(zhuǎn)剛度，限制其變形和降低某些部位的應(yīng)力。橫梁還起著支撐某些總成的作用。因此.車架橫梁的布置及結(jié)構(gòu)型式.首先必須滿足整車兌布置的要求。 （三）橫梁與縱梁的連接 選擇橫梁的斷面形狀時(shí)既要考慮其受載情況又要考慮其支撐總成的支撐方便封閉斷面梁和管梁的扭轉(zhuǎn)剛度大，宜用于需要加強(qiáng)扭轉(zhuǎn)剛度處。 正確選擇和合理的設(shè)計(jì)橫梁和縱梁的節(jié)點(diǎn)結(jié)構(gòu)是橫梁設(shè)計(jì)的重要問題.常見橫梁與縱梁的連接方式有以下幾種形式：（見圖2-1） 圖2-1 橫梁與縱梁的聯(lián)接 (1)橫梁和上下翼緣相連接（圖2-1a） 該種連接方式優(yōu)點(diǎn)是利于提高縱梁的抗扭剛度。缺點(diǎn)是當(dāng)車架產(chǎn)生較大扭轉(zhuǎn)變形時(shí)，縱梁上下翼面應(yīng)力將大幅度增加，易引起縱梁上下翼面的早期損壞。由于車架前后兩端扭轉(zhuǎn)變形較小，因此本車架前后兩端采用了該種連接方式為了提高縱梁的扭轉(zhuǎn)剛度采用了縱向連接尺寸較大的連接板。 (2)橫梁和縱梁的腹板相連接（圖2-1b） 橫梁僅固定在腹板上,這種連接形式連接剛度較差，允許截面產(chǎn)生自由蹺曲，可以在車架下翼面變形較大區(qū)域采用，以避免縱梁上下翼面早期損壞。本車架中部變形較大，因此在中部的兩個(gè)橫梁采用該種連接方式。 (3)橫梁同時(shí)和縱梁的任意翼緣以及腹板相連接（圖2-1c） 橫梁同時(shí)與縱梁的腹板及上或下翼板相連，此種連接方式兼有以上兩種方式連接的特點(diǎn)，但作用在縱梁上的力直接傳遞到橫梁上，對(duì)橫梁的強(qiáng)度要求較高。由于該車平衡懸架的推力桿與平衡懸架支架上的兩根橫梁連接，因此，這兩根橫梁與縱梁共同承受平衡懸架傳遞過來的垂直力(反)和縱向力(牽引力、制動(dòng)力)。 （4）橫梁在縱梁上的固定方法 橫梁在縱梁上的固定可分為鉚接，焊接和螺栓連接等幾種方法。鉚接的成本低，適合大量生產(chǎn)，在此情況下橫梁的彎曲剛度取決于鉚釘?shù)臄?shù)量及其布置。 焊接能保證有很高的彎曲剛度，且連接牢固，不致有松動(dòng)危險(xiǎn)，但要求較高的焊接質(zhì)量，合理的焊接夾具，適用于小批量生產(chǎn)和閉口截面車架。 螺栓連接主要采用在某些為了適應(yīng)各種特殊使用條件的汽車車架上，以使裝在車架上的某些部件得以互換或拆卸。其缺點(diǎn)在長期的使用中，容易松動(dòng)。 為了降低成本和適于批量生產(chǎn)，本車架縱梁和橫梁的連接方式采用鉚接。 §2.3車架的制造工藝及材料 車架材料應(yīng)具有足夠的屈服極限和疲勞極限，低的應(yīng)力集中敏感性，良好的冷沖壓性和焊接性能低碳和中碳低合金鋼能滿足這些要求。車架材料與所選定的制造工藝密切相關(guān)。拉伸尺寸較大或形狀復(fù)雜的沖壓件需要采用沖壓性能好的低碳鋼或低碳合金鋼08、09MnL、09MnREL等鋼板制造；拉伸尺寸不大，形狀有不復(fù)雜的沖壓件常采用強(qiáng)度稍高的20、25、46MnL、09SiVL、10TiL等鋼板制造。有的重型貨車、自卸車、越野車為了提高車架強(qiáng)度，減小質(zhì)量而采用中碳合金鋼板熱壓成型，在經(jīng)過熱處理，例如采用30Ti鋼板的縱梁經(jīng)正火后抗拉強(qiáng)度既由450MPa（HB156）提高到480～620MPa（HB170）。鋼板經(jīng)冷沖壓成型后，其疲勞強(qiáng)度降低，靜強(qiáng)度提高，延伸率較小的材料的降低幅度更大，常用車架材料在沖壓成型后的疲勞強(qiáng)度為140～160MPa。 貨車根據(jù)其裝載質(zhì)量的不同輕、中型貨車縱梁的鋼板厚度為5.0～7.0mm，重型貨車沖壓縱梁的鋼板厚度為7.0～9.0mm，槽型鋼斷面縱梁上、下翼緣的寬度尺寸約為其腹板高度尺寸的35%～50%。 車架的縱橫梁和其它3零件制造，多采用鋼板的冷沖壓工藝在大型壓力機(jī)上沖孔及形成；也有采用槽鋼、工字鋼、管料等型材料制造的，貨車車架的組裝多采用冷鉚工藝，必需時(shí)也可采用特制的放松螺栓聯(lián)接，為了保證車架的裝配尺寸，組裝時(shí)必須有可靠的定位和夾緊，特別應(yīng)保證有關(guān)總成在車架聲的定位尺寸及支承點(diǎn)的相對(duì)位置精度。 我國汽車行業(yè)多用16MnL作為車架的縱、橫梁板材，這種低碳合金鋼熱扎錳鋼板的屈服極限和強(qiáng)度極限都比普通碳素鋼結(jié)構(gòu)鋼高得多，能保證車架在惡劣條件下可靠地工作。對(duì)于形狀復(fù)雜或要求深度壓延的橫梁可采用普通碳素鋼。用16MnL或碳素鋼制造的車架均不進(jìn)行熱處理。 所以，本車架縱橫梁均采用16MnL。 §2.4 車架的計(jì)算 §2.4.1 車架的受載分析 汽車的使用條件復(fù)雜，其受力情況也十分復(fù)雜，隨著汽車使用條件的變化，車架上的載荷變化也很大。車架的載荷大致可以分為以下幾種： (一) 靜載荷 靜載荷是指汽車靜止時(shí)，車架所承受的懸架彈簧以上部分載荷，它包括：車架質(zhì)量，車身質(zhì)量。安裝在車架上的各總成與附屬的質(zhì)量以及有效載荷（乘客或貨物的總質(zhì)量）的總和。 （二）對(duì)稱的垂直動(dòng)載荷 這種載荷是當(dāng)汽車在平坦的道路上以較高車速行駛時(shí)產(chǎn)生的。其大小與作用在車架上的靜載荷及其分部有關(guān)，還取決于靜載荷作用處的垂直振動(dòng)加速度大小，路面的反作用力使車架承受對(duì)稱垂直動(dòng)載荷。這種載荷使車架產(chǎn)生彎曲變形。 （三）斜對(duì)稱的動(dòng)載荷 這種載荷是當(dāng)汽車在崎嶇不平的道路上行駛時(shí)產(chǎn)生的。此時(shí)汽車的前后幾個(gè)車輪可能不在同一平面上，從而使車架連同車身一同歪斜，其大小與路面不平的程度以及車身，車架和懸架的剛度有關(guān)。這種動(dòng)載荷會(huì)使車架產(chǎn)生扭轉(zhuǎn)變形。 （四）其他載荷 汽車轉(zhuǎn)彎行駛時(shí)，離心力將使汽車受到側(cè)向力的作用：汽車加速或制動(dòng)時(shí)，慣性力會(huì)導(dǎo)致車架前后部載荷的重新分配；當(dāng)一前輪正面撞在路面凸包上時(shí)，將使車架產(chǎn)生水平方向的剪切變形；安裝在車架上的各總成（如發(fā)動(dòng)機(jī)，轉(zhuǎn)向搖臂及減震器）工作時(shí)所產(chǎn)生的力；由于載荷作用線不通過縱梁截面的彎曲中心（如油箱，備胎和懸架等）而使縱梁產(chǎn)生附加的局部轉(zhuǎn)矩。 綜上所述，汽車車架實(shí)際上受到空間力系的作用，受載情況錯(cuò)綜復(fù)雜，而車架縱梁與橫梁的截面形狀和接合特點(diǎn)又是多樣的，這樣使得汽車的車架受載更加復(fù)雜化。 §2.4.2 車架的設(shè)計(jì)計(jì)算 車架是一個(gè)復(fù)雜的薄壁框架結(jié)構(gòu)，在車架設(shè)計(jì)的初期階段，可對(duì)車架縱梁進(jìn)行簡化的彎曲強(qiáng)度計(jì)算，以次來確定車架的斷面尺寸。下面進(jìn)行車架的簡化計(jì)算： 彎曲強(qiáng)度計(jì)算的基本假設(shè)： （一）因?yàn)檐嚰艿淖笥沂菍?duì)稱的，左右的縱梁受力相差不大，故認(rèn)為縱梁是支撐在汽車前后軸上的簡支梁。 （二）空車時(shí)的簧上質(zhì)量（包括車架質(zhì)量在內(nèi)）均勻的分布在左右二縱梁的全長上，其值可以根據(jù)汽車底盤結(jié)構(gòu)的統(tǒng)計(jì)數(shù)據(jù)大致計(jì)算。一般對(duì)于輕型和中型載貨汽車來說，簧上質(zhì)量約為空車質(zhì)量的2/3；汽車的有效載荷均勻的分布在車廂全長上。 （三）所有的作用力均通過縱梁截面的彎曲中心。實(shí)際上，縱梁的某些部位會(huì)由于安裝外伸部件而產(chǎn)生局部扭轉(zhuǎn)，在設(shè)計(jì)時(shí)通常在此安裝一根橫梁，使得這種對(duì)縱梁的扭轉(zhuǎn)變?yōu)閷?duì)橫梁的彎矩。故這種假定不會(huì)造成明顯的計(jì)算誤差。 通過上述假設(shè)，將車架由一個(gè)靜不定的平面框架結(jié)構(gòu)，簡化成為一個(gè)位于支座上的靜定結(jié)構(gòu)。 §2.4.3 縱梁的彎矩計(jì)算 要計(jì)算車架縱梁的彎矩，先計(jì)算車架的前后支反作用力： （2-1） 式中： --前輪中心支座對(duì)任意縱梁（左縱梁或右縱梁）的反作用力，N; ----縱梁總長，mm； -----汽車的軸距，mm； -----縱梁后端到后軸之間的距離，mm； g------重力加速度，9.8m/； 圖2-3 車架上的載荷的均布情況 ----車廂后端到后軸之間的距離，mm; -----空車時(shí)的簧上質(zhì)量（含車架自身的重量），kg; ------汽車的裝載質(zhì)量，kg; -----車廂總長，mm。 =6400mm, =3650mm, =1735mm, =4500mm, =1795mm, =2000 kg, =6000 kg, =2705mm。將上述值代入式（2-1），得： 在計(jì)算縱梁彎矩時(shí)，將總量分成兩段區(qū)域，每一區(qū)段的均部載荷可簡化為作用于區(qū)段中點(diǎn)的集中力?？v梁各端面上的彎矩計(jì)算采用彎矩差法，可使計(jì)算工作量大大減少。彎矩差法認(rèn)為：縱梁上某一端面上的彎矩為該端面之前所有力對(duì)這點(diǎn)的轉(zhuǎn)矩之和。 （一）駕駛室長度段縱梁的彎矩計(jì)算 在該段內(nèi)，根據(jù)彎矩差法，則有： （2－2） 式中： ---- 縱梁上某一截面的彎矩,Nmm; ---- 截面到前輪中心的距離， mm; ---- 車架縱梁前端到前輪中心的距離，mm。 （二）駕駛室后端到后軸段縱梁彎矩的計(jì)算 在該區(qū)段內(nèi)，根據(jù)彎矩差法，縱梁某一斷面的彎矩為： （2-3） 式中： ------縱梁某一截面的彎矩，Nmm; ------截面到前輪中心的距離，mm; -----車廂前端到后輪中心的距離，mm。 縱梁某一斷面上的剪力為該斷面之前所有力的和。 （2-4） 式中： ----縱梁某段面上的剪力，N。 由上可知，縱梁的最大彎矩一定發(fā)生在該段縱梁內(nèi)。其位置可采用求對(duì)求導(dǎo)數(shù)并令其為零的辦法得到。 （2-5） 得 x=1515mm. 由上式求得縱梁發(fā)生最大彎矩的位置，將x=1515mm代入彎矩計(jì)算公式，則可求得總量受到的最大彎矩。 得。 縱梁受到的最大的剪力則發(fā)生在汽車后軸附近。當(dāng)==3650mm時(shí)，剪應(yīng)力最大，其最大剪應(yīng)力為為 （2-6） 則 =-3368.998N 以上是僅考慮汽車靜載工況下，總量斷面彎矩和剪力的計(jì)算。實(shí)際上，汽車行駛時(shí)還受到各種動(dòng)載荷的作用。因此，汽車行駛時(shí)實(shí)際受到的最大彎矩和最大剪力為 = （2-7） = （2-8） 式中 -----動(dòng)載系數(shù)，對(duì)于轎車，客車=1.75,載貨汽車=2.5，越野汽車=3.0。疲勞安全系數(shù)。 即為 ： §2.4.4 縱梁的抗彎截面系數(shù)的計(jì)算 車架的縱梁和橫梁截面系數(shù)W按材料力學(xué)的方法計(jì)算。 對(duì)于環(huán)矩形截面， （2-9） 其中：B，矩形環(huán)斷面外寬，82.5mm；H，矩形環(huán)斷面外高，150mm； b，矩形環(huán)斷面內(nèi)寬，77.5mm；h，矩形環(huán)斷面內(nèi)高，140mm； 所以 §2.4.5 彎曲應(yīng)力計(jì)算 縱梁斷面的最大彎曲應(yīng)力為： （2-10） 得： 按上式求得的彎矩應(yīng)力不應(yīng)大于材料的許用應(yīng)力[].許用應(yīng)力可按下式計(jì)算： （2-11） 式中-----材料的屈服極限，對(duì)于材料， ； -----安全系數(shù)，一般安全系數(shù)取1.15~1.40。 則得 []= 則有 ≤[]; 所以,該車架的彎曲強(qiáng)度可靠。即可確定其截面尺寸。 §2.4.6 車架的剛度計(jì)算 為保證車輛及其各總成，裝置能正常可靠的工作，汽車車架縱梁在其全長的范圍內(nèi)的垂直彎曲變形量，必須滿足相應(yīng)的剛度要求： 式中：-----縱梁前，后支承中心處承受1000N集中載荷時(shí)的最大垂直撓度，cm; -------汽車的軸距，m; -----縱梁截面的慣性矩， 。 本車架縱梁截面的慣性矩為: 所以,車架的縱梁的剛度足夠。 §2.5 車架實(shí)驗(yàn) 車架的實(shí)驗(yàn)內(nèi)容包括：應(yīng)力測(cè)定、剛度測(cè)定、可靠性測(cè)定與耐久性臺(tái)架試驗(yàn)、隨整車進(jìn)行的可靠性道路試驗(yàn)或試車場試驗(yàn)以及使用實(shí)驗(yàn)等。 （一）車架的應(yīng)力測(cè)定 對(duì)車架的應(yīng)力測(cè)定可較快的得出其應(yīng)力分布情況，找出薄弱環(huán)節(jié)和產(chǎn)生的原因以及改進(jìn)后的效果。除了要進(jìn)行靜彎曲和靜扭轉(zhuǎn)的應(yīng)力測(cè)定外，還以整車在道路模擬實(shí)驗(yàn)臺(tái)上、試車場以及在使用條件下進(jìn)行動(dòng)應(yīng)力測(cè)定。這對(duì)車架的設(shè)計(jì)定型很有指導(dǎo)作用。 （二）車架的剛度測(cè)定 包括對(duì)車架的彎曲剛度及扭轉(zhuǎn)剛度進(jìn)行測(cè)定。 測(cè)定車架的彎曲剛度時(shí)，是在前后軸處設(shè)置剛性支承并模擬實(shí)際負(fù)荷情況加載。 測(cè)定車架的扭轉(zhuǎn)剛度時(shí)應(yīng)注意車架在實(shí)驗(yàn)臺(tái)上的緊固情況，以避免實(shí)驗(yàn)裝置對(duì)其剛度產(chǎn)生影響。 （三）可靠性與耐久性能臺(tái)架試驗(yàn) 包括車架彎曲疲勞試驗(yàn)和扭轉(zhuǎn)疲勞試驗(yàn)。等副疲勞試驗(yàn)臺(tái)是較為簡單的實(shí)驗(yàn)裝置，有機(jī)械式，液壓式，和激振式的，常用作進(jìn)行車架對(duì)比實(shí)驗(yàn)。程控疲勞試驗(yàn)臺(tái)能更好地模擬車架在實(shí)際使用中的載荷狀況。后者也常用于整車狀態(tài)下的疲勞試驗(yàn)。 （四）隨整車進(jìn)行的可靠性道路試驗(yàn)或試車場實(shí)驗(yàn)以及使用實(shí)驗(yàn) 讓滿載的汽車行駛于試車場的專門路段上來進(jìn)行車架的疲勞試驗(yàn)和扭轉(zhuǎn)疲勞試驗(yàn)。 第三章 制動(dòng)系統(tǒng)設(shè)計(jì) §3.1 概述 （一）制動(dòng)系的組成 制動(dòng)系是由制動(dòng)器和制動(dòng)驅(qū)動(dòng)機(jī)構(gòu)組成。 制動(dòng)裝置可分為行車，駐車，應(yīng)急，輔助制動(dòng)4種裝置。制動(dòng)系統(tǒng)至少有兩套獨(dú)立穩(wěn)定的制動(dòng)裝置，即行車制動(dòng)裝置和駐車制動(dòng)裝置。 行車制動(dòng)裝置使行駛的汽車減速或停車，并且使汽車在下坡時(shí)保持是適當(dāng)?shù)姆€(wěn)定車速。其驅(qū)動(dòng)機(jī)構(gòu)常采用雙回路或多回路結(jié)構(gòu)，保證工作可靠。 駐車制動(dòng)裝置用于汽車可靠的停在原地，它有助于汽車在坡路上起步。其驅(qū)動(dòng)機(jī)構(gòu)常采用機(jī)械式，而不用氣壓或液壓驅(qū)動(dòng)機(jī)構(gòu)，避免產(chǎn)生故障。 應(yīng)急制動(dòng)裝置用于行車制動(dòng)裝置發(fā)生意外故障失效時(shí)，利用機(jī)械源控制的應(yīng)急制動(dòng)裝置實(shí)現(xiàn)汽車制動(dòng)，同時(shí)在人力的控制下它還能兼做駐車制動(dòng)裝置。 輔助制動(dòng)裝置通過裝設(shè)緩速器等輔助制動(dòng)，實(shí)現(xiàn)汽車下長坡時(shí)，保持穩(wěn)定車速的作用，減輕或解除行車制動(dòng)裝置的負(fù)荷。 本次設(shè)計(jì)主要采用了行車制動(dòng)裝置和駐車制動(dòng)裝置兩套裝置。 （二）制動(dòng)系的基本功用： （1）使汽車迅速減速直至停車； （2）使汽車在下長坡時(shí)保持穩(wěn)定的車速； （3）使汽車可靠的停在原地（包括坡路上）。 （三）制動(dòng)系的設(shè)計(jì)要求 （1）足夠的制動(dòng)力。制動(dòng)力包括行車制動(dòng)能力和駐車制動(dòng)能力。行車制動(dòng)能力是用一定制動(dòng)初速度或最大制動(dòng)踏板力下的制動(dòng)減速度和制動(dòng)距離兩項(xiàng)指標(biāo)評(píng)定。駐坡制動(dòng)能力是汽車在良好的路面上能可靠停駐的最大坡度。一般不小于20%。 （2）可靠性好。制動(dòng)系各零部件工作可靠。汽車至少有行車和駐車制動(dòng)兩套制動(dòng)裝置，行車制動(dòng)裝置至少有兩套獨(dú)立的制動(dòng)驅(qū)動(dòng)管路。其中一條管路失效時(shí)，另一條管路應(yīng)保證制動(dòng)能力不低于原規(guī)定制的30%。制動(dòng)系應(yīng)設(shè)立必要的安全設(shè)備和報(bào)警裝置。 （3）制動(dòng)操縱穩(wěn)定性好。汽車以任何速度制動(dòng)都不應(yīng)該喪失操作性和方向穩(wěn)定性。汽車前后輪制動(dòng)力矩分配比例合適，最好能隨各軸間載荷轉(zhuǎn)移情況變化而變化；同一軸上左右輪制動(dòng)器的制動(dòng)力矩應(yīng)相同，避免制動(dòng)時(shí)某一車輪先抱死側(cè)滑，造成汽車無法操縱，喪失方向穩(wěn)定性，或甩尾，跑偏，甚至掉頭等危險(xiǎn)情況。 （4）操縱輕便。要求制動(dòng)踏板和手柄的位置和行程要符合人機(jī)工程學(xué)要求，要求操縱制動(dòng)系所需要的力不應(yīng)過大。 （5）作用滯后時(shí)間短。作用滯后時(shí)間包括產(chǎn)生制動(dòng)和解除制動(dòng)的滯后時(shí)間，要求滯后時(shí)間盡可能的短。 （6）制動(dòng)熱穩(wěn)定性好。制動(dòng)器摩擦片的抗熱衰退能力要高，受熱恢復(fù)較快。 （7）制動(dòng)水穩(wěn)定性好。能防止水和污泥進(jìn)入制動(dòng)器表面，摩擦片浸水后恢復(fù)摩擦系數(shù)能力要好。 （8）減少公害。制動(dòng)系及輪胎的工作噪音要低。制動(dòng)襯片的材料在制造和使用的過程中，盡量減少對(duì)環(huán)境的污染。 §3.2制動(dòng)器的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)。 制動(dòng)器按制動(dòng)對(duì)象分為車輪制動(dòng)器和中央制動(dòng)器，后者制動(dòng)傳動(dòng)軸或變速器輸出軸。所有汽車都用車輪制動(dòng)器作為行車制動(dòng)器。 制動(dòng)器有摩擦式、液力式和電磁式等幾種。電磁式制動(dòng)器雖有作用滯后小、易于連接且接頭可靠等優(yōu)點(diǎn)，但因成本高而只在一部分重型汽車上用來做車輪制動(dòng)器或緩速器。液力式制動(dòng)器只用作緩速器。目前廣泛使用的仍為摩擦式制動(dòng)器。 摩擦式制動(dòng)器按摩擦副的結(jié)構(gòu)形式不同，分為鼓式、盤式和帶式三種。帶式只用作中央制動(dòng)器。以鼓式，盤式制動(dòng)器應(yīng)用最廣泛。 （一）鼓式制動(dòng)器的結(jié)構(gòu)分析 鼓式制動(dòng)器主要有制動(dòng)鼓，制動(dòng)蹄，傳力杠桿和驅(qū)動(dòng)裝置組成。帶摩擦片的制動(dòng)蹄作為固定元件，大多采用兩個(gè)蹄，并以鉸支點(diǎn)的形式安裝于鼓內(nèi)，制動(dòng)的過程中2個(gè)襯塊都以的角度緊貼于制動(dòng)輪表面上。制動(dòng)器工作時(shí)，摩擦所產(chǎn)生的熱量大部分由制動(dòng)鼓向外散出，為承受較大的熱應(yīng)力，制動(dòng)鼓應(yīng)有足夠的質(zhì)量。制動(dòng)鼓在非工作狀態(tài)，其摩擦片與制動(dòng)鼓之間應(yīng)有合適的間隙。 制動(dòng)蹄有不同的張開裝置：液壓輪缸式，凸輪式，楔塊式，還有用氣動(dòng)或電動(dòng)方式作為制動(dòng)蹄驅(qū)動(dòng)裝置。 鼓式制動(dòng)器按制動(dòng)蹄的屬性可分為領(lǐng)從蹄式、雙領(lǐng)蹄式、雙向雙領(lǐng)蹄式、雙從蹄式、單向增力式、雙向增力式等幾種，如圖2—1所示。 圖3-1 鼓式制動(dòng)器示意圖 不同形式鼓式制動(dòng)器的主要區(qū)別有：①蹄片固定支點(diǎn)的數(shù)量和位置不同。②張開裝置的形式與數(shù)量不同。③制動(dòng)時(shí)兩塊蹄片之間有無相互作用。因蹄片的固定支點(diǎn)和張開力位置不同，使不同形式鼓式制動(dòng)器的領(lǐng)、從蹄數(shù)量有差別，并使制動(dòng)效能不同。 制動(dòng)器在單位輸入壓力或力的作用下所輸出的力或力矩，稱為制動(dòng)器效能。在評(píng)比不同形式制動(dòng)器的效能時(shí)，常用一種稱為制動(dòng)器效能因數(shù)的無因次指標(biāo)。制動(dòng)器效能因數(shù)的定義為，在制動(dòng)鼓或制動(dòng)盤的作用半徑只上所得到的摩擦力(Mp/R)與輸入力之比，即 K= Mp/ 式中，K為制動(dòng)器效能因數(shù)；Mp為制動(dòng)器輸出的制動(dòng)力矩。 制動(dòng)器效能的穩(wěn)定性是指其效能因數(shù)K對(duì)摩擦因數(shù)／的敏感性(／)。使用中f隨溫度和水濕的程度變化。要求制動(dòng)器的效能穩(wěn)定性好，即是其效能對(duì)f的變化敏感性較低。 領(lǐng)從蹄式制動(dòng)器的效能和穩(wěn)定性都很適中。由于其前進(jìn)倒車制動(dòng)效能不變，結(jié)構(gòu)簡單，制造成本，便于組成駐車制動(dòng)機(jī)構(gòu)，因此應(yīng)用較為廣泛。 雙領(lǐng)蹄式制動(dòng)器正向效能較高，但反向時(shí)它變成雙從蹄，效能大大降低。 雙向雙領(lǐng)蹄式制動(dòng)器在前進(jìn)，倒車制動(dòng)時(shí)性能不變，但用作后輪制動(dòng)器時(shí)，需另設(shè)中央制動(dòng)器構(gòu)成駐車制動(dòng)器。 雙領(lǐng)蹄式和雙向雙領(lǐng)蹄式制動(dòng)器中有兩個(gè)輪缸，適用于雙管路制動(dòng)系，但雙缸制動(dòng)器因零件數(shù)目增多，造價(jià)增高，容易出現(xiàn)油液泄漏，油管破損現(xiàn)象。 雙從蹄式制動(dòng)器制動(dòng)效能最低，但制動(dòng)穩(wěn)定性最好，除偶爾用于對(duì)穩(wěn)定性要求很高的高級(jí)轎車上，一般不采用。 增力式制動(dòng)器的效能較其他形式大的多，不大的制動(dòng)踏板力就能得到很大的制動(dòng)力矩，但其效能不太穩(wěn)定，效能太高也易產(chǎn)生自鎖。 單向增力式制動(dòng)器在倒車時(shí)制動(dòng)效能大大降低，只有少數(shù)中輕型貨車和轎車用它做前輪制動(dòng)器。 雙向增力式制動(dòng)器正反向制動(dòng)效能都很高，能產(chǎn)生大的駐車制動(dòng)力矩。它不用于緊急制動(dòng)，因而不產(chǎn)生高溫，也無熱衰退的憂患，又可省去助力驅(qū)動(dòng)機(jī)構(gòu)。 （二） 鼓式制動(dòng)器主要參數(shù)的初選 （1）制動(dòng)鼓內(nèi)徑D 輸入力一定時(shí)，制動(dòng)鼓內(nèi)徑越大，制動(dòng)力矩越大，且散熱能力也越強(qiáng)。但增大D(圖3-2)受輪輞內(nèi)徑限制。制動(dòng)鼓與輪輞之間應(yīng)保持足夠的間隙，通常要求該間隙不小于20mm，否則不僅制動(dòng)鼓散熱條件太差，而且輪輞受熱后可能粘住內(nèi)胎或烤壞氣門嘴。制動(dòng)鼓應(yīng)有足夠的壁厚，用來保證有較大的剛度和熱容量，以減小制動(dòng)時(shí)的溫升。制動(dòng)鼓的直徑小，剛度就大，并有利于保證制動(dòng)鼓的加工精度。 圖3-2 鼓式制動(dòng)器的主要參數(shù) 制動(dòng)鼓直徑與輪輞直徑之比D／Dr，的范圍如下 ： 轎車：D／Dr= 貨車：D／Dr= 已知輪輞直徑Dr=352mm，則可得 制動(dòng)鼓內(nèi)徑D=（）mm，則取制動(dòng)鼓的直徑D=290mm。 （2）摩擦襯片寬度b和包角β 摩擦襯片寬度尺寸b的選取對(duì)摩擦襯片的使用壽命有影響。襯片寬度尺寸應(yīng)取窄些，則磨損速度快，襯片壽命短；若襯片寬度尺寸取寬些，則質(zhì)量大，不易加工，并且增加了成本。 試驗(yàn)表明，摩擦襯片包角：90o～100o時(shí)，磨損最小，制動(dòng)鼓溫度最低，且制動(dòng)效能最高。β角減小雖然有利于散熱，但單位壓力過高將加速磨損。實(shí)際上包角兩端處單位壓力最小，因此過分延伸襯片的兩端以加大包角，對(duì)減小單位壓力的作用不大，而且將使制動(dòng)不平順，容易使制動(dòng)器發(fā)生自鎖。因此，包角一般不宜大于120o,所以取包角β=100°。 襯片寬度b較大可以減少磨損，但過大將不易包裝與制動(dòng)鼓全面接觸。本次設(shè)計(jì)參考國產(chǎn)車摩擦片規(guī)格，取b=100mm。 （3）摩擦襯片起始角 一般將襯片布置在制動(dòng)蹄的中央，即令=90o-θ／2。有時(shí)為了適應(yīng)單位壓力的分布情況，將襯片相對(duì)于最大壓力點(diǎn)對(duì)稱布置，以改善磨損均勻性和制動(dòng)效能。則=90o-θ／2=90°-100°/2=40°。 （4）制動(dòng)器中心到張開力作用線的距離e 在保證輪缸或制動(dòng)凸輪能夠布置于制動(dòng)鼓內(nèi)的條件下，應(yīng)使距離e(圖3—2)盡可能大，以提高制動(dòng)效能。初步設(shè)計(jì)時(shí)可暫定e=0.8R左右。 即： e=0.8145=116mm,取e=110mm。 （5）制動(dòng)蹄支承點(diǎn)位置坐標(biāo)a和c 應(yīng)在保證兩蹄的支承端毛面不致互相干涉的條件下，使a盡可能大而c盡可能小(圖3—2)。初步設(shè)計(jì)時(shí)，也可暫定a=0.8R左右。 即：a=0.8160=116mm,取a=110mm,c=30mm。 §3.3 制動(dòng)器的設(shè)計(jì)計(jì)算 制動(dòng)器設(shè)計(jì)中需要的重要參量： 汽車軸距： L=3650mm 車輪滾動(dòng)半徑： =389.7 mm 汽車滿載質(zhì)量： =6000Kg 汽車空載質(zhì)量： =3000Kg 滿載時(shí)質(zhì)心高度： =800mm 空載時(shí)質(zhì)心高度： =723mm 質(zhì)心距前軸的距離： =1617mm =2208mm 質(zhì)心距后軸的距離： =2033mm =1442mm §3.3.1 制動(dòng)力與制動(dòng)力分配系數(shù) （一）制動(dòng)力 汽車制動(dòng)時(shí)，如果忽略路面對(duì)車輪的滾動(dòng)阻力矩和汽車回轉(zhuǎn)質(zhì)量的慣性力矩，則任一角速度的車輪，其力矩平衡方程為： (3-1)式中： ——制動(dòng)器對(duì)車輪作用的制動(dòng)力矩，即制動(dòng)器的摩擦力矩，其方向與車輪旋轉(zhuǎn)方向相反，Nm； ——地面作用于車輪上的制動(dòng)力，即地面與輪胎之間的摩擦力，有稱為地面制動(dòng)力，其方向與汽車行駛的方向相反，N； ——車輪的有效半徑，m。則： （3-2） 并稱之為制動(dòng)器制動(dòng)力，它是在輪胎周緣克服制動(dòng)器摩擦力矩所需的力，因此又稱為制動(dòng)器周緣力。與地面制動(dòng)力的方向相反，當(dāng)車輪角速度時(shí)，大小亦相等，且僅由制動(dòng)器結(jié)構(gòu)參數(shù)所決定。即取決于制動(dòng)器的結(jié)構(gòu)形式、尺寸、摩擦副的摩擦系數(shù)及車輪有效半徑等，并與制動(dòng)踏板力即制動(dòng)系的液壓、或氣壓成正比。當(dāng)加大踏板力以增大時(shí)，和均隨之增大。但地面制動(dòng)力受著條件的限制，其值不可能大于附著力，即： 或 （3-3） 式中 ——輪胎與地面間的附著系數(shù)； ——地面對(duì)車輪的法向反力。 制動(dòng)器制動(dòng)力和地面制動(dòng)力達(dá)到附著力值時(shí)，車輪即被抱死并在地面上滑移。此后制動(dòng)力矩即表現(xiàn)為靜摩擦力矩，而即成為與相平衡以阻止車輪再旋轉(zhuǎn)的周緣力極限值。當(dāng)制動(dòng)達(dá)到后，地面制動(dòng)力達(dá)到附著力值后就不在增大，而制動(dòng)器制動(dòng)力由于踏板力的增大使摩擦力矩增大而繼續(xù)上升。（圖3-3所示） 圖3-3 制動(dòng)力與踏板力的關(guān)系 根據(jù)汽車制動(dòng)時(shí)的整車受力分析，考慮到制動(dòng)時(shí)的軸荷轉(zhuǎn)移，可求得地面對(duì)前、后軸車輪的法向反力為： 在任何附著系數(shù)的路面上，前后車輪同時(shí)抱死的條件是：前后制動(dòng)器制動(dòng)力之和等于附著力，并且前后制動(dòng)器制動(dòng)力分別等于各自的附著力，即： （二）制動(dòng)力分配系數(shù) 前輪制動(dòng)器制動(dòng)力與汽車總制動(dòng)器制動(dòng)力的比值稱為汽車制動(dòng)器制動(dòng)力分配系數(shù)，用符號(hào) 表示 。 則聯(lián)和式（3-9），可得： （3-4） 帶入數(shù)據(jù)即可得： §3.3.2 同步附著系數(shù)的計(jì)算 為了防止汽車的前輪失去轉(zhuǎn)向能力和后輪產(chǎn)生側(cè)滑，希望在制動(dòng)過程中，在即將出現(xiàn)車輪抱死但尚無任何車輪抱死時(shí)的制動(dòng)減速度，為該車可能產(chǎn)生的最高減速度。分析表明，汽車在同步系數(shù)的路面上制動(dòng)（前后輪同時(shí)抱死）時(shí)，其制動(dòng)減速度為，即，q為制動(dòng)強(qiáng)度。而在其他附著系數(shù)的路面上制動(dòng)時(shí)，達(dá)到前輪或后輪即將抱死時(shí)的制動(dòng)強(qiáng)度，這表明只有在的路面上，地面的附著條件才得到充分的利用。國內(nèi)有推薦滿載時(shí)同步附著系數(shù)轎車取≥0.6；貨車取≥0.5為宜。 因?yàn)椋? （3-5） 則： （3-6） 則： §3.3.3 前、后輪制動(dòng)器最大制動(dòng)力矩的確定 前后制動(dòng)器多能產(chǎn)生的最大制動(dòng)力矩為： （3-7） （3-8） §3.3.4前、后輪制動(dòng)器張開力的確定 為計(jì)算有一個(gè)自由度的蹄片上的力矩，在摩擦襯片表面取一橫 向微元面積，如圖3—4所示。它位于α角內(nèi)，面積為bRdα，其 中b為摩 擦襯片寬度。由鼓作用在微元面積上的法向力為： （3-9） 同時(shí)，摩擦力fdFl產(chǎn)生的制動(dòng)力矩為：(f為摩擦因數(shù)，計(jì)算時(shí)取0.3) 從到區(qū)段積分上式得到 （3-10） 當(dāng)法向壓力均勻分布時(shí)， （3-11） 從式(3-10)和式(3-11)能計(jì)算出不均勻系數(shù)為： 從式(3-10)和式(3-11)能計(jì)算出制動(dòng)力矩與壓力之間的關(guān)系。但是， 實(shí)際計(jì)算時(shí)還必須建立制動(dòng)力矩與張開力F。的關(guān)系。 緊蹄產(chǎn)生的制動(dòng)力矩用下式表達(dá)： (3-12) 式中，為緊蹄的法向合力；為摩擦力的作用半徑(圖3-5)。 為計(jì)算隨張開力而變的力，列出蹄上的力平衡方程式: (3-13) 式中，為軸和力的作用線之間的夾角；為支承反力在軸上的投影。 解聯(lián)立方程式(3—10)得到： 圖3-4 制動(dòng)力矩計(jì)算簡圖 圖3-5 張開力計(jì)算簡圖 (3-14) （3-15) 對(duì)于松蹄也能用類似的方程式表示，即： (3-16)為計(jì)算、、及、值，必須求法向力及其分量，沿著相應(yīng)的軸線作用有和力，它們的合力為(圖3-4)。根據(jù)式(3-9)有： 所以 根據(jù)式(3-10)和式(3-12)并考慮到： 式中 R=145mm,=22°, =122°=100°=40°代入可得：， =162mm。 mm。 鼓式制動(dòng)器不自鎖條件為： 。 所以不會(huì)自鎖。 D1==152.3mm D2==70.3mm 。 取=10公斤/ 。 所以帶入（3-11）得=1100028N mm。 因?yàn)椋? 所以 制動(dòng)器有兩塊蹄片，鼓上制動(dòng)力矩等于摩擦之和 所以后輪制動(dòng)器的制動(dòng)力矩： 前后制動(dòng)器制動(dòng)力矩的關(guān)系為： (3-17) 推出前輪制動(dòng)器制動(dòng)力矩為： 所以前輪張開力 。 §3.3.5 襯片磨損特性計(jì)算 摩擦襯片的磨損，與摩擦副的材質(zhì)，表面加工情況、溫度、壓力 以及相對(duì)滑磨速度的多種因素有關(guān)，因此在理論上要精確計(jì)算磨損性 能是很困難的。但實(shí)驗(yàn)表明，摩擦表面的溫度、壓力、摩擦系數(shù)和表 面狀態(tài)等是影響磨損的重要因素。 汽車的制動(dòng)過程是將其機(jī)械能（動(dòng)能、勢(shì)能）的一部分轉(zhuǎn)變?yōu)闊? 量而耗散的過程。在制動(dòng)強(qiáng)度很大的緊急制動(dòng)過程中，制動(dòng)器幾乎承 擔(dān)了耗散汽車全部動(dòng)力的任務(wù)。此時(shí)由于在短時(shí)間內(nèi)熱量來不及逸散 到大氣中，致使制動(dòng)器溫度升高此即所謂的制動(dòng)器的能量負(fù)荷。能量 負(fù)荷愈大，則襯片的磨損愈嚴(yán)重。 制動(dòng)器的能量負(fù)荷常以其比能量耗散率作為評(píng)價(jià)指標(biāo)。比能量耗 散率又稱為單位功負(fù)荷或能量負(fù)荷，它表示單位摩擦面積在單位時(shí)間 內(nèi)耗散的能量，其單位為w/mm。 雙軸汽車的單個(gè)前輪制動(dòng)器和單個(gè)后輪制動(dòng)器的比能量耗散率分別為： （3-18） 式中，——汽車回轉(zhuǎn)質(zhì)量換算系數(shù)； ——汽車總質(zhì)量； ——汽車制動(dòng)初速度與終速度，m/s；計(jì)算時(shí)3.5t以上的貨車取=65km/h（18m/s）； j——制動(dòng)減速度。，計(jì)算時(shí)取j=0.6g； t——制動(dòng)時(shí)間，s； A、A——前后制動(dòng)器襯片的摩擦面積； ——制動(dòng)力分配系數(shù)。 在緊急制動(dòng)到=0時(shí)，并可近似的認(rèn)為=1，則有： (3-19) 鼓式制動(dòng)的比能量耗損率以不大于1.8w/mm為易，但當(dāng)制動(dòng)初速度低于式（3-13）下面所規(guī)定的值時(shí)，則允許略大于1.8w/mm。轎車盤式制動(dòng)器的比能量耗散率應(yīng)不大于6.0w/mm。比能量耗散率 過高，不久會(huì)加速制動(dòng)襯片的磨損，而且可能引起制動(dòng)鼓或盤的龜裂。 其中： =0.55，t=3秒。 所以： =1.782w/mm2 =1.458w/mm2 故符合要求。 磨損特性指標(biāo)也可用襯片的比摩擦力即單位面積的摩擦力來衡量。 單個(gè)車輪制動(dòng)器的比摩擦力為： 式中：——單個(gè)制動(dòng)器的制動(dòng)力矩； R ——制動(dòng)半徑 A——單個(gè)制動(dòng)器的襯片摩擦面積。 當(dāng)制動(dòng)減速度j=0.6g時(shí)，鼓式制動(dòng)器的比摩擦力F不大于0.48N/mm為宜。 所以： F =0.222 故符合要求。 §3.4 制動(dòng)驅(qū)動(dòng)機(jī)構(gòu)及其設(shè)計(jì)計(jì)算 制動(dòng)驅(qū)動(dòng)機(jī)構(gòu)將來自駕駛員或其它力源的力傳給制動(dòng)器，使之產(chǎn)生力矩。 制動(dòng)驅(qū)動(dòng)機(jī)構(gòu)直接影響汽車使用的安全性，因此，制動(dòng)驅(qū)動(dòng)機(jī)構(gòu) 應(yīng)工作可靠，反映靈敏，隨動(dòng)作用好，操縱輕便省力。 §3.4.1 制動(dòng)驅(qū)動(dòng)機(jī)構(gòu)的形式 根據(jù)制動(dòng)力源的不同，制動(dòng)驅(qū)動(dòng)機(jī)構(gòu)一般可分為簡單制動(dòng)、動(dòng)力制動(dòng)和伺服制動(dòng)三大類。 （一）簡單制動(dòng)系 即人力制動(dòng)，是靠司機(jī)作用于制動(dòng)踏板上或手柄上的力作為動(dòng)力源。力的傳遞方式又有機(jī)械式和液壓式兩種。機(jī)械式靠桿系和鋼絲繩傳力，其結(jié)構(gòu)簡單，造價(jià)低廉，工作可靠，但機(jī)械效率低，故僅用于中小型汽車的制動(dòng)裝置中。液壓式簡單制動(dòng)系通常簡稱為液壓制動(dòng)系，用于行車制動(dòng)裝置。其優(yōu)點(diǎn)是作用滯后時(shí)間短（0.1～0.3s），工作壓力高（可達(dá)10～12mpa），輪缸尺寸小，可布置在制動(dòng)蹄內(nèi)部作為制動(dòng)蹄張開機(jī)構(gòu)或制動(dòng)塊壓緊機(jī)構(gòu)，使之結(jié)構(gòu)簡單、緊湊、質(zhì)量小、造價(jià)低。但其有限的力傳動(dòng)比限制了它在汽車上的使用范圍。液壓式簡單制動(dòng)系曾廣泛用于轎車、輕型及輕型以下的貨車及部分中型貨車上。 （二）動(dòng)力制動(dòng)系 動(dòng)力制動(dòng)系是以發(fā)動(dòng)機(jī)動(dòng)力形成的氣壓或液壓勢(shì)能作為汽車制動(dòng)的全部力源進(jìn)行制動(dòng)，而司機(jī)作用于制動(dòng)踏板或手柄上的力僅作用于對(duì)制動(dòng)回路中控制元件的操縱。在簡單制動(dòng)系中的踏板力其行程間的反比例關(guān)系在制動(dòng)系中便不復(fù)存在，因此，此處的踏板力較小且可有適當(dāng)?shù)奶ぐ逍谐獭? 氣壓制動(dòng)系是動(dòng)力制動(dòng)器最常見的型式，由于可獲得較大制動(dòng)驅(qū)動(dòng)力且主車與被拖的掛車以及汽車列車之間制動(dòng)驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)之間的連接裝置結(jié)構(gòu)簡單、連接和斷開都很方便。 氣、液式制動(dòng)系是動(dòng)力制動(dòng)系的另一種形式，即利用氣壓系統(tǒng)作為普通的液壓制動(dòng)系主缸的驅(qū)動(dòng)力源的一種制動(dòng)驅(qū)動(dòng)機(jī)構(gòu)。它兼有液壓制動(dòng)和氣壓制動(dòng)的主要優(yōu)點(diǎn)。由于氣壓系統(tǒng)的管路短，作用滯后時(shí)間也較短。顯然，其結(jié)構(gòu)復(fù)雜、質(zhì)量大、造價(jià)高，故主要用于重型汽車上。 （三）伺服制動(dòng)系 伺服制動(dòng)系是在人力液壓制動(dòng)系中增加由其它能源提供的助力裝置，使人力與動(dòng)力并用。在正常情況下，其輸出工作壓力主要由動(dòng)力伺服系統(tǒng)產(chǎn)生，而在伺服系統(tǒng)失效時(shí)，仍可全由人力驅(qū)動(dòng)液壓系統(tǒng)產(chǎn)生一定程度的制動(dòng)力。因此，在中級(jí)以上的轎車及輕、中型客車、貨車上得到廣泛的應(yīng)用。 綜上所述，故選用簡單制動(dòng)系統(tǒng)。 §3.4.2 液壓驅(qū)動(dòng)機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì)與計(jì)算 1、制動(dòng)輪缸直徑d的確定 制動(dòng)輪缸對(duì)制動(dòng)蹄（塊）施加的張開力與輪剛直徑d和制動(dòng)管路壓力p的關(guān)系為： （3-20） 制動(dòng)管路壓力不超過10～12mpa。 取p=10mpa 得： 又因?yàn)檩喐字睆絛應(yīng)在標(biāo)準(zhǔn)規(guī)定的尺寸系列中選取， 故取 ： ， 2、制動(dòng)主缸的直徑的確定。 第i個(gè)輪缸的工作容積為 式中，為第個(gè)輪缸活塞的直徑：n為輪缸中活塞的數(shù)目；為第i個(gè)輪缸活塞在完全制動(dòng)時(shí)的行程。 在初步設(shè)計(jì)時(shí)，對(duì)鼓式制動(dòng)器可取=2～2.5mm。 所有輪缸的總工作容積為 式中，m為輪缸的數(shù)目。 所以V=13345mm 制動(dòng)主缸應(yīng)有的工作容積為 式中，為制動(dòng)軟管的容積變形。 在初步設(shè)計(jì)時(shí)，制動(dòng)主缸的工作容積可取為 1.1V （轎車） 1.3V （貨車） 主缸活塞行程和活塞直徑可用下確定 （3-21） 一般 取： 則可得 。 又因?yàn)橹鞲椎闹睆絛0應(yīng)在標(biāo)準(zhǔn)規(guī)定尺寸系列中選取， 故取 。 3、制動(dòng)踏板力Fp 制動(dòng)踏板力Fp用下式計(jì)算 （3-22） 式中，為踏板機(jī)構(gòu)的傳動(dòng)比；為踏板機(jī)構(gòu)及液壓主缸的機(jī)構(gòu)效率，可取 =0.85～0.95 其中 =2 =0.85 所以 N 制動(dòng)踏板力應(yīng)滿足以下要求：最大踏板力一般為500N（轎車）或700N（貨車）。 故滿足要求。 4、制動(dòng)踏板工作行程 踏板行程（計(jì)入襯片或襯片的允許磨損量）對(duì)轎車最大不應(yīng)大于100-150mm, 對(duì)商用車不大于180mm。 在本次設(shè)計(jì)中根據(jù)本車的特點(diǎn)，故取=131mm。 §3.5 應(yīng)急制動(dòng)和駐車制動(dòng)的計(jì)算 §3.5.1 應(yīng)急制動(dòng) 應(yīng)急制動(dòng)時(shí)，后輪一般都將抱死滑移， 此時(shí)的后橋制動(dòng)力矩為： 式中： --------汽車滿載總質(zhì)量，； --------重力加速度，9.8m/； --------汽車軸距，m； --------地面附著系數(shù)； --------車輪的有效半徑； --------汽車質(zhì)心到前軸的距離。 則可得： §3.5.2 駐車制動(dòng) 汽車在上坡路上停駐的受力情況如圖所示，由此不難得出停駐時(shí)的后橋附著力為 汽車在下坡路上停駐時(shí)的后橋附著力為 汽車可能停駐的極限上坡傾角，根據(jù)后軸上的附著力與制動(dòng)力相等的條件下可得： 圖3-7 汽車在坡路上停駐的受力分析 汽車可能停駐在極限下傾角為： 一般要求各類汽車的最大駐坡度不小于。 則 汽車滿載時(shí)的極限上傾角為： 滿載時(shí)的下傾角為： 所以滿足要求。 §3.6 制動(dòng)器主要零件的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) （一）制動(dòng)鼓 制動(dòng)鼓應(yīng)具有高的剛性和大的熱容量，制動(dòng)時(shí)其溫升不應(yīng)超過極限值。制動(dòng)鼓的材料與摩擦襯片的材料相匹配，應(yīng)能保證具有高的摩擦系數(shù)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HT200或合金鑄鐵制。 制動(dòng)鼓在工作載荷作用下會(huì)變形，致使蹄鼓間單位壓力不均勻，且會(huì)損失少許踏板行程。鼓筒變形后的不圓柱度過大容易引起自鎖或踏板振動(dòng)。為防止這些現(xiàn)象需提高制動(dòng)鼓的剛度。為此，沿鼓口的外緣鑄有整圈的加強(qiáng)肋條，也有的加鑄若干軸向肋條以提高其散熱性能。 制動(dòng)鼓壁厚的選取主要是從剛度和強(qiáng)度方面考慮。壁厚取大些也有助于增大熱容量，但試驗(yàn)表明，壁厚從11mm增至20mm，摩擦表面平均最高溫度變化并不大。一般鑄造制動(dòng)鼓的壁厚：轎車為7～12mm，中、重型貨車為13～18mm。 故本設(shè)計(jì)制動(dòng)鼓壁厚取15mm。 （二）制動(dòng)蹄 轎車和輕型、微型貨車的制動(dòng)蹄廣泛采用T形型鋼輾壓或鋼板沖壓—焊接制成；大噸位貨車的制動(dòng)蹄則多用鑄鐵、鑄鋼或鑄鋁合金制成。制動(dòng)蹄的斷面形狀和尺寸應(yīng)保證其剛度好，但小型車鋼板制的制動(dòng)蹄腹板上有時(shí)開有一、兩條徑向槽，使蹄的彎曲剛度小些，以便使制動(dòng)蹄摩擦襯片與鼓之間的接觸壓力均勻，因而使襯片磨損較為均勻，并減少制動(dòng)時(shí)的尖叫聲。重型汽車制動(dòng)蹄的斷面有工字形、山字形和Ⅱ字形幾種。制動(dòng)蹄腹板和翼緣的厚度，轎車的約為3—5mm；貨車的約為5～8mm。摩擦襯片的厚度，轎車多用4.5～5mm；貨車多在8mm以上。襯片可以鉚接或粘接在制動(dòng)蹄上，粘接的允許其磨損厚度較大。 本次設(shè)計(jì)腹板的厚度選取6mm，翼板厚度6mm,摩擦襯片采用粘接固定在制動(dòng)蹄上。 （三） 制動(dòng)底板 制動(dòng)底板是除制動(dòng)鼓外制動(dòng)器各零件的安裝基體，應(yīng)保證各安裝零件相互間的正確位置。制動(dòng)底板承受著制動(dòng)器工作時(shí)的制動(dòng)反力矩，故應(yīng)有足夠的剛度。為此，由鋼板沖壓成形的制動(dòng)底板都具有凹凸起伏的形狀。重型汽車則采用可鍛鑄鐵KTH 370—12的制動(dòng)底座以代替鋼板沖壓的制動(dòng)底板。剛度不足會(huì)導(dǎo)致制動(dòng)力矩減小，踏板行程加大，襯片磨損也不均勻。 （四）制動(dòng)輪缸 液壓制動(dòng)系采用的活塞式制動(dòng)蹄張開機(jī)構(gòu)，其結(jié)構(gòu)簡單，在車輪制動(dòng)器中布置方便。輪缸的缸體由灰鑄鐵HT250制成。其缸筒為通孔，需搪磨?；钊射X合金制造?；钊舛藟河袖撝频拈_槽頂塊，以支承插入槽中的制動(dòng)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(nèi)端面處的橡膠皮碗密封。多數(shù)制動(dòng)輪缸有兩個(gè)等直徑活塞；少數(shù)有四個(gè)等直徑活塞；雙領(lǐng)蹄式制動(dòng)器的兩蹄則各用一個(gè)單活塞制動(dòng)輪缸推動(dòng)。 總 結(jié) 本設(shè)計(jì)是3噸柴油貨車車架和制動(dòng)系的設(shè)計(jì),經(jīng)過查資料和參考以往的設(shè)計(jì),制動(dòng)系設(shè)計(jì)采用液壓為動(dòng)力源的行車制動(dòng)和以人力手動(dòng)機(jī)械式的駐車車制動(dòng).行車制動(dòng)均采用鼓式制動(dòng)器，駐車制動(dòng)采用附裝在后輪制動(dòng)器上。即行車制動(dòng)和駐車制動(dòng)同用一套制動(dòng)蹄片和制動(dòng)鼓。它的特點(diǎn)是可以減少制動(dòng)系所占的空間,使其總體結(jié)構(gòu)簡化,并且在后輪行車制動(dòng)失效時(shí)駐車車制動(dòng)可以充當(dāng)剎車,使其安全性能更高。制動(dòng)系的零件減少,制動(dòng)系總質(zhì)量也降低了,從而使制造成本也降低。缺點(diǎn)是:因?yàn)轳v車制動(dòng)是附裝在后輪制動(dòng)鼓內(nèi)使得制動(dòng)鼓內(nèi)的結(jié)構(gòu)變的復(fù)雜,零件較多,加工工藝復(fù)雜了,精度要求較高,行車和駐車同用摩擦蹄片使得磨損較快并易出現(xiàn)故障。 車架設(shè)計(jì)時(shí)，則對(duì)車架的結(jié)構(gòu)形式進(jìn)行了綜合的分析，力求結(jié)構(gòu)簡單，制造容易，各總成安裝方便等原因，采用前后等寬的梯形車架；且盡量把各構(gòu)件的外形設(shè)計(jì)成直線型，曲線或折彎的構(gòu)件過多，會(huì)降低車架的強(qiáng)度和剛度；對(duì)于承受扭轉(zhuǎn)應(yīng)力的構(gòu)件應(yīng)采用閉口截面梁；當(dāng)然車架主車架必須滿足其相應(yīng)的彎曲剛度與扭轉(zhuǎn)剛度的要求，用簡支架理論確定了車架縱梁橫梁的抗彎截面系數(shù)，初步確定了縱、橫梁的截面尺寸，再對(duì)整車中收受最大力的危險(xiǎn)截面進(jìn)行強(qiáng)度、剛度的校核，最終得出本次梯形車架滿足要求。 總之，這次畢業(yè)設(shè)計(jì)是我大學(xué)學(xué)習(xí)中的一項(xiàng)重要的環(huán)節(jié)，它不僅使我進(jìn)一步的加深對(duì)專業(yè)知識(shí)總結(jié)鞏固，同時(shí)發(fā)現(xiàn)自己的不足之處，而且使我學(xué)會(huì)怎樣更好的的去思考問題、處理問題。這對(duì)我今后的工作學(xué)習(xí)是非常有幫助的。 參考文獻(xiàn) [1] 余志生.汽車?yán)碚?北京：機(jī)械工業(yè)出版社，2000 [2] 劉惟信.汽車設(shè)計(jì).北京：清華大學(xué)出版社，2001 [3] 陳家瑞.汽車構(gòu)造（下冊(cè)）.北京：機(jī)械工業(yè)出版社，2002 [4] 徐灝.機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè). 北京：機(jī)械工業(yè)出版社，1991 [5]《汽車工程手冊(cè)》編輯委員會(huì).汽車簡明手冊(cè)，北京：人民交通出版社，2001 [6] 黃宜.液壓傳動(dòng).北京：機(jī)械工業(yè)出版社，1996 [7] 諸文農(nóng).底盤設(shè)計(jì).北京：機(jī)械工業(yè)出版社，1991 [8] [美]L.?？嘶舳?編.張書元 譯，汽車制動(dòng)系.北京：機(jī)械工業(yè)出版社，1998 [9] 王望予.汽車設(shè)計(jì)（第四版）.北京：機(jī)械工業(yè)出版社，2000 [10] 林寧.汽車設(shè)計(jì).北京：機(jī)械工業(yè)出版社，1999 [11] 張則曹.汽車構(gòu)造圖冊(cè)（底盤）.北京人民交通出版社，1998 [12] 金國棟.汽車概論.北京.機(jī)械工業(yè)出版社，2000 [13] 張洪圖.汽車構(gòu)造（底盤部分）.北京：北京理工大學(xué)出版社，1996 [14] 莊繼德.汽車輪胎學(xué).北京：北京理工大學(xué)出版社，1996 [15] 吉林工業(yè)大學(xué)汽車教研室.汽車設(shè)計(jì).北京：機(jī)械工業(yè)出版社，1990 [16] [美]L.魯?shù)婪?編.陳名智 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