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一、課程設計任務 課題內(nèi)容 為給定基本設計參數(shù)的汽車進行總體設計，計算并匹配合適功率的發(fā)動機，軸荷分配和軸數(shù)，確定主要尺寸參數(shù)；詳細計算后制動器的設計參數(shù)，繪出后制動器的裝配圖。給定參數(shù)如下： 額定裝載質(zhì)量 3500Kg 最大總質(zhì)量 6730Kg 最大車速： 100Km/h 課題任務要求 總體設計計算要求 1. 根據(jù)已知數(shù)據(jù)，確定軸數(shù)、驅動形式、布置形式。注意國家道路交通法規(guī)規(guī)定和汽車設計規(guī)范。 2. 確定汽車主要尺寸、軸荷分配，可參考同類車型選取參數(shù)。 3.選定發(fā)動機功率、轉速、扭矩，確定發(fā)動機型號。 4. 確定汽車輪胎。 5. 確定傳動系最小傳動比，即主減速器傳動比。 6. 確定傳動系最大傳動比，從而計算出變速器最大傳動比。 總成設計要求 后制動器的結構形式、制動管路分路系統(tǒng)形式、后制動器的詳細設計。 課題完成后應提交的資料（或圖表、設計圖紙） 1．后制動器總裝配圖1張（零號圖） 2．設計計算說明書1份（含設計方案論證，設計分析與計算，設計總結、結論，參考文獻等），說明書正文不少于5000字。 主要參考文獻 [1] 王望予.汽車設計（第4版）[M].機械工業(yè)出版社，2004. [2] 王霄峰．汽車底盤設計[M]，清華大學出版社，2010. [3] 王國權，蔡國慶．汽車設計課程設計指導書[M]．機械工業(yè)出版社，2009. [4] 劉 濤.汽車設計[M].北京大學出版社，2008. [5] 余志生.汽車理論（第5版）[M].機械工業(yè)出版社，2010. [6] 汽車工程手冊編輯委員會.汽車工程手冊[M].人民交通出版社，2001. [7] 陳家瑞.汽車構造（第3版）[M].機械工業(yè)出版社，2009. [8] 聞邦椿.機械設計手冊（第5版）[M].機械工業(yè)出版社，2009. 同組設計者 ：雷春華、肖會、梅昌明、蘇彌、吳偉 二、課程設計進度表： 階段日期 應 完 成 任 務 內(nèi) 容 檢查日期 檢 查 結 果 18周2日前 布置題目，借閱參考資料，完成方案選型、論證。 18周5日前 設計、計算并編寫說明書 19周4日前 繪圖、修改、完成 三、學生課程設計裝袋要求： 1. 課程設計說明書按以下排列順序印刷與裝訂成一本。 (1) 封面 (2) 課程設計任務書 (3) 中文摘要 (4) 目錄 (5) 正文 (6) 參考文獻 (7) 附錄（公式的推演、圖表、程序等） 2. 圖紙。 3．說明書及圖紙電子文檔。 CSU1060A貨車總體設計及后制動器設計 摘要 汽車制動系的功用是使汽車以適當?shù)臏p速度降速行駛直至停車，在下坡行駛時使汽車保持適當?shù)姆€(wěn)定車速，使汽車可靠地停在原地或坡道上。制動系應至少包括行車和駐車制動裝置，有足夠的制動效能，工作可靠，任何速度下制動都不應喪失操縱性和方向穩(wěn)定性。本課程設計介紹了CSU1060A貨車總體設計及后制動器設計，設計采用較常用的鼓式領從蹄式制動器。設計包括總體主要參數(shù)設計、汽車的總體尺寸、選擇合適的發(fā)動機型號、制動系主要參數(shù)設計、后制動器設計計算、后制動輪缸尺寸設計計算等。保證汽車有良好的制動性能，也保證此貨車在制動時又能保持良好的汽車方向穩(wěn)定性和操縱穩(wěn)定性。 關鍵詞：貨車設計；制動系；后制動； 目錄 1. 總體設計 3 1.1軸數(shù)、驅動形式、布置形式 3 1.2汽車主要參數(shù)設計 4 1.3發(fā)動機功率、轉速、扭矩及發(fā)動機型號的確定 7 1.4汽車輪胎的選擇 7 1.5確定傳動系最小傳動比 8 1.6確定傳動系最大傳動比 9 2. 后軸制動器設計 11 2.1制動系統(tǒng)的結構形式 11 2.2制動器的主要參數(shù)設計 11 2.3駐車制動計算 17 2.4液壓制動驅動機構的設計 18 2.5制動器主要零部件的結構設計 20 3. 設計總結 22 參考文獻 23 附錄1 典型車型的主要參數(shù) 24 附錄2 QC/T 309-----1999 26 1. 總體設計 給定基本設計參數(shù)如下： 裝載質(zhì)量（kg） 汽車型號 最大總質(zhì)量（kg） 最大車速（Km/h） 3500 CSU1060A 6730 100 由已知數(shù)據(jù)，根據(jù)國家標準和有關書籍得以下初步總體設計方案： 1.1軸數(shù)、驅動形式、布置形式 1.1.1 軸數(shù)選擇： 根據(jù)參考文獻[1]和GB 1589-2004 ，道路車輛外廓尺寸、軸荷及質(zhì)量限值中表4 汽車、掛車及汽車列車最大允許總質(zhì)量的最大限值及最大設計總質(zhì)量的最小限值可知：國家道路交通法規(guī)、設計規(guī)范及汽車的用途可知，包括乘用車以及汽車總質(zhì)量小于19t的公路運輸車輛和軸荷不受道路、橋梁限制的不在公路上行駛的車輛，均采用結構簡單、制造成本低廉的兩軸方案。而給定的貨車總質(zhì)量為6730kg，故設計采用兩軸方案。 1.1.2驅動形式的選擇：42 汽車的用途、總質(zhì)量和對車輛通過性能的要求等，是影響選取驅動形式的主要因素。增加驅動輪數(shù)能夠提高汽車的通過能力，驅動輪數(shù)越多，汽車的結構越復雜，整備質(zhì)量和制造成本也隨之提高，同時也使汽車的總體布置工作變得困難。 表1-1 汽車及掛車單軸的最大允許軸荷 車輛類型 最大允許軸荷限值/kg 掛車及二軸貨車 每側單輪胎 6000① 每側雙輪胎 10000② 客車、半掛牽引車及三軸以上(含三軸)貨車 每側雙輪胎 7000① 每側雙輪胎 非驅動軸 10000② 驅動軸 11500 ①安裝名義斷面寬度超過400(公制系統(tǒng))或13.00(英制系統(tǒng))輪胎的車軸，其最大允許載荷不得超過各輪胎規(guī)定的負荷之和，其最大限制為10000kg； ②裝備空氣懸架時最大允許軸和的最大限值為11500kg。 根據(jù)參考文獻[1]和上表，總質(zhì)量小于19噸的公路運輸車，采用結構簡單、制造成本低的42驅動形式，故此貨車采用42的驅動形式。 1.1.3布置形式的選擇： 平頭、單排駕駛室，發(fā)動機前置后驅動形式； 對貨車的幾種典型的布置形式進行分析比較。 平頭式貨車的主要優(yōu)點如下：汽車總長和軸距尺寸短，最小轉彎直徑小，機動性能良好；不需要發(fā)動機罩和翼子板，加上總長縮短等因素的影響，汽車整備質(zhì)量減小；駕駛視野得到明顯改善；采用翻轉式駕駛室時能改善發(fā)動機及其附件的接近性；汽車貨箱與整車的面積利用率高。其主要缺點是：空載時前軸負荷大，在壞路上的通過性下降；駕駛室有翻轉機構和鎖止機構，使機構復雜；進、出駕駛室不如長頭式貨車方便；離合器、變速器等操縱機構復雜；發(fā)動機的工作噪聲、氣味、熱量和震動對駕駛員均有較大影響；汽車發(fā)生正面碰撞時，易使駕駛員受到嚴重傷害。 發(fā)動機前置后橋驅動的貨車的主要優(yōu)點是：可以采用直列、V型或臥式發(fā)動機；發(fā)現(xiàn)發(fā)動機故障容易；發(fā)動機的接近性良好，維修方便；離合器、變速器等操縱機構的結構簡單，容易布置；貨箱地板高度低。主要缺點是：如果采用平頭式駕駛室，而且將發(fā)動機布置在前軸之上，處于駕駛員、副駕駛員座位之間時，駕駛室內(nèi)部擁擠，隔絕發(fā)動機工作噪聲、氣味、熱量和振動的工作困難，離合器、變速器等操縱機構復雜。發(fā)動機中置后橋驅動的貨車，可以采用水平對置式發(fā)動機布置在貨箱下方，因發(fā)動機通過性不好，需特殊設計，故維修不便；離合器、變速器等操縱機構結構復雜；因發(fā)動機距地面近，容易被車輪帶起的泥土弄臟；受發(fā)動機位置影響，貨箱地板高度高。因為這種布置形式的缺點多，并且難以克服，故已不再采用。發(fā)動機后置后橋驅動的貨車是在發(fā)動機后置后橋驅動的乘用車的底盤基礎上變型而來的，所以采用已經(jīng)極少了。它的主要缺點是離合器、變速器等操縱機構復雜；發(fā)現(xiàn)發(fā)動機故障和維修發(fā)動機都困難以及發(fā)動機容易被泥土弄臟；后橋容易超載等。 綜上所述本方案采用平頭式發(fā)動機前置后驅動的布置形式。 選用的參考車型為：NKR77PLNACJA 和NKR77LLNACJAX。 1.2汽車主要參數(shù)設計 1.2.1 主要尺寸 1）外廓尺寸 外廓尺寸的確定需考慮法規(guī)、汽車的用途、裝載質(zhì)量及涵洞和橋梁等道路尺寸條件。根據(jù) GB 1589-2004 （2004-04-01發(fā)布，2004-10-01實施）道路車輛外廓尺寸、軸荷及質(zhì)量限值中表1 汽車、掛車及汽車列車外廓尺寸的最大限值，并參考現(xiàn)有車型的尺寸，?。?800*1900*2300 mm。 2）軸距和輪距 軸距L對整備質(zhì)量、汽車總長、汽車最小轉彎直徑、傳動軸長度、縱向通過半徑等有影響。當軸距短時，上述各指標減小。此外，軸距還對軸荷分配、傳動軸夾角有影響。軸距過短會使車廂長度不足或后懸過長。 改變汽車輪距B會影響車廂或駕駛室內(nèi)寬、汽車總寬、總質(zhì)量、側傾剛度、最小轉彎直徑等。受汽車總寬不得超過2.5m的限制，輪距不宜過大。但在選定的前輪距B1范圍內(nèi)，應能布置下發(fā)動機、車架、前懸架和前輪，并保證有足夠的轉向空間，同時轉向桿系與車架、車輪之間有足夠的運動間隙。 綜上所述，根據(jù)參考文獻[1]，各類汽車的軸距和輪距如表1-1，并參考同類車型，?。狠S距3815mm、前輪距1504mm、后輪距1425mm。 表1-2 各類汽車的軸距和輪距 總質(zhì)量（t ） 軸距（m） 輪距（m ） 〈2.2 1.7～2.9 1.15～1.35 2.2～3.0 2.3～3.2 1.30～1.50 3.5～5.0 2.6～3.3 1.40～1.65 6.0～9.0 3.6～4.2 1.70～1.85 10.0～14.0 3.6～5.5 1.84～2.00 14.0～17.0 4.5～5.6 1.84～2.00 3）前懸和后懸 汽車的前懸是通過兩前輪中心的垂直地面與抵靠在車輛最前端并垂直于汽車縱向對稱平面的垂直面之間的距離。其長度應能布置發(fā)動機、水箱、轉向器等部件，但不能過長，不然接近角太小，影響汽車通過性。后懸是通過汽車最后車輪軸線的垂面與抵靠在汽車最后端并垂直于汽車縱向對稱平面的垂直面之間的距離。其長度主要取決與貨廂的長度、軸距和軸荷分配的要求。對于貨車而言，其后懸長度主要取決于貨箱、軸距和軸荷分配要求。 參考同類車型，并根據(jù)參考文獻[1]，總質(zhì)量在1.8～14t的貨車后懸一般在1200～2200mm之間，?。呵皯?015mm、后懸1915mm。 4）車頭長度 貨車車頭長度指從汽車的前保險杠到駕駛室后圍的距離。車頭長度尺寸對汽車外觀、駕駛室的容積、發(fā)動機維修的方便性都有很明顯的影響。 根據(jù)參考文獻[1]，平頭型貨車的車頭長度一般在1400～1500mm之間， ?。?500mm。 5）貨車車廂尺寸 車廂尺寸要考慮汽車的用途參考同類車型選取，但必須保證運送散裝煤和袋裝糧食時能裝足額定的裝載質(zhì)量。車廂邊板高度對汽車裝載貨物后的質(zhì)心高度以及貨物裝卸的方便性有很大的影響。我國對汽車的寬度有明確規(guī)定，在適合國家標準的前提下，可適當取寬值。 根據(jù)參考文獻[1]，并參考同類車型，?。?050*1880*380mm。 1.2.2進行汽車軸荷分配 汽車的軸荷分配是指汽車在空載或滿載靜止狀態(tài)下，各車軸對支承平面的垂直負荷。 汽車的軸荷分配對輪胎壽命和汽車的許多使用性能有影響。為使輪胎磨損均勻和壽命相近，各車輪的負荷應相差不大；為保證汽車良好的動力性和通過性，驅動橋的符合應足夠大，因此從動軸的負荷可以適當減小，以利于減小從動軸滾動阻力和提高在壞路面上的通過性；為了保證汽車有良好的操縱穩(wěn)定性，又要求轉向軸的負荷不能過小。 根據(jù)汽車的驅動形式、發(fā)動機位置、汽車結構特點、車頭形式及總質(zhì)量等,并參考同類車型和參考文獻[1]，表1-2為各類汽車的軸荷分配，由4*2后輪雙胎，平頭式選?。? 滿載：前軸35%，后軸65%、 空載：前軸50%，后軸50%。 表1-3各類汽車的軸荷分配 車型 滿載 空載 前軸 后軸 前軸 后軸 商用車 4*2后輪單胎 4*2后輪雙胎，長、頭式 4*2后輪雙胎，平頭式 6*4后輪雙胎 32%-40% 25%-27% 30%-35% 19%-25% 60%-68% 73%-75% 65%-70% 75%-81% 50%-59% 44%-49% 48%-54% 31%-37% 41%-50% 51%-56% 46%-52% 63%-69% 1.3發(fā)動機功率、轉速、扭矩及發(fā)動機型號的確定 根據(jù)給定的基本設計參數(shù)按下式估算發(fā)動機的最大功率： 式中的A為正投影面積，根據(jù)外形尺寸計算得到，貨車CD取0.8~1.0。 根據(jù)估算出來的最大功率從國內(nèi)主要汽車發(fā)動機生產(chǎn)廠家的產(chǎn)品中選定發(fā)動機型式（汽油機或者柴油機）和型號，國內(nèi)汽車發(fā)動機生產(chǎn)廠家主要有：玉柴、朝柴、解放、東風、長安、柳州動力、云內(nèi)動力、北京內(nèi)燃機等，可上網(wǎng)查詢相關產(chǎn)品的型號及參數(shù)。 式中：A為正投影面積：1900*2100 mm =3990000mm2 =3.99 m2 CD為空氣阻力系數(shù)，貨車在0.8~1.0中選取，故取0.9 ηT 為傳動系效率，根據(jù)參考文獻1，對驅動橋單級主減速器的42汽車可取90%，故ηT取90% fr為滾動阻力系數(shù)，根據(jù)參考文獻1，對貨車取0.02 g為重力加速度，取9.8m/s2 ma為汽車總質(zhì)量，6730kg； vamax為最高車速，100km/h； 由以上參數(shù)可計算得：Pemax =93.12KW。 通過以上的計算結果選擇發(fā)動機型號參數(shù)如表1-4： 表1-4 發(fā)動機發(fā)動機型號參數(shù) 發(fā)動機型號 慶鈴4KH1-TC 額定功率(kw/r/min) 96/3400 最大扭矩(Nm/r/min) 280/1700 汽油機形式 直列、水冷、四沖程 氣門數(shù) 6 氣缸數(shù) 4 氣缸直徑（mm） 95 排量（L） 2.99 發(fā)火次序 1－3－2－4 1.4汽車輪胎的選擇 輪胎及車輪用來支撐汽車，承受汽車重力，在車橋（軸）與地面之間傳力，駕駛人員經(jīng)操縱轉向輪，可實現(xiàn)對汽車運動方向的控制。 輪胎及車輪對汽車的許多重要性能，包括動力性、經(jīng)濟性、通過性、操縱穩(wěn)定性、制動性及行駛安全性和汽車的承載能力都有影響，因此，選擇輪胎是很重要的工作。 輪胎及車輪部件應滿足下述基本要求：足夠的負荷能力和速度能力；較小的滾動阻力和行駛噪聲；良好的均勻性和質(zhì)量平衡性；耐磨損、耐老化、抗刺扎和良好的氣密性；質(zhì)量小、價格低、拆裝方便、互換性好。 根據(jù)參考文獻[1]以及參考同類車型，選取如下： 輪胎數(shù)：6個；規(guī)格：7.50-15 斜交胎；7.50 是名義斷面寬 ，15 是名義輪輞直徑，外直徑：774mm。 1.5確定傳動系最小傳動比 在選定最小的傳動比時，要考慮到最高擋行駛時有足夠的動力性能。根據(jù)參考文獻1，發(fā)動機最大功率時的車速應等于最高車速或略小于最高車速： 即主減速器傳動比： 式中：為滾動半徑；為發(fā)動機額定功率時的轉速；為最高車速（應根據(jù)選定發(fā)動機后的參數(shù)重新估算）， 為變速器的最高擋傳動比，若最高擋為直接擋，則=1。 由已選輪胎得：自由直徑為：d=774mm ；=3400 rpm；由=Fd/2π得：滾動半徑=368.33mm（其中：子午線輪胎：F=3.05；斜交輪胎：F=2.99） 由已知參數(shù)可知，；=100km/h 根據(jù)公式可得：=4.72； 因為齒輪的傳動比應避免取整數(shù)，以免磨損不均勻，故取4.75。 1.6確定傳動系最大傳動比 確定傳動系最大傳動比時，要考慮三方面：①最大爬坡度；②附著力；③汽車的最低穩(wěn)定車速。就普通貨車而言，當已知時，確定傳動系最大傳動比也就是確定變速器I擋傳動比。汽車爬大坡時車速很低，可忽略空氣阻力，汽車的最大驅動力應為： 或 即 一般貨車的最大爬坡度為30％，即 根據(jù)參考文獻[3]，表1-2 滾動阻力系數(shù)f的數(shù)值 取一般的瀝青或混凝土路面f=0.018。 由已知數(shù)據(jù)和計算數(shù)據(jù)得，G=6730*9.8N；r=368.33mm；Ttqmax=280N?m; =4.75；汽車傳動系傳動效率ηT=0.9 由此得：=6.18 根據(jù)附著條件校核最大傳動比： 式中：為后軸軸荷；為滾動半徑；為變速器的I擋傳動比。 所以： 根據(jù)已知數(shù)據(jù)和計算數(shù)據(jù)得： =6730*60%*9.8=39572.4N;φ=0.8;rr=0.36833m; Tremax=323.54N?m(α=1.1~1.3,取1.2)；=4.75;ηT=0.9 可得：=8.43故?。?6.5。 本次總體設計的基本參數(shù)如表1-4： 表1-5 總體設計的基本參數(shù) 汽車型號 CSU1060A 最大總質(zhì)量(Kg) 6730 最大車速(Km/h) 100 裝載質(zhì)量(Kg) 3500 外型尺寸(長*寬*高） 6800*1900*2300 軸距(mm) 3815 前輪距(mm) 1504 后輪距(mm) 1425 發(fā)動機型號 4KH1-TC 額定功率(kw/r/min) 96/3400 最大扭矩(Nm/r/min) 280/1700 輪胎尺寸 7.50-15 主減速器傳動比 4.75 排放標準 歐三 2. 后軸制動器設計 2.1制動系統(tǒng)的結構形式 2.1.1制動管路分路系統(tǒng)形式 普通貨車常采用一軸對一軸型，前軸制動器與后軸制動器各用一個回路。 2.1.2制動驅動機構的形式 總質(zhì)量1～8t的輕中型貨車常采用液壓制動系統(tǒng)，并根據(jù)制動踏板力及踏板行程的大小決定是否需要真空伺服系統(tǒng)（真空助力器）。 2.1.3制動器的結構形式 貨車常采用鼓式制動器。 對于液壓制動系統(tǒng)，貨車后輪可采用領從蹄式，此外，短軸距平頭貨車的后輪也可采用單向雙領蹄式，但多一個輪缸，結構略顯復雜。 領從蹄式制動器的效能和效能穩(wěn)定性，在各式制動器中居中游；前進、倒退行駛的制動效果不變；結構簡單，成本低；易于附裝駐車制動驅動機構；易于調(diào)整蹄片與制動鼓之間的間隙，但兩個蹄片上的單位壓力不等，兩蹄襯片磨損不均勻、壽命不同，此外，因只有一個輪缸，兩蹄必須在同一驅動回路作用下工作。這種形式的鼓式制動器被廣泛采用。 單向雙領蹄式制動器在汽車前進制動時制動效能相當高。由于有兩個輪缸，故可以用兩個各自獨立的回路分別驅動兩蹄片，除此之外，這種制動器還有易于調(diào)整蹄片與制動鼓之間的間隙，兩蹄片上的單位壓力相等，使之磨損程度相近、壽命相同等優(yōu)點，但單向雙領蹄式制動器的制動效能穩(wěn)定性僅強于增力式制動器。當?shù)管囍苿訒r，由于兩蹄片皆為雙從蹄，使制動效能明顯下降，與領從蹄式制動器相比較，由于多了一個輪缸，使結構略顯復雜。 綜上所述，制動器的機構形式選擇領從蹄式制動器。 2.2制動器的主要參數(shù)設計 2.2.1 前、后輪制動器制動力矩的確定 前、后輪制動力矩的比值： ` 式中為同步附著系數(shù)，對于貨車：，為汽車質(zhì)心高度。 根據(jù)參考文獻[3]中的表4-4 相當于BJ1041貨車的結構參數(shù)，初選如下： 同步附著系數(shù)=0.5； 質(zhì)心高度hg=950mm； 質(zhì)心至前軸線的距離L1=2200mm； 質(zhì)心至后軸線的距離L2=1615mm 制動力分配系數(shù)β=(*hg+L2)/L=0.55。 先根據(jù)汽車滿載在柏油、混凝土路面上緊急制動到后輪抱死拖滑（附著系數(shù)按0.8計算），計算出前輪制動器的最大制動力矩；再根據(jù)前面已確定的前、后輪制動力矩的比值計算出后輪制動器的最大制動力矩。 地面最大制動力Fxbmax = FZ=6730*9.8*0.8=52763.2N； 所以，當后輪抱死拖滑時，前輪、后輪制動力分別為： Fxb1=Fz1=*（GL1/L+Fxb*hg/L）=32847.34N Fxb2=Fz1=*（GL1/L-Fxb*hg/L）=19915.86N 制動力矩為： = Fxb1rr =32847.340.36833 N?m =12098.66 N?m =Fxb1rr =19915.860.36833 N?m =7335.61N?m。 2.2.2鼓式制動器主要參數(shù)的確定 根據(jù)參考文獻[1]選取制動器主要參數(shù)，且制動鼓內(nèi)徑及摩擦襯片寬度必須符合行業(yè)標準QC/T309-1999。 1) 制動鼓內(nèi)徑D 由參考文獻[1]，商用車制動鼓直徑與輪輞直徑比范圍為0.70~0.83，輪輞為15寸，即381mm，則直徑選取范圍為266.7~316.23 內(nèi)徑及摩擦襯片寬度必須符合行業(yè)標準QC/T309-1999。D=280或300，取上限300。則D=300mm。 2)摩擦襯片寬度b和包角β 由參考文獻[1]，制動鼓半徑R確定后，襯片的摩擦面積Ap=Rβb。制動器各蹄襯片總的摩擦面積ΣAp越大，制動時所受單位面積的正壓力和能量負荷越小，從而磨損特性越好。 根據(jù)國外統(tǒng)計資料分析，單個車輪鼓式制動器的襯片面積隨汽車總質(zhì)量的增長而增大。由參考文獻[1]表8-1襯片摩擦面積，選取Ap=630cm2。 實驗表明：摩擦襯片包角β=900-1000時，磨損最小，制動鼓溫度最低，且制動效能最高。選取包角β=1000 。 根據(jù)公式計算得摩擦襯片厚度為120.03mm，根據(jù)行業(yè)標準QC/T309-1999。B=45~120mm，取120mm。則B=120mm。 3）摩擦襯片起始角β0 一般將襯片布置在制動蹄的中央，即令β0=90-β/2。有時為了適應單位壓力的分布情況，將襯片相對于最大壓力點對稱布置，以改善磨損均勻性和制動效能。 故取β0 =40 。 4）制動器中心到張開力F0作用線的距離e 在保證輪缸或制動凸輪能夠布置于制動鼓內(nèi)的條件下，應使距離e盡可能大，以提高制動效能。初步設計時可暫定e=0.8R左右。 故取e=12cm。 5）制動蹄支承點坐標a和c 應在保證兩蹄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。初步設計時也可暫定，a=0.8R左右。 故取：a=12cm，c=3cm。 2.2.3鼓式制動器的設計計算 對于領蹄： 對于從蹄： 式中：F01和F02分別為領從蹄的張開力； f為摩擦因數(shù)，計算時取0.3； h為摩擦蹄片縱向高度，h=a+e=23.5cm； R1為制動時領蹄的作用半徑； R2為制動時從蹄的作用半徑； c’為摩擦片支承點到輪輞中心的距離c’=12.37cm。 、R的計算如下： 圖1 圖2 由初選的鼓式制動器參數(shù)可以求得：ɑ’=25.960; ɑ”=125.960；β=1000 ； 所以，δ=10.060；R1 = 16.79cm； 并由領從蹄的計算式可得：D1=21.14cm;D2=9.63cm。 如果順著制動鼓旋轉的蹄片和逆著制動鼓旋轉的蹄片的ɑ’和ɑ”角度不同，很顯然兩塊蹄片的δ和R1值也不同。制動器有兩塊蹄片，鼓上的制動力矩等于它們的摩擦力矩之和，即：對于領從蹄鼓式制動器： 由已求可得知：Mμ=/2=3667.81N?m 用液力驅動時，F(xiàn)01=F02,所需的張開力為： ， 并計算得：F0=11920.08N。 自鎖性檢測： 計算鼓式制動器，必須檢查蹄有無自鎖的可能[1]，即 不會自鎖。 由已知條件可知：c’=（a2+c2）1/2=12.37cm; δ=10.06; R1 = 16.79cm 所以，c’cosδ1/( R1- c’sinδ1)=0.83>f=0.4,即：不會發(fā)生自鎖。 2.2.4 前后制動力分配曲線 制動時前、后車輪同時抱死，對附著條件的利用、制動時汽車方向的穩(wěn)定性均較為有利。此時的前后輪制動器制動力Fμ1和Fμ2的關系曲線，常稱為理想的前、后輪制動器制動力分配曲線。在任何附著系數(shù)的路面上，前、后車輪同時抱死的條件是：前、后車輪制動器制動力之和等于附著力，并且前、后輪制動器制動力分別等于各自的附著力，即： Fμ1+Fμ2 =φG Fμ1/ Fμ2=( L2+φhg)/(L1-φhg) 由此畫成的曲線即為前、后車輪同時抱死時前、后輪制動器制動力的關系曲線——理想的前、后輪制動器制動力分配曲線，簡稱I曲線。 式中已知：G=6730*9.8=65954N; L1=2200mm; L2=1615mm; hg=950mm。 同步附著系數(shù)φ0=0.52 φ=0.1時：Fμ1+Fμ2 =6585.4N 所以：Fμ1=2956.26N Fμ1/ Fμ2=1710/2105=0.0.812 Fμ2=3639.14N φ=0.2時：Fμ1+Fμ2 =13190.8N 所以： Fμ1=6240.99N Fμ1/ Fμ2=1805/2010=0.898 Fμ2=6949.80N φ=0.3時: Fμ1+Fμ2 =19786.2N 所以： Fμ1=9854.20N Fμ1/ Fμ2=1900/1915=0.992 Fμ2=9931.00N φ=0.4時: Fμ1+Fμ2 =26381.6N 所以： Fμ1=13795.88N Fμ1/ Fμ2=1995/1820=1.10 Fμ2=12585.72N φ=0.5時: Fμ1+Fμ2 =32977N 所以：Fμ1=18066.04N Fμ1/ Fμ2=2090/1725=1.21 Fμ2=14910.96N φ=0.6時: Fμ1+Fμ2 =39572.4N 所以： Fμ1=22664.66N Fμ1/ Fμ2=2185/1630=1.34 Fμ2=16907.74N φ=0.7時: Fμ1+Fμ2 =46167.8N 所以： Fμ1=27591.77N Fμ1/ Fμ2=2280/1535=1.48 Fμ2=18576.03N φ=0.8時: Fμ1+Fμ2 =52763.2N 所以： Fμ1=32847.34N Fμ1/ Fμ2=2385/1440=1.65 Fμ2=19915.86N φ=0.9時: Fμ1+Fμ2 =59358.6N 所以： Fμ1=38431.391N Fμ1/ Fμ2=2470/1345=1.84 Fμ2=20927.21N φ=1.0時: Fμ1+Fμ2 =65954N 所以： Fμ1=44343.26N Fμ1/ Fμ2=2565/1250=2.05 Fμ2=21610.09N β線是實際前、后制動器制動力分配線。此線通過坐標原點，其斜率為： tanθ=(1-β)/ β 由β=0.55可得tanθ=0.818 所以可畫出I曲線和β線： 圖3 2.2.5襯片磨損特性的計算 緊急制動到停車的情況下，雙軸汽車的單個前輪制動器的比能量耗散率： 其中 鼓式制動器的比能量耗散率以不大于1.8W/mm2為宜[1]，計算時取減速度j=0.6g。制動初速度υ1：總質(zhì)量3.5t以下的商用車用80km/h（22.2m/s）；總質(zhì)量3.5t以上的商用車用65km/h（18m/s）。對于最高車速低于以上規(guī)定的制動初速度的汽車，按上述條件算出的e值允許略大于1.8W/mm2。 根據(jù)已知條件：本設計車型的貨車總質(zhì)量為ma=6730kg（即6.73t），大于3.5t，故取本設計汽車的制動初始速度為： υ1 =65km/h（18.06m/s）；減速度j=0.6g； 進而：=18.06/（0.6*9.8）s=3.07s; 并由初選參數(shù)可知：A1=650cm2；β=0.55 所以后輪：e1=6.73*18.062*0.45/（4*3.07*630）=0.128W/mm2<1.8 W/mm2 符合要求。 磨損特性指標是比摩擦力： 為單個制動器的制動力矩，R為制動鼓半徑，A為單個制動器的襯片摩擦面積。在j=0.6g時，鼓式制動器的比摩擦力f0以不大于0.48N/mm2為宜。 由以求數(shù)據(jù)知：=3667.81N?m；R=16.79cm；A=630cm2，可求得： f0=0.347N/mm2 < 0.48N/mm2小于合適值，可符合要求。 2.3駐車制動計算 計算同步附著系數(shù)下的角度φ0=0.52： 汽車在上坡路上時可能停駐的極限上坡路傾角為19.01 汽車在下坡路上時可能停駐的極限下坡路傾角為14.87 滿足“一般要求各類汽車的最大停駐坡度不小于16%~20%，即14.4-18,符合要求。 2.4液壓制動驅動機構的設計 2.4.1制動輪缸直徑d的確定 制動輪缸對制動蹄（塊）施加的張開力Fo與輪缸直徑d和制動管路壓力p的關系為 為制動輪缸對制動蹄的作用力，p為制動管路壓力，取8～12Mpa。制動管路壓力一般不超過10—12Mpa，對盤式制動器可更高。壓力越高，對管路(首先是制動軟管及管接頭)的密封性要求越嚴格。 式中：p取10 Mpa； F0=11920.08N。 所以：d=38.95mm 輪缸直徑d應在標準規(guī)定的尺寸系列中選?。℉G2865—1997），具體為19mm、22mm、24 mm、25 mm、28 mm、30 mm、32 mm、35 mm、38 mm、40 mm、45 mm、50 mm、55 mm。 由制動器的使用條件，輪缸直徑d選擇為：d=40mm。 2.4.2制動主缸直徑d0的確定 第i個輪缸的工作容積為 其中：為第i個輪缸活塞的直徑，為輪缸中活塞數(shù)目，為第i個輪缸活塞在完全制動時的行程初取。取=2mm 所有輪缸的總工作容積為 m為輪缸數(shù)目，對于領從蹄式制動器，每個車輪有一個輪缸，每個輪缸有兩個活塞，對于單向雙領蹄式制動器，每個車輪有二個輪缸，每個輪缸有一個活塞。 本設計采用領從蹄式制動器，故每個車輪只有1個輪缸，2個活塞；即： m=4;n=8; =2mm; d=40mm, 故有： V=4*Vi=4*п*8*202*2mm3=80424.77mm3。 制動主缸應有的工作容積為 為制動軟管在液壓下變形而引起的容積增量。在初步設計時，貨車取V0= 1.3V。有：V0= 1.3V=104552.20mm3。 主缸活塞行程S0和活塞直徑d0 為 一般 ； 主缸的直徑d0應符合QC/T311-1999中規(guī)定的尺寸系列，具體為19mm、22mm、26mm、28mm、32mm、35mm、38mm、40mm、45mm。 取d0 =45mm； 由所求數(shù)據(jù)計算得：=50.56mm; / d0=1.124,符合要求。 2.4.3制動踏板工作行程 式中, δ01為主缸中推桿與活塞間的間隙，一般取1.5～2.0mm，δ02為主缸活塞空行程，即主缸活塞由不工作的極限位置到使其皮碗完全封堵主缸上的旁通孔所經(jīng)過的行程， 為踏板機構的傳動比。取δ01=1.5mm；δ02=1.0mm。 制動調(diào)整正常時的踏板工作行程，只應占計及制動襯片的容許磨損量在內(nèi)的踏板行程的40%～60%，即踏板正常工作行程約為制動踏板的全行程的40%～60%（取60%），以便保證在制動管路中獲得給定的壓力。對于貨車，踏板全行程不應超過170～180mm。 初步設計時，可以踏板全行程160mm為目標設計。 由此可得：=160*60%=96mm。 由以上數(shù)據(jù)，即：δ01=1.5mm；δ02=1.0mm ；=50.56mm，可求得： =/（+δ01+δ02）=1.809 2.4.4 制動踏板力 式中，η為踏板機構及液壓主缸的機械效率，可取η= 0.82～0.86 取踏板機構及液壓主缸的機械效率η=0.84，p=10Mpa，進而： 計算得：=10466.39N 助力器設計：按上述設計時，對于商用車：制動踏板力應在300～450N的范圍內(nèi)（取=400N），若超出此范圍，則應設計真空助力器，以制動踏板力為目標，由下式估算助力比：。 由上式可得：助力比is=26.17。 2.5制動器主要零部件的結構設計 2.5.1制動鼓 制動鼓應具有足夠的強度、剛性和熱熔度，制動時氣溫升不應超過極限值。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(shù)并使工作表面磨損均勻。 制動鼓有鑄造的和組合式的兩種。鑄造制動鼓多選用灰鑄鐵制造。組合式制動鼓圓柱部份可以用鑄鐵鑄造出，腹部部份用鋼板沖壓成型，其優(yōu)點是質(zhì)量小，工作面耐磨，并且有較高的摩擦因數(shù)。所以本設計選擇組合式的制動鼓。用鋼板沖壓的制動鼓內(nèi)測離心澆鑄上合金鑄鐵內(nèi)鼓筒，制動鼓厚度按商用車13~18mm范圍選擇為15mm。 2.5.2制動蹄 乘用車和輕型載貨汽車的制動蹄廣泛采用T形鋼輾壓或鋼板沖壓—焊接制成。制動蹄的結構尺寸和斷面形狀應保證其剛度好，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為均勻，并可減少制動時的尖叫聲。 對于尺寸，制動蹄腹板和翼緣的厚度，按商用車5~8mm范圍，選取7mm。摩擦襯片厚度選取8mm。制動蹄厚度選取120mm。襯片可鉚接在制動蹄上，噪聲比較小。 2.5.3制動底板 制動底板是除制動鼓外制動器各零件的安裝基體，應保證各安裝零件相互間的正確位置。制動地板承受這制動器工作時的制動反力矩，因此它應有足夠的剛度。為此，由鋼板沖壓形成的制動底板均具有凹凸起伏的形狀。 2.5.4制動蹄支承 制動蹄的支承，結構簡單，并能使制動蹄相對制動鼓自行定位。為了是具有支承銷的一個自由度的制動蹄的工作表面與制動鼓的工作表面同軸心，應使支承位置可調(diào)?？梢圆捎闷闹С袖N或偏心輪。支承銷由45號鋼制造并高頻淬火。 2.5.5摩擦材料 制動摩擦材料應具有較高而穩(wěn)定的摩擦系數(shù)，抗熱衰退性能好，摩擦材料應有好的耐熱性，盡可能小的的壓縮率和膨脹率，較低的熱傳導率和低的熱膨脹率，較高的抗壓、抗拉、抗剪力、抗彎曲性能和耐沖擊性能；制動時應不產(chǎn)生噪聲、不產(chǎn)生不良氣味，應盡量采用污染小對人體無害的摩擦材料。 由于石棉材料對人有害，所以采用金屬纖維、粘接劑和摩擦性能調(diào)節(jié)劑組成的半金屬磨阻材料，具有較高的耐熱性和耐磨性。 2.5.6制動器間隙 一般鼓式制動器的設定間隙為0.2-0.5mm。在這里我們選取間隙為0.3mm，以滿足間隙盡可能小的要求。 3. 設計總結 汽車設計課程設計進行了兩周，回顧下設計過程，我發(fā)現(xiàn)又收獲了不少。 平時，沒能認真學習，但這次課程設計讓我重新掌握了那些知識。上汽車設計課程的時候，總覺得課程本身理論性很強且枯燥，敷衍了很多學習任務。但在設計過程中我努力地去學習理論知識，在查資料的過程中，我了解了許多關于汽車行業(yè)的標準以及成熟車型的具體參數(shù)，這是我在平時的課程學習中了解不到的，然而這次課程設計讓我補足了這些知識，我相信這些對我今后的學習和工作將會有很大的幫助。 這次課程設計，主要弄清楚了汽車設計的一般過程，樹立了正確的設計思想。整車設計時學會了各種參數(shù)的選取和輪胎性能的應用，設計后制動器時，通過選擇參數(shù)以及制動器各項參數(shù)的校核，我對制動器的設計和組成有了更加全面的了解，也得到了汽車設計基本技能的訓練，對計算機輔助設計和繪圖能力有了很好的提高。 最后，值得感謝一下我們課程設計的指導老師王松明老師，以及在這次課程設計過程中給我?guī)椭母魑煌瑢W！ 參考文獻 [1] 王望予.汽車設計（第4版）.機械工業(yè)出版社，2004. [2] 劉惟信.驅動橋.人民交通出版社，1987. [3] 余志生.汽車理論（第3版）.機械工業(yè)出版社，2000. [4] 《汽車工程手冊》編輯委員會.汽車工程手冊.人民交通出版社，2001. [5] 陳家瑞.汽車構造.機械工業(yè)出版社，2005. [6] 《機械設計手冊》編委會.機械設計手冊（新版）.機械工業(yè)出版社，2004. 附錄1 典型車型的主要參數(shù) 汽車 型號 尺寸參數(shù) 質(zhì)量參數(shù) 發(fā)動機 輪胎 最高車速(Km/H) 備 注 外形尺寸(mm) L*W*H 貨廂內(nèi)部尺寸(mm) L*W*H 軸距(mm) 前/后輪距(mm) 前/后懸(mm) 總質(zhì)量(Kg) 載質(zhì)量(Kg) 整備質(zhì)量(Kg) 型號 最大功率(KW/rmp) 最大扭矩(N.m/rmp) 數(shù)量 規(guī) 格 SC1023D 5020*1800*2130 3360*1700*360 2600 1440 /1375 2875 950 1730 YND485Q 36/3200 118.2/2210 6 6.00-15或6.50-16 80 平頭、單排駕駛室 BJ1032V3JA4-1 5040*1750*2170 3350*1660*360 2650 990 480 29 6 6.50-16 平頭、單排駕駛室 SC1030H 5215*1856*2150 3600*1760*380 2725 1420 /1387 3390 1480 1910 490QC 44/3200 156.8/1800 6 6.50-16 90 平頭、單排駕駛室 NKR77GLCWCJA 5280*1880*2210 2560*1790*380 2765 1504 /1425 1015/1500 4205 1480 2400 4KH1-TC 96 280 6 7.50-15或7.00-15 平頭、雙排駕駛室2+3人 NHR55ELAJ 4800*1695*2160 3100*1600*380 2490 1015 /1395 1015/1295 3560 1515 1915 4JB1-T 66 205 4 7.00-15 平頭、單排駕駛室2人 BJ1043V8JE6-3 5995*1890*2230 4250*1810*360 3200 1490 4100QB 58.8 6 6.50-16 平頭、單排駕駛室 SC1040S 5815*1900*2180 4200*1810*380 3100 1420 /1387 4000 1840 2160 4100QB 58.8/ 3200 200/ 2200 6 6.50-16 95 平頭、單排駕駛室 EQ1050G46D3 6985*2140*2395 4650*1930*550 3800 1750 /1586 1110/2075 5035 1990 2850 6 7.50-16 95 平頭、單排駕駛室 BJ1053VBJEA-3 6930*2055*2280 5100*1930*400 3800 1995 CY4102BQ 70.6 6 7.50-16LT 平頭、單排駕駛室 續(xù)表附錄 1 汽車 型號 尺寸參數(shù) 質(zhì)量參數(shù) 發(fā)動機 輪胎 最高車速(Km/H) 備 注 外形尺寸(mm) L*W*H 貨廂內(nèi)部尺寸(mm) L*W*H 軸距(mm) 前/后輪距(mm) 前/后懸(mm) 總質(zhì)量(Kg) 載質(zhì)量(Kg) 整備質(zhì)量(Kg) 型號 最大功率(KW/rmp) 最大扭矩(N.m/rmp) 數(shù)量 規(guī) 格 SC1023D 5020*1800*2130 3360*1700*360 2600 1440 /1375 2875 950 1730 YND485Q 36/3200 118.2/2210 6 6.00-15或6.50-16 80 平頭、單排駕駛室 BJ1063VCJEA-Q1 6930*1980*2230 5100*1930*400 3800 2860 4100QBZL 70 6 7.00-16 平頭、單排駕駛室 BJ1063VCJEA-Q1 6930*1980*2230 5100*1930*400 3800 2860 YZ4102ZLQ 81 6 7.00-16 平頭、單排駕駛室 EQ1061G2D3 6985*2140*2395 4650*1930*550 3800 1750 /1586 1110/2075 6490 2990 3500 6 7.50-16-12PR 100 平頭、單排駕駛室 NKR77LLNACJAX 5995*1880*2785 4250*1784*1810 3360 1504 /1425 1015/1620 6590 3500 2960 4KH1-TC 96 280 6 7.50-15 平頭、單排駕駛室、廂車 NKR77PLNACJAX 6790*1899*2785 5050*1784*1810 3815 1504 /1425 1015/1960 6740 3500 3110 4KH1-TC 96 280 6 7.50-15 平頭、單排駕駛室、廂車 EQ1071G2AD3 6985*2140*2255 4650*1930*550 3800 1750 /1586 1110/2075 7450 3900 3550 6 7.50-16 100 平頭、單排駕駛室 EQ1082FL 6840*2450*2400 4000*2250*550 3950 1810 /1800 1060/1830 7950 4000 3950 6 8.50-20 12PR 90 長頭、單排駕駛室 NKR77PLNACJA 6745*1880*2220 5050*1790*380 3815 1504 /1425 1015/1915 6770 4000 2640 4KH1-TC 96 280 6 7.50-15 平頭、單排駕駛室2人 附錄2 QC/T 309-----1999