0428-YC1040載貨汽車底盤總體及制動器設(shè)計【全套17張CAD圖】,全套17張CAD圖,yc1040,載貨,汽車底盤,總體,整體,制動器,設(shè)計,全套,17,cad 前 言 YC1040載貨汽車主要是面向農(nóng)村市場開發(fā)的，可以在近期或未來作為農(nóng)村的主要貨運工具附帶作為載人工具。 本課題來源于生產(chǎn)實踐和對農(nóng)村實際狀況的考察。依據(jù)農(nóng)民的經(jīng)濟能力和農(nóng)村交通的狀況，提供一個合理的設(shè)計方案。 汽車的總體設(shè)計是汽車設(shè)計工作中最重要的一環(huán)，他對汽車的設(shè)計質(zhì)量、使用性能和在市場上的競爭力有著決定性的影響. 按照目前的汽車行業(yè)狀況，參考過現(xiàn)今市場上成熟的一些貨車，我們設(shè)計載重量為1.5t的低速貨車，并且力爭達到以下的設(shè)計效果： 1. 工作可靠，結(jié)構(gòu)簡單，裝卸方便，便于維修、調(diào)整 2. 盡量使用通用件，以便降低制造成本 3. 在保證功能和強度的要求下，盡量減小整備質(zhì)量 汽車制動系是用以強制行駛中的汽車減速或停車、使下坡行駛的汽車的車速保持穩(wěn)定以及使已停駛的汽車在原地（包括在斜坡上）駐留不動的機構(gòu)。隨著汽車速度的提高及車流密度的日益增大，為了保證行車安全，汽車制動工作的可靠性顯得日益重要。根據(jù)這次設(shè)計的需要和制動器在貨車上的應(yīng)用狀況，選擇摩擦式制動器中的領(lǐng)從蹄式作為制動裝置。 隨著政府對農(nóng)民收入在政策上的支持，農(nóng)民的收入得到很大改善。同時國家也加強了農(nóng)村道路的建設(shè)力度，在未來的幾年內(nèi)農(nóng)村的交通狀況將會的到比較大的改觀。相信這種有針對性的低速貨車會受到農(nóng)民朋友的青睞。 第1章 汽車總體設(shè)計 1.1 總體方案分析 1.1.1 汽車的分類 汽車有很多分類方法，可以按照發(fā)動機排量、乘客座位數(shù)、汽車總質(zhì)量、汽車總長、車身或駕駛室的特點等來分類，也可以取上述特性中的兩個指標作為分類的依據(jù)。 國標BG/T3730.1—2001將汽車分為乘用車和商用車。乘用車是指在設(shè)計和技術(shù)特性上主要用于載運乘客及隨身行李和臨時物品的汽車，包括駕駛員座位在內(nèi)最多不超過9個座位。 商用車時指在設(shè)計和技術(shù)特性上用于運送人員和貨物的汽車，并且可以牽引掛車。商用車又有客車、半牽引車、貨車之分。 貨車按照汽車最大總質(zhì)量的分類如下： 表 1-1 貨車按照裝載質(zhì)量分類 載貨汽車類型 輕 型 微 型 重 型 ≤1.8 ＞1.8-6 ＞6-14 中 型 廠定最大總質(zhì)量 ＞14 本次設(shè)計的汽車屬于輕型載貨汽車。 1.1.2 汽車形式的選擇 不同形式的汽車，主要體現(xiàn)在軸數(shù)、驅(qū)動形式以及布置形式上有區(qū)別。 1.1.2.1 軸數(shù) 汽車可以有兩軸、三軸、四軸甚至更多的軸數(shù)。影響軸數(shù)的主要因素有汽車的總質(zhì)量、道路法規(guī)對軸載質(zhì)量的限制和輪胎的負荷能力以及汽車的機構(gòu)等。隨著設(shè)計汽車的乘員增多或裝載質(zhì)量增加，汽車的整備質(zhì)量和總質(zhì)量也增大。在汽車軸數(shù)不變的情況下，汽車總質(zhì)量增加以后，使公路承受的負荷增加。當(dāng)這種負荷超過了公路設(shè)計的承載能力以后，公路會被破壞，使用壽命也將縮短。為了保護公路，有關(guān)部門制定了道路法規(guī)，對汽車的軸載質(zhì)量加以限制。 汽車總質(zhì)量小于19t的公路運輸車輛均采用結(jié)構(gòu)簡單、制造較成本低廉的兩軸方案。 1.1.2.2 驅(qū)動形式 汽車的驅(qū)動形式有42、44、62、64、66、84、88等，其中前一位數(shù)字表示汽車車輪總數(shù)，后一位數(shù)字表示驅(qū)動輪數(shù)。增加驅(qū)動輪數(shù)能夠提高汽車的通過能力，驅(qū)動輪數(shù)越多，汽車的機構(gòu)越復(fù)雜，整備質(zhì)量和制造成本也隨之增加，同時也使汽車的總體布置工作變的困難。 總質(zhì)量小的商用車，多采用機構(gòu)簡單、制造成本低的4í2驅(qū)動形式。 1.1.2.3 布置形式 汽車的布置形式是指發(fā)動機、驅(qū)動橋和車身（或駕駛室）的相互關(guān)系和布置特點而言。汽車的使用性能除取決于整車和各總成的有關(guān)參數(shù)以外，其布置形式對使用性能也有重要影響。貨車的布置形式可以按照駕駛室與發(fā)動機相對位置的不同，可以分為平頭式、短頭式、長頭式和偏置式四種。貨車又可以根據(jù)發(fā)動機位置不同，分為發(fā)動機前置、中置和后置三種布置形式。 A. 平頭式、短頭式、長頭式、偏置式貨車 a.平頭式貨車 貨車的發(fā)動機位于駕駛室內(nèi)時，稱為平頭式貨車。這種形式的貨車布置特點是發(fā)動機在駕駛員和副駕駛員座位中間,因此駕駛室的前端不需要凸出去，沒有獨立的發(fā)動機艙。 b.短頭式貨車 發(fā)動機的大部分在駕駛室的前部，少部分位于駕駛室內(nèi)的貨車，稱為短頭式貨車。這種貨車車身部分的結(jié)構(gòu)特點是：因發(fā)動機大部凸出在駕駛室前部，所以發(fā)動機有獨立的發(fā)動機艙和單獨的罩蓋，發(fā)動機艙和駕駛室共同形成貨車的車頭部分。 c.長頭式貨車 貨車的發(fā)動機位于駕駛室前部稱為長頭式貨車。這種形式的貨車車身部分的結(jié)構(gòu)特點與短頭式貨車相同，只是發(fā)動機艙和車頭部分更長些。 d.偏置式駕駛室的貨車主要用于重型礦用自卸車上。它具有平頭車的一些優(yōu)點，如軸距短、視野良好等，此外還具有駕駛室通風(fēng)條件好、維修方便等優(yōu)點。 短頭式貨車的主要特點有：汽車的總長和軸距得到了縮短，最小轉(zhuǎn)彎直徑小，機動性能好于長頭式，不如平頭式貨車；駕駛員的視野得到改善；動力總成操縱機構(gòu)簡單；發(fā)動機的工作對駕駛員的影響得到很大改善；位于駕駛室內(nèi)的發(fā)動機后部接近性不好，導(dǎo)致駕駛室內(nèi)部空間擁擠，布置踏板困難；汽車正面與其他物體發(fā)生碰撞時，駕駛員和前排乘員的傷害程度比平頭式貨車要輕的多。 長頭式貨車的主要特點有：發(fā)動機及其附件的接近性好，便于檢修工作；滿載時前軸負荷小；地板低，駕駛員上、下車方便；離合器、變速器等操縱機構(gòu)簡單，易于布置；發(fā)動機工作對駕駛員的影響很??；駕駛員和前排乘員安全性好。 但是總長與軸距均較長，最小轉(zhuǎn)彎直徑較大，機動性能不好；駕駛員的視野不好。 平頭式貨車相對于以上兩種車型，發(fā)動機可以布置在座椅下后部，此時中間座椅處沒有很高的凸起，可以布置三人座椅，故得到廣泛應(yīng)用。 平頭貨車的主要缺點有：空載時前軸負荷大，因而在壞路上的通過性變壞；因為駕駛室有翻轉(zhuǎn)機構(gòu)和鎖止機構(gòu)，使結(jié)構(gòu)復(fù)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(gòu)復(fù)雜；發(fā)動機的工作噪聲、氣味、熱量和振動對駕駛員等均有較大影響；汽車正面與其他物體發(fā)生碰撞時，易使駕駛員和前排乘員受到傷害。 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(zhuǎn)彎直徑小，機動性能好，不需要發(fā)動機罩和翼子板，加上總長縮短等因素的影響，汽車的整備質(zhì)量減??；駕駛員的視野得到明顯改善；采用翻轉(zhuǎn)式駕駛室時能改善發(fā)動機及其附件的接近性；汽車貨箱與整車的俯視面積之比稱為面積利用率，平頭車的該指標比較高。 因此，對于要求結(jié)構(gòu)簡單的低速貨車來說，采用平頭式比較合適。 B.發(fā)動機前置、中置、后置 a.發(fā)動機前置后橋驅(qū)動貨車 主要優(yōu)點：可以采用直列、v型活臥式發(fā)動機；發(fā)現(xiàn)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(gòu)結(jié)構(gòu)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)動機的工作噪聲、氣味、熱量和振動的工作困難，離合器、變速器等機構(gòu)復(fù)雜；如采用長頭式駕駛室，在增加整車長度的同時，為保證駕駛員有良好的視野，需將座椅布置的高些，這又會增加整車和整車質(zhì)心高度等問題。 b.發(fā)動機中置后橋驅(qū)動 發(fā)動機中置后橋驅(qū)動貨車，可以采用水平對置式發(fā)動機布置在貨箱下方，因而發(fā)動機通用性不好，需特殊設(shè)計，故維修不便；離合器、變速器等機構(gòu)復(fù)雜；因發(fā)動機距離地面近，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，故不采用。 c.發(fā)動機后置后橋驅(qū)動 這種布置形式的貨車是在發(fā)動機后置后橋驅(qū)動的乘用車地底盤基礎(chǔ)上變形而來的，所以一般不采用。它的主要缺點是離合器、變速箱等操縱機構(gòu)結(jié)構(gòu)復(fù)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。 1.2 汽車主要尺寸的確定 汽車的主要尺寸參數(shù)有外廓尺寸、軸距、輪距、前懸、后懸等。 1.2.1 外廓尺寸 汽車的長、寬、高稱為汽車外廓尺寸，受有關(guān)法規(guī)限制不能隨意確定，貨車還要受裝載質(zhì)量的影響。汽車尺寸小些不僅可以行使期間需要占用的道路長度小，同時還可以增加車流密度，在停車時占用的停車場面積也小。除此之外，汽車的整備質(zhì)量相應(yīng)減少，這對提高比功率、比轉(zhuǎn)矩和燃油經(jīng)濟性有利。每個國家對公路運輸車輛的外廓尺寸均有法規(guī)限制。這是為了使汽車的外廓尺寸適合本國的公路橋梁、涵洞和鐵路運輸?shù)臉藴始氨ＷC行駛的安全性。我國對公路車輛的極限尺寸規(guī)定如下： 表 1-2 汽車及掛車外廓尺寸的最大限值 　　　　單位為毫米 車輛類型 車長 車寬 車高 汽車 三輪汽車 4600 1600 2000 貨車及 半掛牽引車 最高設(shè)計車速小于70km/h的四輪貨車 6000 2000 2500 二軸 最大設(shè)計總質(zhì)量≤3500kg 6000 2500 4000 最大設(shè)計總質(zhì)量 >3500kg， 且≤8000kg 7000 最大設(shè)計總質(zhì)量 >8000kg, 且≤12000kg 8000 最大設(shè)計總質(zhì)量 >12000kg 9000 三軸 最大設(shè)計總質(zhì)量≤20000kg 11000 GB1589-2004.4.1.2.1中限定的汽車外廓尺寸如上表所示，后視鏡等單側(cè)外伸量不得超出最大寬度處250mm；頂窗、換氣裝置開啟時不得超出車高300mm。 1.2.2 軸距L 軸距L對整備質(zhì)量、汽車總長、汽車最小轉(zhuǎn)彎直徑、傳動軸長度、縱向通過半徑等有影響。當(dāng)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；汽車上坡時制動或加速時軸荷轉(zhuǎn)移過大，使汽車制動性或操縱穩(wěn)定性變壞；車身縱向角震動增大，對平順行不利；萬向節(jié)傳動軸的夾角增大。 原則上對發(fā)動機排量大的乘用車、載質(zhì)量或載客量多的貨車或客車軸距取得長。對機動性要求高的汽車，軸距應(yīng)取的短些。為滿足市場需要，工廠在標準軸距貨車的基礎(chǔ)上，生產(chǎn)出短軸距和長軸距的變型車。對于不同軸距變型的軸距的變化，推薦在0.4～0.6的范圍內(nèi)確定為宜。 1.2.3 前輪距和后輪距 改變汽車輪距B會影響車廂或駕駛室內(nèi)寬度、汽車總寬、總質(zhì)量、側(cè)傾剛度、最小轉(zhuǎn)彎直徑等因素發(fā)生變化.增大輪距則車廂內(nèi)寬隨之增加,并有利于增加側(cè)傾剛度,汽車橫向穩(wěn)定性好;但是汽車的總寬和總質(zhì)量及最小轉(zhuǎn)彎直徑等增加,并導(dǎo)致汽車的比功率、比轉(zhuǎn)距指標下降,機動性變壞。 表 1-3 各類汽車的軸距和輪距 車型 類別 軸距L／mtn 輪距B／mm 4X2貨車 微型 輕型 中型 重型 1700～2900 2300～3600 3600～5500 4500～5600 1150～1350 1300～1650 1700～2000 1840～2000 1.2.4 前懸和后懸 前懸（ L F ）：前懸是指汽車最前端（除燈罩、后視鏡等非剛性固定部分外）至前軸中心之間的水平距離。前懸的長度應(yīng)足以固定和安裝駕駛室前支點。發(fā)動機、水箱、轉(zhuǎn)向機、彈簧前托架和保險杠等零件和部件。前懸不宜過長，否則，汽車的接近角過小。前懸尺寸對汽車通過性、碰撞安全性、駕駛員視野、前鋼板長度、上車和下車的方便性以及汽車造型等均有影響。增加前懸尺寸，減小了汽車的接近角，使通過性降低，并使駕駛員視野變壞。應(yīng)在前懸這段尺寸內(nèi)要布置保險杠、散熱器風(fēng)扇、發(fā)動機、轉(zhuǎn)向器等部件，故前懸不能縮短。長些的前懸這段尺寸有利于在撞車時對成員起保護作用，也有利于采用長些的鋼板彈簧。對平頭車汽車，前懸還會影響從前門上、下車的方便性。初選的前懸尺寸，應(yīng)當(dāng)在保證能布置下各總成、部件的同時盡可能小些。對載客量少些的平頭車，考慮到正面碰撞能有足夠的結(jié)構(gòu)件吸收碰撞能量，保護前排乘員的安全，這又要求前懸有一定的尺寸。長頭貨車前懸一般在110～1300范圍內(nèi)。 后懸（ L R ）：是指汽車最后端（除燈罩等非剛性固定部分外）至后橋中心之間的水平距離，后懸的長度主要決定于貨廂長度、軸距和軸荷分配情況，同時要保證適當(dāng)?shù)碾x去角。 后懸尺寸對汽車通過性、汽車追尾時的安全性、貨箱長度、汽車造型等有影響，并取決于軸距和軸荷分配的要求。后懸長，則汽車離去角減小，使通過性降低；而后懸短的貨車就可能使貨箱長度不夠?？傎|(zhì)量在1.8～14.0t的貨車后懸一般在1200～2200之間，特長貨箱的汽車后懸可達到2600mm，但不得超過軸距的55％。 1.2.5 貨車車頭長度 貨車車頭長度系指從汽車的前保險杠到駕駛室后圍的距離。車身形式，即長頭型還是平頭型對車頭長度有絕對影響。此外，車頭長度對汽車外觀效果、駕駛室居住性、汽車面積利用率和發(fā)動機的接近性等有影響。 平頭車一般在1400～1500之間。 1.2.6 貨車車箱尺寸 要求車箱尺寸在運送散裝煤和袋裝糧食時能裝足額定的噸數(shù)。車廂邊板高度對汽車質(zhì)心高度和裝卸貨物的方便性有影響，一般應(yīng)在450～650mm范圍內(nèi)選取。車箱寬應(yīng)在汽車外寬符合國家標準的前提下適當(dāng)寬些，以利于縮短邊板高度和車箱長度。 1.3 汽車質(zhì)量參數(shù)的確定 汽車質(zhì)量參數(shù)包括整車整備質(zhì)量、裝載質(zhì)量、質(zhì)量系數(shù)、汽車總質(zhì)量、軸荷分配等。 1.3.1 整車整備質(zhì)量 汽車的整備質(zhì)量：亦即我們以前慣稱的“空車重量”。所謂汽車的整備質(zhì)量是指汽車按出廠技術(shù)條件裝備完整（如備胎、工具等安裝齊備），各種油水添滿后的重量，但沒有載貨和載人時的整車質(zhì)量。這是汽車的一個重要設(shè)計指標。該指標既要先進又要切實可行。它與汽車的設(shè)計水平、制造水平以及工業(yè)化水平密切相關(guān)。同等車型條件下，誰的設(shè)計方法優(yōu)化，生產(chǎn)水平優(yōu)越，工業(yè)化水平高，則整備質(zhì)量就會下降。 整車整備質(zhì)量對汽車制造成本和燃油積極性有影響。目前，盡可能減少整車整備質(zhì)量的目的是：通過減少整備質(zhì)量增加載質(zhì)量或載客量，抵消因滿足安全標準、排氣凈化標準和噪聲標準所帶來的整備質(zhì)量的增加，節(jié)約燃料。減少整車整備質(zhì)量的主要措施有：新設(shè)計的車型應(yīng)使其結(jié)構(gòu)更合理，采用強度足夠的輕質(zhì)材料，如塑料、鋁合金等等。過去用金屬材料制作的儀表板、油箱等大型結(jié)構(gòu)件，用塑料取代后減重效果十分明顯，目前得到廣泛應(yīng)用。 整車整備質(zhì)量在設(shè)計階段需要估算確定。在日常工作中，收集大量同類型汽車的有關(guān)質(zhì)量數(shù)據(jù)，結(jié)合新車設(shè)計的特點、工藝水平等初步估計整備質(zhì)量。 1.3.2 汽車的裝載質(zhì)量 汽車的裝載質(zhì)量是指在硬路面上行駛時允許的額定載質(zhì)量。汽車在碎石路面上行駛時，裝載質(zhì)量約為好路面的75%～85%。這次設(shè)計確定的為1.5t。 1.3.3 質(zhì)量系數(shù) 質(zhì)量系數(shù)是指汽車裝載質(zhì)量與整備質(zhì)量的比值，即 =/ (1-1) 該系數(shù)反映了汽車的設(shè)計水平和工藝水平，越大，說明該汽車的結(jié)構(gòu)和制造工藝越先進。在參考同類型汽車選定后（表1-1）有，可根據(jù)給定的計算整車整備質(zhì)量。 表 1-4 貨車的質(zhì)量系數(shù) 參數(shù) 車型 總質(zhì)量/t 貨車 1.8<6.0 6.0<14.0 >14.0 0.80 ~ 1.10 1.20 ~ 1.35 1.30 ~ 1.70 這次確定的為1.0 ，則；整車整備質(zhì)量＝/＝ 1.3.4 汽車總質(zhì)量 汽車總質(zhì)量是指裝備齊全，并按規(guī)定載滿客、貨時的整車質(zhì)量。 汽車總質(zhì)量的確定： 轎車：汽車總質(zhì)量 = 整備質(zhì)量 + 駕駛員及乘員質(zhì)量 + 行李質(zhì)量 客車：汽車總質(zhì)量 = 整備質(zhì)量 + 駕駛員及乘員質(zhì)量 + 行李質(zhì)量 + 附件質(zhì)量 貨車：汽車總質(zhì)量 = 整備質(zhì)量 + 駕駛員及助手質(zhì)量 + 行李質(zhì)量 則貨車的總質(zhì)量由整備質(zhì)量、裝載質(zhì)量和駕駛員以及隨行人員質(zhì)量三部分組成，即 ＝＋+65kg 式中，為包括駕駛員以及隨行人員數(shù)在內(nèi)的人數(shù)，應(yīng)等于座位數(shù)。 =1.5t+1.5t+265kg =3.13t 最終確定的總之量為3.5t。 1.3.5 軸荷分配 汽車的軸荷分配是指汽車載空載或滿載靜止的情況下，各車軸對支乘平面的垂直負荷，也可以用空載或滿載總質(zhì)量的百分比來表示。汽車的軸荷分配是汽車的重要質(zhì)量參數(shù)，它對汽車的牽引性、通過性、制動性、操縱性和穩(wěn)定性等主要使用性能以及輪胎的使用壽命都有很大的影響。因此，在總體設(shè)計時應(yīng)根據(jù)汽車的布置型式、使用條件及性能要求合理地選定其軸荷分配。對輪胎壽命和汽車的許多使用性能的影響來說，從各車輪輪胎磨損均勻和壽命相近考慮，各個車輪的負荷相差應(yīng)不大；為了保證汽車有良好的動力性和通過性，驅(qū)動橋應(yīng)有足夠大的負荷，從動軸上的負荷也適當(dāng)減小，以利減小從動輪滾動阻力和提高在環(huán)路面上的通過性；為了保證汽車由良好的操縱穩(wěn)定性，又要求轉(zhuǎn)向軸的負荷不應(yīng)過小。在確定汽車的軸荷分配時，還要考慮汽車的靜態(tài)方向穩(wěn)定性和動態(tài)方向穩(wěn)定性。根據(jù)理論分析，汽車質(zhì)心位置到汽車中性轉(zhuǎn)向點的距離s對汽車的靜態(tài)方向穩(wěn)定性有決定性的影響。因此，可以得出作為很重要的軸荷參數(shù)，各使用性能對其要求相互矛盾，這就要求設(shè)計時根據(jù)對整車的性能要求、使用 條件等，合理地選的取軸荷配。 表 1-5 各類汽車的軸荷分配 車型 滿載 空載 前軸 后軸 前軸 后軸 貨 車 4X2后輪單胎 4X2后輪雙胎，長、短頭式 4X2后輪雙胎，平頭式 6X4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％ 汽車的驅(qū)動形式與發(fā)動機位置、汽車結(jié)構(gòu)特點、車頭形式和使用條件等均對軸荷分配又顯著影響。如發(fā)動機前置前輪驅(qū)動乘用車和平頭式商用車前軸負荷較大，而長頭式貨車前軸負荷較小。 當(dāng)總體布置進行軸荷分配計算不能滿足預(yù)定要求時，可通過重新布置某些總乘、部件的位置來調(diào)整。必要時，改變軸距也可行。 第2章 制動器設(shè)計 2.1 制動器的結(jié)構(gòu)方案分析 2.1.1 制動器分析 制動系的功用是使汽車以適當(dāng)?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(dāng)?shù)姆€(wěn)定車速；使汽車可靠的停在原地或坡道上。制動系統(tǒng)的一般工作原理是，利用與車身(或車架)相連的非旋轉(zhuǎn)元件和與車輪(或傳動軸)相連的旋轉(zhuǎn)元件之間的相互摩擦來阻止車輪的轉(zhuǎn)動或轉(zhuǎn)動的趨勢。而制動器就是實現(xiàn)制動功能的主要部件。 制動器主要有摩擦式、液力式和電磁式等幾種。電磁式制動器雖有作用滯后性好、易于連接而且接頭可靠等優(yōu)點，但因成本太高，只在一部分總質(zhì)量較大的商用汽車上用作車輪制動器或緩速器；液力式制動器一般只作緩速器。目前廣泛應(yīng)用的仍為摩擦式制動器。 一般制動器都是通過其中的固定元件對旋轉(zhuǎn)元件施加制動力矩，使后者的旋轉(zhuǎn)角速度降低，同時依靠車輪與地面的附著作用，產(chǎn)生路面對車輪的制動力以使汽車減速。凡利用固定元件與旋轉(zhuǎn)元件工作表面的摩擦而產(chǎn)生制動力矩的制動器都成為摩擦制動器摩擦式制動器按摩擦副結(jié)構(gòu)形式的不同，可分為盤式、鼓式和帶式三種。帶式制動器只用作中央制動器；鼓式和盤式制動器的結(jié)構(gòu)形式有多種，如下所示： 圖3-1 制動器分類 2.1.2 鼓式制動器 鼓式制動器是最早形式的汽車制動器，當(dāng)盤式制動器還沒有出現(xiàn)前，它已經(jīng)廣泛用于各類汽車上。但由于結(jié)構(gòu)問題使它在制動過程中散熱性能差和排水性能差，容易導(dǎo)致制動效率下降，因此在近三十年中，在轎車領(lǐng)域上已經(jīng)逐步退出讓位給盤式制動器。但由于成本比較低，仍然在一些經(jīng)濟類汽車中使用。 鼓式制動器除了成本比較低之外，還有一個好處，就是便于與駐車（停車）制動組合在一起，凡是后輪為鼓式制動器的汽車，其駐車制動器也組合在后輪制動器上。這是一個機械系統(tǒng)，它完全與車上制動液壓系統(tǒng)是分離的：利用手操縱桿或駐車踏板拉緊鋼拉索，操縱鼓式制動器的杠件擴展制動蹄，起到停車制動作用，使得汽車不會溜動；松開鋼拉索，回位彈簧使制動蹄恢復(fù)原位，制動力消失。 典型的鼓式制動器主要由底板、制動鼓、制動蹄、輪缸（制動分泵）、回位彈簧、定位銷等零部件組成。底板安裝在車軸的固定位置上，它是固定不動的，上面裝有制動蹄、輪缸、回位彈簧、定位銷，承受制動時的旋轉(zhuǎn)扭力。每一個鼓都有一對制動蹄，制動蹄上有摩擦襯片。制動鼓則是安裝在輪轂上，是隨車輪一起旋轉(zhuǎn)的部件，它是由一定份量的鑄鐵做成，形狀似圓鼓狀。當(dāng)制動時，輪缸活塞推動制動蹄壓迫制動鼓，制動鼓受到摩擦減速，迫使車輪停止轉(zhuǎn)動。 各種鼓式制動器各有利弊。就制動效能而言，在基本結(jié)構(gòu)參數(shù)和輪缸工作壓力相同的條件下，自增力式制動器由于對摩擦助勢作用利用得最為充分而居首位，以下依次為雙領(lǐng)蹄式、領(lǐng)從蹄式、雙從蹄式。但蹄鼓之間的摩擦系數(shù)本身是一個不穩(wěn)定的因素，隨制動鼓和摩擦片的材料、溫度和表面狀況(如是否沾水、沾油，是否有燒結(jié)現(xiàn)象等)的不同可在很大范圍內(nèi)變化。自增力式制動器的效能對摩擦系數(shù)的依賴性最大，因而其效能的熱穩(wěn)定性最差。 在制動過程中，自增力式制動器制動力矩的增長在某些情況下顯得過于急速。雙向自增力式制動器多用于轎車后輪，原因之一是便于兼充駐車制動器。單向自增力式制動器只用于中、輕型汽車的前輪，因倒車制動時對前輪制動器效能的要求不高。雙從蹄式制動器的制動效能雖然最低，但卻具有最良好的效能穩(wěn)定性，因而還是有少數(shù)華貴轎車為保證制動可靠性而采用。領(lǐng)從蹄制動器發(fā)展較早，其效能及效能穩(wěn)定性均居于中游，且有結(jié)構(gòu)較簡單等優(yōu)點，故目前仍相當(dāng)廣泛地用于各種汽車。所以選用領(lǐng)從蹄制動器。 l.領(lǐng)蹄 2.從蹄 3、4.支點 5.制動鼓 6.制動輪缸 圖2-2 領(lǐng)從蹄式制動器示意圖 圖為領(lǐng)從蹄式制動器示意圖，設(shè)汽車前進時制動鼓旋轉(zhuǎn)方向如圖中箭頭所示。沿箭頭方向看去，制動蹄1的支承點3在其前端，制動輪缸6所施加的促動力作用于其后端，因而該制動蹄張開時的旋轉(zhuǎn)方向與制動鼓的旋轉(zhuǎn)方向相同。具有這種屬性的制動蹄稱為領(lǐng)蹄。與此相反，制動蹄2的支承點4在后端，促動力加于其前端，其張開時的旋轉(zhuǎn)方向與制動鼓的旋轉(zhuǎn)方向相反。具有這種屬性的制動蹄稱為從蹄。當(dāng)汽車倒駛，即制動鼓反向旋轉(zhuǎn)時，蹄1變成從蹄，而蹄2則變成領(lǐng)蹄。這種在制動鼓正向旋轉(zhuǎn)和反向旋轉(zhuǎn)時，都有一個領(lǐng)蹄和一個從蹄的制動器即稱為領(lǐng)從蹄式制動器。另還有雙領(lǐng)蹄式（圖2-3(b)）和雙向增力式（圖2-3(c)）。按制動蹄的支承形式可分為滑動支座式（圖2-3(c)）和支承銷式（圖2-3(b、c)）?；瑒又ё降闹苿犹阕杂啥葦?shù)為2, 而支承銷式的制動蹄自由度數(shù)為1. 圖3-3 制動蹄分類 2.1.3 制動器的間隙 制動蹄在不工作的原始位置時，其摩擦片與制動鼓間應(yīng)有合適的間隙，其設(shè)定值由汽車制造廠規(guī)定，一般在0.25～0.5mm之間。任何制動器摩擦副中的這一間隙(以下簡稱制動器間隙)如果過小，就不易保證徹底解除制動，造成摩擦副拖磨；過大又將使制動踏板行程太長，以致駕駛員操作不便，也會推遲制動器開始起作用的時刻。但在制動器工作過程中，摩擦片的不斷磨損將導(dǎo)致制動器間隙逐漸增大。情況嚴重時，即使將制動踏板踩到下極限位置，也產(chǎn)生不了足夠的制動力矩。因此，制動器需要對間隙進行調(diào)節(jié)，這次采用一個凸輪機構(gòu)來實現(xiàn)這一功能。 2.2 鼓式制動器主要參數(shù)的確定 2.2.1 制動鼓內(nèi)徑D 輸入力一定時，制動鼓內(nèi)徑越大，制動力矩越大，且散熱能力也越強。但增大D受輪輞內(nèi)徑限制。制動鼓與輪輞之間應(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，以減小制動時的溫升。制動鼓的直徑小，剛度就大，并有利于保證制動鼓的加工精度。 制動鼓直徑與輪輞直徑之比D／Dr，的范圍如下： 轎車：D／Dr=0.64～0.74 貨車：D／Dr=0.70～0.83 制動鼓內(nèi)徑尺寸應(yīng)參照專業(yè)標準QC/T309—1999《制動鼓工作直徑及制動蹄片寬度尺寸系列》選取。 根據(jù)汽車選用的車輪輪輞直徑Dr=18n=182.54=45.72cm D= Dr（0.70～0.83）=32.00～36.58cm 最后在尺寸系列中選擇354mm。 圖2-4 制動器參數(shù) 2.2.2 摩擦襯片寬度b和包角β 摩擦襯片寬度尺寸b的選取對摩擦襯片的使用壽命有影響。襯片寬度尺寸取窄些，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。 制動鼓半徑R確定后，襯片的摩擦面積為。制動器各蹄襯片總的摩擦面積∑Ap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)量增大而增大，具體數(shù)據(jù)見表2—1。 表2—1 鼓式制動器的襯片面積 汽車總質(zhì)量 單個制動器總的襯片摩擦面積Ap/cm2 商 1.0～1.5 120～200 用 1.5～2.5 150～250（多為150～200） 2.5～3.5 250～400 車 3.5 ～7 300～650 7 ～12.0 550～1000 12.0～17.0 600～1500（多為600～1200） 試驗表明，摩擦襯片包角為：90o～130o時，磨損最小，制動鼓溫度最低，且制動效能最高。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，對減小單位壓力的作用不大，而且將使制動不平順，容易使制動器發(fā)生自鎖。因此，包角一般不宜大于140o。 設(shè)計中，取摩擦襯片包角135o。 襯片寬度b較大可以減少磨損，但過大將不易保證與制動鼓全面接觸。制動襯片寬度尺寸系列見QC/T309—1999。 2.2.3 摩擦襯片起始角 一般將襯片布置在制動蹄的中央，即令。有時為了適應(yīng)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。 =90o-135/2=22.5o 2.2.4 制動器中心到張開力作用線的距離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(yīng)使距離e(圖2—7)盡可能大，以提高制動效能。初步設(shè)計時可暫定e=0.8R左右。 e=354/20.8=141.6 最終確定為147mm 。 2.2.5 制動蹄支承點位置坐標a和c 應(yīng)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(圖2—7)。初步設(shè)計時，也可暫定a=0.8R左右。 a=354/20.8=141.6 最終確定a為140mm 。 2.3 鼓式制動器的設(shè)計計算 2.3.1 壓力沿襯片長度方向的分布規(guī)律 除摩擦襯片因有彈性容易變形外，制動鼓、蹄片和支承也有變形，所以計算法向壓力在摩擦襯片上的分布規(guī)律比較困難。通常只考慮襯片徑向變形的影響，其它零件變形的影響較小而忽略不計。 如圖所示，將坐標原點取在制動鼓中心O點。yI 坐標軸線通過蹄片的瞬時轉(zhuǎn)動中心A1點。 圖2-5 制動器襯片受力示意圖 此時蹄片在張開力和摩擦力作用下，繞支承銷轉(zhuǎn)動角。摩擦襯片表面任意點沿蹄片轉(zhuǎn)動的切線方向的變形就是線段，其徑向變形分量是這個線段在半徑OB1延長線上的投影，即為B1C1線段。由于很小，可認為∠=90o，故所求摩擦襯片的變形應(yīng)為 (2—1) 考慮到OAl～OB1=R,那么分析等腰三角形AlOB1則有，所以表面的徑向變形和壓力為 (2—2) (2—3) 綜上所述可知，新蹄片壓力沿摩擦襯片長度的分布符合正弦曲線規(guī)律，可用上式計算。 沿摩擦襯片長度方向壓力分布的不均勻程度，可用不均勻系數(shù)厶評價 (2—4) 式中，為在同一制動力矩作用下，假想壓力分布均勻時的平均壓力；為壓力分布不均勻時蹄片上的最大壓力。 2.3.2 計算蹄片上的制動力矩 計算鼓式制動器制動器，必須查明蹄壓緊到制功鼓上的力與產(chǎn)生制動力矩之間的關(guān)系。 為計算有一個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2—7所示。它位于角內(nèi)，面積為，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 (2—5) 同時，摩擦力產(chǎn)生的制動力矩為(為摩擦因數(shù)，計算時取0.3) (2—6) 從到區(qū)段積分上式得到 (2—7) (2—8) 從式(2—7)和式(2—8)能計算出不均勻系數(shù) (2—9) 從式(2—7)和式(2—8)能計算出制動力矩與壓力之間的關(guān)系。但是，實際計算時還必須建立制動力矩與張開力的關(guān)系。 緊蹄產(chǎn)生的制動力矩用下式表達 (2—10) 式中，為緊蹄的法向合力；為摩擦力的作用半徑(圖2—7)。 圖2-6 計算制動力矩簡圖 圖2-7 計算張開力簡圖 如果已知蹄的幾何參數(shù)(圖2—7中的h a c等)和法向壓力的大小，便能用式(2—7)計算出蹄的制動力矩。 為計算隨張開力而變的力，列出蹄上的力平衡方程式 (2—11) 式中，δ1為хl軸和力F1的作用線之間的夾角；F’х為支承反力在хl軸上的投影。 解聯(lián)立方程式(2—11)得到 (2—12) (2—13) 對于松蹄也能用類似的方程式表示，即 (2—14) 為計算δl、δ2、及Rl、R2值，必須求出法向力F及其分量，沿著相應(yīng)的軸線作用有dFx和dFy力，它們的合力為dF(圖2—5)。有 (2—14) (2—15) 所以 (2—16) 根據(jù)式(2—7)和式(2—10)并考慮到 (2—17) 如果順著制動鼓旋轉(zhuǎn)的蹄片和逆著制動鼓旋轉(zhuǎn)的蹄片的和角度不同，很顯然兩塊蹄片的δ和值也不同。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 =+=+ (2—18) 用液力驅(qū)動時，=。所需的張開力為 =/(+) (2—19) 用凸輪張開機構(gòu)的張開力，可由前述作用在蹄上的力矩平衡條件得到的方程式求出 =0.5/ =0.5/ (2—20) 計算鼓式制動器，必須檢查蹄有無自鎖的可能。由式(2—13)得出自鎖條件。 當(dāng)式(2—13)中的分母等于零時，蹄自鎖，即 (2—21) 如果<就不會自鎖。 由方程式(3—7)和式(8—13)可計算出領(lǐng)蹄表面的最大壓力為 (2—22) 2.3.3 襯片磨損特性的計算 摩擦襯片(襯塊)的磨損受溫度、摩擦力、滑磨速度、制動鼓(制動盤)的材質(zhì)及加工情況，以及襯片(襯塊)本身材質(zhì)等許多因素的影響，因此在理論上計算磨損性能極為困難。但試驗表明，影響磨損的最重要的因素還是摩擦表面的溫度和摩擦力。從能量的觀點來說，汽車制動過程即是將汽車的機械能(動能和勢能)的一部分轉(zhuǎn)變?yōu)闊崃慷纳⒌倪^程。在制動強度很大的緊急制動過程中，制動器幾乎承擔(dān)了汽車全部動能耗散的任務(wù)。此時，由于制動時間很短，實際上熱量還來不及逸散到大氣中，而被制動器所吸收，致使制動器溫度升高。這就是所謂制動器的能量負荷。能量負荷越大，則襯片(襯塊)磨損將越嚴重。對于盤式制動器的襯塊，其單位面積上的能量負荷比鼓式制動器的襯片大許多倍，所以制動盤的表面溫度比制動鼓的高。 各種汽車的總質(zhì)量及其制動襯片(襯塊)的摩擦面積各不相同，因而有必要用一種相對的量作為評價能量負荷的指標。目前，各國常用的指標是比能量耗散率，即每單位襯片(襯塊)摩擦面積的每單位時間耗散的能量。通常所用的計量單位為W／mm2。比能量耗散率有時也稱為單位功負荷，或簡稱能量負荷。 雙軸汽車的單個前輪及后輪制動器的比能量耗散率分別為： (2—23) (2—24) (2—25) 式中，為汽車總質(zhì)量(t)；為汽車回轉(zhuǎn)質(zhì)量換算系數(shù)；,為制動初速度和終速度(m／s)；j為制動減速度(m／s2)；t為制動時間(s)；、為前、后制動器襯片(襯塊)的摩擦面積(mm2)；為制動力分配系數(shù)。 在緊急制動到停車的情況下，=0，并可認為=1，故 (2—26) (2—27) 據(jù)有關(guān)文獻推薦，鼓式制動器的比能量耗散率以不大于1．8W／mm2為宜，計算時取減速度j=0．6g。制動初速度：轎車用100km／h(27．8m／s)；總質(zhì)量3．5t以下的貨車用80km／h(22.2m／s)；總質(zhì)量3.5t以上的貨車用65km／h(18m／s)。 另一個磨損特性指標是每單位襯片(襯塊)摩擦面積的制動器摩擦力，稱為比摩擦力。比摩擦力越大，則磨損將越嚴重。單個車輪制動器的比摩擦力為: (2—28) 式中，為單個制動器的制動力矩；R為制動鼓半徑(襯塊平均半徑Rm或有效半徑Re)；A為單個制動的襯片(襯塊)摩擦面積。 在j=0.6g時，鼓式制動器的比摩擦力以不大于0．48N／mm2為宜。與之相應(yīng)的襯片與制動鼓之間的平均單位壓力戶=／=1.37～1.60N／mm2設(shè)摩擦因數(shù)：0.3～0.35)。這比過去一些文獻中所推薦的許用值2～2．5N／mm2要小，因為磨損問題現(xiàn)在已較過去受到更大程度的重視。 2.3.4 前、后輪制動器制動力矩的確定 為了保證汽車有良好的制動效能，要求合理地確定前、后輪制動器的制動力矩。為此，首先選定同步附著系數(shù)φo，并用下式計算前、后輪制動力矩的比值 (2—29) 式中，, 征為前、后輪制動器的制動力矩；Ll、L2為汽車質(zhì)心至前軸和后橋的距離；hg為汽車質(zhì)心高度。 然后，根據(jù)汽車滿載在柏油、混凝土路面上緊急制動到前輪抱死拖滑，計算出前輪制動器的最大制動力矩max；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max。 結(jié) 論 低速載貨汽車( YC1040型)是針對農(nóng)村市場而設(shè)計的。貨車的主要特點在于結(jié)構(gòu)簡單可靠，價格低廉，非常適合農(nóng)民朋友在農(nóng)村交通條件下使用，能基本適合目前農(nóng)村的發(fā)展形式，滿足農(nóng)民對交通工具的需要。 根據(jù)這次設(shè)計的目標，汽車的結(jié)構(gòu)主要參考了市場上成熟的技術(shù)，融合到本次設(shè)計中；對于現(xiàn)今較前沿的機構(gòu)較復(fù)雜的高新科技非必要的，采用的很少。 制動器（YC1040-06型）選用了較早在汽車上采用的摩擦式領(lǐng)叢蹄制動器。其由于機構(gòu)簡單，工作可靠，在輕型貨車上被廣泛采用。在保證其功能的前提下，加入了制動蹄自動調(diào)節(jié)裝置，相信對制動的可靠性和穩(wěn)定性會有一定的提高。 致 謝 文 獻 資 料 [1] 成大先.機械設(shè)計手冊（1-4冊）[M].北京：化學(xué)工業(yè)出版社，1993． [2] 劉惟信.汽車設(shè)計[M].北京：清華大學(xué)出版社，2001. [3] 張君媛．汽車總布置參數(shù)化設(shè)計[J].汽車技術(shù)，1997，(10):19-22. [4] 彭昆等．基于UG平臺的汽車總體設(shè)計專家系統(tǒng)的開發(fā)[J].上海汽車，1999， (11)：3-5. [5] 張健等.基于UG的客車底盤三維參數(shù)化總布置設(shè)計系統(tǒng)[J].汽車技術(shù)，2001，(6)：22-26 [6] 周天佑．汽車列車選型與設(shè)計[M]．交通部公路科學(xué)研究所情報資料室，1991． [7] GB 1589-2004，道路車輛外廓尺寸、軸荷及質(zhì)量限值[S]． [8] GB 7258-2004，機動車運行安全技術(shù)條件[S]． [9] GB 18320-2001，農(nóng)用運輸車安全技術(shù)條件[S]． [10] 王望予．汽車設(shè)計[M]．北京：機械工業(yè)出版社，2005． [11] 陳家瑞．汽車構(gòu)造（上冊）[M]．北京：機械工業(yè)出版社，2005． [12] 陳家瑞．汽車構(gòu)造（下冊）[M]．北京：機械工業(yè)出版社，2005． [13] 李慶余．電動鏟運機電磁停車制動器設(shè)計[J]．山東冶金，2004，6． [14] 黃曉云， 張國忠．汽車總體設(shè)計[M]．沈陽大學(xué)漿體輸送研究所，2003． 附 錄 1 底盤總體布置圖 YC1040-00-00 A1 2 制動器總裝圖 YC1040-06-00 A0 3 制動器底板 YC1040-06-01 A1 4 制動分泵護罩 YC1040-06-02 A3 5 制動泵活塞推力塊 YC1040-06-03 A4 6 制動分泵缸 YC1040-06-04 A4 7 制動泵活塞 YC1040-06-05 A3 8 制動分泵皮碗 YC1040-06-06 A4 9 制動蹄帶摩擦片總成 YC1040-06-07 A2 10 制動蹄摩擦片 YC1040-06-07-01 A3 11 制動蹄 YC1040-06-07-02 A3 12 制動蹄支銷 YC1040-06-08 A4 13 制動器底板加固板 YC1040-06-09 A4 14 制動蹄支銷偏心 YC1040-06-10 A4 15 制動蹄導(dǎo)夾 YC1040-06-11 A4 16 制動蹄調(diào)整偏心 YC1040-06-12 A4 17 制動蹄調(diào)整偏心螺栓 YC1040-06-13 A4 25