柴油动力货车车架及制动系设计

1第一章前言自1886年第一辆汽车产生以来，汽车工业从无到有，迅速发展，产量大幅度的增加，技术月新日异。汽车的种类也不断的增多，功能也在不断增加，其性能得到不断的提高，因此汽车车架和制动系统的性能要求就会更高些，以适应其特点的要求。车辆的主要的总成，部件等都安装在车架上，车架是个重要的承载总成，它还承受各机构产生的反作用力和行驶中的动载荷，因此，车架的设计要求有高的强度和刚度，尽量结构简单，轻量化。制动系统性能的好坏直接影响汽车的安全制动，所以设计时要尽量提高其制动器的制动性能，以保证汽车制动的安全性。本次设计的主要任务是设计3吨柴油动力货车的车架和制动系统的设计，通过对汽车车架和制动系的结构分析，和参数的选择，最终确定其布置设计方案。车架设计部分，重点对车架的结构形式进行分析，选择车架形式，初选其主要的结构尺寸，然后根据车架在实际的运行过程中的受力状况进行强度和刚度校核，最终确定其结构尺寸。同样制动系统的设计本着结构设计简单，经济使用的原则，其行车制动均选择鼓式制动器，驻车制动采用结构简单的机械式后轮驻车制动。在设计的过程中，我得到李老师和马老师的帮助，并且参考了不少的专业书籍和行业杂志和标准，在此一并感谢。第二章车架设计221概述车架是汽车的装配基体和承载基体，其功用是支撑连接汽车的各总成或零部件，将它组成完整的汽车。同时，车架还承受来自车内外的各种载荷。为了车架完成上述功能，通常对车架有如下要求（一）要求有足够的强度，保证在各个复杂受力的情况下车架不受破坏。要求有足够的疲劳强度以保证其有足够的可靠性与寿命，纵梁等主要零件在使用期内不应有严重的变形和开列。（二）要求有足够的弯曲强度。保证汽车在各个受力复杂的使用条件下，安装在车架上的各总成不致因为车架的变形而早期损坏或失去正常的工作能力。车架的最大弯曲挠度通常应不大于10MM。三要求有适当的扭转刚度。当汽车行驶于不平路面时，为了保证汽车对路面不平度的适应性，提高汽车的平顺性和通过能力，要求车架具有合适的扭转刚度。但车架扭转刚度不宜过大，否则使车架和悬架系统的载荷增大并使汽车轮胎的接地性变差，使通过性变坏。通常在使用中其轴间扭角约为1/M。（四）要求尽量减轻质量。保证强度，刚度的前提下，车架的自身质量应尽可能的小，以减小整车质量，因此，车架应按等强度的原则进行设计。通常要求车架的质量应小于整车整备质量的10。从被动安全性考虑，乘用车车架应具有易于吸收撞击能量的特点。此外，车架设计时还应该考虑车型系列化及改装车等方面的要求。22车架的结构设计221车架的结构型式根据纵梁的结构的特点，车架可分为以下几种结构型式（一）周边式车架该车架的目的主要是尽可能的降低地板的高度，这种车架前后两端纵梁收缩，中部纵梁加宽，前端宽度取决于前轮的最大转向角，后端的宽度取决于后轮距，中部的宽度取决于车门门槛梁的内壁宽。这种车架的最大的特点是前后狭窄端3通过所谓的缓冲臂或抗扭盒与中部纵梁焊接相连，前缓冲臂位于前围板下部倾斜踏板前方，后缓冲臂位于后座下方。由于它是一种曲柄式结构，容许缓冲臂有一定程度的弹性变形，它可以吸收来自不平路面的冲击和降低车内的噪音。其缺点结构复杂而且成本较高。所以周边式车架广泛用于中高级以上轿车。（二）X型车架由于车架的中部为汽车纵向对称平面上的一根矩形断面的空心脊梁，其前后端焊以叉型梁，形成俯视图上的X形状。其目的可以提高车架的抗扭刚度。但是地板中间的凸包拱起太大，影响后座乘客搁脚，此外由于制造工艺较复杂，所以用的并不太广。（三）梯形车架又称边两式车架，是由两根互相平行的纵梁和若干根横梁组成。其弯曲刚度较大，而当承受扭矩时，各部分同时产生弯曲和转矩。其优点是便于安装车身，车箱和布置其他总成，易于汽车的改装和变型，因此被广泛的用在载货汽车，越野汽车，特种车辆等车上。该车架宽度有三种形式（1）前窄后宽对前轮转向和转向拉杆留出足够的空间，往往采用这种型式（2）前宽后窄由于重型货车车辆后轴载荷大，轮胎和钢板弹簧都加宽，同时又有安装尺寸大的发动机，所以只好减少前轮的转向角，使车架成为前宽后窄的形式。（3）前后等宽只要总布置允许，应尽量采用这种方法，因为在冲压不等宽的纵梁时，容易在转折处的上下冀面上产生“波纹区”引起引力集中致使早期出现裂纹或断裂。同时，前后等宽车架制造工艺简单。本次设计的是3吨柴油货车的车架，根据货车的特点，由以上车架型式的分析，应力求结构简单制造容易，各总成安装方便，可选用前后等宽的结构型式。222车架的结构设计一纵梁的结构纵梁是车架的主要承载元件，也是车架中最大的加工件，其形状力求简单。4其长度大体与总车长度相当，车架总长6400MM。本车架设计选择了扭转刚度较大、横截而高度相对较小的上、下翼而和腹板均为平直的等直矩形截面纵梁非标型钢。（二）横梁的结构横梁将左右纵梁联在一起，构成一完整的车架，并保证车架有足够的扭转刚度，限制其变形和降低某些部位的应力。横梁还起着支撑某些总成的作用。因此车架横梁的布置及结构型式首先必须满足整车兑布置的要求。（三）横梁与纵梁的连接选择横梁的断面形状时既要考虑其受载情况又要考虑其支撑总成的支撑方便封闭断面梁和管梁的扭转刚度大，宜用于需要加强扭转刚度处。正确选择和合理的设计横梁和纵梁的节点结构是横梁设计的重要问题常见横梁与纵梁的连接方式有以下几种形式（见图21）图21横梁与纵梁的联接1横梁和上下翼缘相连接（图21A）该种连接方式优点是利于提高纵梁的抗扭刚度。缺点是当车架产生较大扭转变形时，纵梁上下翼面应力将大幅度增加，易引起纵梁上下翼面的早期损坏。由于车架前后两端扭转变形较小，因此本车架前后两端采用了该种连接方式为了提高纵梁的扭转刚度采用了纵向连接尺寸较大的连接板。2横梁和纵梁的腹板相连接（图21B）横梁仅固定在腹板上,这种连接形式连接刚度较差，允许截面产生自由跷曲，可以在车架下翼面变形较大区域采用，以避免纵梁上下翼面早期损坏。本车架中部变形较大，因此在中部的两个横梁采用该种连接方式。3横梁同时和纵梁的任意翼缘以及腹板相连接（图21C）横梁同时与纵梁的腹板及上或下翼板相连，此种连接方式兼有以上两种方式连接的特点，但作用在纵梁上的力直接传递到横梁上，对横梁的强度要求较高。5由于该车平衡悬架的推力杆与平衡悬架支架上的两根横梁连接，因此，这两根横梁与纵梁共同承受平衡悬架传递过来的垂直力反和纵向力牵引力、制动力。（4）横梁在纵梁上的固定方法横梁在纵梁上的固定可分为铆接，焊接和螺栓连接等几种方法。铆接的成本低，适合大量生产，在此情况下横梁的弯曲刚度取决于铆钉的数量及其布置。焊接能保证有很高的弯曲刚度，且连接牢固，不致有松动危险，但要求较高的焊接质量，合理的焊接夹具，适用于小批量生产和闭口截面车架。螺栓连接主要采用在某些为了适应各种特殊使用条件的汽车车架上，以使装在车架上的某些部件得以互换或拆卸。其缺点在长期的使用中，容易松动。为了降低成本和适于批量生产，本车架纵梁和横梁的连接方式采用铆接。23车架的制造工艺及材料车架材料应具有足够的屈服极限和疲劳极限，低的应力集中敏感性，良好的冷冲压性和焊接性能低碳和中碳低合金钢能满足这些要求。车架材料与所选定的制造工艺密切相关。拉伸尺寸较大或形状复杂的冲压件需要采用冲压性能好的低碳钢或低碳合金钢08、09MNL、09MNREL等钢板制造；拉伸尺寸不大，形状有不复杂的冲压件常采用强度稍高的20、25、46MNL、09SIVL、10TIL等钢板制造。有的重型货车、自卸车、越野车为了提高车架强度，减小质量而采用中碳合金钢板热压成型，在经过热处理，例如采用30TI钢板的纵梁经正火后抗拉强度既由450MPA（HB156）提高到480620MPA（HB170）。钢板经冷冲压成型后，其疲劳强度降低，静强度提高，延伸率较小的材料的降低幅度更大，常用车架材料在冲压成型后的疲劳强度为140160MPA。货车根据其装载质量的不同轻、中型货车纵梁的钢板厚度为5070MM，重型货车冲压纵梁的钢板厚度为7090MM，槽型钢断面纵梁上、下翼缘的宽度尺寸约为其腹板高度尺寸的3550。6车架的纵横梁和其它3零件制造，多采用钢板的冷冲压工艺在大型压力机上冲孔及形成；也有采用槽钢、工字钢、管料等型材料制造的，货车车架的组装多采用冷铆工艺，必需时也可采用特制的放松螺栓联接，为了保证车架的装配尺寸，组装时必须有可靠的定位和夹紧，特别应保证有关总成在车架声的定位尺寸及支承点的相对位置精度。我国汽车行业多用16MNL作为车架的纵、横梁板材，这种低碳合金钢热扎锰钢板的屈服极限和强度极限都比普通碳素钢结构钢高得多，能保证车架在恶劣条件下可靠地工作。对于形状复杂或要求深度压延的横梁可采用普通碳素钢。用16MNL或碳素钢制造的车架均不进行热处理。所以，本车架纵横梁均采用16MNL。24车架的计算241车架的受载分析汽车的使用条件复杂，其受力情况也十分复杂，随着汽车使用条件的变化，车架上的载荷变化也很大。车架的载荷大致可以分为以下几种一静载荷静载荷是指汽车静止时，车架所承受的悬架弹簧以上部分载荷，它包括车架质量，车身质量。安装在车架上的各总成与附属的质量以及有效载荷（乘客或货物的总质量）的总和。（二）对称的垂直动载荷这种载荷是当汽车在平坦的道路上以较高车速行驶时产生的。其大小与作用在车架上的静载荷及其分部有关，还取决于静载荷作用处的垂直振动加速度大小，路面的反作用力使车架承受对称垂直动载荷。这种载荷使车架产生弯曲变形。（三）斜对称的动载荷这种载荷是当汽车在崎岖不平的道路上行驶时产生的。此时汽车的前后几个7车轮可能不在同一平面上，从而使车架连同车身一同歪斜，其大小与路面不平的程度以及车身，车架和悬架的刚度有关。这种动载荷会使车架产生扭转变形。（四）其他载荷汽车转弯行驶时，离心力将使汽车受到侧向力的作用汽车加速或制动时，惯性力会导致车架前后部载荷的重新分配；当一前轮正面撞在路面凸包上时，将使车架产生水平方向的剪切变形；安装在车架上的各总成（如发动机，转向摇臂及减震器）工作时所产生的力；由于载荷作用线不通过纵梁截面的弯曲中心（如油箱，备胎和悬架等）而使纵梁产生附加的局部转矩。综上所述，汽车车架实际上受到空间力系的作用，受载情况错综复杂，而车架纵梁与横梁的截面形状和接合特点又是多样的，这样使得汽车的车架受载更加复杂化。242车架的设计计算车架是一个复杂的薄壁框架结构，在车架设计的初期阶段，可对车架纵梁进行简化的弯曲强度计算，以次来确定车架的断面尺寸。下面进行车架的简化计算弯曲强度计算的基本假设（一）因为车架的左右是对称的，左右的纵梁受力相差不大，故认为纵梁是支撑在汽车前后轴上的简支梁。（二）空车时的簧上质量（包括车架质量在内）均匀的分布在左右二纵梁的全长上，其值可以根据汽车底盘结构的统计数据大致计算。一般对于轻型和中型载货汽车来说，簧上质量约为空车质量的2/3；汽车的有效载荷均匀的分布在车厢全长上。（三）所有的作用力均通过纵梁截面的弯曲中心。实际上，纵梁的某些部位会由于安装外伸部件而产生局部扭转，在设计时通常在此安装一根横梁，使得这种对纵梁的扭转变为对横梁的弯矩。故这种假定不会造成明显的计算误差。通过上述假设，将车架由一个静不定的平面框架结构，简化成为一个位于支座上的静定结构。243纵梁的弯矩计算8要计算车架纵梁的弯矩，先计算车架的前后支反作用力（21）2241CMBLLGFES式中前轮中心支座对任意纵梁（左纵梁或右纵梁）的反作用力，N纵梁总长，MM；L汽车的轴距，MM；L纵梁后端到后轴之间的距离，MM；BG重力加速度，98M/；2S图23车架上的载荷的均布情况车厢后端到后轴之间的距离，MM2C空车时的簧上质量（含车架自身的重量），KGSM汽车的装载质量，KGE车厢总长，MM。6400MM,3650MM,1735MM,4500MM,1795MM,LLBC22000KG,6000KG,2705MM。将上述值代入式（21），得SE11640273596045179580794435FN在计算纵梁弯矩时，将总量分成两段区域，每一区段的均部载荷可简化为作用于区段中点的集中力。纵梁各端面上的弯矩计算采用弯矩差法，可使计算工作量大大减少。弯矩差法认为纵梁上某一端面上的弯矩为该端面之前所有力对这点的转矩之和。（一）驾驶室长度段纵梁的弯矩计算在该段内，根据弯矩差法，则有9（22）214SXGMFXAL式中纵梁上某一截面的弯矩,NMMX截面到前轮中心的距离，MM车架纵梁前端到前轮中心的距离，MM。A（二）驾驶室后端到后轴段纵梁弯矩的计算在该区段内，根据弯矩差法，纵梁某一断面的弯矩为（23）221144SEXGMFXACLXL式中纵梁某一截面的弯矩，NMM截面到前轮中心的距离，MM车厢前端到后轮中心的距离，MM。1C纵梁某一断面上的剪力为该断面之前所有力的和。（24）2211XLCGMAXLGFQESX式中纵梁某段面上的剪力，N。由上可知，纵梁的最大弯矩一定发生在该段纵梁内。其位置可采用求对求XM导数并令其为零的办法得到。（25）E1SSE1GLCAG2FLLX得X1515MM由上式求得纵梁发生最大弯矩的位置，将X1515MM代入弯矩计算公式，则可求得总量受到的最大弯矩。MAXM得。6MAX510N纵梁受到的最大的剪力则发生在汽车后轴附近。当3650MM时，剪应力XL最大，其最大剪应力为为MAXQ（26）11MAX22CGLLGFES则3368998N以上是仅考虑汽车静载工况下，总量断面弯矩和剪力的计算。实际上，汽车10行驶时还受到各种动载荷的作用。因此，汽车行驶时实际受到的最大弯矩和最大剪力为MAXDMMAXDQ（27）MNK（28）AXDAXD式中动载系数，对于轿车，客车175,载货汽车25，越野汽车KDKDK30。疲劳安全系数。D4015N即为66DMAXM1521058NMQ397244纵梁的抗弯截面系数的计算车架的纵梁和横梁截面系数W按材料力学的方法计算。对于环矩形截面，（29）HBHB63其中B，矩形环断面外宽，825MM；H，矩形环断面外高，150MM；B，矩形环断面内宽，775MM；H，矩形环断面内高，140MM；所以3334B8251074W0861M66245弯曲应力计算纵梁断面的最大弯曲应力为（210）DMAXMW得215802168N/73按上式求得的弯矩应力不应大于材料的许用应力许用应力可按下式计算11（211）WS式中材料的屈服极限，对于材料，；S16MNLASMP3604安全系数，一般安全系数取115140。N则得2504132MN则有所以,该车架的弯曲强度可靠。即可确定其截面尺寸。246车架的刚度计算为保证车辆及其各总成，装置能正常可靠的工作，汽车车架纵梁在其全长的范围内的垂直弯曲变形量，必须满足相应的刚度要求CMYILY23MAX1058/式中纵梁前，后支承中心处承受1000N集中载荷时的最大垂直挠度，CM汽车的轴距，ML纵梁截面的惯性矩，。I4C本车架纵梁截面的惯性矩为34BHBHI5913M23MAX6Y08CY085C所以,车架的纵梁的刚度足够。25车架实验车架的实验内容包括应力测定、刚度测定、可靠性测定与耐久性台架试验、随整车进行的可靠性道路试验或试车场试验以及使用实验等。12（一）车架的应力测定对车架的应力测定可较快的得出其应力分布情况，找出薄弱环节和产生的原因以及改进后的效果。除了要进行静弯曲和静扭转的应力测定外，还以整车在道路模拟实验台上、试车场以及在使用条件下进行动应力测定。这对车架的设计定型很有指导作用。（二）车架的刚度测定包括对车架的弯曲刚度及扭转刚度进行测定。测定车架的弯曲刚度时，是在前后轴处设置刚性支承并模拟实际负荷情况加载。测定车架的扭转刚度时应注意车架在实验台上的紧固情况，以避免实验装置对其刚度产生影响。（三）可靠性与耐久性能台架试验包括车架弯曲疲劳试验和扭转疲劳试验。等副疲劳试验台是较为简单的实验装置，有机械式，液压式，和激振式的，常用作进行车架对比实验。程控疲劳试验台能更好地模拟车架在实际使用中的载荷状况。后者也常用于整车状态下的疲劳试验。（四）随整车进行的可靠性道路试验或试车场实验以及使用实验让满载的汽车行驶于试车场的专门路段上来进行车架的疲劳试验和扭转疲劳试验。13第三章制动系统设计31概述（一）制动系的组成制动系是由制动器和制动驱动机构组成。制动装置可分为行车，驻车，应急，辅助制动4种装置。制动系统至少有两套独立稳定的制动装置，即行车制动装置和驻车制动装置。行车制动装置使行驶的汽车减速或停车，并且使汽车在下坡时保持是适当的稳定车速。其驱动机构常采用双回路或多回路结构，保证工作可靠。驻车制动装置用于汽车可靠的停在原地，它有助于汽车在坡路上起步。其驱动机构常采用机械式，而不用气压或液压驱动机构，避免产生故障。应急制动装置用于行车制动装置发生意外故障失效时，利用机械源控制的应急制动装置实现汽车制动，同时在人力的控制下它还能兼做驻车制动装置。辅助制动装置通过装设缓速器等辅助制动，实现汽车下长坡时，保持稳定车速的作用，减轻或解除行车制动装置的负荷。本次设计主要采用了行车制动装置和驻车制动装置两套装置。（二）制动系的基本功用（1）使汽车迅速减速直至停车；（2）使汽车在下长坡时保持稳定的车速；（3）使汽车可靠的停在原地（包括坡路上）。（三）制动系的设计要求（1）足够的制动力。制动力包括行车制动能力和驻车制动能力。行车制动能力是用一定制动初速度或最大制动踏板力下的制动减速度和制动距离两项指标评14定。驻坡制动能力是汽车在良好的路面上能可靠停驻的最大坡度。一般不小于20。（2）可靠性好。制动系各零部件工作可靠。汽车至少有行车和驻车制动两套制动装置，行车制动装置至少有两套独立的制动驱动管路。其中一条管路失效时，另一条管路应保证制动能力不低于原规定制的30。制动系应设立必要的安全设备和报警装置。（3）制动操纵稳定性好。汽车以任何速度制动都不应该丧失操作性和方向稳定性。汽车前后轮制动力矩分配比例合适，最好能随各轴间载荷转移情况变化而变化；同一轴上左右轮制动器的制动力矩应相同，避免制动时某一车轮先抱死侧滑，造成汽车无法操纵，丧失方向稳定性，或甩尾，跑偏，甚至掉头等危险情况。（4）操纵轻便。要求制动踏板和手柄的位置和行程要符合人机工程学要求，要求操纵制动系所需要的力不应过大。（5）作用滞后时间短。作用滞后时间包括产生制动和解除制动的滞后时间，要求滞后时间尽可能的短。（6）制动热稳定性好。制动器摩擦片的抗热衰退能力要高，受热恢复较快。（7）制动水稳定性好。能防止水和污泥进入制动器表面，摩擦片浸水后恢复摩擦系数能力要好。（8）减少公害。制动系及轮胎的工作噪音要低。制动衬片的材料在制造和使用的过程中，尽量减少对环境的污染。32制动器的结构设计。制动器按制动对象分为车轮制动器和中央制动器，后者制动传动轴或变速器输出轴。所有汽车都用车轮制动器作为行车制动器。制动器有摩擦式、液力式和电磁式等几种。电磁式制动器虽有作用滞后小、易于连接且接头可靠等优点，但因成本高而只在一部分重型汽车上用来做车轮制动器或缓速器。液力式制动器只用作缓速器。目前广泛使用的仍为摩擦式制动器。15摩擦式制动器按摩擦副的结构形式不同，分为鼓式、盘式和带式三种。带式只用作中央制动器。以鼓式，盘式制动器应用最广泛。（一）鼓式制动器的结构分析鼓式制动器主要有制动鼓，制动蹄，传力杠杆和驱动装置组成。带摩擦片的制动蹄作为固定元件，大多采用两个蹄，并以铰支点的形式安装于鼓内，制动的过程中2个衬块都以的角度紧贴于制动轮表面上。制动器工作时，摩1309擦所产生的热量大部分由制动鼓向外散出，为承受较大的热应力，制动鼓应有足够的质量。制动鼓在非工作状态，其摩擦片与制动鼓之间应有合适的间隙。制动蹄有不同的张开装置液压轮缸式，凸轮式，楔块式，还有用气动或电动方式作为制动蹄驱动装置。鼓式制动器按制动蹄的属性可分为领从蹄式、双领蹄式、双向双领蹄式、双从蹄式、单向增力式、双向增力式等几种，如图21所示。图31鼓式制动器示意图不同形式鼓式制动器的主要区别有蹄片固定支点的数量和位置不同。张开装置的形式与数量不同。制动时两块蹄片之间有无相互作用。因蹄片的固定支点和张开力位置不同，使不同形式鼓式制动器的领、从蹄数量有差别，并使制动效能不同。制动器在单位输入压力或力的作用下所输出的力或力矩，称为制动器效能。16在评比不同形式制动器的效能时，常用一种称为制动器效能因数的无因次指标。制动器效能因数的定义为，在制动鼓或制动盘的作用半径只上所得到的摩擦力MP/R与输入力之比，即0FKMP/0FR式中，K为制动器效能因数；MP为制动器输出的制动力矩。制动器效能的稳定性是指其效能因数K对摩擦因数的敏感性。DKF使用中F随温度和水湿的程度变化。要求制动器的效能稳定性好，即是其效能对F的变化敏感性较低。领从蹄式制动器的效能和稳定性都很适中。由于其前进倒车制动效能不变，结构简单，制造成本，便于组成驻车制动机构，因此应用较为广泛。双领蹄式制动器正向效能较高，但反向时它变成双从蹄，效能大大降低。双向双领蹄式制动器在前进，倒车制动时性能不变，但用作后轮制动器时，需另设中央制动器构成驻车制动器。双领蹄式和双向双领蹄式制动器中有两个轮缸，适用于双管路制动系，但双缸制动器因零件数目增多，造价增高，容易出现油液泄漏，油管破损现象。双从蹄式制动器制动效能最低，但制动稳定性最好，除偶尔用于对稳定性要求很高的高级轿车上，一般不采用。增力式制动器的效能较其他形式大的多，不大的制动踏板力就能得到很大的制动力矩，但其效能不太稳定，效能太高也易产生自锁。单向增力式制动器在倒车时制动效能大大降低，只有少数中轻型货车和轿车用它做前轮制动器。双向增力式制动器正反向制动效能都很高，能产生大的驻车制动力矩。它不用于紧急制动，因而不产生高温，也无热衰退的忧患，又可省去助力驱动机构。（二）鼓式制动器主要参数的初选（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0F增大D图32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20MM，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。17图32鼓式制动器的主要参数制动鼓直径与轮辋直径之比DDR，的范围如下轿车DDR7406货车DDR83已知轮辋直径DR352MM，则可得制动鼓内径D（）MM，则取制动鼓的直径D290MM。16294（2）摩擦衬片宽度B和包角摩擦衬片宽度尺寸B的选取对摩擦衬片的使用寿命有影响。衬片宽度尺寸应取窄些，则磨损速度快，衬片寿命短；若衬片宽度尺寸取宽些，则质量大，不易加工，并且增加了成本。试验表明，摩擦衬片包角90100时，磨损最小，制动鼓温度最低，且制动效能最高。角减小虽然有利于散热，但单位压力过高将加速磨损。实际上包角两端处单位压力最小，因此过分延伸衬片的两端以加大包角，对减小单位压力的作用不大，而且将使制动不平顺，容易使制动器发生自锁。因此，包角一般不宜大于120,所以取包角100。衬片宽度B较大可以减少磨损，但过大将不易包装与制动鼓全面接触。本次设计参考国产车摩擦片规格，取B100MM。（3）摩擦衬片起始角0一般将衬片布置在制动蹄的中央，即令902。有时为了适应单位压0力的分布情况，将衬片相对于最大压力点对称布置，以改善磨损均匀性和制动效能。则90290100/240。018（4）制动器中心到张开力作用线的距离E0F在保证轮缸或制动凸轮能够布置于制动鼓内的条件下，应使距离E图32尽可能大，以提高制动效能。初步设计时可暂定E08R左右。即E08145116MM,取E110MM。（5）制动蹄支承点位置坐标A和C应在保证两蹄的支承端毛面不致互相干涉的条件下，使A尽可能大而C尽可能小图32。初步设计时，也可暂定A08R左右。即A08160116MM,取A110MM,C30MM。33制动器的设计计算制动器设计中需要的重要参量汽车轴距L3650MM车轮滚动半径3897MMER汽车满载质量6000KGAM汽车空载质量3000KG满载时质心高度800MMGH空载时质心高度723MM质心距前轴的距离1617MM2208MM1L1L质心距后轴的距离2033MM1442MM22331制动力与制动力分配系数（一）制动力汽车制动时，如果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，则任一角速度的车轮，其力矩平衡方程为031式中EBFRFTFT制动器对车轮作用的制动力矩，即制动器的摩擦力矩，其方向与车轮旋转方向相反，NM；19地面作用于车轮上的制动力，即地面与轮胎之间的摩擦力，有称为BF地面制动力，其方向与汽车行驶的方向相反，N；车轮的有效半径，M。则ER（32）EFFRTF并称之为制动器制动力，它是在轮胎周缘克服制动器摩擦力矩所需的力，因此又称为制动器周缘力。与地面制动力的方向相反，当车轮角速度FFBF时，大小亦相等，且仅由制动器结构参数所决定。即取决于制动器的0TT结构形式、尺寸、摩擦副的摩擦系数及车轮有效半径等，并与制动踏板力即制动系的液压、或气压成正比。当加大踏板力以增大时，和均随之增大。但FTFB地面制动力受着条件的限制，其值不可能大于附着力，即BFFZ或（33）ZBMAX式中轮胎与地面间的附着系数；地面对车轮的法向反力。ZF制动器制动力和地面制动力达到附着力值时，车轮即被抱死并在地FBF面上滑移。此后制动力矩即表现为静摩擦力矩，而即成为与相平TTEFFRTF/BF衡以阻止车轮再旋转的周缘力极限值。当制动达到后，地面制动力达到0附着力值后就不在增大，而制动器制动力由于踏板力的增大使摩擦力矩FTP增大而继续上升。（图33所示）RT20图33制动力与踏板力的关系根据汽车制动时的整车受力分析，考虑到制动时的轴荷转移，可求得地面对前、后轴车轮的法向反力为21,ZF1260981420783251435ZGGFLHN216ZG在任何附着系数的路面上，前后车轮同时抱死的条件是前后制动器制动力之和等于附着力，并且前后制动器制动力分别等于各自的附着力，即1207351427668UZFGN（二）制动力分配系数前轮制动器制动力与汽车总制动器制动力的比值称为汽车制动器制动1UFUF力分配系数，用符号表示。则联和式（39），可得（34）12U带入数据即可得5760584332同步附着系数的计算为了防止汽车的前轮失去转向能力和后轮产生侧滑，希望在制动过程中，在即将出现车轮抱死但尚无任何车轮抱死时的制动减速度，为该车可能产生的最高减速度。分析表明，汽车在同步系数的路面上制动（前后轮同时抱死）时，其0制动减速度为，即，Q为制动强度。而在其他附着系数GQDT0的路面上制动时，达到前轮或后轮即将抱死时的制动强度，这表明只有Q在的路面上，地面的附着条件才得到充分的利用。国内有推荐满载时同步0附着系数轿车取06；货车取05为宜。00详细DWG图纸三二1爸爸五四0六21全套资料低拾10快起因为（35）20121GULHF则（36）20G则036514078333前、后轮制动器最大制动力矩的确定前后制动器多能产生的最大制动力矩为（37）12576389762UEMFRNM（38）21019854U334前、后轮制动器张开力的确定为计算有一个自由度的蹄片上的力矩，在摩擦衬片表面取一横向微元面积，如图34所示。它位于角内，面积为BRD，其中B为摩22擦衬片宽度。由鼓作用在微元面积上的法向力为（39）ADBRPDAFSINMX1同时，摩擦力FDFL产生的制动力矩为F为摩擦因数，计算时取03FRDMTSIN21从到区段积分上式得到A（310）COS2MAX1AFBPT当法向压力均匀分布时，（311）“21AFBRPMDFFTF从式310和式311能计算出不均匀系数为COS“A从式310和式311能计算出制动力矩与压力之间的关系。但是，实际计算时还必须建立制动力矩与张开力F。的关系。紧蹄产生的制动力矩用下式表达1TM3121RFFT式中，为紧蹄的法向合力；为摩擦力的作用半径图35。11FF为计算随张开力而变的力，列出蹄上的力平衡方程式013130SINCOCOS1011FFRCAFFX式中，为轴和力的作用线之间的夹角；为支承反力在轴上的投影。XF1X23解联立方程式310得到图34制动力矩计算简图图35张开力计算简图314SINCO1101FRFHFF（315101101IDFFFMT对于松蹄也能用类似的方程式表示，即316为计算2022202SINCOFRFHFT、及、值，必须求法向力及其分量，沿着相应的轴线作用有11RF和力，它们的合力为图34。根据式39有XDFYD42SINI2SIN“MAX“ABPAX“COSCOS“AXAYRDF所以2SINI2TN“AR根据式310和式312并考虑到21YXF242SINI2COS2CO4“1AAARR式中R145MM,22,12210040代入可得，“0128162MM。1MM。220314CAC鼓式制动器不自锁条件为11OSINFR。11C03083SICF所以不会自锁。D11523MM11SINCOFRFHD2703MM2112IFF。2UTFMPBA取10公斤/。FCM所以带入（311）得1100028NMM。1UT10028753UTFND因为，012所以278035768UTMM制动器有两块蹄片，鼓上制动力矩等于摩擦之和所以后轮制动器的制动力矩212085760178UTUTN25前后制动器制动力矩的关系为317201GULHM推出前轮制动器制动力矩为19532UMNM所以前轮张开力。012F12874530UD335衬片磨损特性计算摩擦衬片的磨损，与摩擦副的材质，表面加工情况、温度、压力以及相对滑磨速度的多种因素有关，因此在理论上要精确计算磨损性能是很困难的。但实验表明，摩擦表面的温度、压力、摩擦系数和表面状态等是影响磨损的重要因素。汽车的制动过程是将其机械能（动能、势能）的一部分转变为热量而耗散的过程。在制动强度很大的紧急制动过程中，制动器几乎承担了耗散汽车全部动力的任务。此时由于在短时间内热量来不及逸散到大气中，致使制动器温度升高此即所谓的制动器的能量负荷。能量负荷愈大，则衬片的磨损愈严重。制动器的能量负荷常以其比能量耗散率作为评价指标。比能量耗散率又称为单位功负荷或能量负荷，它表示单位摩擦面积在单位时间内耗散的能量，其单位为W/MM。2双轴汽车的单个前轮制动器和单个后轮制动器的比能量耗散率分别为（318）21112212/4/AEMVTATJ26式中，汽车回转质量换算系数；汽车总质量；AM汽车制动初速度与终速度，M/S；计算时35T以上的货车取21,V65KM/H（18M/S）；J制动减速度。，计算时取J06G；2/SMT制动时间，S；A、A前后制动器衬片的摩擦面积；12制动力分配系数。在紧急制动到0时，并可近似的认为1，则有2V114/TAMEA31922V鼓式制动的比能量耗损率以不大于18W/MM为易，但当制动初速度低于21V式（313）下面所规定的值时，则允许略大于18W/MM。轿车盘式制动器的比12能量耗散率应不大于60W/MM。比能量耗散率2过高，不久会加速制动衬片的磨损，而且可能引起制动鼓或盘的龟裂。其中055，T3秒。所以1782W/MM21E1458W/MM22故符合要求。磨损特性指标也可用衬片的比摩擦力即单位面积的摩擦力来衡量。单个车轮制动器的比摩擦力为RATFFF/0式中单个制动器的制动力矩；FR制动半径27A单个制动器的衬片摩擦面积。当制动减速度J06G时，鼓式制动器的比摩擦力F不大于048N/MM为宜。0F2所以F02220F故符合要求。34制动驱动机构及其设计计算制动驱动机构将来自驾驶员或其它力源的力传给制动器，使之产生力矩。制动驱动机构直接影响汽车使用的安全性，因此，制动驱动机构应工作可靠，反映灵敏，随动作用好，操纵轻便省力。341制动驱动机构的形式根据制动力源的不同，制动驱动机构一般可分为简单制动、动力制动和伺服制动三大类。（一）简单制动系即人力制动，是靠司机作用于制动踏板上或手柄上的力作为动力源。力的传递方式又有机械式和液压式两种。机械式靠杆系和钢丝绳传力，其结构简单，造价低廉，工作可靠，但机械效率低，故仅用于中小型汽车的制动装置中。液压式简单制动系通常简称为液压制动系，用于行车制动装置。其优点是作用滞后时间短（0103S），工作压力高（可达1012MPA），轮缸尺寸小，可布置在制动蹄内部作为制动蹄张开机构或制动块压紧机构，使之结构简单、紧凑、质量小、造价低。但其有限的力传动比限制了它在汽车上的使用范围。液压式简单制动系曾广泛用于轿车、轻型及轻型以下的货车及部分中型货车上。（二）动力制动系动力制动系是以发动机动力形成的气压或液压势能作为汽车制动的全部力源进行制动，而司机作用于制动踏板或手柄上的力仅作用于对制动回路中控制元件的操纵。在简单制动系中的踏板力其行程间的反比例关系在制动系中便不复存在，因此，此处的踏板力较小且可有适当的踏板行程。气压制动系是动力制动器最常见的型式，由于可获得较大制动驱动力且主车28与被拖的挂车以及汽车列车之间制动驱动系统之间的连接装置结构简单、连接和断开都很方便。气、液式制动系是动力制动系的另一种形式，即利用气压系统作为普通的液压制动系主缸的驱动力源的一种制动驱动机构。它兼有液压制动和气压制动的主要优点。由于气压系统的管路短，作用滞后时间也较短。显然，其结构复杂、质量大、造价高，故主要用于重型汽车上。（三）伺服制动系伺服制动系是在人力液压制动系中增加由其它能源提供的助力装置，使人力与动力并用。在正常情况下，其输出工作压力主要由动力伺服系统产生，而在伺服系统失效时，仍可全由人力驱动液压系统产生一定程度的制动力。因此，在中级以上的轿车及轻、中型客车、货车上得到广泛的应用。综上所述，故选用简单制动系统。342液压驱动机构的设计与计算1、制动轮缸直径D的确定制动轮缸对制动蹄（块）施加的张开力与轮刚直径D和制动管路压力P0F的关系为（320）PFD/40制动管路压力不超过1012MPA。取P10MPA得1230,34DMD又因为轮缸直径D应在标准规定的尺寸系列中选取，故取，1252、制动主缸的直径的确定。0第I个轮缸的工作容积为IIDV2式中，为第个轮缸活塞的直径N为轮缸中活塞的数目；为第I个轮缸活I塞在完全制动时的行程。在初步设计时，对鼓式制动器可取225MM。I所有轮缸的总工作容积为29IV式中，M为轮缸的数目。所以V13345MM3制动主缸应有的工作容积为V0式中，为制动软管的容积变形。在初步设计时，制动主缸的工作容积可取为11V（轿车）013V（货车）V主缸活塞行程和活塞直径可用下确定0S0D（321）4/20SD一般018S取0则可得。028DM又因为主缸的直径D0应在标准规定尺寸系列中选取，故取。03、制动踏板力FP制动踏板力FP用下式计算（322）PPIDF4/20式中，为踏板机构的传动比；为踏板机构及液压主缸的机构效率，可取I085095其中2085PI所以N3620PF制动踏板力应满足以下要求最大踏板力一般为500N（轿车）或700N（货车）。故满足要求。4、制动踏板工作行程PS踏板行程（计入衬片或衬片的允许磨损量）对轿车最大不应大于100150MM,对商用车不大于180MM。30在本次设计中根据本车的特点，故取131MM。PS35应急制动和驻车制动的计算351应急制动应急制动时，后轮一般都将抱死滑移，此时的后桥制动力矩为EGAEBRHLMRF12式中汽车满载总质量，；AKG重力加速度，98M/；G2S汽车轴距，M；L地面附着系数；车轮的有效半径；ER汽车质心到前轴的距离。1L则可得1260982073894125835ABEEGMLFRRNMH352驻车制动汽车在上坡路上停驻的受力情况如图所示，由此不难得出停驻时的后桥附着力为SINCO12ALHLGMFGA汽车在下坡路上停驻时的后桥附着力为SINCO12ALHLGGA汽车可能停驻的极限上坡倾角，根据后轴上的附着力与制动力相等的条件1下可得GHLA11RCTN31图37汽车在坡路上停驻的受力分析汽车可能停驻在极限下倾角为1AGHLA1RCTN一般要求各类汽车的最大驻坡度不小于。206则汽车满载时的极限上倾角为11ARCTN2GLH满载时的下倾角为12ARCTN204GLH所以满足要求。36制动器主要零件的结构设计（一）制动鼓制动鼓应具有高的刚性和大的热容量，制动时其温升不应超过极限值。制动鼓的材料与摩擦衬片的材料相匹配，应能保证具有高的摩擦系数并使工作表面磨损均匀。中型、重型货车和中型、大型客车多采用灰铸铁HT200或合金铸铁制。制动鼓在工作载荷作用下会变形，致使蹄鼓间单位压力不均匀，且会损失少许踏板行程。鼓筒变形后的不圆柱度过大容易引起自锁或踏板振动。为防止这些32现象需提高制动鼓的刚度。为此，沿鼓口的外缘铸有整圈的加强肋条，也有的加铸若干轴向肋条以提高其散热性能。制动鼓壁厚的选取主要是从刚度和强度方面考虑。壁厚取大些也有助于增大热容量，但试验表明，壁厚从11MM增至20MM，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轿车为712MM，中、重型货车为1318MM。故本设计制动鼓壁厚取15MM。（二）制动蹄轿车和轻型、微型货车的制动蹄广泛采用T形型钢辗压或钢板冲压焊接制成；大吨位货车的制动蹄则多用铸铁、铸钢或铸铝合金制成。制动蹄的断面形状和尺寸应保证其刚度好，但小型车钢板制的制动蹄腹