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湖南工業(yè)大學本科生畢業(yè)設計（論文） 前 言 YC1040載貨汽車主要是面向農村市場開發(fā)的，可以在近期或未來作為農村的主要貨運工具附帶作為載人工具。 本課題來源于生產實踐和對農村實際狀況的考察。依據農民的經濟能力和農村交通的狀況，提供一個合理的設計方案。 汽車的總體設計是汽車設計工作中最重要的一環(huán)，他對汽車的設計質量、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，參考過現今市場上成熟的一些貨車，我們設計載重量為1.5t的低速貨車，并且力爭達到以下的設計效果： 1. 工作可靠，結構簡單，裝卸方便，便于維修、調整 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。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。根據這次設計的需要和制動器在貨車上的應用狀況，選擇摩擦式制動器中的領從蹄式作為制動裝置。 隨著政府對農民收入在政策上的支持，農民的收入得到很大改善。同時國家也加強了農村道路的建設力度，在未來的幾年內農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民朋友的青睞。 第1章 汽車總體設計 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、汽車總質量、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。 國標BG/T3730.1—2001將汽車分為乘用車和商用車。乘用車是指在設計和技術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最多不超過9個座位。 商用車時指在設計和技術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量的分類如下： 表 1-1 貨車按照裝載質量分類 載貨汽車類型 輕 型 微 型 重 型 ≤1.8 ＞1.8-6 ＞6-14 中 型 廠定最大總質量 ＞14 本次設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，主要體現在軸數、驅動形式以及布置形式上有區(qū)別。 1.1.2.1 軸數 汽車可以有兩軸、三軸、四軸甚至更多的軸數。影響軸數的主要因素有汽車的總質量、道路法規(guī)對軸載質量的限制和輪胎的負荷能力以及汽車的機構等。隨著設計汽車的乘員增多或裝載質量增加，汽車的整備質量和總質量也增大。在汽車軸數不變的情況下，汽車總質量增加以后，使公路承受的負荷增加。當這種負荷超過了公路設計的承載能力以后，公路會被破壞，使用壽命也將縮短。為了保護公路，有關部門制定了道路法規(guī)，對汽車的軸載質量加以限制。 汽車總質量小于19t的公路運輸車輛均采用結構簡單、制造較成本低廉的兩軸方案。 1.1.2.2 驅動形式 汽車的驅動形式有42、44、62、64、66、84、88等，其中前一位數字表示汽車車輪總數，后一位數字表示驅動輪數。增加驅動輪數能夠提高汽車的通過能力，驅動輪數越多，汽車的機構越復雜，整備質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。 總質量小的商用車，多采用機構簡單、制造成本低的4í2驅動形式。 1.1.2.3 布置形式 汽車的布置形式是指發(fā)動機、驅動橋和車身（或駕駛室）的相互關系和布置特點而言。汽車的使用性能除取決于整車和各總成的有關參數以外，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的貨車，稱為短頭式貨車。這種貨車車身部分的結構特點是：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構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；位于駕駛室內的發(fā)動機后部接近性不好，導致駕駛室內部空間擁擠，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??；地板低，駕駛員上、下車方便；離合器、變速器等操縱機構簡單，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；因為駕駛室有翻轉機構和鎖止機構，使結構復雜；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，汽車的整備質量減??；駕駛員的視野得到明顯改善；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，對于要求結構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、變速器等機構復雜；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心高度等問題。 b.發(fā)動機中置后橋驅動 發(fā)動機中置后橋驅動貨車，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，需特殊設計，故維修不便；離合器、變速器等機構復雜；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)動機后置后橋驅動 這種布置形式的貨車是在發(fā)動機后置后橋驅動的乘用車地底盤基礎上變形而來的，所以一般不采用。它的主要缺點是離合器、變速箱等操縱機構結構復雜；發(fā)現發(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，受有關法規(guī)限制不能隨意確定，貨車還要受裝載質量的影響。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，汽車的整備質量相應減少，這對提高比功率、比轉矩和燃油經濟性有利。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、涵洞和鐵路運輸的標準及保證行駛的安全性。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 最高設計車速小于70km/h的四輪貨車 6000 2000 2500 二軸 最大設計總質量≤3500kg 6000 2500 4000 最大設計總質量 >3500kg， 且≤8000kg 7000 最大設計總質量 >8000kg, 且≤12000kg 8000 最大設計總質量 >12000kg 9000 三軸 最大設計總質量≤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；汽車上坡時制動或加速時軸荷轉移過大，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，軸距應取的短些。為滿足市場需要，工廠在標準軸距貨車的基礎上，生產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寬度、汽車總寬、總質量、側傾剛度、最小轉彎直徑等因素發(fā)生變化.增大輪距則車廂內寬隨之增加,并有利于增加側傾剛度,汽車橫向穩(wěn)定性好;但是汽車的總寬和總質量及最小轉彎直徑等增加,并導致汽車的比功率、比轉距指標下降,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。前懸的長度應足以固定和安裝駕駛室前支點。發(fā)動機、水箱、轉向機、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。應在前懸這段尺寸內要布置保險杠、散熱器風扇、發(fā)動機、轉向器等部件，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，應當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構件吸收碰撞能量，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。 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，同時要保證適當的離去角。 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。總質量在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。車廂邊板高度對汽車質心高度和裝卸貨物的方便性有影響，一般應在450～650mm范圍內選取。車箱寬應在汽車外寬符合國家標準的前提下適當寬些，以利于縮短邊板高度和車箱長度。 1.3 汽車質量參數的確定 汽車質量參數包括整車整備質量、裝載質量、質量系數、汽車總質量、軸荷分配等。 1.3.1 整車整備質量 汽車的整備質量：亦即我們以前慣稱的“空車重量”。所謂汽車的整備質量是指汽車按出廠技術條件裝備完整（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量。這是汽車的一個重要設計指標。該指標既要先進又要切實可行。它與汽車的設計水平、制造水平以及工業(yè)化水平密切相關。同等車型條件下，誰的設計方法優(yōu)化，生產水平優(yōu)越，工業(yè)化水平高，則整備質量就會下降。 整車整備質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量的目的是：通過減少整備質量增加載質量或載客量，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量的增加，節(jié)約燃料。減少整車整備質量的主要措施有：新設計的車型應使其結構更合理，采用強度足夠的輕質材料，如塑料、鋁合金等等。過去用金屬材料制作的儀表板、油箱等大型結構件，用塑料取代后減重效果十分明顯，目前得到廣泛應用。 整車整備質量在設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質量數據，結合新車設計的特點、工藝水平等初步估計整備質量。 1.3.2 汽車的裝載質量 汽車的裝載質量是指在硬路面上行駛時允許的額定載質量。汽車在碎石路面上行駛時，裝載質量約為好路面的75%～85%。這次設計確定的為1.5t。 1.3.3 質量系數 質量系數是指汽車裝載質量與整備質量的比值，即 =/ (1-1) 該系數反映了汽車的設計水平和工藝水平，越大，說明該汽車的結構和制造工藝越先進。在參考同類型汽車選定后（表1-1）有，可根據給定的計算整車整備質量。 表 1-4 貨車的質量系數 參數 車型 總質量/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；整車整備質量＝/＝ 1.3.4 汽車總質量 汽車總質量是指裝備齊全，并按規(guī)定載滿客、貨時的整車質量。 汽車總質量的確定： 轎車：汽車總質量 = 整備質量 + 駕駛員及乘員質量 + 行李質量 客車：汽車總質量 = 整備質量 + 駕駛員及乘員質量 + 行李質量 + 附件質量 貨車：汽車總質量 = 整備質量 + 駕駛員及助手質量 + 行李質量 則貨車的總質量由整備質量、裝載質量和駕駛員以及隨行人員質量三部分組成，即 ＝＋+65kg 式中，為包括駕駛員以及隨行人員數在內的人數，應等于座位數。 =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量的百分比來表示。汽車的軸荷分配是汽車的重要質量參數，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，在總體設計時應根據汽車的布置型式、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不大；為了保證汽車有良好的動力性和通過性，驅動橋應有足夠大的負荷，從動軸上的負荷也適當減小，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，又要求轉向軸的負荷不應過小。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。根據理論分析，汽車質心位置到汽車中性轉向點的距離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，各使用性能對其要求相互矛盾，這就要求設計時根據對整車的性能要求、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％ 汽車的驅動形式與發(fā)動機位置、汽車結構特點、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。 當總體布置進行軸荷分配計算不能滿足預定要求時，可通過重新布置某些總乘、部件的位置來調整。必要時，改變軸距也可行。 第2章 制動器設計 2.1 制動器的結構方案分析 2.1.1 制動器分析 制動系的功用是使汽車以適當的減速度降速行駛直至停車；在下坡行駛時，使汽車保持適當的穩(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)相連的非旋轉元件和與車輪(或傳動軸)相連的旋轉元件之間的相互摩擦來阻止車輪的轉動或轉動的趨勢。而制動器就是實現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元件施加制動力矩，使后者的旋轉角速度降低，同時依靠車輪與地面的附著作用，產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元件工作表面的摩擦而產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構形式的不同，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構形式有多種，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，當盤式制動器還沒有出現前，它已經廣泛用于各類汽車上。但由于結構問題使它在制動過程中散熱性能差和排水性能差，容易導致制動效率下降，因此在近三十年中，在轎車領域上已經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，是隨車輪一起旋轉的部件，它是由一定份量的鑄鐵做成，形狀似圓鼓狀。當制動時，輪缸活塞推動制動蹄壓迫制動鼓，制動鼓受到摩擦減速，迫使車輪停止轉動。 各種鼓式制動器各有利弊。就制動效能而言，在基本結構參數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，以下依次為雙領蹄式、領從蹄式、雙從蹄式。但蹄鼓之間的摩擦系數本身是一個不穩(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，是否有燒結現象等)的不同可在很大范圍內變化。自增力式制動器的效能對摩擦系數的依賴性最大，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，因而還是有少數華貴轎車為保證制動可靠性而采用。領從蹄制動器發(fā)展較早，其效能及效能穩(wěn)定性均居于中游，且有結構較簡單等優(yōu)點，故目前仍相當廣泛地用于各種汽車。所以選用領從蹄制動器。 l.領蹄 2.從蹄 3、4.支點 5.制動鼓 6.制動輪缸 圖2-2 領從蹄式制動器示意圖 圖為領從蹄式制動器示意圖，設汽車前進時制動鼓旋轉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方向與制動鼓的旋轉方向相同。具有這種屬性的制動蹄稱為領蹄。與此相反，制動蹄2的支承點4在后端，促動力加于其前端，其張開時的旋轉方向與制動鼓的旋轉方向相反。具有這種屬性的制動蹄稱為從蹄。當汽車倒駛，即制動鼓反向旋轉時，蹄1變成從蹄，而蹄2則變成領蹄。這種在制動鼓正向旋轉和反向旋轉時，都有一個領蹄和一個從蹄的制動器即稱為領從蹄式制動器。另還有雙領蹄式（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降闹苿犹阕杂啥葦禐?, 而支承銷式的制動蹄自由度數為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有合適的間隙，其設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，也產生不了足夠的制動力矩。因此，制動器需要對間隙進行調節(jié)，這次采用一個凸輪機構來實現這一功能。 2.2 鼓式制動器主要參數的確定 2.2.1 制動鼓內徑D 輸入力一定時，制動鼓內徑越大，制動力矩越大，且散熱能力也越強。但增大D受輪輞內徑限制。制動鼓與輪輞之間應保持足夠的間隙，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胎或烤壞氣門嘴。制動鼓應有足夠的壁厚，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 制動鼓內徑尺寸應參照專業(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 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量增大而增大，具體數據見表2—1。 表2—1 鼓式制動器的襯片面積 汽車總質量 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的條件下，應使距離e(圖2—7)盡可能大，以提高制動效能。初步設計時可暫定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，繞支承銷轉動角。摩擦襯片表面任意點沿蹄片轉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生制動力矩之間的關系。 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，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，摩擦力產生的制動力矩為(為摩擦因數，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 (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系。但是，實際計算時還必須建立制動力矩與張開力的關系。 緊蹄產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(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) 根據式(2—7)和式(2—10)并考慮到 (2—17) 如果順著制動鼓旋轉的蹄片和逆著制動鼓旋轉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) 用液力驅動時，=。所需的張開力為 =/(+) (2—19) 用凸輪張開機構的張開力，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)的材質及加工情況，以及襯片(襯塊)本身材質等許多因素的影響，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，制動器幾乎承擔了汽車全部動能耗散的任務。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，為汽車總質量(t)；為汽車回轉質量換算系數；,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。 在緊急制動到停車的情況下，=0，并可認為=1，故 (2—26) (2—27) 據有關文獻推薦，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)；總質量3．5t以下的貨車用80km／h(22.2m／s)；總質量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。與之相應的襯片與制動鼓之間的平均單位壓力戶=／=1.37～1.60N／mm2設摩擦因數：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為汽車質心至前軸和后橋的距離；hg為汽車質心高度。 然后，根據汽車滿載在柏油、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 論 低速載貨汽車( YC1040型)是針對農村市場而設計的。貨車的主要特點在于結構簡單可靠，價格低廉，非常適合農民朋友在農村交通條件下使用，能基本適合目前農村的發(fā)展形式，滿足農民對交通工具的需要。 根據這次設計的目標，汽車的結構主要參考了市場上成熟的技術，融合到本次設計中；對于現今較前沿的機構較復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叢蹄制動器。其由于機構簡單，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 為期三個月的畢業(yè)設計已經結束?；仡櫿麄€畢業(yè)設計過程，雖然充滿了困難與曲折，但我感到受益匪淺。本次畢業(yè)設計課題是YC1040載貨汽車底盤總體及制動器的設計。本設計是為了解決實際生產過程中的生產力低的問題，因此此次設計要求很高。本設計是學完所有大學期間本專業(yè)應修的課程以后所進行的，是對我三年半來所學知識的一次大檢驗。使我能夠在畢業(yè)前將理論與實踐更加融會貫通，加深了我對理論知識的理解，強化了實際生產中的感性認識。 通過這次畢業(yè)設計，我基本上掌握了低速載貨汽車設計的方法和步驟，以及設計時應注意的問題等，另外還更加熟悉運用查閱各種相關資料手冊，選擇使用工藝裝備等。 總的來說，這次設計，使我在基本理論的綜合運用以及正確解決實際問題等方面得到了一次較好的鍛煉，提高了我獨立思考問題、解決問題以及創(chuàng)新設計的能力，縮短了我與工廠工程技術人員的差距，為我以后從事實際工程技術工作奠定了一個堅實的基礎。 本次設計任務業(yè)已順利完成，但由于本人水平有限，缺乏經驗，難免會留下一些遺憾，在此懇請各位專家、老師及同學不吝賜教。 此次畢業(yè)設計是在黃開有教授的認真指導下進行的。黃教授經常為我解答一系列的疑難問題，以及指導我的思想，引導我的設計思路。在歷經三個多月的設計過程中，一直熱心的輔導。另外，我還得到了其他組很多老師的熱心幫助與指導。在此，我忠心地向他們表示誠摯的感謝和敬意！ 文 獻 資 料 [1] 成大先.機械設計手冊（1-4冊）[M].北京：化學工業(yè)出版社，1993． [2] 劉惟信.汽車設計[M].北京：清華大學出版社，2001. [3] 張君媛．汽車總布置參數化設計[J].汽車技術，1997，(10):19-22. [4] 彭昆等．基于UG平臺的汽車總體設計專家系統(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化總布置設計系統(tǒng)[J].汽車技術，2001，(6)：22-26 [6] 周天佑．汽車列車選型與設計[M]．交通部公路科學研究所情報資料室，1991． [7] GB 1589-2004，道路車輛外廓尺寸、軸荷及質量限值[S]． [8] GB 7258-2004，機動車運行安全技術條件[S]． [9] GB 18320-2001，農用運輸車安全技術條件[S]． [10] 王望予．汽車設計[M]．北京：機械工業(yè)出版社，2005． [11] 陳家瑞．汽車構造（上冊）[M]．北京：機械工業(yè)出版社，2005． [12] 陳家瑞．汽車構造（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計[J]．山東冶金，2004，6． [14] 黃曉云， 張國忠．汽車總體設計[M]．沈陽大學漿體輸送研究所，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 制動蹄導夾 YC1040-06-11 A4 16 制動蹄調整偏心 YC1040-06-12 A4 17 制動蹄調整偏心螺栓 YC1040-06-13 A4 25