4座微型客貨兩用車設計（車架、制動系設計）【5張CAD圖紙+畢業論文+開題報告+任務書】

4座微型客貨兩用車設計（車架、制動系設計）【5張CAD圖紙+畢業論文+開題報告+任務書】,5張CAD圖紙+畢業論文+開題報告+任務書,微型,客貨兩用車,設計,車架,制動,CAD,圖紙,畢業論文,開題,報告,任務書 車輛與動力工程學院畢業設計說明書 4座微型客貨兩用車設計（車架、制動系設計） 摘要 汽車制動系是保證汽車及駕駛者生命安全的重要部分，制動系是使行進中的汽車減慢速度或者停止運動。 這次我的畢業設計題目是4座微型客車設計（車架、制動系設計）。在第二章我主要介紹了制動系的概況和設計時應滿足的基本要求。第三章主要是制動系的類型及最后確定的方案，其中列出了幾種可供選擇的類型并進行了分析、比較最后確定的方案如下：行車制動器：前鼓后鼓，前鼓式制動器為雙領蹄式制動器，后鼓式制動器為領從蹄式制動器。第五章主要介紹了制動系主要結構參數的選擇并進行了簡單的計算，是本設計說明書的核心部分，其中包括鼓式制動器主要結構參數的選擇，例如：制動鼓內徑、摩擦襯片寬度和包角、摩擦襯片起始角，同時對制動力和制動力矩分配系數進行了計算。第四章主要對駐車制動和應急制動進行了簡單的計算。第五章介紹的是制動器主要零件的結構設計，如制動鼓、制動蹄、制動底板和制動輪缸等。第七章包括制動驅動機構的選擇和計算，制動管路的分路系統和液壓驅動機構的設計和計算。第八章列出了車架的幾種類型，分析比較之后，最后確定選用前窄后寬的邊梁式車架，并且在這一章中對車架的彎曲強度進行了計算，對車架的剛度進行了校核。 通過這一系列的分析、計算、校核等，這套設計方案是可行的。 關鍵詞：制動系統，鼓式制動器，應急制動，車架 38 THE DESIGN OF 4SEATS MINI DUAL-USE CAR (THE DESIGN OF FRAME AND BRAKE SYSTEM) ABSTRACT The brake system is an important part to keep safety for automobile, the purpose of the braking system is to slow down and stop the moving automobile. My topic in this graduation design is the design of frame and the brake system.In second chapter we mainly introduced something about the brake system and some requests which the brake system should satisfied. The third chapter mainly introduced the type of the brake system and finally determined the plan, in this chapter we listed several kinds to choose, at last we determined the plan through analysis and compare with as follows: In traveling brake system, the former wheels and the rear wheels are drum brake. The drum type brake for collar from foot brake. The fourth chapter mainly introduced the main design parameter’s choice and has carried on the simple computation, and this chapter is the most important part. Including drum type main design parameter choice, For example: The brake drum inside diameter, the width, the angle and the outset angle and so on, simultaneously have carried on the computation to the brake strength and the braking moment distribution coefficient. The fifth chapter mainly said the vehicle to brake on stopping and momentary through simple computation. The brake major parts structural design, like brake drum and brake wheel cylinder and so on were designed in the sixth chapter. Seventh chapter including applies the brake the driving mechanism choice and the computation, the brake line by-pass system and the hydraulic pressure driving mechanism design and the computation. Eighth chapter has listed the frame several kind of types, after the analysis comparison, after finally front determined selects the narrow width side beam plate frame, And has carried on the computation in this chapter to the frame bending strength, has carried on the examination to the frame rigidity. Through this a series of analysis, computation, examination and so on, this set of design proposal is feasible KEY WORDS: brake system, drum brake，emergency brake, frame 常用符號表 —制動器因數 —汽車承受的總地面制動力，N —汽車制動器制動力，N —輪胎與地面間的附著力，N —制動器摩擦副的摩擦系數 —汽車重力，N —重力加速度,m/s2 —汽車質心高度,mm —制動減速度, m/s2 —汽車軸距,mm —汽車總重量,kg —制動蹄摩擦片與鼓之間的法向力,N —制動蹄的張開力,N —車輪有效半徑,mm —制動器對車輪的制動力矩,N/m —汽車行駛速度,m/s —地面對車輪的法向力,N —汽車制動器制動力分配系數 —輪胎與地面間的附著系數 —同步附著系數 目 錄 第一章 前言......................................1 第二章 制動器概況...............................3 第三章 制動器的結構類型及選擇...................5 第四章 制動參數選擇及計算.......................9 §4.1 制動器主要結構參數選擇.....................9 §4.2 制動力與制動力矩分配系數..................11 §4.3 制制動器設計計算..........................12 第五章 駐車制動和應急制動計算.............16 §5.1 駐車制動計算..............................16 §5.2應急制動計算..............................17 第六章 制動器主要零件的結構設計.............18 第七章 制動驅動機構的選擇及計算.................20 §7.1制動驅動機構形式的選擇....................20 §7.2制動管路的分路系統.......................20 §7.3液壓驅動機構的設計與計算..................21 第八章 車架...................................24 §8.1車架的功用與要求........................24 §8.2車架類型方案對比與分析...................24 §8.3橫梁和縱梁的連接.........................25 §8.4車架的設計與計算.........................26 第九章 總結..................................31 參考文獻.......................................32 致謝.............................................33 第一章 前言 20世紀80年代后期，隨著電子技術的發展，世界汽車技術領域最顯著的成就就是防抱制動系統(ABS)的實用和推廣。ABS集微電子技術、精密加工技術、液壓控制技術為一體，是機電一體化的高技術產品。它的安裝大大提高了汽車的主動安全性和操縱性。防抱裝置一般包括三部分：傳感器、控制器(電子計算機)與壓力調節器。傳感器接受運動參數，如車輪角速度、角加速度、車速等傳送給控制裝置，控制裝置進行計算并與規定的數值進行比較后，給壓力調節器發出指令。 當考慮基本的制動功能量，液壓操縱仍然是最可靠、最經濟的方法。即使增加了防抱制動(ABS)功能后，傳統的“油液制動系統”仍然占有優勢地位。但是就復雜性和經濟性而言，增加的牽引力控制、車輛穩定性控制和一些正在考慮用于“智能汽車”的新技術使基本的制動器顯得微不足道。 傳統的制動控制系統只做一樣事情，即均勻分配油液壓力。當制動踏板踏下時，主缸就將等量的油液送到通往每個制動器的管路，并通過一個比例閥使前后平衡。而ABS或其他一種制動干預系統則按照每個制動器的需要時對油液壓力進行調節。 目前，車輛防抱制動控制系統(ABS)已發展成為成熟的產品，并在各種車輛上得到了廣泛的應用，但是這些產品基本都是基于車輪加、減速門限及參考滑移率方法設計的。方法雖然簡單實用，但是其調試比較困難，不同的車輛需要不同的匹配技術，在許多不同的道路上加以驗證；從理論上來說，整個控制過程車輪滑移率不是保持在最佳滑移率上，并未達到最佳的制動效果。另外，由于編制邏輯門限ABS有許多局限性，所以近年來在ABS的基礎上發展了車輛動力學控制系統(VDC)。結合動力學控制的最佳ABS是以滑移率為控制目標的ABS，它是以連續量控制形式，使制動過程中保持最佳的、穩定的滑移率，理論上是一種理想的ABS控制系統?；坡士刂频碾y點在于確定各種路況下的最佳滑移率，另一個難點是車輛速度的測量問題，它應是低成本可靠的技術，并最終能發展成為使用的產品。對以滑移率為目標的ABS而言，控制精度并不是十分突出的問題，并且達到高精度的控制也比較困難；因為路面及車輛運動狀態的變化很大，多種干擾影響較大，所以重要的問題在于控制的穩定性，即系統魯棒性，應保持在各種條件下不失控。防抱系統要求高可靠性，否則會導致人身傷亡及車輛損壞。因此，發展魯棒性的ABS控制系統成為關鍵?，F在，多種魯棒控制系統應用到ABS的控制邏輯中來。除傳統的邏輯門限方法是以比較為目的外，增益調度PID控制、變結構控制和模糊控制是常用的魯棒控制系統，是目前所采用的以滑移率為目標的連續控制系統。模糊控制法是基于經驗規則的控制，與系統的模型無關，具有很好的魯棒性和控制規則的靈活性，但調整控制參數比較困難，無理論而言，基本上是靠試湊的方法。然而對大多數基于目標值的控制而言，控制規律有一定的規律。 另外，也有采用其它的控制方法，如基于狀態空門及線性反饋理論的方法，模糊神經網絡控制系統等。各種控制方法并不是單獨應用在汽車上，通常是幾種控制方法組合起來實施。如可以將模糊控制和PID結合起來，兼顧模糊控制的魯棒性和PID控制的高精度，能達到很好的控制效果。 綜上所述，現代汽車制動控制技術正朝著電子制動控制方向發展。全電制動控制因其巨大的優越性，將取代傳統的以液壓為主的傳統制動控制系統。同時，隨著其他汽車電子技術特別是超大規模集成電路的發展，電子元件的成本及尺寸不斷下降。汽車電子制動控制系統將與其他汽車電子系統如汽車電子懸架系統、汽車主動式方向擺動穩定系統、電子導航系統、無人駕駛系統等融合在一起成為綜合的汽車電子控制系統，未來的汽車中就不存在孤立的制動控制系統，各種控制單元集中在一個ECU中，并將逐漸代替常規的控制系統，實現車輛控制的智能化。 但是，汽車制動控制技術的發展受整個汽車工業發展的制約。有一個巨大的汽車量生產中?，F有及潛在的市場的吸引，各種先進的電子技術、生物技術、信息技術以及各種智能技術才不斷應用到汽車制動控制系統中來。同時需要各種國際及國內的相關法規的健全，這樣裝備新的制動技術的汽車就會真正應用到汽車的批量生產中。 第二章 制動系概況 制動系的功用是使汽車以適當的減速度降速行使直至停車；在下坡行使駛時，使汽車保持適當的穩定車速；使汽車可靠地停在原地或坡道上。 制動系至少應有兩套獨立的制動裝置，即行車制動裝置和駐車制動裝置。前者用來保證前兩項功能，后者則用來保證第三項功能。行車制動的驅動機構常采用雙回路或多回路，以保證其工作可靠，駐車制動裝置則采用機械驅動機構而不用液壓或氣壓以防止產生故障。 除此以外，有些汽車還設有應急制動、輔助制動和自動制動裝置。 應急制動裝置利用機械力源進行制動，在某些采用動力制動或伺服制動的汽車上，一旦發生蓄壓裝置壓力過低等故障時，可用應急制動裝置實現制動。同時，在人力控制下它還能兼作駐車制動。 輔助制動裝置可實現汽車下長坡時，持續地減速或保持穩定的車速，并減輕或解除行車制動裝置的負荷。 自動制動裝置可實現當掛車與牽引車連接的制動管路滲漏或斷開時，使掛車自動制動。 任何一套制動裝置都由制動器和制動驅動機構兩部分組成。 設計制動時應滿足如下基本要求： 1）具有足夠的制動效能。行車制動能力是用一定制動初速度下的制動減速度和制動距離兩項指標來評定的；駐坡能力是以汽車在良好路面上能可靠地停駐的最大坡度來評定的。 2）工作可靠。行車制動裝置至少有兩套獨立的驅動制動器的管路，當其中一套管路失效時，另一套完好的管路應保證汽車制動能力不低于沒有失效時 規定值的30%。行車和駐車制動裝置可以有共同的制動器，而驅動機構應各自獨立。行車制動裝置都用腳操縱，其他制動裝置多為手操縱。 3）在任何速度下制動時，汽車都不應喪失操縱性和方向穩定性。 4）防止水和污泥進入制動器工作表面。 5）制動能力的熱穩定性良好。 6）操縱輕便，并具有良好的隨動性。 7）制動時，制動系產生的噪聲盡可能小，同時力求減少散發出對人體有害的石棉纖維等物質，以減少公害。 8）作用滯后性應盡可能好。作用滯后性是指制動反映時間，以制動踏板開始動作至達到給定的制動效能所需的時間來評價。氣制動汽車的反映時間較長，要求不得超過0.6s；對于汽車列車，不得超過0.8s。 9）摩擦襯片應有足夠的使用壽命。 10）摩擦副磨損后，應有能消除因磨損而產生間隙的機構，且調整間隙工作容易，最好設置自動調整間隙機構。 11）當制動驅動裝置的任何元件發生故障并使其基本功能遭到破壞時，汽車制動系應有音響或光信號等報警提示。 防止制動時車輪被抱死有利于提高汽車在制動過程中的轉向操縱性和方向穩定性，縮短制動距離，所以近年來防抱死制動系統在汽車上得到了很快的發展和應用。此外，由于含有石棉的摩擦材料存在石棉有致癌公害問題已被逐漸淘汰，取而代之的各種無石棉型材料相繼研制成功。 第三章 制動器的結構類型及選擇 制動器是制動系中用于以產生阻礙車輛的運動或運動趨勢的力的部件。后一種提法適用與駐車制動器。除了競賽汽車上才裝設的、通過張開活動翼板以增加空氣動力的空氣動力緩速裝置以外，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作用產生制動力矩的制動器，都成為摩擦制動器，除各種緩速裝置以外，行車制動、駐車制動及第二制動系統所用的制動器，幾乎都屬于摩擦制動器。 目前，各類汽車所用的摩擦制動器可分為鼓式合盤式兩大類。前者摩擦副中的旋轉元件為制動鼓，其工作表面為圓柱面；后者的旋轉元件則為圓盤狀的制動盤，以端面為工作表面。 旋轉元件固裝在車輪或半軸上，即制動力矩分別直接作用于兩側車輪上的制動器，稱為車輪制動器。旋轉元件固裝在傳動系統的傳動軸上，其制動力矩須經過驅動橋再分配到兩側車輪上的制動器，則稱為中央制動器。車輪制動器一般用于行車制動，也有兼用于第二制動和駐車制動。中央制動器一般只用于駐車制動和緩速制動。 本次設計的題目是四座客貨兩用微型車的制動系，故采用的制動系方案為：行車制動的制動器前、后輪為鼓式制動器，其驅動機構為人力液壓驅動。 鼓式制動器按其制動蹄的受力分為：領從蹄式、雙領蹄式、雙向雙領蹄式、單向增力式和雙向增力式。 1、 領從蹄式制動器 制動蹄按其張開的方向和制動鼓的旋轉方向是否一致分為領蹄和從蹄，制動蹄張開旋轉方向和制動鼓的旋轉方向一致則該制動蹄就稱為領蹄；相反，制動蹄的張開時的旋轉方向和制動鼓的旋轉方向相反則該制動蹄就稱為從蹄。在制動鼓正向和反向旋轉時都有一個領蹄和一個從蹄制動器成為領從蹄式制動器。 領蹄和從蹄的受力情況：領蹄的摩擦力矩使蹄壓的更緊，即摩擦力矩具有“增式”作用故稱為增式蹄；而從蹄受的摩擦力矩使蹄有離開制動鼓的趨勢，即摩擦力矩具有“減式”作用，故稱為減式蹄。 圖3-1 鼓式制動器示意圖 領從蹄式制動器的每塊蹄片都有自己的固定支點，而且兩固定支點位于兩蹄的同一端（圖3-1a）。張開裝置有兩種形式,第一種用凸輪或楔塊式張開裝置(圖3-1)。其中，平衡凸塊式（3-1b）和楔塊式（圖3-1c）張開裝置中的制動凸輪和制動楔塊是浮動的，故能保證作用在兩蹄上的張開力相等。非平衡式的制動凸輪（圖3-1a）的中心是固定的，所以不能保證作用在兩蹄上的張開力相等。第二種用兩個活塞直徑相等的輪缸，可保證作用在兩蹄上的張開力相等。 領從蹄式制動器的效能和效能穩定性，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；便于附裝駐車制動驅動機構；易于調整蹄片與制動鼓間的間隙。但領從蹄式制動器也有兩蹄片上單位壓力不等，因而兩蹄襯片磨損不均勻、壽命不同的缺點。此外，因只有一個輪缸，兩蹄必須在同一驅動回路下工作。為使摩擦襯片磨損壽命均衡，可將從蹄的摩擦片包角適當減小，但是這樣會使得兩蹄的摩擦不能互換，從而增加了零件總數和制造成本，故本設計選擇兩蹄的摩擦片包角相等。 2、單向雙領蹄式 單向雙領蹄式制動器的兩塊蹄片各有自己的固定支點，而且兩固定支點位于梁體的不同端，如圖3-1b所示：領蹄的固定端在下方，從蹄的固定端在下方。每塊蹄片有各自獨立的張開裝置，且位于與固定支點相對應的一方。 汽車前進制動時，這種制動器的制動效能相當高。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。除此以外，這種制動器還有易于調整蹄片與兩制動鼓之間的間隙，兩蹄片上的單位壓力相等，使其磨損程度相近、壽命相同等優點。單向雙領蹄式制動器的制動效能穩定性，僅強于增力式制動器。當倒車制動時，由于兩蹄片皆為雙從蹄，使制動效能明顯下降。與領從蹄式制動器比較，由于多了一個輪缸，使結構略顯復雜。 這種制動器適用于前進制動時前軸動軸荷及附著力大于后軸，而倒車制動時則相反的汽車前輪上。它之所以不用于后輪，還因為兩個互相成中心對稱的輪缸，難于附加駐車制動驅動機構。 3、雙向雙領蹄式 雙向雙領蹄式制動器的結構特點是兩蹄片浮動，用各有兩個活塞的兩輪缸張開蹄片（圖3-1c）。 無論是前進或者是倒退制動，這種制動器的兩塊蹄片始終為領蹄，所以制動效能相當高，而且不變。由于制動器內設有兩個輪缸，所以適用于雙回路驅動機構。當一套管路失效后，制動器轉變為領從蹄式制動器。除此以外，雙向雙領蹄制動器的兩蹄片上單位壓力相等，因而磨損程度相近，壽命相同。雙向雙領蹄式制動器因有兩個輪缸，故結構上復雜，且蹄片與制動鼓之間的間隙調整困難是它的缺點。 這種制動器得到比較廣泛的應用。如用于后輪，則需另設中央駐車制動器。 4、雙從蹄式 雙從蹄式制動器的兩蹄片只有一個固定支點，而且兩固定支點位于兩蹄片的不同端，并用各有一個活塞的兩輪缸張開蹄片（圖3-1d） 綜上采用雙管路液壓控制前后蹄式制動器。前輪采用雙制動輪缸雙領蹄式制動器；后輪采用單制動輪缸領從蹄式制動器。駐車制動采用收操縱機械鋼索式后輪制動。 第四章 制動參數選擇及計算 制動器設計中需要的重要參量： 汽車軸距： L=2500mm 車輪滾動半徑： R r =268 mm 汽車滿載質量： m=1640Kg 汽車空載質量： m＇=880Kg 滿載時軸荷的分配： 前軸負荷37.5%，后軸負荷62.5% 空載時軸荷的分配： 前軸負荷54.6%，后軸負荷45.4% 滿載時質心高度： hg=589.9mm 空載時質心高度： hg＇=535.5mm 質心距前軸的距離： a=1562mm a＇=1135.2mm 質心距后軸的距離： b=938mm b＇=1364.8mm 對汽車制動性有影響的重要參數還有：制動力及其分配系數、同步附著系數、制動強度、附著系數利用率、最大制動力矩與制動因數等。 §4.1 制動器主要結構參數選擇 鼓式制動器主要結構參數包括制動鼓內徑D、摩擦襯片寬度b和包角β、摩擦襯片起始角β0、制動器中心到張開力Fo作用線的距離e、制動蹄支撐點位置坐標a和k等參數。 1、制動鼓內徑D 輸入力Fo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要受到輪輞內徑的限制。制動鼓與輪輞之間要保持足夠的間隙，通常要求該間隙不小于20mm,否則不僅制動器的散熱條件條件差，而且輪輞受熱后可能沾住內胎或烤壞氣門嘴。制動鼓應該有足夠的壁厚，用來保證有足夠的剛度和熱容量，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 轎車制動鼓內徑一般比輪輞外徑小125~150mm，載貨汽車和客車的制動鼓內徑一般比輪輞外徑小80~100mm，對于深槽輪輞，由于其中間深陷部分的尺寸比輪輞名義直徑小的多，所以其制動鼓與輪輞之間的間隙有所減小，設計時可按輪輞直徑初步確定制動鼓內徑。 輪輞直徑 304mm 制動鼓最大內徑 220mm 取制動鼓內徑D=220mm 即R=110mm 圖4-1 鼓式制動器的主要幾何參數 2、摩擦襯片寬度b和包角β 摩擦襯片寬度磨損尺寸b的選取對摩擦襯片的使用壽命有影響。襯片的寬度尺寸去窄些，則磨損速度快，襯片壽命短；襯片寬度取寬些，則質量大，不易加工，且加工成本增加。 實驗表明，摩擦襯片包角β=90o~100o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，因此過分延伸襯片兩端以增加包角，對減小單位壓力的作用不大，而且將使制動不平順，容易使制動器發生自鎖，因此這里取包角為100o。 襯片的磨損面積為Ap=Rβb。制動器各蹄襯片總的摩擦面積越大，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。對于（1.5~2.5）t的微型客車，單個制動器總的摩擦面積Ap為（150~250）cm2,這里取Ap=150cm2?？汕蟮胋=75mm。 3、摩擦襯片起始角β0 一般將襯片布置在制動蹄的中央，令β0=90o—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。由以上可知β0=90o-100o/2=40o。 4、制動器中心到張開力Fo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盡可能大，以提高制動效能，設計時定e=0.8R左右，根據圖樣取得e=88mm。 5、制動蹄支撐點位置坐標a和k 應在保持兩蹄支撐端毛面不致互相干涉的情況下，使a盡可能大而c盡可能小，這里定a=0.8R左右，實際取值為a=88mm,k=15mm。 §4.2 制動力與制動力矩分配系數 1、同步附著系數參照其他同類車型取0=0.5 2、制動器制動力分配系數β （4－1） 3、最大制動力矩 Φmax=0.83 Φmax 該車所能遇到的最大附著系數（汽車制動系統的使用與維修） （4－2） =1886830N.mm =1886.8N.m =2068.76N.m 則單個車輪制動器應有的最大制動力矩 Tf1max=943.4N.m Tf2max=1034.38N.m 式中 ： G--汽車所受重力； L--汽車軸距； L2--汽車質心離后軸距離； hg--汽車質心高度； rr--汽車滾動半徑； --地面附著系數。 §4.3 制動器設計計算 1制動器因數分析計算 （1）前輪雙領蹄式 （BF 制動因數） f=0.3 r=110mm h=176mm α0=1000α1=400α3=1800 （4－3） B=1 （4－4） （4－5） （4－6） (2)后輪 浮式領－從蹄制動因數計算 單個領蹄 （4－7） 單個從蹄 （4－8） 式中fs－蹄片端部與支座間的摩擦系數 鋼對鋼 fs＝0.2~0.3 取0.25 ＝40° a＝c＝0.8R=88mm k=15mm β=0 α0=100° （4－9） （4－10） （4－11） （4－12） （4－13） （4－14） =1.348 （4－15） 2摩擦襯片的磨損特性計算 （1）比能量耗散率 v1=22.2m/s j=0.6g t=3.78s A1=A2=2Rβb=29858.4mm2 （4－16） （2）比摩擦功 均合格 （3）平均壓力qp qp1=N1/A =0.957Mpa （4－17） qp2=N2/A =1.05Mpa 均合格 N－摩擦襯片與制動鼓間的法向力 A－摩擦襯片的摩擦面積 （4）比滑摩功Lf （4－18） 第五章 駐車制動和應急制動計算 §5.1駐車制動計算 滿載時汽車在上坡路上停駐時的后橋附著力為 =mag ( cosa+ sina) （5－1） 汽車在下坡路上停駐時的后橋附著力為 ＇=mag ( cosa－ sina) （5－2） 汽車可能停駐的極限上坡路傾角 a ，可根據后橋上的附著力與制動力相等的條件求得 即 mag ( cosa+ sina)= mag sina （5－3） 得到 a=tg-1 （5－4） = tg-1 同理，可推導汽車可能停駐的極限下坡路傾角為 =tg-1 =21.71o 空載時分析同上把參數代入得到汽車上坡時能停駐的極限傾角為 = tg-1 汽車在下坡時能停駐的極限傾角為 = 16.35o §5.2應急制動計算 應急制動時，后輪一般都將抱死滑移，故后橋制動力為 == （5－5） 單個后輪駐車制動器的制動里上限為 （5－6） 第六章 制動器主要零件的結構設計 一、 制動鼓 制動鼓應具有較高的剛性和大的熱容量，制動時其溫升不應超過極限值。制動鼓的材料與摩擦襯片的材料相匹配，應能保證具有高的摩擦系數并使工作表面磨損均勻。 制動鼓有鑄造的和組合兩種。鑄造制動鼓多選用灰鑄鐵，具有機械加工容易、耐磨、熱容量大的優點。組合式制動鼓的特點是質量小，工作面耐磨，并有較高的摩擦因數。 綜上所述，故選用鑄鐵制動鼓，并且制動鼓的外圓周部分鑄有肋，用來加強剛度和增加散熱效果。 制動鼓壁厚的選擇主要是從剛度和強度方面考慮。壁厚取大些也有助于增大熱容量，但實驗表明，壁厚從11mm增至20mm，摩擦表面平均最高溫度變化并不大。一般鑄造制動鼓的壁厚：轎車為7～12mm，中、重型貨車為13～18mm。 故取壁厚為8mm。 二、 制動蹄 轎車和輕型貨車的制動蹄廣泛采用T形型鋼輾壓或用鋼板焊接制成，其腹板上往往開一條或兩條徑向槽，使蹄的彎曲剛度小些，其目的是襯片磨損較為均勻，并減小制動時的尖叫聲，制動蹄腹板和翼緣的厚度，轎車為3~5mm，貨車為5~8mm。本設計中，制動蹄腹板厚度取5mm，翼緣的厚度取6mm。 三、 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，應保證各安裝零應有足夠的剛度。 故選用由鋼板沖壓成型的制動底板并且有凹凸起伏的形狀。 四、 制動輪缸 采用活塞式制動蹄張開結構。輪缸的缸體由灰鑄鐵HT250制成。其缸筒為通孔，需鏜磨?；钊射X合金制成。活塞外端壓有鋼制的開槽頂塊，以支承插入槽中的制動蹄腹板端部。輪缸的工作腔 由靠在活塞內端面處的橡膠密封圈密封。 五、摩擦材料 應該具有一定的穩定的摩擦因數，在溫度升高時其摩擦因數變化不大；應該具有良好的耐磨性；應有盡可能小的壓縮率和膨脹率且制動時不會產生噪聲。以前制動摩擦襯片的材料是由增強材料、粘合劑、摩擦性能調節劑組成的石棉摩擦材料，但是其耐熱性差，摩擦因數隨溫度的變化大，磨耗高和對環境有污染，特別是石棉能致癌，所以已經遭淘汰。 由金屬纖維、粘結劑和摩擦性能調節劑組成的半金屬摩擦材料，具有較高的耐熱性和耐磨性，特別是因為沒有石棉粉塵公害，得到廣泛應用。 第七章 制動驅動機構的選擇及計算 §7.1 制動驅動機構形式的選擇 　　制動驅動機構將來自駕駛員或其它力源的力傳給制動器，使之產生制動力矩。根據制動力源的不同，制動驅動機構一般分為簡單制動、動力制動和伺服制動三大類。 １、 簡單制動 　　簡單制動單靠駕駛員施加的踏板力或手柄力作為力源，也稱為人力制動。其中又分為機械式和液壓式。機械式由于效率低、傳動比小、潤滑點多且難以保證前后軸制動力的正確比例和左右輪制動力的均衡，所以在汽車制動裝置中已被淘汰，但因其結構簡單、成本低、故障少還廣泛用于中小型汽車的駐車制動中。 ２、 動力制動 　　動力制動是利用發動機的動力轉化而成，并表現為氣壓或液壓形式的勢能作為汽車制動的全部力源。駕駛員施加于踏板或手柄上的力，僅用于回路中控制元件的操縱。因此簡單制動中的踏板力和踏板行程之間的反比關系，在動力制動中便不存在了，從而使踏板力較小，同時又有適當的踏板行程。 ３、 伺服制動 　伺服制動是在人力液壓制動系中增加由其它能源提供的助力裝置，使人力與動力并用。在正常情況下，其輸出工作壓力主要由動力伺服系統產生，而在伺服系統失效時，仍可全由人力驅動液壓系統產生一定程度的制動力。因此，在中級以上的轎車及輕、中型客車、貨車上得到廣泛的應用。 綜上所述，故選用簡單制動驅動機構。 §7.2 制動管路的分路系統 為了提高工作的可靠性，制動油路應該采用分路系統，即全車的所有行車制動器的液壓或氣壓管路分為兩個或多個相互獨立的回路，其中一個回路失效后，仍可利用其他完好的回路起制動作用。 雙軸汽車的雙回路制動系統主要有以下五種分路形式： １、 一軸對一軸型（型），前軸制動器與后橋制動器各用一條回路。 ２、 交叉型（型），前軸的一側車輪制動器與后橋的對側車輪制動器同屬一條回路。 ３、 一軸半對半軸型，兩側前制動器的半數輪缸和全部后制動器的輪缸屬于一條回路，其余的前輪缸屬于一條回路。 ４、 雙半軸對雙半軸型，每個回路均只對每個前后制動器的半數輪缸起作用。 型的管路布置較為簡單，可與傳統的單輪缸鼓式制動器配合使用，成本較低，目前在各類汽車特別是商用汽車上用的最廣泛。對于這種形式，若后制動回路失效，則一旦前輪抱死則極喪失轉彎制動能力。對于采用前輪制動，因而，前制動器強于后制動器的汽車，當前制動回路失效而單用后橋制動時，制動力將嚴重不足（小于正常情況的一半），并且若后橋負荷小于前軸負荷，則踏板力過大時易使后橋車輪抱死而汽車側滑。 本設計采用型制動回路。 §7.3 液壓驅動機構的設計與計算 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F0與輪剛直徑d和制動管路壓力p的關系為 d= （7－1） 制動管路壓力不超過10～12Mpa。 取p=11 Mpa 由以前所得數據可以求得前后制動輪缸直徑為 d前=22mm d后=22mm 2、制動主缸的直徑d0的確定。 第i個輪缸的工作容積為 （7－2） 式中，di為第i個輪缸活塞的直徑：n為輪缸中活塞的數目；為第i個輪缸活塞在完全制動時的行程。 在初步設計時，對鼓式制動器可取=2～2.5mm。 所有輪缸的總工作容積為 （7－3） ＝5472mm3 式中： m--輪缸的數目。 在初步設計時，制動主缸的工作容積可取為 （7－4） 主缸活塞行程S0和活塞直徑d0可用下式確定 （7－5） 一般S0=（0.8～1.2）d0 ?。? S0=1.045d0 d0=20 mm 又因為主缸的直徑d0應在標準規定尺寸系列中選取， 故取d0=20 mm S0=20.9mm 3、制動踏板力Fp 制動踏板力Fp用下式計算 = （7－6） 將d0=20mm p=11MPa ip =7 =0.9代入上式得到制動踏力為= 式中：ip--踏板機構的傳動比； --踏板機構及液壓主缸的機構效率。 4、制動踏板工作行程 踏板行程（計入襯片或襯片的允許磨損量）對轎車最大不應大于100-150mm, 對商用車不大于180mm，在本次設計中根據本車的特點，故取。 5、制動距離 初速度=30Km/h =g=0.759.8=7.35 =2S S=4.72m＜7m 所以符合要求。 第八章 車架 §8.1 車架的功用與要求 車架實際上是汽車的骨架，汽車的主要總成、部件和貨物等都要安裝在它上面，因此它是個重要的承載總成。同時，它還要承受由懸架機構產生的各種反作用力和行駛中產生的動載荷，因此，車架又是個受力很大的部件。 車架應滿足下列要求： 1、足夠的強度，保證在各種復雜的工況下長期使用不致發生嚴重的損壞。 2、有合適的剛度，車架應保證車輛在各種使用條件下，固定在車架上的個總成和部件的相對位置變化較小，是它們能正常工作。另一方面，當車輛在不平路面上行駛時，為提高其平順性和通過能力，又要求車架具有一定的柔度，即扭轉剛度不宜過高。 3、質量要小，在保證強度的情況下盡量減小車架質量，以降低材料消耗、制造成本和提高使用的經濟性。 4、結構簡單，便于制造和維修。此外，車架結構應能使車輛的質心高度盡量降低。 §8.2車架類型方案對比與分析 車架是用鋼板沖壓成各種形狀的構件后裝配而成的。微型客車的車架大多采用矩形鋼管作為構件。車架的裝配可用鉚接，也可用電焊焊接，鉚接工藝耗費的工時多，但車架變形小，焊接工藝性好但車架容易產生變形或焊接應力。車架按其結構形狀可分為五類。 1、邊梁式車架 邊梁式車架又稱梯形車架，它有兩根位于兩側的縱梁和若干根橫梁組成。邊梁式車架結構簡單，制造容易，各總成安裝方便，易于變形。車架寬度可以有三種型式： （1） 前窄后寬 為了給前輪轉向和轉向拉桿留出足夠的空間，往往采用這種型式。 （2） 前寬后窄 由于重型載貨車輛后軸載荷大，輪胎和鋼板彈簧都要加寬，同時又要安裝外形尺寸大的發動機，所以只好減少前輪的轉向角，使車架成為前寬后窄的形式。 （3） 前后等寬 只要總布置允許，應盡量采用這種型式，因為在沖壓不等寬車架縱梁時，容易在轉折處的上、下翼面上產生“波紋區”，引起應力集中致使早期出現裂紋或斷裂。同時前后等寬車架制造簡單。 2、X型車架 X型車架是改進的邊梁式車架，它由兩根縱梁和X型橫梁組成，其目的是為了提高車架的抗扭剛度，但狹長的車架采用X型橫梁并無明顯的優點，因為X型橫梁太長時，受壓的一根可能喪失穩定。因此，X型橫梁僅對于短而寬的車架較為有效。 3、中梁式車架 中梁式車架又稱脊骨式車架，它只有一根位于中央貫穿車輛全長的縱梁，中央縱梁可以是圓管形截面，也可以是箱形截面。中梁前端做出支架，用于固定發動機，傳動軸在中梁內通過。主減速器通常固定在中梁的末端而形成斷開式驅動橋。在中梁上固定有橫梁用于支撐車廂和駕駛室。 4、綜合式車架 綜合式車架一部分為管式梁，其余部分制成叉形，可認為它是中梁式車架的變形。 中梁式和綜合式車架，可以較大地提高扭轉剛度，但駕駛室、車廂等總成在車架上安裝比較復雜，橫梁懸臂較長，彎曲應力大。這類車架一般都要用斷開式驅動橋，結構比較復雜。 根據以上分析，又因為本次設計的是微型客貨兩用車車架，應力結構簡單，制造容易，各總成安裝方便，可采用前窄后寬的邊梁式車架。 §8.3 橫梁和縱梁的連接 1、橫梁和縱梁的連接型式 橫梁和縱梁的連接型式主要有：a)橫梁固定在縱梁的上下翼面上；b)橫梁同時固定在縱梁的腹板與上或下翼面上；c)橫梁僅固定在縱梁的腹板上。 第一種連接型式雖然有利于提高車架的整體剛度，但當車架產生較大的扭轉變形或縱梁承受較大的局部扭轉時，縱梁上下翼面的應力將大幅度增加。 第二種連接型式的缺點是：作用在縱梁上的力直接傳到橫梁上，使橫梁承受較大的載荷，從而易于發生早期破壞，很早就出現質量問題。 第三種連接型式的車架整體剛度雖然小些，但可避免縱梁上下翼面和橫梁的早期破壞。 本車架橫梁與縱梁的連接即是第三種型式。 2、橫梁在縱梁上的固定方法 A、鉚接 采用搭接板鉚接，適用于大量生產，制造成本低。改變鉚釘數目或位置即可改變縱梁的抗扭剛度。 B、焊接 焊接能保證縱梁有較高的抗扭剛度，連接牢固，不易松動，但要求較高的焊接質量和合理的焊接夾具，適用于小批量生產和閉口截面車架。 C、螺栓連接 當橫梁位置受總布置限制，為了便于拆裝車架上的某些部件時，可采用這種固定方法，其缺點是在長期使用中，容易松動。 本車架縱橫梁之間的固定方式為鉚接。 §8.4 車架的設計與計算 車架是一個復雜的薄壁框架結構，在車架設計的初級階段，可對縱梁進行簡單的彎曲強度計算，以此來確定車架的斷面尺寸。下面是這種簡化計算的方法和步驟。 1、彎曲強度計算的基本假設 （1）因為車架結構是左右對稱的，左右縱梁的受力相差不大，故可認為縱梁是支撐在汽車前后軸上的簡支梁。 （2）空車時的簧上質量（包括車架質量在內）均勻分布在左右二縱梁的全長上，其值可根據汽車底盤結構的統計數據大致估計。一般，對于輕型和中型載貨汽車來說，簧上質量約為空車質量的2/3；汽車的有效載荷均勻分布在車廂全長上。 （3）所有的作用力均通過縱梁截面的彎曲中心。實際上，縱梁的某些部位會由于安裝外伸部件（如油箱、蓄電池等）而產生局部扭轉，在設計時通常在此安裝一根橫梁，使得這種對縱梁的扭轉變為對橫梁的彎矩。故這種假設不會造成明顯的錯誤。 通過上述假設，將車架由一個靜不定的平面框架結構，簡化成為一個位于支架上的靜定結構。 2、縱梁的彎矩計算 要計算車架縱梁的彎矩，先計算車架前支座反作用力，向后輪中心支座處求矩，可得 （8－1） 式中：--前輪中心支座對任一縱梁的反作用力，N ； L--縱梁的總長，mm ； l--汽車軸距，mm ； b--縱梁后端到后軸之間的距離，mm ； --滿載時的簧上質量（含車架自身質量），Kg ； g--重力加速度，9.8 m/s2 在計算縱梁彎矩時,將縱梁分成兩段區域,每一區段的均布載荷可簡化為作用于區段中點的集中力.縱梁各端面上的彎矩計算采用彎矩差法,可使計算工作量大大減少.彎矩差法認為:縱梁上某一端面上的彎矩為該斷面之前所有力對這點的轉矩之和. 1)駕駛室長度段縱梁彎矩的計算 在該區段內,根據彎矩差法,則有: （8－2） 式中:--縱梁上某一截面的彎矩, N.mm ； --截面到前輪中心的距離,mm ； a--車架縱梁前端到前輪中心的距離，mm ； 2）駕駛室后端到后軸段縱梁的彎矩計算 縱梁某一斷面上的剪力為該斷面之前所有力的和 （8－3） 式中：--縱梁某斷面上的剪力，N。 由上可知，縱梁的最大彎矩一定發生在該段縱梁內。其位置可采用求對的導數并令其為零的辦法得到。 =1179.64mm 由上式求得縱梁發生最大彎矩的位置，將該值代入彎矩計算公式，則可求得縱梁受到的最大彎矩為 =894991.92N.mm 縱梁受到的最大剪力則發生在汽車后軸附近。當時，剪應力最大，其最大剪應力為 =-1893.5N 以上是僅考慮汽車靜載工況下，縱梁斷面彎矩和剪力的計算。實際上，汽車行駛時還受到各種動載荷的作用。因此，汽車行駛時實際受到的最大彎矩和最大剪力為 （8－4） （8－5） 式中：--動載系數，對于轎車、客車=1.75，載貨汽車=2.5,越野汽車=3.0。 客貨兩用車取＝2 （8－6） =2894991.92 =1790929.4N.mm （8－7） =2(-1893.5) =-3787N 3、縱梁截面特性計算 車架縱梁和橫梁截面系數W按材料力學的方法進行計算。 （8－8） 4、彎曲應力計算 縱梁斷面的最大彎曲應力為： （8－9） 按上式求得的彎曲應力不應大于材料的許用應力[]。許用應力可按下式計算： （8－10） 式中：--材料的屈服極限，對于16Mn材料，=340-360MPa； n --安全系數，一般安全系數取1.15-1.40。 取n=1.30,則 []= （8－11） 所以滿足要求。 5、車架的剛度校核 1）車架縱梁抗彎剛度校核 為了保證汽車整車及其有關部件的正常工作，應對縱梁的最大撓度予以限制。這就要求對縱梁的抗彎剛度進行校核。 由材料力學可知，對于簡支梁來說，其跨距中間受集中載荷F作用時，梁的撓度最大值按下式計算 （8－12） 式中： --梁的截面慣性矩，cm4； --汽車軸距，m。 （8－13） 根據使用要求和經驗，當車架縱梁中間受1000N集中載荷作用時，縱梁的最大撓度不得超過0.085cm，即 因此要求 （8-14） >12 所以滿足要求。 第九