论文正文——低速载货轻型汽车底盘及制动器设计

猛龙哥

第一章  绪论
低速载货汽车主要是面向农村市场开发的，可以在近期或未来作为农村的主要货运工具附带作为载人工具。
本课题来源于生产实践和对农村实际状况的考察。依据农民的经济能力和农村交通的状况，提供一个合理的设计方案。
汽车的总体设计是汽车设计工作中最重要的一环，他对汽车的设计质量、使用性能和在市场上的竞争力有着决定性的影响。 按照目前的汽车行业状况，参考过现今市场上成熟的一些货车，我们设计载重量为1.5t的低速货车，并且力争达到以下的设计效果：
1. 工作可靠，结构简单，装卸方便，便于维修、调整
2. 尽量使用通用件，以便降低制造成本
3. 在保证功能和强度的要求下，尽量减小整备质量
汽车制动系是用以强制行驶中的汽车减速或停车、使下坡行驶的汽车的车速保持稳定以及使已停驶的汽车在原地（包括在斜坡上）驻留不动的机构。随着汽车速度的提高及车流密度的日益增大，为了保证行车安全，汽车制动工作的可靠性显得日益重要。根据这次设计的需要和制动器在货车上的应用状况，选择摩擦式制动器中的领从蹄式作为制动装置。
随着政府对农民收入在政策上的支持，农民的收入得到很大改善。同时国家也加强了农村道路的建设力度，在未来的几年内农村的交通状况将会的到比较大的改观。相信这种有针对性的低速货车会受到农民朋友的青睐。









        第二章 汽车总体设计
2.1 总体方案分析
2.1.1 汽车的分类
汽车有很多分类方法，可以按照发动机排量、乘客座位数、汽车总质量、汽车总长、车身或驾驶室的特点等来分类，也可以取上述特性中的两个指标作为分类的依据。
国标BG/T3730.1—2001将汽车分为乘用车和商用车。车用车是指在设计和技术特性上主要用于载运乘客及随身行李和临时物品的汽车，包括驾驶员座位在内最多不超过9个座位。
    商用车时指在设计和技术特性上用于运送人员和货物的汽车，并且可以牵引挂车。商用车又有客车、半牵引车、货车之分。
货车按照汽车最大总质量的分类如下：
                       表 2-1 货车按照装载质量分类

本次设计的汽车属于轻型载货汽车。
2.1.2 汽车形式的选择
不同形式的汽车，主要体现在轴数、驱动形式以及布置形式上有区别。
2.1.2.1 轴数
汽车可以有两轴、三轴、四轴甚至更多的轴数。影响轴数的主要因素有汽车的总质量、道路法规对轴载质量的限制和轮胎的负荷能力以及汽车的机构等。随着设计汽车的乘员增多或装载质量增加，汽车的整备质量和总质量也增大。在汽车轴数不变的情况下，汽车总质量增加以后，使公路承受的负荷增加。当这种负荷超过了公路设计的承载能力以后，公路会被破坏，使用寿命也将缩短。为了保护公路，有关部门制定了道路法规，对汽车的轴载质量加以限制。
    汽车总质量小于19t的公路运输车辆均采用结构简单、制造成本低廉的两轴方案。
2.1.2.2 驱动形式
    汽车的驱动形式有4 2、4 4、6 2、6 4、6 6、8 4、8 8等，其中前一位数字表示汽车车轮总数，后一位数字表示驱动轮数。增加驱动轮数能够提高汽车的通过能力，驱动轮数越多，汽车的机构约复杂，整备质量和制造成本也随之增加，同时也使汽车的总体布置工作变的困难。
总质量小的商用车，多采用机构简单、制造成本低的42驱动形式。

2.1.2.3 布置形式
汽车的布置形式是指发动机、驱动桥和车身（或驾驶室）的相互关系和布置特点而言。汽车的使用性能除取决于整车和各总成的有关参数以外，其布置形式对使用性能也有重要影响。
货车的布置形式可以按照驾驶室与发动机相对位置的不同，可以分为平头式、短头式、长头式和偏置式四种。货车又可以根据发动机位置不同，分为发动机前置、中置和后置三种布置形式。
A. 平头式、短头式、长头式货车[3]
a.平头式货车  货车的发动机位于驾驶室内时，称为平头式货车。这种形式的货车布置特点是发动机在驾驶员和副驾驶员座位中间,因此驾驶室的前端不需要凸出去，没有独立的发动机舱。
b.短头式货车  发动机的大部分在驾驶室的前部，少部分位于驾驶室内的货车，称为短头式货车。这种货车车身部分的结构特点是：因发动机大部凸出在驾驶室前部，所以发动机有独立的发动机舱和单独的罩盖，发动机舱和驾驶室共同形成货车的车头部分。
c.长头式货车  货车的发动机位于驾驶室前部称为长头式货车。这种形式的货车车身部分的结构特点与短头式货车相同，只是发动机舱和车头部分更长些。
d.偏置式驾驶室的货车主要用于重型矿用自卸车上。它具有平头车的一些优点，如轴距短、视野良好等，此外还具有驾驶室通风条件好、维修方便等优点。
短头式货车的主要特点有：汽车的总长和轴距得到了缩短，最小转弯直径小，机动性能好于长头式，不如短头式货车；驾驶员的视野得到改善；动力总成操纵机构简单；发动机的工作对驾驶员的影响得到很大改善；位于驾驶室内的发动机后部接近性不好，导致驾驶室内部空间拥挤，布置踏板困难；汽车正面与其他物体发生碰撞时，驾驶员和前排乘员的伤害程度比平头式货车要轻的多。
长头式货车的主要特点有：发动机及其附件的接近性好，便于检修工作；满载时前轴负荷小；地板低，驾驶员上、下车方便；离合器、变速器等操纵机构简单，易于布置；发动机工作对驾驶员的影响很小；驾驶员和前排乘员安全性好。
但是总长与轴距均较长，最小转弯直径较大，机动性能不好；驾驶员的视野不好。
    平头式货车相对于以上两种车型，发动机可以布置在座椅下后部，此时中间座椅处没有很高的凸起，可以布置三人座椅，故得到广泛应用。
平头货车的主要缺点有：空载时前轴负荷大，因而在坏路上的通过性变坏；因为驾驶室有翻转机构和锁止机构，使结构复杂；进出驾驶室不如长头式货车方便；离合器、变速器等操纵机构复杂；发动机的工作噪声、气味、热量和振动对驾驶员等均有较大影响；汽车正面与其他物体发生碰撞时，易使驾驶员和前排乘员受到伤害。
平头式货车的主要优点如下：汽车总长和轴距尺寸短，最小转弯直径小，机动性能好，不需要发动机罩和翼子板，加上总长缩短等因素的影响，汽车的整备质量减小；驾驶员的视野得到明显改善；采用翻转式驾驶室时能改善发动机及其附件的接近性；汽车货箱与整车的俯视面积之比称为面积利用率，平头车的该指标比较高。
因此，对于要求结构简单的低速货车来说，采用平头式比较合适。
B.发动机前置、中置、后置
a.发动机前置后桥驱动货车 主要优点：可以采用直列、v型活卧式发动机；发现故障容易；发动机的接近性良好，维修方便；离合器、变速器等操纵机构结构简单，容易布置；货箱地板高度低。
主要缺点是:如果采用平头式驾驶室，而且将发动机布置在前轴之上，处于驾驶员、副驾驶员座位之间时，驾驶室内部拥挤，隔绝发动机的工作噪声、气味、热量和振动的工作困难，离合器、变速器等机构复杂；如采用长头式驾驶室，在增加整车长度的同时，为保证驾驶员有良好的视野，需将座椅布置的高些，这又会增加整车和整车质心高度等问题。
b.发动机中置后桥驱动 发动机中置后桥驱动货车，可以采用水平对置式发动机布置在货箱下方，因而发动机通用性不好，需特殊设计，故维修不便；离合器、变速器等机构复杂；因发动机距离地面近，容易被车轮带起的泥土弄脏；受发动机位置影响。货箱地板高度高。因为这种布置形式的缺点多，并且难以克服，故不采用。
c.发动机后置后桥驱动 这种布置形式的货车是在发动机后置后桥驱动的乘用车地底盘基础上变形而来的，所以一般不采用。它的主要缺点是离合器、变速箱等操纵机构结构复杂；发现发动机故障和维修发动机都困难以及发动机容易泥土弄脏；后桥容易超载等。
2.2 汽车主要尺寸的确定
汽车的主要尺寸参数有外廓尺寸、轴距、轮距、前悬、后悬等。
2.2.1 外廓尺寸
汽车的长、宽、高称为汽车外廓尺寸，受有关法规限制不能随意确定，货车还要受装载质量的影响。汽车尺寸小些不仅可以行使期间需要占用的道路长度，同时还可以增加车流密度，在停车时占用的停车场面积也小。除此之外，汽车的整备质量相应减少，这对提高比功率、比转矩和燃油经济性有利。
   



表 2-2 汽车及挂车外廓尺寸的最大限值　　　　　　单位为毫米
车辆类型        车长        车宽        车高
汽车        三轮汽车        4600        1600        2000
        货车及
半挂牵引车        最高设计车速小于70km/h的四轮货车        6000        2000        2500
                二轴        最大设计总质量≤3500kg        6000        2500        4000
                        最大设计总质量 >3500kg，
且≤8000kg        7000               
                        最大设计总质量 >8000kg,
且≤12000kg        8000               
                        最大设计总质量 >12000kg        9000               
                三轴        最大设计总质量≤20000kg        11000               

GB1589-2004.中限定的汽车外廓尺寸如上表所示， 另外。后视镜等单侧外伸量不得超出最大宽度处250mm；顶窗、换气装置开启时不得超出车高300mm[5]。
对于农用运输用车，另外规定：高设计车速不大于7okm/h,最大设计总质量不大于4500kg ,长小于6m、宽不大于2m和高不大于2.5m的四个车轮的农用运输车[5]
2.2.2 轴距L
轴距L对整备质量、汽车总长、汽车最小转弯直径、传动轴长度、纵向通过半径等有影响。当轴距短时，上述各指标减小。此外，轴距还对轴荷分配、传动轴夹角有影响。轴距过短会使车厢长度不足或后悬过长；汽车上坡时制动或加速时轴荷转移过大，使汽车制动性或操纵稳定性变坏；车身纵向角震动增大，对平顺行不利；万向节传动轴的夹角增大。
原则上对发动机排量大的乘用车、载质量或载客量多的货车或客车轴距取得长。对机动性要求高的汽车，轴距应取的短些。为满足市场需要，工厂在标准轴距货车的基础上，生产出短轴距和长轴距的变型车。对于不同轴距变型的轴距的变化，推荐在0.4～0.6的范围内确定为宜[6]。

2.2.3 前轮距B1和后轮距B2
改变汽车轮距B会影响车厢或驾驶室内宽度、汽车总宽、总质量、侧倾刚度、最小转弯直径等因素发生变化.增大轮距则车厢内宽随之增加,并有利于增加侧倾刚度,汽车横向稳定性好;但是汽车的总宽和总质量及最小转弯直径等增加,并导致汽车的比功率、比转距指标下降,机动性变坏。
表 2-3 各类汽车的轴距和轮距
    车型            类别            轴距L／mtn            轮距B／mm


   4X2货车            微型
    轻型

    中型
    重型           1700--2900
   2300--3600

   3600--5500
   4500~5600           1150--1350
   1300--1650

   1700--2000
   1840～2000
2.2.4 前悬LF和后悬LR
前悬尺寸对汽车通过性、碰撞安全性、驾驶员视野、前钢板长度、上车和下车的方便性以及汽车造型等均又影响。增加前悬尺寸，减小了汽车的接近角，使通过性降低，并使驾驶员视野变坏。应在前悬这段尺寸内要布置保险杠、散热器风扇、发动机、转向器等部件，故前悬不能缩短。长些的前悬这段尺寸有利于在撞车时对成员起保护作用，也有利于采用长些的钢板弹簧。对平头车汽车，前悬还会影响从前门上、下车的方便性。初选的前悬尺寸，应当在保证能布置下各总成、部件的同时尽可能小些。对载客量少些的平头车，考虑到正面碰撞能有足够的结构件吸收碰撞能量，保护前排船员的安全，这又要求前悬有一定的尺寸。长头货车前悬一般在

110～1300范围内。
后悬尺寸对汽车通过性、汽车追尾时的安全性、货箱长度、汽车造型等有影响，并取决于轴距和轴荷分配的要求。后悬长，则汽车离去角减小，使通过性降低；而后悬短的货车就可能货箱长度不够。总质量在1.8～14.0t的货车后悬一般在1200～2200之间，特长货箱的汽车后悬可达到2600mm，但不得超过轴距的55％。
2.2.5 货车车头长度
    货车车头长度系指从汽车的前保险杠到驾驶室后围的距离。车身形式，即长头型还是平头型对车头长度有绝对影响。此外，车头长度对汽车外观效果、驾驶室居住性、汽车面积利用率和发动机的接近性等有影响。
    平头车一般在1400--1500之间。
2.2.6 货车车箱尺寸
要求车箱尺寸在运送散装煤和袋装粮食时能装足额定的吨数。车厢边板高度对汽车质心高度和装卸货物的方便性有影响，一般应在450~650mm范围内选取。车箱宽应在汽车外宽符合国家标准的前提下适当宽些，以利于缩短边板高度和车箱长度。
2.3 汽车质量参数的确定
汽车质量参数包括整车整备质量、装载质量、质量系数、汽车总质量、轴荷分配等。
2.3.1 整车整备质量
整车整备质量m0是指车上带有全部装备（包括随车工具、被胎等），加满燃料、水，但没有载货和载人时的整车质量。
    整车整备质量对汽车大制造成本和燃油积极性有影响。目前，尽可能减少整车整备质量的目的是：通过减少整备质量增加载质量或载客量，抵消因满足安全标准、排气净化标准和噪声标准所带来的整备质量的增加，节约燃料。减少整车整备质量的主要措施有：新设计的车型应使其结构更合理，采用强度足够的轻质材料，如塑料、铝合金等等。过去用金属材料制作的仪表板、油箱等大型结构件，用塑料取代后减重效果十分明显，目前得到广泛应用。
整车整备质量在设计阶段需要估算确定。在日常工作中，收集大量同类型汽车的有关质量数据，结合新车设计的特点、工艺水平等初步估计整备质量。
2.3.2 汽车的装载质量
汽车的装载质量me是指在硬路面上行驶时允许的额定载质量。汽车在碎石路面上行驶时，载质量约为好路面的75%-85%。这次设计确定的me为1.5 t
2.3.3 质量系数
质量系数ηm0是指汽车载质量与整备质量的比值，即
= /                                    (2-1)
该系数反映了汽车的设计水平和工艺水平，ηm0越大，说明该汽车的结构和制造工艺越先进。在参考同类型汽车选定ηm0（表2-1）后，可根据给定的me计算整车整备质量m0。
                         表 2-4 货车的质量系数ηm0
  
这次确定的ηm0为1.0 ，则；整车整备质量m0＝me/ηm0＝me
2.3.4 汽车总质量
汽车总质量ma是指装备齐全，并按规定载满客、货时的整车质量。
货车的总质量ma由整备质量m0、装载质量me和驾驶员以及随行人员质量三部分组成，即
ma＝m0＋me+n165kg
式中，n1为包括驾驶员以及随行人员数在内的人数，应等于座位数。
           ma=1.5t+1.5t+2 6kg=3.13t
最终确定的总之量为3.5t。
2.3.5 轴荷分配
汽车的轴荷分配是指汽车载空载或满载静止的情况下，各车轴对支乘平面的垂直负荷，也可以用空载或满载总质量的百分比来表示。
轴荷分配对轮胎寿命和汽车的许多使用性能由影响。从各车轮胎磨损均匀和寿命相近考虑，各个车轮的负荷相差应不大；为了保证汽车由良好的动力性和通过性，驱动桥应由足够大的负荷，从动轴上的负荷也适当减小，以利减小从动轮滚动阻力和提高在环路面上的通过性；为了保证汽车由良好的操纵稳定性，又要求转向轴的负荷不应过小。因此，可以得出作为很重要的轴荷参数，各使用性能对其要求相互矛盾，这就要求设计时根据对整车的性能要求、使用条件等，合理地选的取轴荷配。
表 2-5 各类汽车的轴荷分配

车型                   满载                   空载
            前轴            后轴            前轴            后轴

货
车         4X2后轮单胎
4X2后轮双胎，长、短头式
4X2后轮双胎，平头式
6X4后轮双胎         32％-40％
25％-27％
30％-35％
19％-25％         60％-68％
73％-75％
65％-70％
75％-81％        50％-59％
44％-49
48％-54％
31％-3796         41％-50％
51％-56％
46％-52％
63％-69％
各类汽车的轴荷分配如上表所示。
汽车的驱动形式与发动机位置、汽车结构特点、车头形式和使用条件等均对轴荷分配又显著影响。如发动机前置前轮驱动乘用车和平头式商用车前轴负荷较大，而长头式货车前轴负荷较小。
当总体布置进行轴荷分配计算不能满足预定要求时，可通过重新布置某些总乘、部件的位置来调整。必要时，改变轴距也可行。

















        
第三章 制动器设计
3.1 制动器的结构方案分析
3.1.1 制动器分析
制动系的功用是使汽车以适当的减速度降速行驶直至停车；在下坡行驶时，使汽车保持适当的稳定车速；使汽车可靠的停在原地或坡道上。制动系统的一般工作原理是，利用与车身(或车架)相连的非旋转元件和与车轮(或传动轴)相连的旋转元件之间的相互摩擦来阻止车轮的转动或转动的趋势。而制动器就是实现制动功能的主要部件。
制动器主要有摩擦式、液力式和电磁式等几种。电磁式制动器虽有作用滞后性好、易于连接而且接头可靠等优点，但因成本太高，只在一部分总质量较大的商用汽车上用作车轮制动器或缓速器；液力式制动器一般只作缓速器。目前广泛应用的仍为摩擦式制动器。
    一般制动器都是通过其中的固定元件对旋转元件施加制动力矩，使后者的旋转角速度降低，同时依靠车轮与地面的附着作用，产生路面对车轮的制动力以使汽车减速。凡利用固定元件与旋转元件工作表面的摩擦而产生制动力矩的制动器都成为摩擦制动器摩擦式制动器按摩擦副结构形式的不同，可分为盘式、鼓式和带式三种。带式制动器只用作中央制动器；鼓式和盘式制动器的结构形式有多种，如下所示：
                                                                                     图3-1 制动器分类
3.1.2 鼓式制动器
鼓式制动器是最早形式的汽车制动器，当盘式制动器还没有出现前，它已经广泛用于各类汽车上。但由于结构问题使它在制动过程中散热性能差和排水性能差，容易导致制动效率下降，因此在近三十年中，在轿车领域上已经逐步退出让位给盘式制动器。但由于成本比较低，仍然在一些经济类汽车中使用。
鼓式制动器除了成本比较低之外，还有一个好处，就是便于与驻车（停车）制动组合在一起，凡是后轮为鼓式制动器的汽车，其驻车制动器也组合在后轮制动器上。这是一个机械系统，它完全与车上制动液压系统是分离的：利用手操纵杆或驻车踏板拉紧钢拉索，操纵鼓式制动器的杠件扩展制动蹄，起到停车制动作用，使得汽车不会溜动；松开钢拉索，回位弹簧使制动蹄恢复原位，制动力消失。
典型的鼓式制动器主要由底板、制动鼓、制动蹄、轮缸（制动分泵）、回位弹簧、定位销等零部件组成。底板安装在车轴的固定位置上，它是固定不动的，上面装有制动蹄、轮缸、回位弹簧、定位销，承受制动时的旋转扭力。每一个鼓有一对制动蹄，制动蹄上有摩擦衬片。制动鼓则是安装在轮毂上，是随车轮一起旋转的部件，它是由一定份量的铸铁做成，形状似园鼓状。当制动时，轮缸活塞推动制动蹄压迫制动鼓，制动鼓受到摩擦减速，迫使车轮停止转动。
各种鼓式制动器各有利弊。就制动效能而言，在基本结构参数和轮缸工作压力相同的条件下，自增力式制动器由于对摩擦助势作用利用得最为充分而居首位，以下依次为双领蹄式、领从蹄式、双从蹄式。但蹄鼓之间的摩擦系数本身是一个不稳定的因素，随制动鼓和摩擦片的材料、温度和表面状况(如是否沾水、沾油，是否有烧结现象等)的不同可在很大范围内变化。自增力式制动器的效能对摩擦系数的依赖性最大，因而其效能的热稳定性最差。
    在制动过程中，自增力式制动器制动力矩的增长在某些情况下显得过于急速。双向自增力式制动器多用于轿车后轮，原因之一是便于兼充驻车制动器。单向自增力式制动器只用于中、轻型汽车的前轮，因倒车制动时对前轮制动器效能的要求不高。双从蹄式制动器的制动效能虽然最低，但却具有最良好的效能稳定性，因而还是有少数华贵轿车为保证制动可靠性而采用。领从蹄制动器发展较早，其效能及效能稳定性均居于中游，且有结构较简单等优点，故目前仍相当广泛地用于各种汽车。所以选用领从蹄制动器。

                l.领蹄 2.从蹄 3、4.支点 5.制动鼓 6.制动轮缸
                   图3-2 领从蹄式制动器示意图
图为领从蹄式制动器示意图，设汽车前进时制动鼓旋转方向如图中箭头所示。沿箭头方向看去，制动蹄1的支承点3在其前端，制动轮缸6所施加的促动力作用于其后端，因而该制动蹄张开时的旋转方向与制动鼓的旋转方向相同。具有这种属性的制动蹄称为领蹄。与此相反，制动蹄2的支承点4在后端，促动力加于其前端，其张开时的旋转方向与制动鼓的旋转方向相反。具有这种属性的制动蹄称为从蹄。当汽车倒驶，即制动鼓反向旋转时，蹄1变成从蹄，而蹄2则变成领蹄。这种在制动鼓正向旋转和反向旋转时，都有一个领蹄和一个从蹄的制动器即称为领从蹄式制动器。
3.1.3 制动器的间隙
制动蹄在不工作的原始位置时，其摩擦片与制动鼓间应有合适的间隙，其设定值由汽车制造厂规定，一般在0.25～0.5mm之间。任何制动器摩擦副中的这一间隙(以下简称制动器间隙)如果过小，就不易保证彻底解除制动，造成摩擦副拖磨；过大又将使制动踏板行程太长，以致驾驶员操作不便，也会推迟制动器开始起作用的时刻。但在制动器工作过程中，摩擦片的不断磨损将导致制动器间隙逐渐增大。情况严重时，即使将制动踏板踩到下极限位置，也产生不了足够的制动力矩。因此，制动器需要对间隙进行调节，这次采用一个凸轮机构来实现这一功能。
3.2 鼓式制动器主要参数的确定
3.2.1 制动鼓内径D[1]
输入力F0一定时，制动鼓内径越大，制动力矩越大，且散热能力也越强。但增大D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。
制动鼓直径与轮辋直径之比D／Dr，的范围如下：
轿车：D／Dr=0.64～0.74
货车：D／Dr=0.70～0.83
制动鼓内径尺寸应参照专业标准QC/T309—1999《制动鼓工作直径及制动蹄片宽度尺寸系列》选取。
根据汽车选用的车轮轮辋直径Dr=18in=18 2.54=45.72cm
D= Dr （0.70～0.83）=32.00～36.58cm
最后在尺寸系列中选择354mm。


图3-3 制动器参数
3.2.2 摩擦衬片宽度b和包角β
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。
制动鼓半径R确定后，衬片的摩擦面积为Ap=Rβb。制动器各蹄衬片总的摩擦面积∑Ap越大，制动时所受单位面积的正压力和能量负荷越小，从而磨损特性越好。
试验表明，摩擦衬片包角为：90º～130º时，磨损最小，制动鼓温度最低，且制动效能最高。β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140º。
设计中，取摩擦衬片包角135º。

衬片宽度b较大可以减少磨损，但过大将不易保证与制动鼓全面接触。制动衬片宽度尺寸系列见QC/T309—1999。
3.2.3 摩擦衬片起始角β0
一般将衬片布置在制动蹄的中央，即令β0=90º-β。有时为了适应单位压力的分布情况，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。
                   β0=90º-135/2=22.5º
3.2.4 制动器中心到张开力F0作用线的距离e
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3-3)尽可能大，以提高制动效能。初步设计时可暂定e=0.8R左右。
                   e=354/2 0.8=141.6
    最终确定为147mm 。
3.2.5 制动蹄支承点位置坐标a和c
应在保证两蹄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8—7)。初步设计时，也可暂定a=0.8R左右。
a=354/2 0.8=141.6
    最终确定a为140mm 。
3.3 鼓式制动器的设计计算
3.3.1 压力沿衬片长度方向的分布规律
除摩擦衬片因有弹性容易变形外，制动鼓、蹄片和支承也有变形，所以计算法向压力在摩擦衬片上的分布规律比较困难。通常只考虑衬片径向变形的影响，其它零件变形的影响较小而忽略不计。
如图所示，将坐标原点取在制动鼓中心O点。yI 坐标轴线通过蹄片的瞬时转动中心A1点。

图3-4 制动器衬片受力示意图
此时蹄片在张开力和摩擦力作用下，绕支承销A1转动dy角。摩擦衬片表面任意点B1沿蹄片转动的切线方向的变形就是线段B1 B1’，其径向变形分量是这个线段在半径OB1延长线上的投影，即为B1C1线段。由于dy很小，可认为      ∠  =90º，故所求摩擦衬片的变形应为
                                   (3—1)
考虑到OAl～OB1=R,那么分析等腰三角形AlOB1则有Al B1/sinɑ=Rsin γ，所以表面的径向变形和压力为
                                            (3—2)
                                            (3—3)
综上所述可知，新蹄片压力沿摩擦衬片长度的分布符合正弦曲线规律，可用上式计算。
沿摩擦衬片长度方向压力分布的不均匀程度，可用不均匀系数△评价
                                               (3—4)
式中，pf为在同一制动力矩作用下，假想压力分布均匀时的平均压力；pmax为压力分布不均匀时蹄片上的最大压力。
3.3.2 计算蹄片上的制动力矩
计算鼓式制动器制动器，必须查明蹄压紧到制功鼓上的力与产生制动力矩之间的关系。
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8—9所示。它位于ɑ角内，面积为bRdɑ，其中b为摩擦衬片宽度。由鼓作用在微元面积上的法向力为
                                           (3—5)
同时，摩擦力fdF1产生的制动力矩为(f为摩擦因数，计算时取0.3)
                                      (3—6)
从ɑ’到ɑ’’区段积分上式得到
                                 (3—7)
                                    (3—8)
从式(3—7)和式(3—8)能计算出不均匀系数
                                       (3—9)
从式(3—7)和式(3—8)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F0的关系。
紧蹄产生的制动力矩Mut1用下式表达
                                       (3—10)
式中，F1为紧蹄的法向合力；R1为摩擦力f F1的作用半径(图3—6)。

图3-5 计算制动力矩简图

           图3-6 计算张开力简图
如果已知蹄的几何参数(图3—6中的h a c等)和法向压力的大小，便能用式(3—7)计算出蹄的制动力矩。
为计算随张开力F01而变的力F0，列出蹄上的力平衡方程式
                        (3—11)
式中，δ1为хl轴和力F1的作用线之间的夹角；F’х为支承反力在хl轴上的投影。
解联立方程式(3—11)得到
                          (3—12)
                 (3—13)
对于松蹄也能用类似的方程式表示，即                                       

(3—14)

为计算δl、δ2、及Rl、R2值，必须求出法向力F及其分量，沿着相应的轴线作用有dFx和dFy力，它们的合力为dF(图3—5)。有


(3—14)

(3—15)
所以
   
                                                                       (3—16)
根据式(3—7)和式(3—10)并考虑到
                            (3—17)
如果顺着制动鼓旋转的蹄片和逆着制动鼓旋转的蹄片的 和 角度不同，很显然两块蹄片的δ和 值也不同。制动器有两块蹄片，鼓上的制动力矩等于它们的摩擦力矩之和，即
                         = + =  +              (3—18)
用液力驱动时，F01=F02。所需的张开力为
                         = /( + )                   (3—19)
用凸轮张开机构的张开力，可由前述作用在蹄上的力矩平衡条件得到的方程式求出
=0.5 /
                          =0.5 /                         (3—20)
计算鼓式制动器，必须检查蹄有无自锁的可能。由式(3—13)得出自锁条件。
当式(3—13)中的分母等于零时，蹄自锁，即
                                          (3—21)
如果
        <  
就不会自锁。
由方程式(3—7)和式(8—13)可计算出领蹄表面的最大压力为
                  
3.3.3 衬片磨损特性的计算
摩擦衬片(衬块)的磨损受温度、摩擦力、滑磨速度、制动鼓(制动盘)的材质及加工情况，以及衬片(衬块)本身材质等许多因素的影响，因此在理论上计算磨损性能极为困难。但试验表明，影响磨损的最重要的因素还是摩擦表面的温度和摩擦力。从能量的观点来说，汽车制动过程即是将汽车的机械能(动能和势能)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，制动器几乎承担了汽车全部动能耗散的任务。此时，由于制动时间很短，实际上热量还来不及逸散到大气中，而被制动器所吸收，致使制动器温度升高。这就是所谓制动器的能量负荷。能量负荷越大，则衬片(衬块)磨损将越严重。对于盘式制动器的衬块，其单位面积上的能量负荷比鼓式制动器的衬片大许多倍，所以制动盘的表面温度比制动鼓的高。
各种汽车的总质量及其制动衬片(衬块)的摩擦面积各不相同，因而有必要用一种相对的量作为评价能量负荷的指标。目前，各国常用的指标是比能量耗散率，即每单位衬片(衬块)摩擦面积的每单位时间耗散的能量。通常所用的计量单位为W／mm2。比能量耗散率有时也称为单位功负荷，或简称能量负荷。
双轴汽车的单个前轮及后轮制动器的比能量耗散率分别为：
                       (3—23)
                                       (3—24)
                             (3—25)
    式中，ma为汽车总质量(t)；δ为汽车回转质量换算系数；v1,v2为制动初速度和终速度(m／s)；j为制动减速度(m／s2)；t为制动时间(s)；A1、A2为前、后制动器衬片(衬块)的摩擦面积(mm2)；β为制动力分配系数。
    在紧急制动到停车的情况下，v2=0，并可认为δ=1，故
                                       (3—26)
                                   (3—27)
据有关文献推荐，鼓式制动器的比能量耗散率以不大于1．8W／mm2为宜，计算时取减速度j=0．6g。制动初速度 ：轿车用100km／h(27．8m／s)；总质量3．5t以下的货车用80km／h(22.2m／s)；总质量3.5t以上的货车用65km／h(18m／s)。
另一个磨损特性指标是每单位衬片(衬块)摩擦面积的制动器摩擦力，称为比摩擦力 。比摩擦力越大，则磨损将越严重。单个车轮制动器的比摩擦力为:
                                           (3—28)
式中，Mu为单个制动器的制动力矩；R为制动鼓半径(衬块平均半径Rm或有效半径Re)；A为单个制动的衬片(衬块)摩擦面积。
在j=0.6g时，鼓式制动器的比摩擦力f0以不大于0．48N／mm2为宜。与之相应的衬片与制动鼓之间的平均单位压力户p0= f0/f=1.37～1.60N／mm2设摩擦因数f：0.3～0.35。这比过去一些文献中所推荐的pm许用值2～2．5N／mm2要小，因为磨损问题现在已较过去受到更大程度的重视。
3.3.4 前、后轮制动器制动力矩的确定
为了保证汽车有良好的制动效能，要求合理地确定前、后轮制动器的制动力矩。为此，首先选定同步附着系数φo，并用下式计算前、后轮制动力矩的比值
                                        (3—29)
式中，Mu1, Mu2征为前、后轮制动器的制动力矩；Ll、L2为汽车质心至前轴和后桥的距离；hg为汽车质心高度。
然后，根据汽车满载在柏油、混凝土路面上紧急制动到前轮抱死拖滑，计算出前轮制动器的最大制动力矩Mu1max；再根据前面已确定的前、后轮制动力矩的比值计算出后轮制动器的最大制动力矩Mu2max。



              







第四章 结论
低速载货汽( YC 1040型)是针对农村市场而设计的。货车的主要特点在于结构简单可靠，价格低廉，非常适合农民朋友在农村交通条件下使用，能基本适合目前农村的发展形式，满足农民对交通工具的需要。
根据这次设计的目标，汽车的结构多参考了市场上成熟的技术，融合到本次设计中；对于现今较前沿的机构较复杂的高新科技非必要的，采用的很少。
制动器（YC1040-06）选用了较早在汽车上采用的摩擦式领丛蹄制动器。其由于机构简单，工作可靠，在轻型货车上被广泛采用。在保证其功能的前提下，加入了制动蹄自动调节装置，相信对制动的可靠性和稳定性会有一定的提高。







                    致谢
为期三个月的毕业设计业已经结束。回顾整个毕业设计过程，虽然充满了困难与曲折，但我感到受益匪浅。本次毕业设计课题是低速载货汽车底盘总体及制动器的设计。本设计是为了解决实际生产过程中的生产力低的问题，因此厂方对我的要求很高。本设计是学完所有大学期间本专业应修的课程以后所进行的，是对我三年半来所学知识的一次大检验。使我能够在毕业前将理论与实践更加融会贯通，加深了我对理论知识的理解，强化了实际生产中的感性认识。
通过这次毕业设计，我基本上掌握了低速载货汽设计的方法和步骤，以及设计时应注意的问题等，另外还更加熟悉运用查阅各种相关手册，选择使用工艺装备等。
总的来说，这次设计，使我在基本理论的综合运用以及正确解决实际问题等方面得到了一次较好的锻炼，提高了我独立思考问题、解决问题以及创新设计的能力，缩短了我与工厂工程技术人员的差距，为我以后从事实际工程技术工作奠定了一个坚实的基础。
本次设计任务业已顺利完成，但由于本人水平有限，缺乏经验，难免会留下一些遗憾，在此恳请各位专家、老师及同学不吝赐教。
此次毕业设计是在闫春利老师的认真指导下进行的。闫老师经常为我解答一系列的疑难问题，以及指导我的思想，引导我的设计思路。在历经三个多月的设计过程中，一直热心的辅导。另外，我还得到了其他组很多老师的热心帮助与指导。在此，我忠心地向他们表示诚挚的感谢和敬意！





参 考 文 献  
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