【畢業(yè)論文】輕型汽車底盤鼓式制動器設(shè)計【2014年汽車機(jī)械專業(yè)答辯資料】

畢業(yè)設(shè)計 (論文 ) 題 目 輕型汽車底盤鼓式制動器設(shè)計 全套 資料 ， 扣扣 414951605 i 輕型汽車底盤鼓式制動器設(shè)計 摘要： 汽車作為陸地上的現(xiàn)代重要交通工具，由許多保證其性能的大部件，即所謂“總成”組成，制動系就是其中一個重要的總成 ，它直接影響汽車的安全性。隨著高速公路的快速發(fā)展和車流密度的日益增大，交通事故也不斷增加。據(jù)有關(guān)資料介紹，在由于車輛本身的問題而造成的交通事故中，制動系統(tǒng)故障引起的事故為總數(shù)的 45%?？梢姡?制動系統(tǒng)是保證行車安全的極為重要的一個系統(tǒng)。此外，制動系統(tǒng)的好壞還直接影響車輛的平均車速和車輛的運(yùn)輸效率，也就是保證運(yùn)輸經(jīng)濟(jì)效益的重要因素。 制動系既可以使行駛中的汽車減速，又可保證停車后的汽車能駐留原地不動。由此可見，汽車制動系對于汽車行駛的安全性，停車的可靠性和運(yùn)輸經(jīng)濟(jì)效益起著重要的保證作用。 當(dāng)今，隨著高速公路網(wǎng)的不斷擴(kuò)展、汽車車速的提高以及車流密度的增大，對汽車制動系的工作可靠性要求顯得日益重要。只有制動性能良好和制動系工作可靠的汽車才能充分發(fā)揮出其高速行駛的動力性能并保證行駛的安全性。由此可見，制動 系是汽車非常重要的組成部分，從而對汽車制動系的機(jī)構(gòu)分析與設(shè)計計算也就顯得非常重要了。 論文中采用的是前鼓后鼓的制動系方案并且前輪采用雙領(lǐng)蹄式制動器，后輪采用領(lǐng)從蹄式制動器，兼顧了制動器效能因數(shù)和制動器效能的穩(wěn)定性。它的工作原理是 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 ，亦即由制動踏板的踏板力 通過推桿和主缸活塞，使主缸油液在一定壓力下流入輪缸，并通過兩輪缸活塞推使制動蹄繞支承銷轉(zhuǎn)動，上端向兩邊分開而以其摩擦片壓緊在制動鼓的內(nèi)圓面上。不轉(zhuǎn)的 制動蹄對旋轉(zhuǎn)制動鼓產(chǎn)生摩擦力矩，從而產(chǎn)生制動力 ，使車輪減速直至停車。 論文第一章介紹了汽車制動系發(fā)展情況和制動系統(tǒng)的組成。第二章主要講述了汽車的總體設(shè)計。第三章講述了鼓式制動系的主要形式及其方案的選取。第四章分析計算了制動器制動過程中動力學(xué)參數(shù)的計算。第五章講述了鼓式制動器的結(jié)構(gòu)參數(shù)和主要零部件的設(shè)計。第六章是關(guān)于鼓式制動器的設(shè)計計算。第七章是制動器驅(qū)動機(jī)構(gòu)的設(shè)計與計算。第八章是鼓式制動器主要零部件的強(qiáng)度分析。 關(guān)鍵詞 ： 鼓式制動器 ； 驅(qū)動機(jī)構(gòu) ； 制動參數(shù) ii 輕型汽車底盤鼓式制動器設(shè)計 Abstract As an important modern land.based transport, Automotive components from many large parts ,namely, the so.called assembly which ensure the performance of automotive, and braking system which directly affects the safety of motor vehicles is one of the most important assembly. With the rapid development of highways and increased traffic density, traffic accidents are also increasing. According to the information on the vehicle itself as a result of problems caused by traffic accidents, the brake system failure caused the accident accounting for the total number of 45%. So braking system is an extremely important system to ensure traffic safety. In addition, the braking system has a direct impact on the quality of the average vehicle speed and vehicle transportation efficiency, that is, an important factor ensuring cost.effective transport. It not only can slow down a moving vehicle, but also to ensure that the car can be fixed in situ after parking. This shows that the vehicle braking system plays an important role in traffic safety, the reliability of parking, and transport economic efficiency. Today, with ever.expanding highway network, the improvement of vehicle speed and traffic density, on the work of automotive braking system reliability requirements become increasingly important. Only vehicles which have good braking performance and reliable braking system can give full play to their high.speed dynamic performance and to ensure the safety of traveling. This shows that the braking system is a very important component of the vehicle, thus its very important to the analysis and design of brake system bodies. Paper used brake program of the brake drum in front and behind. Front wheel used duo.duplex drum brakes and behind wheel simplex drum brakes, which takes into iii account the effectiveness of the brakes and brake performance factor of stability. Its working principle is to use with the body (or frame) associated with non.rotating components and the wheel (or shaft) connected to the rotating components of friction between the wheels to prevent the trend of turning or rotating, namely by the pedal force of brake pedal passing through the push rod and the master cylinder piston, making master cylinder oil inflow wheel cylinder under a certain pressure, and pushing through the two.cylinder piston brake shoe so that rotating around the branch managers, the top separately to both sides pressed in its friction plate brake drum surface of the inner circle. Non.rotating brake shoe produced friction torque to rotating drum brake resulting in braking force to slow down until the wheels stop. The first chapter of this paper describes the development of automotive braking system. Chapter II focuses on the overall design of the car. Chapter III is about the main form and program selection of the drum brake. Chapter IV is about analysis and calculation of kinetic parameters of the brake during braking process. Chapter V described the structure of drum brake components and the design of the main parameters. Chapter VI described design and calculation of drum brake. Chapter VII is about the analysis and calculation of drum brake drive mechanism. Chapter VIII is about strength checking on the main components of drum brake. : Drum brake Drive mechanism Brake Parameters iv 目錄 1 緒論 . 1 1.1汽車制動系統(tǒng)的發(fā)展概況 . 1 1.2汽車制動系統(tǒng)的組成 . 1 2 汽車總體參數(shù)的選擇及計算 . 3 2.1 總體設(shè)計應(yīng)滿足的基本要求 . 3 2.2汽車形式的確定 . 4 2.3汽車質(zhì)量參數(shù)的確定 . 5 2.4汽車主要尺寸 的確定 . 6 2.5汽車性能參數(shù)的確定 . 9 2.6發(fā)動機(jī)的選擇 . 9 2.7輪胎的選擇 . 14 3 鼓式制動器的方案選擇 . 16 3.1 鼓式制動器的結(jié)構(gòu)形式 . 16 3.1.1領(lǐng)從蹄式制動器 . 17 3.1.2單向雙領(lǐng)蹄式制動器 . 20 3.1.3雙向雙領(lǐng)蹄式制動器 . 21 3.1.4雙從蹄式制動器 . 22 3.1.5單向增力式制動器 . 22 3.16雙向增力式制動器 . 23 3.2鼓式制動器方案的確定 . 24 3.2.1制動效能因素 . 24 3.2.2本設(shè)計中鼓式制動器方案的優(yōu)選 . 25 4 制動過程的動力學(xué)參數(shù)的計算 . 26 4.1制動過程車輪所受的制動力 . 26 4.2制動距離與制動減速度計算 . 26 v 4.3同步附著系數(shù)與附著系數(shù)利用率計算 . 33 4.4制動器的最大制動力矩 . 35 4.5制動器因素與制動蹄因素 . 38 5 制動器的結(jié)構(gòu)及主要零部件設(shè)計 . 42 5.1 鼓式制動器的結(jié)構(gòu)參數(shù) . 42 5.2鼓式制動器主要零部件的設(shè)計 . 46 5.2.1制動蹄 . 44 5.2.2制動鼓 . 46 5.2.3摩擦襯片 . 47 5.2.4摩擦材料 . 48 5.2.5蹄與鼓之間的間隙自動調(diào)整裝置 . 49 5.2.6制動支承裝置 . 50 5.2.7制動輪缸 . 50 5.2.8張開機(jī)構(gòu) . 51 6 鼓式制動器的設(shè)計計算 . 51 6.1 駐車制動能力的計算 . 51 6.2 中央制動器的計算 . 53 6.3壓力沿襯片長度方向的分布規(guī)律 . 54 6.4 制動蹄片上的制動力矩 . 56 6.5 摩擦襯片磨損特性計算 . 60 6.6 制動因素的計算 . 61 6.6.1支承銷式領(lǐng) 從蹄制動器的制動因數(shù) . 62 6.6.2支承銷式雙領(lǐng)蹄制動器的制動因數(shù) . 63 7 制動器驅(qū)動機(jī)構(gòu)分析與計算 . 62 7.1 驅(qū)動機(jī)構(gòu)的方案選擇 . 66 7.2 制動管路的選擇 . 66 7.3 液壓驅(qū)動機(jī)構(gòu)的設(shè)計計算 . 68 7.3.1制動輪缸直徑 d 的確定 . 68 vi 7.3.2制動主缸直徑 0d 的確定 . 68 7.3.3制動踏板力 pF . 70 7.3.4制動踏板工作行程 pS . 71 7.3.5真空助力器的設(shè)計計算 . 71 8 鼓式制動器主要零部件強(qiáng)度分析 . 74 8.1 制動蹄支承銷剪切應(yīng)力計算 . 74 8.2緊固摩擦片鉚釘?shù)募羟袘?yīng)力驗(yàn)算 . 75 結(jié)論 . 77 參考文獻(xiàn) . 78 謝辭 . 79 附錄 . 80 學(xué)院畢業(yè)設(shè)計（論文） 1 1 緒論 1.1 汽車制動系統(tǒng)的發(fā)展概況 從汽車誕生時起，車輛制動系統(tǒng)在車輛的安全方面就扮演著至關(guān)重要的角色。近年來，隨著車輛技術(shù)的進(jìn)步和汽車行駛速度的提高，這種重要性表現(xiàn)得越來越明顯。汽車制動系統(tǒng)種類很多，形式多樣。傳統(tǒng)的制動系統(tǒng) 結(jié)構(gòu)型式主要有機(jī)械式、氣動式、液壓式、氣 液混合式。它們的工作原理基本都一樣，都是利用制動裝置，用工作時產(chǎn)生的摩擦熱來逐漸消耗車輛所具有的動能，以達(dá)到車輛制動減速，或直至停車的目的。伴隨著節(jié)能和清潔能源汽車的研究開發(fā)，汽車動力系統(tǒng)發(fā)生了很大的改變，出現(xiàn)了很多新的結(jié)構(gòu)型式和功能形式。新型動力系統(tǒng)的出現(xiàn)也要求制動系統(tǒng)結(jié)構(gòu)型式和功能形式發(fā)生相應(yīng)的改變。例如電動汽車沒有內(nèi)燃機(jī)，無法為真空助力器提供真空源，一種解決方案是利用電動真空泵為真空助力器提供真空。 汽車制動系統(tǒng)的發(fā)展是和汽車性能的提高及汽車結(jié)構(gòu)型式的變化密切 相關(guān)的，制動系統(tǒng)的每個組成部分都發(fā)生了很大變化。 1.1.1 汽車制動系統(tǒng)的組成 制動系統(tǒng)主要由下面的 4 個部分組成： (1)供能裝置：也就是制動能源，包括供給、調(diào)節(jié)制動所需能量以及各個部件，產(chǎn)生制動能量的部分稱為制動能源； (2)控制裝置：包括產(chǎn)生制動動作和控制制動效果的部件； (3)傳動裝置：包括把制動能量傳遞到制動器的各個部件； (4)制動器：產(chǎn)生阻礙車輛運(yùn)動或者運(yùn)動趨勢的力的部件，也包括輔助制動系統(tǒng)中的部件。 現(xiàn)代的制動系統(tǒng)還包括制動力調(diào)節(jié)裝置和報警裝置，壓力保護(hù)裝置等輔助裝置。 供能裝置的發(fā)展 供能裝 置主要是指制動能源，制動能源有人力制動、伺服制動、動力制動或者上述任兩者的結(jié)合使用。 人力制動是開始有制動系統(tǒng)時的制動能源，它有機(jī)械式制動、液壓式制動兩種形式。機(jī)械式制動主要用于駐車制動系統(tǒng)中，駐車制動系統(tǒng)中要求用機(jī)械鎖止方法保證汽車在原地停止不動，在任何情況下不至于滑動。液壓式制動是通過制動踏板推動制動主缸，進(jìn)而使制動器進(jìn)入工作狀態(tài)。伺服制動兼用人力和發(fā)動機(jī)作為制動 學(xué)院畢業(yè)設(shè)計（論文） 2 能源，正常情況下制動能量由動力伺服系統(tǒng)供給，動力伺服系統(tǒng)失效時可由人力供給制動能量，這時伺服制動就變?yōu)槿肆χ苿?。伺服制動可用氣壓能、真空?(負(fù) 氣壓能 )以及液壓能作為伺服能量，形成各種形式的助力器。動力制動系統(tǒng)的制動能源是發(fā)動機(jī)所驅(qū)動的油泵或者氣泵，人力僅作為控制來源，可分為氣壓制動、氣頂液制動、液壓制動。其中氣壓制動是發(fā)展最早的一種動力制動系統(tǒng)。它用空氣壓縮機(jī)提供氣壓，氣頂液制動是用氣壓推動液壓動作，產(chǎn)生制動作用。液壓制動是目前得到廣泛應(yīng)用的一種制動系統(tǒng)，技術(shù)已經(jīng)非常成熟。目前正在發(fā)展的電液復(fù)合制動以及電子制動中使用了電機(jī)作為制動能源，人力踩制動踏板作為控制來源。 控制裝置的發(fā)展 最早的人力制動，通過機(jī)械的連接產(chǎn)生制動動作。發(fā)展到人力控制制動，通 過踩制動踏板啟動制動，再由傳力裝置把制動踏板力傳到真空助力器，經(jīng)過真空助力器的助力擴(kuò)大后，傳遞到制動主缸產(chǎn)生液壓力，然后通過油路把液壓力傳遞到每個輪缸，開始制動。隨著清潔能源汽車和電動汽車的研究應(yīng)用，以及電子技術(shù)在汽車上面的廣泛應(yīng)用，制動系統(tǒng)的控制裝置也出現(xiàn)了電子化的趨勢，其中電制動完全改變了制動系統(tǒng)的控制和管理，會使汽車制動系統(tǒng)發(fā)生革命性的變化，它采用電子控制，可以更加準(zhǔn)確、更高效率地實(shí)現(xiàn)制動。 傳動裝置的發(fā)展 人力制動時代是采用機(jī)械式的傳動裝置，氣 (液 )壓制動是利用氣 (液 )壓力和連接管路把制動力傳遞到制 動器。電子制動則是利用制動電機(jī)產(chǎn)生制動力直接作用到制動器，它的控制信號來自控制單元 (ECU)，用信號線傳遞制動信號和制動力信息。 制動器的發(fā)展 制動器是制動的主要組成部分，目前汽車制動器基本都是摩擦式制動器，按照摩擦副中旋轉(zhuǎn)元件的不同，分為鼓式和盤式兩大類制動器。 鼓式制動器又有領(lǐng)從蹄式、雙領(lǐng)蹄式、雙向雙領(lǐng)蹄式、雙從蹄式、單向自增力式、雙向自增力式制動器等結(jié)構(gòu)型式。盤式制動器有固定鉗式 、 浮動鉗式 、 浮動鉗式包括滑動鉗式和擺動鉗盤式兩種型式?；瑒鱼Q式是目前使用廣泛的一種盤式制動器。由于盤式制動器熱和水穩(wěn)定性以及 抗衰減性能較鼓式制動器好，可靠性和安全性也好，而得到廣泛應(yīng)用。但是盤式制動器效能低，無法完全防止塵污和銹蝕，兼做駐車制動時需要較為復(fù)雜的手驅(qū)動機(jī)構(gòu)，因而在后輪上的應(yīng)用受到限制，很多車是采用前盤后鼓的制動系統(tǒng)組成。電動汽車和混合動力汽車上具有再生制動能力的電機(jī)，在回收制動能量時起制動作用，它引入了新型的制動器。作為一種新的制動器型式，勢必引起制動器型式的變革。電制動系統(tǒng)制動器是基于傳統(tǒng)的制動器，也分為盤式電制動器和鼓式電制動器，鼓式電制動器由于制動熱衰減性大等缺點(diǎn)，將來汽車上會以盤式電制動器為主。 學(xué)院畢業(yè)設(shè)計（論文） 3 2 汽車總體參數(shù)的選擇及計算 2.1 總體設(shè)計應(yīng)滿足的基本要求 由動力裝置、底盤、車身、電器及儀表等四部分組成的汽車，是用來載送人員和貨物的運(yùn)輸工具。 汽車主要在寬度有限的道路上行駛，同時與汽車比較，還有人、自行車、摩托車等弱勢群體也在使用同一道路，因此存在交通隱患。為了在有限的道路上容納更多的車輛運(yùn)行、減少交通事故以及從汽車造型和減輕質(zhì)量等方面考慮，對汽車的外形尺寸需要予以限制。 使用汽車加快了人得生活節(jié)奏，提高了工作效率，出門遠(yuǎn)行也更方便；與使用火車、飛機(jī)、船舶等交通工具相比較，受到的約束減少了很多。因此， 更多的人愿意選擇汽車作為交通工具。幾十年來，汽車的保有量始終居高不下，凡是人類密集的地方，汽車也密集，由此而引起的環(huán)境污染問題也日益嚴(yán)重。共同保護(hù)好人類的生存環(huán)境已經(jīng)受到全世界的重視，各國政府普遍采用制定相關(guān)法規(guī)的形式來從事交通方面的管理工作。 交通工具具有在自然環(huán)境條件下使用的特點(diǎn)，汽車也不例外。自然環(huán)境的變化因素很多，有些還沒有規(guī)律，如溫度、濕度、霧、白晝與黑夜、干燥的硬路面與泥濘深淺不定的軟路面等等，要求汽車能適應(yīng)這些環(huán)境而安全地行駛，就必須制定有關(guān)法規(guī)強(qiáng)制企業(yè)執(zhí)行，這也是工程技術(shù)人員從事設(shè)計的工作依 據(jù)之一。 進(jìn)行汽車總體設(shè)計工作應(yīng)滿足如下基本要求： （ 1）汽車的各項性能、成本等，要求達(dá)到企業(yè)在商品計劃中所確定的指標(biāo)。 （ 2）嚴(yán)格遵守和貫徹有關(guān)法規(guī)、標(biāo)準(zhǔn)中的規(guī)定，注意不要侵犯專利。 （ 3）盡最大可能地去貫徹三化，即標(biāo)準(zhǔn)化、通用化、系列化。 （ 4）進(jìn)行有關(guān)運(yùn)動學(xué)方面的校核，保證汽車有正確的運(yùn)動和避免運(yùn)動干涉。 （ 5）拆裝與維修方便。 我國制定的有關(guān)方面的法規(guī)、標(biāo)準(zhǔn)正在得到不斷的完善，它們中有些是結(jié)合我國具體條件制定的，有些是參照國外的法規(guī)、標(biāo)準(zhǔn)制定的。這些法規(guī)、標(biāo)準(zhǔn)涉及的面很廣，如有關(guān)汽車外廓尺寸標(biāo)準(zhǔn)（ GB1589 1989 汽車外廓尺寸限界）、汽車的污染物排放標(biāo)準(zhǔn)以及有關(guān)公路法規(guī)對汽車軸荷限定的要求等等。在進(jìn)行總體設(shè)計工作時，要特別注意正在實(shí)施的強(qiáng)制性標(biāo)準(zhǔn)，我國目前已有 40 項，隨著時間的遷移還會有變化。這些強(qiáng)制性標(biāo)準(zhǔn)與汽車類型有關(guān)，設(shè)計師要嚴(yán)格遵守。 學(xué)院畢業(yè)設(shè)計（論文） 4 2.2 汽車形式的確定 汽車的分類按照 GB/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(yùn)乘客及其隨身行禮或臨時物品的汽車，包括駕駛員座位在內(nèi)的最多不超過 9 個座位。它也可以牽引一輛掛車。 商用車是指在設(shè)計和技術(shù)特性上用 于運(yùn)送人員和貨物的汽車，并且可以牽引掛車，且商用車又有客車、半牽引掛車、貨車之分。 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）軸數(shù) 汽車可以有兩軸、三軸、四軸甚至更多的軸數(shù)。影響選取軸數(shù)的因素主要有汽車的總質(zhì)量、道路法規(guī)對軸載質(zhì)量的限制和輪胎負(fù)荷能力以及汽車的結(jié)構(gòu)等。 包括乘用車以及汽車總質(zhì)量小于 19t 的公路運(yùn)輸車輛和軸荷不受道路、橋梁限制的不在公路上行駛的車輛，均采用結(jié)構(gòu)簡單、制造成本低廉的兩軸方案?？傎|(zhì)量在 19t26t 的公路運(yùn)輸車采用三軸形式，總質(zhì)量更大的汽車宜采用四軸或 四軸以上的形式。 由于本設(shè)計中汽車的裝載質(zhì)量是兩噸，其總質(zhì)量小于 19t，所以采用兩軸的布置方案。 （ 2）驅(qū)動形式 汽車驅(qū)動形式有 42、 44、 62、 64、 66、 84、 88 等，其中第一個數(shù)字代表汽車的車輪總數(shù)，第二個數(shù)字表示驅(qū)動輪數(shù)。乘用車和總質(zhì)量小些的商用車，多采用結(jié)構(gòu)簡單、制造成本低的 42 驅(qū)動形式?？傎|(zhì)量在 19t 以上至 26t 的公路運(yùn)輸車，用 64 或 62 的型式，總質(zhì)量更大的公路運(yùn)輸車則采用 84 型式。 所以本設(shè)計采用 42 的驅(qū)動形式。 (3)布置形式 貨車可以按照駕駛室與發(fā)動機(jī)相對位置不同， 分為平頭式、短頭式、長頭式和偏置式四種。貨車又可按發(fā)動機(jī)位置不同，分為發(fā)動機(jī)前置、中置和后置三種布置形式。 平頭式貨車的發(fā)動機(jī)位于駕駛室內(nèi)，其主要優(yōu)點(diǎn)是：汽車總長和軸距尺寸短，最小轉(zhuǎn)彎直徑小，機(jī)動性能好；不需要發(fā)動機(jī)罩和翼子板，汽車整備質(zhì)量減小，駕駛員視野得到明顯改善，采用翻轉(zhuǎn)式駕駛室時能改善發(fā)動機(jī)及其附件的接近性；汽車貨箱與整車的俯視面積之比比較高。平頭式貨車得到廣泛的應(yīng)用。 所以本設(shè)計采用平頭式的布置形式，并且采用發(fā)動機(jī)前置后橋驅(qū)動。 學(xué)院畢業(yè)設(shè)計（論文） 5 2.3 汽車質(zhì)量參數(shù)的確定 汽車的質(zhì)量參數(shù)包括整車整備質(zhì)量 0m 、載客量、裝載質(zhì)量、質(zhì)量系數(shù) 0m 、汽車總質(zhì)量 am 、軸荷分配等。 （ 1）整車整備質(zhì)量 0m 整車整備質(zhì)量是指車上帶有全部裝備（包括隨行工具、備胎等），加滿燃料、水，但沒有裝貨和載人時額整車質(zhì)量。其對汽車的制造成本和燃油經(jīng)濟(jì)性有影響。 （ 2）裝載質(zhì)量 em 汽車的裝載質(zhì)量是指在 硬質(zhì)良好的路面上行駛時所允許的額定裝載質(zhì)量。商用貨車裝載質(zhì)量的確定首先應(yīng)與企業(yè)產(chǎn)品規(guī)劃符合，其次要考慮到汽車的用途和使用條件。 本設(shè)計中給出了裝載質(zhì)量 2em t。 （ 3）質(zhì)量系數(shù) 0m 質(zhì)量系數(shù) 0m 是指 汽車裝載質(zhì)量與整車整備質(zhì)量的比值，即0m /em 0m。該系數(shù) 反映了汽車的設(shè)計水平和工藝水平，0m值越大，說明該汽車的設(shè)計水平和工藝水平越先進(jìn)。 參考同類型的汽車的質(zhì)量系數(shù)值（表 2.1）后，綜合選定本設(shè)計中的質(zhì)量系數(shù)值 0 1.0m 表 2.1 不同類型汽車的質(zhì)量系數(shù)0m 汽車類型 0m 貨車 輕型 0 80.1 10 中型 1 20.1 35 重型 1 30.1 70 由此可以確定整車整備質(zhì)量 0m ， 0 2emmt。 （ 4）汽車的總質(zhì)量 汽車總質(zhì)量am是指裝備齊全，并按照規(guī)定裝滿客，貨時的整車質(zhì)量。 商用貨車的總質(zhì)量 am 由整備質(zhì)量 0m 、裝載質(zhì)量 em 和駕駛員以及隨行人員質(zhì)量三部分組成，即 10 65aem m m n Kg 式中， 1n 為包括駕駛員及隨行人員數(shù)在內(nèi)的人數(shù)，應(yīng)等于座位數(shù)。代入數(shù)據(jù)， n=2，0 2emmt，可得到總質(zhì)量 4.13am t。 學(xué)院畢業(yè)設(shè)計（論文） 6 （ 5）軸荷分配 汽車的軸荷分配是指汽車在空載或滿載靜止?fàn)顟B(tài)下，各車軸對支承平面的垂直負(fù)荷，也可以用占空載或滿載總質(zhì)量的百分比來表示。 軸荷分配對輪胎壽命和汽車的許多使用性能有影響。從各輪胎磨損均勻和壽命相近考慮，各個車輪的負(fù)荷應(yīng)相差不大；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(fù)荷，而從動軸上的負(fù)荷可以適當(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，為了保證汽車有良好的操縱穩(wěn)定性，又要求轉(zhuǎn)向軸的負(fù)荷不應(yīng)過小，因此，可以得出作為很重要的軸荷分配參數(shù)，各使用性能對其要求是相互矛盾的，這就要求設(shè)計時應(yīng)根據(jù)對整車的性能要求，使用條件等，合理地選擇軸荷分配。 各類汽車的軸荷分配見表 2.2。 表 2.2 各類汽車的軸荷分配 車型 滿載 空載 前軸 后軸 前軸 后軸 乘 用 車 發(fā)動機(jī)前置前輪驅(qū)動 發(fā)動機(jī)前置后輪驅(qū)動 發(fā)動機(jī)后置后輪驅(qū)動 47% 60% 45% 50% 40% 46% 40% 53% 50% 55% 54% 60% 56% 66% 51% 56% 38% 50% 34% 44% 44% 49% 50% 62% 商 用 貨 車 42 后輪單胎 42 后輪雙胎，長、短頭式 42 后輪雙胎，平頭式 64 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% 本設(shè)計選擇 42 后輪雙胎，平頭式的數(shù)據(jù)進(jìn)行計算。 2.4 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，貨車車頭長度和車廂尺寸等。 （ 1）外廓尺寸 汽車的長、寬、高稱為汽車的外廓尺寸。在公共路上和市內(nèi)行駛的汽車最大外廓尺寸受有相關(guān)法規(guī)限制不能隨意確定，而非公路用車輛可以不接受法規(guī)限制。 GB1589.1989 汽車外廓尺寸限界規(guī)定如下：貨車，整體式客車總長不應(yīng)超過 學(xué)院畢業(yè)設(shè)計（論文） 7 12m，單鉸鏈?zhǔn)娇蛙嚥怀^ 18m，半掛汽車列車不超過 16.5m，全掛汽車不超過 20m，不包括后視鏡，汽車寬不超過 2.5m，空載，頂窗關(guān)閉狀態(tài)下，汽車不超過 4m，后視鏡等單側(cè)外伸量不得超過最大寬度處 250mm，頂窗，換氣裝置開啟時不得超出車高 300mm。 影響乘用車總高 aH 的因素有軸間底部離地高 mh ，地板及下部零件高 ph 、室內(nèi)高 Bh 和車頂造型高度 th 等。軸間底部離地高 mh 應(yīng)大于最小離地間隙 minh 。 Bh 一般在 1120.1380mm 之間。車頂造型高度 th 大約在 20.40mm 范圍內(nèi)變化。因此綜合考慮，選擇此輕型貨車的外廓尺寸為 5 4 0 0 m m 1 9 0 0 m m 2 1 0 0 m m（ 長 寬 高 ）。 汽車的質(zhì)心高度參考同類型輕型貨車可以選擇空載時的質(zhì)心高度為gh =710mm，滿載時的質(zhì)心高度取為 gh =930mm。 （ 2）軸距 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)軸距小時，上述指標(biāo)均減小。此外，軸距還對軸荷分配、傳動軸夾角有影響。軸距過短，會帶來一系列缺點(diǎn)，車廂長度不足或后懸過長，制動或上坡時軸荷轉(zhuǎn)移過大，使汽車的制動性和操縱穩(wěn)定性變壞，車身縱向角震動過大，此外還會導(dǎo)致萬向節(jié)傳動的夾角過大等問題。 表 2.3顯示了各類汽車的軸距和輪距。 表 2.3 各類汽車的軸距和輪距 車型 汽車總質(zhì)量am/ t 軸距 L mm 輪距 B mm 商用車（ 4X2貨車） 1.8 1700.2900 1150.1350 1.8.6.0 2300.3600 1300.1650 6.0.14.0 3600.5500 1700.2000 14.0 4500.5600 1840 2000 綜合各方面數(shù)據(jù)選擇輕型貨車的軸距 L=3300mm。 （ 1）前輪距 1B 和后輪距 2B 改變汽車輪距 B會影響車廂或駕駛室內(nèi)寬，總車寬度，總質(zhì)量，傾斜剛度，最小轉(zhuǎn)彎直徑等因素發(fā)生變化。增大輪距則車廂內(nèi)寬度隨之增大，并有利于增加側(cè)傾剛度，汽車橫向穩(wěn)定性變好；但是汽車的總寬和總質(zhì)量及最小轉(zhuǎn)彎半徑等增加，并導(dǎo)致汽車的比功率、比轉(zhuǎn)矩指標(biāo)下降，機(jī)動性變壞。 受汽車 總寬度不超過 2.5m 的限制，輪距不宜過大，在選定前輪距 1B 范圍內(nèi)， 學(xué)院畢業(yè)設(shè)計（論文） 8 應(yīng)能布置下發(fā)動機(jī)，車架，前懸架和前輪，并保證前輪有足夠的轉(zhuǎn)向空間，同時轉(zhuǎn)向桿系與車架，車輪之間有足夠的運(yùn)動間隙。在確定后輪距 2B 時，應(yīng)考慮車架兩縱梁之間的寬度，懸架寬度和輪胎寬度及它們之間應(yīng)留有的必要的間隙。 根據(jù)表 2.3 選擇此輕型汽車的 121450BB mm。 （ 2）前懸 FL 和后懸 RL 前懸尺寸對汽車通過性，碰撞安全性，駕駛員視野，前鋼板彈簧長度，上車和下車的方便性以及汽車造型等均有影響。初選前懸尺寸，應(yīng)當(dāng)在保證能布置下個總成，部件的同時應(yīng)盡可能短些。對于平頭式車，考慮到正面碰撞能有足夠多的結(jié)構(gòu)部件吸收碰撞能量，保護(hù)前排乘員的安全，這又要求前懸有一定的尺寸。 選擇此輕型貨車的前懸 FL 為 800mm。 后懸尺寸對汽車通過性，汽車追尾時的安全性，貨廂長度或行李箱長度，汽車造型等都有影響，并取決于 軸距和軸荷分配的要求。總質(zhì)量在 1.8.14t 的貨車后懸一般在 1200.2200mm 之間。 此輕型貨車的后懸 1300R a FL L L L mm。 （ 3）貨車車頭長度 貨車車頭長度是指從汽車的前保險杠到駕駛室后圍的距離。長頭型貨車車頭長度尺寸一般在 2500.3000mm 之間，平頭型貨車一般在 1400.1500mm 之間。 選擇此輕型貨車的車頭長度為 1400mm。 2.5 汽車性能參數(shù)的確定 （ 1）動力性參數(shù) 汽車動力性參數(shù)包括最高車速 maxav 、加 速時間 t、上坡能力、比功率和比轉(zhuǎn)矩等。 最高車速 maxav 隨著道路條件的改善，特別是高速公路的修建，汽車尤其是發(fā)動機(jī)大些的乘用車最高車速有逐漸提高的趨勢。而此設(shè)計中任務(wù)書給定的最高車速max 115av km/t。 加速時間 t 汽車在平直的良好的路面上，從原地起步開始以最大加速度加速到一定車速所用去的時間，稱為加速時間。對于最高車速 max 100av km/t 的汽車，加速時間常用加速到 100km/h 所需的時間來評價。 上坡能力 用汽車滿載時在良好路面上的最大坡度阻力系數(shù) maxi 來表示汽車上坡能力。此設(shè)計中任務(wù)書給定的 max 0.3i 。 汽車比功率 bP 和比轉(zhuǎn)矩 bT 比功率 bP 是汽車所裝發(fā)動機(jī)的標(biāo)定的最大功率maxeP 與汽車最大總質(zhì)量 am 之比，即 m ax/b e aP P m 。它可以綜合反映汽車的動力性，比功率大的汽車加速性能、速度性能要好于比功率小的汽車。我國 GB7258 1997 學(xué)院畢業(yè)設(shè)計（論文） 9 機(jī)動車運(yùn)行安全技術(shù)條件規(guī)定：農(nóng)用運(yùn)輸車與運(yùn)輸用拖拉機(jī)的比功率4.0bP kW/t，而其它機(jī)動車 4.8bP kW/t。比轉(zhuǎn)矩 bT 是汽車 所裝發(fā)動機(jī)的最大轉(zhuǎn)矩maxeT 與汽車總質(zhì)量 am 之比， max/b e aT T m 。它能反映汽車的牽引能力。 貨車總質(zhì)量在 1.8 6.0 之間，則比功率在 15 25kw/t 的范圍內(nèi)，比轉(zhuǎn)矩在 38 44N m/t 的范圍內(nèi)。初取 bP =20kW/t， bT =40N m/t，則 maxeP =82.6kw， maxeT =165.2kW。 （ 2）燃油經(jīng)濟(jì)性參數(shù) 汽車的燃油經(jīng)濟(jì)性用汽車在水泥或?yàn)r青路面上，以經(jīng)濟(jì)車速或多工況滿載行駛百公里燃油消耗量來評價。該值越小燃油經(jīng)濟(jì)性越好。 本設(shè)計中取百公里燃油消耗量為 3.1L/(100t km)。 （ 3）汽車最小轉(zhuǎn)彎直徑 minD 汽車最小轉(zhuǎn)彎直徑 minD 由任務(wù)書中給定的值為 12.5m。 （ 4）通過性幾何參數(shù) 總體設(shè)計要確定的通過性幾何參數(shù)有：最小離地間隙 minh ，接近角1 ，離去角2 ，縱向通過半徑 1 等。 表 2.4 汽車通過性的幾何參數(shù) 車型 minh /mm 1 /( ) 2 /( ) 1 /m 4 2 貨車 180300 4060 2545 2.36.0 計算可得 minh =250mm，初取1 =44 ， 2 =30 ， 1 =3.5m。 （ 5）操縱穩(wěn)定性參數(shù) 轉(zhuǎn)向特性參數(shù) 為 了保證有良好的操縱穩(wěn)定性，汽車具有一定程度的不足轉(zhuǎn)向。通常用汽車以 0.4g的向心加速度沿定圓轉(zhuǎn)向時，前、后輪側(cè)偏角之差 (1 2 )作為評價參數(shù)。此參數(shù) 1 3為宜，取 1 2 =2。 （ 6）車身側(cè)傾角 汽車以 0.4g的向心加速度沿定圓等速行駛時，車身側(cè)傾角控制在 3以內(nèi)較好，最大不允許超過 7。 （ 7）制動前俯角 為了不影響乘坐舒適性，要求汽車以 0.4g 減速度制動時，車身的前俯角不大于 1.5。 2.6 發(fā)動機(jī)的選擇 （ 1） 發(fā)動機(jī)形式的選擇 學(xué)院畢業(yè)設(shè)計（論文） 10 當(dāng)前汽車上使用的發(fā)動機(jī)仍然是以往復(fù)式內(nèi)燃機(jī)為主。它分為汽油機(jī)、 柴油機(jī)兩類。 與汽油機(jī)比較，柴油機(jī)具有較好的燃油經(jīng)濟(jì)性，使用成本低，在相同的續(xù)駛里程內(nèi)，可 以設(shè)置容積小些的油箱。柴油機(jī)壓縮比可以達(dá)到 15 23，而汽油機(jī)一般控制在 8 10；柴油 機(jī)熱效率高達(dá) 38 ，而汽油機(jī)為 30；柴油機(jī)工作可靠，壽命長，排污量少。 柴油機(jī)的主要缺點(diǎn)是：由于提高了壓縮比，要求活塞和缸蓋的間隙盡可能小，加工精度 比汽油機(jī)要求更高；因自燃產(chǎn)生的爆發(fā)壓力很大，因此要求柴油機(jī)各部分的結(jié)構(gòu)強(qiáng)度比汽油機(jī)高，使尺寸和質(zhì)量加大，振動與噪聲大。 柴油機(jī)主要用于貨車、大型客車上。隨著發(fā)動機(jī)技術(shù)的進(jìn)步，輕型車和轎車 用柴油機(jī)有 日益增多的趨勢。 根據(jù)發(fā)動機(jī)氣缸排列形式不同，發(fā)動機(jī)有直列、水平對置和 V型三種。氣缸直列式排 列具有結(jié)構(gòu)簡單、寬度窄、布置方便等優(yōu)點(diǎn)。但當(dāng)發(fā)動機(jī)缸數(shù)多時，長度尺寸過長，在汽車上布置困難，因此直列式適用于 6 缸以下的發(fā)動機(jī)。此外，直列式還有高度尺寸大的缺點(diǎn)。 與直列發(fā)動機(jī)比較， V 型發(fā)動機(jī)具有長度尺寸短因而曲軸剛度得到提高，高度尺寸小， 發(fā)動機(jī)系列多等優(yōu)點(diǎn)。其主要缺點(diǎn)是用于平頭車時，因發(fā)動機(jī)寬而布置上較為困難，造價高。 水平對置式發(fā)動機(jī)的主要優(yōu)點(diǎn)是平衡好，高度低 。 V 型發(fā)動機(jī)主要用于中、高級和高級轎車以及重 型貨車上，水平對置式發(fā)動機(jī)在少量大 客車上得到應(yīng)用。 根據(jù)發(fā)動機(jī)冷卻方式不同，發(fā)動機(jī)分為水冷與風(fēng)冷兩種。大部分汽車用水冷發(fā)動機(jī)，因 為它具有冷卻均勻可靠、散熱良好、噪聲小和能解決車內(nèi)供暖問題，以及加大散熱器面積后，能較好適應(yīng)發(fā)動機(jī)增壓后散熱的需要等優(yōu)點(diǎn)。水冷發(fā)動機(jī)的主要缺點(diǎn)是冷卻系結(jié)構(gòu)復(fù)雜；使用與維修不方便；冷卻性能受環(huán)境溫度影響較大，夏季冷卻水容易過熱，冬季又容易過冷，并且在室外存放，水結(jié)冰后能凍壞氣缸缸體和散熱器。 當(dāng)選用尺寸和質(zhì)量小的發(fā)動機(jī)時，不僅有利于汽車小型化、輕量化，同時在保證客廂內(nèi) 部有足夠空間的條 件下，還能節(jié)約燃料。 由于天然氣資源充足，在今后一個階段內(nèi)天然氣汽車將得到應(yīng)用。無排氣公害、無噪聲 的電動汽車，是理想的低污染車，在解決高能蓄電池和降低成本后會在汽車上得到推廣使用。太陽能汽車也是理想的低污染汽車，目前還未達(dá)到商品化階段。 （ 2） 發(fā)動機(jī)主要性能指標(biāo)的選擇 發(fā)動機(jī)最大功率maxeP和相應(yīng)轉(zhuǎn)速pn 根據(jù)所需要的最高車速maxav (km h)， 學(xué)院畢業(yè)設(shè)計（論文） 11 用下式估算發(fā)動機(jī)最大功率 )7 6 1 4 03 6 0 0(1 3 m a xm a xm a x aDaraTevACvgfmP 式中，maxeP為發(fā)動機(jī)最大功率 (kW)； T 為傳動系效率，對驅(qū)動橋用單級主減速器的 4 2 汽車可取為 90；am為汽車總質(zhì)量 (kg)； g為重力加速度 (m/s2 )； rf為滾動阻力系數(shù)， 對轎車 rf =0.0165 1+0.01(av.50)，對貨車取 0.02，礦用自卸車取 0.03，av用最高 車速代入； DC 為 空氣阻力系數(shù)，轎車取 0.30 0.35，貨車取0.80 1.00，大客車取 0.60 0 70； A為汽車正面投影面積 (m2 )；maxav為最高車速。 參考同級汽車的比功率統(tǒng)計值，然后選定新設(shè)計汽車的比功率值，并乘以汽車總質(zhì)量， 也可以求得所需的最大功率值。 最大功率轉(zhuǎn)速pn的范圍如下：汽油機(jī)的pn在 3000 7000r min，因轎車最高車速高，pn值多在 4000r min 以上 ，輕型貨車的pn值在 4000 5000r min 之間，中型貨車的pn值 更低些。柴油機(jī)的pn值在 1800 4000r min 之間，轎車和輕型貨車用高速柴油機(jī)，pn值常 取在 3200 4000r min 之間，重型貨車用柴油機(jī)的pn值取得低。 發(fā)動機(jī)最大轉(zhuǎn)矩maxeT及相應(yīng)轉(zhuǎn)速 Tn 用下式計算確定maxeT pee nPT m a xm a x 9 549 式中，maxeT為最大轉(zhuǎn)矩 (N m)； a 為轉(zhuǎn)矩適應(yīng)性系數(shù)，一般在 1.1 1.3 之間選??；maxeP為發(fā)動機(jī)最大功率 (kW)；pn為最大功率轉(zhuǎn)速 (r min)。 要求pn Tn 在 1.4 2.0 之間選取。 （ 3）發(fā)動機(jī)的懸 置 汽車是多自由度的振動體，并受到各種振源的作用而發(fā)生振動。發(fā)動機(jī)就是振源之一。發(fā)動機(jī)是通過懸置元件安裝在車架上。懸置元件既是彈性元件又是減振裝置，其特性直接關(guān)系到發(fā)動機(jī)振動向車體的傳遞，并影響整車的振動與噪聲。合理的懸置不但可以減小振動、降低噪聲以改善乘坐舒適性，還能提高零部件和整車壽命。因此，發(fā)動機(jī)的懸置設(shè)計越來越受到設(shè)計者的重視。 發(fā)動機(jī)懸置應(yīng)滿足下述要求：因懸置元件要承受動力總成的質(zhì)量，為使其不產(chǎn)生過大的靜位移而影響工作，因此要求懸置元件剛度大些為好；發(fā)動機(jī)本身的激勵以及來自路面的激勵都經(jīng)過 懸置元件來傳遞，因此又要求懸置元件有良好的隔振性能；因發(fā)動機(jī)工作頻帶寬，大約在 10 500Hz 范圍內(nèi)，要求懸置元件有減振降噪功能，并要求懸置元件工作在低頻大振幅時 (如發(fā)動機(jī)怠速狀態(tài) )提供大的阻尼特性，而在高頻低幅振動激勵下提供低的動剛度特性，以衰減高頻噪聲；懸置元件還應(yīng)當(dāng) 學(xué)院畢業(yè)設(shè)計（論文） 12 滿足耐機(jī)械疲勞、橡膠材料的熱穩(wěn)定性及抗腐蝕能力等方面的要求。傳統(tǒng)的橡膠懸置由金屬板件和橡膠組成，見圖 2.1。 圖 2.1 橡膠懸置結(jié)構(gòu)圖 其特點(diǎn)是結(jié)構(gòu)簡單，制造成本低，但動剛度和阻尼損失角 (阻尼損失角越大表明懸置元件提供的阻尼越大 )的特 性曲基本上不隨激勵頻率變化，如圖 2.2 所示。 液壓阻尼式橡膠懸置 (以下簡稱液壓懸置 )的動剛度及阻尼損失角有很強(qiáng)的變頻特性，見圖 2.2。從圖 2.2a 看到，液壓懸置的動剛度在 10Hz 左右達(dá)到最小，在 20Hz左右達(dá)到最大，而后開始下降；在頻率超過 30Hz 以后趨于平穩(wěn)。圖 2.2b 表明液壓懸置阻尼損失角在 5 25Hz 范圍內(nèi)比較大，這一特性對于衰減發(fā)動機(jī)怠速頻段內(nèi) (一般為 20 25Hz)的大幅振動十分有利。 圖 2.2 橡膠懸置和液壓懸置動特性 學(xué)院畢業(yè)設(shè)計（論文） 13 圖 2.3 液壓懸置結(jié)構(gòu)簡圖 1 螺紋連接桿； 2 限位擋板； 3 上慣性通道體； 4 橡膠膜； 5 盤狀加強(qiáng)圈； 6 下慣性通道體； 7 橡膠底膜； 8 底座； 9 橡膠主簧座； 10 慣性通道體； 11 橡膠主簧； 12 金屬骨架 圖 2.3 所示為液壓懸置結(jié)構(gòu)簡圖，圖中螺紋聯(lián)接桿 1 與發(fā)動機(jī)支承臂聯(lián)接，底座 8的螺孔與車身聯(lián)接，液壓懸置主要由橡膠主簧 11、慣性通道體 10、橡膠底膜 7 和底座 8 構(gòu)成。慣性通道體把液壓懸置分為上、下兩個液室，內(nèi)部充滿液體。由具有節(jié)流孔的慣性通道體連通上下兩個液室。通常下室體積剛度比上室低。當(dāng)經(jīng)發(fā)動機(jī)支承臂傳至螺紋聯(lián)接桿的載荷發(fā)生變化時，上室內(nèi)的壓力跟隨變化。如果上室液體受到壓縮，則液體經(jīng)節(jié)流孔 流人下室；當(dāng)上室受到的壓力解除后，液 體又流回上室。液體經(jīng)節(jié)流孔上、下流動過程中產(chǎn)生的阻尼吸收了振動能量，減輕了發(fā)動機(jī)振動向車身 (架 )的傳遞，起到隔振作用。液壓懸置目前在轎車上得到比較廣泛的應(yīng)用。 發(fā)動機(jī)前懸置點(diǎn)應(yīng)布置在動力總成質(zhì)心附近，支座應(yīng)盡可能寬些并布置在排氣管之前。 2.7 輪胎的選擇 在總體設(shè)計開始階段就要選好輪胎的型式和尺寸。因?yàn)樗鼈兪抢L制總布置圖 和進(jìn)行性能計算的重要原始數(shù)據(jù)之一。 輪胎的型號主要根據(jù)車型，使用條件，輪胎的靜負(fù)荷，輪胎的額定負(fù)荷及車速來選擇。 所選輪胎在使用中承受的靜負(fù)荷值應(yīng)等于 或接近輪胎的靜負(fù)荷值，我國各種汽車的輪胎和輪輞的規(guī)格及其額定負(fù)荷可查輪胎的國家標(biāo)準(zhǔn)。表 2.8 提供了一些貨車的輪胎規(guī)格和特征。表中各列數(shù)據(jù)中如無帶括號的數(shù)據(jù)，表示該列數(shù)據(jù)對斜交輪胎 學(xué)院畢業(yè)設(shè)計（論文） 14 和子午線輪胎通用，否則，不帶括號的數(shù)據(jù)適用于斜交胎，而帶括號的數(shù)據(jù)適用于子午線輪胎，貨車上雙胎并裝時，負(fù)荷約比單胎使用時的負(fù)荷增加 10% 15%。轎車輪胎標(biāo)準(zhǔn)見 GB2978.82. 輪胎多承受的最大靜負(fù)荷與輪胎額定負(fù)荷之比稱為輪胎負(fù)荷系數(shù)。為了避免超載，此系數(shù)取 0.9 1.0 之間。對于在良好路面上行駛，車速不高的貨車，此系數(shù)允許取 1.1。但不得大于 1.2。因?yàn)檩喬コd 20%， 其壽命將下降 30%左右。轎車及輕型貨車的車速高，動負(fù)荷大，系數(shù)應(yīng)取下限；重型貨車，重型自卸車的車速低，此系數(shù)可略偏高。近年來，貨車上普遍采用高強(qiáng)度尼龍簾布輪胎，使輪胎承受能力提高。因此，同樣載重量的汽車所用的輪胎尺寸已減少。越野汽車長用胎面寬，直徑大的超低壓輪胎。山區(qū)使用的汽車，制動鼓與輪輞的間隙應(yīng)大些，故采用輪輞較大的輪胎。轎車為降低質(zhì)心和提高行駛平穩(wěn)性，采用 直徑較小的寬輪輞低壓輪胎。 按輪胎胎體中簾線的排列不同，常見的有三種型式可供選擇，即普通斜線胎，子午線胎和帶束斜交胎等，普通斜線胎的胎體簾線層較多，胎側(cè)厚，使用中不易劃破，側(cè)向剛性也大。其缺點(diǎn)是緩沖性較差；子午線的結(jié)構(gòu)特點(diǎn)是簾線呈子午向排列，這樣簾線的強(qiáng)度就能得到充分利用。此外，選用高強(qiáng)度材料組成多層緩沖層，加強(qiáng)了胎冠，使緩沖性能得到提高，與普通斜線胎相比較，子午線輪胎還有使用壽命長，滾動阻力小，附著性能好等優(yōu)點(diǎn)。子午線胎的缺點(diǎn)是胎側(cè)較薄，側(cè)向穩(wěn)定性差，胎側(cè)易發(fā)生裂口，制造技術(shù)要求高。由于子午線胎的優(yōu)點(diǎn)較多 ，今年來在汽車上應(yīng)用日益增多。 帶束斜交胎的結(jié)構(gòu)和性能介于普通斜交胎和子午線胎之間，其耐磨性和壽命雖比普通斜交胎好，但不如子午線胎，僅側(cè)向穩(wěn)定性比子午線胎好，所以應(yīng)用不廣。 由以上的分析可知，選用斜交輪胎。 表 2.8給出了國產(chǎn)輪胎的規(guī)格及其特征。 學(xué)院畢業(yè)設(shè)計（論文） 15 表 2.8 國產(chǎn)汽車輪胎規(guī)格及特征 輪胎規(guī)則 層數(shù) 主要尺寸 使用條件 斷面寬 外直徑 最大負(fù)荷 相應(yīng)氣壓p 0.1 標(biāo)準(zhǔn)輪輞 允許使用輪輞 普通花紋 加深花紋 越野花紋 N MPa 輕型貨車，中，小客車及其掛車輪胎 6.50.14 6 8 180 705 . . 5850 6900 3.2 4.2 412J 5J 6.50.16 (6.50R16) 6 8 755 765 765 . 6350 7550 3.2(3.5) 4.2(4.6) 5.50F 5.50E 5.50F 7.55.15 (7.00R15) 6 8 200 750 760 . 6800 8000 3.2(3.5) 4.2(4.6) 5.50F 6.00G 7.00.16 (7.00R16) 8 10 200 780 790 . 8500 9650 4.2(4.6) 5.3(5.6) 5.50F 6.00G 7.50.15 (7.50R15) 8 10 220 785 790 . 9300 10600 4.2(4.6) 5.3(5.6) 6.00G 5.50F 6.50F 7.50.16 (7.50R16) 8 10 12 220 810 820 . 9700 11050 12400 4.2(4.6) 5.3(5.6) 6.3(6.7) 6.00G 5.00F 6.50H 8.25.16 (8.25R16) 12 240 860 870 . 13500 5.3(5.6) 6.50H 6.00G 9.00.16 (9.00R16) 8 10 225 890 900 . 12200 13550 3.5(3.9) 4.2(4.6) 6.50H 6.00G 根據(jù)最大負(fù)荷的要求，可以初步選擇輪胎的規(guī)格為 7.50 R16（ 12 層） 。 車輪的有效半徑eR ： 0 . 0 2 5 4 / 2 ( 1 ) 0 . 0 2 5 4 1 6 / 2 7 . 5 ( 1 1 2 % ) eR d b 0.37m 式中， 輪胎變形系數(shù)，范圍 10% 12%。 學(xué)院畢業(yè)設(shè)計（論文） 16 3 鼓式制動器的方案選擇 3.1 鼓式制動器的結(jié)構(gòu)形式 鼓式制動器一般可按其制動蹄受力情況進(jìn)行分類（見圖 3.1），它們的制動效能、制動鼓的受力平衡狀態(tài)以及車輪旋轉(zhuǎn)方向?qū)χ苿有艿挠绊懢煌?圖 3.1 制動器的結(jié)構(gòu)形式 鼓式制動器的各種結(jié)構(gòu)形式如圖 3.2a.f 所示。 圖 3.2 鼓式制動器示意圖 （ a）領(lǐng)從蹄式（用凸輪張開）；（ b）領(lǐng)從蹄 式（用制動輪缸張開）；（ c）雙領(lǐng)蹄式（非雙向，平衡式）；（ d）雙向雙領(lǐng)蹄式；（ e）單向增力式；（ f）雙向增力式 不同形式鼓式制動器的主要區(qū)別有：（ 1）蹄片固定支點(diǎn)的數(shù)量和位置不同。（ 2）張開裝置的形式與數(shù)量不同。（ 3）制動時兩蹄片之間有無相互作用。 學(xué)院畢業(yè)設(shè)計（論文） 17 因蹄片的固定支點(diǎn)和張開力位置不同，使不同形式鼓式制動器的領(lǐng)、從蹄數(shù)量有差別，并使制動效能不一樣。 制動器在單位輸入壓力或力的作用下所輸出的力或力矩，稱為制動效能。在評比不同形式制動器的效能時，常用一種稱為制動效能因素的無因次指標(biāo)。制動效能因素的定義為：在制動鼓或 制動盤的作用半徑 R 上所得到的摩擦力（ /MR ）與輸入力 0F 之比，即 0MK FR 式中， K 為制動器效能因素； M 為制動器輸出的制動力矩。 制動效能的穩(wěn)定性是指其效能因素 K 對摩擦因素 f 的敏感性。使用中 f 隨溫度和水濕程度變化 。要求制動器的效能穩(wěn)定性好，即是其效能對 f 的變化敏感性小。 3.1.1 領(lǐng)從蹄式制動器 如圖 3.2(a)、 (b)所示，圖上方的旋向箭頭代表汽車前進(jìn)時制動鼓的旋轉(zhuǎn)方向(制動鼓正向旋轉(zhuǎn) )，蹄 1為領(lǐng)蹄，蹄 2為從蹄。汽車倒車時制動鼓的變?yōu)榉聪蛐D(zhuǎn)，隨之領(lǐng)蹄與從蹄相互對調(diào)。制動鼓正、反向旋轉(zhuǎn)時總具有一個領(lǐng)蹄和一個從蹄的內(nèi)張型鼓式制動器稱為領(lǐng)從蹄式制動器。由圖 3.2(a)、 (b)可見，領(lǐng)蹄所受的摩擦力使蹄壓得更緊，即摩擦力矩具有“增勢”作用，故又稱增勢蹄；而從蹄所受的摩 擦力使蹄有離開制動鼓的趨勢，即摩擦力矩具有“減勢”作用，故又稱減勢蹄?！霸鰟荨弊饔檬诡I(lǐng)蹄所受的法向反力增大，而“減勢”作用使從蹄所受的法向反力減小。 對于兩蹄的張開力 PPP 21 的領(lǐng)從蹄式制動器結(jié)構(gòu)，如圖 3.2(b)所示，兩蹄壓緊制動鼓的法向力相等。但當(dāng)制動鼓旋轉(zhuǎn)并制動時，領(lǐng)蹄由于摩擦力矩的“增勢”作用，使其進(jìn)一步壓緊制動鼓而使其所受的法向反力加大；從蹄由于摩擦力矩的“減勢”作用而使其所受的法向反力減小。這樣，由于兩蹄所受的法向反力不等，不能相互平衡，其差值由車輪輪轂軸承承 受。這種制動時兩蹄法向反力不能相互平衡的制動器也稱為非平衡式制動器。液壓或楔塊驅(qū)動的領(lǐng)從蹄式制動器均為非平衡式結(jié)構(gòu)，也叫做簡單非平衡式制動器。非平衡式制動器將對輪轂軸承造成附加徑向載荷，而且領(lǐng)蹄摩擦襯片表面的單位壓力大于從蹄的，磨損較嚴(yán)重。為使襯片壽命均衡，可將從蹄的摩擦襯片包角適當(dāng)?shù)販p小。 對于如圖 3.2 (a)所示具有定心凸輪張開裝置的領(lǐng)從蹄式制動器，制動時，凸輪機(jī)構(gòu)保證了兩蹄等位移，作用于兩蹄上的法向反力和由此產(chǎn)生的制動力矩分別相等，而作用于兩蹄的張開力 P1、 P2則不等，且必然有 P1 2fF )并使前、后輪制動器的許多零件有相同的尺寸。它不用于后輪還由于有兩個互相成中心對稱的制動輪缸，難于附加駐車制動驅(qū)動機(jī)構(gòu)。 3.1.3 雙向雙領(lǐng)蹄式制動器 當(dāng)制動鼓正向和反向旋轉(zhuǎn)時兩制動 蹄均為領(lǐng)蹄的制動器，稱為雙向雙領(lǐng)蹄式制動器。如圖 3.2(d)及圖 3.11、圖 3.12 所示。 圖 3.11 雙向雙領(lǐng)蹄式制動器的結(jié)構(gòu)方案（液壓驅(qū)動） （ a）一般形式；（ b）偏心機(jī)構(gòu)調(diào)整；（ c）輪缸上調(diào)整 學(xué)院畢業(yè)設(shè)計（論文） 22 其兩蹄的兩端均為浮式支承，不是支承在支承銷上，而是支承在兩個活塞制動輪缸的支座上 (圖 3.2(d)、圖 3.11)或其他張開裝置的支座上 (圖 3.12、圖 3.13)。 圖 3.12 曲柄機(jī)構(gòu)制動器（氣壓驅(qū)動） 圖 3.13 雙楔制動器（氣壓驅(qū)動） 當(dāng)制動時，油壓使兩個制動輪缸的兩側(cè)活塞 (圖 3.11)或其他張開裝置的兩側(cè) (圖3.12、圖 3.13)均向外移動，使兩制動蹄均壓緊在制動鼓的內(nèi)圓柱面上。制動鼓靠摩擦力帶動兩制動蹄轉(zhuǎn)過一小角度，使兩制動蹄的轉(zhuǎn)動方向均與制動鼓的旋轉(zhuǎn)方向一致；當(dāng)制動鼓反向旋轉(zhuǎn)時，其過程類同但方向相反。因此，制動鼓在正向、反向旋轉(zhuǎn)時兩制動蹄均為領(lǐng)蹄，故稱為雙向雙領(lǐng)蹄式制動器。它也屬于平衡式制動器。由于這種制動器在汽車前進(jìn)和倒退時的性能不變，故廣泛用于中、輕型載貨汽車和部分轎車的前、后輪。但用作后輪制動器時，需另設(shè)中央制動器。 3.1.4 雙從蹄式制動器 雙從蹄式制動器的兩蹄片各有一個 固定支點(diǎn)，而且兩固定支點(diǎn)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，其結(jié)構(gòu)形式與單向雙領(lǐng)蹄式相反。 雙從蹄式制動器的制動效能穩(wěn)定性最好，但因制動效能最低，所以很少采用。 3.1.5 單向增力式制動器 如圖 3.2(e)所示，兩蹄下端以頂桿相連接，第二制動蹄支承在其上端制動底板上的支承銷上。當(dāng)汽車前進(jìn)時，第一制動蹄被單活塞的制動輪缸推壓到制動鼓的內(nèi)圓柱面上。制動鼓靠摩擦力帶動第一制動蹄轉(zhuǎn)過一小角度，進(jìn)而經(jīng)頂桿推動第二制動蹄也壓向制動鼓的工作表面并支承在其上端的支承銷上。顯然，第一制動蹄為一增勢的領(lǐng)蹄，而 第二制動蹄不僅是一個增勢領(lǐng)蹄，而且經(jīng)頂桿傳給它的推力 Q 要比制動輪缸給第一制動蹄的推力 P 大很多，使第二制動蹄的制動力矩比第一制動蹄的制動力矩大 2 3 倍之多。由于制動時兩蹄的法向反力不能互相平衡，因此屬于一種非平衡式制動器。 雖然這種制動器在汽車前進(jìn)制動時，其制動效能很高，且高于前述各種制動器， 學(xué)院畢業(yè)設(shè)計（論文） 23 但在倒車制動時，其制動效能卻是最低的。因此，僅用于少數(shù)輕、中型貨車和轎車上作前輪制動器。 3.16 雙向增力式制動器 如圖 3.2(f)所示，將單向增力式制動器的單活塞制動輪缸換以雙活塞式制動輪缸，其上端的支承銷也作為兩蹄 可共用的，則成為雙向增力式制動器。對雙向增力式制動器來說，不論汽車前進(jìn)制動或倒退制動，該制動器均為增力式制動器。只是當(dāng)制動鼓正向旋轉(zhuǎn)時，前制動蹄為第一制動蹄，后制動蹄為第二制動蹄；而反向旋轉(zhuǎn)時，第一制動蹄與第二制動蹄正好對調(diào)。第一制動蹄是增勢領(lǐng)蹄，第二制動蹄不僅是增勢領(lǐng)蹄，而且經(jīng)頂桿傳給它的推力 Q 要比制動輪缸給第一蹄或第二蹄的推力大很多。但制動時作用于第二蹄上端的制動輪缸推力起著減小第二蹄與支承銷間壓緊力的作用。雙向增力式制動器也是屬于非平衡式制動器。 圖 3.14 給出了雙向增力式制動器 (浮動支承 )的幾種結(jié) 構(gòu)方案，圖 3.15 給出了雙向增力式制動器 (固定支點(diǎn) )另外幾種結(jié)構(gòu)方案。 雙向增力式制動器在高級轎車上用得較多，而且往往將其作為行車制動與駐車制動共用的制動器，但行車制動是由液壓通過制動輪缸產(chǎn)生制動蹄的張開力進(jìn)行制動，而駐車制動則是用制動操縱手柄通過綱索拉繩及杠桿等操縱。另外，它也廣泛用于汽車中央制動器，因?yàn)轳v車制動要求制動器正、反向的制動效能都很高，而且駐車制動若不用于應(yīng)急制動時不會產(chǎn)生高溫，因而熱衰退問題并不突出。 圖 3.14 雙向增力式制動器（浮動支承）的結(jié)構(gòu)方案 圖 3.15 雙向增力式制動器（ 固定支點(diǎn)）的結(jié)構(gòu)方案 （ a）一般形式；（ b）浮動形式；（ c）中心調(diào)整 學(xué)院畢業(yè)設(shè)計（論文） 24 3.2 鼓式制動器方案的確定 3.2.1 制動效能因素 制動器的特點(diǎn)是用制動器效能、效能穩(wěn)定性和摩擦襯片磨損均勻程度來評價。增力式制動器效能最高，雙領(lǐng)蹄式次之，領(lǐng)從蹄式更次之，還有一種雙從蹄式制動器的效能最低，故極少采用。而就工作穩(wěn)定性來看，名次排列正好與效能排列相反，雙從蹄式最好，增力式最差。摩擦系數(shù)的變化是影響制動器工作效能穩(wěn)定性的主要因素。 還應(yīng)指出，制動器的效能不僅與制動器的結(jié)構(gòu)型式、結(jié)構(gòu)參數(shù)和摩擦系數(shù)有關(guān)，也受到其他有關(guān)因素的影響。 例如制動蹄摩擦襯片與制動鼓僅在襯片的中部接觸時，輸出的制動力矩就?。欢谝r片的兩端接觸時，輸出的制動力矩就大。制動器的效能常以制動器效能因數(shù)或簡稱為制動器因數(shù) BF(brake factor)來衡量，制動器因數(shù) BF 可用下式表達(dá)： 12fN fNBF P 式中 1fN 2fN ，： 制動器摩擦副間的摩擦力，見圖 3.2； N1， N2： 制動器摩擦副間的法向力，對平衡式鼓式制動器和盤式制動 器：N1=N2 f制動器摩擦副的摩擦系數(shù)； P鼓式制動器的蹄端作用力 (見圖 3.2)，盤式制動器襯塊上的作用力。 基本尺寸比例相同的各種內(nèi)張型鼓式制動器以及盤式制動器的制動器因數(shù) BF與摩擦系數(shù) f 之間的關(guān)系如圖 3.16 所示。 BF 值大，即制動效能好。在制動過程中由于熱衰退，摩擦系數(shù)是會變化的，因此摩擦系數(shù)變化時， BF 值變化小的，制動效能穩(wěn)定性就好。 圖 3.16 制動器因素 BF 與摩擦系數(shù) f 的關(guān)系曲線 1 增力式制動器； 2 雙領(lǐng)蹄式制動器； 3 領(lǐng)從蹄式制動器； 4 盤式制動器； 5 雙從蹄 學(xué)院畢業(yè)設(shè)計（論文） 25 式制動器 制動器因數(shù)值愈大，摩擦副的接觸情況對制動效能的影響也就愈大。所以，對制動器的正確調(diào)整，對高效能的制動器尤為重要。 3.2.2 本設(shè)計中鼓式制動器方案的優(yōu)選 考慮到制動器的效能因素和制動器效能的穩(wěn)定性，且領(lǐng)從蹄式制動器的蹄片與制動鼓之間的間隙易于調(diào)整，便于附裝駐車制動裝置，所以本設(shè)計中輕型貨車的后輪采用制動輪缸具有兩個等直徑活塞的領(lǐng)從蹄式車輪制動器。 前輪采用單向雙領(lǐng)蹄式制動器（液壓驅(qū)動，制動輪缸具有兩個等直徑的活塞）。采用這種結(jié)構(gòu)的前輪制動器與后輪的領(lǐng)從 蹄式制動器相匹配，則可較容易地獲得所希望的前、后輪制動力分配（ 1fF 2fF ，即前軸車輪的制動器制動力大于后軸車輪的制動器制動力），并使前、后輪制動器的許多零件有相同的尺寸。 學(xué)院畢業(yè)設(shè)計（論文） 26 4 制動過程的動力學(xué)參數(shù)的計算 4.1 制動過程車輪所受的制動力 汽車受到與行駛方向相反的外力時，才能從一定的速度制動到較小的車速或直至停車。這個外力只能由地面和空氣提供。但由于空氣阻力相對較 小，所以實(shí)際外力主要是由地面提供的，稱之為地面制動力。地面制動力越大，制動距離也越短，所以地面制動力對汽車制動性具有決定性影響。 下面分析一個車輪在制動時的受力情況。 （ 1）地面制動力 假設(shè)滾動阻力偶矩、車輪慣性力和慣性力偶矩均可忽略圖，則車輪在平直良好路面上制動時的受力情況如圖 4.1 所示。 圖 4.1 車輪制動時受力簡圖 T 是車輪制動器中摩擦片與制動鼓或盤相對滑動時的摩擦力矩，單位為 Nm ；xbF 是地面制動力，單位為 N； W 為車輪垂直載荷、 pF 為車軸對車輪的推力、 zF 為地面對車輪的法向反作用 力，它們的單位均為 N。 顯然，從力矩平衡得到 xb TF r （ 4.1） 式中， r 為車輪的有效半徑（ m）。 地面制動力是使汽車制動而減速行駛的外力，但地面制動力取決于兩個摩擦副的摩擦力：一個是制動器內(nèi)制動摩擦片與制動鼓或制動盤間的摩擦力，一個是輪胎與地面間的摩擦力 附著力。 學(xué)院畢業(yè)設(shè)計（論文） 27 （ 2）制動器制動力 在輪胎周緣為了克 服制動器摩擦力矩所需的力稱為制動器制動力，以符號 F表示，顯然 TFr （ 4.2） 式中： T 是車輪制動器摩擦副的摩擦力矩。制動器制動力 F 是由制動器結(jié)構(gòu)參數(shù)所決定的。它與制動器的型式、結(jié)構(gòu)尺寸、摩擦副的而 摩擦系數(shù)和車輪半徑以及踏板力有關(guān)。 圖 4.2 給出了地面制動力、車輪制動力及附著力三者之間的關(guān)系。當(dāng)踩下制動踏板時，首先消除制動系間隙后，制動器制動力開始增加。開始時踏板力較小，制動器制動力 F 也較小，地面制動力 xbF 足以克服制動器制動力 F ，而使得車輪滾動。此時， xbF =F ，且隨踏板力增加成線性增加。 圖 4.2 地面制動力、車輪制動力及附著力之間的關(guān)系 但是地面制動力是地面摩擦阻力的約束反力，其值不能大于地面附著力 F 或最大地面制動力 maxxbF ，即 xbFzFF （ 4.3） m a x zxbF F F （ 4.4） 當(dāng)制動踏板力上升到一定值時，地面制動力xbF達(dá)到最大地面制動力 xbF =F ,車輪開始抱死不轉(zhuǎn)而出現(xiàn)拖滑現(xiàn)象。隨著制動踏板力以及制動管路壓力的繼續(xù)升高，制動器制動力 F 繼續(xù)增加，直至踏板最大行程，但是地面制動力 xbF 不再增加。 上述分析表明，汽車地面制動力 xbF 取決于 制動器制動力 F ，同時又受到地面附著力 F 的閑置。只有當(dāng) 制動器制動力 F 足夠大，而且地面又能夠提供足夠大的 學(xué)院畢業(yè)設(shè)計（論文） 28 附著力 F ，才能獲得足夠大的地面制動力。 （ 3）地面對前、后車輪的法向反作用力 圖 4.3 所示為，忽略汽車的滾動阻力偶和旋轉(zhuǎn)質(zhì)量減速時的慣性阻力偶矩，汽車在水平路面上制動時的受力情況。 圖 4.3 制動時的汽車受力圖 因?yàn)橹苿訒r車速較低，空氣阻力 wF 可忽略不計，則分別對汽車前后輪接地點(diǎn)取矩，整理得前、后輪的地面法向反作用力 1zF 、 2zF 為 12()()zgzgGF b zhLGF b zhL （ 4.5） 式中： du zgdt， z 為制動強(qiáng)度， G 汽車所受重力； L 汽車軸距； 1L 汽車質(zhì)心離前軸距離； 2L 汽車質(zhì)心離后軸距離； gh 為汽車質(zhì)心高度（滿載時 gh =920mm）； g 重 力加速度； 若在附著系數(shù)為 的路面上制動，前、后輪都抱死（無論是同時抱死或分別先后抱死），此時xb duF F G gdt 或 。地面作用于前、后輪的法向反作用力為 12()()zgzgGF b hLGF b hL （ 4.7） 式（ 4.6）、（ 4.7）均為直線方程，由上式可見，當(dāng)制動強(qiáng)度或附著系數(shù)改 學(xué)院畢業(yè)設(shè)計（論文） 29 變時，前后軸車輪的地面法向反作用力的變化是 很大的，前輪增大，后輪減小。 （ 4）理想的前、后制動器制動力分配曲線 汽車總的地面制動力為： GqdtdugGFFF BBB 21 (4.8) 式中： z 制動強(qiáng)度； 1BF 前軸車輪的地面制動力； 2BF 后軸車輪的地面制動力。 由式（ 4.5）、式（ 4.6）求得前、后軸車輪附著力： 212121( ) ( )( ) ( )gBggBghL GF G F L q hL L LhL GF G F L q hL L L （ 4.9） 前已指出，制動時前、后車輪同時抱死，對附著條件的利用，制動時汽車的方向穩(wěn)定性均較為有利。此時的前、后輪制動器制動力 1F 和 2F 的關(guān)系曲線，常稱為理想的前、后輪制動器制動力分配曲線。在任何附著系數(shù) 的路面上，前、后輪制動器制動力分別等于各自的附著力，即 121122uuuzuzF F GFFFF 將（ 4.7）式代入上式，得 1212uuugF F GF b hF a h （ 4.10） 式中： 1uF 前軸車輪的制動器制動力， 1 1 1u xb zF F F； 2uF 后軸車輪的制動器制動力， 2 2 2u xb zF F F； 1xbF 前軸車輪的地面制動力； 2xbF 后軸車輪的地面制動力； 1Z ， 2Z 地面對前、后軸車輪的法向反力； G 汽車重力； a ， b 汽車質(zhì)心離前、后軸距離； gh 汽車質(zhì)心高度。 消去變量 ，得 學(xué)院畢業(yè)設(shè)計（論文） 30 22 1 141 ( 2 )2gu u ugghLG G bF b F Fh G h （ 4.11） 如已知汽車軸距 L 、質(zhì)心高度gh、總質(zhì)量 am 、質(zhì)心的位置 b (質(zhì)心至后軸的距離 )，就可用式（ 4.11）繪制前、后制動器制動力的理想分配關(guān)系曲線，簡稱 I 曲線。圖 4.4 就是根據(jù)式（ 4.11）繪制的汽 車在空載和滿載兩種工況的 I 曲線。 圖 4.4 I 曲線示意圖 根據(jù)方程組（ 4.30）的兩個方程也可直接繪制 I 曲線。假設(shè)一組 值（ 0.1,0.2,0.3, ,1.0） ,每個 值代入方程組（ 4.30），就具有一個交點(diǎn)的兩條直線，變 化 值，取得一組交點(diǎn)，連接這些交點(diǎn)就制成 I 曲線，見圖 4.5。 圖 4.5 理想的前、后制動器制動力分配曲線 I 曲線時踏板力增長到使前、后車輪制動器同時抱死時前、后制動器制動力的理想分配曲線。前、后車輪同時抱死時， 1 1 1u xbF F F ， 1 1 2u xbF F F ，所以 I 曲 學(xué)院畢業(yè)設(shè)計（論文） 31 線也是前、后車輪同時抱死時， 1F 和 2F 的關(guān)系曲線。 在本設(shè)計中，輕型貨車在滿載時的基本數(shù)據(jù)如下： 3300L 軸 距 mm， 6 5 % 2 1 4 5aL 質(zhì) 心 距 前 軸 的 距 離mm， 1155b L a mm，汽車所受的重力 34 . 1 3 9 . 8 1 0 4 0 4 7 4aG m g N，同步附著系數(shù) =0.4，汽車滿載時的質(zhì)心高度 930m mgh 。 將以上數(shù)據(jù)代入（ 4.10），得 1 1 1u xbF F F =7491.37N， 1 1 2u xbF F F =8698.23N， 1zF =18728.43N， 2zF =21745.58N。 （ 5）具有固定比 值的前、后制動器制動力 兩軸汽車的前、后制動器制動力的比值一般為固定的常數(shù)。通常用前制動器制動力對汽車總制動器制動力之比來表明分配比例，即制動器制動力分配系數(shù) ，它可表示為 1FF （ 4.12） 式中， 1uF 為前制動器制動力； uF 為汽車總制動器制動力， 12uuF F F ， 2uF為后輪制動器制動力。故 1FF ， 2 1FF（ ） 且 12 1FF （ 4.13） 若用 21()uuF B F 表示，則其為一條直線， 此直線通過坐標(biāo)原點(diǎn)，且其斜率為 1tan 它是實(shí)際前、后制動器制動力實(shí)際分配線，簡稱為 線。如圖 4.6 所示。 如圖 4.6 某載貨汽車的 I曲線和 曲線 學(xué)院畢業(yè)設(shè)計（論文） 32 4.2 制動距離與制動減速度計算 （ 1）制動距離與制動減速度 制動距離與汽車的行駛安全有直接關(guān)系，它指的是汽車速度為 0u 時，從駕駛 員開始操控制動控制裝置到汽車完全停住為止所駛過的距離。制動距離與制動踏板力、路面附著條件、車輛載荷、發(fā)動機(jī)是否結(jié)合等許多因素有關(guān)。由于各種汽車的動力性不同，對制動效能也提出了不同的要求：一般轎車、輕型貨車行駛車速高，所以要求制動效能也高；重型貨車行駛速度低，要求就稍微低一點(diǎn)。 制動減速度是制動時車速對時間的導(dǎo)數(shù)，即 dudt。它反映了地面制動力的大小，因此與制動器制動力及附著力有關(guān)。 在不同的路面上，由于地面制動力為 xb bFG 故汽車能達(dá)到的減速度（ m/s2 ）為 maxb bag 若允許汽車的前、后輪同時抱死，則 maxb sag 式中： G 汽車所受重力， N； s 滑動附著系數(shù)；（ s =0.4） g 重力加速度， 9.8g m/s2； v 制動初速度， m/s； 代入數(shù)據(jù)得到 maxba =0.4 9.8=3.92 m/s2 （ 2）制動距離的分析 202 0m a x2213 . 6 2 2 5 . 9 2aabuSu a （ 4.14） 式中： 2 制動機(jī)構(gòu)滯后時間，單位 s；（ 0.2s 0.45s，計算時取 0.3s） 2 制動器制動力增長過程所需的時間，單位 s；（一般為 0.2s） 2 制動器的作用時間，一般在 0.2s 0.9s 之間； v 制動初速度， m/s；計算時總質(zhì)量 3.5t以上的汽車取 v =65km/h=18.1m/s； 代入數(shù)據(jù)得 ： 21 0 . 2 1 8 . 10 . 3 1 8 . 13 . 6 2 2 5 . 9 2 3 . 4 3 3 5S 6.4m 學(xué)院畢業(yè)設(shè)計（論文） 33 綜合國外有關(guān)標(biāo)準(zhǔn)和法規(guī)：進(jìn)行制動效能試驗(yàn)時的制動減速度 a ，載貨汽車應(yīng)為 3.4 6.5 m/s2；相應(yīng)的最大制動距離 TS ：貨車為 115/15.0 2vvS T ，式中第一項為反應(yīng)距離；第二項為制動距離， TS 單位為 m； v 單位為 m/s。 代入數(shù)據(jù)得： 220 . 1 5 / 1 1 5 0 . 1 5 1 8 . 1 1 8 . 1 / 1 1 5TS v v 6.62m 顯然， S TS ，故本設(shè)計符合要求。 4.3 同步附著系數(shù)與附著系數(shù)利用率計算 由式 (4.13)可表達(dá)為 121uuFF (4.15) 上式在圖 4.3 中是一條通過坐標(biāo)原點(diǎn)且斜率為 (1. )/ 的直線，是汽車實(shí)際前、后制動器制動力分配線，簡稱 線。圖 4.6中 線與 I曲線交于 B點(diǎn)， B點(diǎn)處的附著系數(shù) =0,則稱0為 同步附著系數(shù) 。 同步附著系數(shù)的計算公式是： 0 gLbh （ 4.16） 對于前、后制動器制動力為固定比值的汽車，只有在附著系數(shù) 等于同步附著系數(shù)0的路面上，前、后車輪制動器才會同時抱死。當(dāng)汽車在不同 值的路面上制動時，可能有以下情況： (1)當(dāng) 0， 線位于 I曲線上方，制動時總是后輪先抱死，這時容易發(fā)生后軸側(cè)滑使汽車失去方向穩(wěn)定性。 (3)當(dāng)0，制動時汽車前、后輪同時抱死，是一種穩(wěn)定工況，但也失去轉(zhuǎn)向能力。 將以下數(shù)據(jù) 3300L m m軸 距 6 5 % 2 1 4 5aL 質(zhì) 心 距 前 軸 的 距 離mm， 1155b L a mm，汽車所受的重力 34 . 1 3 9 . 8 1 0 4 0 4 7 4aG m g N，同步附著系數(shù) =0.4，汽車滿載時的質(zhì)心高度 930m mgh 代入式（ 4.16），得 =0.4612 把 值代入式 (4.15)得： 學(xué)院畢業(yè)設(shè)計（論文） 34 tan =121uuFF =1.168； =49.43 為了防止汽車的前輪失去轉(zhuǎn)向能力和后輪產(chǎn)生側(cè)滑，希望在制動過程中，在即將出現(xiàn)車輪抱死但尚無任何車輪抱死時的制動減速度，為該車可能產(chǎn)生的最高減速度。分析表明，汽車在同步附著系數(shù)0的路面上制動 (前、后車輪同時抱死 )時，其制動減速度為 dudt qg 0 g，即 z = 0 ， z 為制動強(qiáng)度。而在其他附著系數(shù) 的路面上制動時，達(dá)到前輪或后輪即將抱死時的制動強(qiáng)度 z ，這表明只有在 =0的路面上，地面的附著條件才得到充分利用。 附著條件的利用情況用 附著系數(shù)利用率 (附著力利用率 ) 表示： xbF zG (4.17) 式中： xbF 汽車總的地面制動力； G 汽車所受重力； z 制動強(qiáng)度。 當(dāng) =0時， z =0， =1,利用率最高。取 =1，則 z = =0=0.4 為保證汽車制動時的方向穩(wěn)定 性和有足夠的附著系數(shù)利用率，聯(lián)合國歐洲經(jīng)濟(jì)委員會 (ECE)的制動法規(guī)規(guī)定，在各種載荷情況下，輕型汽車在 0.15 0.3z 的范圍內(nèi)，前輪均應(yīng)能先抱死；在車輪尚未抱死的情況下，在 0.2 0.8z 的范圍內(nèi)，必須滿足 z 0.1+0.85( .0.2)。 本設(shè)計中， 0 .4 0 .2 2 7 5z （滿足要求） 根據(jù)所定的同步附著系數(shù)0，由式（ 4.10）及式（ 4.13）得 0 gbhL （ 4.18） 01 gahL （ 4.19） 進(jìn)而求得 1 0()x b x b gGF F G q b h qL （ 4.20） 學(xué)院畢業(yè)設(shè)計（論文） 35 2 0( 1 ) ( 1 ) ( )x b x b gGF F G q a h qL （ 4.21） 當(dāng) =0時：11xbFF，22xbFF，故 xbFG ， z = ； =1 當(dāng) 0時：可能得到的最大總制動力取決于后輪剛剛首先抱死的條件，即22xbFF。由式（ 4.6）、式（ 4.7）、式（ 4.13）和式（ 4.15）得 110()xbgGLFLh （ 4.25） ghLLq)( 01 1 （ 4.26） ghLL)( 01 1 （ 4.27） 本設(shè)計中汽車的 值恒定，其0值小于可能遇到的最大附著系數(shù)，使其在常遇附著系數(shù)范圍內(nèi) 不致過低。在 0的良好路面上緊急制動時，總是后輪先抱死。 4.4 制動器的最大制動力矩 為保證汽車有良好的制動效能和穩(wěn)定性，應(yīng)合理地確定前，后輪制動器的制動力矩。 最大制動力是在汽車附著質(zhì)量被完全利用的條件下獲得的，這時制動力與地面作用于車輪的法向力 1zF , 2zF 成正比。由式 (4.10)可知，雙軸汽車前、后車輪附著力同時被充分利用或前、后輪同時抱死時的制動力之比為 11 0220uz gzugbhFFF F a h （ 4.28） 學(xué)院畢業(yè)設(shè)計（論文） 36 式中： a ,b 汽車質(zhì)心離前、后軸距離； 0 同步附著系數(shù)； gh 汽車質(zhì)心高度。 制動器所能產(chǎn)生的制動力矩，受車輪的計算力矩所制約，即 11u u eT F r （ 4.29） 22euuT F r 式中： 1uF 前軸制動器的制動力， 11 zuFF； 2uF 后軸制動器的制動力， 22 zuFF ； 1zF 作用于前軸車輪上的地面法向反力； 2zF 作用于后軸車輪上的地面法向反力； er 車輪有效半徑。 對于常遇的道路條件較差，車速較低因而選取了較小的同步附著系數(shù)0值的汽車，為了保證在0的良好的路面上（例如 =0.8）能夠制動到后軸和前軸先后抱死滑移（此時制動強(qiáng)度 z ），前、后軸的車輪制動器所能產(chǎn)生的最大制動力力矩為 11 m a x ()zu e g eGT F r b h rL （ 4.30） 2 m a x 1 m a x1uuTT （ 4.31） 對于選取較大0值的汽車，從保證汽車制動時的穩(wěn)定性出發(fā)，來確定各軸的最大制動力矩。當(dāng)0時，相應(yīng)的極限制動強(qiáng)度 z ，故所需的后軸和前軸的最大制動力矩為 2 m a x ()u g eGT a z h rL (4.32) 1 m a x 2 m a x1uuTT (4.33) 式中： 該車所能遇到的最大附著系數(shù)； z 制動強(qiáng)度，由式 du zgdt 確定； er 車輪有效半徑。 本設(shè)計中，同步附著系數(shù)0的值為 0.4，所以應(yīng)用式（ 4.24）、（ 4.25）進(jìn)行計算。將以下數(shù)據(jù) 3300L m m軸 距 6 5 % 2 1 4 5aL 質(zhì) 心 距 前 軸 的 距 離mm， 1155b L a mm，汽車所受的重力 34 . 1 3 9 . 8 1 0 4 0 4 7 4aG m g N，同步附著系數(shù) =0.4，汽車滿載時的質(zhì)心高度 930m mgh ，車輪有效半徑 0.37er N， 0.4612 。 學(xué)院畢業(yè)設(shè)計（論文） 37 代入式（ 4.30）、（ 4.31）中，得 1 m a x 2 7 7 1 .8uT N m 2 m a x 3 2 3 8 .2uT N m 一個車輪制動器的最大制動力矩為上列計算結(jié)果的半值。 4.5 制動器因素與制動蹄因素計算 制動器因數(shù) BF的表達(dá)式 PfNfNBF /)( 21 ，它表示制動器的效能，又稱為制動器效能因數(shù)。其實(shí)質(zhì)是制動器在單位輸入壓力或力的作用下所能輸出的力或力矩，用于評價不同結(jié)構(gòu)型式的制動器的效能。制動器因數(shù)可定義為在制動鼓或制動盤的作用半徑上所產(chǎn)生的摩擦力與輸入力之比 ，即 PRTBF f (4.34) 式中 : fT 制動器的摩擦力矩； R 制動鼓或制動盤的作用半徑； P 輸入力，一般取加于兩制動蹄的張開力 (或加于兩制動塊的壓緊力 )的平均值為輸入力。 對于鉗盤式制動器，兩側(cè)制動塊對制動盤的壓緊力均為 P，則制動盤在其兩側(cè)工作面的作用半徑上所受的摩擦力為 2f P（ f 為盤與制動襯塊間的摩擦系數(shù)），于是鉗盤式制動器的制動器因數(shù)為 fPfPBF 22 (4.35) 對于鼓式制動器（如圖 4.7 所示），設(shè)作用于兩蹄的張開力分別為 1P 、 2P ，制動鼓內(nèi)圓柱面半徑即制動鼓工作半徑為 R，兩蹄給予制動鼓的摩擦力矩分別為1TfT和2TfT，則兩蹄的效能因數(shù)即制動蹄因數(shù)分別為： RPTBF TfT 1 11 ； RPTBF TfT 2 22 （ 4.36） 學(xué)院畢業(yè)設(shè)計（論文） 38 圖 4.7鼓式制動器的簡化受力圖 整個鼓式制動器的制動因數(shù)則為 RPPTTRPPTTPRTBF TfTfTfTff)()(2)(5.0 21 2121 21 （ 4.37） 當(dāng) PPP 21 時，則 2121 TTTfTf BFBFPRTTBF (4.38) 蹄與鼓間作用力的分布，其合力的大小、方向及作用點(diǎn)，需要較精確地分析、計算才能確定。今假設(shè)在張力 P 的作用下制動蹄摩擦襯片與鼓之間作用力的合力 N如圖 26 所示作用于襯片的 B 點(diǎn)上。這一法向力引起作用于制動蹄襯片上的摩擦力為 N，為摩擦系數(shù)。 a， b， c， h， R 及 為結(jié)構(gòu)尺寸，如圖 4.7 所示。 對領(lǐng)蹄取繞支點(diǎn) A 的力矩平衡方程，即 0P h N fc N b 由上式得領(lǐng)蹄的制 動因數(shù)為 11TN f h fBFcPb fb （ 4.39） 當(dāng)制動鼓逆轉(zhuǎn)時，上述制動蹄便又成為從蹄，這時摩擦力 Nf 的方向與圖 4.7所示相反，用上述分析方法，同樣可得到從蹄繞支點(diǎn) A 的力矩平衡方程，即 0P h N fc N b 由上式得從蹄的制動蹄因數(shù)為 學(xué)院畢業(yè)設(shè)計（論文） 39 21TN f h fBFcPb fb （ 4.40） 由式 (3.39)可知：當(dāng)趨近于占 b c 時，對于某一有限張開力 P，制動鼓摩擦力趨于無窮大。這時制動器將自鎖。自鎖效應(yīng)只是制動蹄襯片摩擦系數(shù)和制動器幾何尺寸的函數(shù)。 通過上述對領(lǐng)從蹄式制動器制動蹄因數(shù)的分析與計算可以看出，領(lǐng)蹄由于摩擦力對蹄支點(diǎn)形成的力矩與張開力對蹄支點(diǎn)的力矩同向而使其制動蹄因數(shù)值大，而從蹄則由于這兩種力矩反向而使其制動蹄因數(shù)值小。兩者在 f =0.3 0.35 范圍內(nèi)，當(dāng)張開力 12PP 時，相差達(dá) 3 倍之多。圖 4.8 給出了領(lǐng)蹄與從蹄的制動蹄因數(shù)及其導(dǎo)數(shù)對摩擦系數(shù)的關(guān)系曲線。由該圖可見，當(dāng) f 增大到一定值時，領(lǐng)蹄的 1TBF 和1 /TdBF df 均趨于無限大。它意味著此時只要施加一極小張開力 1P ，制動力矩將迅速增至極大的數(shù)值，此后即使放開制動踏板，領(lǐng)蹄也不能回位而是 一直保持制動狀態(tài)，發(fā)生 “自鎖 ”現(xiàn)象。這時只能通過倒轉(zhuǎn)制動鼓消除制動。領(lǐng)蹄的 1TBF 和 1 /TdBF df隨 f 的增大而急劇增大的現(xiàn)象稱為自行增勢作用。反之，從蹄的 2TBF 及 2 /TdBF df 隨f 的增大而減小的現(xiàn)象稱為自行減勢作用。 圖 4.8 制動蹄因數(shù) BF 及其導(dǎo)數(shù) /dBF df 與摩擦系數(shù)的關(guān)系 1.領(lǐng)蹄 2.從蹄 在制動過程中，襯片