CSU1060A貨車總體設(shè)計及前制動器設(shè)計

1、各專業(yè)全套優(yōu)秀畢業(yè)論文圖紙csu1060a貨車總體設(shè)計及前制動器設(shè)計摘要本文介紹了csu1060a貨車總體設(shè)計及前制動器設(shè)計，設(shè)計包括總體主要參數(shù)設(shè)計、制動系主要參數(shù)設(shè)計、前制動器設(shè)計計算、前制動輪缸尺寸設(shè)計計算等。本設(shè)計采用較常用的鼓式領(lǐng)從蹄式制動器，通過合理設(shè)計汽車的總體尺寸、選擇合適的發(fā)動機型號以及合適的制動器參數(shù)，合理分配前后制動器的制動力矩，并進行校核，從而保證汽車有良好的制動性能，并且保證此貨車在制動時又能保持良好的汽車方向穩(wěn)定性和操縱穩(wěn)定性。 關(guān)鍵詞: 貨車總體設(shè)計；制動系；領(lǐng)從蹄式制動器目錄1.總體設(shè)計.31.1軸數(shù)及驅(qū)動形式的確定.3 1.2布置形式的確定 .31.3汽車主要

2、參數(shù)設(shè)計. .41.3.1汽車主要尺寸 .41.3.2軸荷分配.61.3.3發(fā)動機功率、轉(zhuǎn)矩、扭矩及發(fā)動機型號的確定.61.3.4汽車輪胎的選擇.101.3.5確定主減速器傳動比.101.3.6確定變速器最大傳比.102.前軸制動器設(shè)計.122.1制動系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)形式.122.2制動器的主要參數(shù)設(shè)計.122.3液壓制動驅(qū)動機構(gòu)的設(shè)計.183.設(shè)計總結(jié).22參考文獻.23附錄1典型車型的主要參數(shù).24 附錄 2 qc/t 309-1999261、總體設(shè)計根據(jù)任務(wù)書給定的要求如下表來設(shè)計貨車的總體尺寸裝載質(zhì)量kg汽車型號最大總質(zhì)量（kg）最大車速(kmh-1)3500csu1060a67301001

3、.1軸數(shù)及驅(qū)動形式的確定根據(jù)國家道路交通法規(guī)、設(shè)計規(guī)范及汽車的用途可知，包括乘用車以及汽車總質(zhì)量小于19t的公路運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。根據(jù)gb 1589-2004 （2004-04-01發(fā)布，2004-10-01實施）道路車輛外廓尺寸、軸荷及質(zhì)量限值中表4 汽車、掛車及汽車列車最大允許總質(zhì)量的最大限值及最大設(shè)計總質(zhì)量的最小限值，及給定的貨車總質(zhì)量為2100kg，故設(shè)計采用兩軸方案。汽車的用途、總質(zhì)量和對車輛通過性能的要求等，是影響選取驅(qū)動形式的主要因素。增加驅(qū)動輪數(shù)能夠提高汽車的通過能力，驅(qū)動輪數(shù)越多，汽車的結(jié)構(gòu)越復(fù)雜，

4、整備質(zhì)量和制造成本也隨之提高，同時也使汽車的總體布置工作變得困難。根據(jù)參考文獻10，總質(zhì)量小于19噸的公路運輸車，采用結(jié)構(gòu)簡單、制造成本低的42驅(qū)動形式，故此貨車采用42的驅(qū)動形式。1.2布置形式的確定 按駕駛室與發(fā)動機相對位置的不同，貨車有長頭式、短頭式、平頭式和偏置式。長頭式的特點是發(fā)動機位于駕駛室前部，當發(fā)動機有少部分位于駕駛室內(nèi)時稱為短頭式，發(fā)動機位于駕駛室內(nèi)時稱為平頭式，駕駛室偏置在發(fā)動機旁的貨車稱為偏置式。布置形式為平頭式的貨車，其主要優(yōu)點如下：汽車總長和軸距尺寸短，最小轉(zhuǎn)彎直徑小，機動性能良好；不需要發(fā)動機罩和翼子板，加上總長縮短等因素的影響，汽車整備質(zhì)量減小；駕駛員的視野得到明

5、顯改善；采用翻轉(zhuǎn)式駕駛室時能改善發(fā)動機及其附件的接近性；汽車面積利用率高。平頭式貨車的主要缺點有：前軸負荷大，因而汽車通過性能變壞；因為駕駛室有翻轉(zhuǎn)機構(gòu)和鎖住機構(gòu)，使機構(gòu)復(fù)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(gòu)復(fù)雜；駕駛室內(nèi)受熱及振動均比較大；汽車正面與其它物體發(fā)生碰撞時，特別是微型、輕型平頭貨車，使駕駛員和前排乘員受到嚴重傷害的可能性增加。平頭式貨車的發(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(yīng)用。發(fā)動機布置在駕駛員和副駕駛員座椅中間形成凸起隔斷的布置方案僅在早期的平頭車上得到應(yīng)用。平頭式貨車在各種級別的貨車上得到廣泛應(yīng)用。長

6、頭式貨車的主要優(yōu)缺點與平頭式貨車的優(yōu)缺點相反，而短頭式介于兩者之間，但更趨于與長頭式優(yōu)缺點相近。長頭式貨車的前輪相對車頭的位置有三種：靠前、居中、靠后。前輪靠前時因軸荷分配不合理，已不采用；前輪靠后時，輪罩凸包會影響駕駛員的操作空間；前輪居中時外形美觀、布置勻稱，故得到廣泛應(yīng)用。偏置式駕駛室的貨車主要用于重型礦用自卸車上。它具有平頭式貨車的一些優(yōu)點，如軸距短、視野良好等，此外還具有駕駛室通風(fēng)條件好、維修發(fā)動機方便等優(yōu)點。因此，本設(shè)計選用平頭、單排駕駛室的布置設(shè)計1.3汽車主要參數(shù)設(shè)計1.3.1主要尺寸 汽車軸距和前、后輪距 在確定汽車軸距時，應(yīng)該綜合考慮汽車的主要性能、裝載面積和

7、軸荷分配等各方面的要求。在各方面均能得到滿足的情況下，以軸距短些為宜。一般來說，輕型載貨汽車對機動性要求高，故軸距應(yīng)取短些；裝運質(zhì)量小，體積大貨物的載貨汽車的軸距可取長些；三軸汽車的中軸和后軸之間的軸距一般為輪胎直徑的1.11.25倍。各類載貨汽車的軸距選用范圍如表3-1所示。 載貨汽車的輪距與汽車的結(jié)構(gòu)布置有關(guān)。前輪距主要取決于車架前部的寬度、前懸架寬度、前輪最大轉(zhuǎn)角和輪胎寬度，同時還需考慮轉(zhuǎn)向拉桿、轉(zhuǎn)向輪和車架之間的運動間隙等。后輪距主要取決于車架后部寬度、后懸架寬度和輪胎寬度，同時還需考慮車輪和車架之間的間隙。各類載貨汽車的輪距選用范圍如表2-1所示。 表1-1 各類汽車的軸距和輪距總質(zhì)

8、量（t ）軸距（m）輪距（m ）1.151.352.23.001.503.55.001.656.09.001.8510.014.042.0014.017.042.00結(jié)合本次設(shè)計，總質(zhì)量大約為6.73t，故軸距范圍為3.64.2 ；輪距范圍為1.701.85m 。 本設(shè)計參數(shù)選擇軸距為4000mm，前輪距為1500mm；后輪距：1400mm 汽車的前懸和后懸汽車的前懸是通過兩前輪中心的垂面與抵靠在車輛最前端并垂直于汽車縱向?qū)ΨQ平面的垂面之間的距離。其長度應(yīng)能布置發(fā)動機、水箱

9、、轉(zhuǎn)向器等部件；但不能過長，不然接近角太小，影響汽車的通過能力。汽車的后懸是通過汽車最后車輪軸線的吹面與抵靠在汽車最后端并垂直于汽車縱向?qū)ΨQ平面的垂面之間的距離。其長度主要取決于貨廂的長度、軸距和軸荷分配的要求。一般載貨汽車的后懸在1.22.2m 的之間；但各類載貨汽車的后懸不得超過軸距的55%。 汽車的外廓尺寸gb 1589-1989規(guī)定了汽車外廓尺寸限界，并參考同類車型選取，我國法規(guī)對載貨汽車外廓尺寸的規(guī)定是：總高不大于4m?？倢挘ú话ê笠曠R）不大于2.5m ；外開窗、后視鏡等突出部分寬度不大于250mm?？傞L不大于12m ；一般載貨汽車的外廓尺寸隨載荷的增大而增加。結(jié)合這

10、次設(shè)計，并參考nkp77plnacjax車型保證汽車主要使用性能的條件下，所設(shè)計的車輛長為6790mm；寬為1899mm；空載時候的高度為2785mm。1.3.2軸荷分配汽車的軸荷分配對汽車的使用性能和輪胎使用壽命有明顯的影響。為使輪胎的壽命一致，希望滿載時每個輪胎負荷大致相同。對于本次設(shè)計的汽車，由于是42且后輪裝有雙胎的平頭汽車，為了保證汽車后輪上有足夠的附著力，后輪裝有單胎的汽車，空車時后軸負荷應(yīng)大于41%，滿載時后軸負荷控制在66%左右。而前軸負荷在33%左右。根據(jù)有關(guān)公路車輛法規(guī)，公路允許車輛的單后軸軸載質(zhì)量為13t ，雙后軸軸載質(zhì)量為24t 。表1-2各類汽車的軸荷分配車型滿載空載

11、前軸后軸前軸后軸商用車4*2后輪單胎4*2后輪雙胎，長、頭式4*2后輪雙胎，平頭式6*4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%在總布置的側(cè)視圖上確定各個總成的質(zhì)心位置，即確定各總成質(zhì)心到前軸的距離和距地面的高度。根據(jù)力矩平衡的原理，計算汽車各軸的負荷和汽車的質(zhì)心位置。在總體布置時，汽車的左右負荷分配應(yīng)盡量相等，一般可不計算。軸荷分配和質(zhì)心位置應(yīng)滿足要求，否則要重新布置各總成的位置，如調(diào)整發(fā)動機或車廂位置

12、，以至改變汽車的軸距。 本次設(shè)計滿載時取前軸30%，后軸滿載70%，可以計算出g1=2019kg，g2=4711kg，g=6730kg1.3.3發(fā)動機功率、轉(zhuǎn)速、扭矩及發(fā)動機型號的確定發(fā)動機功率的確定根據(jù)給定的基本設(shè)計參數(shù)按下式估算發(fā)動機的最大功率：式中：pemax_發(fā)動機最大功率，kw 傳動系的傳動效率，對單級主減速器驅(qū)動橋的42式汽車取0.85； h 汽車總質(zhì)量，kgg重力加速度m/s2f滾動阻力系數(shù)，對載貨汽車取0.02vamax最高車速，km/h空氣阻力系數(shù)，貨車取0.81.0 a 汽車正面投影面積，a=b*h對于載貨汽車若無測量數(shù)據(jù)，可按前輪距、汽車總高計算對于本次設(shè)計

13、，式中各參數(shù)值如下： =0.9；g=9.81；f=0.02；cd=0.9；a=b*h=1500*2785=4.177m2 =6730kg; 則可計算出：=95.56kw發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩 temax 及相應(yīng)轉(zhuǎn)速nt的選擇當發(fā)動機最大功率和其相應(yīng)轉(zhuǎn)速np確定后，可用下式確定發(fā)動機的最大扭矩temax和相應(yīng)轉(zhuǎn)速 np 隨之確定式中： temax 發(fā)動機最大扭矩，nm；扭矩適應(yīng)性系數(shù)；一般汽油機=1.1-1.3， 的大小可參考同類樣機的數(shù)值進行選取，選取=1.2temax為最大功率點的扭矩，nm；n最大功率點轉(zhuǎn)速，r/min?？筛鶕?jù)所選發(fā)動機性能參數(shù)得：temax =391.07n*m1.

14、3.3.3發(fā)動機的選擇 表1-3 發(fā)動機發(fā)動機型號參數(shù)發(fā)動機型號eqd6102-taa:額定功率(kw/r/min)103/2800最大扭矩(nm/r/min)420/1500-1700汽油機形式直列、水冷、四沖程氣缸直徑(mm)100活塞行程 (mm)115工作容積(l)5.42發(fā)火次序1536發(fā)動機的布置 .1.發(fā)動機的上下位置 發(fā)動機的上下位置對離地間隙和駕駛員視野有影響。轎車前部因沒有前軸，發(fā)動機油底殼至路面的距離，應(yīng)保證滿載狀態(tài)下最小離地間隙的要求。貨車通常將發(fā)動機布置在前軸上方，考慮到懸架緩沖塊脫落以后，前軸的最大向上跳動量達70100mm，這就要求

15、發(fā)動機有足夠高的位置，以防止前軸碰壞發(fā)動機油底殼。油底殼通常設(shè)計成深淺不一的形狀，使位于前軸上方的地方最淺，同時再將前梁中部鍛成下凹形狀(注意前梁下部尺寸必須保證所要求的最小離地間隙)。所有這些措施將有利于降低發(fā)動機位置的高度，并使發(fā)動機罩隨之降低，這能改善長頭車的駕駛員視野，同時有利于降低汽車質(zhì)心高度。除此之外，還要檢查油底殼與橫拉桿之間的間隙。發(fā)動機高度位置初定之后，用氣缸體前端面與曲軸中心線交點k到地面高度尺寸來標明其高度位置，如圖所示。在發(fā)動機高度位置初步確定之后，風(fēng)扇和散熱器的高度隨之而定，要求風(fēng)扇中心與散熱器幾何中心相重合，以使散熱器在整個面積上接受風(fēng)扇的吹風(fēng)。護風(fēng)罩用來增大送風(fēng)量

16、和減小散熱器尺寸。為了保證空氣的暢通，散熱器中心與風(fēng)扇之間應(yīng)有不小于50mm的間隙，無護風(fēng)罩時可減小到30mm。由于空氣濾清器位于發(fā)動機進氣支管上，其高度影響發(fā)動機罩高度，為此將空氣濾清器做成扁平狀。發(fā)動機罩與發(fā)動機零件之間的間隙不得小于25mm，以防止關(guān)閉發(fā)動機罩時受到損傷。 .2.發(fā)動機的前后位置 發(fā)動機的前后位置會影響汽車的軸荷分配，轎車前排座位的乘坐舒適性，發(fā)動機前置后輪驅(qū)動汽車的傳動軸長度和夾角，以及貨車的面積利用率。 為減小傳動軸夾角，發(fā)動機前置后輪驅(qū)動汽車的發(fā)動機常布置成向后傾斜狀，使曲軸中心線與水平線之間形成l4夾角，轎車多在34之間。 發(fā)動機前置后輪驅(qū)動的轎車，

17、前縱梁之間的距離，必須考慮吊裝在發(fā)動機上的所有總成(如發(fā)電機、空調(diào)裝置的壓縮機等)以及從下面將發(fā)動機安裝到汽車上的可能性。還應(yīng)保證在修理和技術(shù)維護情況下，從上面安裝發(fā)動機的可能性。 發(fā)動機的前后位置應(yīng)與上下位置一起進行布置。前后位置確定以后，在側(cè)視圖上畫下它的外形輪廓，然后用氣缸體前端面與曲鈾中心線交點久到前輪中心線之間的距離來標明其前后位置。此后可以確定汽車前圍的位置：發(fā)動機與前圍之間必須留有足夠的間隙，以防止熱量傳人客廂和保證零部件的安裝；離合器殼與變速器應(yīng)能同拆下，而無需拆卸發(fā)動機的固定點，此時應(yīng)特別注意離合器殼上面螺釘?shù)慕咏浴?.3.發(fā)動機的左右位置 發(fā)動機曲軸中心線在

18、一般情況下與汽車中心線一致。這對底盤承載系統(tǒng)的受力和對發(fā)動機懸置支架的統(tǒng)一有利。少數(shù)汽車如44汽車，考慮到前橋是驅(qū)動橋，為了使前驅(qū)動橋的主減速器總成上跳時不與發(fā)動機發(fā)生運動干涉，將發(fā)動機和前橋主減速器向相反方向偏移。 1.3.4汽車輪胎的選擇根據(jù)汽車的用途及軸荷、最高車速并參考同類汽車選取，國產(chǎn)輪胎的知名品牌有：三角、雙錢/回力、成山、東風(fēng)、風(fēng)神等。因此輪胎采用斜交輪胎，輪胎數(shù)量為6，前排2個，后排4個，根據(jù)參考的車型選用輪胎規(guī)格為：7.50-16-12pr;7.50為名義斷面寬,16是名義輪輞直徑。1.3.5確定傳動系最小傳動比，即主減速器傳動比在選定最小的傳動比時，要考慮到最高擋行駛時有足

19、夠的動力性能。根據(jù)汽車理論，發(fā)動機最大功率時的車速應(yīng)等于最高車速或略小于最高車速即主減速器傳動比： 式中：為滾動半徑；為發(fā)動機額定功率時的轉(zhuǎn)速；為最高車速，為變速器的最高擋傳動比，最高擋為直接擋，則=1。由已選輪胎得：自由直徑為：d=780mm 由=fd/2得：滾動半徑=371.37mm,其中：子午線輪胎：f=3.05；斜交輪胎：f=2.99=2800r/min; =108.6km/h；=1代入公式中可以估算出：=3.61；本次設(shè)計取4.01.3.6確定傳動系最大傳動比，從而計算出變速器最大傳動比確定傳動系最大傳動比時，要考慮三方面：最大爬坡度；附著力；汽車的最低穩(wěn)定車速。就普通貨車而言，當已

20、知時，確定傳動系最大傳動比也就是確定變速器i擋傳動比。汽車爬大坡時車速很低，可忽略空氣阻力，汽車的最大驅(qū)動力應(yīng)為：或 即 一般貨車的最大爬坡度為30，即根據(jù)附著條件校核最大傳動比： 式中：為后軸軸荷；為滾動半徑；為變速器的i擋傳動比。所以： 其中本次設(shè)計中: =3990*9.8=39102n; =0.78m;=0.8；=8；=420nm；=0.9；對于混凝土瀝青路面，f=0.018可以算出：5.1779.526本次總體設(shè)計的基本參數(shù)如下表：表1-4 總體設(shè)計的基本參數(shù)汽車型號csu1060a最大總質(zhì)量(kg)6730最大車速(km/h)100裝載質(zhì)量(kg)3500外型尺寸(長*寬*高)679

21、0*1899*2255軸距(mm)4000前輪距(mm)1500后輪距(mm)1400發(fā)動機型號eqd6102-taa額定功率(kw/r/min)103/28800最大扭矩(nm/r/min)420/1500-1700輪胎尺寸17.50-16-12pr軸荷分配(前kg)2019軸荷分配(后kg)4711主減速器傳動比4.02、前軸制動器設(shè)計2.1制動系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)形式2.1.1制動管路分路系統(tǒng)形式普通貨車常采用一軸對一軸型，前軸制動器與后橋制動器各用一個回路。2.1.2制動驅(qū)動機構(gòu)的形式總質(zhì)量18t的輕中型貨車常采用液壓制動系統(tǒng)，并根據(jù)制動踏板力及踏板行程的大小決定是否需要真空伺服系統(tǒng)（真空助力器

22、）。2.1.3制動器的結(jié)構(gòu)形式貨車常采用鼓式制動器。對于液壓制動系統(tǒng)，貨車前輪可采用領(lǐng)從蹄式，此外，短軸距平頭貨車的前輪也可采用單向雙領(lǐng)蹄式，但多一個輪缸，結(jié)構(gòu)略顯復(fù)雜。領(lǐng)從蹄式制動器的效能和效能穩(wěn)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(jié)構(gòu)簡單，成本低；易于附裝駐車制動驅(qū)動機構(gòu)；易于調(diào)整蹄片與制動鼓之間的間隙，但兩個蹄片上的單位壓力不等，兩蹄襯片磨損不均勻、壽命不同，此外，因只有一個輪缸，兩蹄必須在同一驅(qū)動回路作用下工作。這種形式的鼓式制動器被廣泛采用。單向雙領(lǐng)蹄式制動器在汽車前進制動時制動效能相當高。由于有兩個輪缸，故可以用兩個各自獨立的回路分別驅(qū)動兩蹄片，除此之外，這種

23、制動器還有易于調(diào)整蹄片與制動鼓之間的間隙，兩蹄片上的單位壓力相等，使之磨損程度相近、壽命相同等優(yōu)點，但單向雙領(lǐng)蹄式制動器的制動效能穩(wěn)定性僅強于增力式制動器。當?shù)管囍苿訒r，由于兩蹄片皆為雙從蹄，使制動效能明顯下降，與領(lǐng)從蹄式制動器相比較，由于多了一個輪缸，使結(jié)構(gòu)略顯復(fù)雜。綜上所述，制動器的機構(gòu)形式選擇領(lǐng)從蹄式制動器。2.2制動器的主要參數(shù)設(shè)計2.2.1 前、后輪制動器制動力矩的確定前、后輪制動力矩的比值：式中為同步附著系數(shù)，對于貨車：，為汽車質(zhì)心高度。根據(jù)參考文獻11中的表4-4 相當于bj1041貨車的結(jié)構(gòu)參數(shù)，初選如下：同步附著系數(shù)=0.6；質(zhì)心高度hg=1050mm；質(zhì)心至前軸線的距離l1

24、=2400mm；質(zhì)心至后軸線的距離l2=1600mm制動力分配系數(shù)=(*hg+l2)/l=0.5575。先根據(jù)汽車滿載在柏油、混凝土路面上緊急制動到前輪抱死拖滑（附著系數(shù)按0.8計算），計算出前輪制動器的最大制動力矩；再根據(jù)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。地面最大制動力fxbmax = fz=6730*9.8*0.8=52763.2n；所以，當前輪抱死拖滑時，前輪制動力：fxb1=fz1=*（gl2/l+ fxb*hg/l）=21831.24n= fxb1rr =21831.240.37137 nm =8108.12 nm=*（l1-*hg）/( l2+*hg

25、)=6435.59nm。2.2.2鼓式制動器主要參數(shù)的確定根據(jù)參考文獻1選取制動器主要參數(shù)，且制動鼓內(nèi)徑及摩擦襯片寬度必須符合行業(yè)標準qc/t309-1999。1)制動鼓內(nèi)徑d內(nèi)徑及摩擦襯片寬度必須符合行業(yè)標準qc/t309-1999。d=300或320，取上限320。則d=320mm。2摩擦襯片寬度b和包角由參考文獻10，制動鼓半徑r確定后，襯片的摩擦面積ap=rb。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(jù)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(zhì)量的增長而增大。由表8-1襯片摩擦面積，選取ap=300cm2。由此可得

26、：b=84.5mm。內(nèi)徑及摩擦襯片寬度必須符合行業(yè)標準qc/t309-1999。b=75或85，取上限85。則b=85mm。實驗表明：摩擦襯片包角=900-1000時，磨損最小，制動鼓溫度最低，且制動效能最高。故取包角=950 。3）摩擦襯片起始角0 一般將襯片布置在制動蹄的中央，即令0=900-/2。有時為了適應(yīng)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。故取0 =42.50 。4）制動器中心到張開力f0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(nèi)的條件下，應(yīng)使距離e盡可能大，以提高制動效能。初步設(shè)計時可暫定e=0.8r左右。故取e=12.20cm

27、。5）制動蹄支承點坐標a和c應(yīng)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。初步設(shè)計時也可暫定，a=0.8r左右。故?。篴=12.20cm，c=3cm。2.2.3鼓式制動器的設(shè)計計算對于領(lǐng)蹄：對于從蹄：式中：f01和f02分別為領(lǐng)從蹄的張開力； f為摩擦因數(shù)，計算時取0.3； h為摩擦蹄片縱向高度，h=a+e； r1為制動時領(lǐng)蹄的作用半徑； r2為制動時從蹄的作用半徑； c為摩擦片支承點到輪輞中心的距離。 、r的計算如下：圖1 制動力矩簡圖圖2 計算張開力簡圖 由初選的鼓式制動器參數(shù)可以求得：=28.680; ”=66.320；=950 ；所以，=20.57；r1 =

28、16.90cm；并由領(lǐng)從蹄的計算式可得：d1=33.80cm;d2=25.56cm。如果順著制動鼓旋轉(zhuǎn)的蹄片和逆著制動鼓旋轉(zhuǎn)的蹄片的和”角度不同，很顯然兩塊蹄片的和r1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：對于領(lǐng)從蹄鼓式制動器： 由已求可得知：m=/2=4362.12nm用液力驅(qū)動時，f01=f02,所需的張開力為：，并計算得：f0=7348.6n。自鎖性檢測：計算鼓式制動器，必須檢查蹄有無自鎖的可能10，即 不會自鎖。由已知條件可知：c=（a2+c2）1/2=12.56cm; =20.57; r1 = 16.90cm所以，ccos1/( r1- csin1)=

29、0.71f=0.3,即：不會發(fā)生自鎖。2.2.4 前后制動力分配曲線制動時前、后車輪同時抱死，對附著條件的利用、制動時汽車方向的穩(wěn)定性均較為有利。此時的前后輪制動器制動力f1和f2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、后車輪同時抱死的條件是：前、后車輪制動器制動力之和等于附著力，并且前、后輪制動器制動力分別等于各自的附著力，即： f1+f2 =g f1/ f2=( l2+hg)/(l1-hg)由此畫成的曲線即為前、后車輪同時抱死時前、后輪制動器制動力的關(guān)系曲線理想的前、后輪制動器制動力分配曲線，簡稱i曲線。式中已知：g=6730*9.8n=65954

30、n; l1=2400mm; l2=1600mm; hg=1050mm。同步附著系數(shù)0=0.75=0.1時：f1+f2 =6595.4n 所以：f1=2811.5n f1/ f2=1705/2295=0.743 f2=3783.9n=0.2時：f1+f2 =13190.8n 所以：f1=5982.7n f1/ f2=1810/2190=0.83 f2=7208.1n=0.3時: f1+f2 =19786.2n 所以：f1=9480.9n f1/ f2=1915/2085=0.92 f2=10305.3n=0.4時: f1+f2 =26381.6n 所以：f1=13321.4n f1/ f2=20

31、20/1980=1.02 f2=13060.2n=0.5時: f1+f2 =32977n 所以：f1=17516.6n f1/ f2=2125/1875=1.133 f2=15460.4n=0.6時: f1+f2 =39572.4n 所以：f1=22062.5n f1/ f2=2230/1770=1.260 f2=17509.9n=0.7時: f1+f2 =46167.8n 所以：f1=26947.2n f1/ f2=2335/1665=1.402 f2=19220.6n=0.8時: f1+f2 =52763.2n 所以：f1=32184.7n f1/ f2=2440/1560=1.564 f

32、2=20578.5n=0.9時: f1+f2 =59358.6n 所以：f1=37765.8n f1/ f2=2545/1455=1.749 f2=21592.8n=1.0時: f1+f2 =65954n 所以：f1=43390.2n f1/ f2=2650/1350=1.923 f2=22563.8n線是實際前、后制動器制動力分配線。此線通過坐標原點，其斜率為： tan=(1-)/ 由=0.5575可得tan=0.79所以可畫出i曲線和線： 圖32.2.5襯片磨損特性的計算緊急制動到停車的情況下，雙軸汽車的單個前輪制動器的比能量耗散率： 其中 鼓式制動器的比能量耗散率以不大于1.8w/mm2

33、為宜10，計算時取減速度j=0.6g。制動初速度1：總質(zhì)量3.5t以下的商用車用80km/h（22.2m/s）；總質(zhì)量3.5t以上的商用車用65km/h（18m/s）。對于最高車速低于以上規(guī)定的制動初速度的汽車，按上述條件算出的e值允許略大于1.8w/mm2。根據(jù)已知條件：本設(shè)計車型的貨車總質(zhì)量為ma=6730kg（即6.73t），大于3.5t，故取本設(shè)計汽車的制動初始速度為：1 =65km/h（18m/s）；減速度j=0.6g；進而：=18/（0.6*9.8）s=3.06s;并由初選參數(shù)可知：a1=210cm2；=0.57所以：e1=6.73*182*0.5575/（4*3.06*300）=

34、0.33w/mm21.8 w/mm2 符合要求。磨損特性指標是比摩擦力為單個制動器的制動力矩，r為制動鼓半徑，a為單個制動器的襯片摩擦面積。在j=0.6g時，鼓式制動器的比摩擦力f0以不大于0.48n/mm2為宜。由以求數(shù)據(jù)知：=4362.12nm；r=15.24cm；a=300cm2，可求得：f0=0.0954 n/mm2 0.48n/mm2,也即：符合要求。2.3液壓制動驅(qū)動機構(gòu)的設(shè)計2.3.1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fo與輪缸直徑d和制動管路壓力p的關(guān)系為為制動輪缸對制動蹄的作用力，p為制動管路壓力，取812mpa。制動管路壓力一般不超過1012mpa10，

35、對盤式制動器可更高。壓力越高，對管路(首先是制動軟管及管接頭)的密封性要求越嚴格。式中：p取12 mpa； f0=7348.6n。所以：d=27.9mm輪缸直徑d應(yīng)在標準規(guī)定的尺寸系列中選取（hg28651997），具體為19mm、22mm、24 mm、25 mm、28 mm、30 mm、32 mm、35 mm、38 mm、40 mm、45 mm、50 mm、55 mm。由制動器的使用條件，輪缸直徑d選擇為：d=28mm。2.3.2制動主缸直徑d0的確定第i個輪缸的工作容積為其中：為第i個輪缸活塞的直徑，為輪缸中活塞數(shù)目，為第i個輪缸活塞在完全制動時的行程初取。取=2mm所有輪缸的總工作容積為

36、 m為輪缸數(shù)目，對于領(lǐng)從蹄式制動器，每個車輪有一個輪缸，每個輪缸有兩個活塞，對于單向雙領(lǐng)蹄式制動器，每個車輪有二個輪缸，每個輪缸有一個活塞。 本設(shè)計采用領(lǐng)從蹄式制動器，故每個車輪只有1個輪缸，2個活塞；即：m=4;n=8; =2mm; d=28mm,故有： v=4*vi=4*（/4）*8*282*2mm3=39388.16mm3。制動主缸應(yīng)有的工作容積為 為制動軟管在液壓下變形而引起的容積增量。在初步設(shè)計時，貨車取v0= 1.3v。有：v0= 1.3v=51204.608mm3。主缸活塞行程s0和活塞直徑d0 為 一般 ；主缸的直徑d0應(yīng)符合qc/t311-1999中規(guī)定的尺寸系列，具體為19

37、mm、22mm、26mm、28mm、32mm、35mm、38mm、40mm、45mm。取d0 =40mm；由所求數(shù)據(jù)計算得：=40.78mm; / d0=1.01,符合要求。2.3.3制動踏板工作行程式中, 01為主缸中推桿與活塞間的間隙，一般取1.52.0mm，02為主缸活塞空行程，即主缸活塞由不工作的極限位置到使其皮碗完全封堵主缸上的旁通孔所經(jīng)過的行程， 為踏板機構(gòu)的傳動比。取01=1.5mm；02=1.0mm。制動調(diào)整正常時的踏板工作行程，只應(yīng)占計及制動襯片的容許磨損量在內(nèi)的踏板行程的40%60%，即踏板正常工作行程約為制動踏板的全行程的40%60%（取60%），以便保證在制動管路中獲得

38、給定的壓力。對于貨車，踏板全行程不應(yīng)超過170180mm。因本車最大總質(zhì)量大，初步設(shè)計時，可以踏板全行程220mm為目標設(shè)計。由此可得：=220*60%=132mm。由以上數(shù)據(jù)，即：01=1.5mm；02=1.0mm ；=40.78mm，可求得：=/（+01+02）=3.052.3.4 制動踏板力式中，為踏板機構(gòu)及液壓主缸的機械效率，可取= 0.820.86取踏板機構(gòu)及液壓主缸的機械效率=0.86 ，p=10mpa，進而：計算得：=3.14/4*40*40*10/3.05/0.86n=4788.41n助力器設(shè)計：按上述設(shè)計時，制動踏板力應(yīng)在200350n的范圍內(nèi)（取fp=350n），若超出此范

39、圍，則應(yīng)設(shè)計真空助力器，以制動踏板力為目標，由下式估算助力比：。由上式可得：助力比is=13.68。 3設(shè)計總結(jié) 緊張而又有意義的兩周課程設(shè)計終于結(jié)束了，我的課程設(shè)計題目是csu1060a貨車總體設(shè)計及前制動器設(shè)計。在這兩周的時間里，我學(xué)到了很多東西，有設(shè)計等具體方面的，也有關(guān)于如何做好一項設(shè)計任務(wù)等宏觀步驟的把握。在課堂上雖然老師盡心盡力有最通俗易懂的方式讓我們理解汽車設(shè)計的內(nèi)容，但因課程本身理論性很強且枯燥而沒能學(xué)好，在課程設(shè)計的同時，這樣做的弊端逐漸暴露出來，致使在課程設(shè)計的進程中有明顯的力不從心。但在設(shè)計過程中我也努力地去學(xué)習(xí)理論知識，在查資料的過程中，我也了解了許多關(guān)于汽車行業(yè)的標準

40、以及成熟車型的具體參數(shù)，這是我在平時的學(xué)習(xí)和生活中了解不到的，然而這次課程設(shè)計也讓我對這方面的學(xué)習(xí)產(chǎn)生了濃厚的興趣，我相信這些對我今后的學(xué)習(xí)和工作將會有很大的幫助。在對前制動器的設(shè)計過程中，自己通過選擇參數(shù)以及制動器各項參數(shù)的校核，我對制動器的設(shè)計和組成有了更加全面的了解。以前，在學(xué)cad的時候，我學(xué)的不是很好，這次畫圖又是畫這么復(fù)雜的圖，對于我來說是很難的，但是只有兩周的時間，我不得不努力去學(xué)習(xí)。通過實際的操作我對cad的指令又有了更加深刻的認識，并且通過和同學(xué)們之間的討論，我也學(xué)會了很多以前沒有學(xué)到的指令，讓我很欣慰。這次也讓我明白：只要努力有恒心定會成功，也讓我感覺到了畫圖的意義，為以后

41、我的學(xué)習(xí)和工作打下了基礎(chǔ)。最后非常感謝謝竹生老師、王明松老師對我在這次設(shè)計過程中的悉心指導(dǎo)！ 參考文獻 1 劉濤汽車設(shè)計m北京大學(xué)出版社，2008.2王霄峰汽車底盤設(shè)計m清華大學(xué)出版社，2010.3王國權(quán)，蔡國慶汽車設(shè)計課程設(shè)計指導(dǎo)書m機械工業(yè)出版社，2009.4 汽車工程手冊編輯委員會汽車工程手冊m人民交通出版社，2001.5羅永革，馮櫻. 汽車設(shè)計m. 機械工業(yè)出版社，2011.6 中華人民共和國汽車行業(yè)標準委員會.qc/t29082-1992 汽車傳動軸總成技術(shù)條件s. 中國標準出版社，1992.7 中華人民共和國汽車行業(yè)標準委員會. qc/t25-2004 汽車干摩擦式離合器總成技術(shù)條

42、件s. 中國標準出版社，2004.8 中華人民共和國國家標準委員會. gb 7258-2012 機動車運行安全技術(shù)條件s. 中國標準出版社，2012.9 中華人民共和國汽車行業(yè)標準委員會. qc/t6-1992 汽車產(chǎn)品明細表編制規(guī)則s. 中國標準出版社，2004.10 王望予.汽車設(shè)計m.4版. 機械工業(yè)出版社，2004.11余志生.汽車理論（第3版）.機械工業(yè)出版社，2000.主要參考網(wǎng)站 1 汽車與設(shè)計 2 中國汽車設(shè)計網(wǎng)論壇 3 eng 非常專業(yè)的汽車設(shè)計資訊站點 4 / 位于底特律的世界著名汽車設(shè)計學(xué)校 汽車類核心期刊1 汽車工程2 汽車技術(shù)附

43、錄1 典型車型的主要參數(shù)汽車型號尺寸參數(shù)質(zhì)量參數(shù)發(fā)動機輪胎最高車速(km/h)備 注外形尺寸(mm)l*w*h貨廂內(nèi)部尺寸(mm)l*w*h軸距(mm)前/后輪距(mm)前/后懸(mm)總質(zhì)量(kg)載質(zhì)量(kg)整備質(zhì)量(kg)型號最大功率(kw/rmp)最大扭矩(n.m/rmp)數(shù)量規(guī) 格sc1023d5020*1800*21303360*1700*36026001440/137528759501730ynd485q36/3200118.2/221066.00-15或6.50-1680平頭、單排駕駛室bj1032v3ja4-15040*1750*21703350*1660*360265099048