轻型汽车底盘鼓式制动器设计【毕业论文】【汽车专业】

毕业设计 (论文 ) 题 目 轻型汽车底盘鼓式制动器设计 i 轻型汽车底盘鼓式制动器设计 摘要 ： 汽车作为陆地上的现代重要交通工具，由许多保证其性能的大部件，即所谓“总成”组成，制动系就是其中一个重要的总成 ，它直接影响汽车的安全性。随着高速公路的快速发展和车流密度的日益增大，交通事故也不断增加。据有关资料介绍，在由于车辆本身的问题而造成的交通事故中，制动系统故障引起的事故为总数的 45%。可见，制动系统是保证行车安全的极为重要的一个系 统。此外，制动系统的好坏还直接影响车辆的平均车速和车辆的运输效率，也就是保证运输经济效益的重要因素。 制动系既可以使行驶中的汽车减速，又可保证停车后的汽车能驻留原地不动。由此可见，汽车制动系对于汽车行驶的安全性，停车的可靠性和运输经济效益起着重要的保证作用。 当今，随着高速公路网的不断扩展、汽车车速的提高以及车流密度的增大，对汽车制动系的工作可靠性要求显得日益重要。只有制动性能良好和制动系工作可靠的汽车才能充分发挥出其高速行驶的动力性能并保证行驶的安全性。由此可见，制动系是汽车非常重要的组成部分，从而对汽车制 动系的机构分析与设计计算也就显得非常重要了。 论文中采用的是前鼓后鼓的制动系方案并且前轮采用双领蹄式制动器，后轮采用领从蹄式制动器，兼顾了制动器效能因数和制动器效能的稳定性。它的工作原理是 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 ，亦即由制动踏板的踏板力 通过推杆和主缸活塞，使主缸油液在一定压力下流入轮缸，并通过两轮缸活塞推使制动蹄绕支承销转动，上端向两边分开而以其摩擦片压紧在制动鼓的内圆面上。不转的制动蹄对旋转制动鼓产生摩擦力矩，从而产生 制动力 ，使车轮减速直至停车。 论文第一章介绍了汽车制动系发展情况和制动系统的 组成 。第二章主要讲述了汽车的总体设计。第三章讲述了鼓式制动系的主要形式及其方案的选取。第四章分析计算了制动器制动过程中动力学参数的计算。第五章讲述了鼓式制动器的结构参数和主要零部件的设计。第六章是关于鼓式制动器的设计计算。第七章是制动器驱动机构的设计与计算。第八章是鼓式制动器主要零部件的强度分析。 关键词 ： 鼓式制动器 ； 驱动机构 ； 制动参数 ii 轻型汽车底盘鼓式制动器设计 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 目录 1 绪论 . 1 1.1 汽车制动系统的发展概况 . 1 1.2汽车制动系统的组成 . 1 2 汽车总体参数的选择及计算 . 3 2.1 总体设计应满足的基本要求 . 3 2.2 汽车形式的确定 . 4 2.3 汽车质量参数的确定 . 5 2.4 汽车主要尺寸的确定 . 6 2.5 汽车性能参数的确定 . 9 2.6 发动机的选择 . 9 2.7 轮胎的选择 . 14 3 鼓式制动器的方案选择 . 16 3.1 鼓式制动器的结构形式 . 16 3.1.1 领从蹄式制动器 . 17 3.1.2 单向双领蹄式制动器 . 20 3.1.3 双向双领蹄式制动器 . 21 3.1.4 双从蹄式制动器 . 22 3.1.5 单向增力式制动器 . 22 3.16 双向增力式制动器 . 23 3.2 鼓式制动器方案的确定 . 24 3.2.1 制动效能因素 . 24 3.2.2 本设计中鼓式制动器方案的优选 . 25 4 制动过程的动力学参数 的计算 . 26 4.1 制动过程车轮所受的制动力 . 26 v 4.2 制动距离与制动减速度 计算 . 26 4.3 同步附着系数与附着系数利用率 计算 . 33 4.4 制动器 的 最大制动力矩 . 35 4.5 制动器因素与制动蹄因素 . 38 5 制动器的结构及主要零部件设计 . 42 5.1 鼓式制动器的结构参数 . 42 5.2 鼓式制动器主要零部件 的 设计 . 46 5.2.1 制动蹄 . 44 5.2.2 制动鼓 . 46 5.2.3 摩擦衬片 . 47 5.2.4 摩擦材料 . 48 5.2.5 蹄与鼓之间的间隙自动调整装置 . 49 5.2.6 制动支承装置 . 50 5.2.7 制动轮缸 . 50 5.2.8 张开机构 . 51 6 鼓式制动器的设计计算 . 51 6.1 驻车制动能力的计算 . 51 6.2 中央制动器的计算 . 53 6.3 压力沿衬 片长度方向的分布规律 . 54 6.4 制动蹄片上的制动力矩 . 56 6.5 摩擦衬片磨损特性计算 . 60 6.6 制动因素的计算 . 61 6.6.1 支承销式领 从蹄制动器的制动因数 . 62 6.6.2 支承销式双领蹄制动器的制动因数 . 63 7 制动器驱动机构分析与计算 . 62 7.1 驱动机构的方案选择 . 66 7.2 制动管路的选择 . 66 7.3 液压驱动机构的设 计计算 . 68 vi 7.3.1 制动轮缸直径 d 的确定 . 68 7.3.2 制动主缸直径 0d 的确定 . 68 7.3.3 制动踏板力 pF . 70 7.3.4 制动踏板工作行程 pS . 71 7.3.5 真空助力器的设计计算 . 71 8 鼓式制动器主要零部件强度分析 . 74 8.1 制动蹄支承销剪切应力计算 . 74 8.2 紧固摩擦片铆钉的剪切应力验算 . 75 结论 . 77 参考文献 . 78 谢辞 . 79 附录 . 80 学院毕业设计（论文） 1 1 绪论 1.1 汽车制动系统的发展概况 从汽车诞生时起，车辆制动系统在车辆的安全方面就扮演着至关重要的角色。近年来，随着车辆技术的进 步和汽车行驶速度的提高，这种重要性表现得越来越明显。汽车制动系统种类很多，形式多样。传统的制动系统结构型式主要有机械式、气动式、液压式、气 液混合式。它们的工作原理基本都一样，都是利用制动装置，用工作时产生的摩擦热来逐渐消耗车辆所具有的动能，以达到车辆制动减速，或直至停车的目的。伴随着节能和清洁能源汽车的研究开发，汽车动力系统发生了很大的改变，出现了很多新的结构型式和功能形式。新型动力系统的出现也要求制动系统结构型式和功能形式发生相应的改变。例如电动汽车没有内燃机，无法为真空助力器提供真空源，一种解决方案是 利用电动真空泵为真空助力器提供真空。 汽车制动系统的发展是和汽车性能的提高及汽车结构型式的变化密切相关的，制动系统的每个组成部分都发生了很大变化。 1.1.1 汽车制动系统的组成 制动系统主要由下面的 4 个部分组成： (1)供能装置：也就是制动能源，包括供给、调节制动所需能量以及各个部件，产生制动能量的部分称为制动能源； (2)控制装置：包括产生制动动作和控制制动效果的部件； (3)传动装置：包括把制动能量传递到制动器的各个部件； (4)制动器：产生阻碍车辆运动或者运动趋势的力的部件，也包括辅助制动系统中的部件 。 现代的制动系统还包括制动力调节装置和报警装置，压力保护装置等辅助装置。 供能装置的发展 供能装置主要是指制动能源，制动能源有人力制动、伺服制动、动力制动或者上述任两者的结合使用。 人力制动是开始有制动系统时的制动能源，它有机械式制动、液压式制动两种形式。机械式制动主要用于驻车制动系统中，驻车制动系统中要求用机械锁止方法保证汽车在原地停止不动，在任何情况下不至于滑动。液压式制动是通过制动踏板推动制动主缸，进而使制动器进入工作状态。伺服制动兼用人力和发动机作为制动 学院毕业设计（论文） 2 能源，正常情况下制动能量由动力伺服系统供给， 动力伺服系统失效时可由人力供给制动能量，这时伺服制动就变为人力制动。伺服制动可用气压能、真空能 (负气压能 )以及液压能作为伺服能量，形成各种形式的助力器。动力制动系统的制动能源是发动机所驱动的油泵或者气泵，人力仅作为控制来源，可分为气压制动、气顶液制动、液压制动。其中气压制动是发展最早的一种动力制动系统。它用空气压缩机提供气压，气顶液制动是用气压推动液压动作，产生制动作用。液压制动是目前得到广泛应用的一种制动系统，技术已经非常成熟。目前正在发展的电液复合制动以及电子制动中使用了电机作为制动能源，人力踩制动踏板 作为控制来源。 控制装置的发展 最早的人力制动，通过机械的连接产生制动动作。发展到人力控制制动，通过踩制动踏板启动制动，再由传力装置把制动踏板力传到真空助力器，经过真空助力器的助力扩大后，传递到制动主缸产生液压力，然后通过油路把液压力传递到每个轮缸，开始制动。随着清洁能源汽车和电动汽车的研究应用，以及电子技术在汽车上面的广泛应用，制动系统的控制装置也出现了电子化的趋势，其中电制动完全改变了制动系统的控制和管理，会使汽车制动系统发生革命性的变化，它采用电子控制，可以更加准确、更高效率地实现制动。 传动装置的发 展 人力制动时代是采用机械式的传动装置，气 (液 )压制动是利用气 (液 )压力和连接管路把制动力传递到制动器。电子制动则是利用制动电机产生制动力直接作用到制动器，它的控制信号来自控制单元 (ECU)，用信号线传递制动信号和制动力信息。 制动器的发展 制动器是制动的主要组成部分，目前汽车制动器基本都是摩擦式制动器，按照摩擦副中旋转元件的不同，分为鼓式和盘式两大类制动器。 鼓式制动器又有领从蹄式、双领蹄式、双向双领蹄式、双从蹄式、单向自增力式、双向自增力式制动器等结构型式。盘式制动器有固定钳式 、 浮动钳式 、 浮动钳式包括滑 动钳式和摆动钳盘式两种型式。滑动钳式是目前使用广泛的一种盘式制动器。由于盘式制动器热和水稳定性以及抗衰减性能较鼓式制动器好，可靠性和安全性也好，而得到广泛应用。但是盘式制动器效能低，无法完全防止尘污和锈蚀，兼做驻车制动时需要较为复杂的手驱动机构，因而在后轮上的应用受到限制，很多车是采用前盘后鼓的制动系统组成。电动汽车和混合动力汽车上具有再生制动能力的电机，在回收制动能量时起制动作用，它引入了新型的制动器。作为一种新的制动器型式，势必引起制动器型式的变革。电制动系统制动器是基于传统的制动器，也分为盘式电制动器 和鼓式电制动器，鼓式电制动器由于制动热衰减性大等缺点，将来汽车上会以盘式电制动器为主。 学院毕业设计（论文） 3 2 汽车总体参数的选择及 计算 2.1 总体设计应满足的基本要求 由动力装置、 底 盘、车身、电器及仪表等四部分组成的汽车，是用来载送人员和货物的运输工具。 汽车主要在宽度有限的道路上行驶 ，同时与汽车比较，还有人、自行车、摩托车等弱势群体也在使用同一道路，因此存在交通隐患。为了在有限的道路上容纳更多的车辆运行、减少交通事故以及从汽车造型和减轻质量等方面考虑，对汽车的外形尺寸需要予以限制。 使用汽车加快了人得生活节奏，提高 了工作效率，出门远行也更方便；与使用火车、飞机、船舶等交通工具 相 比较，受到的约束减少了很多。 因此，更多的人愿意选择汽车作为交通工具。几十年来，汽车的保有量始终居高不下，凡是人类密集的地方，汽车也密集，由此而引起的环境污染问题也日益严重。 共同保护好人类的生存环境已经受到全世界的重视，各国政府普遍采用制定相关法规的形式来从事交通方面的管理工作。 交通工具具有在自然环境条件下使用的特点，汽车也不例外。自然环境的变化因素很多，有些还没有规律，如温度、湿度、雾、白昼与黑夜、干燥的硬路面与泥泞深浅不定的软路面等等，要求 汽车能适应这些环境而安全地行驶，就必须制定有关法规强制企业执行，这也是工程技术人员从事设计的工作依据之一。 进行汽车总体设计工作应满足如下基本要求： （ 1） 汽车的各项性能、成本等，要求达到企业在商品计划中所确定的指标。 （ 2） 严格遵守和贯彻有关法规、标准中的规定，注意不要侵犯专利。 （ 3） 尽最大可能地去贯彻三化，即标准化、通用化、系列化。 （ 4） 进行有关运动学方面的校核，保证汽车有正确的运动和避免运动干涉。 （ 5） 拆装与维修方便。 我国制定的有关方面的法规、标准正在得到不断的完善，它们中有些是结合我国具体条 件制定的，有些是参照国外的法规、标准制定的。这些法规、标准涉及的面很广，如有关汽车外廓尺寸标准（ GB1589 1989 汽车外廓尺寸限界）、汽车的污染物排放标准以及有关公路法规对汽车轴荷限定的要求等等。在进行总体设计工作时，要特别注意正在实施的强制性标准，我国目前已有 40 项，随着时间的迁移还会有变化。这些强制性标准与汽车类型有关 ，设计师要严格遵守。 学院毕业设计（论文） 4 2.2 汽车形式的确定 汽车的分类按照 GB/T3730.1 2001 将汽车分为乘用车和商用车。乘用车是指在设计和技术特性上主要用于载运乘客及其随身行礼或临时物品的汽 车，包括驾驶员座位在内的最多不超过 9 个座位。它也可以牵引一辆挂车。 商用车是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，且商用车又有客车、半牵引挂车、货车之分。 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。 （ 1） 轴数 汽车可以有两轴、三轴、四轴甚至更多的轴数。影响选取轴数的因素主要有汽车的总质量、道路法规对轴载质量的限制和轮胎负荷能力以及汽车的结构等。 包括乘用车以及汽车总质量小于 19t 的公路运输车辆和轴荷不受道路、桥梁限制的不在公路上行驶的车辆，均采用结构简单、制 造成本低廉的两轴方案。总质量在 19t26t 的公路运输车采用三轴形式，总质量更大的汽车宜采用四轴或四轴以上的形式。 由于本设计中汽车的装载质量是两吨，其总质量小于 19t，所以采用两轴的布置方案。 （ 2） 驱动形式 汽车驱动形式有 42、 44、 62、 64、 66、 84、 88 等， 其 中第一个数字代表汽车的车轮总数，第二个数字表示驱动轮数。 乘用车和总质量小些的商用车，多采用结构简单、制造成本低的 42 驱动形式。 总质量在 19t 以上至 26t 的公路运输车，用 64 或 62 的型式，总质量更大的公路运输车则采用 84 型式。 所以本设计采用 42 的驱动形式。 (3)布置形式 货车可以按照驾驶室与发动机相对位置不同，分为平头式、短头式、长头式和偏置式四种。货车又可按发动机位置不同，分为发动机前置、中置和后置三种布置形式。 平头式货车的发动机位于驾驶室内，其主要优点是：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，汽车整备质量减小，驾驶员视野得到明显改善，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比较高。平头式货车得到广泛的应用。 所以本设计采用平头式的布置形式， 并且采用发动机前置后桥驱动。 学院毕业设计（论文） 5 2.3 汽车质量参数的确定 汽车 的质量参数包括整车整备质量 0m 、载客量、装载质量、质量系数 0m 、汽车总质量 am 、轴荷分配等。 （ 1） 整车整备质量 0m 整车整备质量是指车上带有全部装备（包括随行工具、备胎等），加满燃料、水，但没有装货和载人时额整车质量。其对汽车的制造成本和燃油经济性有 影响。 （ 2） 装载质量 em 汽车的装载质量是指在硬质良好的路面上行驶时所允许的额定装载质量。商用货车装载质量的 确定首先应与企业产品规划符合，其次要考虑到汽车的用途和使用条件。 本设计中给出了装载质量 2em t。 （ 3） 质量系数 0m 质量系数 0m 是指 汽车装载质量与整车整备 质量的比值，即0m /em 0m。 该系数反映了汽车的设计水平和工艺水平，0m值越大，说明该汽车的设计水平和工艺水平 越先进 。 参考同类型的汽车的质量系数值（表 2.1）后，综合选定本设计中的质量系数值 0 1.0m 表 2.1 不同类型汽车的质量系数0m 汽车类型 0m 货车 轻型 0 80.1 10 中型 1 20.1 35 重型 1 30.1 70 由此可以确定整车整备质量 0m ， 0 2emmt。 （ 4） 汽车的总质量 汽车总质量am是指 装备齐全，并按照规定装满客，货时的整车质量。 商用 货车的总质量 am 由整备质量 0m 、装载质量 em 和驾驶员以及随行人员质量三部分组成，即 10 65aem m m n Kg 式中， 1n 为包括驾驶员及随行人员数在内的人数，应等于座位数。 代入数据， n=2，0 2emmt，可得到总质量 4.13am t。 学院毕业设计（论文） 6 （ 5） 轴荷分配 汽车的轴荷分配是指汽车在空载或满载静止状态下，各车轴对支承平面的垂直负荷，也可以用占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 的许多使用性能有影响。从各轮胎磨损均匀和寿命相近考虑，各个车轮的负荷应相差不大；为了保证汽车有良好的动力性和通过性，驱动桥应有足够大的负荷，而从动轴上的负荷可以适当减小，以利减小从动轮滚动阻力和提高在环路面上的通过性，为了保证汽车有良好的操纵稳定性，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分配参数，各使用性能对其要求是相互矛盾的，这就要 求设计时应根据对整车的性能要求，使用条件等，合理地选择轴荷分配 。 各类汽车的轴荷分配见表 2.2。 表 2.2 各类汽车的轴荷分配 车型 满载 空载 前 轴 后轴 前轴 后轴 乘 用 车 发动机前置前轮驱动 发动机前置后轮驱动 发动机后置后轮驱动 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 货 车 42 后轮单胎 42 后轮双胎，长、短头式 42 后轮双胎，平头式 64 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% 37% 41% 50% 51% 56% 46% 52% 63% 69% 本设计选择 42 后轮双 胎，平头式 的数据进行计算。 2.4 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，货车车头长度和车厢尺寸等。 （ 1） 外廓尺寸 汽车的长、宽、高称为汽车的外廓尺寸。在公共路上和市内行驶的汽车最大外廓尺寸受有相关法规限制不能随意确定，而非公路用车辆可以不接受法规限制。 GB1589.1989 汽车外廓尺寸限界规定如下：货车，整体式客车总长不应超过 学院毕业设计（论文） 7 12m，单铰链式客车不超过 18m，半挂汽车列车不超过 16.5m，全挂汽车不超过 20m，不包括后视镜，汽车宽不超过 2.5m，空载，顶窗关闭状态下， 汽车不超过 4m，后视镜等单侧外伸量不得超过最大宽度处 250mm，顶窗，换气装置开启时不得超出车高 300mm。 影响乘用车总高 aH 的因素有轴间底部离地高 mh ，地板及下部零件高 ph 、室内高 Bh 和车顶造型高度 th 等。轴间底部离地高 mh 应大于最小离地间隙 minh 。 Bh 一般在 1120.1380mm 之间。车顶造型高度 th 大约在 20.40mm 范围内变化。因此综合考虑，选择此轻型货车的外廓尺寸为 5 4 0 0 m m 1 9 0 0 m m 2 1 0 0 m m（ 长 宽 高 ）。 汽车的质心高度参考同类型轻型货车可以选择空载时的质心高度为gh =710mm，满载时的质心高度取为 gh =930mm。 （ 2） 轴距 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。当轴距小时，上述指标均减小。此外，轴距还对轴荷分配、传动轴夹角有影响。轴距过短，会带来一系列缺点，车厢长度不足或后悬过长，制动或上坡时轴荷转移过大，使汽车的制动性和操纵稳定性变坏，车身纵向角震动过大，此外还会导致万向节传动的夹角过大等问题。 表 2.3显示了各类汽车的轴距和轮距。 表 2.3 各类汽车的轴距和轮距 车型 汽车总质量am/ t 轴距 L mm 轮距 B mm 商用车（ 4X2货车） 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 综合各方面数据选择轻型货车的轴距 L=3300mm。 （ 1） 前轮距 1B 和后轮距 2B 改变汽车轮距 B会影响车厢或驾驶室内宽，总车宽度，总质量，倾斜刚度，最小转弯直径等因素发生变化。增大轮距则车厢内宽度随之增大，并有利于增加侧倾刚度，汽车横向稳定性变好；但 是汽车的总宽和总质量及最小转弯半径等增加，并导致汽车的比功率、比转矩指标下降，机动性变坏。 受汽车总宽度不超过 2.5m 的限制，轮距不宜过大，在选定前轮距 1B 范围内， 学院毕业设计（论文） 8 应能布置下发动机，车架，前悬架和前轮，并保证前轮有足够的转向空间，同时转向杆系与车架，车轮之间有足够的运动间隙。在确定后轮距2B时，应考虑车架两纵梁之间的宽度，悬架宽度和轮胎宽度及它们之间应留有的必要的间隙。 根据表 2.3 选择此轻型汽车的 121450BB mm。 （ 2）前悬 FL 和后悬 RL 前悬尺寸对汽车通过性，碰撞安全性，驾驶员视野，前钢板弹簧长度，上车和下车的方便性以及汽车造型等均有影响。初选前悬尺寸，应当在保证能布置下个总成，部件的同时应尽可能短些。对于平头式车，考虑到正面碰撞能有足够多的结构部件吸收碰撞能量，保护前排乘员的安全，这又要求前悬有一定的尺寸。 选择此轻型货车的前悬 FL 为 800mm。 后悬尺寸对汽车通过性，汽车追尾时的安全性，货厢长度或行李箱长度，汽车造型等都有影响，并取决于轴距和轴荷分配的要求。总质量在 1.8.14t 的货车后悬一般在 1200.2200mm 之间。 此轻型货车的后悬 1300R a FL L L L mm。 （ 3） 货车车头长度 货车车头长度是指从汽车的前保险杠到驾驶室后围的距离。长头型货车车头长度尺寸一般在 2500.3000mm之间，平头型货车一般在 1400.1500mm 之间 。 选择此轻型货车的车头长度为 1400mm。 2.5 汽车性能参数的确定 （ 1）动力性参数 汽车动力性参数包括最高车速 maxav 、加速时间 t、上坡能力、比功率和比转矩等。 最高车速 maxav 随着道路条件的改善，特别是高速公路的修建，汽车尤其是发动机大些的乘用车最高车速有逐渐提高的趋势。而此设计中任务书给定的最高车速max 115av km/t。 加速时间 t 汽车在平直的良好的路面上，从原地起步开始以最大加速度加速到一定车速所用去的时间，称为加速时间。对于最高 车速 max 100av km/t 的汽车，加速时间常用加速到 100km/h 所需的时间来评价。 上坡能力 用汽车满载时在良好路面上的最大坡度阻力系数 maxi 来 表示汽车上坡能力。此设计中任务书给定的 max 0.3i 。 汽车比功率 bP 和比转矩 bT 比功率 bP 是汽车所装发动机的标定的最大功率maxeP 与汽车最大总质量 am 之比，即 m ax/b e aP P m 。它可以综合反映汽车的动力性，比功率大的汽车加速性能、速度性能要好于 比功率小的汽车。我国 GB7258 1997 学院毕业设计（论文） 9 机动车运行安全技术条件规定：农用运输车与运输用拖拉机的比功率4.0bP kW/t，而其它机动车 4.8bP kW/t。比转矩 bT 是汽车所装发动机的最大转矩maxeT 与汽车总质量 am 之比， m ax/b e aT T m 。它能反映汽车的牵引能力。 货车总质量在 1.8 6.0 之间，则比功率在 15 25kw/t 的范围内，比转矩在 38 44Ng m/t 的范围内。 初取 bP =20kW/t， bT =40Ng m/t，则 maxeP =82.6kw， maxeT =165.2kW。 （ 2）燃油经济性参数 汽车的燃油经济性用汽车在水泥或沥青路面上，以经济车速或多工况满载行驶百公里燃油消耗量来评价。该值越小燃油经济性越好。 本设计中取百公里燃油消耗量为 3.1L/(100t km)。 （ 3）汽车最小转弯直径 minD 汽车最小转弯直径 minD 由任务书中给定的值为 12.5m。 （ 4） 通过性几何参数 总体设计要确定的通过性几何参数有：最小离地间隙 minh ，接近角1 ，离去角2 ，纵向通过半径 1 等。 表 2.4 汽车通过性的几何参数 车型 minh /mm 1 /(o ) 2 /(o ) 1 /m 4 2 货车 180300 4060 2545 2.36.0 计算可得 minh =250mm， 初取1 =44 ， 2 =30 ， 1 =3.5m。 （ 5） 操纵稳定性参数 转向特性参数 为 了保证有良好的操纵稳定性，汽车 具有一定程度的不 足转向。 通常用汽车以 0.4g 的向心加速度沿定圆转向时，前、后轮侧偏角之差 (1 2 )作为评价参数。此参数 1 3为宜 ， 取 1 2 =2。 （ 6） 车身侧倾角 汽车以 0.4g的向心加速度沿定圆等速行驶时，车身侧倾角控制在 3以内较好，最大不允许超过 7。 （ 7） 制动前俯角 为了不影响乘坐舒适性，要求汽车以 0.4g 减速度制动时，车身的前俯角不大于 1.5。 2.6 发 动机的选择 （ 1） 发动机形式的选择 学院毕业设计（论文） 10 当前汽车上使用的发动机仍然是以往复式内燃机为主。它分为汽油机、柴油机两类。 与汽油机比较，柴油机具有较好的燃油经济性，使用成本低，在相同的续驶里程内，可 以设置容积小些的油箱。柴油机压缩比可以达到 15 23，而汽油机一般控制在 8 10；柴油 机热效率高达 38 ，而汽油机为 30；柴油机工作可靠，寿命长，排污量少。 柴油机的主要缺点是：由于提高了压缩比，要求活塞和缸盖的间隙尽可能小，加工精度 比汽油机要求更高；因自燃产生的爆发压力很大，因此要求柴油机各部分的结构强度比汽油机高，使 尺寸和质量加大，振动与噪声大。 柴油机主要用于货车、大型客车上。随着发动机技术的进步，轻型车和轿车用柴油机有 日益增多的趋势。 根据发动机气缸排列形式不同，发动机有直列、水平对置和 V型三种。气缸直列式排 列具有结构简单、宽度窄、布置方便等优点。但当发动机缸数多时，长度尺寸过长，在汽车上布置困难，因此直列式适用于 6 缸以下的发动机。此外，直列式还有高度尺寸大的缺点。 与直列发动机比较， V 型发动机具有长度尺寸短因而曲轴刚度得到提高，高度尺寸小， 发动机系列多等优点。其主要缺点是用于平头车时，因发动机宽而布置上较为困难， 造价高。 水平对置式发动机的主要优点是平衡好，高度低 。 V 型发动机主要用于中、高级和高级轿车以及重型货车上，水平对置式发动机在少量大 客车上得到应用。 根据发动机冷却方式不同，发动机分为水冷与风冷两种。大部分汽车用水冷发动机，因 为它具有冷却均匀可靠、散热良好、噪声小和能解决车内供暖问题，以及加大散热器面积后，能较好适应发动机增压后散热的需要等优点。水冷发动机的主要缺点是冷却系结构复杂；使用与维修不方便；冷却性能受环境温度影响较大，夏季冷却水容易过热，冬季又容易过冷，并且在室外存放，水结冰后能冻坏气缸缸体和散热 器。 当选用尺寸和质量小的发动机时，不仅有利于汽车小型化、轻量化，同时在保证客厢内 部有足够空间的条件下，还能节约燃料。 由于天然气资源充足，在今后一个阶段内天然气汽车将得到应用。无排气公害、无噪声 的电动汽车，是理想的低污染车，在解决高能蓄电池和降低成本后会在汽车上得到推广使用。太阳能汽车也是理想的低污染汽车，目前还未达到商品化阶段。 （ 2） 发动机主要性能指标的选择 发动机最大功率 maxeP 和相应转速pn 根据所需要的最高车速 maxav (km h)， 学院毕业设计（论文） 11 用下式估算发动机最大功率 )7 6 1 4 03 6 0 0(1 3 m a xm a xm a x aDaraTevACvgfmP 式中，maxeP为发动机最大功率 (kW)；T为传动系效率，对驱动桥用单级主减速器的 4 2 汽车可取为 90；am为汽车总质量 (kg)； g 为重力加速度 (m/s2 )；rf为滚动阻力系数， 对轿车rf=0.0165 1+0.01(av.50)，对货车取 0.02，矿用自卸车取 0.03，av用最高 车速代入；DC为 空气阻力系数，轿车取 0.30 0.35，货车取0.80 1.00，大客车取 0.60 0 70； A 为 汽车正面投影面积 (m2 )；maxav为最高车速。 参考同级汽车的比功率统计值，然后选定新设计汽车的比功率值，并乘以汽车总质量， 也可以求得所需的最大功率值。 最大功率转速pn的范围如下：汽油机的pn在 3000 7000r min，因轿车最高车速高，pn值多在 4000r min 以上 ，轻型货车的pn值在 4000 5000r min 之间，中型货车的pn值 更低些。柴油机的pn值在 1800 4000r min 之间，轿车和轻型货车用高速柴油机，pn值常 取在 3200 4000r min 之间，重型货车用柴油机的pn值取得低。 发动机最大转矩maxeT及相应转速 Tn 用下式计算确定maxeT pee nPT m axm ax 9549 式中，maxeT为最大转矩 (N m)； a 为转矩适应性系数，一般在 1.1 1.3 之间选取；maxeP为发动机最大功率 (kW)；pn为最大功率转速 (r min)。 要求pn Tn 在 1.4 2.0 之间选取。 （ 3） 发动机的悬置 汽车是多自由度的振动体，并受到各种振源的作用而发生振动。发动机就是振源之一。发动机是通过悬置元件安装在车架上。悬置元件既是弹性元件又是减振装置，其特性直接关系到发动机振动向车体的传递，并影响整车的振动与噪声。合理的悬置不但可以减小振动、降低噪声以改善乘坐舒适性，还能提高零部件和整车寿命。因此，发动机的悬置设计越来越受到设计者的重视。 发动机悬置应满足下述要求：因悬置元件要承受动力总成的质量，为使其不 产生过大的静位移而影响工作，因此要求悬置元件刚度大些为好；发动机本身的激励以及来自路面的激励都经过悬置元件来传递，因此又要求悬置元件有良好的隔振性能；因发动机工作频带宽，大约在 10 500Hz范围内，要求悬置元件有减振降噪功能，并要求悬置元件工作在低频大振幅时 (如发动机怠速状态 )提供大的阻尼特性，而在高频低幅振动激励下提供低的动刚度特性，以衰减高频噪声；悬置元件还应当 学院毕业设计（论文） 12 满足耐机械疲劳、橡胶材料的热稳定性及抗腐蚀能力等方面的要求。传统的橡胶悬置由金属板件和橡胶组成，见图 2.1。 图 2.1 橡胶悬置结构图 其 特点是结构简单，制造成本低，但动刚度和阻尼损失角 (阻尼损失角越大表明悬置元件提供的阻尼越大 )的特性曲基本上不随激励频率变化，如图 2.2 所示。 液压阻尼式橡胶悬置 (以下简称液压悬置 )的动刚度及阻尼损失角有很强的变频特性，见图 2.2。从图 2.2a 看到，液压悬置的动刚度在 10Hz左右达到最小，在 20Hz左右达到最大，而后开始下降；在频率超过 30Hz以后趋于平稳。图 2.2b 表明液压悬置阻尼损失角在 5 25Hz范围内比较大，这一特性对于衰减发动机怠速频段内 (一般为 20 25Hz)的大幅振动十分有利。 图 2.2 橡胶悬置和液压悬置动特性 学院毕业设计（论文） 13 图 2.3 液压悬置结构简图 1 螺纹连接杆 ； 2 限位挡板 ； 3 上惯性通道体 ； 4 橡胶膜 ； 5 盘状加强圈 ； 6 下惯性通道体 ； 7 橡胶底膜 ； 8 底座 ； 9 橡胶主簧座 ； 10 惯性通道体 ； 11 橡胶主簧 ； 12 金属骨架 图 2.3 所示为液压悬置结构简图，图中螺纹 联接杆 1 与发动机支承臂联接，底座 8的螺孔与车身联接，液压悬置主要由橡胶主簧 11、惯性通道体 10、橡胶底膜 7 和底座 8 构成。惯性通道体把液压悬置分为上、下两个液室，内部充满液体。由具有节流孔的惯性通道体连通上下两个液室。通常下室体积刚度比上室低。当经发动 机支承臂传至螺纹联接杆的载荷发生变化时，上室内的压力跟随变化。如果上室液体受到压缩，则液体经节流孔流人下室；当上室受到的压力解除后，液 体又流回上室。液体经节流孔上、下流动过程中产生的阻尼吸收了振动能量，减轻了发动机振动向车身 (架 )的传递，起到隔振作用。 液压悬置目前在轿车上得到比较广泛的应用。 发动机前悬置点应布置在动力总成质心附近，支座应尽可能宽些并布置在排气管之前。 2.7 轮胎的选择 在总体设计开始阶段就要选好轮胎的型式和尺寸。因为它们是绘制总布置图 和进行性能计算的重要原始数据之一。 轮胎的型号主要根 据车型，使用条件，轮胎的静负荷，轮胎的额定负荷及车速来选择。 所选轮胎在使用中承受的静负荷值应等于或接近轮胎的静负荷值，我国各种汽车的轮胎和轮辋的规格及其额定负荷可查轮胎的国家标准。表 2.8提供了一些货车的轮胎规格和特征。表中各列数据中如无带括号的数据，表示该列数据对斜交轮胎 学院毕业设计（论文） 14 和子午线轮胎通用，否则，不带括号的数据适用于斜交胎，而带括号的数据适用于子午线轮胎，货车上双胎并装时，负荷约比单胎使用时的负荷增加 10%: 15%。轿车轮胎标准见 GB2978.82. 轮 胎多承受的最大静负荷与轮胎额定负荷之比称为轮胎负荷系数。为了避免超载，此系数取 0.9: 1.0 之间。对于在良好路面上行驶，车速不高的货车，此系数允许取 1.1。但不得大于 1.2。因为轮胎超载 20%， 其寿命将下降 30%左右。轿车及轻型货车的车速高，动负荷大，系数应取下限；重型货车，重型自卸车的车速低，此系数可略偏高。近年来，货车上普遍采用高强度尼龙帘布轮胎，使轮胎承受能力提高。因此，同样载重量的汽车所用的轮胎尺寸已减少。越野汽车长用胎面宽，直径大的超低压轮胎。山 区使用的汽车，制动鼓与轮辋的间隙应大些，故采用轮辋较大的轮胎。轿车为降低质心和提高行驶平稳性，采用直径较小的宽轮辋低压轮胎。 按轮胎胎体中帘线的排列不同，常见的有三种型式可供选择，即普通斜线胎，子午线胎和带束斜交胎等，普通斜线胎的胎体帘线层较多，胎侧厚，使用中不易划破，侧向刚性也大。其缺点是缓冲性较差；子午线的结构特点是帘线呈子午向排列，这样帘线的强度就能得到充分利用。此外，选用高强度材料组成多层缓冲层，加强了胎冠，使缓冲性能得到提高，与普通斜线胎相比较，子午线轮胎还有使用寿命长，滚动阻力小，附着性能好等优 点。子午线胎的缺点是胎侧较薄，侧向稳定性差，胎侧易发生裂口，制造技术要求高。由于子午线胎的优点较多，今年来在汽车上应用日益增多。 带束斜交胎的结构和性能介于普通斜交胎和子午线胎之间，其耐磨性和寿命虽比普通斜交胎好，但不如子午线胎，仅侧向稳定性比子午线胎好，所以应用不广。 由以上的分析可知，选用斜交轮胎 。 表 2.8 给出了国产轮胎的规格及其特征。 学院毕业设计（论文） 15 表 2.8 国产汽车轮胎规格及特征 轮胎规则 层数 主要尺寸 使用条件 断面宽 外直径 最大负荷 相应气压p 0.1 标准轮辋 允许使用轮辋 普通花纹 加深花纹 越野花纹 N MPa 轻型货车，中，小客车及其挂车轮胎 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 根据最大负荷的要求，可以初步选择轮胎的规格为 7.50 R16（ 12 层） 。 车轮 的 有效半径 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， 轮胎变形系数，范围 10% 12%。 学院毕业设计（论文） 16 3 鼓式制动器的方案选择 3.1 鼓式制动器的结构形式 鼓式制动器一般可按其制动蹄受力情况进行分类（见图 3.1），它们的制动效能、制动鼓的受力平衡状态以及车轮旋转方向对制动效能的影响均不同。 图 3.1 制动器的结构 形式 鼓式制动器的各种结构形式如图 3.2a.f所示。 图 3.2 鼓式制动器示意图 （ a）领从蹄式（用凸轮张开）；（ b）领从蹄式（用制动轮缸张开）；（ c）双领蹄式（非双向，平衡式）；（ d）双向双领蹄式；（ e）单向增力式；（ f）双向增力式 不同形式鼓式制动器的主要区别有： （ 1） 蹄片固定支点的数量和位置不同。（ 2）张开装置的形式与数量不同。（ 3）制动时两蹄片之间有无相互作用。 学院毕业设计（论文） 17 因蹄片的固定支点和张开力位置不同，使不同形式鼓式制动器的领、从蹄数量有差别，并使制动效能不一样。 制动器在单位输入压力或力的作用下所输 出的力或力矩，称为制动效能。在评比不同形式制动器的效能时，常用一种称为制动效能因素的无因次指标。制动效能因素的定义为：在制动鼓或制动盘的作用半径 R 上所得到的摩擦力（ /MR ）与输入力 0F 之比，即 0MK FR 式中， K 为制动器效能因素； M 为制动器输出的制动力矩。 制动效能的稳定性是指其效能因素 K 对摩擦因素 f 的敏感性。使用中 f 随温度和水湿程度变化。要求制动器的效能稳定性好，即是其效能对 f 的变化敏感性小。 3.1.1 领从蹄式 制动器 如图 3.2(a)、 (b)所示， 图上方的旋向箭头代表汽车前进时制动鼓的旋转方向(制动鼓正向旋转 )， 蹄 1为领蹄，蹄 2 为从蹄。汽车倒车时制动鼓的变为反向旋转，随之领蹄与从蹄 相互对调 。制动鼓正、反向旋转时总具有一个领蹄和一个从蹄的内张型鼓式制动器称为领从 蹄式制动器。由图 3.2(a)、 (b)可见，领蹄所受的摩擦力使蹄压得更紧，即摩擦力矩具有“增势”作用，故又 称 增势蹄；而从蹄所受的摩 擦力使蹄有离开制动鼓的趋势，即摩擦力矩具有“减势”作用，故又称 减势蹄。“增势”作用使领蹄所受的法向反力增大，而“减势”作用使从蹄所受的法向反力减小。 对于两蹄的张开力 PPP 21 的领从蹄式制动器结构，如图 3.2(b)所示，两蹄压紧制动鼓的法向力 相等。但当制动鼓旋转并制动时，领蹄由于摩擦力矩的“增势”作用，使其进一步压紧制动鼓而使其所受的法向反力加大 ；从蹄由于摩擦力矩的“减势”作用而使其所受的法向反 力减小。这样，由于两蹄所受的法向反力不等，不能相互平衡，其差值 由车轮轮毂轴承承受。这种制动时两蹄法向反力不能相互平衡的制动器也称为非平衡式制动器。液压或楔块驱动的领从蹄式制动器均为非平衡式结构，也叫做简单非平衡式制动器。非平衡式制动器将对轮毂轴承造成附加径向载荷，而且领蹄摩擦衬片表面的单位压力大于从蹄的，磨损较严重。为使衬片寿命均衡，可将从蹄的摩擦衬片包角适当地减小。 对于如图 3.2 (a)所示具有定心凸轮张 开装置的领从蹄式制动器，制动时，凸轮机构保证了两蹄 等位移， 作用于两蹄上的法向反力和 由此产生的制动力矩 分别相等，而作用于两蹄的张开力 P1、 P2则不等，且必然有 P1 2fF )并使前、后轮制动器的许多零件有相同的尺寸。它不用于后 轮还由于有两个互相成中心对称的制动轮缸，难于附加驻车制动驱动机构。 3.1.3 双向双领蹄式制动器 当制动鼓正向和反向旋转时两制动蹄均为领蹄的制动器，称为双向双领蹄式制动器。如图 3.2(d)及图 3.11、图 3.12 所示。 图 3.11 双向双领蹄式制动器的结构方案（液压驱动） （ a）一般形式；（ b）偏心机构调整；（ c）轮缸上调整 学院毕业设计（论文） 22 其两蹄的两端均为浮式支承，不是支承在支承销上，而是支承在两个活塞制动轮缸的支座上 (图 3.2(d)、图 3.11)或其他张开装置的支座上 (图 3.12、图 3.13)。 图 3.12 曲 柄机构制动器（气压驱动） 图 3.13 双楔制动器（气压驱动） 当制动时，油压使两个制动轮缸的两侧活塞 (图 3.11)或其他张开装置的两侧 (图3.12、图 3.13)均向外移动，使两制动蹄均压紧在制动鼓的内圆柱面上。制动鼓靠摩擦力带动两制动蹄转过一小角度，使两制动蹄的转动方向均与制动鼓的旋转方向一致；当制动鼓反向旋转时，其过程类同但方向相反。因此，制动鼓在正向、反向旋转时两制动蹄均为领蹄，故称为双向双领蹄式制动器。它也属于平衡式制动器。由于这种制动器在汽车前进和倒退时的性能不变，故广泛用于中、轻 型载货汽车和部分轿车的前、后轮。但用作后轮制动器时，需另设中央制动器 。 3.1.4 双从蹄式制动器 双从蹄式制动器的两蹄片各有一个固定支点，而且两固定支点位于两蹄片的不同端，并用各有一个活塞的两轮缸张开蹄片，其结构形式与单向双领蹄式相反。 双从蹄式制动器的制动效能稳定性最好，但因制动效能最低，所以很少采用。 3.1.5 单向增力式制动器 如图 3.2(e)所示，两蹄下端以顶杆相连接，第二制动蹄支承在其上端制动底板上的支承销上。当汽车前进时，第一制动蹄被单活塞的制动轮缸推压到制动鼓的内圆柱面上。制动鼓靠摩擦力带动第 一制动蹄转过一小角度，进而经顶杆推动第二制动蹄也压向制动鼓的工作表面并支承在其上端的支承销上。显然，第一制动蹄为一增势的领蹄，而第二制动蹄不仅是一个增势领蹄，而且经顶杆传给它的推力 Q 要比制动轮缸给第一制动蹄的推力 P 大很多，使第二制动蹄的制动力矩比第一制动蹄的制动力矩大 2 3 倍之多。由于制动时两蹄的法向反力不能互相平衡，因此属于一种非平衡式制动器。 虽然这种制动器在汽车前进制动时，其制动效能很高，且高于前述各种制动器， 学院毕业设计（论文） 23 但在倒车制动时，其制动效能却是最低的。因此，仅用于少数轻、中型货车和轿车上作前轮制动器 。 3.16 双向增力式制动器 如图 3.2(f)所示，将单向增力式制动器的单活塞制动轮缸换以双活塞式制动轮缸，其上端的支承销也作为两蹄可共用的，则成为双向增力式制动器。对双向增力式制动器来说，不论汽车前进制动或倒退制动，该制动器均为增力式制动器。只是当制动鼓正向旋转时，前制动蹄为第一制动蹄，后制动蹄为第二制动蹄；而反向旋转时，第一制动蹄与第二制动蹄正好对调。第一制动蹄是增势领蹄，第二制动蹄不仅是增势领蹄，而且经顶杆传给它的推力 Q 要比制动轮缸给第一蹄或第二蹄的推力大很多。但制动时作用于第二蹄上端的制动轮缸推力起着减 小第二蹄与支承销间压紧力的作用。双向增力式制动器也是属于非平衡式制动器。 图 3.14 给出了双向增力式制动器 (浮动支承 )的几种结构方案，图 3.15 给出了双向增力式制动器 (固定支点 )另外几种结构方案。 双向增力式制动器在高级轿车上用得较多，而且往往将其作为行车制动与驻车制动共用的制动器，但行车制动是由液压通过制动轮缸产生制动蹄的张开力进行制动，而驻车制动则是用制动操纵手柄通过纲索拉绳及杠杆等操纵。另外，它也广泛用于汽车中央制动器，因为驻车制动要求制动器正、反向的制动效能都很高，而且驻车制动若不用于应急制动时 不会产生高温，因而热衰退问题并不突出。 图 3.14 双向增力式制动器（浮动支承）的结构方案 图 3.15 双向增力式制动器（固定支点）的结构方案 （ a）一般形式；（ b）浮动形式；（ c）中心调整 学院毕业设计（论文） 24 3.2 鼓式制动器 方案 的确定 3.2.1 制动效能因素 制动器的特点是用制动器效能、效能稳定性和摩擦衬片磨损均匀程度来评价。增力式制动器效能最高，双领蹄式次之，领从蹄式更次之，还有一种双从蹄式制动器的效能最低，故极少采用。而就工作稳定性来看，名次排列正好与效能排列相反，双从蹄式最好，增力式最差。摩擦系数的变化是影响制 动器工作效能稳定性的主要因素 。 还应指出，制动器的效能不仅与制动器的结构型式、结构参数和摩擦系数有关，也受到其他有关因素的影响。例如制动蹄摩擦衬片与制动鼓仅在衬片的中部接触时，输出的制动力矩就小；而在衬片的两端接触时，输出的制动力矩就大。制动器的效能常以制动器效能因数或简称为制动器因数 BF(brake factor)来衡量，制动器因数 BF 可用下式表达： 12fN fNBF P 式中 1fN 2fN ，： 制动器摩擦副间的摩擦力，见图 3.2； N1， N2： 制动器摩擦副间的法向力，对平衡式鼓式制动器和盘式制动器：N1=N2 f制动器摩擦副的摩擦系数； P鼓式制动器的蹄端作用力 (见图 3.2)，盘式制动器衬块上的作用力 。 基本尺寸比例相同的各种内张型鼓式制动器以及盘式制动器的制动器因数 BF与摩擦系数 f 之间的关系如图 3.16 所示。 BF 值大，即制动效能好。在制动过程中由于热衰退，摩擦系数是会变化的，因此摩擦系数变化时， BF 值变化小的，制动效能稳定性就好。 图 3.16 制动器因素 BF 与摩擦系数 f 的关系曲线 1 增力式制动器； 2 双领蹄式制动器； 3 领从蹄式制动器； 4 盘式制动器； 5 双从蹄 学院毕业设计（论文） 25 式制动器 制动器因数值愈大，摩擦副的接触情况对制动效能的影响也就愈大。所以，对制动器的正确调整，对高效能的制动器尤为重要。 3.2.2 本设计中鼓式制动器方案的优选 考虑到制动器的效能因素和制动器效能的稳定性，且领从蹄式制动器的蹄片与制动鼓之间的间隙易于调整， 便于附装驻车制动装置，所以本设计中轻型货车的后轮采用制动轮缸具有 两 个等直径活塞的 领从蹄式车轮制动器。 前 轮采用单向双领蹄式制动器 （液压驱动，制动轮缸具有两个等直径的活塞） 。采用这种结构的前轮制动器与后轮的领从蹄式制动器相匹配，则可较容易地获得所希望的前、后轮制动力分配（ 1fF 2fF ，即前轴车轮的制动器制动力大于后轴车轮的制动器制动力），并使前、后轮制动器的许多零件有相同的尺寸。 学院毕业设计（论文） 26 4 制动过程的动力学参数 的计算 4.1 制动过程车轮所受的制动力 汽车受到与行驶方向相反的外力时，才能从一定的速度制动到较小的车速或直至停车。这个外力只能由地面和空气提供。但由于空气阻力相对较小，所以实际外力主要是由地面提供的，称之为 地面制动力 。 地面制动力越大，制动距离也越短，所以地面制动力对汽车制动性具有决定性影响。 下面分析一个车轮在制动时的受力情况。 （ 1） 地面制动力 假设滚动阻力偶矩、车轮惯性力和惯性力偶矩均可忽略图，则车轮在平直良好路面上制动时的受力情况如图 4.1 所示。 图 4.1 车轮制动时受力简图 T 是车轮制动器中摩擦片与制动鼓或盘相对滑动时的摩擦力矩，单位为 Nm ；xbF 是地面制动力，单位为 N； W 为车轮垂直载荷、 pF 为车轴对车轮的推力、 zF 为地面对车轮的法向反作用力，它们的单位均为 N。 显然，从力矩平衡得到 xb TF r （ 4.1） 式中， r 为车轮的有效半径（ m）。 地面制动力是使汽车制动而减速行驶的外力，但地面制动力取决于两个摩擦副的摩擦力 ：一个是制动器内制动摩擦片与制动鼓或制动盘间的摩擦力，一个是轮胎与地面 间的摩擦力 附着力。 学院毕业设计（论文） 27 （ 2） 制动器制动力 在轮胎周缘为了克服制动器摩擦力矩所需的力称为制动器制动力，以符号 F表示，显然 TFr （ 4.2） 式中： T 是车轮制动器摩擦副的摩擦力矩。制动 器制动力 F 是由制动器结构参数所决定的。它与制动器的型式、结构尺寸、摩擦副的而摩擦系数和车轮半径以及踏板力有关。 图 4.2 给出了地面制动力、车轮制动力及附着力三者之间的关系。当踩下制动踏板时，首先消除制动系间隙后，制动器制动力开始增加。开始时踏板力较小，制动器制动力 F 也较小，地面制动力 xbF 足以克服制动器制动力 F ，而使得车轮滚动。此时， xbF =F ，且随踏板力增加成线性增加。 图 4.2 地面制动力、车轮制动力及附着力之间的关系 但是地面制动力是地面摩擦阻力的约束反力，其值不能大于地面附着力 F 或最大地面制动力 maxxbF ，即 xbF zFF （ 4.3） m a x zxbF F F （ 4.4） 当制动踏板力上升到一定 值时，地面制动力xbF达到最大地面制动力 xbF =F ,车轮开始抱死不转而出现拖滑现象。随着制动踏板力以及制动管路压力的继续升高，制动器制动力 F 继续增加，直至踏板最大行程，但是地面制动力 xbF 不再增加。 上述分析表明，汽车地面制动力 xbF 取决于 制动器制动力 F ，同时又受到地面附着力 F 的闲置。只有当 制动器制动力 F 足够大，而且地面又能够提供足够大的 学院毕业设计（论文） 28 附着力 F ，才能获得足够大的地面制动力。 （ 3） 地面对前、后车轮的法向反作用力 图 4.3 所示为，忽略汽车的滚动阻力偶和旋转质量减速时的惯性阻力偶矩，汽车在水平路面上制动时的受力情况。 图 4.3 制动时的汽车受力图 因为制动时车速较低，空气阻力 wF 可忽略不计，则分别对汽车前后轮接地点取矩，整理得前、后轮的地面法向反作用力 1zF 、 2zF 为 12()()zgzgGF b zhLGF b zhL （ 4.5） 式中 ： du zgdt， z 为制动强度， G 汽车所受重力； L 汽车轴距； 1L 汽车质心离前轴距离； 2L 汽车质心离后轴距离； gh 为汽车质心高度（满载时 gh =920mm）； g 重力加速度； 若在附着系数为 的路面上制动，前、后轮都抱死（无论是同时抱死或分别先后抱死），此时xb duF F G gdt 或 。地面作用于前、后轮的法向反作用力为 12()()zgzgGF b hLGF b hL （ 4.7） 式（ 4.6）、（ 4.7）均为直线方程，由上式可见，当制动强度或附着系数改 学院毕业设计（论文） 29 变时，前后轴车轮的地面法向反作用力的变化是很大的，前轮增大，后轮减小。 （ 4） 理想的前、后制动器制动力分配曲线 汽车总的地面制动力为 ： GqdtdugGFFF BBB 21 (4.8) 式中 ： z 制动强度 ； 1BF 前 轴车轮的地面制动力 ； 2BF 后轴车轮的地面制动力。 由式 （ 4.5） 、 式（ 4.6） 求得前、后轴车轮附着力 ： 212121( ) ( )( ) ( )gBggBghL GF G F L q hL L LhL GF G F L q hL L L （ 4.9） 前已指出，制动时前、后车轮同时抱死，对附着条件的利用，制动时汽车的方向稳定性均较为有利。此时的前、后轮制动器制动力 1F 和 2F 的关系曲线，常称为理想的前、后轮制动器制动力分配曲线。 在任何附着系数 的路面上，前、后轮制动器制动力分别等于各自的附着力，即 121122uuuzuzF F GFFFF 将（ 4.7）式代入上式，得 1212uuugF F GF b hF a h （ 4.10） 式中 ： 1uF 前轴车轮的制动器制动力， 1 1 1u xb zF F F； 2uF 后轴车轮的制动器制动力 ， 2 2 2u xb zF F F； 1xbF 前轴车轮的地面制动力； 2xbF 后轴车轮的地面制动力； 1Z ， 2Z 地面对前、后轴车轮的法向反力； G 汽车重力； a ， b 汽车质心离前、后轴距 离； gh 汽车质心高度。 消去变量 ，得 学院毕业设计（论文） 30 22 1 141 ( 2 )2gu u ugghLG G bF b F Fh G h （ 4.11） 如已知汽车轴距 L 、 质心高度gh、总质量 am 、质心的位置 b (质心 至后轴的距离 )，就可用式（ 4.11）绘制前、后制动器制动力的理想分配关系曲线，简称 I 曲线。图 4.4 就是根据式（ 4.11）绘制的汽车在空载和满载两种工况的 I 曲线。 图 4.4 I 曲线示意图 根据方程组（ 4.30）的两个方程也可直接绘制 I 曲线。假设一组 值（ 0.1,0.2,0.3, ,1.0） ,每个 值代入方程组（ 4.30），就具有一个交点的两条直线，变化 值，取得一组交点，连接这些交点就制成 I 曲线，见 图 4.5。 图 4.5 理想的前、后制动器制动力分配 曲线 I 曲线时踏板力增长到使前、后车轮制动器同时抱死时前、后制动器制动力的理想分配曲线。前、后车轮同时抱死时， 1 1 1u xbF F F ， 1 1 2u xbF F F ，所以 I 曲 学院毕业设计（论文） 31 线也是前、后车轮同时抱死时， 1F 和 2F 的关系曲线。 在本设计中，轻型货车在满载时的基本数据如下： 3300L 轴 距 mm， 6 5 % 2 1 4 5aL 质 心 距 前 轴 的 距 离mm， 1155b L a mm， ，汽车所受的重力 34 . 1 3 9 . 8 1 0 4 0 4 7 4aG m g N，同步附着系数 =0.4，汽车满载时的质心高度 930mmgh 。 将以上数据代入（ 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、后制动器制动力 两轴汽车的前、后制动器制动力的比值一般为固定的常数。通常用前制动器制动力对汽车总制动器制动力之比来表明分配比例，即制动器制动力分配系数 ，它可表示为 1FF （ 4.12） 式中， 1uF 为前制动器制动力； uF 为汽车总制动器制动力， 12uuF F F ， 2uF为后轮制动器制动力。故 1FF ， 2 1FF（ ） 且 12 1FF （ 4.13） 若用 21()uuF B F 表示，则其为一条直线，此直线通过坐标原点，且其斜率为 1tan 它是实际前、后制动器制动力实际分配线，简称为 线 。 如图 4.6 所示。 如图 4.6 某载货汽车的 I 曲线和 曲线 学院毕业设计（论文） 32 4.2 制动距离与制动减速度 计算 （ 1） 制动距离与制 动减速度 制动距离与汽车的行驶安全有直接关系，它指的是汽车速度为 0u 时，从驾驶员开始操控制动控制装置到汽车完全停住为止所驶过的距离。制动距离与制动踏板力、路面附着条件、车辆载荷、发动机是否结合等许多因素有关。由于各种汽车的动力性不同，对制动效能也提出了不同的要求：一般轿车、轻型货车行驶车速高，所以要求制动效能也高；重型货车行驶速度低，要求就稍微低一点。 制动减速度是制动时车速对时间的导数，即 dudt。它反映了地面 制动力的大小，因此与制动器制动力及附着力有关。 在不同的路面上，由于地面制动力为 xb bFG 故汽车能达到的减速度（ m/s2 ）为 maxb bag 若允许汽车的前、后轮同时抱死，则 maxb sag 式中： G 汽车所受重力， N； s 滑动 附着系数；（ s =0.4） g 重力加速度， 9.8g m/s2； v 制动初速度， m/s； 代入数据得到 maxba =0.4 9.8=3.92 m/s2 （ 2）制动距离的分析 202 0m a x2213 . 6 2 2 5 . 9 2aabuSu a （ 4.14） 式中： 2 制动机构滞后时间， 单位 s；（ 0.2s 0.45s，计算时取 0.3s） 2 制动器制动力增长过程所需的时间， 单位 s；（ 一般为 0.2s） 2 制动器的作用时间，一般在 0.2s 0.9s 之间； v 制动初速度， m/s；计算时总质量 3.5t以 上 的汽车取 v =65km/h=18.1m/s； 代入数据得： 21 0 . 2 1 8 . 10 . 3 1 8 . 13 . 6 2 2 5 . 9 2 3 . 4 3 3 5S 6.4m 学院毕业设计（论文） 33 综合国外有关标准和法规：进行制动效能试验时的制动减速度 a ，载货汽车应为 3.4 6.5 m/s 2； 相应的最大制动距离TS：货车为 115/15.0 2vvST ，式中第一项为反应距离；第二项为制动距离，TS单位为 m； v 单位为 m/s。 代入数据得： 220 . 1 5 / 1 1 5 0 . 1 5 1 8 . 1 1 8 . 1 / 1 1 5TS v v 6.62m 显然， STS，故本设计符合要求。 4.3 同步附着系数与 附着系数 利用率 计算 由 式 (4.13)可表达为 121uuFF (4.15) 上式在图 4.3 中是一条通过坐标原点且斜率为 (1. )/ 的直线， 是 汽车 实际前、后制动器制动力分配线，简称 线。图 4.6中 线与 I曲线交于 B点， B点处的附着系数 =0,则称0为 同步附着系数 。 同步附着系数的计算公式是： 0 gLbh （ 4.16） 对于前、后制动器制动力为固定比值的汽车，只有在附着系数 等于同步附着系数0的路面上，前、后车轮制动器才会同时抱死。当汽车在不同 值的路面上制动 时，可能有以下情况： (1)当 0， 线位于 I曲线上方，制动时总是后轮先抱死，这时容易发生后轴侧滑使汽车失去方向稳定性。 (3)当0，制动时汽车前、后轮同时抱死，是一种稳定工况，但也失去转向能力。 将以下数据 3300L m m轴 距 6 5 % 2 1 4 5aL 质 心 距 前 轴 的 距 离mm， 1155b L a mm，汽车所受的重力 34 . 1 3 9 . 8 1 0 4 0 4 7 4aG m g N，同步附着系数 =0.4，汽车满载时的质心高度 930mmgh 代入 式 （ 4.16） ，得 =0.4612 把 值代入式 (4.15)得： 学院毕业设计（论文） 34 tan =121uuFF =1.168； =49.43 为了防止汽车的前轮失去转向能力和后轮产生侧滑，希望在制动过程中，在即将出现车轮抱死但尚无任何车轮抱死时的制动减速度，为该车可能产生的最高减速度。分析表明，汽车在同步附着系数0的路面上制动 (前、后车轮同时抱死 )时，其制动减速度为 dudt qg 0 g，即 z = 0 ， z 为制动强度。而在其他附着系数 的路面上制动时，达到前轮或后轮即将抱死时的制动强度 z ，这表明只有在 =0的路面上，地面的附着条件才得到充分利用。 附着条件的利用情况 用 附着系数利用率 (附着力利用率 ) 表示 ： xbF zG (4.17) 式 中 ： xbF 汽车总的地面制动力； G 汽车所受重力； z 制动强度。 当 =0时， z =0， =1,利用率最高。 取 =1，则 z = =0=0.4 为保证汽车制动时的方向稳定性和有足够的附着系数利用率，联合国欧洲经济委员会 (ECE)的制动法规规定，在各种载荷情况下， 轻型 汽车在 0 .1 5 0 .3z 的范围内，前轮均应能先抱死；在车轮尚未抱死的情况下，在 0.2 0.8z 的范围内，必须满足 z 0.1+0.85( .0.2)。 本 设计中， 0 .4 0 .2 2 7 5z （ 满足要求 ） 根据所定的同步附着系数0， 由式（ 4.10）及式（ 4.13）得 0 gbhL （ 4.18） 01 gahL （ 4.19） 进而求得 1 0()x b x b gGF F G q b h qL （ 4.20） 学院毕业设计（论文） 35 2 0(1 ) (1 ) ( )x b x b gGF F G q a h qL （ 4.21） 当 =0时：11xbFF，22xbFF，故 xbFG ， z = ； =1 当 0时：可能得到的最大总制动力取决于后轮刚刚首先抱死的条件，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） 本设计中 汽车 的 值恒定 ，其0值小于可能遇到的最大附着系数 ， 使其在常遇附着系数范围内 不致过低 。 在 0的良好路面 上紧急制动时，总是后轮先抱死。 4.4 制动器 的 最大制动力矩 为 保证汽车有良好的制动效能和稳定性，应合理地确定前，后轮制动器的制动力矩。 最大制动力是在汽车附着质量被完全利用的条件下获得的，这时制动力与地面作用于车轮的法向力 1zF , 2zF 成正比。由式 (4.10)可知，双轴汽车前、后车轮附着力同时被充分利用或前、后轮同时抱死时的制动力之比为 11 0220uz gzugbhFFF F a h （ 4.28） 学院毕业设计（论文） 36 式中 ： a ,b 汽车质心离前、后轴距离 ； 0 同步附着系数； gh 汽车质心高度 。 制动器所能产生的制动力矩，受车轮的计算力矩所制约，即 11u u eT F r （ 4.29） 22euuT F r 式中 ： 1uF 前轴制动器的制动力， 11 zuFF； 2uF 后轴制动器的制动力， 22 zuFF ； 1zF 作用于前轴车轮上的地面法向反力； 2zF 作用于后轴车轮上的地面法向反力； er 车轮有效半径。 对于常遇的道路条件较差，车速较低因而选取了较小的同步附着系数0值的汽车， 为了保证在0的良好的路面上（例如 =0.8）能够制动到后轴和前轴先后抱死滑移（此时制动强度 z ），前、后轴的车轮制动器所能产生的最大制动力力矩为 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） 对于选取 较 大0值 的汽车 ， 从保证汽车制动时的稳定性出发，来确定各轴的最大制动力矩。当0时，相应的极限制动强度 z ，故所需的后轴和前轴的最大制动力矩为 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 ： 该车所能遇到的最大附着系数； z 制动强度，由式 du zgdt 确定； er 车轮有效半径。 本设计中，同步附着系数0的值为 0.4，所以应用式（ 4.24）、（ 4.25）进行计算。将以下数据 3300L m m轴 距 6 5 % 2 1 4 5aL 质 心 距 前 轴 的 距 离mm， 1155b L a mm，汽车所受的重力 34 . 1 3 9 . 8 1 0 4 0 4 7 4aG m g N，同步附着系数 =0.4，汽车满载时的质心高度 930mmgh ，车轮有效半径 0.37er N， 0.4612 。 学院毕业设计（论文） 37 代入式 （ 4.30）、（ 4.31） 中 ，得 1 m ax 2 7 7 1 .8uT Ng m 2 m ax 3 2 3 8 .2uT Ng m 一个车轮制动器 的最大制动力矩为上列计算结果的半值 。 4.5 制动器因素与制动蹄因素 计算 制动器因数 BF 的表达式 PfNfNBF /)(21 ，它表示制动器的效能， 又称为制动器效能因数。其实 质是制动器在单位输入压力或力的作用下 所能输出的力或力矩，用于评价 不同结构型式的制动器的效能。制动器因数可定义为在制动鼓或制动盘的作用半径上所产生的摩擦力与输入力之比，即 PRTBF f (4.34) 式中 : fT 制动器的摩擦力矩； R 制动鼓或制动盘的作用半径； P 输入力，一般取加于两制动蹄的张开力 (或加于两制动块的压紧力 )的平均值为输入力。 对于 钳盘式制动器 ， 两侧制动块对制动盘的压紧力均为 P，则制动盘在其两侧工作面的作用半径上所受的摩擦力为 2f P（ f 为盘与制动衬块间的摩擦系数 ） ，于是钳盘式制动器的制动器因数为 fPfPBF 22 (4.35) 对于 鼓式制动器 （如图 4.7 所示） ，设作用于两蹄的张开力分别为 1P 、 2P ，制动鼓内圆柱面半径即制动鼓工作半径为 R，两蹄给予制动鼓的摩擦力矩分别为1TfT和2TfT， 则两蹄的效能因数即制动蹄因数分别为： RPTBF TfT 1 11 ； RPTBF TfT 2 22 （ 4.36） 学院毕业设计（论文） 38 图 4.7 鼓式制动器的简化受力图 整个鼓式制动器的制动因数则为 RPPTTRPPTTPRTBF TfTfTfTff)()(2)(5.0 21 2121 21 （ 4.37） 当 PPP 21 时，则 2121 TTTfTf BFBFPRTTBF (4.38) 蹄与鼓间作用力的分布，其合力的大小、方向及作用点，需要较精确地分析、计算才能确定。今假设在张力 P 的作用下制动蹄摩擦衬片与鼓之间作用力的合力 N如图 26 所示作用于衬片的 B 点上。这一法向力引起作用于制动蹄衬片上的摩擦力为 N，为摩擦系数。 a， b， c， h， R 及 为结构尺寸 ，如图 4.7 所示 。 对领蹄取绕支点 A 的力矩平衡方程，即 0P h N fc N b 由上式得领蹄的制动 因数 为 11TN f h fBFcPb fb （ 4.39） 当制动鼓逆转时，上述制动蹄便又成为从蹄，这时摩擦力 Nf 的方向与图 4.7所示相反，用上述分析方法，同样可得到从蹄绕支点 A 的力矩平衡方程，即 0P h N fc N b 由上式得从蹄的制动蹄因数为 学院毕业设计（论文） 39 21TN f h fBFcPb fb （ 4.40） 由式 (3.39)可知：当趋近于占 b c 时，对于某一有限张开力 P，制动鼓摩擦力趋于无穷大。这时制动器将自锁。自锁效应只是制动蹄衬片摩擦系数和制动器几何尺寸的函数 。 通过上述对领从蹄式制动器制动蹄因数的分析与计算可以看出，领蹄由于摩擦力对蹄支点形成的力矩与张开力对蹄支点的力矩同向而使其制动蹄因数值大，而从蹄则由于这 两种力矩反向而使其制动蹄因数值小。两者在 f =0.3 0.35 范围内，当张开力 12PP 时，相差达 3 倍之多。 图 4.8 给出了领蹄与从蹄的制动蹄因数及其导数对摩擦系数的关系曲线。由该图可见，当 f 增大到一定值时，领蹄的 1TBF 和1 /TdBF df 均趋于无限大。它意味着此时只要施加一极小张开 力 1P ，制动力矩将迅速增至极大的数值，此后即使放开制动踏板，领蹄也不能回位而是一直保持制动状态，发生 “自锁 ”现象。这时只能通过倒转制动鼓消除制动。领蹄的 1TBF 和 1 /TdBF df随 f 的增大而急剧增大的现象称为自行增势作用。反之，从蹄的 2TBF 及 2 /TdBF df 随f 的增大而减小的现象称为自行减势作用。 图 4.8 制动蹄因数 BF 及其导数 /dBF df 与摩擦系数的关系 1.领蹄 2.从蹄 在制动过程中，衬片 (衬块 )的温度、相对