基于捷达车型前盘后鼓式制动器的设计【毕业论文+CAD图纸全套】

买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 1 摘 要 国内汽车市场迅速发展，随着汽车保有量的增加，带来的安全问题也越来越引起人们的注意，而制动系统则是汽车主动安全的重要系统之一。因此，如何开发出高性能的制动系统，为安全行驶提供保障是我们要解决的主要问题。另外，随着汽车市场竞争的加剧，如何缩短产品开发周期、提高设计效率，降低成本等，提高产品的市场竞争力，已经成为企业成功的关键。 本说明书主要根据已有的捷达轿车的数据对制动系统进行设计。首先介绍了汽车制动系统的发展、结构、分类，并通过对鼓式制动器和盘式制动器的结构及优缺点进行分析。最终确定方案采用 前盘后鼓式制动器。除此之外，它还介绍了前后制动器、制动主缸的设计计算，主要部件的参数选择等的设计过程。 关键词 ： 制动；鼓式制动器；盘式制动器； 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 2 目 录 摘要 . I 目录 . 1 章 绪论 . 1 动系统设计的意义 . 1 动系统研究现状 . 1 动系统设计内容 . 2 动系统设计要求 . 2 第 2 章 制动器设计计算 . 4 达车的主要技术参数 . 4 动系统的主要参数及其选择 . 4 步附着系数 . 4 动强度和附着系数利用率 . 7 动器最大的制动力矩 . 10 动器因数和制动蹄因数 . 11 动器的结构参数与摩擦系数 . 16 式制动器的结构参数 . 16 式制动器的结构参数 . 19 动器的设计计算 . 20 动蹄摩擦 面的压力分布规律 . 20 动器因数及摩擦力矩分析计算 . 24 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 3 动蹄片上的制动力矩 . 26 擦衬片的磨损特性计算 . 34 动器的热容量和温升的核算 . 35 车制动计算 . 37 动器主要零件的结构设计 . 39 动鼓 . 39 动蹄 . 40 动底板 . 41 动蹄的支承 . 41 动轮缸 . 41 动盘 . 42 动块 . 42 擦材料 . 42 动摩擦衬片 . 43 动器间隙 . 43 第 3 章 制动驱动机构的设计计算 . 49 缸直径与工作容积 . 49 式制动器直径与工作容积 . 50 式制动器直径与 工作容积 . 51 动主缸直径与工作容积 . 51 动轮缸活塞宽度与缸筒的壁厚 . 52 式制动轮缸活塞宽度与缸筒壁厚 . 52 式制动器活塞宽度与缸筒壁厚 . 53 动主缸行程的计算 . 54 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 4 动主缸活塞宽度与缸筒的壁厚 . 55 动主缸活塞宽度 . 55 动踏板力与踏板行程 . 55 结论 . 58 参考文献 . 59 致谢 . 60 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 5 第 1 章 绪 论 动系统设计的意义 汽车是现代交通工具中用得最多，最普遍，也是最方便的交通运输工具。汽车制动系是汽车底盘上的一个重要系统，它是制约汽车运动的装置。而制动器又是制动系中直接作用制约汽车运动的一个关键装置，是汽车上最重要的安全件。汽车的制动性能直接影响汽车的行驶安全性。随着公路业的迅速发展和车流密度的日益增大，人们对安全性、可靠性要求越来越高，为保证人身和车辆的安全，必须 为汽车配备十分可靠的制动系统 。 通过查阅相关的资料，运用专业基础理论和专业知识，确定汽车制动器的设计方案，进行部件的设计计算和结构设计。使其达到以下要求：具有足够的制动效能以保证汽车的安全性；同时在材料的选择上尽量采用对人体无害的材料。 动系统研究现状 车辆在行驶过程中要频繁进行制动操作，由于制动性能的好坏直接关系到交通和人身安全，因此制动性能是车辆非常重要的性能之一，改善汽车的制动性能始终是汽车设计制造和使用部门的重要任务。当车辆制动时，由于车辆受到与行驶方向相反的外力，所以才导致汽 车的速度逐渐减小至零，对这一过程中车辆受力情况的分析有助于制动系统的分析和设计，因此制动过程受力情况分析是车辆试验和设计的基础，由于这一过程较为复杂，因此一般在实际中只能建立简化模型分析，通常人们主要从三个方面来对制动过程进行分析和评价： 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 6 （ 1）制动效能 :即制动距离与制动减速度； （ 2）制动效能的恒定性：即抗热衰退性； （ 3）制动时汽车的方向稳定性； 目前，对于整车制动系统的研究主要通过路试或台架进行，由于在汽车道路试验中车轮扭矩不易测量，因此，多数有关传动系 !制动系的试验均通过间接测量来进行汽车在道路上行 驶，其车轮与地面的作用力是汽车运动变化的根据，在汽车道路试验中，如果能够方便地测量出车轮上扭矩的变化，则可为汽车整车制动系统性能研究提供更全面的试验数据和性能评价。 动系统设计内容 （ 1）研究、确定制动系统的构成 （ 2）汽车必需制动力及其前后分配的确定 前提条件一经确定，与前项的系统的研究、确定的同时，研究汽车必需的制动力并把它们适当地分配到前后轴上，确定每个车轮制动器必需的制动力。 （ 3） 确定制动器制动力、摩擦片寿命及构造、参数 制动器必需制动力求出后，考虑摩擦片寿命和由轮胎尺寸等所限制 的空间，选定制动器的型式、构造和参数，绘制布置图，进行制动力制动力矩计算、摩擦磨损计算。 （ 4） 制动器零件设计 零件设计、材料、强度、耐久性及装配性等的研究确定，进行工作图设计。 动系统设计要求 制定出制动系统的结构方案，确定计算制动系统的主要设计参数制动器买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 7 主要参数设计和液压驱动系统的参数计算。利用计算机辅助设计绘制装配图和零件图。 第 2 章 制动器设计计算 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 8 车轮制动器是行车制动系的重要部件。按 规定，行车制动必须作用在车辆的所有的 车轮上。 达轿车的主要技术参数 在制动器设计中需预先给定的整车参数 如表 示 表 达轿车整车参数 已知参数 捷达轿车 轴距 L（ 2471 整车整备质量（ 1100 满载质量（ 1500 最高车速（ 175 同步附着系数 载）， 载 ) 动系统的主要参数及其选择 步附着系数 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，可能有以下三种情况 4。 1、 当0时 线在 I 曲线下方，制动时总是前轮先抱死，这是一种稳定工况，但丧失了转向能力； 2、 当0时 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买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 9 而使汽车失去方向稳定性； 3、 当0时 制动时汽车前、后轮同时抱死，这时也是一种稳定工况，但也丧失了转向能力。为了防止汽车制动时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 ，即0q， q 为制动强度。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的制动强度 q 。这表明只有在0的路面上，地面的附着条件才可以得到充分利用。附着条件的利用情况可以用附着系数利用率 （或称附着力利用率）来表示， 可定义为 （ 式中： 汽车总的地面制动力； G 汽车所受重力； q 汽车制动强度。 当0时，0q， 1 ，利用率最高。 现代的道路条件大为改善，汽车行驶速度也大为提高，因而汽车因制动时后轮先抱死的后果十分严重。由于车速高，它不仅会引起侧滑甚至甩尾会发生掉头而丧失操纵稳定性，因此后轮先抱死的情况是最不希望发生的，所以各类轿车和一般载货汽车的0值均有增大趋势。国外有关文献推荐满载时买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 10 的同步附着系数：轿车取 ；货车取 为宜。 我国 999 附录 A 制动力在车轴（桥）之间的分配及挂车之间制动协调性要求中 M 、 1N 外其他类型汽车制动强度的要求。 对于制动强度在 间， q 确定的与理想附着系数利用直线平行的两条 直线（如图 间，则认为满足 于制动强度 3.0q ，若后轴附着利用曲线能满足公式 ) q ，则认为满足 4。 参考与同类车型的0值，取 。 图 1M 、 1N 外的其他类别车辆的制动强度与附着系数要求 动强度和附着系数利用率 根据选定的同步附着系数0， 已知 ： 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 11 （ 式中： L 汽车轴距， 2471L 制动力分配系 数； 1L 满载时汽车质心距前轴中心的距离 11371 L ； 1L 满载时汽车质心距后轴中心的距离 13342 L ； 满载时 汽车质心高度 553 求得： 进而求得 ( 021 （ ()1()1( 012 （ 式中： q 制动强度； 汽车总的地面制动力； 1前轴车轮的地面制动力； 2后 轴车轮的地面制动力。 当0时，21 ，故 ， q ； 1 。 此时 78.0q ， 5 9 999 的要求。 当0时，可能得到的最大总制动力取决于前轮刚刚首先抱死的条件，即11 。此时求得： 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 12 02 2 gB 02 2 02 2 表 取不同值时对比 2676结果 当0时，可能得到的最大的制动力取决于后轮刚刚首先抱死的条件，即22 。此时求得： 01 1 gB 01 1 F q 999 符合 国家标准 符合 国家标准 符合 国家标准 符合 国家标准 符 合 国家标准 符合 国家标准 符合 国家标准 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 13 01 1 表 取不同值时对比 2676结果 动器最大的制动力矩 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 21 成正比。所以，双轴汽车 前、后车轮附着力同时被充分利用或前、后轮同时抱死的制动力之比为 ： hL （ 式中： 21 汽车质心离前、后轴的距离； 0同步附着系数； 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 1 F q 999 符合国家标准 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 14 2 （ 式中：1前轴制动器的制动力， 11 ； 2后轴制动器的制动力， 22 ZF f ； 1Z 作用于前轴车轮上的地面法向反力； 2Z 作用于后轴车轮上的地面法向反力； 车轮的有效半径。 对于选取较大0值的各类汽车，应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 q ，故所需的后轴和前轴制动力矩为 )( 1m a （ m a a T （ 式中： 该车所能遇到的最大附着系数； q 制动强度； 车轮有效半径。 1m a Nm 4 7 46 3 3 m a a T Nm 单个车轮制动器应有的最大制动力矩为 m 和 m。 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 15 动器因数和制动蹄因数 制动器因数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，用于评比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 f （ 式中： 制动器效能因数 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。 对于鼓式制动器，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1两蹄的效能因 数即制动蹄因数分别为： 11 （ 22 （ 整个鼓式制动器的制动因数则为 )(2)(1 2121 21 （ 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 16 当 21 时，则 2121 （ 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 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 为摩擦系数。 a， b， c， h， R 及 为结构尺寸，如图 示。 图 式制动器的简化受力图 对领蹄取绕支点 A 的力矩平衡方程，即 0 （ 由上式得领蹄的制动蹄因数为 当制动鼓逆转时，上述制动蹄便又成为从蹄，这时摩擦力纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 17 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 0 （ 由式 (2知：当 f 趋近于占 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 =围内，当张开力 21 时，相差达 3 倍之多。图 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 1 /1 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 1 /1 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 2 /2 随 f 的增大而减小的现象称为自行减势作用。 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 18 在制动过 程中，衬片的温度、相对滑动速度、压力以及湿度等因素的变化 会导致摩擦系数的改变。而摩擦系数的改变则会导致制动效能即制动器因数的改变。制动器因数 摩擦系数 的敏感性可由 / 来衡量，因而 / 称为制动器的敏感度，它是制动器效能稳定性的主要决定因素，而 与摩擦副表面的温度和水湿程度有关，制动时摩擦生热，因而温度是经常起作 用的因素，热稳定性更为重要。 热衰退的台架试验表明，多次重复紧急制动可导致制动器因数值减小50%，而下 长坡时的连续和缓制动也会使该值降至正常值的 30%。 1 领蹄； 2 从蹄 图 动蹄因数 其导数 / 与摩擦系数的关系 由图 可以看出，领蹄的制动蹄因数虽大于从蹄，但其效能稳定性却比从蹄 差。就整个鼓式制动器而言，也在不同程度上存在以 表征的效能本身与其稳定 性之 间的矛盾。由于盘式制动器的制动器因数对摩擦系数的导数 ( / )买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 19 为常数， 因此其效能稳定性最好。 动器的结构参数与摩擦系数 式 制动器的结构参数 1、 制动鼓直径 D 当输入力 P 一定时，制动鼓的直径越大，则制动力矩越大，且使制动器的散热性能越好。但直径 D 的尺寸受到轮辋内径的限制，而且 D 的增大也使制动鼓的质量增加，使汽车的非悬挂质量增加，不利于汽车的行驶的平顺性。制动鼓与轮辋之间应有一定的间隙，以利于散热通风，也可避免由于轮辋过热而损坏轮胎。由此间隙要求及轮辋的尺寸即可求得制动鼓直径 D 的尺寸。但 由于 捷达车型在制动鼓直径均为固定值，所以现取鼓式制动器的直径为180 2、 制动蹄摩擦片宽度 b 、制动蹄摩擦片的包角 和单个制动器摩擦面积9 99309/ 制动鼓工作直径及制动蹄片宽度尺寸系列的规定，选取制动蹄摩擦片宽度 45b 擦片厚度 5l 摩擦衬片的包角 通常在 10090 范围内选取，试验表明，摩擦衬片包角 10090 时磨损最小，制动鼓的温度也最低，而制动效能则最高。再减小 虽有利于散热，但由于单位压力过高将加速磨损。包角 也不宜大于 100 ，因为过大不仅不利于散热，而且易使制动作用不平顺，甚至可能发生自锁。 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 20 综上所述选取 96 。 单个制动器摩擦面积A： 360/ （ 式中：A单个制动器摩擦面积， 制动鼓内径， b 制动蹄摩擦片宽度， 为 制动 蹄的摩擦衬片包角，（ ）。 53 6 0/96753 1 0/ 动器衬片摩擦面积 汽车类别 汽车总质量 /am t 单个制动器摩擦面积 /A 车 200100 300200 客车与货车 200120 250150 （多为 200150 ） 400250 650300 1000550 1500600 （多为 1200600 ） 由 表 据可知设计符合要求。 3、 摩擦衬片起始角0摩擦衬片起始角0如图 示。通常是将摩擦衬片布置在制动蹄外缘买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 21 的中央，并令2900 。 制动蹄包角 42296902900 图 式制动器的主要几何参数 4、 张开力 P 的作用线至制动器中心的距离 a 在满足制动轮缸布置 在制动鼓内的条件下，应使距离 a （见图 可能地大，以提高其制动效能。初步设计时可暂取 ，根据设计时的实际情况取 72a 、 制动蹄支销中心的坐标位置 k 与 c 如图 示，制动蹄支销中心的坐标尺寸 k 尽可能地小设计时常取11k 使 c 尽可能地大，初步设计可暂取 ， 根据设计的实际情况取 72c 6、 摩擦片摩擦系数 选择摩擦片时，不仅希望起摩擦系数要高些，而且还要求其热稳定性好，受温度和压力的影响小。不宜单纯的追求摩擦材料的高摩擦系数，应提高对摩擦系数的稳定性和降低制动器对摩擦系数偏离正常值的敏感性的要求。后者对蹄式制动器是非常重要的各种制动器用摩擦材料的摩擦系数的稳定值约买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 22 为 少数可达 般说来，摩擦系数越高的材料，其耐磨性能越差。所以在制动器设计时，并非一定要追求最高摩擦系数的材料。当前国产的制动摩擦片材料在温度低于 250 时，保持摩擦系数 f =不成问题。因此，在假设的理想条件下计算制动器的制动力矩，取 f =使计算结果接近实际值。另外，在选择摩擦材料时，应尽量采用减少污染和对人体无害的材料。 式 制动器的结构参 数 1、制动盘直径 D 制动盘直径 D 希望尽量大些，这时制动盘的有效半径得以增大，就可以降低制动钳的夹紧力，降低摩擦衬块的单位压力和工作温度。但制动盘的直径 D 受轮辋直径的限制，通常，制动盘的直径 D 选择轮辋直径的 70 79，而总质量大于 2t 的汽车应取上限 2 7 D 制动盘直径 276D 、制动盘厚度 h 制动盘厚度 h 直接影响着制动盘质量和工作时的温升。为使质量不致太大，制动盘厚度应取得适当小些；为了降低制动工作时的温升，制动盘 厚度又不宜过小。实心盘的厚度选择 1020择制动盘厚度为 h=13 3、摩擦衬块工作面积 A 推 荐 根 据 制 动 器 摩 擦 衬 块 单 位 面 积 占 有 的 汽 车 质 量 在22 /6.1 围内选取。 根据推荐值取 汽车质量 1100到单片摩擦衬块的工作面积取值为 28058 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 23 4、摩擦衬块内半径 1R 与外半径 2R 推荐摩擦衬块的外半径 2R 与内半径 1R 的比值不大于 此比值偏大，工作时摩擦衬块外缘与内缘的圆周速度相差较大，则其磨损就会不均匀，接触面积将减小，最终会导致制动力矩变化大。 取摩擦衬块外半径 702 ，内半径 201 动器的设计计算 动蹄摩擦面的压力分布规律 从前面的分析可知，制动器摩擦材料的摩擦系数及所产生的摩擦力对制动器因数有很大影响。掌握制动蹄摩擦面上的压力分布规律，有助于正确分析制动器因数。在理论上对制动蹄摩擦面的压力分布规律作研究时，通常作如下一些假定： （ 1） 制动鼓、蹄为绝对刚性 ； （ 2） 在外力作用下，变形仅发生在摩擦衬片上 ； （ 3） 压力与变形符合虎克定律 由于本次设计采用的是领从蹄式的制动鼓，现就领从蹄式的制动鼓 制动蹄摩擦面的压力分布规律进行分析。 如图 示，制动蹄在张开力 P 作用 下绕支承销 O 点转动张开，设其转角为 ，则蹄片上某任意点 A 的位移 （ 式中； 制动蹄的作用半径。 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 24 由于制动鼓刚性对制动蹄运动的限制，则其径向位移分 量将受压缩，径向压缩为 c o A B c o O A 图 动摩擦片径向变形分析简图 从图 的几何关系可看到 s o s 因为 常量，单位压力和变形成正比，所以蹄片上任意一点压力可写成 (式中：0q摩擦片上单位压力。 即制动器蹄片上压力呈正弦分布，其最大压力作用在与 连线呈 90的径买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 25 向线上。 上述分析对于新的摩擦衬片是合理的，但制动器在使用过程中摩擦衬片有磨损，摩擦衬片在磨损的状况下，压力分布又 会有差别。按照理论分析，如果知道摩擦衬片的磨损特性，也可确定摩擦衬片磨损后的压力分布规律。根据国外资料，对于摩擦片磨损具有如下关系式 1 （ 式中： 磨损量； 磨损常数； f 摩擦系数； q 单位压力； v 磨擦衬片与制动鼓之间的相对滑动速度。 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 26 图 为磨损函数的压力分布值 通过分析计算所得压力分布规律如图 示。图中表明在第 11 次制动后形成的单位面积压力仍为正弦分布 q 。如果摩擦衬片磨损有如下关系： 2222 （ 式中： 2K 磨损常数。 则其磨损后的压力分布规律为 (C 也为一常数 )。结果表示于图 动器因数及摩擦力矩分析计算 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 27 如前所述，通常先通过对制动器摩擦力矩计算的分析，再根据其计算式由定义得出制动器因数 表达式。假设鼓式制动器中制动蹄只具有一个自由度运动，由此可得： （ 1） 定出制动器基本结构尺寸、摩擦片包角及其位置布置参数，并规定制动鼓旋转方向； （ 2） 参见 确定制动蹄摩擦片压力分布规律，令 ； （ 3）在张开力 P 作用下，确定最大压力0 参见图 所对应的圆弧，圆弧面上的半径方向作用的正压力为摩擦力为 把所有的作用力对 O 点取矩，可得 21 0 d -21 0 ) （ 此方程式可求出0 图 动蹄摩擦力矩分析计算 4、计算沿摩擦片全长总的摩擦力矩 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 28 21 0 d =0 ) （ 5、由公式 (出制动器因数 由于导出过程的繁琐，下面对 支承销式领 从蹄制动器的制动因数进行分析计算。 单个领蹄的制动蹄因数 ( 单个从蹄的制动蹄因数 (以上两式中： 5 52 3 5 52 3 整个制动器因数 买文档就送您 纸全套，