资源目录
压缩包内文档预览：
编号：38961058
类型：共享资源
大小：279.80KB
格式：ZIP
上传时间：2020-01-10
上传人：遗****
认证信息
个人认证
刘**（实名认证）
湖北
IP属地：湖北
30
积分
- 关 键 词：
-
实用
微型
客车
设计
车架
制动
- 资源描述：
-
实用微型客车设计—车架、制动系设计,实用,微型,客车,设计,车架,制动
- 内容简介：
-
河 南 科 技 大 学毕 业 设 计（论 文） 题目 实用微型客车设计车架、制动系设计姓 名 冯 如 只 院 系 车辆与动力工程学院 专 业 车 辆 工 程 指导教师 李 水 良 、崔 鹏 2007年06 月14 日河南科技大学毕业设计（论文）开题报告（学生填表）院系：车辆与动力工程学院 2007 年 4月 2日课题名称实用微型客车设计-车架设计、制动系统设计学生姓名冯如只专业班级车本051班课题类型工程设计指导教师职称课题来源科研1. 设计（或研究）的依据与意义 近年来，我国客车市场相继出现了高速增长、平缓调整、全面回升的发展景象：2003-2004年高速发展；2005年，随着国家宏观调控政策的全面施行，客车市场受到一定的抑制，销量下滑，2007年国民经济稳定快速发展，汽车行业蓬勃向上，汽车市场也走出了2005年的低迷状态，表现出良好的回升势头。，当然，随着汽车技术的进步和汽车行驶速度的提高，车架及车辆制动系统在车辆的安全方面占着重要的地位，车架作为汽车的承载基体，为货车，中型及以下的客车，中高级轿车所采用；支撑着发动机，离合器，变速器，转向器，非承载式车身和货箱等所有簧上质量的有关机件，承受着传给它的各种力和力矩。本设计采用边梁式车架。要保证微型客车的良性发展必须采用低成本战略。采用传统技术，以低的投入实现高的效益的增长，发展廉价的中低档车，以适应市场的需求，本设计采用液力制动器，由于降低成本，采用人力制动系统，行车制动系统采用液力式，驻车制动采用机械式。在制动传动机构方面，为适应各国和各地区制动法规的要求，制动管路必须采用双回路传能型式。为保证汽车行驶的安全性，进行车架和制动系的设计是很有必要的。2. 国内外同类设计（或同类研究）的概况综述 车架有边梁式，钢管式等多种形式，目前国内外采用最多的是边梁式，而汽车制动器的种类很多，形式多样。伴随着汽车的研究开发，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形式和功能形式发生相应的改变。 （1）供能装置的发展 气压制动是发展最早的一种动力制动系统。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。 （2）控制装置的发展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。 （3）传动装置的发展 电子制动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，用信号线传递制动信号和制动力信息。 （4）制动器的发展 目前汽车制动器基本都是摩擦式制动器，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。普遍应用的液压制动现在已经是非常成熟的技术，随着人们对制动性能要求的提高，防抱死制动系统、驱动防滑转控制系统、电子稳定性控制程序、主动避撞技术等功能逐渐融人到制动系统中，需要在制动系统上添加很多附加装置来实现这些功能，使得制动系统结构复杂化，增加了液压回路泄漏的可能以及装配、维修的难度，制动系统要求结构更加简洁，功能更加全面和可靠，制动系统的管理也成为必须要面对的问题，电子技术的应用是大势所趋。 3. 课题设计（或研究）的内容 微型客车的基本参数为：发动机选用JL462Q，最高车速为95km/h，最小转弯半径4.5m，乘员人数6-8人，档位数4+1。 参照长安牌SC6331A微型客车的整体布局参数（网上可以查到）、亚洲牌微型客车底盘实物（车辆实验室整车陈列室内）、长剑牌微型轿车实物（车辆实验室整车拆装室内）和有关的其他车型（查阅有关资料），完成微型客车的车架、制动系设计任务。4. 设计（或研究）方法（1）进行制动系统的总成设计 1，制动系的结构类型及选择 2，制动系参数选择及计算 3，驻车制动和应急制动的计算 4，制动器主要零件的结构设计 5，制动驱动机构的选择及计算（2）进行车架的总成设计5. 实施计划（5-6周） 进行调研,搜集,分析资料,完成开题报告。（6-7周） 全组集体讨论，确定总体方案。每个学生确定自己的设计内容与绘图数量。（8-9周） 整理本设计内容相关的数据资料，进行必要的理论计算，拟说明书 草稿，搜集相关外文资料并翻译。（10-11周） 完成总图设计。（12-13周） 完成零部件图设计，并完成机绘图。（14-15周） 按要求整理，编写设计说明书。（16-17周） 审阅，评阅设计资料，答辩，评定成绩。指导教师意见 指导教师签字： 年 月 日研究所（教研室）意见 研究所所长（教研室主任）签字： 年 月 日车辆与动力工程学院毕业设计说明书第一章 前言1.1汽车的诞生与世界汽车工业的发展德国工程师卡尔奔驰1885年在曼海姆制成一辆0.85马力的四行程汽油发动机，最高车速为15km/h的三轮汽车。1886年1月29日立案专利，世界上具有真正意义的第一辆汽车诞生。同时德国的另一位工程师戴姆勒及其助手迈巴赫在1886年也制成一辆装有1.1马力的四行程汽油发动机的四轮汽车。奔驰及戴姆勒被公认为现代汽车的发明者。他们各自成立了自己的公司，奔驰公司生产了著名的“维洛”、“凤凰”小客车；戴姆勒公司生产了著名的“默谢台斯”小客车。1926碾月两公司合并后成立了“戴姆勒-奔驰”公司，使汽车工业实现了规模化生产，为世界汽车工业的发展起了重要的作用。1891年法国的别儒公司研制成功齿轮式变速器、差速器；1891年法国人首次采用了前置发动机后轮驱动汽车、研制成功摩擦片式离合器；1895年采用了充气橡胶轮胎；1898年采用了带万向节的传动轴；1902年采用了狄第安后桥半独立悬架。另外，1893年德国人发明了化油器；1896年英国首先采用了石棉制动片和方向盘；1905年美国开始采用挡风玻璃。在汽车的初期发展阶段，他们在汽车结构、性能等方面做出了很大的贡献。从19世纪末到20世纪初，世界上相继出现了许多著名的汽车制造公司，如美国的福特公司、通用公司，英国的罗尔斯-罗伊斯公司，法国的别儒公司、雪铁龙公司，意大利的菲亚特公司等，并形成一定规模的生产，产生了许多著名品牌的汽车。1908年美国福特公司推出了著名的“T”型车，并在1913年率先采用了流水线大批生产，使“T”型车的产量迅速上升，成本大幅度下降，使汽车一度成为少数富人的奢侈品变为大众经济实用的交通工具成为现实。由于“T”型车结构紧凑、坚固耐用、容易驾驶、价格低廉，所以非常受欢迎。仅在以后的20年期间，“T”型车共生产1500万辆，产生了很大的社会影响。应该说，汽车的发明在德国，促进汽车的初期发展在法国，形成大规模生产在美国。1937年，德国政府为了使普通百姓能够买得起汽车，建立了“大众汽车公司”，并推出了著名的、大众化的“甲壳虫”轿车。从1940年投产至1975年停产，并将该车型转移至南美洲继续生产，至1891年累计生产2000万辆，成为世界上生产时间最长和产量最多的车型，为汽车真正意义上的大众化作出了贡献。第二次世界大战后，日本工业经过10年的恢复调整，20年的创业、投资和高速发展，汽车工业也迅速发展，先后出现了丰田、日产、本田等著名汽车公司，汽车产量不断攀升，1890年到1993年汽车产量超过美国，跃居世界第一位。近年来，韩国、西班牙、中国、巴西、墨西哥等国家汽车工业也发展迅速，已形成较大规模的生产。其中，韩国、西班牙生产的汽车已成功地打入了国际市场。一百多年来，汽车以它的灵便、快速和高效的特点，受到越来越多人的喜欢和重视，获得了巨大的发展。目前，世界汽车保有量已超过7亿辆，是最多、最普及、最重要的交通运输工具。汽车工业已成为许多国家的支柱产业，也成为世界现代文明的重要标志之一。1.2我国汽车工业的发展新中国成立以前，我国没有汽车制造工业，自1953年在长春兴建第一汽车制造厂，1956年制造出第一辆“解放”牌运输车，宣告了中国不能生产汽车历史的结束。1968年，国家在湖北十堰开始建设第二汽车制造厂，1975年生产出“东风”牌运输车。一汽、二汽当时以生产中型运输车为主，虽然1958年后相继建立了南京、北京、济南、上海、重庆大足、陕西延安等汽车制造厂，但产量均较少，使我国汽车工业缺重少轻，轿车工业几乎没有。1977年，我国汽车年产量仅有12.54万辆。1978年后，国家实行了改革开放，在1985年的“七.五”规划中建议把汽车工业作为支柱产业的方针。1987年，国务院又确定了“将发展轿车工业作为振兴汽车工业”的发展战略，从此确立了汽车的“三大、三小”生产基地，并对内实行了联合重组，对外实行了引进、合资，使我国汽车工业迅速发展，不仅从品种上增多而且产量上大幅度提高。到1993年我国汽车年产量已达到129.7万辆，居世界第12位。1994年，国家颁布了汽车工业产业政策，对我国汽车工业的健康发展和准备加入世界贸易组织起了重要作用。近年来，由于国家加大了对汽车工业的改组、改革；加大投资、合资力度；社会需求量的增加以及加入WTO对我国汽车工业的影响等诸多因素，使我国的汽车工业迅猛发展。2003年，我国汽车总产量突破了400万辆大关，轿车产量已达180万辆，而且质量上有了很大的提高。2004年国家发改委发布了汽车产业发展政策，将进一步推进汽车产业结构调整和升级，全面提高汽车国际竞争力，力争2010年我国有几家具有国际竞争力的大型汽车企业集团进入世界500强，并确定了我国汽车产业在2010年前发展成为国民经济的支柱产业。中国汽车工业已成为世界汽车工业的重要组成部分。改革开放20年来，与国际上各大汽车及零部件制造商相继建立了600余家中外合资企业，积累了资本200多亿美元；引进了1000多项汽车新技术，绝大部分都与国外处于同等水平；2002年，汽车进出口贸易总额达100亿美元，占世界汽车市场的1/20的份额。2010年我国汽车产量的目标是600万辆，占世界汽车市场的1/10；若按5%的增长率计算，2020年我国的汽车产量将达到1000万辆，将占世界汽车市场的1/5，中国的汽车工业将由生产大国走向强国。第二章 制动系概况制动系的功用是使汽车以适当的减速度降速行使直至停车；在下坡行使驶时，使汽车保持适当的稳定车速；使汽车可靠地停在原地或坡道上。制动系至少应有两套独立的制动装置，即行车制动装置和驻车制动装置。前者用来保证前两项功能，后者则用来保证第三项功能。行车制动的驱动机构常采用双回路或多回路，以保证其工作可靠，驻车制动装置则采用机械驱动机构而不用液压或气压以防止产生故障。 除此以外，有些汽车还设有应急制动、辅助制动和自动制动装置。 应急制动装置利用机械力源进行制动，在某些采用动力制动或伺服制动的汽车上，一旦发生蓄压装置压力过低等故障时，可用应急制动装置实现制动。同时，在人力控制下它还能兼作驻车制动。 辅助制动装置可实现汽车下长坡时，持续地减速或保持稳定的车速，并减轻或解除行车制动装置的负荷。 自动制动装置可实现当挂车与牵引车连接的制动管路渗漏或断开时，使挂车自动制动。 任何一套制动装置都由制动器和制动驱动机构两部分组成。设计制动时应满足如下基本要求： 1）具有足够的制动效能。行车制动能力是用一定制动初速度下的制动减速度和制动距离两项指标来评定的；驻坡能力是以汽车在良好路面上能可靠地停驻的最大坡度来评定的。 2）工作可靠。行车制动装置至少有两套独立的驱动制动器的管路，当其中一套管路失效时，另一套完好的管路应保证汽车制动能力不低于没有失效时 规定值的30%。行车和驻车制动装置可以有共同的制动器，而驱动机构应各自独立。行车制动装置都用脚操纵，其他制动装置多为手操纵。 3）在任何速度下制动时，汽车都不应丧失操纵性和方向稳定性。 4）防止水和污泥进入制动器工作表面。 5）制动能力的热稳定性良好。 6）操纵轻便，并具有良好的随动性。 7）制动时，制动系产生的噪声尽可能小，同时力求减少散发出对人体有害的石棉纤维等物质，以减少公害。 8）作用滞后性应尽可能好。作用滞后性是指制动反映时间，以制动踏板开始动作至达到给定的制动效能所需的时间来评价。气制动汽车的反映时间较长，要求不得超过0.6s；对于汽车列车，不得超过0.8s。 9）摩擦衬片应有足够的使用寿命。 10）摩擦副磨损后，应有能消除因磨损而产生间隙的机构，且调整间隙工作容易，最好设置自动调整间隙机构。 11）当制动驱动装置的任何元件发生故障并使其基本功能遭到破坏时，汽车制动系应有音响或光信号等报警提示。防止制动时车轮被抱死有利于提高汽车在制动过程中的转向操纵性和方向稳定性，缩短制动距离，所以近年来防抱死制动系统在汽车上得到了很快的发展和应用。此外，由于含有石棉的摩擦材料存在石棉有致癌公害问题已被逐渐淘汰，取而代之的各种无石棉型材料相继研制成功。第三章 制动器的结构类型及选择制动器是制动系中用于以产生阻碍车辆的运动或运动趋势的力的部件。后一种提法适用与驻车制动器。除了竞赛汽车上才装设的、通过张开活动翼板以增加空气动力的空气动力缓速装置以外，一般制动器都是通过其中的固定元件对旋转元件施加制动力矩，使后者的旋转角速度降低，同时依靠车轮与地面的附着作用，产生路面对车轮的制动力以使汽车减速。凡利用固定元件与旋转元件工作表面的摩擦作用产生制动力矩的制动器，都成为摩擦制动器，除各种缓速装置以外，行车制动、驻车制动及第二制动系统所用的制动器，几乎都属于摩擦制动器。目前，各类汽车所用的摩擦制动器可分为鼓式合盘式两大类。前者摩擦副中的旋转元件为制动鼓，其工作表面为圆柱面；后者的旋转元件则为圆盘状的制动盘，以端面为工作表面。旋转元件固装在车轮或半轴上，即制动力矩分别直接作用于两侧车轮上的制动器，称为车轮制动器。旋转元件固装在传动系统的传动轴上，其制动力矩须经过驱动桥再分配到两侧车轮上的制动器，则称为中央制动器。车轮制动器一般用于行车制动，也有兼用于第二制动和驻车制动。中央制动器一般只用于驻车制动和缓速制动。本次设计的题目是紧凑型家用轿车的制动系，故采用的制动系方案为：行车制动的制动器前轮为浮动钳盘式制动器，后轮为鼓式制动器，其驱动机构为液压驱动。3.1后轮鼓式制动器的选择鼓式制动器按其制动蹄的受力分为：领从蹄式、双领蹄式、双向双领蹄式、单向增力式和双向增力式。1、 领从蹄式制动器 制动蹄按其张开的方向和制动鼓的旋转方向是否一致分为领蹄和从蹄，制动蹄张开旋转方向和制动鼓的旋转方向一致则该制动蹄就称为领蹄；相反，制动蹄的张开时的旋转方向和制动鼓的旋转方向相反则该制动蹄就称为从蹄。在制动鼓正向和反向旋转时都有一个领蹄和一个从蹄制动器成为领从蹄式制动器。 领蹄和从蹄的受力情况：领蹄的摩擦力矩使蹄压的更紧，即摩擦力矩具有“增式”作用故称为增式蹄；而从蹄受的摩擦力矩使蹄有离开制动鼓的趋势，即摩擦力矩具有“减式”作用，故称为减式蹄。 图3-1 鼓式制动器示意图领从蹄式制动器的每块蹄片都有自己的固定支点，而且两固定支点位于两蹄的同一端（图3-1a）。张开装置有两种形式,第一种用凸轮或楔块式张开装置(图3-2)。其中，平衡凸块式（3-2b）和楔块式（图3-2c）张开装置中的制动凸轮和制动楔块是浮动的，故能保证作用在两蹄上的张开力相等。非平衡式的制动凸轮（图3-2a）的中心是固定的，所以不能保证作用在两蹄上的张开力相等。第二种用两个活塞直径相等的轮缸，可保证作用在两蹄上的张开力相等。领从蹄式制动器的效能和效能稳定性，在各式制动器中居中游；前进、倒退行驶的制动效果不变；结构简单，成本低；便于附装驻车制动驱动机构；易于调整蹄片与制动鼓间的间隙。但领从蹄式制动器也有两蹄片上单位压力不等，因而两蹄衬片磨损不均匀、寿命不同的缺点。此外，因只有一个轮缸，两蹄必须在同一驱动回路下工作。为使摩擦衬片磨损寿命均衡，可将从蹄的摩擦片包角适当减小，但是这样会使得两蹄的摩擦不能互换，从而增加了零件总数和制造成本，故本设计选择两蹄的摩擦片包角相等。2、单向双领蹄式单向双领蹄式制动器的两块蹄片各有自己的固定支点，而且两固定支点位于梁体的不同端，如图3-1b所示：领蹄的固定端在下方，从蹄的固定端在下方。每块蹄片有各自独立的张开装置，且位于与固定支点相对应的一方。汽车前进制动时，这种制动器的制动效能相当高。由于有两个轮缸，故可以用两个各自独立的回路分别驱动两蹄片。除此以外，这种制动器还有易于调整蹄片与两制动鼓之间的间隙，两蹄片上的单位压力相等，使其磨损程度相近、寿命相同等优点。单向双领蹄式制动器的制动效能稳定性，仅强于增力式制动器。当倒车制动时，由于两蹄片皆为双从蹄，使制动效能明显下降。与领从蹄式制动器比较，由于多了一个轮缸，使结构略显复杂。这种制动器适用于前进制动时前轴动轴荷及附着力大于后轴，而倒车制动时则相反的汽车前轮上。它之所以不用于后轮，还因为两个互相成中心对称的轮缸，难于附加驻车制动驱动机构。3、双向双领蹄式双向双领蹄式制动器的结构特点是两蹄片浮动，用各有两个活塞的两轮缸张开蹄片（图3-1c）。无论是前进或者是倒退制动，这种制动器的两块蹄片始终为领蹄，所以制动效能相当高，而且不变。由于制动器内设有两个轮缸，所以适用于双回路驱动机构。当一套管路失效后，制动器转变为领从蹄式制动器。除此以外，双向双领蹄制动器的两蹄片上单位压力相等，因而磨损程度相近，寿命相同。双向双领蹄式制动器因有两个轮缸，故结构上复杂，且蹄片与制动鼓之间的间隙调整困难是它的缺点。这种制动器得到比较广泛的应用。如用于后轮，则需另设中央驻车制动器。4、双从蹄式双从蹄式制动器的两蹄片只有一个固定支点，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（图3-1d）3.2 前轮盘式制动器的选择盘式制动器摩擦副中的旋转元件是以端面工作的金属盘，此圆盘称为制动盘。其固定元件则有着多种形式，大体可分为两类。一类是工作面积不大的摩擦块和其金属背板组成的制动块，每个制动器有24个制动块。这些制动块及其促动装置都装在横跨制动盘两侧的钳形支架中，总称制动钳。这种由制动盘和制动钳组成的制动器称为钳盘式制动器。另一类是固定元件的金属背板和摩擦片也呈椭圆形。使用这种固定元件，因其制动盘的全部工作面可同时与摩擦片接触，故该制动器称为全盘式制动器。1、 钳盘式制动器的结构类型（1）固定钳盘式制动器固定钳盘式制动器在制动钳体上有两个液压缸，其中各装有一个活塞。当压力油液进入两个油缸活塞的外腔时推动两个活塞向内将位于制动盘的制动块总成压紧到制动盘上，从而使车轮制动。当放松制动踏板使油液压力减少时，回位弹簧将两制动块总成及活塞推离制动盘。（2）浮动钳盘式制动器浮动钳盘式制动器的制动钳体是浮动的，其浮动方式有两种，一种是制动钳体可以平行滑动；另一种是制动钳体可以围绕一支撑摆动。但他们的制动油缸均为单侧，且与油缸同侧的制动块总是活动的，另一侧的制动块总成则固定在钳体上。当制动时在油液压力作用下，活塞推动制动块总成压靠到制动盘上，而反作用力则推动制动钳体连同制动块总成压向制动盘的另一侧，直到两制动块总成受力一样为止。3.3盘式制动器的优缺点及确定的方案1、与鼓式制动器相比盘式制动器有以下优点：（1）热稳定性好。这是因为制动盘对摩擦衬块无摩擦增力作用，且制动摩擦衬块的尺寸不大其工作表面仅为制动盘面积的12%16%，故散热性好。（2）水稳定性好。制动块对盘的单位压力高，易于将水挤出，因而进水后效能降低不多；又由于离心力作用及衬块对盘的擦拭作用，出水后只需经一、二次制动即能恢复正常。鼓式制动器则需经十余次制动方能恢复。（3）制动力矩与汽车方向无关。（4）易于构成双回路制动系，使系统有较高的可靠性和安全性。（5）尺寸小、质量小、散热良好。（6）压力在制动衬块上的分布比较均匀，故衬块磨损也均匀。（7）更换衬块简单容易。（8）衬块与制动盘之间的间隙小（0.050.15），从而缩短了制动协调时间。（9）易于实现间隙自动调整。2、盘式制动器的主要缺点是：（1）难于完全防止尘污和锈蚀。（2）兼作驻车制动器时，所需附加的手驱动机构比较复杂。（3）在制动驱动机构中必须装有助力器。（4）因为衬块工作面积小，所以磨损快，使用寿命低，需用高材质的衬块。总之，目前盘式制动器已广泛应用于轿车，但除了一些高级轿车上用全盘式以外，大都只用作前轮制动器，而与后轮鼓式制动器配合使用，以获得汽车在高速下 制动时的方向稳定性。3、确定的方案如下：根据以上对制动器性能的分析，确定制动器的方案如下：行车制动器：前盘后鼓，盘式制动器为通风型浮动钳盘式制动器，鼓式制动器为领从蹄式制动器。驱动机构为：液压双回路驱动。驻车制动装置采用：车轮制动器，与后轮共用一个制动器，即后轮鼓式制动器。驱动机构为机械式驱动机构，即拉索机构。第四章 制动参数选择及计算制动器设计中需要的重要参量：汽车轴距： L=1860mm车轮滚动半径： R r =270 mm汽车满载质量： m=1400Kg汽车空载质量： m=820Kg满载时轴荷的分配： 前轴负荷48%，后轴负荷52%空载时轴荷的分配： 前轴负荷52%，后轴负荷48%满载时质心高度： hg=525mm空载时质心高度： hg=550mm质心距前轴的距离： a=968mm a=892mm质心距后轴的距离： b=892mm b=968mm对汽车制动性有影响的重要参数还有：制动力及其分配系数、同步附着系数、制动强度、附着系数利用率、最大制动力矩与制动因数等。4.1 制动器主要结构参数选择一、鼓式制动器主要结构参数的确定1、制动鼓内径D输入力Fo一定时，制动鼓内径越大，制动力矩越大，且散热能力也越强。但增大D要受到轮辋内径的限制。制动鼓与轮辋之间要保持足够的间隙，通常要求该间隙不小于20mm,否则不仅制动器的散热条件条件差，而且轮辋受热后可能沾住内胎或烤坏气门嘴。制动鼓应该有足够的壁厚，用来保证有足够的刚度和热容量，以减小制动时的温升。制动鼓的直径小，刚度就大，并有利保证制动鼓的加工精度。制动鼓直径与轮辋直径之比D/Dr的范围如下：轿车：D/Dr=0.640.74货车：D/Dr=0.700.83轿车制动鼓内径一般比轮辋外径小125150mm，载货汽车和客车的制动鼓内径一般比轮辋外径小80100mm，对于深槽轮辋，由于其中间深陷部分的尺寸比轮辋名义直径小的多，所以其制动鼓与轮辋之间的间隙有所减小，设计时可按轮辋直径初步确定制动鼓内径。轮辋直径 304mm制动鼓最大内径 220mm取制动鼓内径D=200mm 即R=100mm 图4-1 鼓式制动器的主要几何参数2、摩擦衬片宽度b和包角摩擦衬片宽度磨损尺寸b的选取对摩擦衬片的使用寿命有影响。衬片的宽度尺寸去窄些，则磨损速度快，衬片寿命短；衬片宽度取宽些，则质量大，不易加工，且加工成本增加。 实验表明，摩擦衬片包角=90o100o时，磨损最小，制动鼓温度最低，且制动效能最高。角减小虽然有利于散热，但单位压力过高将加速磨损。实际上包角两端处单位压力最小，因此过分延伸衬片两端以增加包角，对减小单位压力的作用不大，而且将使制动不平顺，容易使制动器发生自锁，因此这里取包角为95o。 衬片的磨损面积为Ap=Rb。制动器各蹄衬片总的摩擦面积越大，制动时所受单位面积的正压力和能量负荷越小，从而磨损特性越好。对于（1.01.5）t的微型客车，单个制动器总的摩擦面积Ap为（120200）cm2,这里取Ap=120cm2。可求得b=75mm。3、摩擦衬片起始角0一般将衬片布置在制动蹄的中央，令0=90o/2。有时为了适应单位压力的分布情况，将衬片相对于最大压力点对称布置，以改善磨损均匀性和制动效能。由以上可知0=90o-95o/2=42.5o。4、制动器中心到张开力Fo作用线的距离e在保证轮缸或制动凸轮能够布置于制动鼓内的条件下，应使距离e尽可能大，以提高制动效能，设计时定e=0.8R左右，根据图样取得e=80mm。5、制动蹄支撑点位置坐标a和k应在保持两蹄支撑端毛面不致互相干涉的情况下，使a尽可能大而c尽可能小，这里定a=0.8R左右，实际取值为a=100mm,k=15mm。二、盘式制动器主要结构参数的确定1、制动盘直径D制动盘直径D应尽可能取大些，这时制动盘的有效半径得到增大，可以降低制动钳的夹紧力，减少衬块的单位压力和工作温度。受轮辋直径的限制，制动盘的直径通常选择为轮辋直径的70%79%，对于总质量小于2t的汽车，D尽可能取大，求得D=（212.8240.16），这里取D=250mm，即D/2=125mm。2、制动盘厚度h制动盘的厚度h对制动盘的质量和工作时的温升有影响。为了使质量小些，制动盘的厚度不宜取得很大；为了降低温度，制动盘的厚度不宜取得过小。制动盘可做成实心的，或者为了散热通风的需要在制动盘中间铸出通风孔道。一般实心制动盘可取1020mm，通风式制动盘厚度取2050mm，多采用2030mm。本设计采用的是通风型制动盘，制动盘厚度取h=20mm。3、摩擦衬块外半径R2和内半径R1推荐摩擦衬块的外半径R2与内半径R1比值不大于1.5。若此比值偏大，工作时衬块的外缘与内侧圆周速度相差教多，磨损不均匀，接触面积减小，最终导致制动力矩变化大。本设计取R2 =110mm R1=80mm。4、制动衬块面积A对于盘式制动器衬块工作面积A，推荐根据制动衬块单位面积占有的汽车质量在1.63.5Kg/cm2范围内选用。m/8A=(1.63.5)，得A=（50109.38）cm2，取A=70 cm2。5、摩擦衬块扇形角 摩擦衬块扇形角应满足下式 =2A/（R22-R12）则由计算得=2.456rad，即/2=70.39o6、制动间隙 一般鼓式制动器的制动间隙为0.2-0.5mm； 一般盘式制动器的制动间隙为0.1-0.3mm。4.2 制动力与制动力矩分配系数1、地面对前后车轮的法向反作用力Z1= (L2+) Z2= (L1-) （4-1）式中： G-汽车所受重力； L-汽车轴距； -汽车质心离前轴距离；L-汽车质心离后轴距离；-汽车质心高度；g -重力加速度；汽车制动时，如果不记车轮的滚动阻力矩和汽车的回转质量的惯性力矩，则任何角速度0的车轮，其力矩平衡方程为Tf-FbRe=0 （4-2）式中： Tf-制动器对车轮作用的制动力矩，即制动器的摩擦力矩，其方向与车轮旋转方向相反，Nm；Fb-地面作用于车轮上的制动力，即地面与轮胎之间的摩擦力，又称地面制动力，其方向与汽车行驶方向相反，N；Re-车轮有效半径，m令 Ff= Tf/Re并称之为制动器的制动力，它是在轮胎周缘克服制动器的摩擦力矩所需的力，因此又称为制动周缘力。Ff与地面制动力Fb的方向相反，当车轮角速度0时，大小亦相等，且Ff仅由制动器的参数所决定，即Ff取决于制动器的结构形式、尺寸，摩擦副的摩擦系数及车轮的有效半径等，并与制动踏板力即制动系的液压或气压成正比。当增大踏板力以增大 Tf时，Ff和Fb均随之增大，但地面制动力受附着条件的限制其值不可能大于附着力F， Fb F=Z (4-3) Fb= F=Z (4-4)式中 ： -轮胎与地面的附着系数；Z-地面对车轮的法向反力。当制动器的制动力Ff和地面制动力Fb达到附着力F值时，车轮即被抱死并在地面上滑移，此后制动力矩Tf即表现为静摩擦力矩，而Ff= Tf/Re即成为与Fb相平衡以阻止车轮再旋转的周缘力的极限值，当制动力车轮角速度=0以后，地面制动力Fb达到附着力 F值后就不再增大，而制动器的制动力Ff由于踏板力Fp的增大使摩擦力矩Tr增大而继续上升，如图4-2所示 图4-2制动器制动力、地面制动力与踏板力的关系根据汽车制动时的整车受力分析，考虑到制动时的轴荷转移，可求得地面对前后轴车轮的法向力Z1、Z2为：Z1= (L+hg) Z2= (L1-hg) （4-5）代入G=13720N L=1860mm hg=525mm a=968mm b=892mm，得到： Z1=6579.69+3872.58 Z2=6619.87+3590.32 (4-6)式中 ： G-汽车所受重力； L-汽车轴距； a-汽车质心离前轴距离；b-汽车质心离后轴距离；hg-汽车质心高度；g -重力加速度；-地面附着系数。2、制动器制动力分配系数=Ff1/Ff (4-7)Ff1/ Ff2=(b+hg)/ (a-hg) (4-8)Ff= Ff1+ Ff2 (4-9)可得=Ff1/Ff= Ff1/（Ff1+Ff2）=(b+hg)/( b+hg+ a-hg)=(b+ hg)/L (4-10)即： =b/L+hg/L (4-11)其中 b=892mm L=1860mm hg=525mm 取=0.75 得到=0.48+0.282=0.6915同步附着系数 0=（L-b）/ hg (4-12) =0.7508将0=0.7508代入式(4-5)得Z1=7120.68 N Z2=3180.29 N 可得： Ff1=7120.68 N Ff2=3180.29 N即 ： M f1max= Ff1R=1922.58 Nm M f2max= Ff2R=858.68 Nm对于盘式：摩擦系数f=0.3，Rm=(R1+R2)/2=(110+80)/2=95mm F0max= M f1max/2fRm=1922.58/0.057=33729.47对于鼓式：参照图4-1 =tg-1 k/a=10.62o 0=42.5 o=95 o则 a180o031.88 o aa126.88o100mmR1=4R/(cos2 a-cos2 a)2+(2-sin2 a+sin2 a)21/2=111.05mm因为紧蹄和从蹄大小尺寸相同 故 =111.05mm用液力驱动时所需张开力为o= M f2max/2(R1+R2)=1950.66 N第五章 驻车制动和应急制动计算5.1驻车制动计算满载时：汽车在上坡路上停驻的受力情况如图所示，由此不难得出停驻时的后桥附着力为 =mag ( cosa+ sina)汽车在下坡路上停驻时的后桥附着力为=mag ( cosa sina)汽车可能停驻的极限上坡路倾角 a ，可根据后桥上的附着力与制动力相等的条件求得即 mag ( cosa+ sina)= mag sina得到 a=tg-1 = tg-1=26.340同理，可推导汽车可能停驻的极限下坡路倾角为=tg-1=17.86o空载时：分析同上把参数代入得：汽车上坡时能停驻的极限倾角为= tg-1=24.81o汽车在下坡时能停驻的极限倾角为= tg-1=16.40o5.2应急制动计算应急制动时，后轮一般都将抱死滑移，故后桥制动力为=4419.62 N此时所需后桥制动力矩为=4419.620.67=1193.29 N.m第六章 制动器主要零件的结构设计一、 制动鼓制动鼓应具有较高的刚性和大的热容量，制动时其温升不应超过极限值。制动鼓的材料与摩擦衬片的材料相匹配，应能保证具有高的摩擦系数并使工作表面磨损均匀。制动鼓有铸造的和组合两种。铸造制动鼓多选用灰铸铁，具有机械加工容易、耐磨、热容量大的优点。组合式制动鼓的特点是质量小，工作面耐磨，并有较高的摩擦因数。综上所述，故选用铸铁制动鼓，并且制动鼓的外圆周部分铸有肋，用来加强刚度和增加散热效果。制动鼓壁厚的选择主要是从刚度和强度方面考虑。壁厚取大些也有助于增大热容量，但实验表明，壁厚从11mm增至20mm，摩擦表面平均最高温度变化并不大。一般铸造制动鼓的壁厚：轿车为712mm，中、重型货车为1318mm。故取壁厚为10mm。二、 制动蹄轿车和轻型货车的制动蹄广泛采用T形型钢辗压或用钢板焊接制成，其腹板上往往开一条或两条径向槽，使蹄的弯曲刚度小些，其目的是衬片磨损较为均匀，并减小制动时的尖叫声，制动蹄腹板和翼缘的厚度，轿车为35mm，货车为58mm。本设计中，制动蹄腹板厚度取5mm，翼缘的厚度取6mm。三、 制动底板制动底板是除制动鼓外制动器各零件的安装基体，应保证各安装零应有足够的刚度。故选用由钢板冲压成型的制动底板并且有凹凸起伏的形状。四、 制动轮缸采用活塞式制动蹄张开结构。轮缸的缸体由灰铸铁HT250制成。其缸筒为通孔，需镗磨。活塞由铝合金制成。活塞外端压有钢制的开槽顶块，以支承插入槽中的制动蹄腹板端部。轮缸的工作腔 由靠在活塞内端面处的橡胶密封圈密封。五、摩擦材料 应该具有一定的稳定的摩擦因数，在温度升高时其摩擦因数变化不大；应该具有良好的耐磨性；应有尽可能小的压缩率和膨胀率且制动时不会产生噪声。以前制动摩擦衬片的材料是由增强材料、粘合剂、摩擦性能调节剂组成的石棉摩擦材料，但是其耐热性差，摩擦因数随温度的变化大，磨耗高和对环境有污染，特别是石棉能致癌，所以已经遭淘汰。由金属纤维、粘结剂和摩擦性能调节剂组成的半金属摩擦材料，具有较高的耐热性和耐磨性，特别是因为没有石棉粉尘公害，得到广泛应用。六、制动盘制动盘的材料一般是珠光灰铸铁，其形状有平板形和礼帽形两种。制动盘工作表面应光滑平整，两侧表面不平行度应不大于0.08mm，因厚度不均匀能引起制动踏板振动，盘式摆差不大于0.1mm。摆差过大将发生制动块反撞，顶推活塞，导致制动踏板振动，踏板行程也会加大。七、制动钳制动钳由可锻铸铁或球墨铸铁制造，也有用轻合金制造的，可做成整体或两半由螺栓连接。其外缘有开口，以便不拆制动钳便可以换制动块。制动钳应有高的强度和刚度，一般多在钳体中加工出制动油缸，也可把油缸嵌入钳体中，活塞由铝合金或缸制造。为了提高耐磨性，对活塞的工作表面进行镀铝处理。第七章 制动驱动机构的选择及计算一、制动驱动机构形式的选择制动驱动机构将来自驾驶员或其它力源的力传给制动器，使之产生制动力矩。根据制动力源的不同，制动驱动机构一般分为简单制动、动力制动和伺服制动三大类。、 简单制动简单制动单靠驾驶员施加的踏板力或手柄力作为力源，也称为人力制动。其中又分为机械式和液压式。机械式由于效率低、传动比小、润滑点多且难以保证前后轴制动力的正确比例和左右轮制动力的均衡，所以在汽车制动装置中已被淘汰，但因其结构简单、成本低、故障少还广泛用于中小型汽车的驻车制动中。、 动力制动动力制动是利用发动机的动力转化而成，并表现为气压或液压形式的势能作为汽车制动的全部力源。驾驶员施加于踏板或手柄上的力，仅用于回路中控制元件的操纵。因此简单制动中的踏板力和踏板行程之间的反比关系，在动力制动中便不存在了，从而使踏板力较小，同时又有适当的踏板行程。、 伺服制动伺服制动是在人力液压制动系中增加由其它能源提供的助力装置，使人力与动力并用。在正常情况下，其输出工作压力主要由动力伺服系统产生，而在伺服系统失效时，仍可全由人力驱动液压系统产生一定程度的制动力。因此，在中级以上的轿车及轻、中型客车、货车上得到广泛的应用。综上所述，故选用伺服制动驱动机构。二、制动管路的分路系统为了提高工作的可靠性，制动油路应该采用分路系统，即全车的所有行车制动器的液压或气压管路分为两个或多个相互独立的回路，其中一个回路失效后，仍可利用其他完好的回路起制动作用。双轴汽车的双回路制动系统主要有以下五种分路形式：、 一轴对一轴型（型），前轴制动器与后桥制动器各用一条回路。、 交叉型（型），前轴的一侧车轮制动器与后桥的对侧车轮制动器同属一条回路。、 一轴半对半轴型，两侧前制动器的半数轮缸和全部后制动器的轮缸属于一条回路，其余的前轮缸属于一条回路。、 双半轴对双半轴型，每个回路均只对每个前后制动器的半数轮缸起作用。型的管路布置较为简单，可与传统的单轮缸鼓式制动器配合使用，成本较低，目前在各类汽车特别是商用汽车上用的最广泛。对于这种形式，若后制动回路失效，则一旦前轮抱死则极丧失转弯制动能力。对于采用前轮制动，因而，前制动器强于后制动器的汽车，当前制动回路失效而单用后桥制动时，制动力将严重不足（小于正常情况的一半），并且若后桥负荷小于前轴负荷，则踏板力过大时易使后桥车轮抱死而汽车侧滑。本设计采用型制动回路。三、液压驱动机构的设计与计算1、制动轮缸直径d的确定制动轮缸对制动蹄（块）施加的张开力F0与轮刚直径d和制动管路压力p的关系为d= （7-1）制动管路压力不超过1012Mpa。取p=11 .8Mpa 由以前所得数据可以求得前后制动轮缸直径为d前=55mm d后=14.5mm2、制动主缸的直径d0的确定。第i个轮缸的工作容积为 （7-2）式中，di为第i个轮缸活塞的直径：n为轮缸中活塞的数目；为第i个轮缸活塞在完全制动时的行程。在初步设计时，对鼓式制动器可取=22.5mm。所有轮缸的总工作容积为 （7-3） 式中： m-轮缸的数目。在初步设计时，制动主缸的工作容积可取为 （7-4）主缸活塞行程S0和活塞直径d0可用下式确定 （7-5）一般S0=（0.81.2）d0取： S0=0.957d0d0=20.56 mm又因为主缸的直径d0应在标准规定尺寸系列中选取，故取d0=22 mm。3、制动踏板力Fp制动踏板力Fp用下式计算 = （7-6）将d0=22 mm p=11.8MPa ip =8 =0.9代入上式得到制动踏力为=622.68N式中：ip-踏板机构的传动比；-踏板机构及液压主缸的机构效率。4、制动踏板工作行程踏板行程（计入衬片或衬片的允许磨损量）对轿车最大不应大于100-150mm, 对商用车不大于180mm，在本次设计中根据本车的特点，故取。5、制动距离初速度=30Km/h =g=0.75089.8=7.36=2SS=4.72m7m 所以符合要求。第八章 车架一、车架的功用与要求车架实际上是汽车的骨架，汽车的主要总成、部件和货物等都要安装在它上面，因此它是个重要的承载总成。同时，它还要承受由悬架机构产生的各种反作用力和行驶中产生的动载荷，因此，车架又是个受力很大的部件。车架应满足下列要求：1、足够的强度，保证在各种复杂的工况下长期使用不致发生严重的损坏。2、有合适的刚度，车架应保证车辆在各种使用条件下，固定在车架上的个总成和部件的相对位置变化较小，是它们能正常工作。另一方面，当车辆在不平路面上行驶时，为提高其平顺性和通过能力，又要求车架具有一定的柔度，即扭转刚度不宜过高。3、质量要小，在保证强度的情况下尽量减小车架质量，以降低材料消耗、制造成本和提高使用的经济性。4、结构简单，便于制造和维修。此外，车架结构应能使车辆的质心高度尽量降低。二、车架类型方案对比与分析车架是用钢板冲压成各种形状的构件后装配而成的。微型客车的车架大多采用矩形钢管作为构件。车架的装配可用铆接，也可用电焊焊接，铆接工艺耗费的工时多，但车架变形小，焊接工艺性好但车架容易产生变形或焊接应力。车架按其结构形状可分为五类。1、边梁式车架边梁式车架又称梯形车架，它有两根位于两侧的纵梁和若干根横梁组成。边梁式车架结构简单，制造容易，各总成安装方便，易于变形。车架宽度可以有三种型式：（1）、前窄后宽为了给前轮转向和转向拉杆留出足够的空间，往往采用这种型式。（2）、前宽后窄由于重型载货车辆后轴载荷大，轮胎和钢板弹簧都要加宽，同时又要安装外形尺寸大的发动机，所以只好减少前轮的转向角，使车架成为前宽后窄的形式。（3）前后等宽只要总布置允许，应尽量采用这种型式，因为在冲压不等宽车架纵梁时，容易在转折处的上、下翼面上产生“波纹区”，引起应力集中致使早期出现裂纹或断裂。同时前后等宽车架制造简单。2、X型车架X型车架是改进的边梁式车架，它由两根纵梁和X型横梁组成，其目的是为了提高车架的抗扭刚度，但狭长的车架采用X型横梁并无明显的优点，因为X型横梁太长时，受压的一根可能丧失稳定。因此，X型横梁仅对于短而宽的车架较为有效。3、中梁式车架中梁式车架又称脊骨式车架，它只有一根位于中央贯穿车辆全长的纵梁，中央纵梁可以是圆管形截面，也可以是箱形截面。中梁前端做出支架，用于固定发动机，传动轴在中梁内通过。主减速器通常固定在中梁的末端而形成断开式驱动桥。在中梁上固定有横梁用于支撑车厢和驾驶室。4、综合式车架综合式车架一部分为管式梁，其余部分制成叉形，可认为它是中梁式车架的变形。中梁式和综合式车架，可以较大地提高扭转刚度，但驾驶室、车厢等总成在车架上安装比较复杂，横梁悬臂较长，弯曲应力大。这类车架一般都要用断开式驱动桥，结构比较复杂。根据以上分析，又因为本次设计的是微型客车车架，应力求结构简单，制造容易，各总成安装方便，可采用前窄后宽的边梁式车架。三、横梁和纵梁的连接1、横梁和纵梁的连接型式横梁和纵梁的连接型式主要有：a)横梁固定在纵梁的上下翼面上；b)横梁同时固定在纵梁的腹板与上或下翼面上；c)横梁仅固定在纵梁的腹板上。第一种连接型式虽然有利于提高车架的整体刚度，但当车架产生较大的扭转变形或纵梁承受较大的局部扭转时，纵梁上下翼面的应力将大幅度增加。第二种连接型式的缺点是：作用在纵梁上的力直接传到横梁上，使横梁承受较大的载荷，从而易于发生早期破坏，很早就出现质量问题。第三种连接型式的车架整体刚度虽然小些，但可避免纵梁上下翼面和横梁的早期破坏。本车架横梁与纵梁的连接即是第三种型式。2、横梁在纵梁上的固定方法A、铆接采用搭接板铆接，适用于大量生产，制造成本低。改变铆钉数目或位置即可改变纵梁的抗扭刚度。B、焊接焊接能保证纵梁有较高的抗扭刚度，连接牢固，不易松动，但要求较高的焊接质量和合理的焊接夹具，适用于小批量生产和闭口截面车架。C、螺栓连接当横梁位置受总布置限制，为了便于拆装车架上的某些部件时，可采用这种固定方法，其缺点是在长期使用中，容易松动。本车架纵横梁之间的固定方式为焊接。四、车架的设计与计算车架是一个复杂的薄壁框架结构，在车架设计的初级阶段，可对纵梁进行简单的弯曲强度计算，以此来确定车架的断面尺寸。下面是这种简化计算的方法和步骤。1、弯曲强度计算的基本假设（1）因为车架结构是左右对称的，左右纵梁的受力相差不大，故可认为纵梁是支撑在汽车前后轴上的简支梁。（2）空车时的簧上质量（包括车架质量在内）均匀分布在左右二纵梁的全长上，其值可根据汽车底盘结构的统计数据大致估计。一般，对于轻型和中型载货汽车来说，簧上质量约为空车质量的2/3；汽车的有效载荷均匀分布在车厢全长上。（3）所有的作用力均通过纵梁截面的弯曲中心。实际上，纵梁的某些部位会由于安装外伸部件（如油箱、蓄电池等）而产生局部扭转，在设计时通常在此安装一根横梁，使得这种对纵梁的扭转变为对横梁的弯矩。故这种假设不会造成明显的错误。 通过上述假设，将车架由一个静不定的平面框架结构，简化成为一个位于支架上的静定结构。2、纵梁的弯矩计算要计算车架纵梁的弯矩，先计算车架前支座反作用力，向后轮中心支座处求矩，可得 （8-1）式中：-前轮中心支座对任一纵梁的反作用力，N ； L-纵梁的总长，mm ； l-汽车轴距，mm ； b-纵梁后端到后轴之间的距离，mm ； -满载时的簧上质量（含车架自身质量），Kg ； g-重力加速度，9.8 m/s2 在计算纵梁弯矩时,将纵梁分成两段区域,每一区段的均布载荷可简化为作用于区段中点的集中力.纵梁各端面上的弯矩计算采用弯矩差法,可使计算工作量大大减少.弯矩差法认为:纵梁上某一端面上的弯矩为该断面之前所有力对这点的转矩之和.1)驾驶室长度段纵梁弯矩的计算 在该区段内,根据弯矩差法,则有: (8-2) =25536.26-0.759(715+)2 =-0.759-1447.89-388019.78式中:-纵梁上某一截面的弯矩, N.mm ；-截面到前轮中心的距离,mm ；a-车架纵梁前端到前轮中心的距离，mm ；2）驾驶室后端到后轴段纵梁的弯矩计算 = (8-3)纵梁某一断面上的剪力为该断面之前所有力的和 (8-4)=2533.26-2.64()=-2.64+645.66式中：-纵梁某断面上的剪力，N。 由上可知，纵梁的最大弯矩一定发生在该段纵梁内。其位置可采用求对的导数并令其为零的办法得到。=953.81mm 由上式求得纵梁发生最大弯矩的位置，将该值代入弯矩计算公式，则可求得纵梁受到的最大弯矩Mmax为Mmax=302489.26N.mm 纵梁受到的最大剪力则发生在汽车后轴附近。当时，剪应力最大，其最大剪应力Qmax为Qmax=-4264.74N 以上是仅考虑汽车静载工况下，纵梁断面弯矩和剪力的计算。实际上，汽车行驶时还受到各种动载荷的作用。因此，汽车行驶时实际受到的最大弯矩和最大剪力为= （8-5）= （8-6）式中：-动载系数，对于轿车、客车=1.75，载货汽车=2.5,越野汽车=3.0。=1.75302489.26=529356.21N.mm （8-7）=1.75(-4264.74)=-7463.295N （8-8）3、纵梁截面特性计算车架纵梁和横梁截面系数W按材料力学的方法进行计算
- 温馨提示:
1: 本站所有资源如无特殊说明，都需要本地电脑安装OFFICE2007和PDF阅读器。图纸软件为CAD,CAXA,PROE,UG,SolidWorks等.压缩文件请下载最新的WinRAR软件解压。
2: 本站的文档不包含任何第三方提供的附件图纸等，如果需要附件，请联系上传者。文件的所有权益归上传用户所有。
3.本站RAR压缩包中若带图纸，网页内容里面会有图纸预览，若没有图纸预览就没有图纸。
4. 未经权益所有人同意不得将文件中的内容挪作商业或盈利用途。
5. 人人文库网仅提供信息存储空间，仅对用户上传内容的表现方式做保护处理，对用户上传分享的文档内容本身不做任何修改或编辑，并不能对任何下载内容负责。
6. 下载文件中如有侵权或不适当内容，请与我们联系，我们立即纠正。
7. 本站不保证下载资源的准确性、安全性和完整性, 同时也不承担用户因使用这些下载资源对自己和他人造成任何形式的伤害或损失。
人人文库网所有资源均是用户自行上传分享，仅供网友学习交流，未经上传用户书面授权，请勿作他用。
川公网安备: 51019002004831号