CSU1020A货车总体设计及前制动器设计解读

1、乂/我7大孝CSU1020A货车总体设计及前制动器设计CSU1020A货车总体设计及前制动器设计摘要汽车制动系的功用是使汽车以适当的减速度降速行驶直至停车，在下坡行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。制动系应至少包括行车和驻 车制动装置，有足够的制动效能，工作可靠，任何速度下制动都不应丧失操纵性和方向 稳定性。领从蹄制动器发展较早，其效能及效能稳定性均居于中游，且有结构较简单等 优点，故目前仍相当广泛地用于各种汽车，故本设计采用较常用的鼓式领从蹄式制动器。 通过合理设计汽车的总体尺寸、选择合适的发动机型号以及合适的制动器参数，合理分 配前后制动器的制动力矩，并进行校核，

2、从而保证汽车有良好的制动性能，并且保证此 货车在制动时又能保持良好的汽车方向稳定性和操纵稳定性。关键词：制动系；领从蹄式制动器；货车设计个©义吩严）丈学CSU1020A货车总体设计及前制动器设计目录1 .总体设计 11.1 轴数、驱动形式、布置形式 11.1.1 轴数选择11.1.2 驱动形式的选择：4 >2 11.1.3 布置形式的选择 11.2 汽车主要参数设计 31.2.1 主要尺寸31.2.2 进行汽车轴荷分配 41.3 发动机功率、转速、扭矩及发动机型号的确定 41.4 汽车轮胎的选择 51.5 确定传动系最小传动比，即主减速器传动比 61.6 确定传动系最大传动比，

3、从而计算出变速器最大传动比 62、前轴制动器设计 82.1 制动系统的结构形式 82.1.1 制动管路分路系统形式 82.1.2 制动驱动机构的形式 82.1.3 制动器的结构形式 82.2 制动器的主要参数设计 92.2.1 前、后轮制动器制动力矩的确定 92.2.2 鼓式制动器主要参数的确定 92.2.3 鼓式制动器的设计计算 102.2.4 前后制动力分配曲线 122.2.5 衬片磨损特性的计算 142.3 液压制动驱动机构的设计 152.3.1 制动轮缸直径d的确定 152.3.2 制动主缸直径d0的确定 152.3.3 制动踏板工作行程 Sp 162.3.4 制动踏板力Fp 173.

4、设计总结 18参考文献 18附录 典型车型的主要参数 19© 乂用A大孝CSU1020A货车总体设计及前制动器设计1 .总体设计已知设计参数如下:装载质量（kg）汽车型号最大总质量（kg）最大车速（Km/h）800CSU1020A245080根据已知数据，查有关书籍得以下初步总体设计方案。1.1 轴数、驱动形式、布置形式1.1.1 轴数选择根据国家道路交通法规、设计规范及汽车的用途可知，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。根据GB 1589-2004（2004-04-01发布，2

5、004-10-01实施）道路车辆外廓尺寸、轴荷及质量限值中表 4汽车、挂车及汽车列车最大允许总质量的最大限值及最大设计总质量的最小限 值，及给定的货车总质量为2450kg,故设计采用两轴方案。1.1.2 驱动形式的选择：4X2汽车的用途、总质量和对车辆通过性能的要求等，是影响选取驱动形式的主 要因素。增加驱动轮数能够提高汽车的通过能力，驱动轮数越多，汽车的结构越复杂，整备质量和制造成本也随之提高，同时也使汽车的总体布置工作变得困难。 根据参考文献1,总质量小于19吨的公路运输车，采用结构简单、制造成本低 的4X2驱动形式，故此货车采用4X2的驱动形式。1.1.3 布置形式的选择本设计采用平头、

6、单排驾驶室发动机前置后驱动形式。分析如下：货车可以按照驾驶室与发动机相对位置的不同，分为平头式、短头式、长头 式、和偏置式四种。货车又可以根据发动机位置不同，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。这种形式货车的布置特点是发动机在驾驶员和副驾驶员座位中间，因此驾驶室的前跋不需要凸出去，没有独立的发动机 舱。具优点是：汽车总长和轴距尺寸短，最小转弯直径小，机动性良好；不需要 发动机罩和翼子板，加上总长缩短等因素的影响，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；面积利 用率比较高。缺点有：空载时前轴负荷大，因而在坏

7、路上的汽车通过性变坏；驾 驶室有翻转机构和锁上机构，结构较复杂；进出驾驶室不方便；离合器、变速器 等操纵机构复杂；发动机的工作噪声、气味、热量和振动对驾驶员等均有较大影 响；汽车正面与其他物体发生碰撞时，驾驶员和前排乘员易受到严重的伤害。 平 头式货车的发动机可以布置在座椅下后部，此时中间座椅处没有凸起，可以布置三人座椅，故得到广泛应用。综合具优缺点，平头货车得到广泛应用。发动机前置后桥驱动的货车的主要优点是：可以采用直列、V型或卧式发动 机；发现发动机故障容易；发动机的接近性良好，维修方便；离合器、变速器等 操纵机构的结构简单，容易布置；货箱地板高度低。主要缺点是：如果采用平头 式驾驶室，而

8、且将发动机布置在前轴之上，处于驾驶员、副驾驶员座位之间时， 驾驶室内部拥挤，隔绝发动机工作噪声、气味、热量和振动的工作困难，离合器、 变速器等操纵机构复杂。发动机中置后桥驱动的货车，可以采用水平对置式发动 机布置在货箱下方，因发动机通过性不好，需特殊设计，故维修不便；离合器、 变速器等操纵机构结构复杂；因发动机距地面近，容易被车轮带起的泥土弄脏； 受发动机位置影响，货箱地板高度高。因为这种布置形式的缺点多，并且难以克 服，故已不再采用。发动机后置后桥驱动的货车是在发动机后置后桥驱动的乘用 车的底盘基础上变型而来的，所以采用已经极少了。它的主要缺点是离合器、变 速器等操纵机构复杂；发现发动机故障

9、和维修发动机都困难以及发动机容易被泥 土弄脏；后桥容易超载等。综上所述本方案采用平头式发动机前置后驱动的布置形式。参考车型：SC1023D 和 BJ1032V3JA4-1。1.2 汽车主要参数设计1.2.1 主要尺寸1）外廓尺寸外廓尺寸的确定需考虑法规、汽车的用途、装载质量及涵洞和桥梁等道路尺 寸条件。根据 GB 1589-2004 （2004-04-01发布，2004-10-01实施）道路车 辆外廓尺寸、轴荷及质量限值中表1-2汽车、挂车及汽车列车外廓尺寸的最大 限值，并参考现有车型的尺寸，取： 5000*1800*2100 mm。2）轴距和轮距根据参考文献1中的表1-2各类汽车的轴距和轮距

10、，并参考同类车型，取： 轴距2600mm、前轮距1420mm、后轮距1360mm。3）前悬和后悬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。增加前悬尺寸，减小了汽车的接近角， 使通过性降低，并使驾驶员视野变坏。因在前悬这段尺寸内要布置保险杠、散热器风扇、发动机、转向器等部件，故前悬不能缩短。长些的前悬尺寸有利于在撞 车时对乘员起保护作用，也有利于采用长些的钢板弹簧。对平头汽车，前悬还会 影响从前门上、下车的方便性。初选的前悬尺寸，应当在保证能布置下上述各总 成、部件的同时尽可能短些。后悬尺寸对汽车通过性、汽车追尾时的安全性、货箱长度

11、、汽车造型等有影 响，并取决于轴距和轴荷分配的要求。后悬长，则汽车离去角小，使通过性降低。 总质量在1.814t的货车后悬一般在12002200mm之间。参考同类车型，并根据参考文献1,取：前悬1020mm、后悬1380mm。4）车头长度根据参考文献1,平头型货车的车头长度一般在14001500mm之间，取：1400mm。5）货车车厢尺寸车厢尺寸要考虑汽车的用途参考同类车型选取，但必须保证运送散装煤和袋 装粮食时能装足额定的装载质量。根据参考文献1,并参考同类车型，取：第3页共21页© 乂用A大孝CSU1020A货车总体设计及前制动器设计3350*1660*360mm。1.2.2 进

12、行汽车轴荷分配根据汽车的驱动形式、发动机位置、汽车结构特点、车头形式及总质量等 并参考同类车型和参考文献1中表1-6各类汽车的轴荷分配，选取：车型空载前轴后轴前轴后轴4X2后轮双 胎，平头式30% 35%65% 70%48% 54%46% 52%1.3 发动机功率、转速、扭矩及发动机型号的确定根据已知参数，按公式1-1 ,估算发动机最大功率Pemax:P _magfrCdA 3Pe max （v a maxv a max ）t 3600761401-1式中的A为正投影面积，根据外形尺寸计算得到，货车CdM0.81.0o式中：A 为正投影面积：1420*2100 mm =2982000mm2 =

13、2.982 m2Cd为空气阻力系数，取0.9T为传动系效率，根据参考文献1,对驱动桥单级主减速器的4X2汽车可取90%,故卬取90%fr为滚动阻力系数，根据参考文献1,对货车取0.02;2g为重力加速度，取9.8m/s ;ma为汽车总质量，2450kg;vamax为最高车速，80km/h；由以上参数可计算得：Pemax =31.9W。参考SC1023D载货汽车，根据估算出来的最大功率从国内主要汽车发动机 生产厂家的产品中选定发动机型式 （汽油机或者柴油机）和型号，国内汽车发动 机生产厂家主要有：玉柴、朝柴、解放、东风、长安、柳州动力、云内动力、北京内燃机等，上网查询相关产品的型号及参数，确定发

14、动机型号如下: 发动机的型号及参数：品牌扬动型号YND485Q(46PS)缸数4缸缸径90 mm冲程100mm排量2.156L额定功率33.8KW额定功率转速3000rpm最大扭矩118.4N.m最大扭矩转速2100rpm排放达低速货车发动机形式立式、直列、四冲程、水冷1.4 汽车轮胎的选择轮胎及车轮用来支撑汽车，承受汽车重力，在车桥(轴)与地面之间传力,驾驶人员经操纵转向轮，可实现对汽车运动方向的控制。轮胎及车轮对汽车的许多重要性能，包括动力性、经济性、通过性、操纵稳 定性、制动性及行驶安全性和汽车的承载能力都有影响，因此，选择轮胎是很重要的工作。轮胎及车轮部件应满足下述基本要求： 足够的负

15、荷能力和速度能力；较小的 滚动阻力和行驶噪声；良好的均匀性和质量平衡性；耐磨损、耐老化、抗刺扎和 良好的气密性；质量小、价格低、拆装方便、互换性好。根据参考文献1以及参考同类车型，选取如下：轮胎数：6个；规格：6.50-16斜交胎；6.50是名义断面宽，代表斜交 胎，16是名义轮物直径，外直径：765mm。第5页共21页上学我2火孝CSU1020A货车总体设计及前制动器设计1.5 确定传动系最小传动比，即主减速器传动比在选定最小的传动比时，要考虑到最高挡行驶时有足够的动力性能。根据参 考文献1,发动机最大功率时的车速U p应等于最高车速或略小于最高车速1-2up- uamax即主减速器传动比i

16、o：io0.377 rr >npmaxuc Luamax g1-3第#页共21页式中：rr为滚动半径；npmax为发动机额定功率时的转速；Uamax为最高车速（应 根据选定发动机后的参数重新估算），ig为变速器的最高挡传动比，若最高挡为超速挡，则ig=10由已选轮胎得：自由直径为：d=765mm ; npmax =3000 rpm；由rr=Fd/2加：滚动半径rrr=364.04mm （其中：子午线轮胎：F=3.05;斜交轮胎：F=2.99）由已知参数可知，；uamax=80km/h0.377 rr npmax根据公式可得：i0 =5.15;uamax ig故i0取5.2。1.6 确定传

17、动系最大传动比，从而计算出变速器最大传动比确定传动系最大传动比时，要考虑三方面：最大爬坡度；附着力；汽 车的最低稳定车速。就普通货车而言，当i0已知时，确定传动系最大传动比也就 是确定变速器I挡传动比。汽车爬大坡时车速很低，可忽略空气阻力，汽车的最 大驱动力应为：Ft maxF fFimax1-4© 乂用A大孝CSU1020A货车总体设计及前制动器设计Ttq m aixg1i0 T=Gf CO Smax GSi n max1-5G ( fcos a max + Sin Otmax) ri g1 > ：-I tq max i 0 rT1-6般货车的最大爬坡度为30%,即amax%

18、 16.7 °； T = 90 %。根据参考文献网，表1-2滚动阻力系数f的数值取一般的沥青或混凝土路面f=0.018o由已知数据和计算数据得，货车总重力G = ma g = (2450>9.8) N=24010N;r=364.04mm； Ttqmax=118.4N?m; i0 =5.2G f COS： max Sin : max田此住P -ig1 -,Trq max i 0 T-=4.8根据附着条件校核最大传动比:1-7式中：G2为后轴轴荷；r.为滚动半径；ig1为变速器的I挡传动比。所以:G2rr ig1 -T ic Tre max 1 0 T1-8第#页共21页PecT

19、二 9549re maxnp根据已知数据和计算数据得：G2 =2450>70%<9.8=16807N;小=0.8r=0.364m;(a =1.11.3,1.1); Tremax=118.34(N.M); i° =5.2;7=0.9.一G一*r可得：ig1 £ G2rr =8.836g1 T ire max1 0 T即：4.8三 ig1 三 8.836故取：ig1=6.2 g 12、前轴制动器设计2.1 制动系统的结构形式2.1.1 制动管路分路系统形式普通货车常采用一轴对一轴型，前轴制动器与后桥制动器各用一个回路。2.1.2 制动驱动机构的形式总质量18t的轻中

20、型货车常采用液压制动系统， 并根据制动踏板力及踏板 行程的大小决定是否需要真空伺服系统（真空助力器）。2.1.3 制动器的结构形式货车常采用鼓式制动器。对于液压制动系统，货车前轮可采用领从蹄式，止匕外，短轴距平头货车的前 轮也可采用单向双领蹄式，但多一个轮缸，结构略显复杂。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；易于附装驻车制动驱动机构；易于调 整蹄片与制动鼓之间的间隙，但两个蹄片上的单位压力不等，两蹄衬片磨损不均 匀、寿命不同，止匕外，因只有一个轮缸，两蹄必须在同一驱动回路作用下工作。 这种形式的鼓式制动器被广泛采用。单向双

21、领蹄式制动器在汽车前进制动时制动效能相当高。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，除此之外，这种制动器还有易于调整蹄片与制动鼓之间的间隙，两蹄片上的单位压力相等，使之磨损程度相近、 寿命相同等优点，但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 制动器相比较，由于多了一个轮缸，使结构略显复杂。综上所述，制动器的机构形式选择领从蹄式制动器。© 乂方用A大孝CSU1020A货车总体设计及前制动器设计2.2 制动器的主要参数设计2.2.1 前、后轮制动器制动力矩的确定前、后轮制动力矩的比值：

22、_ L2 +/油我2- 2-2- 二丹2-1式中邛0为同步附着系数，对于货车：50之0.5, hg为汽车质心高度。根据参考文献网中的表4-4相当于SC1023D货车的结构参数，初选如下：同步附着系数0=0.75;质心高度hg=730mm；质心至前轴线的距离L1=1400mm；质心至后轴线的距离L2=1200mm制动力分配系数 B =& *hg+L 2)/L=0.634。先根据汽车满载在柏油、混凝土路面上紧急制动到前轮抱死拖滑 (附着系数 按0.8计算)，计算出前轮制动器的最大制动力矩 M凶max；再根据前面已确定的 前、后轮制动力矩的比值计算出后轮制动器的最大制动力矩 M Wmax。地

23、面最大制动力 Fxbmax = Fz中=2250*9.8*0.8=19208N ;所以，当前轮抱死拖滑时，前轮制动力：Fxb1= F Fzi= * * (GL2/L+ Fxb*hg/L) =13179.64NM .1max= Fxb1Mr =10341.37X 0.36404 N?m4797.92N?mMM2maX=MmmaX* (L1-%*hg) /( L2+%*hg)=2340.62N?m。2.2.2 鼓式制动器主要参数的确定根据参考文献1选取制动器主要参数，且制动鼓内径及摩擦衬片宽度必须符 合行业标准QC/T309-1999。1)制动鼓内径D商用车D/Dr=0.700.83 (Dr为轮物

24、直径)取0.75故 D=0.75*40.64cm=30.48cm取 D=30cm2）摩擦衬片宽度b和包角B由参考文献1,制动鼓半径R确定后，衬片的摩擦面积 Ap=R3b。制动器各 蹄衬片总的摩擦面积2Ap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。根据国外统计资料分析，单个车轮鼓式制动器的衬片面积随汽车总质量的增 长而增大。由参考文献1表8-1衬片摩擦面积，选取Ap=200cm2。由此可得：b=100mm。实验表明：摩擦衬片包角6=90100°时，磨损最小，制动鼓温度最低，且制 动效能最局。故取包角B =95 03）摩擦衬片起始角B 0一般将衬片布置在制动蹄的

25、中央，即令 附=900- B /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。故取出=42.50 。4）制动器中心到张开力F0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。初步设计时可暂定 e=0.8R左右。故取 e=12.20cm。5）制动蹄支承点坐标a和c应在保证两蹄支承端毛面不致互相干涉的条件下，使a尽可能大，而c尽可能小。初步设计时也可暂定，a=0.8R左右。故取：a=12cm, c=3cm。2.2.3 鼓式制动器的设计计算对于领蹄：M = 1矶幽=用 A对于从蹄:= F >D,

26、卜（CQ£ 心-/ 51 口心升网工2-3式中：Foi和F02分别为领从蹄的张开力；f为摩擦因数，计算时取0.3;h为摩擦蹄片纵向高度，h=a+e；R1为制动时领蹄的作用半径；R2为制动时从蹄的作用半径；c'为摩擦片支承点到轮物中心的距离d、R的计算如下：I 匕os2： '-cos2：''、=arctan 一2 : -sin2： '' sin2： ' J_4R cos： '-cos：''R = -j,cos2- '-cos2- '' i，12 ： -sin 2： ''

27、; sin 2- ' 22-42-5图刊-9计算制动力值符图用810计算张开力荷图由初选的鼓式制动器参数可以求得：Q ' 25.960; a 420.9於B =95 ；所以，6 =20.57 Ri = 16.90cm；并由领从蹄的计算式可得：D1=33.80cm;D2=25.56cm。如果顺着制动鼓旋转的蹄片和逆着制动鼓旋转的蹄片的q'和Q”角度不同,第11页共21页© 乂方用A大孝CSU1020A货车总体设计及前制动器设计很显然两块蹄片的6和R1值也不同。制动器有两块蹄片，鼓上的制动力矩等于它们的摩擦力矩之和，即：对于领从蹄鼓式制动器：2-6Mv =MV n

28、+A/jj ti=FoiDi+FfuDi由已求可得知：M尸M 口 max/2=2398.96N?m用液力驱动时，F01=F叫所需的张开力为：2-7五广电+口)并计算得：Fo=4037.29No自锁性检测：计算鼓式制动器，必须检查蹄有无自锁的可能，即 c'c 口哨2-8& _ d sin%不会自锁。由已知条件可知：c'=(a2+c2) 1/2=12.56cm; 6=20.57; R= 16.90cm所以,c cos/( R1- c' sin)=0.71>f=0.3,即:不会发生自锁。2.2.4 前后制动力分配曲线制动时前、后车轮同时抱死，对附着条件的利用、制

29、动时汽车方向的稳定性 均较为有利。此时的前后轮制动器制动力F和Fu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、后车轮同时抱 死的条件是：前、后车轮制动器制动力之和等于附着力，并且前、后轮制动器制 动力分别等于各自的附着力，即：Fu+FGG2-9F,/ F,=(L2+(|)hg)/(L i-H)2-10由此画成的曲线即为前、后车轮同时抱死时前、后轮制动器制动力的关系曲 线理想的前、后轮制动器制动力分配曲线，简称 I曲线。式中已知：G=2250*9.8=24010N;Li=1400mm;L2=1200mm;hg=730mm。同步附着系数g=0.754 =0.1

30、 寸:F+F,2=2401NF Fu=1273/1327=0.96小=0.2寸：Fu+、2=4802NF/Fu=1346/1254=1.07小=0.3寸：Fu+Fu2=7203NFJ F,=1419/1181=1.20小=0.4寸：Fu+Fu2=9604NFJ F,=1492/1108=1.35小=0.5寸：Fu+Fu2=12005NFJ %=1565/1035=1.51小=0.6寸：F,+F,2=14406NF/Fu=1638/962=1.70小=0.7寸：F,+F,2=16807NF/Fu=1711/889=1.92小=0.8寸：F,+F,2=19208NFJ F,=1784/816=2.

31、19小=0.9寸：Fu+Fu2=21609NFJ F,=1857/743=2.50小=1.0寸：Fu+Fu2=24010NFJ F,=1930/670=2.88所以：Fu=1176NFu=1225N 所以：Fu=2482NFu=2320N 所以：F"3929NFu=3274N 所以：F"5517NFu=4087N 所以：F"7222NFu=4783N 所以：F"9070NFu=5336N 所以：Fu=11051NG5755N 所以：F#12786NFu=5838N 所以：F"15435NFu=6174N 所以：F"17822NFu=6

32、188NB线是实际前、后制动器制动力分配线。此线通过坐标原点，其斜率为:2-11tan 0 =(13)/ B 由 B =0.63句彳# tan 9 =0.578所以可画出I曲线和B线：双轴汽车的单个前轮制动器的比能量耗放率:2.2.5 衬片磨损特性的计算 紧急制动到停车的情况下,2maV1 - e2-124tA其中 t=v"j鼓式制动器的比能量耗散率以不大于 1.8W/mm2为宜,计算时取减速度 j=0.6g。制动初速度总质量3.5t以下的商用车用80km/h (22.2m/s);总质量 3.5t以上的商用车用65km/h (18m/s)。对于最高车速低于以上规定的制动初速度 的汽车

33、，按上述条件算出的e值允许H&大于1.8W/mm2。根据已知条件：本设计车型的货车总质量为 ma=2450kg(即2.45t),小于3.5t, 故取本设计汽车的制动初始速度为：u =80km/h (22.2m/s);减速度 j=0.6g;进而：t=v1/j=22.2/ (0.6*9.8) s=3.78s;并由初选参数可知：A1=200cm2; 6=0.634所以：e=2.1*22.22*0.634/ (4*3.78*200) =0.24W/mm2<1.8 W/mm2符合要求。RA磨损特性指标是比摩擦力fg2-13M卜为单个制动器白制动力矩，R为制动鼓半径,A为单个制动器的衬片摩

34、擦面积。在j=0.6g时，鼓式制动器的比摩擦力f0以不大于0.48N/mm2为宜。由以求数据知：M R=2398.96N?m;R=15cm； A=200cm2,可求得：f0=0.0789 N/mm2 < 0.48N/mm2符合要求。2.3 液压制动驱动机构的设计2.3.1 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Fo与轮缸直径 d和制动管路压力p的关系为d = v* 町）2-14F0为制动轮缸对制动蹄的作用力，p为制动管路压力，取812Mpa。制动 智路压力一般不超过1012MPa,对盘式制动器可更高。压力越高，对管路 （首 先是制动软管及管接头）的密封性要求越严格。式中：

35、p取10 Mpa ;Fo=37OO.64N。所以：d=21.72mm轮缸直径d应在标准规定的尺寸系列中选取（HG28651997）,具体为 19mm、22mm、24 mm、25 mm、28 mm、30 mm、32 mm、35 mm、38 mm、40 mm、45 mm、50 mm、55 mm。由制动器的使用条件，轮缸直径 d选择为：d=22mm。2.3.2 制动主缸直径d0的确定第i个轮缸的工作容积为“一二"nz22-15vi -4 1 di i其中：di为第i个轮缸活塞的直径，n为轮缸中活塞数目，6i为第i个轮 缸活塞在完全制动时的行程初取3 i = 2 25mm。取5 i =2mm

36、所有轮缸的总工作容积为的T匕2-16m为轮缸数目，对于领从蹄式制动器，每个车轮有一个轮缸，每个轮缸有两 个活塞，对于单向双领蹄式制动器，每个车轮有二个轮缸，每个轮缸有一个活塞。第15页共21页©人方用3大学CSU1020A货车总体设计及前制动器设计本设计采用领从蹄式制动器，故每个车轮只有1个轮缸，2个活塞；即：m=4;n=8;'，=2mm; d=22mm,故有：V=4*Vi=4*( 口 /4)*8*222*2mm 3=24316.1mm3。'制动主缸应有的工作容积为V0 =V V.' .-V为制动软管在液压下变形而引起的容积增量。在初步设计时，货车取V0=,3

37、1.3Vo 有：V0= 1.3V=31611.1mm。主缸活塞行程S0和活塞直径d0为42-17一般 S0 =(0.81.2)d0;主缸的直径d0应符合QC/T311-1999中规定的尺寸系列，具体为19mm、22mm、26mm、28mm、32mm、35mm、38mm、40mm、45mm。取 d0 =35mm；由所求数据计算得：S0=32.87mm; &/ d°=0.93，符合要求。 Sn2.3.3制动踏板工作行程 pSp = i p(s。'01 . , 02)2-18式中，0窗为主缸中推杆与活塞间的间隙，一般取1.52.0mm,砥2为主缸活塞 空行程，即主缸活塞由不

38、工作的极限位置到使其皮碗完全封堵主缸上的旁通孔所 经过的行程，ip为踏板机构的传动比。取 颌1=1.5mm；品2=1.0mm。p制动调整正常时的踏板工作行程 Sp,只应占计及制动衬片的容许磨损量在 p内的踏板行程的40%60%,即踏板正常工作行程约为制动踏板的全行程的40%60% (取50%),以便保证在制动管路中获得给定的压力。对于货车，踏板全行程不应超过170180mm。初步设计时，可以踏板全行程175mm为目标设计ip。S.由此可得：Sp=175*60%=105mm。由以上数据，即：6 01=1.5mm； 6 02=1.0mm ; &=32.87mm,可求得：1P = Sp/ (

39、&+601+602) =2.972.3.4制动踏板力Fp2 112-19Fp=Zd。pj-i i p式中，踏板机构及液压主缸的机械效率，可取 q=0.820.86取踏板机构及液压主缸的机械效率7 =0.85 p=10Mpa,进而：21 1计算得：Fp'=4d0p.=3809.17N4 i p助力器设计：按上述ip设计时，制动踏板力Fp应在200350N的范围内(取Fp=320N),若超出此范围，则应设计真空助力器，以制动踏板力Fp为目标，由下式估算助力比is：一二 2 1 1 1Fp=d0p1一2-20i 1Pls由上式可得：助力比is=11.90。第#页共21页©人

40、方用A大学CSU1020A货车总体设计及前制动器设计3.设计总结为期两周的汽车设计课程设计结束了，我现在回想起来感触颇多、获益匪浅。老话总说，书到用时方恨少，我在设计中真真切切体会到了。 以前在上汽车 设计课程的时候，因课程本身理论性很强且枯燥而没能学好， 在课程设计的时侯 就明显感到有些费力。但在设计过程中我努力地去学习理论知识， 在查资料的过 程中，我了解了许多关于汽车行业的标准以及成熟车型的具体参数，这是我在平时的学习和生活中了解不到的，然而这次课程设计也让我对这方面的学习产生了 浓厚的兴趣，我相信这些对我今后的学习和工作将会有很大的帮助。通过这次设计，我学会了正确选用发动机和轮胎等部件

41、的参数， 也树立了正 确的设计思想，培养了综合运用汽车设计课程和其他先修课程的理论与生产实际 知识来分析和解决汽车设计问题的能力。设计前制动器时，通过选择参数以及制 动器各项参数的校核，我对制动器的设计和组成有了更加全面的了解， 也得到了 汽车设计基本技能的训练，对计算机辅助设计和绘图也能熟练运用了。衷心感谢谢竹生、张新老师，以及在这次课程设计过程中给我帮助的各位同 学！五、参考文献1王望予.汽车设计（第4版）M.机械工业出版社，2004.2王霄峰.汽车底盘设计M,清华大学出版社，2010.3谢竹生，张新，王明松，李岳林.汽车设计课程设计指导书M.国防科技大学出版社，2013.4刘 涛.汽车设

42、计M.北京大学出版社，2008.5余志生.汽车理论（第5版）M.机械工业出版社，2010.6汽车工程手册编辑委员会.汽车工程手册M.人民交通出版社，2001.7陈家瑞.汽车构造（第3版）M.机械工业出版社，2009.8闻邦椿.机械设计手册（第5版）M.机械工业出版社，2009.9刘惟信.汽车车桥设计M.北京：清华大学出版社，2004附录典型车型的主要参数质里经数，八 一 r r.t-t轮胎汽车型号外形 尺寸 (mm) L*W*H货厢 内部 尺寸 (mm) L*W*H轴距(mm)前/后 轮距 (mm)前/ 后 悬 (m m)总质 量(Kg)载 质 量 (Kg )整 备 质 量(K g)型 号最 大 功 率(K W/rm P)最 大 扭 矩 (N. m/r mp)戮 量规 格最 高 车 速 (K m/ H)备 注SC1023D5020*1800*21303360*1700*36026001440/137528759501730YND485Q36/3200118.2/221066.00-15或6.50-1680平头、单排 驾驶室BJ1032V3J5040*1750*3350*1660*26509904802966.50-16平头、单排 驾驶室A4-1217036