4座客货两用车设计-车架、制动系设计说明书

车辆与动力工程学院毕业设计说明书第一章 前言20世纪80年代后期，随着电子技术的发展，世界汽车技术领域最显著的成就就是防抱制动系统(ABS)的实用和推广。ABS集微电子技术、精密加工技术、液压控制技术为一体，是机电一体化的高技术产品。它的安装大大提高了汽车的主动安全性和操纵性。防抱装置一般包括三部分：传感器、控制器(电子计算机)与压力调节器。传感器接受运动参数，如车轮角速度、角加速度、车速等传送给控制装置，控制装置进行计算并与规定的数值进行比较后，给压力调节器发出指令。当考虑基本的制动功能量，液压操纵仍然是最可靠、最经济的方法。即使增加了防抱制动(ABS)功能后，传统的“油液制动系统”仍然占有优势地位。但是就复杂性和经济性而言，增加的牵引力控制、车辆稳定性控制和一些正在考虑用于“智能汽车”的新技术使基本的制动器显得微不足道。 传统的制动控制系统只做一样事情，即均匀分配油液压力。当制动踏板踏下时，主缸就将等量的油液送到通往每个制动器的管路，并通过一个比例阀使前后平衡。而ABS或其他一种制动干预系统则按照每个制动器的需要时对油液压力进行调节。 目前，车辆防抱制动控制系统(ABS)已发展成为成熟的产品，并在各种车辆上得到了广泛的应用，但是这些产品基本都是基于车轮加、减速门限及参考滑移率方法设计的。方法虽然简单实用，但是其调试比较困难，不同的车辆需要不同的匹配技术，在许多不同的道路上加以验证；从理论上来说，整个控制过程车轮滑移率不是保持在最佳滑移率上，并未达到最佳的制动效果。另外，由于编制逻辑门限ABS有许多局限性，所以近年来在ABS的基础上发展了车辆动力学控制系统(VDC)。结合动力学控制的最佳ABS是以滑移率为控制目标的ABS，它是以连续量控制形式，使制动过程中保持最佳的、稳定的滑移率，理论上是一种理想的ABS控制系统。滑移率控制的难点在于确定各种路况下的最佳滑移率，另一个难点是车辆速度的测量问题，它应是低成本可靠的技术，并最终能发展成为使用的产品。对以滑移率为目标的ABS而言，控制精度并不是十分突出的问题，并且达到高精度的控制也比较困难；因为路面及车辆运动状态的变化很大，多种干扰影响较大，所以重要的问题在于控制的稳定性，即系统鲁棒性，应保持在各种条件下不失控。防抱系统要求高可靠性，否则会导致人身伤亡及车辆损坏。因此，发展鲁棒性的ABS控制系统成为关键。现在，多种鲁棒控制系统应用到ABS的控制逻辑中来。除传统的逻辑门限方法是以比较为目的外，增益调度PID控制、变结构控制和模糊控制是常用的鲁棒控制系统，是目前所采用的以滑移率为目标的连续控制系统。模糊控制法是基于经验规则的控制，与系统的模型无关，具有很好的鲁棒性和控制规则的灵活性，但调整控制参数比较困难，无理论而言，基本上是靠试凑的方法。然而对大多数基于目标值的控制而言，控制规律有一定的规律。 另外，也有采用其它的控制方法，如基于状态空门及线性反馈理论的方法，模糊神经网络控制系统等。各种控制方法并不是单独应用在汽车上，通常是几种控制方法组合起来实施。如可以将模糊控制和PID结合起来，兼顾模糊控制的鲁棒性和PID控制的高精度，能达到很好的控制效果。综上所述，现代汽车制动控制技术正朝着电子制动控制方向发展。全电制动控制因其巨大的优越性，将取代传统的以液压为主的传统制动控制系统。同时，随着其他汽车电子技术特别是超大规模集成电路的发展，电子元件的成本及尺寸不断下降。汽车电子制动控制系统将与其他汽车电子系统如汽车电子悬架系统、汽车主动式方向摆动稳定系统、电子导航系统、无人驾驶系统等融合在一起成为综合的汽车电子控制系统，未来的汽车中就不存在孤立的制动控制系统，各种控制单元集中在一个ECU中，并将逐渐代替常规的控制系统，实现车辆控制的智能化。 但是，汽车制动控制技术的发展受整个汽车工业发展的制约。有一个巨大的汽车量生产中。现有及潜在的市场的吸引，各种先进的电子技术、生物技术、信息技术以及各种智能技术才不断应用到汽车制动控制系统中来。同时需要各种国际及国内的相关法规的健全，这样装备新的制动技术的汽车就会真正应用到汽车的批量生产中。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。本次设计的题目是四座客货两用微型车的制动系，故采用的制动系方案为：行车制动的制动器前、后轮为鼓式制动器，其驱动机构为人力液压驱动。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3-1)。其中，平衡凸块式（3-1b）和楔块式（图3-1c）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3-1a）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）综上采用双管路液压控制前后蹄式制动器。前轮采用双制动轮缸双领蹄式制动器；后轮采用单制动轮缸领从蹄式制动器。驻车制动采用收操纵机械钢索式后轮制动。32 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=2500mm车轮滚动半径： R r =268 mm汽车满载质量： m=1640Kg汽车空载质量： m=880Kg满载时轴荷的分配： 前轴负荷37.5%，后轴负荷62.5%空载时轴荷的分配： 前轴负荷54.6%，后轴负荷45.4%满载时质心高度： hg=589.9mm空载时质心高度： hg=535.5mm质心距前轴的距离： a=1562mm a=1135.2mm质心距后轴的距离： b=938mm b=1364.8mm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鼓式制动器主要结构参数包括制动鼓内径D、摩擦衬片宽度b和包角、摩擦衬片起始角0、制动器中心到张开力Fo作用线的距离e、制动蹄支撑点位置坐标a和k等参数。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=220mm 即R=110mm 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100o。 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（1.52.5）t的微型客车，单个制动器总的摩擦面积Ap为（150250）cm2,这里取Ap=150cm2。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-100o/2=40o。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=88mm。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=88mm,k=15mm。4.2 制动力与制动力矩分配系数1、同步附着系数参照其他同类车型取0=0.52、制动器制动力分配系数 （41） 3、最大制动力矩max=0.83max 该车所能遇到的最大附着系数（汽车制动系统的使用与维修） （42） =1886830N.mm =1886.8N.m=2068.76N.m 则单个车轮制动器应有的最大制动力矩Tf1max=943.4N.mTf2max=1034.38N.m式中 ： G-汽车所受重力； L-汽车轴距； L2-汽车质心离后轴距离；hg-汽车质心高度；rr-汽车滚动半径；-地面附着系数。4.3 制动器设计计算1制动器因数分析计算（1）前轮双领蹄式 （BF 制动因数）f=0.3 r=110mm h=176mm0=10001=4003=1800 （43） B=1 （44） （45） （46）(2)后轮 浮式领从蹄制动因数计算单个领蹄 （47） 单个从蹄 （48）式中fs蹄片端部与支座间的摩擦系数钢对钢 fs0.20.3 取0.2540 ac0.8R=88mm k=15mm =0 0=100 （49） （410） （411） （412） （413） （414）=1.348 （415） 2摩擦衬片的磨损特性计算（1）比能量耗散率v1=22.2m/s j=0.6g t=3.78sA1=A2=2Rb=29858.4mm2 （416）（2）比摩擦功 均合格（3）平均压力qpqp1=N1/A=0.957Mpa （417）qp2=N2/A=1.05Mpa 均合格N摩擦衬片与制动鼓间的法向力A摩擦衬片的摩擦面积（4）比滑摩功Lf （418）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时的后桥附着力为 =mag ( cosa+ sina) （51）汽车在下坡路上停驻时的后桥附着力为=mag ( cosa sina) （52）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 （53）得到 a=tg-1 （54）= tg-1同理，可推导汽车可能停驻的极限下坡路倾角为=tg-1=21.71o空载时分析同上把参数代入得到汽车上坡时能停驻的极限倾角为= tg-1汽车在下坡时能停驻的极限倾角为= 16.35o5.2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= （55）单个后轮驻车制动器的制动里上限为 （56）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8mm。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。第七章 制动驱动机构的选择及计算7.1 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，故选用简单制动驱动机构。7.2 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。7.3 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= （71）制动管路压力不超过1012Mpa。取p=11 Mpa 由以前所得数据可以求得前后制动轮缸直径为d前=22mm d后=22mm2、制动主缸的直径d0的确定。第i个轮缸的工作容积为 （72）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 （73）5472mm3 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 （74）主缸活塞行程S0和活塞直径d0可用下式确定 （75）一般S0=（0.81.2）d0取： S0=1.045d0d0=20 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=20 mm S0=20.9mm3、制动踏板力Fp制动踏板力Fp用下式计算 = （76）将d0=20mm p=11MPa ip =7 =0.9代入上式得到制动踏力为=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=0.759.8=7.35=2SS=4.72m7m 所以符合要求。第八章 车架8.1 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。8.2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货两用车车架，应力结构简单，制造容易，各总成安装方便，可采用前窄后宽的边梁式车架。8.3 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铆接。8.4 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 （81） 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: （82） 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纵梁某一断面上的剪力为该断面之前所有力的和 （83） 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。=1179.64mm 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为=894991.92N.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，其最大剪应力为=-1893.5N 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 （84） （85）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。客货两用车取2 （86）=2894991.92=1790929.4N.mm （87）=2(-1893.5)=-3787N 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。 （88）4、弯曲应力计算纵梁断面的最大弯曲应力为： （89）按上式求得的弯曲应力不应大于材料的许用应力。许用应力可按下式计算： （810）式中：-材料的屈服极限，对于16Mn材料，=340-360MPa； n -安全系数，一般安全系数取1.15-1.40。 取n=1.30,则 = （811） 所以满足要求。5、车架的刚度校核1）车架纵梁抗弯刚度校核为了保证汽车整车及其有关部件的正常工作，应对纵梁的最大挠度予以限制。这就要求对纵梁的抗弯刚度进行校核。由材料力学可知，对于简支梁来说，其跨距中间受集中载荷F作用时，梁的挠度最大值按下式计算 （812）式中： -梁的截面惯性矩，cm4； -汽车轴距，m。 （813） 根据使用要求和经验，当车架纵梁中间受1000N集中载荷作用时，纵梁的最大挠度不得超过0.085cm，即因此要求 （8-14）12 所以满足要求。第九章 总结随着市场经济的不断发展，4座微型客货两用车已逐渐地被广泛使用，据有关数据显示，4座微型客货两用车的销量以惊人的速度增加，所以进行4座微型客货两用车的设计是很必要的。这次我的毕业设计题目是4座微型客货两用车设计（车架、制动系设计）。在第二章我主要介绍了制动系的概况和设计时应满足的基本要求。第三章主要是制动系的类型及最后确定的方案，其中列出了几种可供选择的类型并进行了分析、比较最后确定的方案如下：行车制动器：前鼓后鼓，前制动器为单向双领蹄，后制动器为单向领从蹄。第四章主要介绍了制动系主要结构参数的选择并进行了简单的计算，是本设计说明书的核心部分，其中包括鼓式制动器主要结构参数的选择，例如：制动鼓内径、摩擦衬片宽度和包角、摩擦衬片起始角等，同时对制动力和制动力矩分配系数进行了计算。第五章主要对驻车制动和应急制动进行了简单的计算。第六章介绍的是制动器主要零件的结构设计，如制动鼓、制动蹄、制动底板和制动轮缸等。第七章包括制动驱动机构的选择和计算，制动管路的分路系统和液压驱动机构的设计和计算。第八章列出了车架的几种类型，分析比较之后，最后确定选用前窄后宽的边梁式车架，并且在这一章中对车架的弯曲强度进行了计算，对车架的刚度进行了校核。通过这一系列的分析、计算、校核等，这套设计方案是可行的。 总之，在本次的毕业设计中，由于我的能力和经验有限，在设计过程中不免有许多不足之处。通过这次毕业设计，使我对自己的专业知识有了更进一步的了解，对自己在以后的工作中有着重要的指导作用。参考文献1 王望予. 汽车设计.第四版.北京：机械工业出版社，2006.01 2 余志生. 汽车理论.第三版.北京：机械工业出版社，2005.033 刘惟信. 汽车设计.第一版.北京：清华大学出版社，2006.01 4 彭文生，李志明，黄华梁.机械设计.北京：高等教育出版社，2002.085 吴宗泽.机械设计实用手册.北京：化学工业出版社，1999.016 陈家瑞.汽车构造(下册).第二版.北京：机械工业出版社，2006.017 徐灏.机械设计手册. 北京：机械工业出版社，19918 诸文农.底盘设计.北京：机械工业出版社，19919 美L.埃克霍恩，张书元.汽车制动系.北京：机械工业出版社，199810 林宁.汽车设计.北京：机械工业出版社，199911 张则曹.汽车构造图册（底盘）.北京人民交通出版社，199812 金国栋.汽车概论.北京.机械工业出版社，200013 张洪图.汽车构造（底盘部分）.北京：北京理工大学出版社，199614 庄继德.汽车轮胎学.北京：北京理工大学出版社，199615 吉林工业大学汽车教研室.汽车设计.北京：机械工业出版社，199016 美L.鲁道夫，陈名智.汽车制动系的分析计算.北京：机械工业出版社，1985致谢短暂而又紧张的毕业设计在今天已经圆满完成了，这也标志着我的大学生活也即将结束。在本次的设计过程中，我的任务是4座微型客货两用车车架和制动系的设计。这是我们即将步入以后的工作前的最后一次练兵，使我学到了许多以前在课堂上学不到的知识和方法，使自己有了一定程度的提高，增长了见识，同时也为以后的工作打下了良好的基础。刚开始设计的一段时间不知从何入手，由于以前从来没有接触过这样的整车的设计，我们六个人一组，不断地展开讨论，参阅了很多资料，经过很长时间的努力，经过老师的指导，终于制定了设计方案。在本次设计的过程中我得到多位老师和同学的帮助，特别是带我们小组的李水良 马心坦老师的精心帮助，在此表示由衷的感谢。李老师丰富的专业知识和工作经验，还有他认真的治学态度，耐心的指导，深深的影响了我，使我受益匪浅。同时我也很感谢同组的几位同学，因为我们几个好像是一个整体，每个人的设计，每个人的决定都影响着其他成员的设计，在设计过程中，他们给了我很大的帮助，没有老师和同学的大力支持我的设计不可能顺利地完成。最后，再次向帮助、指导我的老师和同学表示衷心的感谢！方耀2008年6月