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車輛與動力工程學(xué)院畢業(yè)設(shè)計說明書
第一章 前言
§1.1汽車的誕生與世界汽車工業(yè)的發(fā)展
德國工程師卡爾奔馳1885年在曼海姆制成一輛0.85馬力的四行程汽油發(fā)動機(jī)，最高車速為15km/h的三輪汽車。1886年1月29日立案專利，世界上具有真正意義的第一輛汽車誕生。同時德國的另一位工程師戴姆勒及其助手邁巴赫在1886年也制成一輛裝有1.1馬力的四行程汽油發(fā)動機(jī)的四輪汽車。奔馳及戴姆勒被公認(rèn)為現(xiàn)代汽車的發(fā)明者。他們各自成立了自己的公司，奔馳公司生產(chǎn)了著名的“維洛”、“鳳凰”小客車；戴姆勒公司生產(chǎn)了著名的“默謝臺斯”小客車。1926碾月兩公司合并后成立了“戴姆勒-奔馳”公司，使汽車工業(yè)實現(xiàn)了規(guī)模化生產(chǎn)，為世界汽車工業(yè)的發(fā)展起了重要的作用。
1891年法國的別儒公司研制成功齒輪式變速器、差速器；1891年法國人首次采用了前置發(fā)動機(jī)后輪驅(qū)動汽車、研制成功摩擦片式離合器；1895年采用了充氣橡膠輪胎；1898年采用了帶萬向節(jié)的傳動軸；1902年采用了狄第安后橋半獨立懸架。另外，1893年德國人發(fā)明了化油器；1896年英國首先采用了石棉制動片和方向盤；1905年美國開始采用擋風(fēng)玻璃。在汽車的初期發(fā)展階段，他們在汽車結(jié)構(gòu)、性能等方面做出了很大的貢獻(xiàn)。
從19世紀(jì)末到20世紀(jì)初，世界上相繼出現(xiàn)了許多著名的汽車制造公司，如美國的福特公司、通用公司，英國的羅爾斯-羅伊斯公司，法國的別儒公司、雪鐵龍公司，意大利的菲亞特公司等，并形成一定規(guī)模的生產(chǎn)，產(chǎn)生了許多著名品牌的汽車。1908年美國福特公司推出了著名的“T”型車，并在1913年率先采用了流水線大批生產(chǎn)，使“T”型車的產(chǎn)量迅速上升，成本大幅度下降，使汽車一度成為少數(shù)富人的奢侈品變?yōu)榇蟊娊?jīng)濟(jì)實用的交通工具成為現(xiàn)實。由于“T”型車結(jié)構(gòu)緊湊、堅固耐用、容易駕駛、價格低廉，所以非常受歡迎。僅在以后的20年期間，“T”型車共生產(chǎn)1500萬輛，產(chǎn)生了很大的社會影響。應(yīng)該說，汽車的發(fā)明在德國，促進(jìn)汽車的初期發(fā)展在法國，形成大規(guī)模生產(chǎn)在美國。
1937年，德國政府為了使普通百姓能夠買得起汽車，建立了“大眾汽車公司”，并推出了著名的、大眾化的“甲殼蟲”轎車。從1940年投產(chǎn)至1975年停產(chǎn)，并將該車型轉(zhuǎn)移至南美洲繼續(xù)生產(chǎn)，至1891年累計生產(chǎn)2000萬輛，成為世界上生產(chǎn)時間最長和產(chǎn)量最多的車型，為汽車真正意義上的大眾化作出了貢獻(xiàn)。
第二次世界大戰(zhàn)后，日本工業(yè)經(jīng)過10年的恢復(fù)調(diào)整，20年的創(chuàng)業(yè)、投資和高速發(fā)展，汽車工業(yè)也迅速發(fā)展，先后出現(xiàn)了豐田、日產(chǎn)、本田等著名汽車公司，汽車產(chǎn)量不斷攀升，1890年到1993年汽車產(chǎn)量超過美國，躍居世界第一位。近年來，韓國、西班牙、中國、巴西、墨西哥等國家汽車工業(yè)也發(fā)展迅速，已形成較大規(guī)模的生產(chǎn)。其中，韓國、西班牙生產(chǎn)的汽車已成功地打入了國際市場。
一百多年來，汽車以它的靈便、快速和高效的特點，受到越來越多人的喜歡和重視，獲得了巨大的發(fā)展。目前，世界汽車保有量已超過7億輛，是最多、最普及、最重要的交通運(yùn)輸工具。汽車工業(yè)已成為許多國家的支柱產(chǎn)業(yè)，也成為世界現(xiàn)代文明的重要標(biāo)志之一。
§1.2我國汽車工業(yè)的發(fā)展
新中國成立以前，我國沒有汽車制造工業(yè)，自1953年在長春興建第一汽車制造廠，1956年制造出第一輛“解放”牌運(yùn)輸車，宣告了中國不能生產(chǎn)汽車歷史的結(jié)束。1968年，國家在湖北十堰開始建設(shè)第二汽車制造廠，1975年生產(chǎn)出“東風(fēng)”牌運(yùn)輸車。一汽、二汽當(dāng)時以生產(chǎn)中型運(yùn)輸車為主，雖然1958年后相繼建立了南京、北京、濟(jì)南、上海、重慶大足、陜西延安等汽車制造廠，但產(chǎn)量均較少，使我國汽車工業(yè)缺重少輕，轎車工業(yè)幾乎沒有。1977年，我國汽車年產(chǎn)量僅有12.54萬輛。
1978年后，國家實行了改革開放，在1985年的“七.五”規(guī)劃中建議把汽車工業(yè)作為支柱產(chǎn)業(yè)的方針。1987年，國務(wù)院又確定了“將發(fā)展轎車工業(yè)作為振興汽車工業(yè)”的發(fā)展戰(zhàn)略，從此確立了汽車的“三大、三小”生產(chǎn)基地，并對內(nèi)實行了聯(lián)合重組，對外實行了引進(jìn)、合資，使我國汽車工業(yè)迅速發(fā)展，不僅從品種上增多而且產(chǎn)量上大幅度提高。到1993年我國汽車年產(chǎn)量已達(dá)到129.7萬輛，居世界第12位。
1994年，國家頒布了《汽車工業(yè)產(chǎn)業(yè)政策》，對我國汽車工業(yè)的健康發(fā)展和準(zhǔn)備加入世界貿(mào)易組織起了重要作用。近年來，由于國家加大了對汽車工業(yè)的改組、改革；加大投資、合資力度；社會需求量的增加以及加入WTO對我國汽車工業(yè)的影響等諸多因素，使我國的汽車工業(yè)迅猛發(fā)展。2003年，我國汽車總產(chǎn)量突破了400萬輛大關(guān)，轎車產(chǎn)量已達(dá)180萬輛，而且質(zhì)量上有了很大的提高。2004年國家發(fā)改委發(fā)布了《汽車產(chǎn)業(yè)發(fā)展政策》，將進(jìn)一步推進(jìn)汽車產(chǎn)業(yè)結(jié)構(gòu)調(diào)整和升級，全面提高汽車國際競爭力，力爭2010年我國有幾家具有國際競爭力的大型汽車企業(yè)集團(tuán)進(jìn)入世界500強(qiáng)，并確定了我國汽車產(chǎn)業(yè)在2010年前發(fā)展成為國民經(jīng)濟(jì)的支柱產(chǎn)業(yè)。
中國汽車工業(yè)已成為世界汽車工業(yè)的重要組成部分。改革開放20年來，與國際上各大汽車及零部件制造商相繼建立了600余家中外合資企業(yè)，積累了資本200多億美元；引進(jìn)了1000多項汽車新技術(shù)，絕大部分都與國外處于同等水平；2002年，汽車進(jìn)出口貿(mào)易總額達(dá)100億美元，占世界汽車市場的1/20的份額。2010年我國汽車產(chǎn)量的目標(biāo)是600萬輛，占世界汽車市場的1/10；若按5%的增長率計算，2020年我國的汽車產(chǎn)量將達(dá)到1000萬輛，將占世界汽車市場的1/5，中國的汽車工業(yè)將由生產(chǎn)大國走向強(qiáng)國。
第二章 制動系概況
制動系的功用是使汽車以適當(dāng)?shù)臏p速度降速行使直至停車；在下坡行使駛時，使汽車保持適當(dāng)?shù)姆€(wěn)定車速；使汽車可靠地停在原地或坡道上。
制動系至少應(yīng)有兩套獨立的制動裝置，即行車制動裝置和駐車制動裝置。前者用來保證前兩項功能，后者則用來保證第三項功能。行車制動的驅(qū)動機(jī)構(gòu)常采用雙回路或多回路，以保證其工作可靠，駐車制動裝置則采用機(jī)械驅(qū)動機(jī)構(gòu)而不用液壓或氣壓以防止產(chǎn)生故障。
除此以外，有些汽車還設(shè)有應(yīng)急制動、輔助制動和自動制動裝置。
應(yīng)急制動裝置利用機(jī)械力源進(jìn)行制動，在某些采用動力制動或伺服制動的汽車上，一旦發(fā)生蓄壓裝置壓力過低等故障時，可用應(yīng)急制動裝置實現(xiàn)制動。同時，在人力控制下它還能兼作駐車制動。
輔助制動裝置可實現(xiàn)汽車下長坡時，持續(xù)地減速或保持穩(wěn)定的車速，并減輕或解除行車制動裝置的負(fù)荷。
自動制動裝置可實現(xiàn)當(dāng)掛車與牽引車連接的制動管路滲漏或斷開時，使掛車自動制動。
任何一套制動裝置都由制動器和制動驅(qū)動機(jī)構(gòu)兩部分組成。
設(shè)計制動時應(yīng)滿足如下基本要求：
1）具有足夠的制動效能。行車制動能力是用一定制動初速度下的制動減速度和制動距離兩項指標(biāo)來評定的；駐坡能力是以汽車在良好路面上能可靠地停駐的最大坡度來評定的。
2）工作可靠。行車制動裝置至少有兩套獨立的驅(qū)動制動器的管路，當(dāng)其中一套管路失效時，另一套完好的管路應(yīng)保證汽車制動能力不低于沒有失效時 規(guī)定值的30%。行車和駐車制動裝置可以有共同的制動器，而驅(qū)動機(jī)構(gòu)應(yīng)各自獨立。行車制動裝置都用腳操縱，其他制動裝置多為手操縱。
3）在任何速度下制動時，汽車都不應(yīng)喪失操縱性和方向穩(wěn)定性。
4）防止水和污泥進(jìn)入制動器工作表面。
5）制動能力的熱穩(wěn)定性良好。
6）操縱輕便，并具有良好的隨動性。
7）制動時，制動系產(chǎn)生的噪聲盡可能小，同時力求減少散發(fā)出對人體有害的石棉纖維等物質(zhì)，以減少公害。
8）作用滯后性應(yīng)盡可能好。作用滯后性是指制動反映時間，以制動踏板開始動作至達(dá)到給定的制動效能所需的時間來評價。氣制動汽車的反映時間較長，要求不得超過0.6s；對于汽車列車，不得超過0.8s。
9）摩擦襯片應(yīng)有足夠的使用壽命。
10）摩擦副磨損后，應(yīng)有能消除因磨損而產(chǎn)生間隙的機(jī)構(gòu)，且調(diào)整間隙工作容易，最好設(shè)置自動調(diào)整間隙機(jī)構(gòu)。
11）當(dāng)制動驅(qū)動裝置的任何元件發(fā)生故障并使其基本功能遭到破壞時，汽車制動系應(yīng)有音響或光信號等報警提示。
防止制動時車輪被抱死有利于提高汽車在制動過程中的轉(zhuǎn)向操縱性和方向穩(wěn)定性，縮短制動距離，所以近年來防抱死制動系統(tǒng)在汽車上得到了很快的發(fā)展和應(yīng)用。此外，由于含有石棉的摩擦材料存在石棉有致癌公害問題已被逐漸淘汰，取而代之的各種無石棉型材料相繼研制成功。
第三章 制動器的結(jié)構(gòu)類型及選擇
制動器是制動系中用于以產(chǎn)生阻礙車輛的運(yùn)動或運(yùn)動趨勢的力的部件。后一種提法適用與駐車制動器。除了競賽汽車上才裝設(shè)的、通過張開活動翼板以增加空氣動力的空氣動力緩速裝置以外，一般制動器都是通過其中的固定元件對旋轉(zhuǎn)元件施加制動力矩，使后者的旋轉(zhuǎn)角速度降低，同時依靠車輪與地面的附著作用，產(chǎn)生路面對車輪的制動力以使汽車減速。
凡利用固定元件與旋轉(zhuǎn)元件工作表面的摩擦作用產(chǎn)生制動力矩的制動器，都成為摩擦制動器，除各種緩速裝置以外，行車制動、駐車制動及第二制動系統(tǒng)所用的制動器，幾乎都屬于摩擦制動器。
目前，各類汽車所用的摩擦制動器可分為鼓式合盤式兩大類。前者摩擦副中的旋轉(zhuǎn)元件為制動鼓，其工作表面為圓柱面；后者的旋轉(zhuǎn)元件則為圓盤狀的制動盤，以端面為工作表面。
旋轉(zhuǎn)元件固裝在車輪或半軸上，即制動力矩分別直接作用于兩側(cè)車輪上的制動器，稱為車輪制動器。旋轉(zhuǎn)元件固裝在傳動系統(tǒng)的傳動軸上，其制動力矩須經(jīng)過驅(qū)動橋再分配到兩側(cè)車輪上的制動器，則稱為中央制動器。車輪制動器一般用于行車制動，也有兼用于第二制動和駐車制動。中央制動器一般只用于駐車制動和緩速制動。
本次設(shè)計的題目是緊湊型家用轎車的制動系，故采用的制動系方案為：行車制動的制動器前輪為浮動鉗盤式制動器，后輪為鼓式制動器，其驅(qū)動機(jī)構(gòu)為液壓驅(qū)動。
§3.1后輪鼓式制動器的選擇
鼓式制動器按其制動蹄的受力分為：領(lǐng)從蹄式、雙領(lǐng)蹄式、雙向雙領(lǐng)蹄式、單向增力式和雙向增力式。
1、 領(lǐng)從蹄式制動器
制動蹄按其張開的方向和制動鼓的旋轉(zhuǎn)方向是否一致分為領(lǐng)蹄和從蹄，制動蹄張開旋轉(zhuǎn)方向和制動鼓的旋轉(zhuǎn)方向一致則該制動蹄就稱為領(lǐng)蹄；相反，制動蹄的張開時的旋轉(zhuǎn)方向和制動鼓的旋轉(zhuǎn)方向相反則該制動蹄就稱為從蹄。在制動鼓正向和反向旋轉(zhuǎn)時都有一個領(lǐng)蹄和一個從蹄制動器成為領(lǐng)從蹄式制動器。
領(lǐng)蹄和從蹄的受力情況：領(lǐng)蹄的摩擦力矩使蹄壓的更緊，即摩擦力矩具有“增式”作用故稱為增式蹄；而從蹄受的摩擦力矩使蹄有離開制動鼓的趨勢，即摩擦力矩具有“減式”作用，故稱為減式蹄。
圖3-1 鼓式制動器示意圖
領(lǐng)從蹄式制動器的每塊蹄片都有自己的固定支點，而且兩固定支點位于兩蹄的同一端（圖3-1a）。張開裝置有兩種形式,第一種用凸輪或楔塊式張開裝置(圖3-2)。其中，平衡凸塊式（3-2b）和楔塊式（圖3-2c）張開裝置中的制動凸輪和制動楔塊是浮動的，故能保證作用在兩蹄上的張開力相等。非平衡式的制動凸輪（圖3-2a）的中心是固定的，所以不能保證作用在兩蹄上的張開力相等。第二種用兩個活塞直徑相等的輪缸，可保證作用在兩蹄上的張開力相等。
領(lǐng)從蹄式制動器的效能和效能穩(wěn)定性，在各式制動器中居中游；前進(jìn)、倒退行駛的制動效果不變；結(jié)構(gòu)簡單，成本低；便于附裝駐車制動驅(qū)動機(jī)構(gòu)；易于調(diào)整蹄片與制動鼓間的間隙。但領(lǐng)從蹄式制動器也有兩蹄片上單位壓力不等，因而兩蹄襯片磨損不均勻、壽命不同的缺點。此外，因只有一個輪缸，兩蹄必須在同一驅(qū)動回路下工作。為使摩擦襯片磨損壽命均衡，可將從蹄的摩擦片包角適當(dāng)減小，但是這樣會使得兩蹄的摩擦不能互換，從而增加了零件總數(shù)和制造成本，故本設(shè)計選擇兩蹄的摩擦片包角相等。
2、單向雙領(lǐng)蹄式
單向雙領(lǐng)蹄式制動器的兩塊蹄片各有自己的固定支點，而且兩固定支點位于梁體的不同端，如圖3-1b所示：領(lǐng)蹄的固定端在下方，從蹄的固定端在下方。每塊蹄片有各自獨立的張開裝置，且位于與固定支點相對應(yīng)的一方。
汽車前進(jìn)制動時，這種制動器的制動效能相當(dāng)高。由于有兩個輪缸，故可以用兩個各自獨立的回路分別驅(qū)動兩蹄片。除此以外，這種制動器還有易于調(diào)整蹄片與兩制動鼓之間的間隙，兩蹄片上的單位壓力相等，使其磨損程度相近、壽命相同等優(yōu)點。單向雙領(lǐng)蹄式制動器的制動效能穩(wěn)定性，僅強(qiáng)于增力式制動器。當(dāng)?shù)管囍苿訒r，由于兩蹄片皆為雙從蹄，使制動效能明顯下降。與領(lǐng)從蹄式制動器比較，由于多了一個輪缸，使結(jié)構(gòu)略顯復(fù)雜。
這種制動器適用于前進(jìn)制動時前軸動軸荷及附著力大于后軸，而倒車制動時則相反的汽車前輪上。它之所以不用于后輪，還因為兩個互相成中心對稱的輪缸，難于附加駐車制動驅(qū)動機(jī)構(gòu)。
3、雙向雙領(lǐng)蹄式
雙向雙領(lǐng)蹄式制動器的結(jié)構(gòu)特點是兩蹄片浮動，用各有兩個活塞的兩輪缸張開蹄片（圖3-1c）。
無論是前進(jìn)或者是倒退制動，這種制動器的兩塊蹄片始終為領(lǐng)蹄，所以制動效能相當(dāng)高，而且不變。由于制動器內(nèi)設(shè)有兩個輪缸，所以適用于雙回路驅(qū)動機(jī)構(gòu)。當(dāng)一套管路失效后，制動器轉(zhuǎn)變?yōu)轭I(lǐng)從蹄式制動器。除此以外，雙向雙領(lǐng)蹄制動器的兩蹄片上單位壓力相等，因而磨損程度相近，壽命相同。雙向雙領(lǐng)蹄式制動器因有兩個輪缸，故結(jié)構(gòu)上復(fù)雜，且蹄片與制動鼓之間的間隙調(diào)整困難是它的缺點。
這種制動器得到比較廣泛的應(yīng)用。如用于后輪，則需另設(shè)中央駐車制動器。
4、雙從蹄式
雙從蹄式制動器的兩蹄片只有一個固定支點，而且兩固定支點位于兩蹄片的不同端，并用各有一個活塞的兩輪缸張開蹄片（圖3-1d）
§3.2 前輪盤式制動器的選擇
盤式制動器摩擦副中的旋轉(zhuǎn)元件是以端面工作的金屬盤，此圓盤稱為制動盤。其固定元件則有著多種形式，大體可分為兩類。一類是工作面積不大的摩擦塊和其金屬背板組成的制動塊，每個制動器有2~4個制動塊。這些制動塊及其促動裝置都裝在橫跨制動盤兩側(cè)的鉗形支架中，總稱制動鉗。這種由制動盤和制動鉗組成的制動器稱為鉗盤式制動器。另一類是固定元件的金屬背板和摩擦片也呈橢圓形。使用這種固定元件，因其制動盤的全部工作面可同時與摩擦片接觸，故該制動器稱為全盤式制動器。
1、 鉗盤式制動器的結(jié)構(gòu)類型
（1）固定鉗盤式制動器
固定鉗盤式制動器在制動鉗體上有兩個液壓缸，其中各裝有一個活塞。當(dāng)壓力油液進(jìn)入兩個油缸活塞的外腔時推動兩個活塞向內(nèi)將位于制動盤的制動塊總成壓緊到制動盤上，從而使車輪制動。當(dāng)放松制動踏板使油液壓力減少時，回位彈簧將兩制動塊總成及活塞推離制動盤。
（2）浮動鉗盤式制動器
浮動鉗盤式制動器的制動鉗體是浮動的，其浮動方式有兩種，一種是制動鉗體可以平行滑動；另一種是制動鉗體可以圍繞一支撐擺動。但他們的制動油缸均為單側(cè)，且與油缸同側(cè)的制動塊總是活動的，另一側(cè)的制動塊總成則固定在鉗體上。當(dāng)制動時在油液壓力作用下，活塞推動制動塊總成壓靠到制動盤上，而反作用力則推動制動鉗體連同制動塊總成壓向制動盤的另一側(cè)，直到兩制動塊總成受力一樣為止。
§3.3盤式制動器的優(yōu)缺點及確定的方案
1、與鼓式制動器相比盤式制動器有以下優(yōu)點：
（1）熱穩(wěn)定性好。這是因為制動盤對摩擦襯塊無摩擦增力作用，且制動摩擦襯塊的尺寸不大其工作表面僅為制動盤面積的12%~16%，故散熱性好。
（2）水穩(wěn)定性好。制動塊對盤的單位壓力高，易于將水?dāng)D出，因而進(jìn)水后效能降低不多；又由于離心力作用及襯塊對盤的擦拭作用，出水后只需經(jīng)一、二次制動即能恢復(fù)正常。鼓式制動器則需經(jīng)十余次制動方能恢復(fù)。
（3）制動力矩與汽車方向無關(guān)。
（4）易于構(gòu)成雙回路制動系，使系統(tǒng)有較高的可靠性和安全性。
（5）尺寸小、質(zhì)量小、散熱良好。
（6）壓力在制動襯塊上的分布比較均勻，故襯塊磨損也均勻。
（7）更換襯塊簡單容易。
（8）襯塊與制動盤之間的間隙小（0.05~0.15），從而縮短了制動協(xié)調(diào)時間。
（9）易于實現(xiàn)間隙自動調(diào)整。
2、盤式制動器的主要缺點是：
（1）難于完全防止塵污和銹蝕。
（2）兼作駐車制動器時，所需附加的手驅(qū)動機(jī)構(gòu)比較復(fù)雜。
（3）在制動驅(qū)動機(jī)構(gòu)中必須裝有助力器。
（4）因為襯塊工作面積小，所以磨損快，使用壽命低，需用高材質(zhì)的襯塊。
總之，目前盤式制動器已廣泛應(yīng)用于轎車，但除了一些高級轎車上用全盤式以外，大都只用作前輪制動器，而與后輪鼓式制動器配合使用，以獲得汽車在高速下 制動時的方向穩(wěn)定性。
3、確定的方案如下：
根據(jù)以上對制動器性能的分析，確定制動器的方案如下：
行車制動器：前盤后鼓，盤式制動器為通風(fēng)型浮動鉗盤式制動器，鼓式制動器為領(lǐng)從蹄式制動器。
驅(qū)動機(jī)構(gòu)為：液壓雙回路驅(qū)動。
駐車制動裝置采用：車輪制動器，與后輪共用一個制動器，即后輪鼓式制動器。驅(qū)動機(jī)構(gòu)為機(jī)械式驅(qū)動機(jī)構(gòu)，即拉索機(jī)構(gòu)。
第四章 制動參數(shù)選擇及計算
制動器設(shè)計中需要的重要參量：
汽車軸距： L=1860mm
車輪滾動半徑： R r =270 mm
汽車滿載質(zhì)量： m=1400Kg
汽車空載質(zhì)量： m＇=820Kg
滿載時軸荷的分配： 前軸負(fù)荷48%，后軸負(fù)荷52%
空載時軸荷的分配： 前軸負(fù)荷52%，后軸負(fù)荷48%
滿載時質(zhì)心高度： hg=525mm
空載時質(zhì)心高度： hg＇=550mm
質(zhì)心距前軸的距離： a=968mm a＇=892mm
質(zhì)心距后軸的距離： b=892mm b＇=968mm
對汽車制動性有影響的重要參數(shù)還有：制動力及其分配系數(shù)、同步附著系數(shù)、制動強(qiáng)度、附著系數(shù)利用率、最大制動力矩與制動因數(shù)等。
§4.1 制動器主要結(jié)構(gòu)參數(shù)選擇
一、鼓式制動器主要結(jié)構(gòu)參數(shù)的確定
1、制動鼓內(nèi)徑D
輸入力Fo一定時，制動鼓內(nèi)徑越大，制動力矩越大，且散熱能力也越強(qiáng)。但增大D要受到輪輞內(nèi)徑的限制。制動鼓與輪輞之間要保持足夠的間隙，通常要求該間隙不小于20mm,否則不僅制動器的散熱條件條件差，而且輪輞受熱后可能沾住內(nèi)胎或烤壞氣門嘴。制動鼓應(yīng)該有足夠的壁厚，用來保證有足夠的剛度和熱容量，以減小制動時的溫升。制動鼓的直徑小，剛度就大，并有利保證制動鼓的加工精度。
制動鼓直徑與輪輞直徑之比D/Dr的范圍如下：
轎車：D/Dr=0.64~0.74
貨車：D/Dr=0.70~0.83
轎車制動鼓內(nèi)徑一般比輪輞外徑小125~150mm，載貨汽車和客車的制動鼓內(nèi)徑一般比輪輞外徑小80~100mm，對于深槽輪輞，由于其中間深陷部分的尺寸比輪輞名義直徑小的多，所以其制動鼓與輪輞之間的間隙有所減小，設(shè)計時可按輪輞直徑初步確定制動鼓內(nèi)徑。
輪輞直徑 304mm
制動鼓最大內(nèi)徑 220mm
取制動鼓內(nèi)徑D=200mm 即R=100mm
圖4-1 鼓式制動器的主要幾何參數(shù)
2、摩擦襯片寬度b和包角β
摩擦襯片寬度磨損尺寸b的選取對摩擦襯片的使用壽命有影響。襯片的寬度尺寸去窄些，則磨損速度快，襯片壽命短；襯片寬度取寬些，則質(zhì)量大，不易加工，且加工成本增加。
實驗表明，摩擦襯片包角β=90o~100o時，磨損最小，制動鼓溫度最低，且制動效能最高。β角減小雖然有利于散熱，但單位壓力過高將加速磨損。實際上包角兩端處單位壓力最小，因此過分延伸襯片兩端以增加包角，對減小單位壓力的作用不大，而且將使制動不平順，容易使制動器發(fā)生自鎖，因此這里取包角為95o。
襯片的磨損面積為Ap=Rβb。制動器各蹄襯片總的摩擦面積越大，制動時所受單位面積的正壓力和能量負(fù)荷越小，從而磨損特性越好。對于（1.0~1.5）t的微型客車，單個制動器總的摩擦面積Ap為（120~200）cm2,這里取Ap=120cm2?？汕蟮胋=75mm。
3、摩擦襯片起始角β0
一般將襯片布置在制動蹄的中央，令β0=90o—β/2。有時為了適應(yīng)單位壓力的分布情況，將襯片相對于最大壓力點對稱布置，以改善磨損均勻性和制動效能。由以上可知β0=90o-95o/2=42.5o。
4、制動器中心到張開力Fo作用線的距離e
在保證輪缸或制動凸輪能夠布置于制動鼓內(nèi)的條件下，應(yīng)使距離e盡可能大，以提高制動效能，設(shè)計時定e=0.8R左右，根據(jù)圖樣取得e=80mm。
5、制動蹄支撐點位置坐標(biāo)a和k
應(yīng)在保持兩蹄支撐端毛面不致互相干涉的情況下，使a盡可能大而c盡可能小，這里定a=0.8R左右，實際取值為a=100mm,k=15mm。
二、盤式制動器主要結(jié)構(gòu)參數(shù)的確定
1、制動盤直徑D
制動盤直徑D應(yīng)盡可能取大些，這時制動盤的有效半徑得到增大，可以降低制動鉗的夾緊力，減少襯塊的單位壓力和工作溫度。受輪輞直徑的限制，制動盤的直徑通常選擇為輪輞直徑的70%~79%，對于總質(zhì)量小于2t的汽車，D盡可能取大，求得D=（212.8~240.16），這里取D=250mm，即D/2=125mm。
2、制動盤厚度h
制動盤的厚度h對制動盤的質(zhì)量和工作時的溫升有影響。為了使質(zhì)量小些，制動盤的厚度不宜取得很大；為了降低溫度，制動盤的厚度不宜取得過小。制動盤可做成實心的，或者為了散熱通風(fēng)的需要在制動盤中間鑄出通風(fēng)孔道。一般實心制動盤可取10~20mm，通風(fēng)式制動盤厚度取20~50mm，多采用20~30mm。本設(shè)計采用的是通風(fēng)型制動盤，制動盤厚度取h=20mm。
3、摩擦襯塊外半徑R2和內(nèi)半徑R1
推薦摩擦襯塊的外半徑R2與內(nèi)半徑R1比值不大于1.5。若此比值偏大，工作時襯塊的外緣與內(nèi)側(cè)圓周速度相差教多，磨損不均勻，接觸面積減小，最終導(dǎo)致制動力矩變化大。本設(shè)計取R2 =110mm R1=80mm。
4、制動襯塊面積A
對于盤式制動器襯塊工作面積A，推薦根據(jù)制動襯塊單位面積占有的汽車質(zhì)量在1.6~3.5Kg/cm2范圍內(nèi)選用。m/8A=(1.6~3.5)，得A=（50~109.38）cm2，取A=70 cm2。
5、摩擦襯塊扇形角θ
摩擦襯塊扇形角應(yīng)滿足下式
θ=2A/（R22-R12）則由計算得θ=2.456rad，即θ/2=70.39o
6、制動間隙
一般鼓式制動器的制動間隙為0.2-0.5mm；
一般盤式制動器的制動間隙為0.1-0.3mm。
§4.2 制動力與制動力矩分配系數(shù)
1、地面對前后車輪的法向反作用力
Z1= (L2+)
Z2= (L1-) （4-1）
式中： G--汽車所受重力；
L--汽車軸距；
--汽車質(zhì)心離前軸距離；
L--汽車質(zhì)心離后軸距離；
--汽車質(zhì)心高度；
g --重力加速度；
汽車制動時，如果不記車輪的滾動阻力矩和汽車的回轉(zhuǎn)質(zhì)量的慣性力矩，則任何角速度ω﹥0的車輪，其力矩平衡方程為
Tf-FbRe=0 （4-2）
式中： Tf--制動器對車輪作用的制動力矩，即制動器的摩擦力矩，其方向與車輪旋轉(zhuǎn)方向相反，N﹒m；
Fb--地面作用于車輪上的制動力，即地面與輪胎之間的摩擦力，又稱地面制動力，其方向與汽車行駛方向相反，N；
Re--車輪有效半徑，m
令 Ff= Tf/Re
并稱之為制動器的制動力，它是在輪胎周緣克服制動器的摩擦力矩所需的力，因此又稱為制動周緣力。Ff與地面制動力Fb的方向相反，當(dāng)車輪角速度ω﹥0時，大小亦相等，且Ff僅由制動器的參數(shù)所決定，即Ff取決于制動器的結(jié)構(gòu)形式、尺寸，摩擦副的摩擦系數(shù)及車輪的有效半徑等，并與制動踏板力即制動系的液壓或氣壓成正比。當(dāng)增大踏板力以增大 Tf時，F(xiàn)f和Fb均隨之增大，但地面制動力受附著條件的限制其值不可能大于附著力F，
Fb F=Z (4-3)
Fb= F=Z (4-4)
式中 ： --輪胎與地面的附著系數(shù)；
Z--地面對車輪的法向反力。
當(dāng)制動器的制動力Ff和地面制動力Fb達(dá)到附著力F值時，車輪即被抱死并在地面上滑移，此后制動力矩Tf即表現(xiàn)為靜摩擦力矩，而Ff= Tf/Re即成為與Fb相平衡以阻止車輪再旋轉(zhuǎn)的周緣力的極限值，當(dāng)制動力車輪角速度ω=0以后，地面制動力Fb達(dá)到附著力 F值后就不再增大，而制動器的制動力Ff由于踏板力Fp的增大使摩擦力矩Tr增大而繼續(xù)上升，如圖4-2所示
圖4-2制動器制動力、地面制動力與踏板力的關(guān)系
根據(jù)汽車制動時的整車受力分析，考慮到制動時的軸荷轉(zhuǎn)移，可求得地面對前后軸車輪的法向力Z1、Z2為：
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--汽車所受重力；
L--汽車軸距；
a--汽車質(zhì)心離前軸距離；
b--汽車質(zhì)心離后軸距離；
hg--汽車質(zhì)心高度；
g --重力加速度；
--地面附著系數(shù)。
2、制動器制動力分配系數(shù)
β=Ff1/Ff (4-7)
Ff1/ Ff2=(b+hg)/ (a-hg) (4-8)
Ff= Ff1+ Ff2 (4-9)
可得
β=Ff1/Ff= Ff1/（Ff1+Ff2）
=(b+hg)/( b+hg+ a-hg)=(b+ hg)/L (4-10)
即： β=b/L+hg/L (4-11)
其中 b=892mm L=1860mm hg=525mm 取=0.75
得到β=0.48+0.282=0.6915
同步附著系數(shù)
0=（Lβ-b）/ hg (4-12)
=0.7508
將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
對于盤式：摩擦系數(shù)f=0.3，Rm=(R1+R2)/2=(110+80)/2=95mm
F0max= M f1max/2fRm=1922.58/0.057=33729.47
對于鼓式：參照圖4-1
θ=tg-1 k/a=10.62o
β0=42.5 o
β=95 o
則 a＇＝180o－β0－β－θ＝31.88 o
a＇＇＝β＋a＇＝126.88o
Ｒ＝100mm
R1=4R/[(cos2 a＇-cos2 a＇＇)2+(2β-sin2 a＇＇+sin2 a＇)2]1/2=111.05mm
因為緊蹄和從蹄大小尺寸相同
故 Ｒ１＝Ｒ２=111.05mm
用液力驅(qū)動時所需張開力為
Ｆo= M f2max/2(R1+R2)=1950.66 N
第五章 駐車制動和應(yīng)急制動計算
§5.1駐車制動計算
滿載時：
汽車在上坡路上停駐的受力情況如圖所示，由此不難得出停駐時的后橋附著力為
=mag ( cosa+ sina)
汽車在下坡路上停駐時的后橋附著力為
＇=mag ( cosa－ sina)
汽車可能停駐的極限上坡路傾角 a ，可根據(jù)后橋上的附著力與制動力相等的條件求得
即
mag ( cosa+ sina)= mag sina
得到 a=tg-1 = tg-1=26.340
同理，可推導(dǎo)汽車可能停駐的極限下坡路傾角為
=tg-1=17.86o
空載時：
分析同上把參數(shù)代入得：
汽車上坡時能停駐的極限傾角為
= tg-1=24.81o
汽車在下坡時能停駐的極限傾角為
= tg-1=16.40o
§5.2應(yīng)急制動計算
應(yīng)急制動時，后輪一般都將抱死滑移，故后橋制動力為
====4419.62 N
此時所需后橋制動力矩為
=4419.620.67=1193.29 N.m
第六章 制動器主要零件的結(jié)構(gòu)設(shè)計
一、 制動鼓
制動鼓應(yīng)具有較高的剛性和大的熱容量，制動時其溫升不應(yīng)超過極限值。制動鼓的材料與摩擦襯片的材料相匹配，應(yīng)能保證具有高的摩擦系數(shù)并使工作表面磨損均勻。
制動鼓有鑄造的和組合兩種。鑄造制動鼓多選用灰鑄鐵，具有機(jī)械加工容易、耐磨、熱容量大的優(yōu)點。組合式制動鼓的特點是質(zhì)量小，工作面耐磨，并有較高的摩擦因數(shù)。
綜上所述，故選用鑄鐵制動鼓，并且制動鼓的外圓周部分鑄有肋，用來加強(qiáng)剛度和增加散熱效果。
制動鼓壁厚的選擇主要是從剛度和強(qiáng)度方面考慮。壁厚取大些也有助于增大熱容量，但實驗表明，壁厚從11mm增至20mm，摩擦表面平均最高溫度變化并不大。一般鑄造制動鼓的壁厚：轎車為7～12mm，中、重型貨車為13～18mm。
故取壁厚為10mm。
二、 制動蹄
轎車和輕型貨車的制動蹄廣泛采用T形型鋼輾壓或用鋼板焊接制成，其腹板上往往開一條或兩條徑向槽，使蹄的彎曲剛度小些，其目的是襯片磨損較為均勻，并減小制動時的尖叫聲，制動蹄腹板和翼緣的厚度，轎車為3~5mm，貨車為5~8mm。本設(shè)計中，制動蹄腹板厚度取5mm，翼緣的厚度取6mm。
三、 制動底板
制動底板是除制動鼓外制動器各零件的安裝基體，應(yīng)保證各安裝零應(yīng)有足夠的剛度。
故選用由鋼板沖壓成型的制動底板并且有凹凸起伏的形狀。
四、 制動輪缸
采用活塞式制動蹄張開結(jié)構(gòu)。輪缸的缸體由灰鑄鐵HT250制成。其缸筒為通孔，需鏜磨。活塞由鋁合金制成?；钊舛藟河袖撝频拈_槽頂塊，以支承插入槽中的制動蹄腹板端部。輪缸的工作腔 由靠在活塞內(nèi)端面處的橡膠密封圈密封。
五、摩擦材料
應(yīng)該具有一定的穩(wěn)定的摩擦因數(shù)，在溫度升高時其摩擦因數(shù)變化不大；應(yīng)該具有良好的耐磨性；應(yīng)有盡可能小的壓縮率和膨脹率且制動時不會產(chǎn)生噪聲。以前制動摩擦襯片的材料是由增強(qiáng)材料、粘合劑、摩擦性能調(diào)節(jié)劑組成的石棉摩擦材料，但是其耐熱性差，摩擦因數(shù)隨溫度的變化大，磨耗高和對環(huán)境有污染，特別是石棉能致癌，所以已經(jīng)遭淘汰。
由金屬纖維、粘結(jié)劑和摩擦性能調(diào)節(jié)劑組成的半金屬摩擦材料，具有較高的耐熱性和耐磨性，特別是因為沒有石棉粉塵公害，得到廣泛應(yīng)用。
六、制動盤
制動盤的材料一般是珠光灰鑄鐵，其形狀有平板形和禮帽形兩種。制動盤工作表面應(yīng)光滑平整，兩側(cè)表面不平行度應(yīng)不大于0.08mm，因厚度不均勻能引起制動踏板振動，盤式擺差不大于0.1mm。擺差過大將發(fā)生制動塊反撞，頂推活塞，導(dǎo)致制動踏板振動，踏板行程也會加大。
七、制動鉗
制動鉗由可鍛鑄鐵或球墨鑄鐵制造，也有用輕合金制造的，可做成整體或兩半由螺栓連接。其外緣有開口，以便不拆制動鉗便可以換制動塊。制動鉗應(yīng)有高的強(qiáng)度和剛度，一般多在鉗體中加工出制動油缸，也可把油缸嵌入鉗體中，活塞由鋁合金或缸制造。為了提高耐磨性，對活塞的工作表面進(jìn)行鍍鋁處理。
第七章 制動驅(qū)動機(jī)構(gòu)的選擇及計算
一、制動驅(qū)動機(jī)構(gòu)形式的選擇
制動驅(qū)動機(jī)構(gòu)將來自駕駛員或其它力源的力傳給制動器，使之產(chǎn)生制動力矩。根據(jù)制動力源的不同，制動驅(qū)動機(jī)構(gòu)一般分為簡單制動、動力制動和伺服制動三大類。
１、 簡單制動
簡單制動單靠駕駛員施加的踏板力或手柄力作為力源，也稱為人力制動。其中又分為機(jī)械式和液壓式。機(jī)械式由于效率低、傳動比小、潤滑點多且難以保證前后軸制動力的正確比例和左右輪制動力的均衡，所以在汽車制動裝置中已被淘汰，但因其結(jié)構(gòu)簡單、成本低、故障少還廣泛用于中小型汽車的駐車制動中。
２、 動力制動
動力制動是利用發(fā)動機(jī)的動力轉(zhuǎn)化而成，并表現(xiàn)為氣壓或液壓形式的勢能作為汽車制動的全部力源。駕駛員施加于踏板或手柄上的力，僅用于回路中控制元件的操縱。因此簡單制動中的踏板力和踏板行程之間的反比關(guān)系，在動力制動中便不存在了，從而使踏板力較小，同時又有適當(dāng)?shù)奶ぐ逍谐獭?
３、 伺服制動
伺服制動是在人力液壓制動系中增加由其它能源提供的助力裝置，使人力與動力并用。在正常情況下，其輸出工作壓力主要由動力伺服系統(tǒng)產(chǎn)生，而在伺服系統(tǒng)失效時，仍可全由人力驅(qū)動液壓系統(tǒng)產(chǎn)生一定程度的制動力。因此，在中級以上的轎車及輕、中型客車、貨車上得到廣泛的應(yīng)用。
綜上所述，故選用伺服制動驅(qū)動機(jī)構(gòu)。
二、制動管路的分路系統(tǒng)
為了提高工作的可靠性，制動油路應(yīng)該采用分路系統(tǒng)，即全車的所有行車制動器的液壓或氣壓管路分為兩個或多個相互獨立的回路，其中一個回路失效后，仍可利用其他完好的回路起制動作用。
雙軸汽車的雙回路制動系統(tǒng)主要有以下五種分路形式：
１、 一軸對一軸型（型），前軸制動器與后橋制動器各用一條回路。
２、 交叉型（型），前軸的一側(cè)車輪制動器與后橋的對側(cè)車輪制動器同屬一條回路。
３、 一軸半對半軸型，兩側(cè)前制動器的半數(shù)輪缸和全部后制動器的輪缸屬于一條回路，其余的前輪缸屬于一條回路。
４、 雙半軸對雙半軸型，每個回路均只對每個前后制動器的半數(shù)輪缸起作用。
型的管路布置較為簡單，可與傳統(tǒng)的單輪缸鼓式制動器配合使用，成本較低，目前在各類汽車特別是商用汽車上用的最廣泛。對于這種形式，若后制動回路失效，則一旦前輪抱死則極喪失轉(zhuǎn)彎制動能力。對于采用前輪制動，因而，前制動器強(qiáng)于后制動器的汽車，當(dāng)前制動回路失效而單用后橋制動時，制動力將嚴(yán)重不足（小于正常情況的一半），并且若后橋負(fù)荷小于前軸負(fù)荷，則踏板力過大時易使后橋車輪抱死而汽車側(cè)滑。
本設(shè)計采用型制動回路。
三、液壓驅(qū)動機(jī)構(gòu)的設(shè)計與計算
1、制動輪缸直徑d的確定
制動輪缸對制動蹄（塊）施加的張開力F0與輪剛直徑d和制動管路壓力p的關(guān)系為
d= （7-1）
制動管路壓力不超過10～12Mpa。
取p=11 .8Mpa 由以前所得數(shù)據(jù)可以求得前后制動輪缸直徑為
d前=55mm d后=14.5mm
2、制動主缸的直徑d0的確定。
第i個輪缸的工作容積為
（7-2）
式中，di為第i個輪缸活塞的直徑：n為輪缸中活塞的數(shù)目；為第i個輪缸活塞在完全制動時的行程。
在初步設(shè)計時，對鼓式制動器可取=2～2.5mm。
所有輪缸的總工作容積為
（7-3）
式中： m--輪缸的數(shù)目。
在初步設(shè)計時，制動主缸的工作容積可取為
（7-4）
主缸活塞行程S0和活塞直徑d0可用下式確定
（7-5）
一般S0=（0.8～1.2）d0
?。? S0=0.957d0
d0=20.56 mm
又因為主缸的直徑d0應(yīng)在標(biāo)準(zhǔn)規(guī)定尺寸系列中選取，
故取d0=22 mm。
3、制動踏板力Fp
制動踏板力Fp用下式計算
= （7-6）
將d0=22 mm p=11.8MPa ip =8 =0.9代入上式得到制動踏力為==622.68N
式中：ip--踏板機(jī)構(gòu)的傳動比；
--踏板機(jī)構(gòu)及液壓主缸的機(jī)構(gòu)效率。
4、制動踏板工作行程
踏板行程（計入襯片或襯片的允許磨損量）對轎車最大不應(yīng)大于100-150mm, 對商用車不大于180mm，在本次設(shè)計中根據(jù)本車的特點，故取。
5、制動距離
初速度=30Km/h =g=0.75089.8=7.36
=2S
S=4.72m＜7m
所以符合要求。
第八章 車架
一、車架的功用與要求
車架實際上是汽車的骨架，汽車的主要總成、部件和貨物等都要安裝在它上面，因此它是個重要的承載總成。同時，它還要承受由懸架機(jī)構(gòu)產(chǎn)生的各種反作用力和行駛中產(chǎn)生的動載荷，因此，車架又是個受力很大的部件。
車架應(yīng)滿足下列要求：
1、足夠的強(qiáng)度，保證在各種復(fù)雜的工況下長期使用不致發(fā)生嚴(yán)重的損壞。
2、有合適的剛度，車架應(yīng)保證車輛在各種使用條件下，固定在車架上的個總成和部件的相對位置變化較小，是它們能正常工作。另一方面，當(dāng)車輛在不平路面上行駛時，為提高其平順性和通過能力，又要求車架具有一定的柔度，即扭轉(zhuǎn)剛度不宜過高。
3、質(zhì)量要小，在保證強(qiáng)度的情況下盡量減小車架質(zhì)量，以降低材料消耗、制造成本和提高使用的經(jīng)濟(jì)性。
4、結(jié)構(gòu)簡單，便于制造和維修。此外，車架結(jié)構(gòu)應(yīng)能使車輛的質(zhì)心高度盡量降低。
二、車架類型方案對比與分析
車架是用鋼板沖壓成各種形狀的構(gòu)件后裝配而成的。微型客車的車架大多采用矩形鋼管作為構(gòu)件。車架的裝配可用鉚接，也可用電焊焊接，鉚接工藝耗費的工時多，但車架變形小，焊接工藝性好但車架容易產(chǎn)生變形或焊接應(yīng)力。車架按其結(jié)構(gòu)形狀可分為五類。
1、邊梁式車架
邊梁式車架又稱梯形車架，它有兩根位于兩側(cè)的縱梁和若干根橫梁組成。邊梁式車架結(jié)構(gòu)簡單，制造容易，各總成安裝方便，易于變形。車架寬度可以有三種型式：
（1）、前窄后寬
為了給前輪轉(zhuǎn)向和轉(zhuǎn)向拉桿留出足夠的空間，往往采用這種型式。
（2）、前寬后窄
由于重型載貨車輛后軸載荷大，輪胎和鋼板彈簧都要加寬，同時又要安裝外形尺寸大的發(fā)動機(jī)，所以只好減少前輪的轉(zhuǎn)向角，使車架成為前寬后窄的形式。
（3）前后等寬
只要總布置允許，應(yīng)盡量采用這種型式，因為在沖壓不等寬車架縱梁時，容易在轉(zhuǎn)折處的上、下翼面上產(chǎn)生“波紋區(qū)”，引起應(yīng)力集中致使早期出現(xiàn)裂紋或斷裂。同時前后等寬車架制造簡單。
2、X型車架
X型車架是改進(jìn)的邊梁式車架，它由兩根縱梁和X型橫梁組成，其目的是為了提高車架的抗扭剛度，但狹長的車架采用X型橫梁并無明顯的優(yōu)點，因為X型橫梁太長時，受壓的一根可能喪失穩(wěn)定。因此，X型橫梁僅對于短而寬的車架較為有效。
3、中梁式車架
中梁式車架又稱脊骨式車架，它只有一根位于中央貫穿車輛全長的縱梁，中央縱梁可以是圓管形截面，也可以是箱形截面。中梁前端做出支架，用于固定發(fā)動機(jī)，傳動軸在中梁內(nèi)通過。主減速器通常固定在中梁的末端而形成斷開式驅(qū)動橋。在中梁上固定有橫梁用于支撐車廂和駕駛室。
4、綜合式車架
綜合式車架一部分為管式梁，其余部分制成叉形，可認(rèn)為它是中梁式車架的變形。
中梁式和綜合式車架，可以較大地提高扭轉(zhuǎn)剛度，但駕駛室、車廂等總成在車架上安裝比較復(fù)雜，橫梁懸臂較長，彎曲應(yīng)力大。這類車架一般都要用斷開式驅(qū)動橋，結(jié)構(gòu)比較復(fù)雜。
根據(jù)以上分析，又因為本次設(shè)計的是微型客車車架，應(yīng)力求結(jié)構(gòu)簡單，制造容易，各總成安裝方便，可采用前窄后寬的邊梁式車架。
三、橫梁和縱梁的連接
1、橫梁和縱梁的連接型式
橫梁和縱梁的連接型式主要有：a)橫梁固定在縱梁的上下翼面上；b)橫梁同時固定在縱梁的腹板與上或下翼面上；c)橫梁僅固定在縱梁的腹板上。
第一種連接型式雖然有利于提高車架的整體剛度，但當(dāng)車架產(chǎn)生較大的扭轉(zhuǎn)變形或縱梁承受較大的局部扭轉(zhuǎn)時，縱梁上下翼面的應(yīng)力將大幅度增加。
第二種連接型式的缺點是：作用在縱梁上的力直接傳到橫梁上，使橫梁承受較大的載荷，從而易于發(fā)生早期破壞，很早就出現(xiàn)質(zhì)量問題。
第三種連接型式的車架整體剛度雖然小些，但可避免縱梁上下翼面和橫梁的早期破壞。
本車架橫梁與縱梁的連接即是第三種型式。
2、橫梁在縱梁上的固定方法
A、鉚接
采用搭接板鉚接，適用于大量生產(chǎn)，制造成本低。改變鉚釘數(shù)目或位置即可改變縱梁的抗扭剛度。
B、焊接
焊接能保證縱梁有較高的抗扭剛度，連接牢固，不易松動，但要求較高的焊接質(zhì)量和合理的焊接夾具，適用于小批量生產(chǎn)和閉口截面車架。
C、螺栓連接
當(dāng)橫梁位置受總布置限制，為了便于拆裝車架上的某些部件時，可采用這種固定方法，其缺點是在長期使用中，容易松動。
本車架縱橫梁之間的固定方式為焊接。
四、車架的設(shè)計與計算
車架是一個復(fù)雜的薄壁框架結(jié)構(gòu)，在車架設(shè)計的初級階段，可對縱梁進(jìn)行簡單的彎曲強(qiáng)度計算，以此來確定車架的斷面尺寸。下面是這種簡化計算的方法和步驟。
1、彎曲強(qiáng)度計算的基本假設(shè)
（1）因為車架結(jié)構(gòu)是左右對稱的，左右縱梁的受力相差不大，故可認(rèn)為縱梁是支撐在汽車前后軸上的簡支梁。
（2）空車時的簧上質(zhì)量（包括車架質(zhì)量在內(nèi)）均勻分布在左右二縱梁的全長上，其值可根據(jù)汽車底盤結(jié)構(gòu)的統(tǒng)計數(shù)據(jù)大致估計。一般，對于輕型和中型載貨汽車來說，簧上質(zhì)量約為空車質(zhì)量的2/3；汽車的有效載荷均勻分布在車廂全長上。
（3）所有的作用力均通過縱梁截面的彎曲中心。實際上，縱梁的某些部位會由于安裝外伸部件（如油箱、蓄電池等）而產(chǎn)生局部扭轉(zhuǎn)，在設(shè)計時通常在此安裝一根橫梁，使得這種對縱梁的扭轉(zhuǎn)變?yōu)閷M梁的彎矩。故這種假設(shè)不會造成明顯的錯誤。
通過上述假設(shè)，將車架由一個靜不定的平面框架結(jié)構(gòu)，簡化成為一個位于支架上的靜定結(jié)構(gòu)。
2、縱梁的彎矩計算
要計算車架縱梁的彎矩，先計算車架前支座反作用力，向后輪中心支座處求矩，可得
（8-1）
式中：--前輪中心支座對任一縱梁的反作用力，N ；
L--縱梁的總長，mm ；
l--汽車軸距，mm ；
b--縱梁后端到后軸之間的距離，mm ；
--滿載時的簧上質(zhì)量（含車架自身質(zhì)量），Kg ；
g--重力加速度，9.8 m/s2
在計算縱梁彎矩時,將縱梁分成兩段區(qū)域,每一區(qū)段的均布載荷可簡化為作用于區(qū)段中點的集中力.縱梁各端面上的彎矩計算采用彎矩差法,可使計算工作量大大減少.彎矩差法認(rèn)為:縱梁上某一端面上的彎矩為該斷面之前所有力對這點的轉(zhuǎn)矩之和.
1)駕駛室長度段縱梁彎矩的計算
在該區(qū)段內(nèi),根據(jù)彎矩差法,則有:
(8-2)
=25536.26-0.759(715+)2
=-0.759-1447.89-388019.78
式中:--縱梁上某一截面的彎矩, N.mm ；
--截面到前輪中心的距離,mm ；
a--車架縱梁前端到前輪中心的距離，mm ；
2）駕駛室后端到后軸段縱梁的彎矩計算
= (8-3)
縱梁某一斷面上的剪力為該斷面之前所有力的和
(8-4)
=2533.26-2.64()
=-2.64+645.66
式中：--縱梁某斷面上的剪力，N。
由上可知，縱梁的最大彎矩一定發(fā)生在該段縱梁內(nèi)。其位置可采用求對的導(dǎo)數(shù)并令其為零的辦法得到。
=953.81mm
由上式求得縱梁發(fā)生最大彎矩的位置，將該值代入彎矩計算公式，則可求得縱梁受到的最大彎矩Mmax為
Mmax=302489.26N.mm
縱梁受到的最大剪力則發(fā)生在汽車后軸附近。當(dāng)時，剪應(yīng)力最大，其最大剪應(yīng)力Qmax為
Qmax=-4264.74N
以上是僅考慮汽車靜載工況下，縱梁斷面彎矩和剪力的計算。實際上，汽車行駛時還受到各種動載荷的作用。因此，汽車行駛時實際受到的最大彎矩和最大剪力為
= （8-5）
= （8-6）
式中：--動載系數(shù)，對于轎車、客車=1.75，載貨汽車=2.5,越野汽車=3.0。
==1.75302489.26=529356.21N.mm （8-7）
==1.75(-4264.74)=-7463.295N （8-8）
3、縱梁截面特性計算
車架縱梁和橫梁截面系數(shù)W按材料力學(xué)的方法進(jìn)行計算。
（8-9）
4、彎曲應(yīng)力計算
縱梁斷面的最大彎曲應(yīng)力為：
（8-10）
按上式求得的彎曲應(yīng)力不應(yīng)大于材料的許用應(yīng)力[]。許用應(yīng)力可按下式計算：
（8-11）
式中：--材料的屈服極限，對于16Mn材料，=340-360MPa；
n --安全系數(shù)，一般安全系數(shù)取1.15-1.40。
取n=1.30,則
[]=MPa （8-12）
所以滿足要求。
5、車架的剛度校核
1）車架縱梁抗彎剛度校核
為了保證汽車整車及其有關(guān)部件的正常工作，應(yīng)對縱梁的最大撓度予以限制。這就要求對縱梁的抗彎剛度進(jìn)行校核。
由材料力學(xué)可知，對于簡支梁來說，其跨距中間受集中載荷F作用時，梁的撓度最大值按下式計算
（8-13）
式中： --梁的截面慣性矩，；
--汽車軸距，m。
cm4 （8-14）
根據(jù)使用要求和經(jīng)驗，當(dāng)車架縱梁中間受1000N集中載荷作用時，縱梁的最大撓度不得超過0.085cm，即
因此要求
（8-15）
=42.94>12 （8-16）
所以滿足要求。
第九章 總結(jié)
隨著農(nóng)村生活水平的提高，微型客車已逐漸地進(jìn)入農(nóng)村這個大市場，據(jù)有關(guān)數(shù)據(jù)顯示，微型客車的銷量以驚人的速度增加，所以進(jìn)行微型客車的設(shè)計是很必要的。
這次我的畢業(yè)設(shè)計題目是微型客車設(shè)計---車架和制動系設(shè)計。在第二章我主要介紹了制動系的概況和設(shè)計時應(yīng)滿足的基本要求。第三章主要是制動系的類型及最后確定的方案，其中列出了幾種可供選擇的類型并進(jìn)行了分析、比較最后確定的方案如下：行車制動器：前盤后鼓，盤式制動器