商用車制動系設計

商用車制動系設計,商用,制動,設計 1 課程設計報告書 汽車設計課程設計 學 院 機械與汽車工程 專 業(yè) 車輛工程 學生姓名 梁振侖 學生學號 201130080409 指導教師 趙克剛 課程編號 130242 課程學分 2 0 起始日期 2014 6 27 2 教 師 評 語 教師簽名 日期 成 績 評 定 備 注 商用車制動系設計 3 一 選題背景 制動系的功用是使汽車以適當?shù)臏p速度降速行駛直至停車 在下坡行駛時 使汽車保 持適當?shù)姆€(wěn)定車速 使汽車可靠地停在原地或坡道上 制動系對汽車正常行駛以及行駛安全有著十分重要的作用和意義 因此在設計商用車 時需要對制動系統(tǒng)進行具體細致的設計 二 方案論證 制動系設計基本要求 1 具有足夠的制動效能 2 工作可靠 3 在任何速度下 制動時 汽車都不應喪失操縱性和方向穩(wěn)定性 4 防止水和污泥進入制動器工作表面 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)生的噪聲應盡可能小 同時力求減少散發(fā)出對人體有害的石棉纖維等物質 8 作 用滯后性應盡可能好 9 摩擦襯片應有足夠的使用壽命 10 應有能消除間隙的機構 11 當制動驅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 汽車制動系應有 音響或者燈光信號 等報警提示 鼓式制動器可按其制動蹄的受力情況分類 見圖 2 1 它們的制動效能 制動鼓的 受力平衡狀況以及對車輪旋轉方向對制動效能的影響均不同 圖 2 1 鼓式制動器簡圖 a 領從蹄式 用凸輪張開 b 領從蹄式 用制動輪缸張開 c 雙領蹄式 非雙向 平衡式 d 雙向雙領蹄式 e 單向增力式 f 雙向増力式 4 制動蹄按其張開時的轉動方向和制動鼓的轉動方向是否一致 有領蹄和從蹄之分 制 動蹄張開的轉動方向與制動鼓的旋轉方向一致的制動蹄 稱為領蹄 反之 則稱為從蹄 典型的鼓式制動器主要由底板 制動鼓 制動蹄 輪缸 回位彈簧 定位銷等零部件 組成 底板安裝在車軸的固定位置上 它是固定不動的 上面裝有制動蹄 輪缸 回位彈 簧 定位銷 承受制動時的旋轉扭力 每一個鼓有一對制動蹄 制動蹄上有摩擦襯片 制 動鼓是安裝在輪轂上的 是隨車輪一起旋轉的部件 它是由一定分量的鑄鐵做成的 形狀 似圓鼓狀 當制動時 輪缸活塞推動制動蹄壓迫制動 鼓 制動鼓收到摩擦減速 迫使車輪 停止轉動 而領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 倒退行駛的制 動效果不變 結構簡單 成本低 便于附裝駐車制動驅動機構 易于調整蹄片與制動鼓之 間的間隙 根據(jù)設計車型的特點及制動要求 并考慮到使結構簡單 造價較低 也便于附裝駐車 制動機構等因數(shù) 前后制動器均采用制動效能較大 且穩(wěn)定性能 較好的 領從蹄式 的鼓式制動 器 另外 驅動機構 采用雙回路液壓制動 三 過程論述 一 制動器主要參數(shù)確定 1 整車參數(shù)確定 1 確定空載和滿載時的質心高度 空載 Hg 748mm 滿載 Hg 862 4mm 2 確定空載和滿載時的前后軸載荷比 空載時載荷比為 52 48 滿載時載荷比為 33 67 3 確定軸距和質心到前后軸距離 軸距 L 3840mm 空載時質心到前 后軸距離 a 1843 2mm b 1996 8mm 滿載時質心到前 后軸距離 a 2572 8mm b 1267 2mm 4 確定汽車裝載質量 整車整備質量 總質量 汽車裝載質量 4195kg 整車整備質量 2945kg 汽車總質量 7140kg 5 車輪滾動半徑 mm 438 2 制動力分析 汽車制動時 若忽略路面對車輪滾動阻力矩和汽車回轉質量的慣性力矩 則對任一角 度 0的車輪 其力矩平衡方程為 5 fT BeFr 0 3 1 式中 fT 制動器對車輪作用的制動力矩 即制動器的摩擦力矩 其方向與車輪旋轉方向 相反 Nm BF 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 er 車輪有效半徑 m 令 ff e TF r 3 2 并稱之為制動器制動力 它是在輪胎周緣克服制動器摩擦力矩所需的力 fF 與地面制 動力 BF 的方向相反 當車輪角速度 0時 大小亦相等 且 fF 僅由制動器結構參數(shù)所決 定 即 fF 取決于制動器結構形式 尺寸 摩擦副的摩擦系數(shù)及車輪半徑等 并與制動踏板 力即制動系的液壓或氣壓成正比 當加大踏板力以加大 fT fF 和 BF 均隨之增大 但地面 制動力 BF 受附著條件的限制 其值不可能大于附著力 F 即 BF F Z 3 3 或 maxBF F Z 3 4 式中 輪胎與地面間的附著系數(shù) Z 地面對車輪的法向反力 當制動器制動力 fF 和地面制動力 BF 達到附著力 F 值時 車輪即被抱死并在地面上滑移 此后制動力矩 fT 即表現(xiàn)為靜摩擦力矩 而 fF fT er 即成為與 BF 相平衡以阻止車輪再旋轉 的周緣力的極限值 當制動到 0以后 地面制動力 BF 達到附著力 F 值后就不再增大 而制動器制動力 fF 由于踏板力 PF 增大使摩擦力矩 fT 增大而繼續(xù)上升 見圖 3 1 圖 3 1 制動器制動力 fF 地面制動力 BF 與踏板力 PF 的關系 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移 可求得地面對前 后軸 車輪的法向反力 1Z 2Z 為 1Z 2 gG LhL 6 2Z 1 gG LhL 3 5 式中 G 汽車所受重力 N L 汽車軸距 mm 1L 汽車質心離前軸距離 mm 2L 汽車質心離后軸距離 mm gh 汽車質心高度 mm 附著系數(shù) 取一定值附著系數(shù) 0 8 所以在空 滿載時由式 3 5 可得前后制動反力 Z為以下 數(shù)值 故 滿載時 Z1 7140 9 83840 1267 2 0 8 862 4 35662 39N Z2 7140 9 83840 2572 8 0 8 862 4 34309 60N 空載時 Z1 2945 9 83840 1996 8 0 8 748 0 19505 22N Z2 2945 9 83840 1843 2 0 8 748 0 9355 78N 由以上兩式可求得前 后軸車輪附著力即為 表 3 1 圖 2 2 制動時的汽車受力圖 3 制動力分配系數(shù)和同步附著系數(shù) 根據(jù)設計經(jīng)驗 貨車滿載時的同步附著系數(shù) 0 0 5 車輛工況 前軸法向反力 1Z N 后軸法向反力 2Z N 汽車空載 19505 22 9355 78 汽車滿載 35662 39 34309 60 7 初選 0 0 825 同步附著系數(shù)為 0 825 大于地面附著系數(shù) 0 8 即滿載時是前輪先抱死 不會出現(xiàn)后 輪先抱死的危險情況 由 消去 得 2 2 1 1 41 2 2 ggg hLG G bF b F F h G h 3 6 初定 0 52 由 gh LL 20 可得 0 0 846 4 制動 強度和附著系數(shù)利用率 當 f 0 35 所以 經(jīng)檢驗得出 制動蹄不會自鎖 5 摩擦襯片的磨損特性計算 1 比能量耗散率 e 汽車的制動過程是將其機械能得以部分轉化為熱量而耗散的過程 在制動強度很大的 緊急制動過程中 制動器幾乎承擔了耗散汽車全部動力的任務 產(chǎn)生制動器的能量負荷 能力越大摩擦片的磨損越嚴重 制動器的能量負荷常以其比能量耗散率 e 作為評價 它表示單位摩擦面積在單位時間 內耗散的能量 其單位為 W mm2 11 1 2221 1 2 21 tA vvme a 1 2 21 2 2221 2 tA vvme a 3 7 總質量 3 5t以上的貨車取 v1 80km h 22 2m s j為制動減速度 計算時取 j 0 6g A1為前制動器襯片的摩擦面積 為制動力分配系數(shù) 緊急制動到 v2 0 時 可近似認為 t v1 v2 j 22 2 0 0 6 9 8 3 78s 221211 867 0 100 1 698 78 3 8 52 0 2 22 71408 mmWtAvme a 由于鼓式制動器的比能量耗散率以不大于 1 8 W mm2 為宜 所以符合要求 2 比摩擦力 0Ff 比摩擦力是單位摩擦面積的摩擦力 單個車輪制動器的比摩擦力為 前制動器 0Ff Tf1 RA 6077 0N m 0 2m 698 1 100 2m 0 435N 2mm 后制動器 0Ff Tf2 RA 6583 5N m 0 2m 698 1 100 2m 0 472N 2mm 3 平均壓力 pq 由 pp qANq 式中 N 為摩擦襯片與制動鼓間的法向力 A 為摩擦襯片的摩擦 面積 取后制動器較大值計算 Ncrfc hFN 1 54873 20200 35 0160 320 4 16633 0 M P aqM P amNAFANq pp 6 1 4 1 786 010 1 698 1 54873 24 符合要求 4 比滑摩功 fL 磨損和熱的性能指標也可用襯片在制動過程中有最高制動初速度至停車所完成的單 位襯片 襯塊 面積的滑磨功即比滑磨功 fL 來衡量 2 2 max faaf LAvmL 3 8 由于 2222 m a x 800 600 64 327 1 698 4 2 2 22 1407 25 02 cmJLcmAvmL faaf 故符合要求 三 前 后制動器的主要結構參數(shù)計算 1 制動鼓 制動鼓應具有非常好的剛性和大的熱容量 制動時氣溫升不應超過極限值 制動鼓的 材料應與摩擦襯片的材料相匹配 以保證具有高的摩擦系數(shù)并使工作表面磨損均勻 輕型 貨車和一些轎車則采用由鋼板沖壓形成的腹板與鑄鐵鼓桶部分組合成一體的組合式制動 鼓 也可用在鋼板沖壓的制動鼓內側離心澆鑄上合金鑄鐵內鼓筒 組合形成制動鼓 12 采用由鋼板沖壓成型的腹板與鑄鐵鼓筒部分鑄成一體的組合式制動鼓 制動鼓在工作 載荷作用下會變形 致使蹄鼓間單位壓力不均勻 且損失少許踏板行程 古銅變形后的不 圓柱度過大容易引起自鎖或踏板振動 為防止這些現(xiàn)象需提高制動鼓的剛度 為此 沿鼓 口外緣鑄有整圈的加強肋條 也有的加鑄若干軸向肋條以提高散熱能力 制動鼓壁厚取 8mm 符合要求 7 12mm 已知輪輞的名義直徑為 20 英寸 于是 我們可以選擇組 合式制動鼓 制動鼓的最大 內徑為 d 420mm 現(xiàn)取 d 400mm 制動鼓的制造厚度為 10mm 制動鼓材料為 HT200灰鑄 鐵 2 制動蹄 制動蹄采用 T 形型鋼板焊接制成 制動蹄腹板和翼緣的厚度選為 10mm 摩擦襯片的 厚度為 10mm 制動蹄寬度為 90mm 襯片采用鉚接在制動蹄上 3 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 應保證各安裝零件相互間的正確位 置 制動底板承受著制動器工作時的制動反力矩 故應有足夠的剛度 為此 由鋼板沖壓 成形的制動底板都具有凹凸起伏的形狀 重型汽車則采用可鍛鑄鐵 KTH 370 12的制動底 座以代替鋼板沖壓的制動底板 剛度不足會導致制動力矩減小 踏板行程加大 襯片磨損 也不均勻 4 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 應保證各安裝零件相互間的正確位 置 制動底板承受著制動器工作時的制動反力矩 故應有足夠的剛度 為此 由鋼板沖壓 成形的制動底板都具有凹凸起伏的形狀 重型汽車則采用可鍛鑄鐵 KTH 370 12的制動底 座以代替鋼板沖壓的制動底板 剛度不足會導致制動力矩減小 踏板行程加大 襯片磨損 也不均勻 5 制動蹄的支承 二自由度制動蹄的支承 結構簡單 并能使制動蹄相對制動鼓自行定位 為了使具 有支承銷的一個自由度的制動蹄的工作表面與制動鼓的工作表面同軸心 應使支承位置可 調 青銅偏心輪可保持制動蹄腹板上的支承孔的完好性并防止這些零件的腐蝕磨損 具有長支承銷的支承能可靠地保持制動蹄的正確安裝位置 避免側向偏擺 有時在制 動底板上附加一壓緊裝置 使制動蹄中部靠向制動底板 而在輪缸活塞頂塊上或在張開機 構調整推桿端部開槽供制動蹄腹板張開端插入 以保持制動蹄的正確位置 6 摩擦材料 摩擦材料的基本要求 1 摩擦系數(shù)高而穩(wěn)定 一般摩擦材料的摩擦系數(shù) 都隨溫度 壓力 相對滑動速度 工作表面的清潔程度而變 化 其中溫度影響尤為顯著 2 耐磨性好 13 3 有一定的機械強度和良好的工藝性 4 有一定的耐油 耐濕 抗腐蝕及抗膠合性能 5 容許比壓力大及不傷制動輪 制動摩擦材料應具有高而穩(wěn)定的摩擦系數(shù) 抗熱衰退性能好 不能在溫度升到某一數(shù) 值后摩擦系數(shù)突然急劇下降 材料的耐磨性好 吸水率低 有較高的耐擠壓和耐沖擊性能 制動時不產(chǎn)生噪聲和不良氣味 應盡量采用少污染和對人體無害的摩擦材料 目前在制動器中廣泛采用著模壓材料 它是以石棉纖維為主并與樹脂粘結劑 調整摩 擦性能的填充劑 由無機粉粒及橡膠 聚合樹脂等配成 與噪 聲消除劑 主要成分為石墨 等 混合后 在高溫下模壓成型的 模壓材料的撓性較差 故應按襯片或襯塊規(guī)格模壓 其優(yōu) 點是可以選用各種不同的聚合樹脂配料 使襯片或襯塊具有不同的摩擦性能和其他性能 另一種是編織材料 它是先用長纖維石棉與銅絲或鋅絲的合絲編織成布 再浸以樹脂 粘合劑經(jīng)干燥后輥壓制成 其撓性好 剪切后可以直接鉚到任何半徑的制動蹄或制動帶上 在 100 120 溫度下 它具有較高的摩擦系數(shù) f 0 4 以上 沖擊強度比模壓材料高 4 5 倍 但耐熱性差 在 200 250 以上即不能承受較高的單位壓力 磨損 加快 因 此這種材料僅適用于中型以下汽車的鼓式制動器 尤其是帶式中央制動器 粉末冶金摩擦材料是以銅粉或鐵粉為主要成分 占質量的 60 80 加上石墨 陶瓷粉等非金屬粉末作為摩擦系數(shù)調整劑 用粉末冶金方法制成 其抗熱衰退和抗水衰退 性能好 但造價高 適用于高性能轎車和行駛條件惡劣的貨車等制動器負荷重的汽車 各種摩擦材料摩擦系數(shù)的穩(wěn)定值約為 0 3 0 5 少數(shù)可達 0 7 設計計算制動器時一 般取 0 3 0 35 選用摩擦材料時應注意 一般說來 摩擦系數(shù)愈高的材料其耐磨性愈差 這里取制動器取模壓材料 取摩擦材料的摩擦系數(shù)為 f 0 35 7 制動輪缸 是液壓制動系采用的活塞式制動蹄張開機構 其結構簡單 在車輪制動器中布置方便 輪缸的缸體由灰鑄鐵 HT250 制成 其缸筒為通孔 需搪磨 活塞由鋁合金制造 活塞外 端壓有鋼制的開槽頂塊 以支承插入槽中的制動蹄腹板端部或端部接頭 輪缸的工作腔由 裝在活塞上的橡膠密封圈或靠在活塞內端面處的橡膠皮碗密封 多數(shù)制動輪缸有兩個等直 徑活塞 8 制動器間隙 制動鼓與摩擦襯片之間在未制動的狀態(tài)下應有工作間隙 以保證制動鼓能自由轉動 一般 鼓式制動器的設定間隙為 0 2 0 5mm 此間隙的存在會導致踏板或手柄的行程損失 因而間隙量應盡量小 考慮到在制動過程中摩擦副可能產(chǎn)生機械變形和熱變形 因此制動 器在冷卻狀態(tài)下應有的間隙應通過試驗來確定 另外 制動器在工作過程中會因為摩擦襯 的磨損而加大 因此制動器必須設有間隙調整機構 設定本車制動器間隙為 0 5mm 14 四 前 后制動器驅動機構的設計計算 1 制動輪缸設計計算 制動輪缸是用于將主缸產(chǎn)生的液壓轉換成給予制動蹄張力的部件 本次采用的是雙活 塞式制動輪缸 2 制動輪缸 直徑與工作容積的確定 制動輪缸對制動蹄施加的張開壓力 F0 與輪缸直徑 dw 和制動管路壓力 p 的關系 為 dw 4F0 p 3 9 制動油路壓力一般不超過 10 12Mpa 取 P 10Mpa 1 前制動器 dw1 44 21mm 得輪缸直徑應在標準規(guī)定的尺寸系列中選取 輪缸直徑的尺寸系列為 14 5 16 17 5 19 22 24 25 28 30 32 35 38 40 45 50 55mm 取 dw1 45mm 2 后 制動器 dw2 46 01mm 取 dw2 50mm 3 工作容積的確定 為輪缸活塞在完全制動時的行程 鼓式制動器可取 2 5mm 每個輪缸的工作容積 V 2 4 2wd 3 10 所以前 制動 輪缸的總工作容積 V 2 4 2wd 2 4 452mm 2 2 5 15904 3mm 后制動的輪缸工作總容積為 V 2 4 2wd 2 4 502mm 2 2 5 19635 0mm 所以輪缸總工作容積為 V 15904 3 19635 0mm 35539 3 mm 3 制動主缸設計 制動裝置采用雙回路制動系統(tǒng) 制動主缸為串列雙腔制動主缸 1 直徑 md 的確定 主缸直徑的尺寸系列為 19 20 5 22 24 26 28 30 32 35 38mm 等 取 md 38mm 2 制動主缸的工作容積 VVVm 式中 V 為所有輪缸的總工作容積 V 為制動軟管的容積變形 在初步設計時 制動主缸的工作容積可取為 VVm 3 1 貨車 209 462013 35539 3 13 1 mmVV m 3 主缸活塞行程 ms 15 可用 mmm sdV 24 確定 一般 ms 0 8 1 2 md 經(jīng)計算得 ms 38 10mm 滿足 ms 0 8 1 2 md 4 制動踏板力 pF 設計計算 由于采用助力式伺服制動系 其制動踏板力 Fp用下式計算 1114 2 spmp iipdF 3 11 式中 pi 為踏板機構傳動比 取 pi 3 si 為助力器助力比 取 si 7 為踏板機構及液 壓主缸的機械效率 0 82 0 86 取 0 85 NiipdF spmp 04 63585 0 1 71 31 10 38 414 31114 22 制動踏板力應滿足以下要求 最大踏板力一般為 700N 貨車 5 制動踏板工作行程計算 制動踏板工作行程計算 px 用下式表示 21 mmmpp six 3 12 式中 1m 為主缸中推桿活塞間的間隙和伺服閥柱塞與反饋盤之間的間隙 取 1m 3 0mm 2m 為主缸活塞空行程 取 2m 1 5mm 踏板全行程對貨車不大于 180mm mmsix mmmpp 8 127 5 1310 38 3 21 180mm 所以符合要求 四 結果分析 一 I 曲線和 曲線 x 0 1 40000 G 7140 9 8 hg 862 4 b 1267 2 L 3840 G0 2945 9 8 hg0 748 b0 1996 8 y1 0 923 x 曲線 y2 G b 2 4 hg L x G 1 2 hg G b hg 2 x 2 滿載 I曲線 y3 G0 b0 2 4 hg0 L x G0 1 2 hg0 G0 b0 hg0 2 x 2 空載 I曲線 y4 0 846 7140 9 8 x 附著系數(shù)為 0 846 plot x y1 x y2 x y3 x y4 axis 0 40000 0 40000 title 貨車 I線與 線 xlabel 前制動器制動力 F1 N ylabel 后制動器制動力 F2 N gtext I曲線 空載 16 gtext I曲線 滿載 gtext 線 圖 4 1 二 ECE法規(guī)校核 1 根據(jù) ECE法規(guī) 確定前后軸利用附著系數(shù) 設汽車制動減速度為 du dt 制動力分配系數(shù)為 b 則前輪制動器制動力為 Fu1 Fxb1 Gz 4 1 前輪地面法向反力 Fz1 G b zhg L 4 2 則前輪利用附著系數(shù)為 f Fxb1 Fz1 zL b zhg 4 3 同理可得后輪制動器制動力為 Fu2 Fxb2 1 Gz 4 4 后輪地面法向反力 Fz2 G a zhg L 4 5 則后輪利用附著系數(shù)為 r Fxb1 Fz1 1 zL a zhg 4 6 2 根據(jù) ECE法規(guī)進行汽車制動力分配 根據(jù) ECE 法規(guī)對貨車制動力分配要求 可得如下不等式當 z 0 15 0 3 時 f r 4 7 b zhg 1 a zhg 4 8 當 z 0 2 0 8 時 f z 0 07 0 85 4 9 r z 0 07 0 85 4 10 17 式 4 9 式 4 10 可寫成 zL b zhg z 0 07 0 85 4 11 1 zL a zhg z 0 07 0 85 4 12 由式 4 8 式 4 11 式 4 12 構成下列不等式組 進而到三條制動力分配系數(shù)的控制曲線 b zhg L z 0 15 0 3 4 13 1 z 0 07 a zhg 0 85zL 4 14 z 0 2 0 8 z 0 07 b zhg 0 85zL 4 15 z 0 2 0 8 圖 4 2 A 線和 B 線分別稱為上控制線和下控制線 C線稱為抱死順序控制線 也可以 稱為第二下控制 線 從圖 4 2 可以看出只有 在上下控制區(qū)域內 在虛線區(qū)域內 才滿足 ECE 法規(guī) 圖 4 2 3 滿足 ECE法規(guī)火車 值的確定 當 z 0 3 時 由式 4 13 得到的 b 值滿足 ECE 法規(guī)的第二下控制線的最大值 即 dmax2 b 0 3hg L 4 16 同理 當 z 0 8時 由式 4 14 得到的 值是滿足 ECE法規(guī)的第一下控制線的最大值 即 dmax1 1 1 28 a 0 8hg L 4 17 為了確定制動力分配系數(shù) 的范圍 約定將下控制線的最大值作為 的最小值 將上 18 控制線的最小值作為 的最大值 b 0 3hg L 1 1 28 a 0 8hg L 4 18 即 a 2 6hg 4 19 min dmax1 1 1 28 a 0 8hg L 4 20 若 a 2 6hg 4 21 min dmax2 b 0 3hg L 4 22 由式 4 15 得 d dz 0 上控制線最小值 Z2hg 0 07b 4 23 z 0 07bh g 4 24 max g g 2 0 07bh b 0 07bh 0 85L 4 25 當 max min 時 取 min max 4 26 滿足 ECE 法規(guī) 4 本設計實際校核 1 滿載 由 a 2 5728m 2 6hg 2 242 故由式 4 22 得 min dmax1 b 0 3hg L 0 3973 由式 4 25 max g g 2 0 07bh b 0 07bh 0 85L 0 5811 由式 4 26 min max 故滿載時選擇初選 2 0 52 合理 2 空載 由于 a 1 8432 2 6hg 2 197 故由式 4 22 得 min dmax1 b 0 3hg L 0 5784 由式 4 25 max g g 2 0 07bh b 0 07bh 0 85L 0 91 故空載時選用 0 52 不合理 由式 4 26 min max 此時選擇 1 0 62 因此需加裝制動力調節(jié)裝置 五 課程設計總結 在本次課程設計之中 收獲了很多 體會到了很多 感觸最深的一點就是以一個團隊 19 進行合作的過程當中 每個人的做的事都會可能對其他人造成影響 這就告訴了我們不管 做什么事都要細心細致 也許你的一個錯誤可能不只用你一個人的時間就可以彌補 我們 也應該培養(yǎng)一種謹慎的習慣 也許作為一個將來的工程師 一個錯誤不是你可以彌補的 同時在本次課程設計當中也遇到了許多的問題 比如在設計過程當中很多東西由于第一次 接觸是非常陌生的 這要靠查閱資料 認真的思考 同時在課程設計當中由于資料有限 很多想知道的東西都無法查閱到 很多東西也沒有參考 標準 最后還要靠大家的討論分析 猜測從而完成設計 這也告訴了我們遇到問題我們需要多思考 多動腦 也要培養(yǎng)一種發(fā)散思維 讓我們 能勇于突破 勇于想象 勇于創(chuàng)造 這也是我們以后不可或缺的一種能力 在本次課程設計中學到了很多 體會到了很多 這讓我們在以后工作 生活的道路上 更能克服困難 培養(yǎng)了解決問題的能力 參考文獻 1 陳家瑞 汽車構造 下冊 M 北京 機械工業(yè)出版社 2009 303 388 2 王望予 汽車設計 第四版 M 北京 機械工業(yè)出版社 2011 257 285 3 余志生 汽車理論 第五版 M 北京 機械工業(yè)出版社 2009 89 129 4 馬明星 王豐元 汽車設計課程設計指導書 第一版 M 中國電力出版 社 2000 172 194 5 張立軍 朱博 賈云雷 依 ECU法規(guī)進行汽車制動力分配新方法 N 遼寧工程技術大 學學報 2005 4 24 20