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畢業(yè)設計(論文)
題 目 輕型汽車底盤鼓式制動器設計
輕型汽車底盤鼓式制動器設計
摘要：汽車作為陸地上的現代重要交通工具，由許多保證其性能的大部件，即所謂“總成”組成，制動系就是其中一個重要的總成，它直接影響汽車的安全性。隨著高速公路的快速發(fā)展和車流密度的日益增大，交通事故也不斷增加。據有關資料介紹，在由于車輛本身的問題而造成的交通事故中，制動系統(tǒng)故障引起的事故為總數的45%?？梢姡苿酉到y(tǒng)是保證行車安全的極為重要的一個系統(tǒng)。此外，制動系統(tǒng)的好壞還直接影響車輛的平均車速和車輛的運輸效率，也就是保證運輸經濟效益的重要因素。制動系既可以使行駛中的汽車減速，又可保證停車后的汽車能駐留原地不動。由此可見，汽車制動系對于汽車行駛的安全性，停車的可靠性和運輸經濟效益起著重要的保證作用。
當今，隨著高速公路網的不斷擴展、汽車車速的提高以及車流密度的增大，對汽車制動系的工作可靠性要求顯得日益重要。只有制動性能良好和制動系工作可靠的汽車才能充分發(fā)揮出其高速行駛的動力性能并保證行駛的安全性。由此可見，制動系是汽車非常重要的組成部分，從而對汽車制動系的機構分析與設計計算也就顯得非常重要了。
論文中采用的是前鼓后鼓的制動系方案并且前輪采用雙領蹄式制動器，后輪采用領從蹄式制動器，兼顧了制動器效能因數和制動器效能的穩(wěn)定性。它的工作原理是利用與車身(或車架)相連的非旋轉元件和與車輪(或傳動軸)相連的旋轉元件之間的相互摩擦來阻止車輪的轉動或轉動的趨勢，亦即由制動踏板的踏板力通過推桿和主缸活塞，使主缸油液在一定壓力下流入輪缸，并通過兩輪缸活塞推使制動蹄繞支承銷轉動，上端向兩邊分開而以其摩擦片壓緊在制動鼓的內圓面上。不轉的制動蹄對旋轉制動鼓產生摩擦力矩，從而產生制動力，使車輪減速直至停車。
論文第一章介紹了汽車制動系發(fā)展情況和制動系統(tǒng)的組成。第二章主要講述了汽車的總體設計。第三章講述了鼓式制動系的主要形式及其方案的選取。第四章分析計算了制動器制動過程中動力學參數的計算。第五章講述了鼓式制動器的結構參數和主要零部件的設計。第六章是關于鼓式制動器的設計計算。第七章是制動器驅動機構的設計與計算。第八章是鼓式制動器主要零部件的強度分析。
關鍵詞：鼓式制動器 ； 驅動機構 ； 制動參數
輕型汽車底盤鼓式制動器設計
Abstract As an important modern land.based transport, Automotive components from many large parts ,namely, the so.called "assembly" which ensure the performance of automotive, and braking system which directly affects the safety of motor vehicles is one of the most important assembly. With the rapid development of highways and increased traffic density, traffic accidents are also increasing. According to the information on the vehicle itself as a result of problems caused by traffic accidents, the brake system failure caused the accident accounting for the total number of 45%. So braking system is an extremely important system to ensure traffic safety. In addition, the braking system has a direct impact on the quality of the average vehicle speed and vehicle transportation efficiency, that is, an important factor ensuring cost.effective transport. It not only can slow down a moving vehicle, but also to ensure that the car can be fixed in situ after parking. This shows that the vehicle braking system plays an important role in traffic safety, the reliability of parking, and transport economic efficiency.
Today, with ever.expanding highway network, the improvement of vehicle speed and traffic density, on the work of automotive braking system reliability requirements become increasingly important. Only vehicles which have good braking performance and reliable braking system can give full play to their high.speed dynamic performance and to ensure the safety of traveling. This shows that the braking system is a very important component of the vehicle, thus it’s very important to the analysis and design of brake system bodies.
Paper used brake program of the brake drum in front and behind. Front wheel used duo.duplex drum brakes and behind wheel simplex drum brakes, which takes into account the effectiveness of the brakes and brake performance factor of stability. Its working principle is to use with the body (or frame) associated with non.rotating components and the wheel (or shaft) connected to the rotating components of friction between the wheels to prevent the trend of turning or rotating, namely by the pedal force of brake pedal passing through the push rod and the master cylinder piston, making master cylinder oil inflow wheel cylinder under a certain pressure, and pushing through the two.cylinder piston brake shoe so that rotating around the branch managers, the top separately to both sides pressed in its friction plate brake drum surface of the inner circle. Non.rotating brake shoe produced friction torque to rotating drum brake resulting in braking force to slow down until the wheels stop.
The first chapter of this paper describes the development of automotive braking system. Chapter II focuses on the overall design of the car. Chapter III is about the main form and program selection of the drum brake. Chapter IV is about analysis and calculation of kinetic parameters of the brake during braking process. Chapter V described the structure of drum brake components and the design of the main parameters. Chapter VI described design and calculation of drum brake. Chapter VII is about the analysis and calculation of drum brake drive mechanism. Chapter VIII is about strength checking on the main components of drum brake.
Key words: Drum brake Drive mechanism Brake Parameters
目錄
1 緒論 1
1.1汽車制動系統(tǒng)的發(fā)展概況 1
1.2汽車制動系統(tǒng)的組成 1
2 汽車總體參數的選擇及計算 3
2.1 總體設計應滿足的基本要求 3
2.2汽車形式的確定 4
2.3汽車質量參數的確定 5
2.4汽車主要尺寸的確定 6
2.5汽車性能參數的確定 9
2.6發(fā)動機的選擇 9
2.7輪胎的選擇 14
3 鼓式制動器的方案選擇 16
3.1 鼓式制動器的結構形式 16
3.1.1領從蹄式制動器 17
3.1.2單向雙領蹄式制動器 20
3.1.3雙向雙領蹄式制動器 21
3.1.4雙從蹄式制動器 22
3.1.5單向增力式制動器 22
3.16雙向增力式制動器 23
3.2鼓式制動器方案的確定 24
3.2.1制動效能因素 24
3.2.2本設計中鼓式制動器方案的優(yōu)選 25
4 制動過程的動力學參數的計算 26
4.1制動過程車輪所受的制動力 26
4.2制動距離與制動減速度計算 26
4.3同步附著系數與附著系數利用率計算 33
4.4制動器的最大制動力矩 35
4.5制動器因素與制動蹄因素 38
5 制動器的結構及主要零部件設計 42
5.1 鼓式制動器的結構參數 42
5.2鼓式制動器主要零部件的設計 46
5.2.1制動蹄 46
5.2.2制動鼓 46
5.2.3摩擦襯片 47
5.2.4摩擦材料 48
5.2.5蹄與鼓之間的間隙自動調整裝置 49
5.2.6制動支承裝置 50
5.2.7制動輪缸 50
5.2.8張開機構 51
6 鼓式制動器的設計計算 51
6.1 駐車制動能力的計算 51
6.2 中央制動器的計算 53
6.3壓力沿襯片長度方向的分布規(guī)律 54
6.4 制動蹄片上的制動力矩 56
6.5 摩擦襯片磨損特性計算 60
6.6 制動因素的計算 61
6.6.1支承銷式領—從蹄制動器的制動因數 62
6.6.2支承銷式雙領蹄制動器的制動因數 63
7 制動器驅動機構分析與計算 64
7.1 驅動機構的方案選擇 66
7.2 制動管路的選擇 66
7.3 液壓驅動機構的設計計算 68
7.3.1制動輪缸直徑的確定 68
7.3.2制動主缸直徑的確定 68
7.3.3制動踏板力 70
7.3.4制動踏板工作行程 71
7.3.5真空助力器的設計計算 71
8 鼓式制動器主要零部件強度分析 74
8.1 制動蹄支承銷剪切應力計算 74
8.2緊固摩擦片鉚釘的剪切應力驗算 75
結論 77
參考文獻 78
謝辭 79
附錄 80
95
學院畢業(yè)設計（論文）
1 緒論
1.1汽車制動系統(tǒng)的發(fā)展概況
從汽車誕生時起，車輛制動系統(tǒng)在車輛的安全方面就扮演著至關重要的角色。近年來，隨著車輛技術的進步和汽車行駛速度的提高，這種重要性表現得越來越明顯。汽車制動系統(tǒng)種類很多，形式多樣。傳統(tǒng)的制動系統(tǒng)結構型式主要有機械式、氣動式、液壓式、氣—液混合式。它們的工作原理基本都一樣，都是利用制動裝置，用工作時產生的摩擦熱來逐漸消耗車輛所具有的動能，以達到車輛制動減速，或直至停車的目的。伴隨著節(jié)能和清潔能源汽車的研究開發(fā)，汽車動力系統(tǒng)發(fā)生了很大的改變，出現了很多新的結構型式和功能形式。新型動力系統(tǒng)的出現也要求制動系統(tǒng)結構型式和功能形式發(fā)生相應的改變。例如電動汽車沒有內燃機，無法為真空助力器提供真空源，一種解決方案是利用電動真空泵為真空助力器提供真空。
汽車制動系統(tǒng)的發(fā)展是和汽車性能的提高及汽車結構型式的變化密切相關的，制動系統(tǒng)的每個組成部分都發(fā)生了很大變化。
1.1.1汽車制動系統(tǒng)的組成
制動系統(tǒng)主要由下面的4個部分組成：
(1)供能裝置：也就是制動能源，包括供給、調節(jié)制動所需能量以及各個部件，產生制動能量的部分稱為制動能源；
(2)控制裝置：包括產生制動動作和控制制動效果的部件；
(3)傳動裝置：包括把制動能量傳遞到制動器的各個部件；
(4)制動器：產生阻礙車輛運動或者運動趨勢的力的部件，也包括輔助制動系統(tǒng)中的部件。
現代的制動系統(tǒng)還包括制動力調節(jié)裝置和報警裝置，壓力保護裝置等輔助裝置。
供能裝置的發(fā)展
供能裝置主要是指制動能源，制動能源有人力制動、伺服制動、動力制動或者上述任兩者的結合使用。
人力制動是開始有制動系統(tǒng)時的制動能源，它有機械式制動、液壓式制動兩種形式。機械式制動主要用于駐車制動系統(tǒng)中，駐車制動系統(tǒng)中要求用機械鎖止方法保證汽車在原地停止不動，在任何情況下不至于滑動。液壓式制動是通過制動踏板推動制動主缸，進而使制動器進入工作狀態(tài)。伺服制動兼用人力和發(fā)動機作為制動能源，正常情況下制動能量由動力伺服系統(tǒng)供給，動力伺服系統(tǒng)失效時可由人力供給制動能量，這時伺服制動就變?yōu)槿肆χ苿印Ｋ欧苿涌捎脷鈮耗?、真空?負氣壓能)以及液壓能作為伺服能量，形成各種形式的助力器。動力制動系統(tǒng)的制動能源是發(fā)動機所驅動的油泵或者氣泵，人力僅作為控制來源，可分為氣壓制動、氣頂液制動、液壓制動。其中氣壓制動是發(fā)展最早的一種動力制動系統(tǒng)。它用空氣壓縮機提供氣壓，氣頂液制動是用氣壓推動液壓動作，產生制動作用。液壓制動是目前得到廣泛應用的一種制動系統(tǒng)，技術已經非常成熟。目前正在發(fā)展的電液復合制動以及電子制動中使用了電機作為制動能源，人力踩制動踏板作為控制來源。
控制裝置的發(fā)展
最早的人力制動，通過機械的連接產生制動動作。發(fā)展到人力控制制動，通過踩制動踏板啟動制動，再由傳力裝置把制動踏板力傳到真空助力器，經過真空助力器的助力擴大后，傳遞到制動主缸產生液壓力，然后通過油路把液壓力傳遞到每個輪缸，開始制動。隨著清潔能源汽車和電動汽車的研究應用，以及電子技術在汽車上面的廣泛應用，制動系統(tǒng)的控制裝置也出現了電子化的趨勢，其中電制動完全改變了制動系統(tǒng)的控制和管理，會使汽車制動系統(tǒng)發(fā)生革命性的變化，它采用電子控制，可以更加準確、更高效率地實現制動。
傳動裝置的發(fā)展
人力制動時代是采用機械式的傳動裝置，氣(液)壓制動是利用氣(液)壓力和連接管路把制動力傳遞到制動器。電子制動則是利用制動電機產生制動力直接作用到制動器，它的控制信號來自控制單元(ECU)，用信號線傳遞制動信號和制動力信息。
制動器的發(fā)展
制動器是制動的主要組成部分，目前汽車制動器基本都是摩擦式制動器，按照摩擦副中旋轉元件的不同，分為鼓式和盤式兩大類制動器。
鼓式制動器又有領從蹄式、雙領蹄式、雙向雙領蹄式、雙從蹄式、單向自增力式、雙向自增力式制動器等結構型式。盤式制動器有固定鉗式、浮動鉗式、浮動鉗式包括滑動鉗式和擺動鉗盤式兩種型式。滑動鉗式是目前使用廣泛的一種盤式制動器。由于盤式制動器熱和水穩(wěn)定性以及抗衰減性能較鼓式制動器好，可靠性和安全性也好，而得到廣泛應用。但是盤式制動器效能低，無法完全防止塵污和銹蝕，兼做駐車制動時需要較為復雜的手驅動機構，因而在后輪上的應用受到限制，很多車是采用前盤后鼓的制動系統(tǒng)組成。電動汽車和混合動力汽車上具有再生制動能力的電機，在回收制動能量時起制動作用，它引入了新型的制動器。作為一種新的制動器型式，勢必引起制動器型式的變革。電制動系統(tǒng)制動器是基于傳統(tǒng)的制動器，也分為盤式電制動器和鼓式電制動器，鼓式電制動器由于制動熱衰減性大等缺點，將來汽車上會以盤式電制動器為主。
2 汽車總體參數的選擇及計算
2.1 總體設計應滿足的基本要求
由動力裝置、底盤、車身、電器及儀表等四部分組成的汽車，是用來載送人員和貨物的運輸工具。
汽車主要在寬度有限的道路上行駛，同時與汽車比較，還有人、自行車、摩托車等弱勢群體也在使用同一道路，因此存在交通隱患。為了在有限的道路上容納更多的車輛運行、減少交通事故以及從汽車造型和減輕質量等方面考慮，對汽車的外形尺寸需要予以限制。
使用汽車加快了人得生活節(jié)奏，提高了工作效率，出門遠行也更方便；與使用火車、飛機、船舶等交通工具相比較，受到的約束減少了很多。因此，更多的人愿意選擇汽車作為交通工具。幾十年來，汽車的保有量始終居高不下，凡是人類密集的地方，汽車也密集，由此而引起的環(huán)境污染問題也日益嚴重。共同保護好人類的生存環(huán)境已經受到全世界的重視，各國政府普遍采用制定相關法規(guī)的形式來從事交通方面的管理工作。
交通工具具有在自然環(huán)境條件下使用的特點，汽車也不例外。自然環(huán)境的變化因素很多，有些還沒有規(guī)律，如溫度、濕度、霧、白晝與黑夜、干燥的硬路面與泥濘深淺不定的軟路面等等，要求汽車能適應這些環(huán)境而安全地行駛，就必須制定有關法規(guī)強制企業(yè)執(zhí)行，這也是工程技術人員從事設計的工作依據之一。
進行汽車總體設計工作應滿足如下基本要求：
（1）汽車的各項性能、成本等，要求達到企業(yè)在商品計劃中所確定的指標。
（2）嚴格遵守和貫徹有關法規(guī)、標準中的規(guī)定，注意不要侵犯專利。
（3）盡最大可能地去貫徹三化，即標準化、通用化、系列化。
（4）進行有關運動學方面的校核，保證汽車有正確的運動和避免運動干涉。
（5）拆裝與維修方便。
我國制定的有關方面的法規(guī)、標準正在得到不斷的完善，它們中有些是結合我國具體條件制定的，有些是參照國外的法規(guī)、標準制定的。這些法規(guī)、標準涉及的面很廣，如有關汽車外廓尺寸標準（GB1589—1989汽車外廓尺寸限界）、汽車的污染物排放標準以及有關公路法規(guī)對汽車軸荷限定的要求等等。在進行總體設計工作時，要特別注意正在實施的強制性標準，我國目前已有40項，隨著時間的遷移還會有變化。這些強制性標準與汽車類型有關，設計師要嚴格遵守。
2.2汽車形式的確定
汽車的分類按照GB/T3730.1—2001將汽車分為乘用車和商用車。乘用車是指在設計和技術特性上主要用于載運乘客及其隨身行禮或臨時物品的汽車，包括駕駛員座位在內的最多不超過9個座位。它也可以牽引一輛掛車。
商用車是指在設計和技術特性上用于運送人員和貨物的汽車，并且可以牽引掛車，且商用車又有客車、半牽引掛車、貨車之分。
不同形式的汽車，主要體現在軸數、驅動形式、以及布置形式上有區(qū)別。
（1）軸數
汽車可以有兩軸、三軸、四軸甚至更多的軸數。影響選取軸數的因素主要有汽車的總質量、道路法規(guī)對軸載質量的限制和輪胎負荷能力以及汽車的結構等。
包括乘用車以及汽車總質量小于19t的公路運輸車輛和軸荷不受道路、橋梁限制的不在公路上行駛的車輛，均采用結構簡單、制造成本低廉的兩軸方案?？傎|量在19t~26t的公路運輸車采用三軸形式，總質量更大的汽車宜采用四軸或四軸以上的形式。
由于本設計中汽車的裝載質量是兩噸，其總質量小于19t，所以采用兩軸的布置方案。
（2）驅動形式
汽車驅動形式有4×2、4×4、6×2、6×4、6×6、8×4、8×8等，其中第一個數字代表汽車的車輪總數，第二個數字表示驅動輪數。乘用車和總質量小些的商用車，多采用結構簡單、制造成本低的4×2驅動形式?？傎|量在19t以上至26t的公路運輸車，用6×4或6×2的型式，總質量更大的公路運輸車則采用8×4型式。
所以本設計采用4×2的驅動形式。
(3)布置形式
貨車可以按照駕駛室與發(fā)動機相對位置不同，分為平頭式、短頭式、長頭式和偏置式四種。貨車又可按發(fā)動機位置不同，分為發(fā)動機前置、中置和后置三種布置形式。
平頭式貨車的發(fā)動機位于駕駛室內，其主要優(yōu)點是：汽車總長和軸距尺寸短，最小轉彎直徑小，機動性能好；不需要發(fā)動機罩和翼子板，汽車整備質量減小，駕駛員視野得到明顯改善，采用翻轉式駕駛室時能改善發(fā)動機及其附件的接近性；汽車貨箱與整車的俯視面積之比比較高。平頭式貨車得到廣泛的應用。
所以本設計采用平頭式的布置形式，并且采用發(fā)動機前置后橋驅動。
2.3汽車質量參數的確定
汽車的質量參數包括整車整備質量、載客量、裝載質量、質量系數、汽車總質量、軸荷分配等。
（1）整車整備質量
整車整備質量是指車上帶有全部裝備（包括隨行工具、備胎等），加滿燃料、水，但沒有裝貨和載人時額整車質量。其對汽車的制造成本和燃油經濟性有影響。
（2）裝載質量
汽車的裝載質量是指在硬質良好的路面上行駛時所允許的額定裝載質量。商用貨車裝載質量的確定首先應與企業(yè)產品規(guī)劃符合，其次要考慮到汽車的用途和使用條件。
本設計中給出了裝載質量t。
（3）質量系數
質量系數是指汽車裝載質量與整車整備質量的比值，即＝。該系數反映了汽車的設計水平和工藝水平，值越大，說明該汽車的設計水平和工藝水平越先進。
參考同類型的汽車的質量系數值（表2.1）后，綜合選定本設計中的質量系數值
表 2.1 不同類型汽車的質量系數
汽車類型
貨車
輕型
0．80.1．10
中型
1．20.1．35
重型
1．30.1．70
由此可以確定整車整備質量，t。
（4）汽車的總質量
汽車總質量是指裝備齊全，并按照規(guī)定裝滿客，貨時的整車質量。
商用貨車的總質量由整備質量、裝載質量和駕駛員以及隨行人員質量三部分組成，即
Kg
式中，為包括駕駛員及隨行人員數在內的人數，應等于座位數。代入數據，n=2，t，可得到總質量t。
（5）軸荷分配
汽車的軸荷分配是指汽車在空載或滿載靜止狀態(tài)下，各車軸對支承平面的垂直負荷，也可以用占空載或滿載總質量的百分比來表示。
軸荷分配對輪胎壽命和汽車的許多使用性能有影響。從各輪胎磨損均勻和壽命相近考慮，各個車輪的負荷應相差不大；為了保證汽車有良好的動力性和通過性，驅動橋應有足夠大的負荷，而從動軸上的負荷可以適當減小，以利減小從動輪滾動阻力和提高在環(huán)路面上的通過性，為了保證汽車有良好的操縱穩(wěn)定性，又要求轉向軸的負荷不應過小，因此，可以得出作為很重要的軸荷分配參數，各使用性能對其要求是相互矛盾的，這就要求設計時應根據對整車的性能要求，使用條件等，合理地選擇軸荷分配。
各類汽車的軸荷分配見表2.2。
表2.2 各類汽車的軸荷分配
車型
滿載
空載
前軸
后軸
前軸
后軸
乘
用
車
發(fā)動機前置前輪驅動
發(fā)動機前置后輪驅動
發(fā)動機后置后輪驅動
47% ~ 60%
45% ~ 50%
40% ~ 46%
40% ~ 53%
50% ~ 55%
54% ~ 60%
56% ~ 66%
51% ~ 56%
38% ~ 50%
34% ~ 44%
44% ~ 49%
50% ~ 62%
商
用
貨
車
后輪單胎
后輪雙胎，長、短頭式
后輪雙胎，平頭式
后輪雙胎
32% ~ 40%
25% ~ 27%
30% ~ 35%
19% ~ 25%
60% ~ 68%
73% ~ 75%
65% ~ 70%
75% ~ 81%
50% ~ 59%
44% ~ 49%
48% ~ 54%
31% ~ 37%
41% ~ 50%
51% ~ 56%
46% ~ 52%
63% ~ 69%
本設計選擇后輪雙胎，平頭式的數據進行計算。
2.4汽車主要尺寸的確定
汽車的主要尺寸參數有外廓尺寸，軸距，輪距，前懸，后懸，貨車車頭長度和車廂尺寸等。
（1）外廓尺寸
汽車的長、寬、高稱為汽車的外廓尺寸。在公共路上和市內行駛的汽車最大外廓尺寸受有相關法規(guī)限制不能隨意確定，而非公路用車輛可以不接受法規(guī)限制。
GB1589.1989汽車外廓尺寸限界規(guī)定如下：貨車，整體式客車總長不應超過12m，單鉸鏈式客車不超過18m，半掛汽車列車不超過16.5m，全掛汽車不超過20m，不包括后視鏡，汽車寬不超過2.5m，空載，頂窗關閉狀態(tài)下，汽車不超過4m，后視鏡等單側外伸量不得超過最大寬度處250mm，頂窗，換氣裝置開啟時不得超出車高300mm。
影響乘用車總高的因素有軸間底部離地高，地板及下部零件高、室內高和車頂造型高度等。軸間底部離地高應大于最小離地間隙。一般在1120.1380mm之間。車頂造型高度大約在20.40mm范圍內變化。因此綜合考慮，選擇此輕型貨車的外廓尺寸為（）。
汽車的質心高度參考同類型輕型貨車可以選擇空載時的質心高度為=710mm，滿載時的質心高度取為=930mm。
（2）軸距
軸距L對整備質量、汽車總長、汽車最小轉彎直徑、傳動軸長度、縱向通過半徑等有影響。當軸距小時，上述指標均減小。此外，軸距還對軸荷分配、傳動軸夾角有影響。軸距過短，會帶來一系列缺點，車廂長度不足或后懸過長，制動或上坡時軸荷轉移過大，使汽車的制動性和操縱穩(wěn)定性變壞，車身縱向角震動過大，此外還會導致萬向節(jié)傳動的夾角過大等問題。
表2.3顯示了各類汽車的軸距和輪距。
表2.3 各類汽車的軸距和輪距
車型
汽車總質量/ t
軸距L／mm
輪距B／mm
商用車（4X2貨車）
1.8
1700..2900
1150..1350
1.8.6.0
2300..3600
1300..1650
6.0.14.0
3600..5500
1700..2000
14.0
4500..5600
1840～2000
綜合各方面數據選擇輕型貨車的軸距L=3300mm。
（1）前輪距和后輪距
改變汽車輪距B會影響車廂或駕駛室內寬，總車寬度，總質量，傾斜剛度，最小轉彎直徑等因素發(fā)生變化。增大輪距則車廂內寬度隨之增大，并有利于增加側傾剛度，汽車橫向穩(wěn)定性變好；但是汽車的總寬和總質量及最小轉彎半徑等增加，并導致汽車的比功率、比轉矩指標下降，機動性變壞。
受汽車總寬度不超過2.5m的限制，輪距不宜過大，在選定前輪距范圍內，應能布置下發(fā)動機，車架，前懸架和前輪，并保證前輪有足夠的轉向空間，同時轉向桿系與車架，車輪之間有足夠的運動間隙。在確定后輪距時，應考慮車架兩縱梁之間的寬度，懸架寬度和輪胎寬度及它們之間應留有的必要的間隙。
根據表2.3選擇此輕型汽車的mm。
（2）前懸和后懸
前懸尺寸對汽車通過性，碰撞安全性，駕駛員視野，前鋼板彈簧長度，上車和下車的方便性以及汽車造型等均有影響。初選前懸尺寸，應當在保證能布置下個總成，部件的同時應盡可能短些。對于平頭式車，考慮到正面碰撞能有足夠多的結構部件吸收碰撞能量，保護前排乘員的安全，這又要求前懸有一定的尺寸。
選擇此輕型貨車的前懸為800mm。
后懸尺寸對汽車通過性，汽車追尾時的安全性，貨廂長度或行李箱長度，汽車造型等都有影響，并取決于軸距和軸荷分配的要求?？傎|量在1.8.14t的貨車后懸一般在1200.2200mm之間。
此輕型貨車的后懸mm。
（3）貨車車頭長度
貨車車頭長度是指從汽車的前保險杠到駕駛室后圍的距離。長頭型貨車車頭長度尺寸一般在2500.3000mm之間，平頭型貨車一般在1400.1500mm之間。
選擇此輕型貨車的車頭長度為1400mm。
2.5汽車性能參數的確定
（1）動力性參數
汽車動力性參數包括最高車速、加速時間t、上坡能力、比功率和比轉矩等。
最高車速 隨著道路條件的改善，特別是高速公路的修建，汽車尤其是發(fā)動機大些的乘用車最高車速有逐漸提高的趨勢。而此設計中任務書給定的最高車速km/t。
加速時間t 汽車在平直的良好的路面上，從原地起步開始以最大加速度加速到一定車速所用去的時間，稱為加速時間。對于最高車速 km/t的汽車，加速時間常用加速到100km/h所需的時間來評價。
上坡能力 用汽車滿載時在良好路面上的最大坡度阻力系數來表示汽車上坡能力。此設計中任務書給定的。
汽車比功率和比轉矩 比功率是汽車所裝發(fā)動機的標定的最大功率與汽車最大總質量之比，即。它可以綜合反映汽車的動力性，比功率大的汽車加速性能、速度性能要好于比功率小的汽車。我國GB7258—1997《機動車運行安全技術條件》規(guī)定：農用運輸車與運輸用拖拉機的比功率kW/t，而其它機動車kW/t。比轉矩是汽車所裝發(fā)動機的最大轉矩與汽車總質量之比，。它能反映汽車的牽引能力。
貨車總質量在1.8—6.0之間，則比功率在15—25kw/t的范圍內，比轉矩在38—44Nm/t的范圍內。初取=20kW/t，=40Nm/t，則
=82.6kw，=165.2kW。
（2）燃油經濟性參數
汽車的燃油經濟性用汽車在水泥或瀝青路面上，以經濟車速或多工況滿載行駛百公里燃油消耗量來評價。該值越小燃油經濟性越好。
本設計中取百公里燃油消耗量為3.1L/(100tkm)。
（3）汽車最小轉彎直徑
汽車最小轉彎直徑由任務書中給定的值為12.5m。
（4）通過性幾何參數
總體設計要確定的通過性幾何參數有：最小離地間隙，接近角，離去角，縱向通過半徑等。
表2.4汽車通過性的幾何參數
車型
/mm
/()
/()
/m
42貨車
180~300
40~60
25~45
2.3~6.0
計算可得=250mm，初取=，=，=3.5m。
（5）操縱穩(wěn)定性參數
轉向特性參數 為了保證有良好的操縱穩(wěn)定性，汽車具有一定程度的不足轉向。通常用汽車以0.4g的向心加速度沿定圓轉向時，前、后輪側偏角之差(－)作為評價參數。此參數1°～3°為宜，取－=2°。
（6）車身側傾角
汽車以0.4g的向心加速度沿定圓等速行駛時，車身側傾角控制在3°以內較好，最大不允許超過7°。
（7）制動前俯角
為了不影響乘坐舒適性，要求汽車以0.4g減速度制動時，車身的前俯角不大于1.5°。
2.6發(fā)動機的選擇
（1）發(fā)動機形式的選擇
當前汽車上使用的發(fā)動機仍然是以往復式內燃機為主。它分為汽油機、柴油機兩類。
與汽油機比較，柴油機具有較好的燃油經濟性，使用成本低，在相同的續(xù)駛里程內，可以設置容積小些的油箱。柴油機壓縮比可以達到15～23，而汽油機一般控制在8～10；柴油機熱效率高達38％，而汽油機為30％；柴油機工作可靠，壽命長，排污量少。
柴油機的主要缺點是：由于提高了壓縮比，要求活塞和缸蓋的間隙盡可能小，加工精度比汽油機要求更高；因自燃產生的爆發(fā)壓力很大，因此要求柴油機各部分的結構強度比汽油機高，使尺寸和質量加大，振動與噪聲大。
柴油機主要用于貨車、大型客車上。隨著發(fā)動機技術的進步，輕型車和轎車用柴油機有日益增多的趨勢。
根據發(fā)動機氣缸排列形式不同，發(fā)動機有直列、水平對置和V型三種。氣缸直列式排列具有結構簡單、寬度窄、布置方便等優(yōu)點。但當發(fā)動機缸數多時，長度尺寸過長，在汽車上布置困難，因此直列式適用于6缸以下的發(fā)動機。此外，直列式還有高度尺寸大的缺點。
與直列發(fā)動機比較，V型發(fā)動機具有長度尺寸短因而曲軸剛度得到提高，高度尺寸小，發(fā)動機系列多等優(yōu)點。其主要缺點是用于平頭車時，因發(fā)動機寬而布置上較為困難，造價高。
水平對置式發(fā)動機的主要優(yōu)點是平衡好，高度低。
V型發(fā)動機主要用于中、高級和高級轎車以及重型貨車上，水平對置式發(fā)動機在少量大客車上得到應用。
根據發(fā)動機冷卻方式不同，發(fā)動機分為水冷與風冷兩種。大部分汽車用水冷發(fā)動機，因為它具有冷卻均勻可靠、散熱良好、噪聲小和能解決車內供暖問題，以及加大散熱器面積后，能較好適應發(fā)動機增壓后散熱的需要等優(yōu)點。水冷發(fā)動機的主要缺點是冷卻系結構復雜；使用與維修不方便；冷卻性能受環(huán)境溫度影響較大，夏季冷卻水容易過熱，冬季又容易過冷，并且在室外存放，水結冰后能凍壞氣缸缸體和散熱器。
當選用尺寸和質量小的發(fā)動機時，不僅有利于汽車小型化、輕量化，同時在保證客廂內部有足夠空間的條件下，還能節(jié)約燃料。
由于天然氣資源充足，在今后一個階段內天然氣汽車將得到應用。無排氣公害、無噪聲的電動汽車，是理想的低污染車，在解決高能蓄電池和降低成本后會在汽車上得到推廣使用。太陽能汽車也是理想的低污染汽車，目前還未達到商品化階段。
（2）發(fā)動機主要性能指標的選擇
發(fā)動機最大功率和相應轉速 根據所需要的最高車速 (km／h)，用下式估算發(fā)動機最大功率
式中，為發(fā)動機最大功率(kW)；為傳動系效率，對驅動橋用單級主減速器的42汽車可取為90％；為汽車總質量(kg)；g為重力加速度(m/s)；為滾動阻力系數，對轎車=0.0165 [1+0.01(.50)]，對貨車取0.02，礦用自卸車取0.03，用最高車速代入；為空氣阻力系數，轎車取0.30～0.35，貨車取0.80～1.00，大客車取0.60～0．70；A為汽車正面投影面積(m)；為最高車速。
參考同級汽車的比功率統(tǒng)計值，然后選定新設計汽車的比功率值，并乘以汽車總質量，也可以求得所需的最大功率值。
最大功率轉速的范圍如下：汽油機的在3000～7000r／min，因轎車最高車速高，值多在4000r／min 以上，輕型貨車的值在4000～5000r／min之間，中型貨車的值更低些。柴油機的值在1800～4000r／min之間，轎車和輕型貨車用高速柴油機，值常取在3200～4000r／min之間，重型貨車用柴油機的值取得低。
發(fā)動機最大轉矩及相應轉速 用下式計算確定
式中，為最大轉矩(N·m)；a為轉矩適應性系數，一般在1.1～1.3之間選??；為發(fā)動機最大功率(kW)；為最大功率轉速(r／min)。
要求／在1.4～2.0之間選取。
（3）發(fā)動機的懸置
汽車是多自由度的振動體，并受到各種振源的作用而發(fā)生振動。發(fā)動機就是振源之一。發(fā)動機是通過懸置元件安裝在車架上。懸置元件既是彈性元件又是減振裝置，其特性直接關系到發(fā)動機振動向車體的傳遞，并影響整車的振動與噪聲。合理的懸置不但可以減小振動、降低噪聲以改善乘坐舒適性，還能提高零部件和整車壽命。因此，發(fā)動機的懸置設計越來越受到設計者的重視。
發(fā)動機懸置應滿足下述要求：因懸置元件要承受動力總成的質量，為使其不產生過大的靜位移而影響工作，因此要求懸置元件剛度大些為好；發(fā)動機本身的激勵以及來自路面的激勵都經過懸置元件來傳遞，因此又要求懸置元件有良好的隔振性能；因發(fā)動機工作頻帶寬，大約在10～500Hz范圍內，要求懸置元件有減振降噪功能，并要求懸置元件工作在低頻大振幅時(如發(fā)動機怠速狀態(tài))提供大的阻尼特性，而在高頻低幅振動激勵下提供低的動剛度特性，以衰減高頻噪聲；懸置元件還應當滿足耐機械疲勞、橡膠材料的熱穩(wěn)定性及抗腐蝕能力等方面的要求。傳統(tǒng)的橡膠懸置由金屬板件和橡膠組成，見圖2.1。
圖2.1橡膠懸置結構圖
其特點是結構簡單，制造成本低，但動剛度和阻尼損失角θ(阻尼損失角越大表明懸置元件提供的阻尼越大)的特性曲基本上不隨激勵頻率變化，如圖2.2所示。
液壓阻尼式橡膠懸置(以下簡稱液壓懸置)的動剛度及阻尼損失角有很強的變頻特性，見圖2.2。從圖2.2a看到，液壓懸置的動剛度在10Hz左右達到最小，在20Hz左右達到最大，而后開始下降；在頻率超過30Hz以后趨于平穩(wěn)。圖2.2b表明液壓懸置阻尼損失角在5～25Hz范圍內比較大，這一特性對于衰減發(fā)動機怠速頻段內(一般為20～25Hz)的大幅振動十分有利。
圖2.2 橡膠懸置和液壓懸置動特性
圖2.3液壓懸置結構簡圖
1—螺紋連接桿；2—限位擋板；3—上慣性通道體；4—橡膠膜；5—盤狀加強圈；
6—下慣性通道體；7—橡膠底膜；8—底座；9—橡膠主簧座；
10—慣性通道體；11—橡膠主簧；12—金屬骨架
圖2.3所示為液壓懸置結構簡圖，圖中螺紋聯接桿1與發(fā)動機支承臂聯接，底座8的螺孔與車身聯接，液壓懸置主要由橡膠主簧11、慣性通道體10、橡膠底膜7和底座8構成。慣性通道體把液壓懸置分為上、下兩個液室，內部充滿液體。由具有節(jié)流孔的慣性通道體連通上下兩個液室。通常下室體積剛度比上室低。當經發(fā)動機支承臂傳至螺紋聯接桿的載荷發(fā)生變化時，上室內的壓力跟隨變化。如果上室液體受到壓縮，則液體經節(jié)流孔流人下室；當上室受到的壓力解除后，液
體又流回上室。液體經節(jié)流孔上、下流動過程中產生的阻尼吸收了振動能量，減輕了發(fā)動機振動向車身(架)的傳遞，起到隔振作用。液壓懸置目前在轎車上得到比較廣泛的應用。
發(fā)動機前懸置點應布置在動力總成質心附近，支座應盡可能寬些并布置在排氣管之前。
2.7輪胎的選擇
在總體設計開始階段就要選好輪胎的型式和尺寸。因為它們是繪制總布置圖
和進行性能計算的重要原始數據之一。
輪胎的型號主要根據車型，使用條件，輪胎的靜負荷，輪胎的額定負荷及車速來選擇。
所選輪胎在使用中承受的靜負荷值應等于或接近輪胎的靜負荷值，我國各種汽車的輪胎和輪輞的規(guī)格及其額定負荷可查輪胎的國家標準。表2.8提供了一些貨車的輪胎規(guī)格和特征。表中各列數據中如無帶括號的數據，表示該列數據對斜交輪胎和子午線輪胎通用，否則，不帶括號的數據適用于斜交胎，而帶括號的數據適用于子午線輪胎，貨車上雙胎并裝時，負荷約比單胎使用時的負荷增加10%15%。轎車輪胎標準見GB2978.82.
輪胎多承受的最大靜負荷與輪胎額定負荷之比稱為輪胎負荷系數。為了避免超載，此系數取0.91.0之間。對于在良好路面上行駛，車速不高的貨車，此系數允許取1.1。但不得大于1.2。因為輪胎超載20%，其壽命將下降30%左右。轎車及輕型貨車的車速高，動負荷大，系數應取下限；重型貨車，重型自卸車的車速低，此系數可略偏高。近年來，貨車上普遍采用高強度尼龍簾布輪胎，使輪胎承受能力提高。因此，同樣載重量的汽車所用的輪胎尺寸已減少。越野汽車長用胎面寬，直徑大的超低壓輪胎。山區(qū)使用的汽車，制動鼓與輪輞的間隙應大些，故采用輪輞較大的輪胎。轎車為降低質心和提高行駛平穩(wěn)性，采用直徑較小的寬輪輞低壓輪胎。
按輪胎胎體中簾線的排列不同，常見的有三種型式可供選擇，即普通斜線胎，子午線胎和帶束斜交胎等，普通斜線胎的胎體簾線層較多，胎側厚，使用中不易劃破，側向剛性也大。其缺點是緩沖性較差；子午線的結構特點是簾線呈子午向排列，這樣簾線的強度就能得到充分利用。此外，選用高強度材料組成多層緩沖層，加強了胎冠，使緩沖性能得到提高，與普通斜線胎相比較，子午線輪胎還有使用壽命長，滾動阻力小，附著性能好等優(yōu)點。子午線胎的缺點是胎側較薄，側向穩(wěn)定性差，胎側易發(fā)生裂口，制造技術要求高。由于子午線胎的優(yōu)點較多，今年來在汽車上應用日益增多。
帶束斜交胎的結構和性能介于普通斜交胎和子午線胎之間，其耐磨性和壽命雖比普通斜交胎好，但不如子午線胎，僅側向穩(wěn)定性比子午線胎好，所以應用不廣。
由以上的分析可知，選用斜交輪胎。
表2.8給出了國產輪胎的規(guī)格及其特征。
表2.8 國產汽車輪胎規(guī)格及特征
輪胎規(guī)則
層數
主要尺寸
使用條件
斷面寬
外直徑
最大負荷
相應氣壓p0.1
標準輪輞
允許使用輪輞
普通花紋
加深花紋
越野花紋
N
輕型貨車，中，小客車及其掛車輪胎
6.50.14
6
8
180
705
.
.
5850
6900
3.2
4.2
4
5J
6.50.16
(6.50R16)
6
8
755
765
765
.
6350
7550
3.2(3.5)
4.2(4.6)
5.50F
5.50E
5.50F
7.55.15
(7.00R15)
6
8
200
750
760
.
6800
8000
3.2(3.5)
4.2(4.6)
5.50F
6.00G
7.00.16
(7.00R16)
8
10
200
780
790
.
8500
9650
4.2(4.6)
5.3(5.6)
5.50F
6.00G
7.50.15
(7.50R15)
8
10
220
785
790
.
9300
10600
4.2(4.6)
5.3(5.6)
6.00G
5.50F
6.50F
7.50.16
(7.50R16)
8
10
12
220
810
820
.
9700
11050
12400
4.2(4.6)
5.3(5.6)
6.3(6.7)
6.00G
5.00F
6.50H
8.25.16
(8.25R16)
12
240
860
870
.
13500
5.3(5.6)
6.50H
6.00G
9.00.16
(9.00R16)
8
10
225
890
900
.
12200
13550
3.5(3.9)
4.2(4.6)
6.50H
6.00G
根據最大負荷的要求，可以初步選擇輪胎的規(guī)格為7.50—R16（12層）。
車輪的有效半徑 ：
0.37m
式中，—輪胎變形系數，范圍10%～12%。
3 鼓式制動器的方案選擇
3.1 鼓式制動器的結構形式
鼓式制動器一般可按其制動蹄受力情況進行分類（見圖3.1），它們的制動效能、制動鼓的受力平衡狀態(tài)以及車輪旋轉方向對制動效能的影響均不同。
圖3.1 制動器的結構形式
鼓式制動器的各種結構形式如圖3.2a.f所示。
圖3.2 鼓式制動器示意圖
（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）雙向增力式
不同形式鼓式制動器的主要區(qū)別有：（1）蹄片固定支點的數量和位置不同。（2）張開裝置的形式與數量不同。（3）制動時兩蹄片之間有無相互作用。
因蹄片的固定支點和張開力位置不同，使不同形式鼓式制動器的領、從蹄數量有差別，并使制動效能不一樣。
制動器在單位輸入壓力或力的作用下所輸出的力或力矩，稱為制動效能。在評比不同形式制動器的效能時，常用一種稱為制動效能因素的無因次指標。制動效能因素的定義為：在制動鼓或制動盤的作用半徑R上所得到的摩擦力（）與輸入力之比，即
式中，K為制動器效能因素；為制動器輸出的制動力矩。
制動效能的穩(wěn)定性是指其效能因素K對摩擦因素的敏感性。使用中隨溫度和水濕程度變化。要求制動器的效能穩(wěn)定性好，即是其效能對的變化敏感性小。
3.1.1領從蹄式制動器
如圖3.2(a)、(b)所示，圖上方的旋向箭頭代表汽車前進時制動鼓的旋轉方向(制動鼓正向旋轉)，蹄1為領蹄，蹄2為從蹄。汽車倒車時制動鼓的變?yōu)榉聪蛐D，隨之領蹄與從蹄相互對調。制動鼓正、反向旋轉時總具有一個領蹄和一個從蹄的內張型鼓式制動器稱為領從蹄式制動器。由圖3.2(a)、(b)可見，領蹄所受的摩擦力使蹄壓得更緊，即摩擦力矩具有“增勢”作用，故又稱增勢蹄；而從蹄所受的摩擦力使蹄有離開制動鼓的趨勢，即摩擦力矩具有“減勢”作用，故又稱減勢蹄?！霸鰟荨弊饔檬诡I蹄所受的法向反力增大，而“減勢”作用使從蹄所受的法向反力減小。
對于兩蹄的張開力的領從蹄式制動器結構，如圖3.2(b)所示，兩蹄壓緊制動鼓的法向力相等。但當制動鼓旋轉并制動時，領蹄由于摩擦力矩的“增勢”作用，使其進一步壓緊制動鼓而使其所受的法向反力加大；從蹄由于摩擦力矩的“減勢”作用而使其所受的法向反力減小。這樣，由于兩蹄所受的法向反力不等，不能相互平衡，其差值由車輪輪轂軸承承受。這種制動時兩蹄法向反力不能相互平衡的制動器也稱為非平衡式制動器。液壓或楔塊驅動的領從蹄式制動器均為非平衡式結構，也叫做簡單非平衡式制動器。非平衡式制動器將對輪轂軸承造成附加徑向載荷，而且領蹄摩擦襯片表面的單位壓力大于從蹄的，磨損較嚴重。為使襯片壽命均衡，可將從蹄的摩擦襯片包角適當地減小。
對于如圖3.2 (a)所示具有定心凸輪張開裝置的領從蹄式制動器，制動時，凸輪機構保證了兩蹄等位移，作用于兩蹄上的法向反力和由此產生的制動力矩分別相等，而作用于兩蹄的張開力P1、P2則不等，且必然有P1
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