2T载货汽车前桥设计

1、南华大学机械工程学院毕业设计一、前桥（从动桥）设计 从动桥是用传递路面作用于作业机械的垂直力、纵向力和横向力的机构。装在从动桥上的从动轮，除支承部分车重外，还起导向作用。 从动桥的一般受力情况，以垂直方向和水平方向的负荷最大。当作业机械静止时，从动桥象一简支梁，两端支点在轮胎接地中心的正上方，作业机械的重量作用在梁与车架的连接处。此时，从动桥主要承受弯曲力矩，用工字梁最为合理。但是对从动桥装有制动器当作业机械制动时，则它还有承受扭矩的作用，这样的话，宜采用圆形或长方形断面梁较合理。综合考虑以上因素，可根据结构与强度需要采用变断面梁。（一）、从动桥载荷的确定作业机械在水平路面直线行驶或制动时，从

2、动桥的受力情况是随作业机械重量、路面况、行驶速度、作业情况等因素的改变而改变的。如作业机械在崎岖不平的不平路上上行驶，要比在平坦路面直线等速行驶时的载荷大得多，并且多为冲击载荷。目前对于从动桥的强度设计，常通过以下三种严重工况求得其计算载荷：1、 作业机械紧急制动时，即产生最大制动力，而侧向力y数值很小，可忽略不计：由附着条件决定的车轮最大切向力（纵向力）为 x=z （1-1）式中 车轮和路面的附着系数，一般取=0.7； z一个从动车轮所承受的垂直反作用力，其值按制动工况的桥荷再分配进行计算。 一般z=38%*g=38%×（20+18.8）=14.7（kn） 所以 x= 14.7&#

3、215;0.7=10.3（kn）2、 发生横向滑移时，即侧向力y达到最大值，而纵向力x可忽略不计时：由附着条件决定的最大侧向力为 y= z （1-2）式中 侧向附着系数，一般取=1 z一个从动车轮所承受的垂直反作用力，与上面相同。 所以 y=14.7×1=14.7（kn）3、 越过不平路面时，由动载荷引起的垂直反作用力z达最大值并假设无纵向力和 向力作用。垂直反作用力的大小与道路不平度、轮胎弹性、行驶速度等有关，通常用动载荷系数k来表示： z = k （1-3）式中 k动载荷系数，对重型作业机械可取k=2.5； g满载时作业机械前桥的静负荷。g=25%×38.8=9.7（k

4、n）z=2.5×9.7×0.5=12.125（kn） 以上计算都是考虑从动桥仅受一种载荷的情况，并认为左右轮载荷情况相等。如果遇到两种严重工况同时出现，则此时车桥的载荷应该是两部分载荷的合成。（二）、从动桥梁的设计 图为从动桥简图，在总体布置中，车轮距b、重心高度 h及车轮动力半径r等都已确定，而支点c至车轮轮胎接地点的水平距离n=b/2，初步确定主销中心距b"后，主销到轮胎接地点水平距离l= ，在参考同类型车辆来确定车轮外倾角（此角很小作图和计算时常可忽略不计）和注销内倾角。由于支点与车架成一整体，故可把此处看为固定端。然后按上述三种严重工况的受力情况来进行各零

5、部件的强度计算。1、 紧急制动时，从动桥梁的受力情况是左右车轮受垂直力和纵向力。制动力为纵向力并达最大值。按公式（1-1），左右车轮的纵向力为： x=x=x= （1-4） 式中 制动时前桥重量重新分配系数。 所以 x=x=x=（kn） 车轮上的垂直反力为： z= z= z= =7.4（kn） 可见，从动桥梁受x 和z的双向弯矩作用。有图6.1可知交点c断面所受弯矩最大，但因该处截面尺寸较大，故应取较细的b-b断面进行强度计算。图1.1 垂直面内的弯矩为： m=zn= n =7.4×3= 22.2 水平面内的弯矩为： m=xn= n = 10920 附着系数通常取0.7，故 m>

6、 m，因而采用工字梁较为合理。这种断面具有较大的抗弯矩断面系数。因此，垂直面内的弯曲应力为：=24.7（牛顿/米） 式中 w抗弯断面系数，按图6.1其值为： w= （1-9） =0.00009 水平面内的弯曲应力为： = （1-10） =36.4（牛顿/米） w"= （1-11） =0.00003 合成弯曲应力为： =+=24.7+36.4=61.1（牛顿/米） 制动时，从动桥梁还承受扭矩的作用，可取a-a为危险断面，该处承受的扭矩m为：m= xrd （1-13） =5200×0.42=2184 因此，a-a断面的扭转应力为： = （1-14） =21840.000006=

7、26（牛顿/米） 式中 w抗扭断面系数，按图6.2其值为：图1.2 工字梁断面形状简图w=2/9t（h+2b） =2/ =0.000006 由此可见，在工字梁断面上产生的最大弯曲应力和最大弯曲扭转应力，是分别作用在不同的断面上的，因此这些最大应力在某一断面上相加。对b-b断面，由于桥梁向下弯一距离a，因此使断面的扭矩比a-a断面的扭矩小，所以一般只根据最大弯曲应力来验算b-b断面。而a-a断面正相反，扭矩大，弯曲应力小，故以扭为主进行验算。为了提高抗扭强度，a-a断面以制成圆形或倒角方形较为合理。 计算后，根据所用材料的 和值来确定从动桥梁各处的断面尺寸。因为所用从动桥梁的材料为45号钢 可查

8、得： =（4580）×10牛顿/米 =30×10牛顿/米经较核，对于b-b断面： =61.1（牛顿/米） 对于a-a断面： =26（牛顿/米） 因此，a-a断面和b-b断面的断面尺寸都是合理的。2、 侧滑时的受力情况：当作业机械侧滑时，横向力y达最大值，设作业机械向左侧滑时，如图11-5，在垂直平面内从动桥支点处所受弯矩为：左：m= zn- yrd =3.3×3-14.7 = 右：m= zn+ yrd =3.3×3+14.7 = 而 z=+=（1+） = =3.3（n） z=-=（1-） = =-（n） 式中 为横向滑移附着系数，一般取=1。 从动桥两端

9、的a-a、b-b断面都要进行验算： 则 =牛顿/米 所以a-a、b-b断面的断面尺寸是合理的。3、 越过不平路面时，作用在从动桥梁b-b断面上的弯矩为： m= kn = = 则 =牛顿/米一般从动桥梁采用25、40、45号碳钢制成， （4580）×10牛顿/米。而30×10牛顿/米。（三）、转向节的计算 转向节的受力情况也按上述三种严重工况进行计算，图11-7为转向节的受力简图。1、紧急制动时作用在两侧转向节轴颈上的弯矩为： m=c= c由于车轮轮毂装在轴承上，而制动力矩只作用在制动鼓上，故转向节轴颈不受扭作用。2、侧滑时作用在左右车轮上的垂直反力z和侧向力y是不相同的。因

10、此，在左右两侧转向轴颈上产生的力矩不但方向不同，大小也不一样。当作业机械向右侧滑时，受力如图6.3所示。图1.3 转向节轴颈和节销作用力简图转向节轴颈部的弯矩为：左：m= zc+ yrd右：m= zc- yrd式中 z=（1-） z=（1+） y=（1-） y=（1+） 当=1时，则： m=（c+rd）（1-） m=（c-rd）（1+） 由图11-7知c小于rd，因此当作业机械向右侧滑时，右侧转向节轴颈所承受的力矩m要比左侧转向节轴颈所承受的力矩m要小，当作业机械向左侧滑时，正好相反。3、越过不平路面时转向节受力最严重为冲击载荷，作用于转向节轴颈的弯矩为： m= kc由于动载荷系数k=2.5，

11、且转向节轴颈是在变载荷下工作，容易造成金属疲劳破坏因此，设计当中应考虑避免应力集中，如轴颈与转向节过渡处之圆角取尽可能大。根据上述三种严重工况，分别进行轴颈所受弯曲应力的计算。以其中最大的m 作为确定轴颈直径d的依据： 一般转向节采用30cr、40cr钢经淬火和回火制成。在本设计中我们选择了40cr钢。许用弯曲应力=60×10牛顿/米。（四）、主销的计算为了计算方便起见，假设力的作用点在主销套的中点。此外由于主销内倾角不大，对计算结果影响很小，因此可忽略不计。根据以上三种严重工况，进行受力分析：紧急制动时图1.4由图6.4可见，对车轮垂直反力z所形成的平衡力矩，在转向节销的支承上产生

12、反作用s，s，其值为：s= s= z在制动力x的作用下，转向节有绕主销转动的趋向。但被转向横拉杆所制动，此时转横拉杆以力u作用在转向节臂上。则力矩xl和ul相平衡，力u可由下式求得：u= x 制动力x在主销两个支承上产生反作用力s和s，这两个力与s和s互相垂直（图6.4）。 s= x s= x 力u在主销支承上产生反作用力 s= u= x s= u= x 在转向节上装有制动器底板，因而作用在底板上的制动力矩xrd，在主销两个支承上产生反作用力s和s。 s= s= x 最后，由图6.4中可见，主销下衬套端受载荷比上衬套大，下衬套端作用力的合力为： s= 因此，为了使主销上下端衬套作用力相等，可使

13、力臂a小于力臂b ，亦可使主销下枕套承压面积比上衬套大，即加长或加大其直径。1、 侧滑时向右侧滑时，主销支承上的反作用力如图11-7所示，左右主销上下支承的反力如下：左主销 s= s= 右主销 s= s=2、 越过不平路面时动载荷在主销的两个支承上产生反作用力s和s，可由主销平衡条件来决定： s= s= k 根据以上受力情况，对主销进行弯曲和剪切应力的计算，而对衬套则需进行挤压应力的计算。图1.5 主销下端受力简图 设主销下衬套处受力为s（图6.5），则主销危险断面所受弯矩为： m= sh 式中 s作用在主销下衬套上的合力； h主销下衬套中点至拳形梁下端面距离。 弯曲应力为： =我们设计采用的

14、是空心主销，这样是为了利于罐油，减少与转向节的磨损。可应用下面的公式求得： 空心主销弯曲应力为： = 式中 d实心或空心主销外径； d空心主销内径。 剪切力力为：空心主销 主销下衬套的挤压应力为： 式中 h衬套高度。用上述计算方法求主销直径时，主销的许用弯曲应力=（56）×10牛顿/米。许用剪切应力3×10牛顿/米。衬套许用挤压应力牛顿/米。主销一般采用铬钢，或铬锰钛，铬镍等渗碳钢制成。（五）、工艺要求 因为汽车前梁承受了汽车总重量中很大一部分质量，而且受力情况也很复杂，是前桥中一个很重要的零部件。而且针对目前生产前梁的主要方法，我们采用的加工工艺是锻造的加工方法。 现在常

15、用的锻造方法有自由锻、模锻和胎模锻等。由于前梁的形状比较复杂，而且它对机械性能和使用寿命的要求较高，因此我们对前梁采用了模锻的方法。 模锻是将加热后的坯料放在锻模模膛内，在锻压力的作用下迫使坯料变形而获得锻件的一种加工方法，坯料变形时，金属的流动受到模膛的限制和引导，从而获得与模膛形状一致的锻件。 对于模锻零件，一般要符合下列几个原则：1、锻件应具有合理的分模面，以满足制模方便，金属易于充满模膛，锻件便于出模及减少余块要求。2、锻件上与分模面垂直的非加工表面，应设计有结构斜度。3、在满足使用要求的前提下，锻件形状应力求简化，尤其应避免薄片、高肋、高台等结构。3、 应尽量避免窄沟、深槽和深孔、多

16、孔结构，以便于模具制造和延长模具寿命。我们所设计的前梁在锻造过程中一定要注意以下几个问题：1、模锻斜度为便于金属充满模膛及模膛中取出锻件，锻件上与分模面垂直的锻件表面必须附加斜度，这个斜度称为模锻斜度。锻件外壁上的斜度称外模锻斜度，内壁上的斜度称为内模锻斜度。模锻斜度的大小与模膛尺寸有关，模膛深度与相应宽度的比值增大时，模锻斜度应取较大值。外斜度通常取5°或7°，特殊部位可取10°，内斜度应比相应的外斜度大一级。此外，为简化模具加工，同一锻件的内、外模锻斜度，一般取统一值。2、圆角半径锻件上所有面与面的相交处，都必须采取圆角过渡。锻件内圆角（在模膛内是凸出部位的圆

17、角）的作用是减少锻造时金属流动的摩擦阻力，避免锻件被撕裂或纤维组织被拉断，减少模具的磨损，提高使用寿命。锻件外圆角（在模膛内是凹入部分的圆角）的作用是是金属易于充满模膛，避免模具在热处理或锻造过程中因应力集中而导致开裂。最后，前梁还需要进行热处理。目的是为了调整硬度，便于切削加工；消除内应力，防止切削加工时变形；均匀组织，细化晶粒等。前梁的锻件采用退火、正火处理。若正火后硬度仍高，可再加高温回火处理，回火温度约560660。二、转向系设计 转向系是用来操纵轮式车辆行驶方向的机构，它根据行驶方向和作业的需要，应能稳定地保持车辆直线行驶，并能灵活的改变行驶方向。（一）、转向系的设计要求根据转向系的

18、工作特点，转向系统必须满足下列基本要求：1、 车辆转向行驶时，要有正确的运动规律。即要求合理地设计转向梯形机构，以保证车辆的两侧转向轮在转向时没有侧滑，或有较小侧滑。2、 可能增大内侧转向轮的最大偏转角，以减少车辆的最小转向半径，以提高车辆的机动性。3、 作可靠。转向系对轮式车辆行驶安全性关系极大，因此其零件应有足够强度、刚度和寿命，一般通过合理地选择材料和结构来保证。4、 操纵轻便。转动转向盘的操纵力应尽可能小，以减少驾驶员的疲劳，更有利于安全作业。此外，在转向盘上应有路感；车辆转向后，转向盘应能自动回正。5、 转向灵敏。当车辆朝一个方向极限转弯时，转向盘的转动圈数不能超过22.5圈。转向盘

19、处于中间位置时，转向盘的空程（间隙）不允许超过10°15°。6、 转向系的调整应尽量少而简便。（二）、转向方式的选择 轮式作业机械的转向方式可以分为偏转车轮转向和铰接转向两大类。1、偏转车轮转向（1）、偏转前轮转向此种转向方式是一种常见的转向方式。采用这种方式转向时，前轮转向半径大于后轮转向半径，行驶时驾驶员易于用前轮来估计避让障碍物，有利于安全行驶，因此一般车辆都采用这种转向方式。（2）、偏转后轮转向对于在车辆前方装置工作机构的作业机械，若仍采用前轮转向，则不仅转向轮的偏转角将受妨碍，而且转向阻力矩亦会增加。 采用偏转后轮转向方式，可以解决上述矛盾。但其缺点是后轮转向半径

20、大于前轮转向半径，当前轮从障碍物内侧通过时，后轮就不一定能通过，这样，驾驶员就不能按一般偏转前轮转向方式来估计避让障碍物和掌握行驶方向。（3）、偏转前后轮转向方式此种转向方式也称为全轮转向，一般采用前后轮偏转角度相等的结构。它的优点是：转向半径小，机动性好；前后轮的转向半径相同，易于避让障碍物；转向时前后轮轨迹相同，后轮行驶在被前轮压实的车辙上，减少了后轮在松软地面上的行驶阻力。它的缺点是：驱动车轮又作为转向车轮，所以结构复杂。2、铰接式转向工程机械作业时，要求较大的牵引力，因此希望全轮驱动以充分利用全部机械的附着重量。这样，偏转驱动轮转向在构造上就要复杂得多。通过生产实践，近年来又生产了一种

21、用铰接车架相对偏转的方式进行转向的铰接式车辆。它的特点是车辆的车架不是单一整体，而是用垂直销把前后两部分车架铰接在一起组成，称为铰接车架，并利用转向器或液压缸，使前后车架发生相对偏转来达到转向的目的。为了区别偏转车轮转向，将此种转向方式称为铰接转向。 铰接转向的优点是转向半径小、机动性强，因此作业效率高。据统计：铰接式装载机的转向半径约为后轮转向式装载机转向半径的70%，作业效率可提高20%。其次是机构简单、制造方便。但是它的缺点是转向时稳定性差，转向后不能自动回正，保持直线行驶的能力差。这些是机动车辆不能允许的。 综上所述，针对我们这个设计的轻型货车的要求和安全性能，我们选择的转向方式为偏转

22、前轮的转向方式最为合理。下面我们从转向运动学方面来对偏转前轮转向系进行设计与分析。（三）、转向动力机构转向传动机构由转向臂、纵拉杆、纵拉杆臂及转向梯形机构组成。1、向臂 转向臂大端制有锥形花键孔，与转向臂轴连接，小端的锥形孔与纵拉杆球头销连接。2、拉杆 它是一根两端扩大的钢管，两端均装有球头销。球头销两侧与球头销相匹配，并用弹簧保持销与销座的密合，转动螺塞可调整它们之间的密合程度，调整好后，用开口销将螺塞锁紧。3、纵拉杆臂 一端制成锥形轴，用键和螺母固装在左转向节的上部，另一端制有锥形孔，与纵拉杆头销连接。4、转向梯形机构 转向梯形有整体式和断开式两种。我们设计的货车悬架结构是非独立式悬架，所

23、以采用了整体式梯形机构。如下图5.1：图2.1使用整体式梯形机构是为了保证汽车转弯时内前轮转向角大于外前轮转向角，使两前轮做纯滚动，以便顺利转向，减少轮胎磨损。 梯形机构由前轴，转向节臂和横拉杆组成。由于横拉杆的长度小于前轴两主销孔中心线间的长度，就构成了一个梯形，只要这两者之间保持一定的比例，就能保证在转弯时，内前轮转向角始终大于外前轮角。梯形的上、下两底边长度之差称为前轮前束。在梯形机构当中，前轴由45号钢制成；转向节臂用钢杆制成，一端制成锥形轴用键和螺母固装在转向节下部，另一端有锥孔，与横拉杆球头销连接；横拉杆用钢管制成，两端分别有左、右旋螺纹，旋装在接头内，并用螺栓夹紧。松开夹紧螺栓，

24、旋转横拉杆便可改变长度调整前轮前束。（四）、转向装置的工作情况 当向左转动方向盘时，转向轴和蜗杆做反时针旋转，带动与蜗杆相啮合的滚轮（或扇齿）向上移动，转向臂轴和转向臂随之转动，转向臂下端向前推动纵拉杆，经纵拉杆臂推动左转向节绕转向节主销转动，使左前轮向左偏移；与此同时，经横拉杆及右转向节使右前轮也向左偏转，汽车便向左转弯行驶。当向右转动方向盘时，上述各机件向相反方向运动，汽车向右转。三、制动器的设计（一）、制动器要求1、 足够的制动能力。行车制动能力，用一定制动初速度下的制动减速度和制动距离两项指标评定；驻坡能力是指汽车在良好路面上能可靠地停驻的最大坡度。2、 工作可靠。行车制动至少有两套独

25、立的驱动制动器的管路。当其中的一套管路失效时，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、 任何速度制动，汽车都不应当丧失操纵性和方向稳定性。有关方向稳定性地评价标准。4、 防止水和污泥进入制动器工作表面。5、 要求制动能力的热稳定性良好。6、 操纵轻便，并具有良好地随动性。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短。作用滞后性是指制动反应时间，以制动踏板开始动作至达到给定的制动效能所需的时

26、间来评价。气制动车辆反应时间较长，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、当制动驱动器装置的任何元件发生故障并使其基本功能遭到破坏时，汽车制动系应装有音响或光信号等报警装置。 防止制动时车轮被抱死，有利于提高汽车在制动过程中的方向稳定性和转向能力，缩短制动距离，所以近年来制动防抱死系统（abs）在汽车上得到很快的发展和应用。此外，含有石棉的摩擦材料，因存在石棉有致癌公害问题已被逐渐淘汰，取而代之的是各种无石棉型材料并相继研制成功。（二）、 制

27、动器的结构方案分析 制动器有摩擦式、液力式和电磁式等几种。电磁式制动器虽有作用滞后小、易于连接且接头可靠等优点，但因成本高而只在一部分重型汽车上用来做车轮制动器或减速器。液力式制动器只用作缓速器。目前广泛使用的仍为摩擦式制动器。 摩擦式制动器按摩擦副结构形式不同，分为鼓式、盘式和带式三种。带式只用作中央制动器。 本设计采用鼓式制动器中的领式式制动器。 鼓式制动器分为领从蹄式、双领蹄式、双向双领蹄式、双从蹄式、单向增力式、双向增力式等几种。 不同形式鼓式制动器的主要区别有：蹄片固定支点的数量和位置不同。张开装置的形式与数量不同。制动时两块蹄片之间有无相互作用。因蹄片的固定支点和张开力位置不同，使

28、不同形式鼓式制动器的领、从蹄数量有差别，并使制动效能不同。 制动器在单位输入压力或力的作用下所输出的力或力矩，称为制动器效能。在评比不同形式制动器的效能时，常用一种称为制动器效能因数的无因次指标。制动器效能因数的定义为，在制动鼓或制动盘的作用半径r上所得到的摩擦力（m/r）与输入力f0之比，即 km/ f0r式中，k为制动器效能因数；m为制动器输出的制动力矩。 制动器效能的稳定性是指其效能因数k对摩擦因数f的敏感性（dk/d）。使用中随温度和水湿程度变化。要求制动器的效能稳定性好，即是其效能对f的变化敏感性较低。 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。张开

29、装置有两种形式，第一种用凸轮或楔块式张开装置。其中，平衡凸块式和楔块式张开装置中的制动楔块是浮动的，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的中心是固定的，所以不能保证作用在两蹄上的张力相等。第二种用两个活塞直径相等的轮缸（液压驱动），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；便于附装驻车驱动机构；调整蹄片与制动鼓之间的间隙工作容易。但领从蹄式制动器也有两蹄片上的单位压力不等（在两蹄上摩擦衬片面积相同的条件下），故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

30、动回路作用下工作。 领从蹄式制动器得到广泛应用，特别是轿车和轻型货车、客车的后轮制动器用得较多。 （三）、 制动器主要参数的确定1、 制动鼓内径d 输入力f0 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受轮辋内径限制。制动鼓与轮辋之间应保持足够得间隙，通常要求改间隙不小于20mm，否则不仅制动鼓散热条件太差，而且轮辋受热后可能粘住内胎或烤坏气门嘴。制动鼓应有足够得壁厚，用来保证有较大得刚度和热容量，以减少制动时得温升。制动鼓得直径小，刚度就大，并有利于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/dr0.640.74 货车：d/dr0.7

31、00.83制动鼓内径尺寸根据以上标准采用382mm。2、 擦衬片宽度b和包角ß摩擦衬片宽度尺寸b的选取对摩擦衬片的使用寿命有影响。衬片宽度尺寸取窄些，则磨损速度块，衬片寿命短；若衬片宽度尺寸取宽些，则质量大，不易加工，并且增加了成本。 摩擦片宽度b选用67mm 。 制动鼓半径r确定后，衬片的摩擦面积为aprßb。制动器各蹄衬片总的摩擦面积ap越大，制动时所受单位的正压力和能量负荷越小，从而磨损特性越好。 摩擦片半径r选用340mm。 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增大而增大，具体数据见下表3.1， 表3.1 衬片摩擦面积汽车类别汽车总质量ma

32、/t单个制动器总的衬片摩擦面积ap/cm2轿车0.91.51.52.5100200200300货车及客车1.01.51.52.52.53.53.57.07.012.012.017.0120200150250(多为150200)25040030065055010006001500(多为6001200) 试验表明，摩擦衬片包角ß90o100o时，磨损最小，制动鼓温度最低，且制动效能最高。ß角减少虽然有利于散热，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，因此过分延伸衬片的两端以加大包角，对减少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，包角一

33、般不宜大于120o。衬片宽度b较大可以减少磨损，但过大将不易保证与制动鼓全面接触。制动衬片宽度尺寸洗了见zb t240089。3、 擦衬片起始角ß0一般将衬片布置在制动蹄的中央，即令ß090oß/2。有时为了适应单压力的分布情况，将衬片相对于最大压力点对称位置，以改善磨损均匀性和制动效能。4、 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e0.8r左右。5、 动蹄支承点位置坐标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a0

34、.8r左右。 三、 制 动 器 的 设 计 与 计 算1、 制动力矩的计算沿摩擦衬片长度方向压力分布的不均匀程度，可以用不均匀程度表示=/ cos-cos(+)而 =180°-0 arctan(c/a) =180°- 96°42°- arctan（26/248） =36°所以 = 96°/ cos36°-cos(36°+ 96°) =1.13=arctan cos2- cos2(+) / 2-sin2(+)+sin2 =arctan( cos72°- cos264°) / (2

35、5;96°× 2 × 3.14/360°) - sin264°- sin72° =arctan(0.039 + 0.105)/(3.35 + 0.995 0.951) =2.4°摩擦系数f=0.3,作用半径r1=155mm.m = f*f1*r1 = 0.3×(2×1000×9.8) ×0.155 = 88.2 (n/m) 2、 衬片磨损的特性的计算摩擦衬片（衬块）的磨损受温度、摩擦力、滑磨速度、制动鼓（制动盘）的材质及加工情况，以及衬片（衬块）本身材质等许多因素的影响，因此在理论上计

36、算磨损性能极为困难，但实验表明，影响磨损的最重要的因素还是摩擦表面的温度和摩擦力。从能力的观点来说，汽车制动过程既是将汽车的机械能的一部分转变为热能而耗散的过程。在制动强度很大紧制动过程中，制动器几乎承担了汽车全部动能耗散的任务。此时，由于制动时间很段，实际上热量还来不及逸散到大气中，而被制动器所吸收，致使制动器温度升高。这就是所谓制动器的能量负荷。能量负荷越大，则衬片（衬块）磨损将越严重。各种汽车的总质量及其制动衬片（衬块）的摩擦面积不同，因而有必要用一种相对的量作为评价能量负荷的指标。目前，各国常用的指标是比能量耗散率，即单位衬片（衬块）摩擦面积的每单位时间耗散的能量。通常所用的计量单位为

37、w/mm的平方。比能耗散率有时也称为单位功负荷，或简称能量负荷。 另一个磨损特性指标是每单位衬片（衬块）摩擦面积的制动器摩擦力，称为比摩擦力f0。比摩擦力越大，则磨损将越严重。耽搁车论制动器的比摩擦力为： f0 =m / (r*a) =88.2 / (0.155×0.025) = 22761 (n) m为单个制动器的制动力矩；r为制动鼓半径；a为单个制动器的衬片（衬块）的摩擦面积。3、应急制动和驻车制动所需的制动力矩1）应急制动应急制动时，后轮一般都抱死滑移，鼓后桥制动力为：fb2 = ( ma * g * l1 ) * / ( l + * hg ) 此时需要的后桥制动力矩为： fb

38、2 *re = ( ma * g * l1 ) * * re / ( l + * hg ) ma * g为汽车满载时的总质量与重力加速度的乘积；l为轴距；l1为汽车质心到前轴的距离；hg为质心高度；为附着系数，re为车轮有效半径。 ma = 2吨 l1 = 1632mm l = 3000mm hg = 854mm = 0.7 re= 36mm代数据得力和力矩为：fb2 =（2000×9.8×1632×0.7）/（3+854×0.7） = 623（n）fb2 *re = 623×36=22428（n/m）2）驻车制动极限上坡路倾斜角为：= arc

39、tan (l1 *)/( l - * hg) = arctan ( 1632 × 0.7 ) / ( 3000 0.7 × 854 ) = 25.5°极限下坡路倾斜角为：= arctan (l1 *)/( l + * hg) = arctan ( 1632 × 0.7 ) / ( 3000 + 0.7 × 854 ) = 17.6°（四）、 制动驱动机构和制动力调节机构1、 制动驱动机构的形式制动驱动机构将来字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，制动驱动机构一般可分为简单制动、动力制动和伺服制动三大类

40、。简单制动单靠驾驶员施加的踏板或手柄作为制动力源，故亦称为人力制动。其中，又分为机械式和液压式两种。机械式完全靠杆系传力，由于其机械效率低，传动比小，润滑点多，切难以保证前、后轴制动力的正确比例和左、右轮制动力的均衡，所以在汽车的行车制动装置中以被淘汰。但因其结构简单，成本低，工作可靠（故障少），还广泛的应用于中，小汽车的驻车制动装置中。液压式简单制动（通常称为液压制动）用于行车制动装置。液压制动的优点是：作用滞后时间较短（0.10.3s）；工作压力高（可达1020mpa），因而轮缸尺寸小，可以安装在制动器内部，直接作为制动蹄的张开机构（或制动块的压紧机构），而不需要制动臂等传动件，使之结构简

41、单，质量小；机械效率高（液压制动系统有自润滑作用）。液压制动的主要确定是过度受热后，部分制动液汽化，在管路中形成气泡，严重影响液压传输使制动系效能降低，甚至完全失效。动力制动即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例关系，在动力制动中便不复存在，从而可使踏板力较小，同时又有适当的踏板行程。气压制动是应用最多的动力制动之一。其主要优点为操纵轻便、工作可靠、不易出故障、维修保养方便；此外，其气源除供制动用外，还可以供其它装置使用。其主要缺点是必须有空气压缩机

42、、贮气筒、制动阀等装置，结构复杂、笨重、成本高；管路中压力的建立和撤除都较慢，即作用滞后时间长（0.30.9s），因而增加了空驶距离和停车距离，为此在制动阀到制动气室和贮气筒的距离过远的情况下，有必要加设气动的第二级元件。管路工作压力低，一般为0.50.7mpa，因而制动气室的直径必须设计得大些，且只能置于制动器外部，太通过杆件和凸轮或楔块驱动制动蹄，这就增加了簧下质量；制动气室排气有很大的噪声。气压制动在总质量8吨以上的货车和客车上得到广泛的应用。本人设计的是采用液压制动系统，动力机构的设计不在设计要求范围内，所以不作详细说明和计算。2、 制动力调节机构制动力调节机构有限压阀、比例阀和制动防

43、抱死机构（abs）等。车轮抱死拖滑是十分危险的，特别是后轮抱死而发生的恻滑更危险。为此，汽车安装有限压阀、比例阀、惯性阀等，现今这些后制动力分配和调节装置被许多厂家广泛应用在各式汽车的后制动管路中，并发挥了主要作用。（ 五）、 制动器的主要结构元件1、制动鼓制动鼓应当有足够的强度、刚度和热容量，与摩擦衬片的材料想配合，有应当有较高的摩擦因数。制动鼓有铸造和组合式两种。铸造制动鼓多选用灰铸铁，具有机械加工容易、耐磨、热容量大等优点。为防止制动鼓工作时受载变形，常在制动鼓的外圆部分铸有肋，用来加强刚度和增加散热效果。精确计算制动鼓壁厚既复杂又困难，所以根据有关经验知识，本人设计的制动鼓壁厚在101

44、1mm之间。组合式制动鼓的圆柱部分可以用铸铁铸造出来，腹板部分用钢板冲压成型；也可以在钢板冲压的制动鼓内恻，镶装用离心浇注的合金铸铁件，组合构成制动鼓；或者主体用；铝合金铸造而成，内镶一层珠光体组成的灰铸铁作为工作面。组合式制动鼓的共同特点是质量小，工作耐磨，并有较高的摩擦因数。2、制动蹄轿车和轻型货车的制动蹄广泛采用t形钢碾压或用钢板焊接制成，重型货车的制动蹄则多用铸铁或铸钢铸成。制动蹄的断面形状和尺寸应保证其刚度。但小型汽车用钢板制成的制动蹄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。根据相关资料，选择制动蹄腹板和翼缘的厚度为5mm.为

45、了提高效率，增加制动蹄的使用寿命和减轻磨损，在中、重型货车的铸造制动蹄靠近张开凸轮的一端，设置有滚轮或者镶装有支持张开凸轮的垫片。制动蹄和摩擦片可以铆接，也可以粘接。粘接的优点在于衬片更换前允许磨损的厚度较大，其缺点是工艺较复杂，且不易更换衬片。铆接的噪声小。3、 摩擦衬片（衬块）摩擦衬片（衬块）的材料应满足以下要求：1） 具有一定的稳定的摩擦因数。在温度、压力升高和工作速度发生变化时，摩擦因数变化尽可能小。2） 具有良好的耐磨性。不仅摩擦衬片（块）应有足够的使用寿命，而且对偶摩擦副的磨耗也要求尽可能小。3） 要有尽可能小的压缩率和膨胀率。压缩变形太大影响制动主缸的排量和踏板行程，降低制动灵敏

46、度。热膨胀过大，摩擦衬块和制动盘要产生拖磨，尤其对鼓式制动器衬片受热膨胀消除间隙后，可能产生咬死现象。4） 制动时不易产生噪声，对环境无污染。5） 应采用对人体无害的摩擦材料。6） 有较高的耐压强度和冲击强度，以及足够的抗剪切能力。7） 摩擦衬块的热传导率应控制在一定范围。以前制动器摩擦衬片使用的是有增强材料、粘结剂、摩擦性能调节剂组成的石棉摩阻材料。它有制造容易、成本低、不易刮伤对偶等优点，因为它又有耐热性能差，随着温度声高而摩擦因数降低、磨耗增高和对环境有污染，特别是石棉能致癌，所以已逐渐遭受淘汰。由金属纤维、粘结剂和摩擦性能调节剂组成的半金属摩阻材料，具有较高的耐热性和耐磨性，特别是因为

47、没有石棉粉尘公害，近来得到广泛应用。粉末冶金无机金属摩阻材料，虽然具有耐热好、摩擦性能稳定等优点，但以内它的制造工艺复杂、成本高、容易产生噪声和刮伤对偶等缺点，目前应用并不广泛，仅用于重型货车上。4、 制动鼓与衬片（块）之间的间隙自动调整装置为了保证制动鼓在不制动时能自由转动，制动鼓与制动衬片（块）之间，必须保持一定的间隙。此间隙量应尽可能小，因为制动系的许多工作性能受此间隙影响而变化。使用中因磨损回增大此间隙，过分大的间隙会带来许多不良后果：制动器产生制动作用的时间增长；各制动器因磨损不同，间隙不一样，导致各制动器产生制动作用的时间不同，即同步制动性能变坏；增加了压缩空气或只液的消耗量，并使

48、制动踏板或手柄行程增大。为保证制动鼓与制动衬片（块）之间在使用期间始终保证初设定的间隙量，要求采用自动调整间隙装装置。现在，盘式制动器的间隙调整已自动化，鼓式制动器中采用间隙自动化调整装置的也日益增多。四、参考文献1、 王望予主编。汽车设计。北京：机械工业出版社，20032、 康展权主编。汽车工程手册。北京：人民交通出版社，20013、 吴宗泽主编。机械设计师手册（上册、下册）。北京：机械工业出版社，20024、 周良德、朱泗芳等编著。现在工程图学。长沙：湖南科学技术出版社，20005、 谢铁邦、李柱、席宏卓主编。互换性与技术测量。武汉：长沙科技大学出版社，19986、 濮良贵，纪名刚主编。机

49、械设计。北京：高等教育出版社，19967、 何永然、唐增宝、刘安俊主编。机械设计课程设计（第二版）。武汉：华中科技大学出版社，20028、 机械工程手册编辑委员会主编。机械工程手册。北京：机械工业出版社，19979、 机械传动装置选用手册委员会。机械传动装置选用手册。北京：机械工业出版社，199910、 吉林工业大学汽车教研室编。汽车设计。北京：机械工业出版社，1983五、结束语本毕业设计历时近四个月，我感觉从中学到了很多东西。首先，巩固了大学四年的所学的知识，尤其是专业知识。设计中，遇到这样或那样的问题在所难免，这个时候，翻看以前的专业的课本是我所做的频率最高的事情。重温课本的过程中，加深了对专业知识的理解和感悟，扎实了理论知识。其次，本设计的课题是2吨货车的前、后桥，这对于我来说很陌生，于是从零开始，开阔了视野，拓展了知识面。再次