货车总体设计及前制动器设计说明书

1、 CSU1060A货车总体设计及前制动器设计CSU1060A货车总体设计及前制动器设计摘要本文介绍了CSU1060A货车总体设计及前制动器设计，设计包括总体主要参数设计、制动系主要参数设计、前制动器设计计算、前制动轮缸尺寸设计计算等。本设计采用较常用的鼓式领从蹄式制动器，通过合理设计汽车的总体尺寸、选择合适的发动机型号以及合适的制动器参数，合理分配前后制动器的制动力矩，并进行校核，从而保证汽车有良好的制动性能，并且保证此货车在制动时又能保持良好的汽车方向稳定性和操纵稳定性。 关键词: 货车总体设计；制动系；领从蹄式制动器目录1.总体设计.31.1轴数及驱动形式的确定.3 1.2布置形式的确定

2、.31.3汽车主要参数设计. .41.3.1汽车主要尺寸 .41.3.2轴荷分配.61.3.3发动机功率、转矩、扭矩及发动机型号的确定.61.3.4汽车轮胎的选择.101.3.5确定主减速器传动比.101.3.6确定变速器最大传比.102.前轴制动器设计.122.1制动系统的结构形式.122.2制动器的主要参数设计.122.3液压制动驱动机构的设计.183.设计总结.22参考文献.23附录1典型车型的主要参数.24 附录 2 QC/T 309-1999261、总体设计根据任务书给定的要求如下表来设计货车的总体尺寸装载质量Kg汽车型号最大总质量（kg）最大车速(Km·h-1)3500C

3、SU1060A67301001.1轴数及驱动形式的确定根据国家道路交通法规、设计规范及汽车的用途可知，包括乘用车以及汽车总质量小于19t的公路运输车辆和轴荷不受道路、桥梁限制的不在公路上行驶的车辆，均采用结构简单、制造成本低廉的两轴方案。根据GB 1589-2004 （2004-04-01发布，2004-10-01实施）道路车辆外廓尺寸、轴荷及质量限值中表4 汽车、挂车及汽车列车最大允许总质量的最大限值及最大设计总质量的最小限值，及给定的货车总质量为2100kg，故设计采用两轴方案。汽车的用途、总质量和对车辆通过性能的要求等，是影响选取驱动形式的主要因素。增加驱动轮数能够提高汽车的通过能力，驱

4、动轮数越多，汽车的结构越复杂，整备质量和制造成本也随之提高，同时也使汽车的总体布置工作变得困难。根据参考文献10，总质量小于19吨的公路运输车，采用结构简单、制造成本低的4×2驱动形式，故此货车采用4×2的驱动形式。1.2布置形式的确定 按驾驶室与发动机相对位置的不同，货车有长头式、短头式、平头式和偏置式。长头式的特点是发动机位于驾驶室前部，当发动机有少部分位于驾驶室内时称为短头式，发动机位于驾驶室内时称为平头式，驾驶室偏置在发动机旁的货车称为偏置式。布置形式为平头式的货车，其主要优点如下：汽车总长和轴距尺寸短，最小转弯直径小，机动性能良好；不需要发动机罩和翼子板，加上总长

5、缩短等因素的影响，汽车整备质量减小；驾驶员的视野得到明显改善；采用翻转式驾驶室时能改善发动机及其附件的接近性；汽车面积利用率高。平头式货车的主要缺点有：前轴负荷大，因而汽车通过性能变坏；因为驾驶室有翻转机构和锁住机构，使机构复杂；进、出驾驶室不如长头式货车方便；离合器、变速器等操纵机构复杂；驾驶室内受热及振动均比较大；汽车正面与其它物体发生碰撞时，特别是微型、轻型平头货车，使驾驶员和前排乘员受到严重伤害的可能性增加。平头式货车的发动机可以布置在座椅下后部，此时中间座椅处没有很高的凸起，可以布置三人座椅，故得到广泛应用。发动机布置在驾驶员和副驾驶员座椅中间形成凸起隔断的布置方案仅在早期的平头车上

6、得到应用。平头式货车在各种级别的货车上得到广泛应用。长头式货车的主要优缺点与平头式货车的优缺点相反，而短头式介于两者之间，但更趋于与长头式优缺点相近。长头式货车的前轮相对车头的位置有三种：靠前、居中、靠后。前轮靠前时因轴荷分配不合理，已不采用；前轮靠后时，轮罩凸包会影响驾驶员的操作空间；前轮居中时外形美观、布置匀称，故得到广泛应用。偏置式驾驶室的货车主要用于重型矿用自卸车上。它具有平头式货车的一些优点，如轴距短、视野良好等，此外还具有驾驶室通风条件好、维修发动机方便等优点。因此，本设计选用平头、单排驾驶室的布置设计1.3汽车主要参数设计1.3.1主要尺寸 汽车轴距和前、后轮距 在

7、确定汽车轴距时，应该综合考虑汽车的主要性能、装载面积和轴荷分配等各方面的要求。在各方面均能得到满足的情况下，以轴距短些为宜。一般来说，轻型载货汽车对机动性要求高，故轴距应取短些；装运质量小，体积大货物的载货汽车的轴距可取长些；三轴汽车的中轴和后轴之间的轴距一般为轮胎直径的1.11.25倍。各类载货汽车的轴距选用范围如表3-1所示。 载货汽车的轮距与汽车的结构布置有关。前轮距主要取决于车架前部的宽度、前悬架宽度、前轮最大转角和轮胎宽度，同时还需考虑转向拉杆、转向轮和车架之间的运动间隙等。后轮距主要取决于车架后部宽度、后悬架宽度和轮胎宽度，同时还需考虑车轮和车架之间的间隙。各类载货汽车的轮距选用范

8、围如表2-1所示。 表1-1 各类汽车的轴距和轮距总质量（t ）轴距（m）轮距（m ）1.151.352.23.001.503.55.001.656.09.001.8510.014.042.0014.017.042.00结合本次设计，总质量大约为6.73t，故轴距范围为3.64.2 ；轮距范围为1.701.85m 。 本设计参数选择轴距为4000mm，前轮距为1500mm；后轮距：1400mm 汽车的前悬和后悬汽车的前悬是通过两前轮中心的垂面与抵靠在车辆最前端并垂直于汽车纵

9、向对称平面的垂面之间的距离。其长度应能布置发动机、水箱、转向器等部件；但不能过长，不然接近角太小，影响汽车的通过能力。汽车的后悬是通过汽车最后车轮轴线的吹面与抵靠在汽车最后端并垂直于汽车纵向对称平面的垂面之间的距离。其长度主要取决于货厢的长度、轴距和轴荷分配的要求。一般载货汽车的后悬在1.22.2m 的之间；但各类载货汽车的后悬不得超过轴距的55%。 汽车的外廓尺寸GB 1589-1989规定了汽车外廓尺寸限界，并参考同类车型选取，我国法规对载货汽车外廓尺寸的规定是：总高不大于4m。总宽（不包括后视镜）不大于2.5m ；外开窗、后视镜等突出部分宽度不大于250mm。总长不大于12

10、m ；一般载货汽车的外廓尺寸随载荷的增大而增加。结合这次设计，并参考NKP77PLNACJAX车型保证汽车主要使用性能的条件下，所设计的车辆长为6790mm；宽为1899mm；空载时候的高度为2785mm。1.3.2轴荷分配汽车的轴荷分配对汽车的使用性能和轮胎使用寿命有明显的影响。为使轮胎的寿命一致，希望满载时每个轮胎负荷大致相同。对于本次设计的汽车，由于是4×2且后轮装有双胎的平头汽车，为了保证汽车后轮上有足够的附着力，后轮装有单胎的汽车，空车时后轴负荷应大于41%，满载时后轴负荷控制在66%左右。而前轴负荷在33%左右。根据有关公路车辆法规，公路允许车辆的单后轴轴载质量为13t

11、，双后轴轴载质量为24t 。表1-2各类汽车的轴荷分配车型满载空载前轴后轴前轴后轴商用车4*2后轮单胎4*2后轮双胎，长、头式4*2后轮双胎，平头式6*4后轮双胎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%在总布置的侧视图上确定各个总成的质心位置，即确定各总成质心到前轴的距离和距地面的高度。根据力矩平衡的原理，计算汽车各轴的负荷和汽车的质心位置。在总体布置时，汽车的左右负荷分配应尽量相等，一般可不计算。轴荷分配和质心

12、位置应满足要求，否则要重新布置各总成的位置，如调整发动机或车厢位置，以至改变汽车的轴距。 本次设计满载时取前轴30%，后轴满载70%，可以计算出G1=2019kg，G2=4711kg，G=6730kg1.3.3发动机功率、转速、扭矩及发动机型号的确定发动机功率的确定根据给定的基本设计参数按下式估算发动机的最大功率：式中：Pemax_发动机最大功率，kw 传动系的传动效率，对单级主减速器驱动桥的4×2式汽车取0.85； h 汽车总质量，kgg重力加速度m/s2f滚动阻力系数，对载货汽车取0.02Vamax最高车速，km/h空气阻力系数，货车取0.81.0 A 汽车正面投影

13、面积，A=B*H对于载货汽车若无测量数据，可按前轮距、汽车总高计算对于本次设计，式中各参数值如下： =0.9；g=9.81；f=0.02；Cd=0.9；A=B*H=1500*2785=4.177m2 =6730kg; 则可计算出：=95.56kw发动机最大转矩 Temax 及相应转速Nt的选择当发动机最大功率和其相应转速np确定后，可用下式确定发动机的最大扭矩TeMAX和相应转速 np 随之确定式中： Temax 发动机最大扭矩，Nm；扭矩适应性系数；一般汽油机=1.1-1.3， 的大小可参考同类样机的数值进行选取，选取=1.2Temax为最大功率点的扭矩，Nm×；n最

14、大功率点转速，r/min×。可根据所选发动机性能参数得：Temax =391.07N*m发动机的选择 表1-3 发动机发动机型号参数发动机型号EQD6102-TAA:额定功率(kw/r/min)103/2800最大扭矩(N·m/r/min)420/1500-1700汽油机形式直列、水冷、四冲程气缸直径(mm)100活塞行程 (mm)115工作容积(L)5.42发火次序1536发动机的布置 .1.发动机的上下位置 发动机的上下位置对离地间隙和驾驶员视野有影响。轿车前部因没有前轴，发动机油底壳至路面的距离，应保证满载状态下最小离地间

15、隙的要求。货车通常将发动机布置在前轴上方，考虑到悬架缓冲块脱落以后，前轴的最大向上跳动量达70100mm，这就要求发动机有足够高的位置，以防止前轴碰坏发动机油底壳。油底壳通常设计成深浅不一的形状，使位于前轴上方的地方最浅，同时再将前梁中部锻成下凹形状(注意前梁下部尺寸必须保证所要求的最小离地间隙)。所有这些措施将有利于降低发动机位置的高度，并使发动机罩随之降低，这能改善长头车的驾驶员视野，同时有利于降低汽车质心高度。除此之外，还要检查油底壳与横拉杆之间的间隙。发动机高度位置初定之后，用气缸体前端面与曲轴中心线交点k到地面高度尺寸来标明其高度位置，如图所示。在发动机高度位置初步确定之后，风扇和散

16、热器的高度随之而定，要求风扇中心与散热器几何中心相重合，以使散热器在整个面积上接受风扇的吹风。护风罩用来增大送风量和减小散热器尺寸。为了保证空气的畅通，散热器中心与风扇之间应有不小于50mm的间隙，无护风罩时可减小到30mm。由于空气滤清器位于发动机进气支管上，其高度影响发动机罩高度，为此将空气滤清器做成扁平状。发动机罩与发动机零件之间的间隙不得小于25mm，以防止关闭发动机罩时受到损伤。 .2.发动机的前后位置 发动机的前后位置会影响汽车的轴荷分配，轿车前排座位的乘坐舒适性，发动机前置后轮驱动汽车的传动轴长度和夹角，以及货车的面积利用率。 为减小传动轴夹角，发动机前置后轮驱动汽

17、车的发动机常布置成向后倾斜状，使曲轴中心线与水平线之间形成l°4°夹角，轿车多在3°4°之间。 发动机前置后轮驱动的轿车，前纵梁之间的距离，必须考虑吊装在发动机上的所有总成(如发电机、空调装置的压缩机等)以及从下面将发动机安装到汽车上的可能性。还应保证在修理和技术维护情况下，从上面安装发动机的可能性。 发动机的前后位置应与上下位置一起进行布置。前后位置确定以后，在侧视图上画下它的外形轮廓，然后用气缸体前端面与曲铀中心线交点久到前轮中心线之间的距离来标明其前后位置。此后可以确定汽车前围的位置：发动机与前围之间必须留有足够的间隙，以防止热量传人客厢和保证零部

18、件的安装；离合器壳与变速器应能同拆下，而无需拆卸发动机的固定点，此时应特别注意离合器壳上面螺钉的接近性。 .3.发动机的左右位置 发动机曲轴中心线在一般情况下与汽车中心线一致。这对底盘承载系统的受力和对发动机悬置支架的统一有利。少数汽车如4×4汽车，考虑到前桥是驱动桥，为了使前驱动桥的主减速器总成上跳时不与发动机发生运动干涉，将发动机和前桥主减速器向相反方向偏移。 1.3.4汽车轮胎的选择根据汽车的用途及轴荷、最高车速并参考同类汽车选取，国产轮胎的知名品牌有：三角、双钱/回力、成山、东风、风神等。因此轮胎采用斜交轮胎，轮胎数量为6，前排2个，后排4个，根据参考的车型选用

19、轮胎规格为：7.50-16-12pr;7.50为名义断面宽,16是名义轮辋直径。1.3.5确定传动系最小传动比，即主减速器传动比在选定最小的传动比时，要考虑到最高挡行驶时有足够的动力性能。根据汽车理论，发动机最大功率时的车速应等于最高车速或略小于最高车速即主减速器传动比： 式中：为滚动半径；为发动机额定功率时的转速；为最高车速，为变速器的最高挡传动比，最高挡为直接挡，则=1。由已选轮胎得：自由直径为：d=780mm 由=Fd/2得：滚动半径=371.37mm,其中：子午线轮胎：F=3.05；斜交轮胎：F=2.99=2800r/min; =108.6km/h；=1代入公式中可以估算出：=3.61

20、；本次设计取4.01.3.6确定传动系最大传动比，从而计算出变速器最大传动比确定传动系最大传动比时，要考虑三方面：最大爬坡度；附着力；汽车的最低稳定车速。就普通货车而言，当已知时，确定传动系最大传动比也就是确定变速器I挡传动比。汽车爬大坡时车速很低，可忽略空气阻力，汽车的最大驱动力应为：或 即 一般货车的最大爬坡度为30，即°根据附着条件校核最大传动比： 式中：为后轴轴荷；为滚动半径；为变速器的I挡传动比。所以： 其中本次设计中: =3990*9.8=39102N; =0.78m;=0.8；=8；=420n·m；=0.9；对于混凝土沥青路面，f=0.018可以算出：5.17

21、79.526本次总体设计的基本参数如下表：表1-4 总体设计的基本参数汽车型号CSU1060A最大总质量(Kg)6730最大车速(Km/h)100装载质量(Kg)3500外型尺寸(长*宽*高)6790*1899*2255轴距(mm)4000前轮距(mm)1500后轮距(mm)1400发动机型号EQD6102-TAA额定功率(kw/r/min)103/28800最大扭矩(N·m/r/min)420/1500-1700轮胎尺寸17.50-16-12pr轴荷分配(前kg)2019轴荷分配(后kg)4711主减速器传动比4.02、前轴制动器设计2.1制动系统的结构形式2.1.1制动管路分路系

22、统形式普通货车常采用一轴对一轴型，前轴制动器与后桥制动器各用一个回路。2.1.2制动驱动机构的形式总质量18t的轻中型货车常采用液压制动系统，并根据制动踏板力及踏板行程的大小决定是否需要真空伺服系统（真空助力器）。2.1.3制动器的结构形式货车常采用鼓式制动器。对于液压制动系统，货车前轮可采用领从蹄式，此外，短轴距平头货车的前轮也可采用单向双领蹄式，但多一个轮缸，结构略显复杂。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；易于附装驻车制动驱动机构；易于调整蹄片与制动鼓之间的间隙，但两个蹄片上的单位压力不等，两蹄衬片磨损不均匀、寿命不同，

23、此外，因只有一个轮缸，两蹄必须在同一驱动回路作用下工作。这种形式的鼓式制动器被广泛采用。单向双领蹄式制动器在汽车前进制动时制动效能相当高。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，除此之外，这种制动器还有易于调整蹄片与制动鼓之间的间隙，两蹄片上的单位压力相等，使之磨损程度相近、寿命相同等优点，但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，与领从蹄式制动器相比较，由于多了一个轮缸，使结构略显复杂。综上所述，制动器的机构形式选择领从蹄式制动器。2.2制动器的主要参数设计2.2.1 前、后轮制动器制动力矩的确定前、后轮

24、制动力矩的比值：式中为同步附着系数，对于货车：，为汽车质心高度。根据参考文献11中的表4-4 相当于BJ1041货车的结构参数，初选如下：同步附着系数=0.6；质心高度hg=1050mm；质心至前轴线的距离L1=2400mm；质心至后轴线的距离L2=1600mm制动力分配系数=(*hg+L2)/L=0.5575。先根据汽车满载在柏油、混凝土路面上紧急制动到前轮抱死拖滑（附着系数按0.8计算），计算出前轮制动器的最大制动力矩；再根据前面已确定的前、后轮制动力矩的比值计算出后轮制动器的最大制动力矩。地面最大制动力Fxbmax = FZ=6730*9.8*0.8=52763.2N；所以，当前轮抱死拖

25、滑时，前轮制动力：Fxb1=Fz1=*（GL2/L+ Fxb*hg/L）=21831.24N= Fxb1×rr =21831.24×0.37137 Nm =8108.12 Nm=*（L1-*hg）/( L2+*hg)=6435.59Nm。2.2.2鼓式制动器主要参数的确定根据参考文献1选取制动器主要参数，且制动鼓内径及摩擦衬片宽度必须符合行业标准QC/T309-1999。1)制动鼓内径D内径及摩擦衬片宽度必须符合行业标准QC/T309-1999。D=300或320，取上限320。则D=320mm。2摩擦衬片宽度b和包角由参考文献10，制动鼓半径R确定后，衬片的摩擦面积Ap=

26、Rb。制动器各蹄衬片总的摩擦面积Ap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。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的增长而增大。由表8-1衬片摩擦面积，选取Ap=300cm2。由此可得：b=84.5mm。内径及摩擦衬片宽度必须符合行业标准QC/T309-1999。B=75或85，取上限85。则B=85mm。实验表明：摩擦衬片包角=900-1000时，磨损最小，制动鼓温度最低，且制动效能最高。故取包角=950 。3）摩擦衬片起始角0 一般将衬片布置在制动蹄的中央，即令0=900-/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

27、，以改善磨损均匀性和制动效能。故取0 =42.50 。4）制动器中心到张开力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e=0.8R左右。故取e=12.20cm。5）制动蹄支承点坐标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，a=0.8R左右。故取：a=12.20cm，c=3cm。2.2.3鼓式制动器的设计计算对于领蹄：对于从蹄：式中：F01和F02分别为领从蹄的张开力； f为摩擦因数，计算时取0.3； h为摩擦蹄片纵向高度，h=a+e； R1为制动时领蹄的作用半径；

28、 R2为制动时从蹄的作用半径； c为摩擦片支承点到轮辋中心的距离。 、R的计算如下：图1 制动力矩简图图2 计算张开力简图 由初选的鼓式制动器参数可以求得：=28.680; ”=66.320；=950 ；所以，=20.57；R1 = 16.90cm；并由领从蹄的计算式可得：D1=33.80cm;D2=25.56cm。如果顺着制动鼓旋转的蹄片和逆着制动鼓旋转的蹄片的和”角度不同，很显然两块蹄片的和R1值也不同。制动器有两块蹄片，鼓上的制动力矩等于它们的摩擦力矩之和，即：对于领从蹄鼓式制动器： 由已求可得知：M=/2=4362.12Nm用液力驱动时，F01=F02,所需的张开力为：，并计算得：F0

29、=7348.6N。自锁性检测：计算鼓式制动器，必须检查蹄有无自锁的可能10，即 不会自锁。由已知条件可知：c=（a2+c2）1/2=12.56cm; =20.57; R1 = 16.90cm所以，ccos1/( R1- csin1)=0.71>f=0.3,即：不会发生自锁。2.2.4 前后制动力分配曲线制动时前、后车轮同时抱死，对附着条件的利用、制动时汽车方向的稳定性均较为有利。此时的前后轮制动器制动力F1和F2的关系曲线，常称为理想的前、后轮制动器制动力分配曲线。在任何附着系数的路面上，前、后车轮同时抱死的条件是：前、后车轮制动器制动力之和等于附着力，并且前、后轮制动器制动力分别等于各

30、自的附着力，即： F1+F2 =G F1/ F2=( L2+hg)/(L1-hg)由此画成的曲线即为前、后车轮同时抱死时前、后轮制动器制动力的关系曲线理想的前、后轮制动器制动力分配曲线，简称I曲线。式中已知：G=6730*9.8N=65954N; L1=2400mm; L2=1600mm; hg=1050mm。同步附着系数0=0.75=0.1时：F1+F2 =6595.4N 所以：F1=2811.5N F1/ F2=1705/2295=0.743 F2=3783.9N=0.2时：F1+F2 =13190.8N 所以：F1=5982.7N F1/ F2=1810/2190=0.83 F2=720

31、8.1N=0.3时: F1+F2 =19786.2N 所以：F1=9480.9N F1/ F2=1915/2085=0.92 F2=10305.3N=0.4时: F1+F2 =26381.6N 所以：F1=13321.4N F1/ F2=2020/1980=1.02 F2=13060.2N=0.5时: F1+F2 =32977N 所以：F1=17516.6N F1/ F2=2125/1875=1.133 F2=15460.4N=0.6时: F1+F2 =39572.4N 所以：F1=22062.5N F1/ F2=2230/1770=1.260 F2=17509.9N=0.7时: F1+F2

32、=46167.8N 所以：F1=26947.2N F1/ F2=2335/1665=1.402 F2=19220.6N=0.8时: F1+F2 =52763.2N 所以：F1=32184.7N F1/ F2=2440/1560=1.564 F2=20578.5N=0.9时: F1+F2 =59358.6N 所以：F1=37765.8N F1/ F2=2545/1455=1.749 F2=21592.8N=1.0时: F1+F2 =65954N 所以：F1=43390.2N F1/ F2=2650/1350=1.923 F2=22563.8N线是实际前、后制动器制动力分配线。此线通过坐标原点，其

33、斜率为： tan=(1-)/ 由=0.5575可得tan=0.79所以可画出I曲线和线： 图32.2.5衬片磨损特性的计算紧急制动到停车的情况下，双轴汽车的单个前轮制动器的比能量耗散率： 其中 鼓式制动器的比能量耗散率以不大于1.8W/mm2为宜10，计算时取减速度j=0.6g。制动初速度1：总质量3.5t以下的商用车用80km/h（22.2m/s）；总质量3.5t以上的商用车用65km/h（18m/s）。对于最高车速低于以上规定的制动初速度的汽车，按上述条件算出的e值允许略大于1.8W/mm2。根据已知条件：本设计车型的货车总质量为ma=6730kg（即6.73t），大于3.5t，故取本设计

34、汽车的制动初始速度为：1 =65km/h（18m/s）；减速度j=0.6g；进而：=18/（0.6*9.8）s=3.06s;并由初选参数可知：A1=210cm2；=0.57所以：e1=6.73*182*0.5575/（4*3.06*300）=0.33W/mm2<1.8 W/mm2 符合要求。磨损特性指标是比摩擦力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摩擦面积。在j=0.6g时，鼓式制动器的比摩擦力f0以不大于0.48N/mm2为宜。由以求数据知：=4362.12Nm；R=15.24cm；A=300cm2，可求得：f0=0.0954 N/mm2 < 0.48N/

35、mm2,也即：符合要求。2.3液压制动驱动机构的设计2.3.1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Fo与轮缸直径d和制动管路压力p的关系为为制动轮缸对制动蹄的作用力，p为制动管路压力，取812Mpa。制动管路压力一般不超过1012MPa10，对盘式制动器可更高。压力越高，对管路(首先是制动软管及管接头)的密封性要求越严格。式中：p取12 Mpa； F0=7348.6N。所以：d=27.9mm轮缸直径d应在标准规定的尺寸系列中选取（HG28651997），具体为19mm、22mm、24 mm、25 mm、28 mm、30 mm、32 mm、35 mm、38 mm、40 mm、4

36、5 mm、50 mm、55 mm。由制动器的使用条件，轮缸直径d选择为：d=28mm。2.3.2制动主缸直径d0的确定第i个轮缸的工作容积为其中：为第i个轮缸活塞的直径，为轮缸中活塞数目，为第i个轮缸活塞在完全制动时的行程初取。取=2mm所有轮缸的总工作容积为 m为轮缸数目，对于领从蹄式制动器，每个车轮有一个轮缸，每个轮缸有两个活塞，对于单向双领蹄式制动器，每个车轮有二个轮缸，每个轮缸有一个活塞。 本设计采用领从蹄式制动器，故每个车轮只有1个轮缸，2个活塞；即：m=4;n=8; =2mm; d=28mm,故有： V=4*Vi=4*（/4）*8*282*2mm3=39388.16mm3。制动主缸

37、应有的工作容积为 为制动软管在液压下变形而引起的容积增量。在初步设计时，货车取V0= 1.3V。有：V0= 1.3V=51204.608mm3。主缸活塞行程S0和活塞直径d0 为 一般 ；主缸的直径d0应符合QC/T311-1999中规定的尺寸系列，具体为19mm、22mm、26mm、28mm、32mm、35mm、38mm、40mm、45mm。取d0 =40mm；由所求数据计算得：=40.78mm; / d0=1.01,符合要求。2.3.3制动踏板工作行程式中, 01为主缸中推杆与活塞间的间隙，一般取1.52.0mm，02为主缸活塞空行程，即主缸活塞由不工作的极限位置到使其皮碗完全封堵主缸上的

38、旁通孔所经过的行程， 为踏板机构的传动比。取01=1.5mm；02=1.0mm。制动调整正常时的踏板工作行程，只应占计及制动衬片的容许磨损量在内的踏板行程的40%60%，即踏板正常工作行程约为制动踏板的全行程的40%60%（取60%），以便保证在制动管路中获得给定的压力。对于货车，踏板全行程不应超过170180mm。因本车最大总质量大，初步设计时，可以踏板全行程220mm为目标设计。由此可得：=220*60%=132mm。由以上数据，即：01=1.5mm；02=1.0mm ；=40.78mm，可求得：=/（+01+02）=3.052.3.4 制动踏板力式中，为踏板机构及液压主缸的机械效率，可取

39、= 0.820.86取踏板机构及液压主缸的机械效率=0.86 ，p=10Mpa，进而：计算得：=3.14/4*40*40*10/3.05/0.86N=4788.41N助力器设计：按上述设计时，制动踏板力应在200350N的范围内（取Fp=350N），若超出此范围，则应设计真空助力器，以制动踏板力为目标，由下式估算助力比：。由上式可得：助力比is=13.68。 3设计总结 紧张而又有意义的两周课程设计终于结束了，我的课程设计题目是CSU1060A货车总体设计及前制动器设计。在这两周的时间里，我学到了很多东西，有设计等具体方面的，也有关于如何做好一项设计任务等宏观步骤的把握。在课堂上虽然老师尽心尽

40、力有最通俗易懂的方式让我们理解汽车设计的内容，但因课程本身理论性很强且枯燥而没能学好，在课程设计的同时，这样做的弊端逐渐暴露出来，致使在课程设计的进程中有明显的力不从心。但在设计过程中我也努力地去学习理论知识，在查资料的过程中，我也了解了许多关于汽车行业的标准以及成熟车型的具体参数，这是我在平时的学习和生活中了解不到的，然而这次课程设计也让我对这方面的学习产生了浓厚的兴趣，我相信这些对我今后的学习和工作将会有很大的帮助。在对前制动器的设计过程中，自己通过选择参数以及制动器各项参数的校核，我对制动器的设计和组成有了更加全面的了解。以前，在学CAD的时候，我学的不是很好，这次画图又是画这么复杂的图

41、，对于我来说是很难的，但是只有两周的时间，我不得不努力去学习。通过实际的操作我对CAD的指令又有了更加深刻的认识，并且通过和同学们之间的讨论，我也学会了很多以前没有学到的指令，让我很欣慰。这次也让我明白：只要努力有恒心定会成功，也让我感觉到了画图的意义，为以后我的学习和工作打下了基础。最后非常感谢谢竹生老师、王明松老师对我在这次设计过程中的悉心指导！ 参考文献 1 刘涛汽车设计M北京大学出版社，2008.2王霄峰汽车底盘设计M清华大学出版社，2010.3王国权，蔡国庆汽车设计课程设计指导书M机械工业出版社，2009.4 汽车工程手册编辑委员会汽车工程手册M人民交通出版社，2001.5罗永革，冯

42、樱. 汽车设计M. 机械工业出版社，2011.6 中华人民共和国汽车行业标准委员会.QC/T29082-1992 汽车传动轴总成技术条件s. 中国标准出版社，1992.7 中华人民共和国汽车行业标准委员会. QC/T25-2004 汽车干摩擦式离合器总成技术条件s. 中国标准出版社，2004.8 中华人民共和国国家标准委员会. GB 7258-2012 机动车运行安全技术条件s. 中国标准出版社，2012.9 中华人民共和国汽车行业标准委员会. QC/T6-1992 汽车产品明细表编制规则s. 中国标准出版社，2004.10 王望予.汽车设计M.4版. 机械工业出版社，2004.11余志生.汽

43、车理论（第3版）.机械工业出版社，2000.主要参考网站 1 汽车与设计 2   中国汽车设计网论坛 3 ENG 非常专业的汽车设计资讯站点 4 / 位于底特律的世界著名汽车设计学校 汽车类核心期刊1 汽车工程2 汽车技术附录1 典型车型的主要参数汽车型号尺寸参数质量参数发动机轮胎最高车速(Km/H)备 注外形尺寸(mm)L*W*H货厢内部尺寸(mm)L*W*H轴距(mm)前/后轮距(mm)前/后悬(mm)总质量(Kg)载质量(Kg)整备质量(Kg)型号最大功率(KW/rmp)最大扭矩(N.m/rmp)数量规 格SC1023D5020*1800*21303360*1700*36026001440/137528759501730YND485Q36/3200118.2/221066.00-15或6.50-1680平头、单排驾驶室BJ1032V3JA4-15040*1750*21703350*1660*