20254座微型客货两用车设计(车架制动系设计)(含毕业说明书和机械CAD图纸)DOC

20254座微型客货两用车设计(车架、制动系设计)(含全套毕业说明书和机械CAD图纸)DOC20254座微型客货两用车设计(车架、制动系设计)(含全套毕业说明书和机械CAD图纸)DOC47/47膇PAGE47薄袆薀芇蚈蒀芄螅肂莆艿膇螈蚂蚅肄螄羅莂肇袇羃肆莂膂袈膁羇袇袀蒇羄20254座微型客货两用车设计(车架、制动系设计)(含全套毕业说明书和机械CAD图纸)DOC座微型客货两用车设计（车架、制动系设计）

第一章前言

20世纪80年代后期，随着电子技术的发展，世界汽车技术领域最明显

的成就就是防抱制动系统(ABS)的合用和推行。ABS集微电子技术、精美加工技术、液压控制技术为一体，是机电一体化的高技术产品。它的安装大大提高了汽车的主动安全性和控制性。防抱装置一般包括三部分：传感器、控制

器(电子计算机)与压力调治器。传感器接受运动参数，如车轮角速度、角加速度、车速等传达给控制装置，控制装置进行计算并与规定的数值进行比较后，给压力调治器发出指令。

当考虑基本的制动功能量，液压控制依旧是最可靠、最经济的方法。即

使增加了防抱制动(ABS)功能后，传统的“油液制动系统”依旧据有优势地位。但是就复杂性和经济性而言，增加的牵引力控制、车辆牢固性控制和一些正

在考虑用于“智能汽车”的新技术使基本的制动器显得不足挂齿。

传统的制动控制系统只做相同事情，即平均分配油液压力。当制动踏板

踏下时，主缸就将等量的油液送到通往每个制动器的管路，并经过一个比率

阀使前后平衡。而ABS或其他一种制动干预系统则依照每个制动器的需要时

对油液压力进行调治。

当前，车辆防抱制动控制系统(ABS)已发展成为成熟的产品，并在各种车

辆上获取了广泛的应用，但是这些产品基本都是基于车轮加、减速门限及参

考滑移率方法设计的。方法诚然简单合用，但是其调试比较困难，不相同的车

辆需要不相同的般配技术，在好多不相同的道路上加以考据；从理论上来说，整

个控制过程车轮滑移率不是保持在最正确滑移率上，并未达到最正确的制动收效。

其他，由于编制逻辑门限ABS有好多限制性，所以近来几年来在ABS的基础上发

展了车辆动力学控制系统(VDC)。结合动力学控制的最正确ABS是以滑移率为控

制目标的ABS，它是以连续量控制形式，使制动过程中保持最正确的、牢固的

滑移率，理论上是一种理想的ABS控制系统。滑移率控制的难点在于确定各

种路况下的最正确滑移率，另一个难点是车辆速度的测量问题，它应是低成本1可靠的技术，并最后能发展成为使用的产品。对以滑移率为目标的ABS而言，控制精度其实不是十分突出的问题，而且达到高精度的控制也比较困难；由于路面及车辆运动状态的变化很大，多种搅乱影响较大，所以重要的问题在于控制的牢固性，即系统鲁棒性，应保持在各种条件下不失控。防抱系统要求高可靠性，否则会致令人身伤亡及车辆损坏。所以，发展鲁棒性的ABS控制系统成为要点。现在，多种鲁棒控制系统应用到ABS的控制逻辑中来。除传统的逻辑门限方法是以比较为目的外，增益调换PID控制、变构造控制和模糊控制是常用的鲁棒控制系统，是当前所采用的以滑移率为目标的连续控制系统。模糊控制法是基于经验规则的控制，与系统的模型没关，拥有很好的鲁棒性和控制规则的灵便性，但调整控制参数比较困难，无理论而言，基本上是靠试凑的方法。但是对大多数基于目标值的控制而言，控制规律有必然的规律。

其他，也有采用其他的控制方法，如基于状态空门及线性反响理论的方

法，模糊神经网络控制系统等。各种控制方法其实不是单独应用在汽车上，通

常是几种控制方法组合起来推行。如能够将模糊控制和PID结合起来，兼顾

模糊控制的鲁棒性和PID控制的高精度，能达到很好的控制收效。

综上所述，现代汽车制动控制技术正朝着电子制动控制方向发展。全电

制动控制因其巨大的优越性，将代替传统的以液压为主的传统制动控制系统。

同时，随着其他汽车电子技术特别是超大规模集成电路的发展，电子元件的成本及尺寸不断下降。汽车电子制动控制系统将与其他汽车电子系统如汽车电子悬架系统、汽车主动式方向摇动牢固系统、电子导航系统、无人驾驶系统等交融在一起成为综合的汽车电子控制系统，将来的汽车中就不存在孤立

的制动控制系统，各种控制单元集中在一个ECU中，并将逐渐代替老例的控

制系统，实现车辆控制的智能化。

但是，汽车制动控制技术的发展受整个汽车工业发展的限制。有一个巨大的汽车量生产中。现有及潜藏的市场的吸引，各种先进的电子技术、生物技术、信息技术以及各种智能技术才不断应用到汽车制动控制系统中来。同时需要各种国际及国内的相关法规的健全，这样装备新的制动技术的汽车就会真切应用到汽车的批量生产中。2

第二章制动系大要

制动系的功用是使汽车以合适的减速度降速执行直至停车；在下坡执行驶时，使汽车保持合适的牢固车速；使汽车可靠地停在原地或坡道上。

制动系最少应有两套独立的制动装置，即行车制动装置和驻车制动装置。前者用来保证前两项功能，后者则用来保证第三项功能。行车制动的驱动机

构常采用双回路或多回路，以保证其工作可靠，驻车制动装置则采用机械驱动机构而不用液压或气压以防范产生故障。

除此以外，有些汽车还设有应急制动、辅助制动和自动制动装置。

应急制动装置利用机械力源进行制动，在某些采用动力制动或伺服制动的汽车上，一旦发生蓄压装置压力过低等故障时，可用应急制动装置实现制动。同时，在人力控制下它还能够兼作驻车制动。

辅助制动装置可实现汽车下长坡时，连续地减速或保持牢固的车速，并减少或清除行车制动装置的负荷。

自动制动装置可实现当挂车与牵引车连接的制动管路渗漏或断开时，使挂车自动制动。

任何一套制动装置都由制动器和制动驱动机构两部分组成。

设计制动时应满足以下基本要求：

1）拥有足够的制动效能。行车制动能力是用必然制动初速度下的制动减

速度和制动距离两项指标来评定的；驻坡能力是以汽车在优异路面上能可靠

地停驻的最大坡度来评定的。

2）工作可靠。行车制动装置最少有两套独立的驱动制动器的管路，当其

中一套管路无效时，另一套圆满的管路应保证汽车制动能力不低于没有无效

时规定值的30%。行车和驻车制动装置能够有共同的制动器，而驱动机构

应各自独立。行车制动装置都用脚控制，其他制动装置多为手控制。

3）在任何速度下制动时，汽车都不应丧失控制性和方向牢固性。

4）防范水和污泥进入制动器工作表面。

5）制动能力的热牢固性优异。

6）控制轻盈，并拥有优异的随动性。

3

7）制动时，制动系产生的噪声尽可能小，同时力求减少发散出对人体有

害的石棉纤维等物质，以减少公害。

8）作用滞后性应尽可能好。作用滞后性是指制动反响时间，以制动踏板

开始动作至达到给定的制动效能所需的时间来谈论。气制动汽车的反响时间

较长，要求不得高出；对于汽车列车，不得高出。

9）摩擦衬片应有足够的使用寿命。

10）摩擦副磨损后，应有能除掉因磨损而产生缝隙的机构，且调整缝隙

工作简单，最好设置自动调整缝隙机构。

11）当制动驱动装置的任何元件发生故障并使其基本功能碰到损坏时，

汽车制动系应有音响或光信号等报警提示。

防范制动时车轮被抱死有利于提高汽车在制动过程中的转向控制性和方

向牢固性，缩短制动距离，所以近来几年来防抱死制动系统在汽车上获取了很快

的发展和应用。其他，由于含有石棉的摩擦资料存在石棉有致癌公害问题已

被逐渐裁汰，取而代之的各种无石棉型资料接踵研制成功。

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第三章制动器的构造种类及选择

制动器是制动系中用于以产生阻拦车辆的运动或运动趋势的力的部件。后一种提法合用与驻车制动器。除了竞赛汽车上才装设的、经过张开活动翼板以增加空气动力的空气动力缓速装置以外，一般制动器都是经过其中的固定元件对旋转元件施加制动力矩，使后者的旋转角速度降低，同时依靠车轮与地面的附着作用，产生路面对车轮的制动力以使汽车减速。

凡利用固定元件与旋转元件工作表面的摩擦作用产生制动力矩的制动器，都成为摩擦制动器，除各种缓速装置以外，行车制动、驻车制动及第二制动系统所用的制动器，几乎都属于摩擦制动器。

当前，各种汽车所用的摩擦制动器可分为鼓式合盘式两大类。前者摩擦副中的旋转元件为制动鼓，其工作表面为圆柱面；后者的旋转元件则为圆盘状的制动盘，以端面为工作表面。

旋转元件固装在车轮或半轴上，即制动力矩分别直接作用于两侧车轮上的制动器，称为车轮制动器。旋转元件固装在传动系统的传动轴上，其制动力矩须经过驱动桥再分配到两侧车轮上的制动器，则称为中央制动器。车轮制动器一般用于行车制动，也有兼用于第二制动和驻车制动。中央制动器一般只用于驻车制动和缓速制动。

本次设计的题目是四座客货两用微型车的制动系，故采用的制动系方案为：行车制动的制动器前、后轮为鼓式制动器，其驱动机构为人力液压驱动。

鼓式制动器按其制动蹄的受力分为：领从蹄式、双领蹄式、双向双领蹄式、单向增力式和双向增力式。

1、领从蹄式制动器

制动蹄按其张开的方向和制动鼓的旋转方向可否一致分为领蹄和从蹄，

制动蹄张开旋转方向和制动鼓的旋转方向一致则该制动蹄就称为领蹄；相反，

制动蹄的张开时的旋转方向和制动鼓的旋转方向相反则该制动蹄就称为从

蹄。在制动鼓正向和反向旋转时都有一个领蹄和一个从蹄制动器成为领从蹄

式制动器。

领蹄和从蹄的受力情况：领蹄的摩擦力矩使蹄压的更紧，即摩擦力矩具

5

有“增式”作用故称为增式蹄；而从蹄受的摩擦力矩使蹄有走开制动鼓的趋

势，即摩擦力矩拥有“减式”作用，故称为减式蹄。

ab

cd

图3-1鼓式制动器表示图

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（图3-1a）。张开装置有两种形式,第一种用凸轮或楔块式张开

装置(图3-1)。其中，平衡凸块式（3-1b）和楔块式（图3-1c）张开装置中的

制动凸轮和制动楔块是浮动的，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（图3-1a）的中心是固定的，所以不能够保证作用在两蹄上的

张开力相等。第二种用两个活塞直径相等的轮缸，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牢固性，在各式制动器中居中游；前进、

倒退行驶的制动收效不变；构造简单，成本低；便于附装驻车制动驱动机构；

易于调整蹄片与制动鼓间的缝隙。但领从蹄式制动器也有两蹄片上单位压力

不等，所以两蹄衬片磨损不平均、寿命不相同的缺点。其他，因只有一个轮缸，

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两蹄必定在同一驱动回路下工作。为使摩擦衬片磨损寿命平衡，可将从蹄的摩擦片包角合适减小，但是这样会使得两蹄的摩擦不能够互换，从而增加了部件总数和制造成本，故本设计选择两蹄的摩擦片包角相等。

2、单向双领蹄式

单向双领蹄式制动器的两块蹄片各有自己的固定支点，而且两固定支点

位于梁体的不相同端，如图3-1b所示：领蹄的固定端在下方，从蹄的固定端在

下方。每块蹄片有各自独立的张开装置，且位于与固定支点相对应的一方。

汽车前进制动时，这类制动器的制动效能相当高。由于有两个轮缸，故

能够用两个各自独立的回路分别驱动两蹄片。除此以外，这类制动器还有易于调整蹄片与两制动鼓之间的缝隙，两蹄片上的单位压力相等，使其磨损程度周边、寿命相同样优点。单向双领蹄式制动器的制动效能牢固性，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。与领从蹄式制动器比较，由于多了一个轮缸，使构造略显复杂。

这类制动器合用于前进制动时前轴动轴荷及附着力大于后轴，而倒车制动时则相反的汽车前轮上。它之所以不用于后轮，还由于两个互相成中心对称的轮缸，难于附加驻车制动驱动机构。

3、双向双领蹄式

双向双领蹄式制动器的构造特点是两蹄片浮动，用各有两个活塞的两轮

缸张开蹄片（图3-1c）。

无论是前进也许是倒退制动，这类制动器的两块蹄片向来为领蹄，所以制动效能相当高，而且不变。由于制动器内设有两个轮缸，所以合用于双回路驱动机构。当一套管路无效后，制动器转变为领从蹄式制动器。除此以外，

双向双领蹄制动器的两蹄片上单位压力相等，所以磨损程度周边，寿命相同。双向双领蹄式制动器因有两个轮缸，故构造上复杂，且蹄片与制动鼓之间的缝隙调整困难是它的缺点。

这类制动器获取比较广泛的应用。如用于后轮，则需另设中央驻车制动

器。

4、双从蹄式

双从蹄式制动器的两蹄片只有一个固定支点，而且两固定支点位于两蹄

片的不相同端，并用各有一个活塞的两轮缸张开蹄片（图3-1d）

综上采用双管路液压控制前后蹄式制动器。前轮采用双制动轮缸双领蹄

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式制动器；后轮采用单制动轮缸领从蹄式制动器。驻车制动采用收控制机械

钢索式后轮制动。

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第四章制动参数选择及计算

制动器设计中需要的重要参量：汽车轴距：L=2500mm车轮转动半径：Rr=268mm汽车满载质量：m=1640Kg汽车空载质量：m＇=880Kg满载时轴荷的分配：前轴负荷37.5%，后轴负荷62.5%空载时轴荷的分配：前轴负荷54.6%，后轴负荷45.4%满载时质心高度：空载时质心高度：hg＇质心距前轴的距离：a=1562mma＇质心距后轴的距离：b=938mmb＇对汽车制动性有影响的重要参数还有：制动力及其分配系数、同步附着

系数、制动强度、附着系数利用率、最大制动力矩与制动因数等。

§制动器主要构造参数选择

鼓式制动器主要构造参数包括制动鼓内径D、摩擦衬片宽度b和包角β、

摩擦衬片初步角β0、制动器中心到张开力Fo作用线的距离e、制动蹄支撑点

地址坐标a和k等参数。

1、制动鼓内径D

输入力Fo一准时，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要碰到轮辋内径的限制。制动鼓与轮辋之间要保持足够的缝隙，通

常要求该缝隙不小于20mm,否则不但制动器的散热条件条件差，而且轮辋受

热后可能沾住内胎或烤坏气门嘴。制动鼓应该有足够的壁厚，用来保证有足

够的刚度和热容量，以减小制动时的温升。制动鼓的直径小，刚度就大，并

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有利保证制动鼓的加工精度。

制动鼓直径与轮辋直径之比D/Dr的范围以下：

轿车：

货车：

轿车制动鼓内径一般比轮辋外径小125~150mm，载货汽车和客车的制动

鼓内径一般比轮辋外径小80~100mm，对于深槽轮辋，由于其中间深陷部分

的尺寸比轮辋名义直径小的多，所以其制动鼓与轮辋之间的缝隙有所减小，

设计时可按轮辋直径初步确定制动鼓内径。

轮辋直径304mm

制动鼓最大内径220mm

取制动鼓内径D=220mm即R=110mm

a

c

k

图4-1鼓式制动器的主要几何参数

2、摩擦衬片宽度b和包角β

摩擦衬片宽度磨损尺寸b的采用对摩擦衬片的使用寿命有影响。衬片的

宽度尺寸去窄些，则磨损速度快，衬片寿命短；衬片宽度取宽些，则质量大，

不易加工，且加工成本增加。

实验表示，摩擦衬片包角β=90o~100o时，磨损最小，制动鼓温度最低，

且制动效能最高。β角减小诚然有利于散热，但单位压力过高将加速磨损。

实质上包角两端处单位压力最小，所以过分延伸衬片两端以增加包角，对减

小单位压力的作用不大，而且将使制动不平顺，简单使制动器发生自锁，因

10

此这里取包角为100o。

衬片的磨损面积为Ap=Rβb。制动器各蹄衬片总的摩擦面积越大，制动

时所受单位面积的正压力和能量负荷越小，从而磨损特点越好。对于

（）t的微型客车，单个制动器总的摩擦面积Ap为（150~250）cm2,这里取Ap=150cm2。可求得b=75mm。3、摩擦衬片初步角β0一般将衬片部署在制动蹄的中央，令β0=90o—β/2。有时为了适应单位压力的分布情况，将衬片有对于最大压力点对称部署，以改进磨损平均性和oo。制动效能。由以上可知β0=90-100o/2=404、制动器中心到张开力Fo作用线的距离e在保证轮缸或制动凸轮能够部署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，设计时定左右，依照图样获取e=88mm。5、制动蹄支撑点地址坐标a和k应在保持两蹄支撑端毛面不致互相干预的情况下，使a尽可能大而c尽可能小，这里定左右，实质取值为a=88mm,k=15mm。

§制动力与制动力矩分配系数

1、同步附着系数参照其他同类车型取02、制动器制动力分配系数β

L20hgL

（4－1）

2500

3、最大制动力矩

max该车所能碰到的最大附着系数（汽车制动系统的使用与维修）

TfmaxZ1reG(L2hg)re（4－2）L

11

Tf1max2500

Tf2max1Tf1max

则单个车轮制动器应有的最大制动力矩

Tf1

Tf2

式中：G--汽车所受重力；

L--汽车轴距；

L2--汽车质心离后轴距离；

hg--汽车质心高度；

rr--汽车转动半径；

地面附着系数。

制动器设计计算

制动器因数解析计算

（1）前轮双领蹄式（BF制动因数）

f=0.3r=110mmh=176mm

0=1000α1=400α3=1800

A0sin0cos3（4－3）4sin0sin322

B=1

a'

12

BFT1fh(Aa'fB)rrBF'2BFT1

F前＝Tf1

BF'R

3

4495N

后轮浮式领－从蹄制动因数计算

单个领蹄BFT3fsDfs2EFsfsGfs2H单个从蹄BFT4fsDfs2EFsfsGfs2H式中fs－蹄片端部与支座间的摩擦系数钢对钢fs＝取＝40°a＝c＝0.8R=88mmk=15mmβ=0α0=100°fs'fstanFsin(afs'fsk)sin4sincr2D(cafs'k)cosfs'ksinrrrrfs'ccafs'kEcos(rr)sinrr

Gcosfs'cossin

1

4－4）

4－5）

4－6）

4－7）

4－8）

4－9）

4－10）

4－11）

4－12）

13

HF(fs'cossin)BFT3fsDfs2EFsfsGfs2HBFT4fsDfs2EFsfsGfs2HBF2"BFT3BFT4F后＝Tf2BF2"

4470N

摩擦衬片的磨损特点计算（1）比能量耗散率

v1=

A1=A2=2Rβ2mav12e14tA1

2

mv2e2a1(1)

2均合格

（2）比摩擦功

Ff01/mm2均合格Ff02/mm2（3）平均压力qp

qp1=N1/A

qp2=N2/A

均合格

－摩擦衬片与制动鼓间的法向力

－摩擦衬片的摩擦面积

4－13）

4－14）

4－15）

4－16）

4－17）

14

（4）比滑摩功Lf

mava2maxLf（4－18）A

956J/cm2

15

第五章驻车制动和应急制动计算

§驻车制动计算

满载时汽车在上坡路上停驻时的后桥附着力为F2ag(L1cosa+hgsina)（5－1）=mLL汽车在下坡路上停驻时的后桥附着力为F2＇ag(L1cosa－hgsina)（5－2）=mLL汽车可能停驻的极限上坡路倾角a，可依照后桥上的附着力与制动力相等的条件求得即mag(L1cosa+hgsina)=magsina（5－3）LL获取a=tg-1L1（5－4）Lhg-11562=tg2500同理，可推导汽车可能停驻的极限下坡路倾角为'=tg-1L1Lhgo空载时解析同上把参数代入获取汽车上坡时能停驻的极限倾角1为1=tg-12500汽车在下坡时能停驻的极限倾角为o1

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§应急制动计算

应急制动时，后轮一般都将抱死滑移，故后桥制动力为

Fb2=F2magL1（5－5）=hgL

单个后轮驻车制动器的制动里上限为

magrrsin（5－6）2

1

2

17

第六章制动器主要部件的构造设计

一、制动鼓

制动鼓应拥有较高的刚性和大的热容量，制动时其温升不应高出极限值。制动鼓的资料与摩擦衬片的资料相般配，应能保证拥有高的摩擦系数并使工作表面磨损平均。

制动鼓有铸造的和组合两种。铸造制动鼓多项选择用灰铸铁，拥有机械加工简单、耐磨、热容量大的优点。组合式制动鼓的特点是质量小，工作面耐磨，并有较高的摩擦因数。

综上所述，应采用铸铁制动鼓，而且制动鼓的外圆周部分铸有肋，用来加强刚度和增加散热收效。

制动鼓壁厚的选择主若是从刚度和强度方面考虑。壁厚取大些也有助于

增大热容量，但实验表示，壁厚从11mm增至20mm，摩擦表面平均最高温度变化其实不大。一般铸造制动鼓的壁厚：轿车为7～12mm，中、重型货车为13～18mm。

故取壁厚为8mm。

二、制动蹄

轿车和轻型货车的制动蹄广泛采用T形型钢辗压或用钢板焊接制成，其

腹板上经常开一条或两条径向槽，使蹄的波折刚度小些，其目的是衬片磨损

较为平均，并减小制动时的尖叫声，制动蹄腹板和翼缘的厚度，轿车为

3~5mm，货车为5~8mm。本设计中，制动蹄腹板厚度取5mm，翼缘的厚度

取6mm。

三、制动底板

制动底板是除制动鼓外制动器各部件的安装基体，应保证各安装零应有足够的刚度。

应采用由钢板冲压成型的制动底板而且有凹突出伏的形状。

四、制动轮缸

采用活塞式制动蹄张开构造。轮缸的缸体由灰铸铁HT250制成。其缸筒为通孔，需镗磨。活塞由铝合金制成。活塞外端压有钢制的开槽顶

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块，以支承插入槽中的制动蹄腹板端部。轮缸的工作腔由靠在活塞内端面处的橡胶密封圈密封。

五、摩擦资料

应该拥有必然的牢固的摩擦因数，在温度高升时其摩擦因数变化不大；应该拥有优异的耐磨性；应有尽可能小的压缩率和膨胀率且制动时不会产生噪声。以前制动摩擦衬片的资料是由加强资料、粘合剂、摩擦性能调治剂组成的石棉摩擦资料，但是其耐热性差，摩擦因数随温度的变化大，磨耗高和对环境有污染，特别是石棉能致癌，所以已经遭裁汰。

由金属纤维、粘结剂和摩擦性能调治剂组成的半金属摩擦资料，拥有较高的耐热性和耐磨性，特别是由于没有石棉粉尘公害，获取广泛应用。

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第七章制动驱动机构的选择及计算

§制动驱动机构形式的选择

制动驱动机构将来自驾驶员或其他力源的力传给制动器，使之产生制动

力矩。依照制动力源的不相同，制动驱动机构一般分为简单制动、动力制动和

伺服制动三大类。

１、简单制动

简单制动单靠驾驶员施加的踏板力或手柄力作为力源，也称为人力制动。

其中又分为机械式和液压式。机械式由于效率低、传动比小、润滑点多且难

以保证前后轴制动力的正确比率和左右轮制动力的平衡，所以在汽车制动装

置中已被裁汰，但因其构造简单、成本低、故障少还广泛用于中小型汽车的

驻车制动中。

２、动力制动

动力制动是利用发动机的动力转变而成，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

中控制元件的控制。所以简单制动中的踏板力和踏板行程之间的反比关系，

在动力制动中便不存在了，从而使踏板力较小，同时又有合适的踏板行程。

３、伺服制动

伺服制动是在人力液压制动系中增加由其他能源供应的助力装置，令人

力与动力并用。在正常情况下，其输出工作压力主要由动力伺服系统产生，

而在伺服系统无效时，仍可全由人力驱动液压系统产生必然程度的制动力。

所以，在中级以上的轿车及轻、中型客车、货车上获取广泛的应用。

综上所述，应采用简单制动驱动机构。

§制动管路的分路系统

为了提高工作的可靠性，制动油路应该采用分路系统，即全车的全部行车

制动器的液压或气压管路分为两个或多个互相独立的回路，其中一个回路失

效后，仍可利用其他圆满的回路起制动作用。

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双轴汽车的双回路制动系统主要有以下五种分路形式：

１、一轴对一轴型（型），前轴制动器与后桥制动器各用一条回路。２、交织型（型），前轴的一侧车轮制动器与后桥的对侧车轮制动器同属

一条回路。

３、一轴半对半轴型，两侧前制动器的多数轮缸和全部后制动器的轮缸属

于一条回路，其他的前轮缸属于一条回路。

４、双半轴对双半轴型，每个回路均只对每个前后制动器的多数轮缸起作用。

型的管路部署较为简单，可与传统的单轮缸鼓式制动器配合使用，成本较低，当前在各种汽车特别是商用汽车上用的最广泛。对于这类形式，若后制动回路无效，则一旦前轮抱死则极丧失转弯制动能力。对于采用前轮制动，所以，前制动器强于后制动器的汽车，当前制动回路无效而单用后桥制

动时，制动力将严重不足（小于正常情况的一半），而且若后桥负荷小于前轴负荷，则踏板力过大时易使后桥车轮抱死而汽车侧滑。

本设计采用型制动回路。

§液压驱动机构的设计与计算

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F0与轮刚直径d和制动管

路压力p的关系为d=4F0（7－1）P制动管路压力不高出10～12Mpa。取p=11Mpa由以前所得数据能够求得前后制动轮缸直径为d前=22mmd后=22mm2、制动主缸的直径d0的确定。

第i个轮缸的工作容积为

nVi4d2ii（7－2）1式中，di为第i个轮缸活塞的直径：n为轮缸中活塞的数目；为第ii21

个轮缸活塞在完好制动时的行程。在初步设计时，对鼓式制动器可取=2～。i全部轮缸的总工作容积为m（7－3）Vvi1＝5472mm3式中：m--轮缸的数目。在初步设计时，制动主缸的工作容积可取为V0

主缸活塞行程S0和活塞直径d0可用下式确定

V0d02S0/4

一般S0=（～）d0

取：S00

d0=20mm

又由于主缸的直径d0应在标准规定尺寸系列中采用，

故取d0=20mmS03、制动踏板力Fp

7－4）

7－5）

制动踏板力Fp用下式计算Fp=d20p11（7－6）4ip将d0=20mmp=11MPaip=7代入上式获取制动踏力为Fp=210611548N1147式中：ip--踏板机构的传动比；

踏板机构及液压主缸的机构效率。

4、制动踏板工作行程Sp踏板行程（计入衬片或衬片的赞同磨损量）对轿车最大不应大于

100-150mm,对商用车不大于180mm，在本次设计中依照本车的特点，故取

Sp120mm。

5、制动距离

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初速度V0=30Km/hdudtV200duS=2dt＜7m

所以吻合要求。

23

第八章车架

§车架的功用与要求

车架实际上是汽车的骨架，汽车的主要总成、部件和货物等都要安装在

它上面，所以它是个重要的承载总成。同时，它还要承受由悬架机构产生的

各种反作用力和行驶中产生的动载荷，所以，车架又是个受力很大的部件。

车架应满足以下要求：

1、足够的强度，保证在各种复杂的工况下长远使用不致发生严重的损坏。

2、有合适的刚度，车架应保证车辆在各种使用条件下，固定在车架上的个总

成和部件的相对地址变化较小，是它们能正常工作。另一方面，当车辆在不

平路面上行驶时，为提高其平顺性和经过能力，又要求车架拥有必然的柔度，

即扭转刚度不宜过高。

3、质量要小，在保证强度的情况下尽量减小车架质量，以降低资料耗费、制

造成本和提高使用的经济性。

4、构造简单，便于制造和维修。其他，车架构造应能使车辆的质心高度尽量

降低。

§车架种类方案比较与解析

车架是用钢板冲压成各种形状的构件后装置而成的。微型客车的车架大

多采用矩形钢管作为构件。车架的装置可用铆接，也可用电焊焊接，铆接工

艺耗费的工时多，但车架变形小，焊接工艺性好但车架简单产生变形或焊接

应力。车架按其构造形状可分为五类。

1、边梁式车架

边梁式车架又称梯形车架，它有两根位于两侧的纵梁和若干根横梁组成。

边梁式车架构造简单，制造简单，各总成安装方便，易于变形。车架宽度可

以有三种型式：

1）前窄后宽

为了给前轮转向和转向拉杆留出足够的空间，经常采用这类型式。

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2）前宽后窄

由于重型载货车辆后轴载荷大，轮胎和钢板弹簧都要加宽，同时又要安

装外形尺寸大的发动机，所以只好减少前轮的转向角，使车架成为前宽后窄

的形式。

（3）前后等宽

只要总部署赞同，应尽量采用这类型式，由于在冲压不等宽车架纵梁时，

简单在转折处的上、下翼面上产生“涟漪区”，引起应力集中致使早期出现裂

纹或断裂。同时前后等宽车架制造简单。

2、X型车架

X型车架是改进的边梁式车架，它由两根纵梁和X型横梁组成，其目的

是为了提高车架的抗扭刚度，但狭长的车架采用X型横梁并无明显的优点，

由于X型横梁太长时，受压的一根可能丧失牢固。所以，X型横梁仅对于短

而宽的车架较为有效。

3、中梁式车架

中梁式车架又称脊骨式车架，它只有一根位于中央贯穿车辆全长的纵梁，中央纵梁能够是圆管形截面，也能够是箱形截面。中梁前端做出支架，用于

固定发动机，传动轴在中梁内经过。主减速器平时固定在中梁的尾端而形成断开式驱动桥。在中梁上固定有横梁用于支撑车厢和驾驶室。

4、综合式车架

综合式车架一部分为管式梁，其他部分制成叉形，能够为它是中梁式车架的变形。

中梁式和综合式车架，能够较大地提高扭转刚度，但驾驶室、车厢等总成在车架上安装比较复杂，横梁悬臂较长，波折应力大。这类车架一般都要用断开式驱动桥，构造比较复杂。

依照以上解析，又由于本次设计的是微型客货两用车车架，应力构造简单，制造简单，各总成安装方便，可采用前窄后宽的边梁式车架。

§横梁和纵梁的连接

1、横梁和纵梁的连接型式

横梁和纵梁的连接型式主要有：a)横梁固定在纵梁的上下翼面上；b)横

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梁同时固定在纵梁的腹板与上或下翼面上；c)横梁仅固定在纵梁的腹板上。

第一种连接型式诚然有利于提高车架的整体刚度，但当车架产生较大的

扭转变形或纵梁承受较大的局部扭转时，纵梁上下翼面的应力将大幅度增加。

第二种连接型式的缺点是：作用在纵梁上的力直接传到横梁上，使横梁承受较大的载荷，从而易于发生早期损坏，很早就出现质量问题。

第三种连接型式的车架整体刚度诚然小些，但可防范纵梁上下翼面和横

梁的早期损坏。

本车架横梁与纵梁的连接即是第三种型式。

2、横梁在纵梁上的固定方法

A、铆接

采用搭接板铆接，合用于大量生产，制造成本低。改变铆钉数目或地址

即可改变纵梁的抗扭刚度。

B、焊接

焊接能保证纵梁有较高的抗扭刚度，连接牢固，不易松动，但要求较高的焊接质量和合理的焊接夹具，合用于小批量生产和闭口截面车架。C、螺栓连接

当横梁地址受总部署限制，为了便于拆装车架上的某些部件时，可采用这类固定方法，其缺点是在长远使用中，简单松动。

本车架纵横梁之间的固定方式为铆接。

§车架的设计与计算

车架是一个复杂的薄壁框架构造，在车架设计的初级阶段，可对纵梁进

行简单的波折强度计算，以此来确定车架的断面尺寸。下面是这类简化计算

的方法和步骤。

1、波折强度计算的基本假设

1）由于车架构造是左右对称的，左右纵梁的受力相差不大，故能够为纵梁是支撑在汽车前后轴上的简支梁。

2）空车时的簧上质量（包括车架质量在内）平均分布在左右二纵梁的全长上，其值可依照汽车底盘构造的统计数据大体估计。一般，对于轻型和中型

载货汽车来说，簧上质量约为空车质量的2/3；汽车的有效载荷平均分布在

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车厢全长上。

3）全部的作用力均经过纵梁截面的波折中心。实质上，纵梁的某些部位会由于安装外伸部件（如油箱、蓄电池等）而产生局部扭转，在设计时平时在此安装一根横梁，使得这类对纵梁的扭转变为对横梁的弯矩。故这类假设不会造成明显的错误。

经过上述假设，将车架由一个静不定的平面框架构造，简化成为一个位于支架上的静定构造。

2、纵梁的弯矩计算

要计算车架纵梁的弯矩，先计算车架前支座反作用力，向后轮中心支座处求矩，可得

F1msg（8－1）L2b4l(36602780)2500

式中：F1--前轮中心支座对任一纵梁的反作用力，N；L--纵梁的总长，mm；l--汽车轴距，mm；b--纵梁后端到后轴之间的距离，mm；ms--满载时的簧上质量（含车架自己质量），Kg；g--重力加速度，2在计算纵梁弯矩时,将纵梁分成两段地域,每一区段的均布载荷可简化为作用于区段中点的集中力.纵梁各端面上的弯矩计算采用弯矩差法,可使计算工作量大大减少.弯矩差法认为:纵梁上某一端面上的弯矩为该断面以前所

有力对这点的转矩之和.

1)驾驶室长度段纵梁弯矩的计算

在该区段内,依照弯矩差法,则有:

msg2MF1（8－2）4L2239.650.718(380)2

式中:M--纵梁上某一截面的弯矩；

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截面到前轮中心的距离,mm；

a--车架纵梁前端到前轮中心的距离，mm；

2）驾驶室后端到后轴段纵梁的弯矩计算

纵梁某一断面上的剪力为该断面以前全部力的和

msgQF1（8－3）2L

2239.361.435(380)

1694

式中：Q--纵梁某断面上的剪力，N。

由上可知，纵梁的最大弯矩必然发生在该段纵梁内。其地址可采用求M

对的导数并令其为零的方法获取。

由上式求得纵梁发生最大弯矩的地址，将该值代入弯矩计算公式，则可

求得纵梁碰到的最大弯矩Mmax为

Mmax

纵梁碰到的最大剪力则发生在汽车后轴周边。当l时，剪应力最大，

其最大剪应力Qmax为

Qmax

以上是仅考虑汽车静载工况下，纵梁断面弯矩和剪力的计算。实质上，

汽车行驶时还碰到各种动载荷的作用。所以，汽车行驶时实质碰到的最大弯

矩Mdmax和最大剪力Qdmax为MdmaxKdMdmax（8－4）QdmaxKdQdmax（8－5）式中：Kd--动载系数，对于轿车、客车Kd，载货汽车Kd=2.5,越野汽车Kd。客货两用车取Kd＝2MdmaxKdMdmax（8－6）=2

QdmaxKdQdmax（8－7）=2(-1893.5)

=-3787N

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3、纵梁截面特点计算

车架纵梁和横梁截面系数W按资料力学的方法进行计算。

BH3bh3W（8－8）6H

501103401003

110

3

4、波折应力计算纵梁断面的最大波折应力为：Mdmax（8－9）W按上式求得的波折应力不应大于资料的许用应力[]。许用应力可按下式计算：s（8－10）n式中：s--资料的信服极限，对于16Mn资料，s=340-360MPa；n--安全系数，一般安全系数取。取n=1.30,则[]=s（8－11）n340[]所以满足要求。5、车架的刚度校核

1）车架纵梁抗弯刚度校核

为了保证汽车整车及其相关部件的正常工作，对付纵梁的最大挠度予以

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限制。这就要求对纵梁的抗弯刚度进行校核。由资料力学可知，对于简支梁来说，其跨距中间受集中载荷F作用时，梁的挠度最大值ymax按下式计算ymaxFl3（8－12）48EJ3式中：J--梁的截面惯性矩，cm4；

--汽车轴距，m。

J(BH3bh3)（8－13）1250110340100312104mm4依照使用要求和经验，当车架纵梁中间受1000N集中载荷作用时，纵梁的最大挠度不得高出，即1000l348EJ3所以要求

J12（8-14）l3J>12l33所以满足要求。

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第九章总结

随着市场经济的不断发展，4座微型客货两用车已逐渐地被广泛使用，

占相关数