货车总体设计及后制动器设计说明书

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1、一、课程设计任务课题内容为给定基本设计参数的汽车进行总体设计，计算并匹配合适功率的发动机，轴荷分配和轴数，确定主要尺寸参数；详细计算后制动器的设计参数，绘出 后制动器的装配图。给定参数如下：额定装载质量3500Kg最大总质量6730Kg最大车速： 100Km/h课题任务要求总体设计计算要求1 .根据已知数据，确定轴数、驱动形式、布置形式。注意国家道路交通法规 规定和汽车设计规X。2 .确定汽车主要尺寸、轴荷分配，可参考同类车型选取参数。3 .选定发动机功率、转速、扭矩，确定发动机型号。4 .确定汽车轮胎。5 .确定传动系最小传动比，即主减速器传动比。6 .确定传动系最大传动比，从而计算出变速器

2、最大传动比。总成设计要求后制动器的结构形式、制动管路分路系统形式、后制动器的详细设计。课题完成后应提交的资料或图表、设计图纸1 .后制动器总装配图1X零号图2 .设计计算说明书1份含设计方案论证，设计分析与计算，设计总结、结 论，参考文献等，说明书正文不少于5000字。主要参考文献1王望予.汽车设计第4版M.机械工业，2004.2王霄峰.汽车底盘设计M,清华大学，2010.3王国权，蔡国庆.汽车设计课程设计指导书M .机械工业，2009.4 X 涛.汽车设计M.大学，2008.5余志生.汽车理论第5版M.机械工业，2010.6汽车工程手册编辑委员会.汽车工程手册M.人民交通，2001.口 陈家

3、瑞.汽车构造第3版M.机械工业，2009.8闻邦椿.机械设计手册第5版M.机械工业，2009.同组设计者：雷春华、肖会、梅昌明、苏弥、吴伟、课程设计进度表:阶段日期应完成任务内容检查 日期检查结果18周2日前布置题目，借阅参考资料，完成方 案选型、论证。18周5日前设计、计算并编写说明书19周4日前绘图、修改、完成三、学生课程设计装袋要求：1 .课程设计说明书按以下排列顺序印刷与装订成一本。(1)封面(2)课程设计任务书(3)中文摘要(4)目录(5)正文(6)参考文献(7)附录公式的推演、图表、程序等 2 .图纸。3 .说明书与图纸电子文档CSU1060A 货车总体设计与后制动器设计摘要汽车制

4、动系的功用是使汽车以适当的减速度降速行驶直至停车， 在下坡行驶时使汽车保持适当的稳定车速， 使汽车可靠地停在原地或坡道上。 制动系应至少包括行车和驻车制动装置， 有足够的制动效能， 工作可靠， 任何速度下制动都不应丧失操纵性和方向稳定性。本课程设计介绍了CSU1060微车总体设计与后制动器设计， 设计采用较常用的鼓式领从蹄式制动器。 设计包括总体主要参数设计、汽车的总体尺寸、 选择合适的发动机型号、 制动系主要参数设计、 后制动器设计计算、后制动轮缸尺寸设计计算等。保证汽车有良好的制动性能， 也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 ：货车设计；制动系；后制动；目录

5、1. 总体设计 21.1 轴数、驱动形式、布置形式21.2 汽车主要参数设计31.3 发动机功率、转速、扭矩与发动机型号的确定1.4 汽车轮胎的选择 61.5 确定传动系最小传动比71.6 确定传动系最大传动比82. 后轴制动器设计102.1 制动系统的结构形式102.2 制动器的主要参数设计102.3 驻车制动计算162.4 液压制动驱动机构的设计172.5 制动器主要零部件的结构设计193. 设计总结 21参考文献 21附录 1 典型车型的主要参数23附录 2 QC/T 3091999 251.总体设计给定基本设计参数如下:装载质量kg汽车型号最大总质量kg最大车速Km/h3500CSU1

6、060A6730100由已知数据，根据国家标准和有关书籍得以下初步总体设计方案:1.1轴数、驱动形式、布置形式1.1.1 轴数选择：根据参考文献1和GB 1589-2004,道路车辆外廓尺寸、轴荷与质量限值中 表4汽车、挂车与汽车列车最大允许总质量的最大限值与最大设计总质量的最 小限值可知：国家道路交通法规、设计规 X与汽车的用途可知，包括乘用车以 与汽车总质量小于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。而给定的货车总质量 为6730kg,故设计采用两轴方案。1.1.2 驱动形式的选择：4X2汽车的用途、总质量和对车辆通过

7、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。表1-1汽车与挂车单轴的最大允许轴荷车辆类型最大允许轴荷限值/kg挂车与二轴货车每侧单轮胎6000 每侧双轮胎10000客车、半挂牵引车与三轴以上（含三轴）货车每侧双轮胎7000 每侧双轮胎非驱动轴10000驱动轴11500安装名义断面宽度超过 400（公制系统）或13.00（英制系统）轮胎的车轴，其最大允许载荷不得超过各轮胎规定的负荷之和，其最大BM制为10000kg;装备空气悬架时最大允许轴和的最大限值为11

8、500kgo根据参考文献1和上表，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4X2驱动形式，故此货车采用4X2的驱动形式。1.1.3 布置形式的选择：平头、单排驾驶室，发动机前置后驱动形式；对货车的几种典型的布置形式进行分析比较。平头式货车的主要优点如下： 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， 加上总长缩短等因素的影响， 汽车整备质量减小； 驾驶视野得到明显改善； 采用翻转式驾驶室时能改善发动机与其附件的接近性； 汽车货箱与整车的面积利用率高。 其主要缺点是： 空载时前轴负荷大，在坏路上的通过性下降；驾驶室有翻转机构和锁止机构，使机构

9、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； 发动机的工作噪声、气味、 热量和震动对驾驶员均有较大影响； 汽车发生正面碰撞时， 易使驾驶员受到严重伤害。发动机前置后桥驱动的货车的主要优点是： 可以采用直列、 V 型或卧式发动机；发现发动机故障容易；发动机的接近性良好，维修方便；离合器、变速器等操纵机构的结构简单，容易布置；货箱地板高度低。主要缺点是：如果采用平头式驾驶室，而且将发动机布置在前轴之上，处于驾驶员、副驾驶员座位之间时，驾驶室内部拥挤， 隔绝发动机工作噪声、 气味、 热量和振动的工作困难， 离合器、变速器等操纵机构复杂。 发动机中置后桥驱动的货车， 可以采

10、用水平对置式发动机布置在货箱下方，因发动机通过性不好，需特殊设计，故维修不便；离合器、变速器等操纵机构结构复杂；因发动机距地面近，容易被车轮带起的泥土弄脏；受发动机位置影响， 货箱地板高度高。 因为这种布置形式的缺点多， 并且难以克服， 故已不再采用。 发动机后置后桥驱动的货车是在发动机后置后桥驱动的乘用车的底盘基础上变型而来的， 所以采用已经极少了。 它的主要缺点是离合器、 变速器等操纵机构复杂； 发现发动机故障和维修发动机都困难以与发动机容易被泥土弄脏；后桥容易超载等。综上所述本方案采用平头式发动机前置后驱动的布置形式。选用的参考车型为： NKR77PLNACJA 和 NKR77LLNAC

11、JAX 。1.2 汽车主要参数设计1.2.1 主要尺寸1外廓尺寸外廓尺寸的确定需考虑法规、汽车的用途、装载质量与涵洞和桥梁等道路尺 寸条件。根据 GB 1589-2004 2004-04-01发布，2004-10-01实施道路车辆外 廓尺寸、轴荷与质量限值中表 1汽车、挂车与汽车列车外廓尺寸的最大限值， 并参考现有车型的尺寸，取： 6800*1900*2300 mm。2轴距和轮距轴距L对整备质量、汽车总长、汽车最小转弯直径、传动轴长度、纵向通过 半径等有影响。当轴距短时，上述各指标减小。止匕外，轴距还对轴荷分配、传动 轴夹角有影响。轴距过短会使车厢长度不足或后悬过长。改变汽车轮距B会影响车厢或

12、驾驶室内宽、汽车总宽、总质量、侧倾刚度、 最小转弯直径等。受汽车总宽不得超过 2.5m的限制，轮距不宜过大。但在选定 的前轮距B1X围内，应能布置下发动机、车架、前悬架和前轮，并保证有足够 的转向空间，同时转向杆系与车架、车轮之间有足够的运动间隙。综上所述，根据参考文献1,各类汽车的轴距和轮距如表1-1,并参考同类车型，取：轴距 3815mm、前轮距1504mm、后轮距1425mm。表1-2各类汽车的轴距和轮距总质量t轴距mi轮距m2.21.7 2.91.15 1.352.2 3.02.3 3.21.30 1.503.5 5.02.6 3.31.40 1.656.0 9.03.6 4.21.7

13、0 1.8510.0 14.03.6 5.51.84 2.0014.0 17.04.5 5.61.84 2.003前悬和后悬汽车的前悬是通过两前轮中心的垂直地面与抵靠在车辆最前端并垂直于汽车纵向对称平面的垂直面之间的距离。 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，影响汽车通过性。后悬是通过汽车最后车 轮轴线的垂面与抵靠在汽车最后端并垂直于汽车纵向对称平面的垂直面之间的 距离。其长度主要取决与货厢的长度、轴距和轴荷分配的要求。对于货车而言， 其后悬长度主要取决于货箱、轴距和轴荷分配要求。参考同类车型，并根据参考文献1,总质量在1.814t的货车后悬一般在12002

14、200mm 之间，取：前悬 1015mm、后悬 1915mm。4车头长度货车车头长度指从汽车的前保险杠到驾驶室后围的距离。车头长度尺寸对汽 车外观、驾驶室的容积、发动机维修的方便性都有很明显的影响。根据参考文献1,平头型货车的车头长度一般在14001500mm之间，取：1500mm。5货车车厢尺寸车厢尺寸要考虑汽车的用途参考同类车型选取，但必须保证运送散装煤和袋 装粮食时能装足额定的装载质量。车厢边板高度对汽车装载货物后的质心高度以 与货物装卸的方便性有很大的影响。 我国对汽车的宽度有明确规定，在适合国家 标准的前提下，可适当取宽值。根据参考文献1,并参考同类车型，取：5050*1880*38

15、0mm。1.2.2 进行汽车轴荷分配汽车的轴荷分配是指汽车在空载或满载静止状态下，各车轴对支承平面的垂 直负荷。汽车的轴荷分配对轮胎寿命和汽车的许多使用性能有影响。为使轮胎磨损均 匀和寿命相近，各车轮的负荷应相差不大；为保证汽车良好的动力性和通过性， 驱动桥的符合应足够大，因此从动轴的负荷可以适当减小，以利于减小从动轴滚 动阻力和提高在坏路面上的通过性； 为了保证汽车有良好的操纵稳定性， 又要求 转向轴的负荷不能过小。根据汽车的驱动形式、发动机位置、汽车结构特点、车头形式与总质量等 并参考同类车型和参考文献1,表1-2为各类汽车的轴荷分配，由4*2后轮双胎, 平头式选取：满载：前轴35%,后轴

16、65%、空载：前轴50%,后轴50%。表1-3各类汽车的轴荷分配车型空载刖轴后 轴刖轴后 轴4*2后轮单胎32%-40%60%-68%50%-59%41%-50%商田七4*2后轮双胎，长、头式25%-27%73%-75%44%-49%51%-56%4*2后轮双胎，平头式30%-35%65%-70%48%-54%46%-52%6*4后轮双胎19%-25%75%-81%31%-37%63%-69%1.3 发动机功率、转速、扭矩与发动机型号的确定p 1 magfrPemax( 八八T 3600CdA 3、va max_ _ va max )76140根据给定的基本设计参数按下式估算发动机的最大功率:

17、式中的A为正投影面积，根据外形尺寸计算得到，货车 CD取0.81.0。根据估算出来的最大功率从国内主要汽车发动机生产厂家的产品中选定发 动机型式汽油机或者柴油机和型号，国内汽车发动机生产厂家主要有：玉柴、 朝柴、解放、东风、长安、XX动力、云内动力、内燃机等，可上网查询相关产 品的型号与参数。式中：A 为正投影面积：1900*2100 mm =3990000mm2 =3.99 m2CD为空气阻力系数，货车在0.81.0中选取，故取0.9“T为传动系效率,根据参考文献1,对驱动桥单级主减速器的4X2汽车 可取90%,故4T取90%fr为滚动阻力系数，根据参考文献1,对货车取0.02g为重力加速度

18、，取9.8m/s2ma为汽车总质量，6730kg;vamax为最高车速，100km/h ；由以上参数可计算得：Pemax =93.12KW。通过以上的计算结果选择发动机型号参数如表1-4:表1-4发动机发动机型号参数发动机型号庆铃 4KH1-TC额定功率(kw/r/min)96/3400最大扭矩(N - m/r/min)280/1700汽油机形式直列、水冷、四冲程气门数6气缸数4气缸直径mm95排量L2.99发火次序1 一 3 一 2 一 41.4 汽车轮胎的选择轮胎与车轮用来支撑汽车，承受汽车重力，在车桥轴与地面之间传力, 驾驶人员经操纵转向轮，可实现对汽车运动方向的控制。轮胎与车轮对汽车的

19、许多重要性能，包括动力性、经济性、通过性、操纵稳 定性、制动性与行驶安全性和汽车的承载能力都有影响，因此，选择轮胎是很重要的工作。轮胎与车轮部件应满足下述基本要求： 足够的负荷能力和速度能力；较小的 滚动阻力和行驶噪声；良好的均匀性和质量平衡性；耐磨损、耐老化、抗刺扎和 良好的气密性；质量小、价格低、拆装方便、互换性好。根据参考文献1以与参考同类车型，选取如下：轮胎数：6个；规格：7.50-15斜交胎；7.50是名义断面宽，15是名义轮 辆直径，外直径：774mm。1.5 确定传动系最小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。根据参考文献1,发动机最大功率时的车速Up

20、应等于最高车速或略小于最高车速：up ua max即主减速器传动比i0：0.377 r npmaxio；ua max ig式中：rr为滚动半径；npmax为发动机额定功率时的转速；uamax为最高车速 应根据选定发动机后的参数重新估算，为变速器的最高挡传动比，若最高 挡为直接挡，则=1。由已选轮胎得：自由直径为：d=774mm ; npmax=3400 rpm；由rr=Fd/2冗得:滚动半径rr=368.33mm其中：子午线轮胎：F=3.05;斜交轮胎：F=2.99由已知参数可知，；uamax=100km/h0.377 rr npmax根据公式可得：i ：=4.72;u amax i g因为齿

21、轮的传动比应避免取整数，以免磨损不均匀，故 i0取4.75。1.6确定传动系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i0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:Ftmax FfFimaxTtqmax ig1i0 T Gt cos Gsin r maxmaxrG f ?cos max sin max ri g 1gT ?in ? 丁rq max 0 T般货车的最大爬坡度为30%,即max 16.7 根据参考文献3,表1-2滚动阻力系数f的数值取一般的沥

22、青或混凝土路面 f=0.018。由已知数据和计算数据得,G=6730*9.8N; r=368.33mm； Ttqmax=280N?m;%=4.75;汽车传动系传动效率”T=0.9由此得：ig1 gG f?COS maxTrq max ?i0 ? T根据附着条件校核最大传动比:Temax ig1i0 T /gG2式中：G2为后轴轴荷；r.为滚动半径；igi为变速器的I挡传动比。所以：ig1詈心里T re max i 0 T根据已知数据和计算数据得:Tr 巳 m 回苴=9549*密、口G2 =6730*60%*9.8=39572.4N;小=0.S=0.36833m;Tremax=323.54N?m

23、(a =1.11.纵 1.2); io =4.75;可=0.9可得：igiG2 ?rr =8.43故取:igi=6.5。g 1-g 1Tre max i 0 T本次总体设计的基本参数如表1-4:表1-5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6800*1900*2300轴距(mm)3815前轮距(mm)1504后轮距(mm)1425发动机型号4KH1-TC额定功率(kw/r/min)96/3400最大扭矩(N - m/r/min)280/1700轮胎尺寸7.50-15主减速器传动比i04.75排放

24、标准欧三2. 后轴制动器设计2.1 制动系统的结构形式2.1.1 制动管路分路系统形式普通货车常采用一轴对一轴型，前轴制动器与后轴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，并根据制动踏板力与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， 货车后轮可采用领从蹄式， 此外， 短轴距平头货车的后 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

25、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，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

26、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、后轮制动力矩的比值：A仙 _+ 仇/Mr 一效/式中为同步附着系数，对于货车：0 0.5, hg为汽车质心高度。根据参考文献3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=0.5;质心高度hg=950mm；质心至前轴线的距离 L1=2200mm;质心至后轴线的距离L2=1615mm制动力分配系数 B =( 0 *hg+L 2)/L=0.55。先根据汽车满载在柏油、混凝土路面上紧急制动到后轮抱死拖滑 附着系数 按0.8计算，计算出前轮制动器的最大制动力矩 M imax；再

27、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 M 2maxo地面最大制动力 Fxbmax = Fz =6730*9.8*0.8=52763.2N ;所以，当后轮抱死拖滑时，前轮、后轮制动力分别为：Fxbi= Fzi= *GLi/L+Fxb*hg/L=32847.34NFxb2= Fzi= *GLi/L-Fxb*hg/L=19915.86N制动力矩为：M 1max= FxbiMr =32847.34 036833 N?m =i2098.66 N?mM 2max=FxbiMr =19915.86 036833 N?m =7335.61N?m。2.2.2 鼓式制动器主要参数

28、的确定根据参考文献1选取制动器主要参数，且制动鼓内径与摩擦衬片宽度必须 符合行业标准QC/T309-1999。1)制动鼓内径D由参考文献1,商用车制动鼓直径与轮物直径比 X围为0.700.83,轮物为15寸,即381mm,则直径选取 X围为266.7316.23内径与摩擦衬片宽度必须符合行业标准QC/T309-1999。D=280或300,取 上限 300。则 D=300mm。2）摩擦衬片宽度b和包角B由参考文献1,制动鼓半径R确定后，衬片的摩擦面积 Ap=R B bo制动器 各蹄衬片总的摩擦面积2 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，

29、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。由参考文献1表8-1衬片摩擦面积，选取Ap=630cm2。实验表明：摩擦衬片包角B =900-1000时，磨损最小，制动鼓温度最低，且 制动效能最高。选取包角 3=1000 。根据公式计算得摩擦衬片厚度为120.03mm,根据行业标准QC/T309-1999。B=45120mm,取 120mm。贝U B=120mm。3摩擦衬片起始角伊一般将衬片布置在制动蹄的中央，即令伊=90-0/2。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，以改善磨损均匀性和制动效能。故取向=40 。4制动器中心到X开力F。作用线的距离e在保证轮

30、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=12cm。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=12cm, c=3cm。2.2.3 鼓式制动器的设计计算对于领蹄：二 F 口对于从蹄:g二麻嬴57何T %久式中：F01和F02分别为领从蹄的X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=23.5cm；R1为制动时领蹄的作用半径；R2为制动时从蹄的作用半径；c为摩擦片支承点到轮物中心的距离 c =

31、12.37cm、R的计算如下：cos2 cos2 arctan2 sin2 sin2 4R cos cos 122、cos2 cos2 2 sin 2 sin 2 图2计算裱开.力荀图图1计算制动力矩葡图由初选的鼓式制动器参数可以求得：Q 25.960; a =125.960; 04000;所以，5 40.060; Ri = 16.79cm；并由领从蹄的计算式可得：D1=21.14cm;D2=9.63cm。如果顺着制动鼓旋转的蹄片和逆着制动鼓旋转的蹄片的q 和q角度不同, 很显然两块蹄片的6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：M

32、=Mp 打十A/jj 把=尸口125r&22由已求可得知：M尸M 2max/2=3667.81N?m用液力驱动时，F01=F02,所需的X开力为：A九F =塾血)并计算得：Fo=11920.08No自锁性检测：计算鼓式制动器，必须检查蹄有无自锁的可能1,即R c1 sin 4不会自锁。由已知条件可知：c 4a2+c2 1/2=12.37cm; 640.06; Ri = 16.79cm所以,c cos/( R1- c sin)=0.83f=0.4，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

33、力Ful和Fu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 动力分别等于各自的附着力，即：F|1+F|12=小 GFu/ Fu=(L2+(|)hg)/(L1-1 b)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 线一一理想的前、后轮制动器制动力分配曲线，简称 I曲线。式中已知：G=6730*9.8=65954N;L1=2200mm;L2=1615mm;hg=950mm。同步附着系数如=0.52小=0邙寸：Fu+Fu2=6585.4N所以：Fu=2956

34、.26NF u / F u=1710/2105= =3639.14N小=0.2寸：Fu+Fu2=13190.8N所以：Fu=6240.99NF u / F u=1805/2010=0.898% =6949.80N小=0.3寸：Fu+Fu2=19786.2N所以：F,f9854.20NF u / F u=1900/1915=0.992Fu =9931.00N小=0.4寸：Fu+、2=26381.6N所以：F13795.88NF u / F u=1995/1820=1.10Fu=12585.72N小=0.5寸：FFu2=32977N所以：F,=18066.04NF u / F u =2090/17

35、25=1.21Fu=14910.96N小=0.6寸：Fu+Fu2=39572.4N所以：F,f22664.66NF u / F u =2185/1630=1.34Fu=16907.74N小=0.7寸：FFu2=46167.8N所以：F,f27591.77NF u / F u =2280/1535=1.48Fu=18576.03N小=0.8寸：Fu+Fu2=52763.2N所以：F,f32847.34NF u / F u =2385/1440=1.65Fu=19915.86N小=0.9寸：A+Fu2=59358.6N所以：F, =38431.391NF u / F u =2470/1345=1.

36、84Fu =20927.21N小=1.0寸：Fu+Fu2=65954N所以：F,=44343.26NF1d F 山 =2565/1250=2.05Fu =21610.09NB线是实际前、后制动器制动力分配线。此线通过坐标原点，其斜率为：tan 0 =( 1)/ B 由 B =055 可得 tan 8 0.818所以可画出I曲线和B线：*1曲线 betatt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:ei2maVi4tAi其中 t Vi/j鼓式制动器的比能量耗散率以不大于 1.8W/mm2为宜1,计算时取减速度 j=0.6g。制动初速度总质量

37、3.5t以下的商用车用80km/h22.2m/s；总质量 3.5t以上的商用车用65km/h18m/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H&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, 故取本设计汽车的制动初始速度为：1 =65km/h18.06m/s；减速度 j=0.6g;进而：t v1 / j =18.06/0.6*9.8s=3.07s;并由初选参数可知：A1=650cm2; P =055所以后轮：e1=6.73*18.062*0.45/4*3.07*630=0.128W/mm21.8 W

38、/mm2符合要求。磨损特性指标是比摩擦力f0 :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：M =3667.81N?m； R=16.79cm； A=630cm2,可求得：f0=0.347N/mm2 励居404$M比1段J3口然0必50!的?sZW3035404550075者如30相40幅50&D1590才，“如此的75M110额4。5B外T5K1109的Mi*075SO110飒3TS5110皿M506s 575 1耶K 1W；如MQ12。$0能7585的JOQ12014034。(5g100I2D由1A0CMO)弊加1W