電動式制動器

電動式制動器,電動,制動器 前 言 輕型載貨車主要用于中、短途載貨運輸，一般能滿足城區(qū)附近的貨運要求，個別還用于客運。 第一章 制動系設(shè)計 §1.1 概述 汽車制動系是用以強制行駛中的汽車減速或停車，使下坡形式的汽車的車速保持穩(wěn)定以及使已停使的汽車在原地（包括在斜坡上）駐留不動的機構(gòu)。隨著高速公路的發(fā)展和車速的提高及車流密度的日益增大，為了保證行車安全，汽車制動系的工作可靠性顯得日益重要，也只有制動性能良好，制動系工作可靠的汽車，才能充分發(fā)揮其動力性能。 汽車制動系至少應(yīng)有兩套獨立的制動裝置，即行車制動裝置和駐車制動裝置。 行車制動裝置用作強制行駛中的汽車減速或停車，并使汽車在下短坡時保持適當?shù)姆€(wěn)定車速。其驅(qū)動機構(gòu)常采用單回路、雙回路或多回路結(jié)構(gòu)，以保持其工作可靠。 行車制動裝置由制動器和制動驅(qū)動機構(gòu)兩部分組成。制動器有鼓式與盤式之分。行車制動是用腳踩下制動踏板操縱車輪制動器來制動全部車輪。驅(qū)動機構(gòu)分液壓和氣壓兩種型式。用液壓傳遞操縱力時還應(yīng)有操縱主缸和制動輪缸以及管路；用氣壓操縱是 還應(yīng)有空氣壓縮機、氣路管道、貯氣筒、控制閥和制動氣室等。 行車制動應(yīng)滿足如下要求： 一、 適應(yīng)有關(guān)要求和法規(guī)的規(guī)定。各項性能指標除應(yīng)滿足設(shè)計任務(wù)書的規(guī)定和國家標準、法規(guī)制定的有關(guān)要求外，也應(yīng)考慮銷售對象國家和地區(qū)的法規(guī)和用戶要求。 二、 具有足夠的制動效能。行車制動效能是用在一定的制動初速度下或最大踏板力下的制動減速度和制動距離兩項指標來評定。 三、 工作可靠。行車制動裝置的制動驅(qū)動機構(gòu)至少應(yīng)有兩套獨立的管路，當其中一套失效時，另一套應(yīng)保證汽車制動效能不低于正常值的30%。 四、 制動效能的熱穩(wěn)定性好。 五、 制動時的操縱穩(wěn)定性好。即以任何速度制動，汽車都不應(yīng)當失去操縱性和方向穩(wěn)定性。為此，汽車前、后輪制動器的制動力矩應(yīng)有適當?shù)谋壤詈媚茈S各軸間載荷轉(zhuǎn)移情況而變化；同一軸上左、右車輪制動器的制動力矩應(yīng)相同。 六、 制動踏板的位置和行程符合人——機工程學要求，即操作方便性好，操縱輕便，舒適，能減少疲勞。踏板行程不大于170mm,其中考慮了摩擦襯片或襯塊的容許磨損量。各國法規(guī)規(guī)定，制動的最大踏板力一般為700N。設(shè)計時，緊急制動（約占制動總次數(shù)的5%～10%）踏板力的選取范圍為350～550N采用伺服制動或動力制動應(yīng)取小值。 七、 作用滯后的時間要盡可能的短，包括從制動踏板開始動作至達到給定制動效能水平的時間（制動滯后時間）和從開放踏板至完全解除制動的時間（解除制動滯后時間）。 八、 制動時不應(yīng)產(chǎn)生振動和噪聲。 九、 與懸架、轉(zhuǎn)向裝置不產(chǎn)生運動干涉，在車輪跳動或汽車轉(zhuǎn)向時不會引起自行制動。 十、 制動系中應(yīng)有音響或光信號等報警裝置以便能及時發(fā)現(xiàn)制動驅(qū)動機件的故障和功能失效；制動系中也應(yīng)有必要的安全裝置；例如一旦主，掛之間的連接制動管路損壞，應(yīng)有防止壓縮空氣繼續(xù)漏失的裝置；在行駛過程中掛車一旦脫掛，亦應(yīng)有安全裝置驅(qū)使駐車制動將其停駐。 十一、 能全天侯使用，氣溫高時液壓制動管路不應(yīng)有氣阻現(xiàn)象；氣溫低時制動管路不應(yīng)出現(xiàn)結(jié)冰。 十二、 制動系的機件應(yīng)使用壽命長，制造成本低；對摩擦材料的選擇也應(yīng)考慮到環(huán)保要求，應(yīng)力求減小制動時飛散到大氣中的有害于人體的石棉纖維。 §1.2 制動器的結(jié)構(gòu)形式及選擇 除了輔助制動裝置是利用發(fā)動機排氣或其它緩速措施對下長坡的汽車進行減緩或穩(wěn)定車速外，汽車制動器幾乎都是機械摩擦式的，既是利用固定元件與旋轉(zhuǎn)元件工作表面間的摩擦而產(chǎn)生制動力矩使汽車減速或停車的。 汽車制動器按其在汽車上的位置分車輪制動器和中央制動器，前者是安裝在車輪處，后者則安裝在傳動系某軸上，例如變速器第二軸的后端或傳動軸的前端。摩擦式制動器按其旋轉(zhuǎn)元件的形狀有可分為鼓式和盤式兩大類。鼓式制動器又分為內(nèi)張式鼓式制動器和外束型鼓式制動器。內(nèi)張型鼓式制動器的固定摩擦元件是一對帶有摩擦蹄片的制動蹄，后者又安裝在制動底板上，而制動底板則又緊固于前梁或后橋殼的突緣上或變速器殼或與其相固定的支架上；其旋轉(zhuǎn)摩擦元件為固定在輪轂上或變速器第二軸后端的制動鼓，并利用制動鼓的圓柱內(nèi)表面與制動蹄摩擦片的外表面作為一對摩擦表面在制動鼓上產(chǎn)生摩擦力矩，故又稱為蹄式制動器。外束型鼓式制動器的固定摩擦元件是帶有摩擦片且剛度較小的制動帶；其旋轉(zhuǎn)摩擦元件為制動鼓，并利用制動鼓的外圓柱表面和制動帶摩擦片的內(nèi)圓弧面作為一對摩擦表面，產(chǎn)生摩擦力矩作用于制動鼓，故又稱帶式制動器。在汽車制動器中帶式制動器曾僅用于某些汽車的中央制動器，現(xiàn)在汽車已很少使用。由于外束型鼓式制動器通常簡稱為帶式制動器，而且在汽車上已很少使用，所以內(nèi)張型鼓式制動器通常稱為鼓式制動器，而通常所說的鼓式制動器即是這種內(nèi)張型鼓式結(jié)構(gòu)。盤式制動器的旋轉(zhuǎn)元件是一個垂向安放且以兩側(cè)面為工作面的制動盤，其固定摩擦元件一般是位于制動盤兩側(cè)并帶有摩擦片的制動塊。當制動盤被兩側(cè)的制動塊夾緊時，摩擦表面便產(chǎn)生作用于制動盤上的摩擦力矩。盤式制動器常用作轎車的車輪制動器，也可用于各種汽車的中央制動器。 綜上所述，故選鼓式制動器。 鼓式制動器的結(jié)構(gòu)型式及選擇： 鼓式制動器可按其制動蹄的受力情況分類（見圖1-1）他們的制動效能、制動鼓的受力平衡狀況以及車輪旋轉(zhuǎn)方向?qū)χ苿有艿挠绊懢煌? 制動蹄按其張開時的轉(zhuǎn)動方向和制動鼓的旋轉(zhuǎn)方向是一致的，有領(lǐng)蹄和從蹄之分。制動蹄張開時的旋轉(zhuǎn)方向和制動鼓旋轉(zhuǎn)方向是一致的制動蹄，稱為領(lǐng)蹄；反之，則稱為從蹄。 圖1-1 鼓式制動器示意圖 一、 領(lǐng)從蹄式 領(lǐng)從蹄式制動器的每塊蹄片都有自己的固定點，而且兩固定支點位于兩蹄的同一端（圖1-1a）。張開裝置有兩種形式，第一種用凸輪或楔塊式張開裝置。其中，平衡凸塊和楔塊式張開裝置中的制動凸輪和制動楔塊是浮動的，故能保證作用在兩蹄上的張開力相等。第二種用兩個活塞直徑相等的輪缸（液壓傳動），可保證作用在兩蹄上的張開力相等。 領(lǐng)叢蹄式制動器的效能和效能穩(wěn)定性，在各式制動器中居中游：前進、倒退行駛的制動效果不變；結(jié)構(gòu)簡單，成本低；便于附裝駐車制動驅(qū)動機構(gòu)；調(diào)整蹄片與制動鼓之間的間隙工作容易。但領(lǐng)叢蹄式制動器也有兩蹄片上的單位壓力不等（在兩蹄上摩擦襯片面積相同的條件下），故兩蹄片磨損不均勻，壽命不同的特點。此外，因只有一個輪缸，兩蹄必須在同一驅(qū)動回路作用下工作。 領(lǐng)叢蹄式制動器得到廣泛的應(yīng)用，特別是轎車和輕型貨車、客車的后輪制動器用得較多。 二、 雙領(lǐng)蹄式 雙領(lǐng)蹄式制動器的兩塊蹄片各有自己的固定支點，而且兩固定支點位于兩蹄的不同端，如圖1-1b所示，領(lǐng)蹄的固定端在下方，從蹄的固定端在上方。每塊蹄片有各自獨立的張開裝置，而且位于與固定支點相對應(yīng)的一方。 汽車前進制動時，這種制動器的制動效能相當高。由于有兩個輪缸，故可以用兩個各自獨立的回路分別驅(qū)動兩蹄片。除此之外，這種制動器還有調(diào)整蹄片和制動鼓之間的間隙工作容易進行和兩蹄片上的單位壓力相等，使之磨損均勻，壽命相同等優(yōu)點。雙領(lǐng)蹄式制動器的制動效能穩(wěn)定性，僅強于增力式制動器。當?shù)管囍苿訒r，由于兩蹄片皆為雙從蹄，使制動效能明顯下降。與領(lǐng)從蹄制動器比較，由于多了一個輪缸，使結(jié)構(gòu)略顯復(fù)雜。 這種制動器適用于前進制動時前軸的軸荷及附著力大于后軸，而倒車制動時則相反的汽車上。它之所以不用于后輪，還因為兩個互相成中心對稱的輪缸，難以附加駐車制動驅(qū)動機構(gòu)。 三、 雙向雙領(lǐng)蹄式 雙向雙領(lǐng)蹄式制動器的結(jié)構(gòu)特點是兩蹄片浮動，用各有兩個活塞的輪缸張開蹄片（圖1-1c）. 無論是前進或者是后退制動時，這種制動器的兩塊蹄片始終為領(lǐng)蹄，所以制動效能相當高，而且不變。由于制動器內(nèi)設(shè)有兩個輪缸，所以適用于雙回路驅(qū)動機構(gòu)。當一條管路失效后，制動器轉(zhuǎn)變?yōu)轭I(lǐng)從蹄式制動器。除此之外，雙向雙領(lǐng)蹄制動器的兩蹄片上單位壓力相等，因而磨損均勻，壽命相同。雙向雙領(lǐng)蹄式制動器因有兩個輪缸，故結(jié)構(gòu)上復(fù)雜，且調(diào)整蹄片與制動鼓之間的間隙工作困難是它的缺點。 這種制動器得到比較廣泛的應(yīng)用。如用于后輪，則需要另設(shè)中央制動器。 四、 雙從蹄式 雙從蹄式制動器的兩蹄片各有一個固定支點，而且兩固定支點位于兩蹄片的不同端，并用各有一個活塞的兩輪缸張開蹄片（圖1-1d）。 雙從蹄式制動器的制動效能穩(wěn)定性最好，但因制動器效能最低，所以很少采用。 五、 單向增力式 單向增力式制動器的兩蹄片只有一個固定支點，兩蹄下端經(jīng)推桿相互連接成一體，制動器僅有一個輪缸用來產(chǎn)生推力張開蹄片（圖1-1e）。 汽車前進制動時，兩蹄片皆為領(lǐng)蹄，次領(lǐng)蹄上不存在輪缸張開力，而且由于領(lǐng)蹄上的摩擦力經(jīng)推桿作用到次領(lǐng)蹄，使制動器效能很高，居各式制動器之首。與雙向增力式制動器比較，這種制動器的結(jié)構(gòu)比較簡單。因兩塊蹄片都是領(lǐng)蹄，所以制動器效能穩(wěn)定性相當差。倒車制動時，兩領(lǐng)蹄又皆為從蹄，結(jié)果制動效能很低。因兩蹄片上單位壓力不等，造成蹄片磨損不均勻，壽命不一樣。這種制動器只有一個輪缸，故不適合用于雙回路驅(qū)動機構(gòu)；另外由于兩蹄片下部聯(lián)動，使調(diào)整蹄片間隙工作變得困難。 少數(shù)輕、中型貨車用來作前制動器。 六、雙向增力式 雙向增力式制動器的兩蹄片端部各有一個制動時不同時使用的共同支點，支點下方有一個輪缸，內(nèi)裝兩個活塞用來同時驅(qū)動張開兩蹄片，兩蹄片下方經(jīng)推桿連接成一體（圖1-1f）。 與單向增力式不同的是次蹄片上也作用有來自輪缸活塞推壓的張開力，盡管這個張開力的制動力矩能大到主領(lǐng)蹄制動力矩的2——3倍。因此，采用這種制動器后，即使制動驅(qū)動機構(gòu)中不用伺服裝置，也可以借助很小的踏板力得到很大的制動力矩。這種制動器前進與倒車的制動效果不變。 雙向增力式制動器因兩蹄片均為領(lǐng)蹄，所以制動器效能穩(wěn)定性比較差。除此之外，兩蹄片上的單位壓力不等，故磨損不均勻 ，壽命不同。調(diào)整間隙工作與單向增力式一樣比較困難。因只有一個輪缸，故制動器不適合用于有的雙回路驅(qū)動機構(gòu)。 上述制動器的特點是用制動器效能、效能的穩(wěn)定性和摩擦襯片磨損均勻程度來評價。增力式制動器效能最高，雙領(lǐng)蹄次之，領(lǐng)從蹄式更次之，還有一種雙領(lǐng)蹄式制動器的效能最低，故極少采用。而就工作穩(wěn)定性來考慮，名次排列正好與效能排列相反，雙從蹄式最好，增力式最差。摩擦系數(shù)的變化是影響制動器工作效能穩(wěn)定性的主要因素。 還應(yīng)指出，制動器的效能不僅與制動器的結(jié)構(gòu)型式、結(jié)構(gòu)參數(shù)和摩擦系數(shù)有關(guān)，也受到其他因素的影響。例如制動器摩擦襯片與制動鼓僅在襯片的中部接觸時，輸出的制動力矩最?。欢谝r片的兩端接觸時，輸出的制動力矩最大。制動器的效能常以制動效能因數(shù)或簡稱制動因數(shù)BF（brake factor）來衡量，制動因數(shù)BF可用下式表達： 式中：——制動器摩擦副間的摩擦力； ——制動器摩擦副間的法向力，對平衡式鼓式制動器和盤式制動器： f——制動器摩擦副間的摩擦系數(shù)； p——鼓式制動器的蹄端作用力。 基本尺寸比例相同的各種內(nèi)張式制動器的制動因數(shù)BF與摩擦系數(shù)f之間的關(guān)系如（圖1-2）所示。BF值越大，即制動效能好。在制動過程中由于熱衰退，摩擦系數(shù)是變化的。因此摩擦系數(shù)變化時，BF值變化小的，制動器效能穩(wěn)定性就好。 綜上所述，本設(shè)計選雙向增力式制動器。在行車制動器中裝有駐車制動器。前輪采用單回路。后輪有駐車制動器，一旦油關(guān)失效駐車可充當剎車。 圖1-2 鼓式制動器效能因數(shù)與摩擦因數(shù)的關(guān)系 1-雙向增力式 2-雙領(lǐng)蹄式 3-領(lǐng)從蹄式 4-雙從蹄式 §1.3 制動系的主要參數(shù)及其選擇 制動系設(shè)計中的需要給定的整車參數(shù)有： 型式 平頭、雙軸、后橋驅(qū)動、輕型載貨汽車 載重量 2000 全長 4800 最寬 1860 總高 空車 2100 滿載 2065 軸距 2800 輪距 前 1480 后 1470 前懸 700 后懸 1250 整備重量 （包括燃料、水、備胎） 2000 滿載總重 4195 空車軸荷分配 前軸 1000 50% 后軸 1000 50% 滿載軸荷分配 前軸 1384 33% 后軸 2810 67% 貨廂外形尺寸 長 3120 寬 1850 高 450 貨廂內(nèi)部尺寸 長 3000 寬 1770 高 400 貨廂底板距地面高度 空車時 950 滿載時 865 最小離地間隙（滿載） 前軸下部 185 mm 后橋殼下部 190 mm 發(fā)動機油底殼下 215mm 最大涉水深度 450 接近角 42 離去角 31 縱向通過半徑 最大爬坡度 20度 最小轉(zhuǎn)彎半徑 5.7m 最高車速 滿載時 100km/h （85km/h） 燃油消耗量 滿載時 小于 9.5升/百公里 汽車質(zhì)量參數(shù)的確定 汽車裝載量=2000kg 設(shè)計乘員數(shù) 3人 滿人數(shù)質(zhì)量為3*65kg=195kg 汽車整備質(zhì)量利用系數(shù) =1 （柴油機取0.8~1） 故汽車整備質(zhì)量=2000kg 故汽車總重=4195kg 一、鼓式制動器主要參數(shù)的確定 1、制動鼓內(nèi)徑D： 輪輞直徑Dr=16*22=352mm； 輸入力F一定時，制動鼓內(nèi)徑越大，制動力矩越大，且散熱能力也越強。但增大D受輪輞內(nèi)徑限制，制動鼓與輪輞之間應(yīng)保持足夠的間隙，通常要求該間隙不大于20mm，否則不僅制動鼓散熱條件太差，而且輪輞受熱后可能粘住內(nèi)胎或烤壞氣門嘴。制動鼓應(yīng)有足夠的壁厚，用來保證有較大的剛度和熱容量，以減小制動時的溫升。制動鼓的直徑小，剛度就大，并且有利于保證制動鼓的加工精度。 制動鼓與輪輞直徑之比D/Dr的范圍如下： 轎車： D/Dr=0.64～0.74 貨車： D/Dr=0.70～0.83 D = 352*0.82 = 289 mm； （1-1） 輪轂內(nèi)徑：D=290mm。 2、制動蹄摩擦襯片的包角β和寬度b 實驗表明摩擦襯片包角β角減小雖然有利于散熱，但單位壓力過高將加速磨損。實際上包角兩端處的單位壓力最小。因此過分延伸襯片的兩端以加大包角，對減小單位壓力的作用不大，而且將使制動不平順，容易使制動器發(fā)生自鎖。因此，包角一般不宜大于120°。 故取 β = 110° 摩擦襯片寬度尺寸b的選取對摩擦襯片的使用壽命有影響。襯片寬度尺寸取窄些，則磨損速度快，襯片壽命短；若襯片寬度尺寸取寬些則質(zhì)量大，不易加工，并且增加成本，過大也不宜保證與制動鼓全面接觸。 制動鼓半徑R確定后，襯片的摩擦面積為Ap=Rβb.制動器各蹄襯片總得摩擦面積越大，制動時所受單位面積的正壓力和能量負荷越小，從而磨損特性越好。 根據(jù)國外統(tǒng)計資料分析，單個車輪鼓式制動器的襯片面積隨汽車總質(zhì)量增大而增大， 由貨車質(zhì)量單個制動器總的襯片面積Ap=150～250cm （1-2） 取b=65 mm 3、摩擦襯片起始角 一般將襯片布置在制動蹄的中央，即令 如圖所示，有時為了適應(yīng)單位壓力的分布情況，將襯片相對于最大壓力點對稱布置，以改善制動效能和磨損的均勻性和制動性能。故取 （1-3） 4、張開力作用線到制動器中心的距離a 在保證輪缸或制動凸輪能夠布置于制動鼓內(nèi)的條件下，應(yīng)使距離a盡可能大，以提高制動效能： （1-4） 取a=110mm 圖1-3 鼓式制動器的主要幾何參數(shù) 5、制動蹄支撐點位置坐標k和c 在保證兩蹄支撐端面不致相互干涉的條件下，使c盡可能的大，k盡可能小，暫定 c =0.8R =120 mm 取c=110mm k = 20 mm. 6、摩擦片摩擦系數(shù)f 選擇摩擦片時不僅希望其摩擦系數(shù)要高些，更要求其穩(wěn)定性要好，受高溫度和壓力影響要小。不能單純地追求摩擦材料的高摩擦系數(shù)，應(yīng)提高對摩擦系數(shù)的穩(wěn)定性和降低制動器對摩擦系數(shù)偏離正常值的敏感性的要求，后者對蹄式制動器是非常重要的。各種制動器用摩擦材料的摩擦系數(shù)的穩(wěn)定值約為0.3～0.5，少數(shù)可達0.7。一般來說，摩擦系數(shù)愈高的材料，其耐磨性愈差。所以在制動器設(shè)計時并非一定要追求高摩擦系數(shù)的材料。 故取 f=0.30。 第二章 制動器的設(shè)計計算 §2.1 鼓式制動器的設(shè)計計算 一、壓力沿襯片長度方向的分布規(guī)律 除摩擦襯片因有彈性容易變形外，制動鼓蹄片和支承也有變形所以，計算法向力在摩擦襯片上的分布規(guī)律比較困難。通常只考慮襯片徑向變形的影響，其他零件 變形的影響較小而忽略不計。 制動蹄有一個自由度和兩個自由度之分，本設(shè)計的制動蹄有兩個自由度，兩個自由度的緊蹄摩擦襯片徑向變形規(guī)律，如圖2-1所示將坐標原點取在制動鼓中心o點。y坐標軸線通過蹄片的瞬時轉(zhuǎn)動中心a點。 圖2-1 計算制動蹄摩擦稱片徑向變形簡圖 制動時，由于摩擦襯片變形，蹄片一面繞瞬時轉(zhuǎn)動中心移動，同時還順著摩擦力作用的方向沿支承面移動。結(jié)果蹄片中心位于O點，因而未改變的摩擦襯片的表面輪廓（E，E線）就沿OO方向移動進入制動鼓內(nèi)，顯然，表面上所有點在這個方向的變形是一樣的，位于半徑OB上的任意點B的變形就是BBˊ線段，所以同樣一些點的徑向變?yōu)? 考慮到和所以對于緊蹄的徑向變形和壓力P為： （2-1） 式中：----------為任意半徑OB和y軸之間的夾角； -----------最大壓力線OO與X軸之間的夾角； ------------半徑OB和OO線之間的夾角； 所以可以認為：對于尚未磨合的新制動蹄襯片，沿其長度方向的壓力分布符合正弦曲線規(guī)律。 沿摩擦襯片長度方向壓力分布不均勻程度，可用不均勻系數(shù)評價： 式中-------制動蹄襯片上的最大壓力； -------在同等制動力矩作用下，假想壓力分布均勻時的壓力。 在計算鼓式制動器時，必須建立制動蹄對制動鼓的壓緊力與所產(chǎn)生的制動力矩之間的關(guān)系。 為計算制動蹄片上的力矩TTf1，在摩擦襯片表面上取一橫向單元面積，并使其位于與y1軸的交點為a處，單元面積為bRda，其中b為摩擦襯片寬度，R為制動鼓半徑，da為單元面積的包角，如圖（5）所示。 由制動鼓作用在摩擦襯片單元面積的法向反力為： （2-2） 而摩擦力fdN產(chǎn)生制動力矩為 在由區(qū)段上積分上式，得 （2-3） 當法向壓力均布時 （2-4） 不均勻系數(shù) 圖2-2 制動力矩的計算用簡圖 其中： 前面已選定為35度 所以： 式（2-3）和（2-4）給出的是由壓力計算制動力矩的方法，單在實際計算中采用由張開力p計算制動力矩T 的方法則更為方便。前蹄產(chǎn)生的制動力矩TTf可表達如下： （2-5） 式中 N——單元法向的合力； ——摩擦力fN的作用半徑（見圖2-2） 為了求的力N1和張開力P1的關(guān)系式，寫出制動蹄上力的平衡方程式： （2-6） 式中 的作用線之間的夾角； S1x——支撐反力Q在X1軸上的投影。 解式 （2-6），得 （2-7） 圖2-3 張開力計算用簡圖 對于前蹄可用下式表達為 （2-8） 對于后蹄可類似地表示為 （2-9） 為了確定，必須求出法向力N及其分量。如果將dN（見圖2-3）看作是它投影在x1軸和y1軸上的分量dNx 和dNy的合力，根據(jù)式（2-2）有： （2-10） （2-11） 因此 式中 所以 根據(jù)式（2-3）和式（2-5），并考慮到 則有 所以： R1=152.6mm R2=158.7mm 又因： 其中 所以： 對具有兩蹄的制動器來說，其制動鼓上的制動力矩等于兩蹄摩擦力矩之和，即 （2-12） 對于液壓驅(qū)動的制動器來說，，所需的張開力為 （說明：制動力矩T，由法規(guī)規(guī)定的滿載時最小制動距離是計算出所需的最大剎車制動力矩得出） 所以： P=7000N； 計算鼓式制動器，必須檢查蹄有無自鎖的可能。由式（2-7）得出自鎖條件。當式（2-7）中的分母等于零時，蹄自鎖，即 如果式 成立，則不會自鎖。 因為： 故，制動蹄不會自鎖。 §2.2 摩擦襯片的磨損特性計算 摩擦襯片的磨損，與摩擦副的材質(zhì)，表面加工情況、溫度、壓力以及相對滑磨速度的多種因素有關(guān)，因此在理論上要精確計算磨損性能是很困難的。但實驗表明，摩擦表面的溫度、壓力、摩擦系數(shù)和表面狀態(tài)等是影響磨損的重要因素。 汽車的制動過程是將其機械能（動能、勢能）的一部分轉(zhuǎn)變?yōu)闊崃慷纳⒌倪^程。在制動強度很大的緊急制動過程中，制動器幾乎承擔了耗散汽車全部動力的任務(wù)。此時由于在短時間內(nèi)熱量來不及逸散到大氣中，致使制動器溫度升高此即所謂的制動器的能量負荷。能量負荷愈大，則襯片的磨損愈嚴重。 制動器的能量負荷常以其比能量耗散率作為評價指標。比能量耗散率又稱為單位功負荷或能量負荷，它表示單位摩擦面積在單位時間內(nèi)耗散的能量，其單位為w/mm。 雙軸汽車的單個前輪制動器和單個后輪制動器的比能量耗散率分別為 （2-13） 式中，——汽車回轉(zhuǎn)質(zhì)量換算系數(shù)； ——汽車總質(zhì)量； ——汽車制動初速度與終速度，m/s；計算時3.5t以上的貨車取=65km/h（18m/s）； j——制動減速度。，計算時取j=0.6g； t——制動時間，s； A、A——前后制動器襯片的摩擦面積； ——制動力分配系數(shù)。 在緊急制動到=0時，并可近似的認為=1，則有 (2-14) 鼓式制動的比能量耗損率以不大于1.8w/mm為易，但當制動初速度低于式（2-13）下面所規(guī)定的值時，則允許略大于1.8w/mm。轎車盤式制動器的比能量耗散率應(yīng)不大于6.0w/mm。比能量耗散率過高，不久會加速制動襯片的磨損，而且可能引起制動鼓或盤的龜裂。 其中=1.92 所以：e1=1.36w/mm e2=1.88w/mm 故符合要求。 磨損特性指標也可用襯片的比摩擦力即單位面積的摩擦力來衡量。 單個車輪制動器的比摩擦力為 式中，——單個制動器的制動力矩； R ——制動半徑 A——單個制動器的襯片摩擦面積。 當制動減速度j=0.6g時，鼓式制動器的比摩擦力F不大于0.48N/mm為宜。 所以： F =0.31 故符合要求。 §2.3制動力與制動力分配系數(shù) 汽車制動時，如果忽略路面對車輪的滾動阻力矩和汽車回轉(zhuǎn)質(zhì)量的慣性力矩，則任一角速度的車輪，其力矩平衡方程為： (2-15) 式中 ——制動器對車輪作用的制動力矩，即制動器的摩擦力矩，其方向與車輪旋轉(zhuǎn)方向相反，N*m； ——地面作用于車輪上的制動力，即地面與輪胎之間的摩擦力，有稱為地面制動力，其方向與汽車行駛的方向相反，N； ——車輪的有效半徑，m。 令 并稱之為制動器制動力，它是在輪胎周緣克服制動器摩擦力矩所需的力，因此又稱為制動器周緣力。與地面制動力的方向相反，當車輪角速度時，大小亦相等，且僅由制動器結(jié)構(gòu)參數(shù)所決定。即取決于制動器的結(jié)構(gòu)形式、尺寸、摩擦副的摩擦系數(shù)及車輪有效半徑等，并與制動踏板力即制動系的液壓、或氣壓成正比。當加大踏板力以增大時，和均隨之增大。但地面制動力受著條件的限制，其值不可能大于附著力，即 或 式中 ——輪胎與地面間的附著系數(shù)； Z——地面對車輪的法向反力。 制動器制動力和地面制動力達到附著力值時，車輪即被抱死并在地面上滑移。此后制動力矩即表現(xiàn)為靜摩擦力矩，而即成為與相平衡以阻止車輪再旋轉(zhuǎn)的周緣力極限值。當制動達到后，地面制動力達到附著力值后就不在增大，而制動器制動力由于踏板力的增大使摩擦力矩增大而繼續(xù)上升。 根據(jù)汽車制動時的整車受力分析，考慮到制動時的軸荷轉(zhuǎn)移，可求得地面對前、后軸車輪的法向反力為： （2-16） 圖2-4制動力與踏板力FP的關(guān)系 式中 G——汽車所受重力； L——汽車軸距； ——汽車質(zhì)心離前軸距離； L——汽車質(zhì)心離后軸距離； ——汽車質(zhì)心高度； g ——重力加速度； ——汽車制動減速度。 汽車總的地面制動力為 　　　　　（2-17） 式中q——制動強度，亦稱比減速度或比制動力； ——前后軸車輪的地面制動力。 由以上兩式可求得前、后軸車輪附著力為 （2-18） 上式表明：汽車在附著系數(shù)為任一確定值的路面上制動時，各軸附著力即為極限制動力并非為常數(shù)，而是制動強度q或總制動力FB 的函數(shù)。當汽車各車輪制動器的制動力足夠時，根據(jù)汽車前、后軸的軸荷分配，前、后車輪制動器的制動力的分配、道路附著系數(shù)和坡度情況等，制動過程可能出現(xiàn)的情況有三種，即： 一、 輪先抱死拖滑，然后后輪再抱死拖滑； 二、 后輪先抱死拖滑，然后前輪再抱死拖滑； 三、 前、后輪同時抱死拖滑。 在以上三種情況中，顯然是最后一種情況的附著條件利用最好。由上面的公式可以求出在任何附著系數(shù)的路面上，前后輪同時抱死即前后軸車輪附著力同時被充分利用的條件是： （2-19） 式中； ； ——前軸車輪的地面制動力； ——后軸車輪的地面制動力； ——地面對前、后軸車輪的法向反力； ——汽車質(zhì)心離前、后軸的距離 G——汽車重力； ——汽車質(zhì)心高度。 由上式可知，前、后輪制動器的制動力的函數(shù)。 上式可消去，得 式中L——汽車的軸距。 將上式繪成以為坐標的曲線，即為理想的前、后制動器制動力分配曲線，簡稱I曲線，如圖（2-5）所示。如果汽車前、后制動器的制動力能按曲線I的規(guī)律分配，則能保證汽車在任何附著系數(shù)路面上制動時，都能使前、后車輪同時抱死。然而，目前大多兩軸汽車尤其是貨車的前后制動力之比為一定值，并以前制動器制動力與汽車總制動器制動力之比；表面分配比例，稱為汽車制動器制動力分配系數(shù)： （2-20） 又由于在附著條件所限定的范圍內(nèi)，地面制動力在數(shù)值上等于相應(yīng)的制動周緣力，故又可通稱為制動力分配系數(shù)。 圖2-5 I曲線與線 §2.4同步附著系數(shù) 上式又可表達為： 上式在圖中是一條通過坐標原點且斜率為（1-）/的直線，它是具有制動器制動力分配系數(shù)為的汽車的實際前、后制動器動力分配線，簡稱線。圖中線與I曲線交點處的附著系數(shù)為同步附著系數(shù)。它是汽車制動性能的一個重要參數(shù)，有汽車結(jié)構(gòu)系數(shù)所決定。國外有的文獻推薦滿載時的同步附著系數(shù)，轎車取。 故取=0.6。 §2.5 制動器最大制動力矩 應(yīng)合理的確定前、后輪制動器的制動力矩，以保證汽車有良好的制動效能和穩(wěn)定性。 最大制動力是汽車附著質(zhì)量被完全利用的條件下獲得的，這時制動力與地面作用于車輪的法向力成正比。雙軸汽車前、后輪附著力同時被充分利用或前、后輪同時抱死時制動力之比為 式中 ——汽車質(zhì)心離前、后輪的距離； ——同步附著系數(shù)； ——汽車質(zhì)心高度。 所以： 制動器所能產(chǎn)生的制動力矩，受車輪的計算力矩所制約，即 （2-21） 式中——前軸制動器的制動力，； ——后輪制動器的制動力，； ——作用于前軸車輪上的地面法向反力； ——作用于后軸車輪的地面法向反力； ——車輪的有效半徑。 對于常遇的道路條件較差、車速較低因而選取了較小的同步系數(shù)值的汽車，為了保證在的良好路面上能夠制動到后軸和前軸先抱死滑移（此時制動強度q=），前、后軸的車輪制動器所能產(chǎn)生的最大制動力矩為： 所以： =3.18 =3.16。 §2.6 制動器的主要零件的結(jié)構(gòu)設(shè)計 一、 制動鼓 制動鼓應(yīng)具有較高的剛性和大的熱容量，制動時其溫升不應(yīng)超過極限值。制動鼓的材料與摩擦襯片的材料相匹配，應(yīng)能保證具有高的摩擦系數(shù)并使工作表面磨損均勻。 制動鼓有鑄造的和組合兩種。鑄造制動鼓多選用灰鑄鐵，具有機械加工容易、耐磨、熱容量大的優(yōu)點。組合式制動鼓的特點是質(zhì)量小，工作面耐磨，并有較高的摩擦因數(shù)。 綜上所述，故選用鑄鐵制動鼓，并且制動鼓的外圓周部分鑄有肋，用來加強剛度和增加散熱效果。 制動鼓壁厚的選擇主要是從剛度和強度方面考慮。壁厚取大些也有助于增大熱容量，但實驗表明，壁厚從11mm增至20mm，摩擦表面平均最高溫度變化并不大。一般鑄造制動鼓的壁厚：轎車為7～12mm，中、重型貨車為13～18mm。 故取壁厚為12mm。 二、 制動蹄 制動蹄采用鋼板沖壓—焊接制成。制動蹄的斷面形狀和尺寸應(yīng)保證其剛度。 制動蹄和摩擦片可以鉚接，也可以粘接。粘接的優(yōu)點在于襯片更換前允許磨損的厚度較大，其缺點是工藝較復(fù)雜，且不易更換襯片。鉚接的噪聲較小。 故選用鉚接。 三、 制動底板 制動底板是除制動鼓外制動器各零件的安裝基體，應(yīng)保證各安裝零應(yīng)有足夠的剛度。 故選用由鋼板沖壓成型的制動底板并且有凹凸起伏的形狀。 四、 制動輪缸 采用活塞式制動蹄張開結(jié)構(gòu)。輪缸的缸體由灰鑄鐵HT250制成。其缸筒為通孔，需鏜磨。活塞由鋁合金制成?；钊舛藟河袖撝频拈_槽頂塊，以支承插入槽中的制動蹄腹板端部。輪缸的工作腔 由靠在活塞內(nèi)端面處的橡膠皮碗密封。 五、 摩擦材料 制動摩擦材料應(yīng)具有高而穩(wěn)定的摩擦系數(shù)，抗熱衰退性能好，不能在溫度升到某一數(shù)值后摩擦系數(shù)突然急劇下降；材料的耐磨性能好，吸水率低，有較高的耐擠壓和耐沖擊性能；制動時不產(chǎn)生噪聲和不良氣味，應(yīng)盡量采用少污染和對人體無害的摩擦材料。 目前在制動器中普遍采用著模壓材料，它是以石棉纖維為主并與樹脂粘接劑、調(diào)整摩擦性能的填充劑與噪聲消除劑等混合后，在高溫下模壓成型的。模壓材料的擾性較差，故應(yīng)按襯片或襯塊規(guī)格模壓，其優(yōu)點是可以選用各種不同的聚合樹脂配料，使襯片或襯塊具有不同摩擦性能和其他性能。 另一種是編織材料，它是先用長纖維石棉與銅絲或鋅絲的合絲編制成布，再浸以樹脂粘合劑經(jīng)干燥后輥壓制成。其擾性好，剪切后可以直接鉚到任何半徑的制動蹄或制動帶上。在溫度下，它具有較高的摩擦系數(shù)（f=4.0以上），沖擊強度比模壓材料高4～5倍。但耐熱性差，在以上即不能承受較高的單位壓力。磨損加快。因此這種材料僅適用于中型以下的汽車的鼓式制動器，尤其是帶式中央制動器。 粉末冶金摩擦材料是以鐵粉或銅粉為主要成分，加上石墨、陶瓷粉等非金屬粉末作為摩擦系數(shù)調(diào)整劑，用粉末冶金方法制成。其抗熱衰退性能和抗水衰退性能好，但造價高，適用與高性能轎車和行駛條件惡劣的貨車等制動器負荷重的汽車。 綜上所述，故選用編織材料。 六、鼓式制動器的調(diào)整機構(gòu) 制動鼓（制動盤）與摩擦片（摩擦襯片）之間在未制動的狀態(tài)下應(yīng)有工作間隙，以保證制動鼓（制動盤）能自由轉(zhuǎn)動。一般，鼓式制動器的設(shè)定間隙為0.2～0.5mm；盤式制動器的為0.1～0.3mm。此間隙的存 在會導(dǎo)致踏板或手柄的行程損失，因而間隙量應(yīng)盡量小?？紤]到在制動過程中摩擦副可能產(chǎn)生機械變形和熱變形，因此制動器在冷卻狀態(tài)下應(yīng)有的間隙應(yīng)通過實驗來確定。另外，制動器在工作過程中會因為摩擦片（襯塊）的磨損而加大，因此制動器必須設(shè)有間隙調(diào)整機構(gòu)。 故選用楔塊式自動調(diào)整機構(gòu)。 §2.7 制動驅(qū)動機構(gòu)的結(jié)構(gòu)形式選擇及設(shè)計計算 一、制動驅(qū)動機構(gòu)的結(jié)構(gòu)形式的選擇 根據(jù)制動力源的不同制動驅(qū)動機構(gòu)可分為簡單制動、動力制動、伺服制動三大類。 1、簡單制動系 即人力制動，是靠司機作用于制動踏板上或手柄上的力作為動力源。力的傳遞方式又有機械式和液壓式兩種。機械式靠桿系和鋼絲繩傳力，其結(jié)構(gòu)簡單，造價低廉，工作可靠，但機械效率低，故僅用于中小型汽車的制動裝置中。液壓式簡單制動系通常簡稱為液壓制動系，用于行車制動裝置。其優(yōu)點是作用滯后時間短（0.1～0.3s），工作壓力高（可達10～12mpa），輪缸尺寸小，可布置在制動蹄內(nèi)部作為制動蹄張開機構(gòu)或制動塊壓緊機構(gòu)，使之結(jié)構(gòu)簡單、緊湊、質(zhì)量小、造價低。但其有限的力傳動比限制了它在汽車上的使用范圍。另外，液壓管路在過度受熱時會形成氣泡而影響傳輸，使制動效能降低甚至失效。液壓式簡單制動系曾廣泛用于轎車、輕型及輕型以下的貨車及部分中型貨車上。 2、動力制動系 動力制動系是以發(fā)動機動力形成的氣壓或液壓勢能作為汽車制動的全部力源進行制動，而司機作用于制動踏板或手柄上的力僅作用于對制動回路中控制元件的操縱。在簡單制動系中的踏板力其行程間的反比例關(guān)系在制動系中便不復(fù)存在，因此，此處的踏板力較小且可有適當?shù)奶ぐ逍谐獭? 氣壓制動系是動力制動器最常見的型式，由于可獲得較大制動驅(qū)動力且主車與被拖的掛車以及汽車列車之間制動驅(qū)動系統(tǒng)之間的連接裝置結(jié)構(gòu)簡單、連接和斷開都很方便，因此廣泛用于總質(zhì)量位于8噸以上，尤其是15噸以上的載貨貨車、越野車和客車上。但氣壓制動系必須采用空氣壓縮機，儲氣罐、制動閥等裝置，結(jié)構(gòu)復(fù)雜、笨重、輪廓尺寸大、造價高；管路中氣壓的產(chǎn)生和撤消均較慢，作用滯后時間較長（0.3～0.9s），因此在制動閥到制動氣室和儲氣罐的距離較遠時，有必要加設(shè)氣動的第二級控制元件——繼動閥（即加速閥）以及快放閥；管路工作壓力較低（一般0.5～0.7mpa）因而制動氣室的直徑很大，只能置于制動器之外，在通過桿件及凸輪或楔塊驅(qū)動制動蹄，使非簧載質(zhì)量增大；另外制動氣室排氣時也有較大的噪聲。 氣、液式制動系是動力制動系的另一種形式，即利用氣壓系統(tǒng)作為普通的液壓制動系主缸的驅(qū)動力源的一種制動驅(qū)動機構(gòu)。它兼有液壓制動和氣壓制動的主要優(yōu)點。由于氣壓系統(tǒng)的管路短，作用滯后時間也較短。顯然，其結(jié)構(gòu)復(fù)雜、質(zhì)量大、造價高，故主要用于重型汽車上，一部分總質(zhì)量為9～11噸的中型汽車上也有采用。 全液壓動力制動系是發(fā)動機驅(qū)動油泵產(chǎn)生的液壓作為制動力源。有開式（常流式）和閉式（常壓式）兩種。全液壓動力制動系除具有一般液壓制動系統(tǒng)的優(yōu)點外，還具有操縱輕便、制動能力強、易于采用制動力調(diào)節(jié)裝置和防滑移裝置等優(yōu)點。但結(jié)構(gòu)復(fù)雜、精密件多，對系統(tǒng)的密封性也要求較高，故并未得到廣泛應(yīng)用，僅用于某些高級轎車和大型客車上。 3．伺服制動系 伺服制動系是在人力液壓制動系中增加由其它能源提供的助力裝置，使人力與動力并用。在正常情況下，其輸出工作壓力主要由動力伺服系統(tǒng)產(chǎn)生，而在伺服系統(tǒng)失效時，仍可全由人力驅(qū)動液壓系統(tǒng)產(chǎn)生一定程度的制動力。因此，在中級以上的轎車及輕、中型客車、貨車上得到廣泛的應(yīng)用。 綜上所述，故選用人力液壓制動驅(qū)動機構(gòu)。 二、液壓驅(qū)動機構(gòu)的設(shè)計與計算 1、制動輪缸直徑d的確定 制動輪缸對制動蹄（塊）施加的張開力F0與輪剛直徑d和制動管路壓力p的關(guān)系為 （2-22） 制動管路壓力不超過10～12mpa。 取p=12mpa 得d=24.5mm 又因為輪缸直徑d應(yīng)在標準規(guī)定的尺寸系列中選取， 故取d=25mm 2、制動主缸的直徑d0的確定。 第i個輪缸的工作容積為 式中，di為第i個輪缸活塞的直徑：n為輪缸中活塞的數(shù)目；為第i個輪缸活塞在完全制動時的行程。 在初步設(shè)計時，對鼓式制動器可取=2～2.5mm。 所有輪缸的總工作容積為 =981 mm 式中，m為輪缸的數(shù)目。 所以V=4=2943mm 制動主缸應(yīng)有的工作容積為 式中，為制動軟管的容積變形。 在初步設(shè)計時，制動主缸的工作容積可取為 1.1V （轎車） 1.3V （貨車） 主缸活塞行程和活塞直徑d0可用下確定 （2-23） 一般=（0.8～1.2）d0 取：=1.2 d0 d0=28.86mm 又因為主缸的直徑d0應(yīng)在標準規(guī)定尺寸系列中選取， 故取d0=30mm。 3、制動踏板力Fp 制動踏板力Fp用下式計算 （2-24） 式中，為踏板機構(gòu)的傳動比；為踏板機構(gòu)及液壓主缸的機構(gòu)效率，可取 =0.82～0.86 其中 制動踏板杠桿比一般為3.5到4.65之間 =291/(291-217) =4,(說明：由制動踏板設(shè)計圖得) 管路壓力不大于10-12Mpa , 選裝合適的真空助力裝置可以使踏板力 F<500N 制動踏板力應(yīng)滿足以下要求：最大踏板力一般為500N（轎車）或700N（貨車）。 故滿足要求。 第三章 駐車車制動的設(shè)計計算 汽車可能停駐的極限上坡角，根據(jù)后輪上的附著力與制動力相等的條件可得： （3-1） 汽車可能停駐的極限下坡角，同理可得： （3-2） 一般要求各類的最大駐坡不小于16%～20%，在駐車制動器的設(shè)計中，安裝制動器的空間及駐車制動力源等條件允許的范圍內(nèi)，應(yīng)求后橋上駐車制動力矩接近由所確定的極限值mgResin（因為大于），并保證下坡能停駐的坡度不小于法規(guī)值。單個后輪駐車制動器的制動力矩上限為1/2mgResin。 §3.1 滿載時 圖3-1為汽車在上坡路上停駐時的后軸車輪的附著力為： 即 （3-3） 同樣可求出汽車下坡停駐時的后軸的車輪的附著力為 故可求得汽車在上坡可能停駐的上坡角為 同樣可求得汽車在上坡可能停駐的上坡角為 為使汽車能在接近于上式確定的坡度a的路面上停駐，則應(yīng)使后軸上的駐車制動力矩接近于a所確定的極限值mgResinga1，并保證在下坡路面上停駐的坡度不小于法規(guī)規(guī)定值。 單個后輪駐車制動器的制動力矩上限為 §3.2 空載時 分析與重載時相同把空載的參數(shù)代入得： 汽車在上坡可能停駐的上坡角為 =23.2 同樣可求得汽車在上坡可能停駐的上坡角為 駐車制動所需的制動力矩： 如圖所示汽車在上坡路上駐車時的受力情況。由此不難得出駐車時的后橋附著力 （3-4） 汽車在下坡路上停駐時后橋附著力為： （3-5） 某貨車的 三者對坡路傾角a的關(guān)系，如圖所示。 汽車可能停駐的極限上坡傾角 可根據(jù)后橋上的附著力與制動力相等的條件得： （3-6） 得到 式中， 是保證汽車上坡行駛時的縱向穩(wěn)定性的極限坡路傾角，如圖所示例車的 。 同理可推出汽車可能停駐的極限下坡路傾角為 （3-6） 圖3-1汽車受力圖 圖3-2曲線圖 上述例車在 在駐車制動器的設(shè)計中，在安裝制動器的空間，制動力源等條件允許的范圍內(nèi)，應(yīng)力求后橋上的駐車制動力矩接近于由 所確定的極限值 并保證下坡路上能停駐的坡度不小于法規(guī)的規(guī)定值。 單個后輪駐車制動器的制動力上限為 ，中央駐車制動器的制動力矩上限為 。 結(jié) 論 本設(shè)計是輕型貨車的制動系設(shè)計,經(jīng)過查資料和參考以往的設(shè)計,采用液壓為動力源的行車制動和以人力手動機械式的駐車車制動.行車制動采用鼓式制動器駐車制動采用附裝在后輪上的。即行車制動和駐車制動同用一套制動蹄片和制動鼓。它的特點是可以減少制動系所占的空間,使其總體結(jié)構(gòu)簡化,并且在后輪行車制動失效時駐車車制動可以充當剎車,使其安全性能更高。制動系的零件減少,制動系總質(zhì)量也降低了,從而使制造成本也降低。缺點是:因為駐車制動是附裝在后輪制動鼓內(nèi)使得制動鼓內(nèi)的結(jié)構(gòu)變的復(fù)雜,零件較多,加工工藝復(fù)雜了,精度要求較高,行車和駐車同用摩擦蹄片使得磨損較快并易出現(xiàn)故障。 總之，這次畢業(yè)設(shè)計是大學學習中的一項重要的課程，它不僅幫助我們發(fā)現(xiàn)不足而且給我們思考問題、處理問題的方法。這對我們今后的生活是非常有幫助的。 參考文獻 [1] 余志生.主編.汽車理論.北京：機械工業(yè)出版社，2000 [2] 劉惟信.主編.汽車設(shè)計.北京：清華大學出版社，2001 [3] 陳家瑞.主編.汽車構(gòu)造（下冊）.北京：機械工業(yè)出版社，2002 [4] 徐灝.主編.機械設(shè)計手冊. 北京：機械工業(yè)出版社，1991 [5]《汽車工程手冊》編輯委員會.主編.汽車簡明手冊，北京：人民交通出版社，2001 [6] 黃宜.主編.液壓傳動.北京：機械工業(yè)出版社，1996 [7] 諸文農(nóng).主編.底盤設(shè)計.北京：機械工業(yè)出版社，1991 [8] [美]L.?？嘶舳?編.張書元 譯，汽車制動系.北京：機械工業(yè)出版社，1998 [9] 王望予.主編.汽車設(shè)計（第三版）.北京：機械工業(yè)出版社，2000 [10] 周孔亢.主編.1.5噸級農(nóng)用運輸車的技術(shù)分析.拖拉機.1992第一期 [11] 林寧.主編.汽車設(shè)計.北京：機械工業(yè)出版社，1999 [12] 張則曹.主編.汽車構(gòu)造圖冊（底盤）.北京人民交通出版社，1998 [13] 金國棟.主編.汽車概論.北京.機械工業(yè)出版社，2000 [14] 張洪圖.主編.汽車構(gòu)造（底盤部分）.北京：北京理工大學出版社，1996 [15] 莊繼德.主編.汽車輪胎學.北京：北京理工大學出版社，1996 [16] 吉林工業(yè)大學汽車教研室.編.汽車設(shè)計.北京：機械工業(yè)出版社，1990 [17] [美]L.魯?shù)婪?編.陳名智 譯.汽車制動系的分析計算.北京：機械工業(yè)出版社，1985 致 謝 經(jīng)過這幾個月的努力，在各位老師的督促指導(dǎo)，以及一起學習的同學們的支持下，本次畢業(yè)設(shè)計已圓滿結(jié)束，由于自身經(jīng)驗的匱乏和學習上的欠缺，整個設(shè)計中肯定還存在尚未發(fā)現(xiàn)的缺點和錯誤，設(shè)計上還有許多考慮不周全的地方，懇請評閱的各位老師，多予指正，不勝感