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汽車—司機(jī)系統(tǒng)的研究處理
M. Lin, A. A. Popov and S. McWilliam
劉夢華 譯
摘要：汽車—駕駛系統(tǒng)為汽車設(shè)計處理分析提供了堅(jiān)實(shí)的基礎(chǔ)。這份文件旨在對有關(guān)汽車與司機(jī)互動中的司機(jī)操作和速度控制提供指導(dǎo)。通常的汽車—駕駛數(shù)學(xué)模型通過數(shù)字化的模擬演習(xí)來落實(shí)，并處理那些理典型特征。 隨著當(dāng)今汽車底盤廣泛采用了信息技術(shù)和電子系統(tǒng).。人的因素已構(gòu)成對車輛的模擬研究處理的新問題。這里所推薦的模型為研究有積極影響干預(yù)的底盤系統(tǒng)的汽車—駕駛系統(tǒng)提供了工具。
關(guān)鍵詞：司機(jī)-汽車系統(tǒng)、汽車動態(tài)、駕駛員的行為、 底盤提高系統(tǒng)
1 引言
近來，由于在車輛發(fā)展中越來越多地采用虛擬原型車，汽車在虛擬環(huán)境中設(shè)計處理也廣泛應(yīng)用于學(xué)術(shù)研究與制造兩個領(lǐng)域。為了處理模擬汽車，開發(fā)者需要汽車動態(tài)模擬模型(VDSMS)。自從20世紀(jì)60年代以來，汽車動態(tài)模型的各種應(yīng)用已經(jīng)得到了開發(fā), 包括動態(tài)分析、交互式模擬駕駛、車輛檢驗(yàn)等復(fù)雜的模型，按規(guī)定的程序解決特定問題。從整個動態(tài)模擬的過程中可以看出，車輛和司機(jī)是一個緊密結(jié)合的人工機(jī)械系統(tǒng)，汽車和司機(jī)的相互作用行為起著至關(guān)重要的作用。同時，出于人工機(jī)動性的考慮，汽車底盤提高系統(tǒng)被引入車輛，目標(biāo)是把環(huán)境對安全、穩(wěn)定、舒適的影響減至最低，不過，有人認(rèn)為，在某些情況下，這些提高底盤系統(tǒng)是弊多于利的。在[9]電子增強(qiáng)系統(tǒng)的上下文中明確的指出，評估汽車—駕駛系統(tǒng)的質(zhì)量包括不同的質(zhì)量問題和設(shè)計矛盾。這牽涉到司機(jī)的行車速度控制及其定向/督導(dǎo)管理，直到最近才獲得重視。由Palkovics and Fries [8]提供的對重型汽車底盤加強(qiáng)的詳細(xì)審查制度，包括諸如剎車防抱死系統(tǒng)(ABS)、牽引控制系統(tǒng)(TCS)，后橋督導(dǎo)制度和動態(tài)穩(wěn)定控制系統(tǒng)。因此建議把司機(jī)考慮到控制系統(tǒng)中。因?yàn)樗緳C(jī)是組成系統(tǒng)必需的。為了使汽車易于控制, 可鼓勵司機(jī)駕駛接近到汽車的極限，因此影響了原定的安全性。
在以下的部分中將介紹一種基本的4-DOF（縱向，橫向，側(cè)傾，旋轉(zhuǎn)）汽車模型和駕駛控制模型。駕駛模型可以控制汽車前橫擺角的特定結(jié)構(gòu)，并且經(jīng)驗(yàn)性的感覺縱向加速誤差。在第4部分，將評論汽車—駕駛交互作用。這個仿真系統(tǒng)將在第5部分中用來分析包括在狹窄道路上的變向和在轉(zhuǎn)彎時的剎車制動操作。
2 車輛模型
汽車模型用一個4自由度的模型來描述[4]：縱向，橫向，側(cè)向，旋轉(zhuǎn)運(yùn)動。如圖1所示，雖然懸架沒有包含在這個模型里，但模型中采用了簡化的描述，把車身旋轉(zhuǎn)假設(shè)成一個旋轉(zhuǎn)軸，該軸固定在車身前后輪軸的旋轉(zhuǎn)中心的頂點(diǎn)。模型參數(shù)在附錄中有說明。
圖 1 汽車模型
Fxf, Fxr, Fyf, Fyr和Fzf, Fzr 是汽車車軸參數(shù)分別表示橫向垂直受力，r表示橫擺率，p和?分別表示滾動率和側(cè)傾角。前后輪的側(cè)偏角和車輪外傾角和 可被定義為汽車運(yùn)動變量術(shù)語。
當(dāng)汽車勻速行駛時縱向運(yùn)動可以從運(yùn)動方程式中消去。
非線性汽車模型的動力學(xué)包括非線性輪胎特性，這將在[7]“不可思議的規(guī)則”中模擬到。橫向和縱向的傳輸負(fù)荷的影響通過特定近似值來估算[10]。假設(shè)一個固定的滾動軸位置，前后輪的橫向路面?zhèn)鬏斬?fù)荷表達(dá)式為：
橫向路面?zhèn)鬏斬?fù)荷在各種汽車前進(jìn)速率計算時，用下式估算：
3 通過道路駕駛行為預(yù)覽
顯然，只有汽車本身不可能維持想得到的路徑。這就需要結(jié)合司機(jī)駕駛模型。司機(jī)對進(jìn)行中的操縱控制行為有視覺的和動作的反饋。通過道路駕駛行為，可以預(yù)覽包含了建立在對命令理解感知基礎(chǔ)上的行為。對于方向的操縱控制，司機(jī)可以用預(yù)演行為在彎路上行駛，汽車將在給出的轉(zhuǎn)向角下通過彎路。因此司機(jī)可以根據(jù)水平道路曲率給出適當(dāng)?shù)霓D(zhuǎn)向角，剩余的路線轉(zhuǎn)移可以通過補(bǔ)償性的控制行為處理。對于速度控制，雖然恰當(dāng)?shù)母杏X路面等級比理解水平曲面圖表困難的多且不夠精確，司機(jī)還是可以設(shè)法根據(jù)路況調(diào)整節(jié)氣門開度角等級。
3.1 方向的操縱控制
對于駕駛者的視覺反饋，這里給出基于Donges [3]的計劃策略下建立的雙標(biāo)準(zhǔn)（預(yù)見性和補(bǔ)償性）駕駛操作系統(tǒng)模型。司機(jī)通過預(yù)先的調(diào)節(jié)盡力控制駕駛?cè)ミm應(yīng)路線位置，操縱汽車在彎路上的行駛，改變路線或繞開障礙物。對于不可預(yù)見的路面干擾，司機(jī)必須用補(bǔ)償性的操作抵消這些干擾，在路線中隨機(jī)的操縱汽車。
對于預(yù)見性控制，韋爾和馬克瑞爾[12]提出的控制前側(cè)偏角和側(cè)向位置或航向角和側(cè)向位置的系統(tǒng)結(jié)構(gòu)提供了閉合回路特性。因此，這里假定司機(jī)通過對前橫擺和路線位置誤差的感覺逐步進(jìn)行修正操作。在系統(tǒng)中通過一個預(yù)先的行為在汽車固定軸X上設(shè)置一個P點(diǎn)。表2圖解了通過路線事先查看的駕駛行為。下面給出一個相對于預(yù)置點(diǎn)想得到的路線的綜合項(xiàng)誤差：
ye是路線位置誤差，LP是預(yù)設(shè)距離，和是在X軸和直線AP間的車頭方位角，分別代替車頭方位和路線位置誤差百分比。駕駛者僅僅需要感覺預(yù)設(shè)點(diǎn)沿著路線的角誤差 。這里的預(yù)設(shè)距離LP是由汽車的前進(jìn)速度和預(yù)演時間TP構(gòu)成，這是符合我們的日常生活經(jīng)驗(yàn)的,車速越慢,司機(jī)看的在距離越近，車速越高,看到的距離越遠(yuǎn)。
在馬克瑞爾的跨越式模型中，司機(jī)的補(bǔ)償反饋控制被確定為綜合的角度誤差調(diào)整功能。
它包括三部分：增加量G用來放置道路轉(zhuǎn)向角綜合項(xiàng)誤差的補(bǔ)償量，引導(dǎo)術(shù)語抵消司機(jī)感知汽車輪胎延時，滯后術(shù)語相當(dāng)于神經(jīng)延誤，時間延誤近似司機(jī)反應(yīng)時間的延遲。
圖2 示范道路駕駛通過預(yù)演
對司機(jī)的運(yùn)動反饋，根據(jù)人體器官執(zhí)行的動作和重力作用的方位提供的信息，在[1]中，艾倫注釋到橫擺率可以設(shè)置為運(yùn)動反饋原理。運(yùn)動反饋提供了司機(jī)補(bǔ)償汽車橫擺率遲滯的引導(dǎo)。
3.2 速度控制
各種情況下的速度控制都很重要，包括在安全方面的彎路上行駛的加速級別，對速度極限的反應(yīng)和避開緊急情況的急剎車。在直線運(yùn)行時司機(jī)保持指定的速度，當(dāng)司機(jī)發(fā)現(xiàn)有弧度,速度則相對減少,以維持理想的橫向加速。司機(jī)速度控制的定則可以用圖表3（a）描述。司機(jī)發(fā)出符合理想變速的減速命令，并感覺減速誤差。尤其當(dāng)電子控制底盤，像剎車防抱死系統(tǒng)(ABS)、牽引控制系統(tǒng)(TCS)等等被使用后，速度控制更必不可少。從這些控制系統(tǒng)的工作原理我們可以看到, 大部分都是在緊急情況下啟動，因此速度控制是不可逃避的。舉例來說,通過加入有效的ABS，制動踏板力和汽車減速之間的關(guān)系如圖3（b）所示，由上述的使用關(guān)系和速度控制規(guī)律，這樣的電子控制評價效果還是可行的。
圖3 (b)駕駛速度控制規(guī)律
（a）ABS 系統(tǒng)特性
4 汽車—駕駛互動
4.1 沒有速度控制的汽車—控制動力學(xué)
鑒于上汽車和司機(jī)的述動態(tài)特征，可以給出一個沒有速度控制的汽車—控制模型方框圖如圖表4所示。假定車輛以不變的速度前進(jìn)。汽車的橫向速度v,側(cè)傾率r,橫擺率p由操縱輸入到汽車運(yùn)動方程式。汽車的橫向速度,側(cè)傾率是在司機(jī)直接控制下的，雖然橫向運(yùn)動沒有由司機(jī)直接控制，它仍然影響到司機(jī)的行為，尤其當(dāng)汽車前進(jìn)變量描述被引進(jìn)時。動力學(xué)方程式中，可以由汽車的橫向速度與側(cè)傾率提供汽車的方向角和橫向路徑位置。最后將由司機(jī)根據(jù)復(fù)合項(xiàng)誤差做出糾正性操作。作為封閉性的分析，有兩個輸入系統(tǒng) ，一個是路徑命令，一個是最初的汽車方向角。汽車將被按照路徑命令操作，幫助補(bǔ)充矯正視覺誤差。然而，隨著交互式方程式的應(yīng)用，在模擬中會發(fā)現(xiàn)側(cè)向偏差（表5（a）），可以假設(shè)司機(jī)繼續(xù)操縱直到汽車的形式姿態(tài)與沿著路徑的預(yù)設(shè)點(diǎn)相符合。這種方法最終消除了汽車行駛姿態(tài)的誤差，但是不能糾正路徑位置誤差。通過在系統(tǒng)中加入一個并行的積分器，可以消除這個補(bǔ)償誤差（表5（b））。這個積分器的功能是補(bǔ)償綜合項(xiàng)誤差，這個誤差包括車頭方位誤差和路徑位置誤差（表4）。它對路徑位置比只有積分器更快的產(chǎn)生補(bǔ)償。轉(zhuǎn)向角誤差轉(zhuǎn)換綜合項(xiàng)誤差的機(jī)能可以用下式定義：
4.2 駕駛員-汽車動力與速度控制
當(dāng)速度控制被關(guān)注的時候，司機(jī)汽車相互作用是駕駛員橫向和縱向操縱的結(jié)果，這在更高的層面反映了司機(jī)的控制作用。表6圖解了相互作用的結(jié)構(gòu)。表6的上部分描述了司機(jī)方向控制行為，下部分描述了速度控制行為。通過觀察道路車輛的反應(yīng)和反饋信息,，他們之間的關(guān)系就可以處理了。
圖4 車輛定向控制系統(tǒng)模型
（a）沒有積分器 （b）有積分器
圖5 平行合成效果
表6 汽車—駕駛互動控制
5 績效分析
5.1 雙車道車速改變
沒有速度控制的車輛控制模式同樣適用于這里的雙車道操作，附錄指出了車輛的參數(shù)。表7顯示系統(tǒng)的反應(yīng)?？梢钥闯觯缆沸畔⑤斎胧沟闷嚨膱?zhí)行分析是可能的。可以看出,道路信息的加入使得汽車性能分析更合理。司機(jī)沿著ISO標(biāo)準(zhǔn)雙車道以不變的前進(jìn)速度80km/h變換操作。因此司機(jī)的操作輸入是由理想的運(yùn)動路徑?jīng)Q定的，該路徑通過預(yù)設(shè)距離LP上聯(lián)接器的預(yù)設(shè)點(diǎn)。同時也取決于司機(jī)對汽車的反應(yīng)習(xí)慣。如圖表7所示，這個操縱要求汽車在最初的車道上行駛15米，然后在30 米內(nèi)側(cè)向轉(zhuǎn)位3.5米后改變行車路線，保持這一路徑25米，又在接下來的25米內(nèi)回到最初的路線。司機(jī)要在沒有觸及膠線劃定的情況下順利完成所需的操作。輕微的延誤和超前不會引起不穩(wěn)定。其他結(jié)果顯示雙車道變換回應(yīng)的W形特點(diǎn)。該系統(tǒng)反應(yīng)了1.6的方向盤轉(zhuǎn)角（圖7（b）），它造成約0.4g峰值橫向加速度（圖7(c)）。這超出了一般驅(qū)動器要求。選擇2可以防止輪胎的峰值接近飽和，它具有模型的自然頻率和阻尼特性。
圖7 雙車道短暫反應(yīng)變化 速度不變V=80km/h
駕駛參數(shù)：(G = 0.35, τ = 0.1s, TL = 0.1s,
TI = 0.2s, Kψ = 0.05, Km = 0.01, TP = 1s)
5.2 彎道剎車情況
現(xiàn)在考慮綜合操作和反制動操作下的汽車—駕駛模型的速度控制。圖8說明了模型的反饋特性。司機(jī)進(jìn)入一個半徑300米的彎道，由于比預(yù)期的要急，導(dǎo)致過度橫向操縱加速，在圖8中大約為0.3g。統(tǒng)計[2]，謹(jǐn)慎的司機(jī)在駕駛時會適當(dāng)?shù)臏p速，因此會減至0.26g,相應(yīng)的速度減到88km/h左右。速度控制規(guī)則以前在3.2章描述過，且指定了制動減速為0.2g.s。要注意的是,如果橫向加速超過0.3g.s (圖.8(b))，駕駛模型開始制動，隨后帶來了0.2g.s的輕微增長(圖8 (a))。這已經(jīng)從實(shí)際的制動過程軌跡得到證實(shí)(圖.8(C))。這是由于后橋轉(zhuǎn)彎的遲滯導(dǎo)致的。在汽車表現(xiàn)出平穩(wěn)的橫向加速狀態(tài)并達(dá)到預(yù)期的速度后，如果轉(zhuǎn)向條件還是不足，司機(jī)可以降低車速,使車輛控制在穩(wěn)定的狀態(tài)。
圖8 車輛的轉(zhuǎn)彎剎車反應(yīng)
6 結(jié)論和進(jìn)一步研究
理想的司機(jī)操縱駕駛和速度控制模型應(yīng)該指定汽車的側(cè)向位置和輕度減速控制的姿態(tài)。
這份分析已經(jīng)證明了該模擬系統(tǒng)的控制穩(wěn)定性。穩(wěn)定的掌舵控制已經(jīng)通過速度變化補(bǔ)償模式實(shí)現(xiàn)。
該文件提出的模式旨在評估影響電子底盤提高系統(tǒng)。它為探索現(xiàn)行的底盤系統(tǒng)的效果提供了工具。
8
YC1040載貨汽車底盤總體及制動器設(shè)計
前 言
YC1040載貨汽車主要是面向農(nóng)村市場開發(fā)的，可以在近期或未來作為農(nóng)村的主要貨運(yùn)工具附帶作為載人工具。
本課題來源于生產(chǎn)實(shí)踐和對農(nóng)村實(shí)際狀況的考察。依據(jù)農(nóng)民的經(jīng)濟(jì)能力和農(nóng)村交通的狀況，提供一個合理的設(shè)計方案。
汽車的總體設(shè)計是汽車設(shè)計工作中最重要的一環(huán)，他對汽車的設(shè)計質(zhì)量、使用性能和在市場上的競爭力有著決定性的影響. 按照目前的汽車行業(yè)狀況，參考過現(xiàn)今市場上成熟的一些貨車，我們設(shè)計載重量為1.5t的低速貨車，并且力爭達(dá)到以下的設(shè)計效果：
1. 工作可靠，結(jié)構(gòu)簡單，裝卸方便，便于維修、調(diào)整
2. 盡量使用通用件，以便降低制造成本
3. 在保證功能和強(qiáng)度的要求下，盡量減小整備質(zhì)量
汽車制動系是用以強(qiáng)制行駛中的汽車減速或停車、使下坡行駛的汽車的車速保持穩(wěn)定以及使已停駛的汽車在原地（包括在斜坡上）駐留不動的機(jī)構(gòu)。隨著汽車速度的提高及車流密度的日益增大，為了保證行車安全，汽車制動工作的可靠性顯得日益重要。根據(jù)這次設(shè)計的需要和制動器在貨車上的應(yīng)用狀況，選擇摩擦式制動器中的領(lǐng)從蹄式作為制動裝置。
隨著政府對農(nóng)民收入在政策上的支持，農(nóng)民的收入得到很大改善。同時國家也加強(qiáng)了農(nóng)村道路的建設(shè)力度，在未來的幾年內(nèi)農(nóng)村的交通狀況將會的到比較大的改觀。相信這種有針對性的低速貨車會受到農(nóng)民朋友的青睞。
第1章 汽車總體設(shè)計
1.1 總體方案分析
1.1.1 汽車的分類
汽車有很多分類方法，可以按照發(fā)動機(jī)排量、乘客座位數(shù)、汽車總質(zhì)量、汽車總長、車身或駕駛室的特點(diǎn)等來分類，也可以取上述特性中的兩個指標(biāo)作為分類的依據(jù)。
國標(biāo)BG/T3730.1—2001將汽車分為乘用車和商用車。乘用車是指在設(shè)計和技術(shù)特性上主要用于載運(yùn)乘客及隨身行李和臨時物品的汽車，包括駕駛員座位在內(nèi)最多不超過9個座位。
商用車時指在設(shè)計和技術(shù)特性上用于運(yùn)送人員和貨物的汽車，并且可以牽引掛車。商用車又有客車、半牽引車、貨車之分。
貨車按照汽車最大總質(zhì)量的分類如下：
表 1-1 貨車按照裝載質(zhì)量分類
載貨汽車類型
輕 型
微 型
重 型
≤1.8
＞1.8-6
＞6-14
中 型
廠定最大總質(zhì)量
＞14
本次設(shè)計的汽車屬于輕型載貨汽車。
1.1.2 汽車形式的選擇
不同形式的汽車，主要體現(xiàn)在軸數(shù)、驅(qū)動形式以及布置形式上有區(qū)別。
1.1.2.1 軸數(shù)
汽車可以有兩軸、三軸、四軸甚至更多的軸數(shù)。影響軸數(shù)的主要因素有汽車的總質(zhì)量、道路法規(guī)對軸載質(zhì)量的限制和輪胎的負(fù)荷能力以及汽車的機(jī)構(gòu)等。隨著設(shè)計汽車的乘員增多或裝載質(zhì)量增加，汽車的整備質(zhì)量和總質(zhì)量也增大。在汽車軸數(shù)不變的情況下，汽車總質(zhì)量增加以后，使公路承受的負(fù)荷增加。當(dāng)這種負(fù)荷超過了公路設(shè)計的承載能力以后，公路會被破壞，使用壽命也將縮短。為了保護(hù)公路，有關(guān)部門制定了道路法規(guī)，對汽車的軸載質(zhì)量加以限制。
汽車總質(zhì)量小于19t的公路運(yùn)輸車輛均采用結(jié)構(gòu)簡單、制造較成本低廉的兩軸方案。
1.1.2.2 驅(qū)動形式
汽車的驅(qū)動形式有42、44、62、64、66、84、88等，其中前一位數(shù)字表示汽車車輪總數(shù)，后一位數(shù)字表示驅(qū)動輪數(shù)。增加驅(qū)動輪數(shù)能夠提高汽車的通過能力，驅(qū)動輪數(shù)越多，汽車的機(jī)構(gòu)越復(fù)雜，整備質(zhì)量和制造成本也隨之增加，同時也使汽車的總體布置工作變的困難。
總質(zhì)量小的商用車，多采用機(jī)構(gòu)簡單、制造成本低的4í2驅(qū)動形式。
1.1.2.3 布置形式
汽車的布置形式是指發(fā)動機(jī)、驅(qū)動橋和車身（或駕駛室）的相互關(guān)系和布置特點(diǎn)而言。汽車的使用性能除取決于整車和各總成的有關(guān)參數(shù)以外，其布置形式對使用性能也有重要影響。貨車的布置形式可以按照駕駛室與發(fā)動機(jī)相對位置的不同，可以分為平頭式、短頭式、長頭式和偏置式四種。貨車又可以根據(jù)發(fā)動機(jī)位置不同，分為發(fā)動機(jī)前置、中置和后置三種布置形式。
A. 平頭式、短頭式、長頭式、偏置式貨車
a.平頭式貨車 貨車的發(fā)動機(jī)位于駕駛室內(nèi)時，稱為平頭式貨車。這種形式的貨車布置特點(diǎn)是發(fā)動機(jī)在駕駛員和副駕駛員座位中間,因此駕駛室的前端不需要凸出去，沒有獨(dú)立的發(fā)動機(jī)艙。
b.短頭式貨車 發(fā)動機(jī)的大部分在駕駛室的前部，少部分位于駕駛室內(nèi)的貨車，稱為短頭式貨車。這種貨車車身部分的結(jié)構(gòu)特點(diǎn)是：因發(fā)動機(jī)大部凸出在駕駛室前部，所以發(fā)動機(jī)有獨(dú)立的發(fā)動機(jī)艙和單獨(dú)的罩蓋，發(fā)動機(jī)艙和駕駛室共同形成貨車的車頭部分。
c.長頭式貨車 貨車的發(fā)動機(jī)位于駕駛室前部稱為長頭式貨車。這種形式的貨車車身部分的結(jié)構(gòu)特點(diǎn)與短頭式貨車相同，只是發(fā)動機(jī)艙和車頭部分更長些。
d.偏置式駕駛室的貨車主要用于重型礦用自卸車上。它具有平頭車的一些優(yōu)點(diǎn)，如軸距短、視野良好等，此外還具有駕駛室通風(fēng)條件好、維修方便等優(yōu)點(diǎn)。
短頭式貨車的主要特點(diǎn)有：汽車的總長和軸距得到了縮短，最小轉(zhuǎn)彎直徑小，機(jī)動性能好于長頭式，不如平頭式貨車；駕駛員的視野得到改善；動力總成操縱機(jī)構(gòu)簡單；發(fā)動機(jī)的工作對駕駛員的影響得到很大改善；位于駕駛室內(nèi)的發(fā)動機(jī)后部接近性不好，導(dǎo)致駕駛室內(nèi)部空間擁擠，布置踏板困難；汽車正面與其他物體發(fā)生碰撞時，駕駛員和前排乘員的傷害程度比平頭式貨車要輕的多。
長頭式貨車的主要特點(diǎn)有：發(fā)動機(jī)及其附件的接近性好，便于檢修工作；滿載時前軸負(fù)荷小；地板低，駕駛員上、下車方便；離合器、變速器等操縱機(jī)構(gòu)簡單，易于布置；發(fā)動機(jī)工作對駕駛員的影響很??；駕駛員和前排乘員安全性好。
但是總長與軸距均較長，最小轉(zhuǎn)彎直徑較大，機(jī)動性能不好；駕駛員的視野不好。
平頭式貨車相對于以上兩種車型，發(fā)動機(jī)可以布置在座椅下后部，此時中間座椅處沒有很高的凸起，可以布置三人座椅，故得到廣泛應(yīng)用。
平頭貨車的主要缺點(diǎn)有：空載時前軸負(fù)荷大，因而在壞路上的通過性變壞；因?yàn)轳{駛室有翻轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)和鎖止機(jī)構(gòu)，使結(jié)構(gòu)復(fù)雜；進(jìn)出駕駛室不如長頭式貨車方便；離合器、變速器等操縱機(jī)構(gòu)復(fù)雜；發(fā)動機(jī)的工作噪聲、氣味、熱量和振動對駕駛員等均有較大影響；汽車正面與其他物體發(fā)生碰撞時，易使駕駛員和前排乘員受到傷害。
平頭式貨車的主要優(yōu)點(diǎn)如下：汽車總長和軸距尺寸短，最小轉(zhuǎn)彎直徑小，機(jī)動性能好，不需要發(fā)動機(jī)罩和翼子板，加上總長縮短等因素的影響，汽車的整備質(zhì)量減小；駕駛員的視野得到明顯改善；采用翻轉(zhuǎn)式駕駛室時能改善發(fā)動機(jī)及其附件的接近性；汽車貨箱與整車的俯視面積之比稱為面積利用率，平頭車的該指標(biāo)比較高。
因此，對于要求結(jié)構(gòu)簡單的低速貨車來說，采用平頭式比較合適。
B.發(fā)動機(jī)前置、中置、后置
a.發(fā)動機(jī)前置后橋驅(qū)動貨車 主要優(yōu)點(diǎn)：可以采用直列、v型活臥式發(fā)動機(jī)；發(fā)現(xiàn)故障容易；發(fā)動機(jī)的接近性良好，維修方便；離合器、變速器等操縱機(jī)構(gòu)結(jié)構(gòu)簡單，容易布置；貨箱地板高度低。
主要缺點(diǎn)是:如果采用平頭式駕駛室，而且將發(fā)動機(jī)布置在前軸之上，處于駕駛員、副駕駛員座位之間時，駕駛室內(nèi)部擁擠，隔絕發(fā)動機(jī)的工作噪聲、氣味、熱量和振動的工作困難，離合器、變速器等機(jī)構(gòu)復(fù)雜；如采用長頭式駕駛室，在增加整車長度的同時，為保證駕駛員有良好的視野，需將座椅布置的高些，這又會增加整車和整車質(zhì)心高度等問題。
b.發(fā)動機(jī)中置后橋驅(qū)動 發(fā)動機(jī)中置后橋驅(qū)動貨車，可以采用水平對置式發(fā)動機(jī)布置在貨箱下方，因而發(fā)動機(jī)通用性不好，需特殊設(shè)計，故維修不便；離合器、變速器等機(jī)構(gòu)復(fù)雜；因發(fā)動機(jī)距離地面近，容易被車輪帶起的泥土弄臟；受發(fā)動機(jī)位置影響。貨箱地板高度高。因?yàn)檫@種布置形式的缺點(diǎn)多，并且難以克服，故不采用。
c.發(fā)動機(jī)后置后橋驅(qū)動 這種布置形式的貨車是在發(fā)動機(jī)后置后橋驅(qū)動的乘用車地底盤基礎(chǔ)上變形而來的，所以一般不采用。它的主要缺點(diǎn)是離合器、變速箱等操縱機(jī)構(gòu)結(jié)構(gòu)復(fù)雜；發(fā)現(xiàn)發(fā)動機(jī)故障和維修發(fā)動機(jī)都困難以及發(fā)動機(jī)容易被泥土弄臟；后橋容易超載等。
1.2 汽車主要尺寸的確定
汽車的主要尺寸參數(shù)有外廓尺寸、軸距、輪距、前懸、后懸等。
1.2.1 外廓尺寸
汽車的長、寬、高稱為汽車外廓尺寸，受有關(guān)法規(guī)限制不能隨意確定，貨車還要受裝載質(zhì)量的影響。汽車尺寸小些不僅可以行使期間需要占用的道路長度小，同時還可以增加車流密度，在停車時占用的停車場面積也小。除此之外，汽車的整備質(zhì)量相應(yīng)減少，這對提高比功率、比轉(zhuǎn)矩和燃油經(jīng)濟(jì)性有利。每個國家對公路運(yùn)輸車輛的外廓尺寸均有法規(guī)限制。這是為了使汽車的外廓尺寸適合本國的公路橋梁、涵洞和鐵路運(yùn)輸?shù)臉?biāo)準(zhǔn)及保證行駛的安全性。我國對公路車輛的極限尺寸規(guī)定如下：
表 1-2 汽車及掛車外廓尺寸的最大限值
單位為毫米
車輛類型
車長
車寬
車高
汽車
三輪汽車
4600
1600
2000
貨車及
半掛牽引車
最高設(shè)計車速小于70km/h的四輪貨車
6000
2000
2500
二軸
最大設(shè)計總質(zhì)量≤3500kg
6000
2500
4000
最大設(shè)計總質(zhì)量 >3500kg，
且≤8000kg
7000
最大設(shè)計總質(zhì)量 >8000kg,
且≤12000kg
8000
最大設(shè)計總質(zhì)量 >12000kg
9000
三軸
最大設(shè)計總質(zhì)量≤20000kg
11000
GB1589-2004.4.1.2.1中限定的汽車外廓尺寸如上表所示，后視鏡等單側(cè)外伸量不得超出最大寬度處250mm；頂窗、換氣裝置開啟時不得超出車高300mm。
1.2.2 軸距L
軸距L對整備質(zhì)量、汽車總長、汽車最小轉(zhuǎn)彎直徑、傳動軸長度、縱向通過半徑等有影響。當(dāng)軸距短時，上述各指標(biāo)減小。此外，軸距還對軸荷分配、傳動軸夾角有影響。軸距過短會使車廂長度不足或后懸過長；汽車上坡時制動或加速時軸荷轉(zhuǎn)移過大，使汽車制動性或操縱穩(wěn)定性變壞；車身縱向角震動增大，對平順行不利；萬向節(jié)傳動軸的夾角增大。
原則上對發(fā)動機(jī)排量大的乘用車、載質(zhì)量或載客量多的貨車或客車軸距取得長。對機(jī)動性要求高的汽車，軸距應(yīng)取的短些。為滿足市場需要，工廠在標(biāo)準(zhǔn)軸距貨車的基礎(chǔ)上，生產(chǎn)出短軸距和長軸距的變型車。對于不同軸距變型的軸距的變化，推薦在0.4～0.6的范圍內(nèi)確定為宜。
1.2.3 前輪距和后輪距
改變汽車輪距B會影響車廂或駕駛室內(nèi)寬度、汽車總寬、總質(zhì)量、側(cè)傾剛度、最小轉(zhuǎn)彎直徑等因素發(fā)生變化.增大輪距則車廂內(nèi)寬隨之增加,并有利于增加側(cè)傾剛度,汽車橫向穩(wěn)定性好;但是汽車的總寬和總質(zhì)量及最小轉(zhuǎn)彎直徑等增加,并導(dǎo)致汽車的比功率、比轉(zhuǎn)距指標(biāo)下降,機(jī)動性變壞。
表 1-3 各類汽車的軸距和輪距
車型
類別
軸距L／mtn
輪距B／mm
4X2貨車
微型
輕型
中型
重型
1700～2900
2300～3600
3600～5500
4500～5600
1150～1350
1300～1650
1700～2000
1840～2000
1.2.4 前懸和后懸
前懸（ L F ）：前懸是指汽車最前端（除燈罩、后視鏡等非剛性固定部分外）至前軸中心之間的水平距離。前懸的長度應(yīng)足以固定和安裝駕駛室前支點(diǎn)。發(fā)動機(jī)、水箱、轉(zhuǎn)向機(jī)、彈簧前托架和保險杠等零件和部件。前懸不宜過長，否則，汽車的接近角過小。前懸尺寸對汽車通過性、碰撞安全性、駕駛員視野、前鋼板長度、上車和下車的方便性以及汽車造型等均有影響。增加前懸尺寸，減小了汽車的接近角，使通過性降低，并使駕駛員視野變壞。應(yīng)在前懸這段尺寸內(nèi)要布置保險杠、散熱器風(fēng)扇、發(fā)動機(jī)、轉(zhuǎn)向器等部件，故前懸不能縮短。長些的前懸這段尺寸有利于在撞車時對成員起保護(hù)作用，也有利于采用長些的鋼板彈簧。對平頭車汽車，前懸還會影響從前門上、下車的方便性。初選的前懸尺寸，應(yīng)當(dāng)在保證能布置下各總成、部件的同時盡可能小些。對載客量少些的平頭車，考慮到正面碰撞能有足夠的結(jié)構(gòu)件吸收碰撞能量，保護(hù)前排乘員的安全，這又要求前懸有一定的尺寸。長頭貨車前懸一般在110～1300范圍內(nèi)。
后懸（ L R ）：是指汽車最后端（除燈罩等非剛性固定部分外）至后橋中心之間的水平距離，后懸的長度主要決定于貨廂長度、軸距和軸荷分配情況，同時要保證適當(dāng)?shù)碾x去角。 后懸尺寸對汽車通過性、汽車追尾時的安全性、貨箱長度、汽車造型等有影響，并取決于軸距和軸荷分配的要求。后懸長，則汽車離去角減小，使通過性降低；而后懸短的貨車就可能使貨箱長度不夠?？傎|(zhì)量在1.8～14.0t的貨車后懸一般在1200～2200之間，特長貨箱的汽車后懸可達(dá)到2600mm，但不得超過軸距的55％。
1.2.5 貨車車頭長度
貨車車頭長度系指從汽車的前保險杠到駕駛室后圍的距離。車身形式，即長頭型還是平頭型對車頭長度有絕對影響。此外，車頭長度對汽車外觀效果、駕駛室居住性、汽車面積利用率和發(fā)動機(jī)的接近性等有影響。
平頭車一般在1400～1500之間。
1.2.6 貨車車箱尺寸
要求車箱尺寸在運(yùn)送散裝煤和袋裝糧食時能裝足額定的噸數(shù)。車廂邊板高度對汽車質(zhì)心高度和裝卸貨物的方便性有影響，一般應(yīng)在450～650mm范圍內(nèi)選取。車箱寬應(yīng)在汽車外寬符合國家標(biāo)準(zhǔn)的前提下適當(dāng)寬些，以利于縮短邊板高度和車箱長度。
1.3 汽車質(zhì)量參數(shù)的確定
汽車質(zhì)量參數(shù)包括整車整備質(zhì)量、裝載質(zhì)量、質(zhì)量系數(shù)、汽車總質(zhì)量、軸荷分配等。
1.3.1 整車整備質(zhì)量
汽車的整備質(zhì)量：亦即我們以前慣稱的“空車重量”。所謂汽車的整備質(zhì)量是指汽車按出廠技術(shù)條件裝備完整（如備胎、工具等安裝齊備），各種油水添滿后的重量，但沒有載貨和載人時的整車質(zhì)量。這是汽車的一個重要設(shè)計指標(biāo)。該指標(biāo)既要先進(jìn)又要切實(shí)可行。它與汽車的設(shè)計水平、制造水平以及工業(yè)化水平密切相關(guān)。同等車型條件下，誰的設(shè)計方法優(yōu)化，生產(chǎn)水平優(yōu)越，工業(yè)化水平高，則整備質(zhì)量就會下降。
整車整備質(zhì)量對汽車制造成本和燃油積極性有影響。目前，盡可能減少整車整備質(zhì)量的目的是：通過減少整備質(zhì)量增加載質(zhì)量或載客量，抵消因滿足安全標(biāo)準(zhǔn)、排氣凈化標(biāo)準(zhǔn)和噪聲標(biāo)準(zhǔn)所帶來的整備質(zhì)量的增加，節(jié)約燃料。減少整車整備質(zhì)量的主要措施有：新設(shè)計的車型應(yīng)使其結(jié)構(gòu)更合理，采用強(qiáng)度足夠的輕質(zhì)材料，如塑料、鋁合金等等。過去用金屬材料制作的儀表板、油箱等大型結(jié)構(gòu)件，用塑料取代后減重效果十分明顯，目前得到廣泛應(yīng)用。
整車整備質(zhì)量在設(shè)計階段需要估算確定。在日常工作中，收集大量同類型汽車的有關(guān)質(zhì)量數(shù)據(jù)，結(jié)合新車設(shè)計的特點(diǎn)、工藝水平等初步估計整備質(zhì)量。
1.3.2 汽車的裝載質(zhì)量
汽車的裝載質(zhì)量是指在硬路面上行駛時允許的額定載質(zhì)量。汽車在碎石路面上行駛時，裝載質(zhì)量約為好路面的75%～85%。這次設(shè)計確定的為1.5t。
1.3.3 質(zhì)量系數(shù)
質(zhì)量系數(shù)是指汽車裝載質(zhì)量與整備質(zhì)量的比值，即
=/ (1-1)
該系數(shù)反映了汽車的設(shè)計水平和工藝水平，越大，說明該汽車的結(jié)構(gòu)和制造工藝越先進(jìn)。在參考同類型汽車選定后（表1-1）有，可根據(jù)給定的計算整車整備質(zhì)量。
表 1-4 貨車的質(zhì)量系數(shù)
參數(shù)
車型
總質(zhì)量/t
貨車
1.8<6.0
6.0<14.0
>14.0
0.80 ~ 1.10
1.20 ~ 1.35
1.30 ~ 1.70
這次確定的為1.0 ，則；整車整備質(zhì)量＝/＝
1.3.4 汽車總質(zhì)量
汽車總質(zhì)量是指裝備齊全，并按規(guī)定載滿客、貨時的整車質(zhì)量。
汽車總質(zhì)量的確定：
轎車：汽車總質(zhì)量 = 整備質(zhì)量 + 駕駛員及乘員質(zhì)量 + 行李質(zhì)量
客車：汽車總質(zhì)量 = 整備質(zhì)量 + 駕駛員及乘員質(zhì)量 + 行李質(zhì)量 + 附件質(zhì)量
貨車：汽車總質(zhì)量 = 整備質(zhì)量 + 駕駛員及助手質(zhì)量 + 行李質(zhì)量
則貨車的總質(zhì)量由整備質(zhì)量、裝載質(zhì)量和駕駛員以及隨行人員質(zhì)量三部分組成，即
＝＋+65kg
式中，為包括駕駛員以及隨行人員數(shù)在內(nèi)的人數(shù)，應(yīng)等于座位數(shù)。
=1.5t+1.5t+265kg =3.13t
最終確定的總之量為3.5t。
1.3.5 軸荷分配
汽車的軸荷分配是指汽車載空載或滿載靜止的情況下，各車軸對支乘平面的垂直負(fù)荷，也可以用空載或滿載總質(zhì)量的百分比來表示。汽車的軸荷分配是汽車的重要質(zhì)量參數(shù)，它對汽車的牽引性、通過性、制動性、操縱性和穩(wěn)定性等主要使用性能以及輪胎的使用壽命都有很大的影響。因此，在總體設(shè)計時應(yīng)根據(jù)汽車的布置型式、使用條件及性能要求合理地選定其軸荷分配。對輪胎壽命和汽車的許多使用性能的影響來說，從各車輪輪胎磨損均勻和壽命相近考慮，各個車輪的負(fù)荷相差應(yīng)不大；為了保證汽車有良好的動力性和通過性，驅(qū)動橋應(yīng)有足夠大的負(fù)荷，從動軸上的負(fù)荷也適當(dāng)減小，以利減小從動輪滾動阻力和提高在環(huán)路面上的通過性；為了保證汽車由良好的操縱穩(wěn)定性，又要求轉(zhuǎn)向軸的負(fù)荷不應(yīng)過小。在確定汽車的軸荷分配時，還要考慮汽車的靜態(tài)方向穩(wěn)定性和動態(tài)方向穩(wěn)定性。根據(jù)理論分析，汽車質(zhì)心位置到汽車中性轉(zhuǎn)向點(diǎn)的距離s對汽車的靜態(tài)方向穩(wěn)定性有決定性的影響。因此，可以得出作為很重要的軸荷參數(shù)，各使用性能對其要求相互矛盾，這就要求設(shè)計時根據(jù)對整車的性能要求、使用
條件等，合理地選的取軸荷配。
表 1-5 各類汽車的軸荷分配
車型
滿載
空載
前軸
后軸
前軸
后軸
貨
車
4X2后輪單胎
4X2后輪雙胎，長、短頭式
4X2后輪雙胎，平頭式
6X4后輪雙胎
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％
汽車的驅(qū)動形式與發(fā)動機(jī)位置、汽車結(jié)構(gòu)特點(diǎn)、車頭形式和使用條件等均對軸荷分配又顯著影響。如發(fā)動機(jī)前置前輪驅(qū)動乘用車和平頭式商用車前軸負(fù)荷較大，而長頭式貨車前軸負(fù)荷較小。
當(dāng)總體布置進(jìn)行軸荷分配計算不能滿足預(yù)定要求時，可通過重新布置某些總乘、部件的位置來調(diào)整。必要時，改變軸距也可行。
第2章 制動器設(shè)計
2.1 制動器的結(jié)構(gòu)方案分析
2.1.1 制動器分析
制動系的功用是使汽車以適當(dāng)?shù)臏p速度降速行駛直至停車；在下坡行駛時，使汽車保持適當(dāng)?shù)姆€(wěn)定車速；使汽車可靠的停在原地或坡道上。制動系統(tǒng)的一般工作原理是，利用與車身(或車架)相連的非旋轉(zhuǎn)元件和與車輪(或傳動軸)相連的旋轉(zhuǎn)元件之間的相互摩擦來阻止車輪的轉(zhuǎn)動或轉(zhuǎn)動的趨勢。而制動器就是實(shí)現(xiàn)制動功能的主要部件。
制動器主要有摩擦式、液力式和電磁式等幾種。電磁式制動器雖有作用滯后性好、易于連接而且接頭可靠等優(yōu)點(diǎn)，但因成本太高，只在一部分總質(zhì)量較大的商用汽車上用作車輪制動器或緩速器；液力式制動器一般只作緩速器。目前廣泛應(yīng)用的仍為摩擦式制動器。
一般制動器都是通過其中的固定元件對旋轉(zhuǎn)元件施加制動力矩，使后者的旋轉(zhuǎn)角速度降低，同時依靠車輪與地面的附著作用，產(chǎn)生路面對車輪的制動力以使汽車減速。凡利用固定元件與旋轉(zhuǎn)元件工作表面的摩擦而產(chǎn)生制動力矩的制動器都成為摩擦制動器摩擦式制動器按摩擦副結(jié)構(gòu)形式的不同，可分為盤式、鼓式和帶式三種。帶式制動器只用作中央制動器；鼓式和盤式制動器的結(jié)構(gòu)形式有多種，如下所示：
圖3-1 制動器分類
2.1.2 鼓式制動器
鼓式制動器是最早形式的汽車制動器，當(dāng)盤式制動器還沒有出現(xiàn)前，它已經(jīng)廣泛用于各類汽車上。但由于結(jié)構(gòu)問題使它在制動過程中散熱性能差和排水性能差，容易導(dǎo)致制動效率下降，因此在近三十年中，在轎車領(lǐng)域上已經(jīng)逐步退出讓位給盤式制動器。但由于成本比較低，仍然在一些經(jīng)濟(jì)類汽車中使用。
鼓式制動器除了成本比較低之外，還有一個好處，就是便于與駐車（停車）制動組合在一起，凡是后輪為鼓式制動器的汽車，其駐車制動器也組合在后輪制動器上。這是一個機(jī)械系統(tǒng)，它完全與車上制動液壓系統(tǒng)是分離的：利用手操縱桿或駐車踏板拉緊鋼拉索，操縱鼓式制動器的杠件擴(kuò)展制動蹄，起到停車制動作用，使得汽車不會溜動；松開鋼拉索，回位彈簧使制動蹄恢復(fù)原位，制動力消失。
典型的鼓式制動器主要由底板、制動鼓、制動蹄、輪缸（制動分泵）、回位彈簧、定位銷等零部件組成。底板安裝在車軸的固定位置上，它是固定不動的，上面裝有制動蹄、輪缸、回位彈簧、定位銷，承受制動時的旋轉(zhuǎn)扭力。每一個鼓都有一對制動蹄，制動蹄上有摩擦襯片。制動鼓則是安裝在輪轂上，是隨車輪一起旋轉(zhuǎn)的部件，它是由一定份量的鑄鐵做成，形狀似圓鼓狀。當(dāng)制動時，輪缸活塞推動制動蹄壓迫制動鼓，制動鼓受到摩擦減速，迫使車輪停止轉(zhuǎn)動。
各種鼓式制動器各有利弊。就制動效能而言，在基本結(jié)構(gòu)參數(shù)和輪缸工作壓力相同的條件下，自增力式制動器由于對摩擦助勢作用利用得最為充分而居首位，以下依次為雙領(lǐng)蹄式、領(lǐng)從蹄式、雙從蹄式。但蹄鼓之間的摩擦系數(shù)本身是一個不穩(wěn)定的因素，隨制動鼓和摩擦片的材料、溫度和表面狀況(如是否沾水、沾油，是否有燒結(jié)現(xiàn)象等)的不同可在很大范圍內(nèi)變化。自增力式制動器的效能對摩擦系數(shù)的依賴性最大，因而其效能的熱穩(wěn)定性最差。
在制動過程中，自增力式制動器制動力矩的增長在某些情況下顯得過于急速。雙向自增力式制動器多用于轎車后輪，原因之一是便于兼充駐車制動器。單向自增力式制動器只用于中、輕型汽車的前輪，因倒車制動時對前輪制動器效能的要求不高。雙從蹄式制動器的制動效能雖然最低，但卻具有最良好的效能穩(wěn)定性，因而還是有少數(shù)華貴轎車為保證制動可靠性而采用。領(lǐng)從蹄制動器發(fā)展較早，其效能及效能穩(wěn)定性均居于中游，且有結(jié)構(gòu)較簡單等優(yōu)點(diǎn)，故目前仍相當(dāng)廣泛地用于各種汽車。所以選用領(lǐng)從蹄制動器。
l.領(lǐng)蹄 2.從蹄 3、4.支點(diǎn) 5.制動鼓 6.制動輪缸
圖2-2 領(lǐng)從蹄式制動器示意圖
圖為領(lǐng)從蹄式制動器示意圖，設(shè)汽車前進(jìn)時制動鼓旋轉(zhuǎn)方向如圖中箭頭所示。沿箭頭方向看去，制動蹄1的支承點(diǎn)3在其前端，制動輪缸6所施加的促動力作用于其后端，因而該制動蹄張開時的旋轉(zhuǎn)方向與制動鼓的旋轉(zhuǎn)方向相同。具有這種屬性的制動蹄稱為領(lǐng)蹄。與此相反，制動蹄2的支承點(diǎn)4在后端，促動力加于其前端，其張開時的旋轉(zhuǎn)方向與制動鼓的旋轉(zhuǎn)方向相反。具有這種屬性的制動蹄稱為從蹄。當(dāng)汽車倒駛，即制動鼓反向旋轉(zhuǎn)時，蹄1變成從蹄，而蹄2則變成領(lǐng)蹄。這種在制動鼓正向旋轉(zhuǎn)和反向旋轉(zhuǎn)時，都有一個領(lǐng)蹄和一個從蹄的制動器即稱為領(lǐng)從蹄式制動器。另還有雙領(lǐng)蹄式（圖2-3(b)）和雙向增力式（圖2-3(c)）。按制動蹄的支承形式可分為滑動支座式（圖2-3(c)）和支承銷式（圖2-3(b、c)）?；瑒又ё降闹苿犹阕杂啥葦?shù)為2, 而支承銷式的制動蹄自由度數(shù)為1.
圖3-3 制動蹄分類
2.1.3 制動器的間隙
制動蹄在不工作的原始位置時，其摩擦片與制動鼓間應(yīng)有合適的間隙，其設(shè)定值由汽車制造廠規(guī)定，一般在0.25～0.5mm之間。任何制動器摩擦副中的這一間隙(以下簡稱制動器間隙)如果過小，就不易保證徹底解除制動，造成摩擦副拖磨；過大又將使制動踏板行程太長，以致駕駛員操作不便，也會推遲制動器開始起作用的時刻。但在制動器工作過程中，摩擦片的不斷磨損將導(dǎo)致制動器間隙逐漸增大。情況嚴(yán)重時，即使將制動踏板踩到下極限位置，也產(chǎn)生不了足夠的制動力矩。因此，制動器需要對間隙進(jìn)行調(diào)節(jié)，這次采用一個凸輪機(jī)構(gòu)來實(shí)現(xiàn)這一功能。
2.2 鼓式制動器主要參數(shù)的確定
2.2.1 制動鼓內(nèi)徑D
輸入力一定時，制動鼓內(nèi)徑越大，制動力矩越大，且散熱能力也越強(qiáng)。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，通常要求該間隙不小于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，并有利于保證制動鼓的加工精度。
制動鼓直徑與輪輞直徑之比D／Dr，的范圍如下：
轎車：D／Dr=0.64～0.74
貨車：D／Dr=0.70～0.83
制動鼓內(nèi)徑尺寸應(yīng)參照專業(yè)標(biāo)準(zhǔn)QC/T309—1999《制動鼓工作直徑及制動蹄片寬度尺寸系列》選取。
根據(jù)汽車選用的車輪輪輞直徑Dr=18n=182.54=45.72cm
D= Dr（0.70～0.83）=32.00～36.58cm
最后在尺寸系列中選擇354mm。
圖2-4 制動器參數(shù)
2.2.2 摩擦襯片寬度b和包角β
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，并且增加了成本。
制動鼓半徑R確定后，襯片的摩擦面積為。制動器各蹄襯片總的摩擦面積∑Ap越大，制動時所受單位面積的正壓力和能量負(fù)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，具體數(shù)據(jù)見表2—1。
表2—1 鼓式制動器的襯片面積
汽車總質(zhì)量 單個制動器總的襯片摩擦面積Ap/cm2
商
1.0～1.5 120～200
用 1.5～2.5 150～250（多為150～200）
2.5～3.5 250～400
車 3.5 ～7 300～650
7 ～12.0 550～1000
12.0～17.0 600～1500（多為600～1200）
試驗(yàn)表明，摩擦襯片包角為：90o～130o時，磨損最小，制動鼓溫度最低，且制動效能最高。β角減小雖然有利于散熱，但單位壓力過高將加速磨損。實(shí)際上包角兩端處單位壓力最小，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140o。
設(shè)計中，取摩擦襯片包角135o。
襯片寬度b較大可以減少磨損，但過大將不易保證與制動鼓全面接觸。制動襯片寬度尺寸系列見QC/T309—1999。
2.2.3 摩擦襯片起始角
一般將襯片布置在制動蹄的中央，即令。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(diǎn)對稱布置，以改善磨損均勻性和制動效能。
=90o-135/2=22.5o
2.2.4 制動器中心到張開力作用線的距離e
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e(圖2—7)盡可能大，以提高制動效能。初步設(shè)計時可暫定e=0.8R左右。
e=354/20.8=141.6
最終確定為147mm 。
2.2.5 制動蹄支承點(diǎn)位置坐標(biāo)a和c
應(yīng)在保證兩蹄支承端毛面不致互相干涉的條件下，使a盡可能大而c盡可能小(圖2—7)。初步設(shè)計時，也可暫定a=0.8R左右。
a=354/20.8=141.6
最終確定a為140mm 。
2.3 鼓式制動器的設(shè)計計算
2.3.1 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，所以計算法向壓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，其它零件變形的影響較小而忽略不計。
如圖所示，將坐標(biāo)原點(diǎn)取在制動鼓中心O點(diǎn)。yI 坐標(biāo)軸線通過蹄片的瞬時轉(zhuǎn)動中心A1點(diǎn)。
圖2-5 制動器襯片受力示意圖
此時蹄片在張開力和摩擦力作用下，繞支承銷轉(zhuǎn)動角。摩擦襯片表面任意點(diǎn)沿蹄片轉(zhuǎn)動的切線方向的變形就是線段，其徑向變形分量是這個線段在半徑OB1延長線上的投影，即為B1C1線段。由于很小，可認(rèn)為∠=90o，故所求摩擦襯片的變形應(yīng)為
(2—1)
考慮到OAl～OB1=R,那么分析等腰三角形AlOB1則有，所以表面的徑向變形和壓力為
(2—2)
(2—3)
綜上所述可知，新蹄片壓力沿摩擦襯片長度的分布符合正弦曲線規(guī)律，可用上式計算。
沿摩擦襯片長度方向壓力分布的不均勻程度，可用不均勻系數(shù)厶評價
(2—4)
式中，為在同一制動力矩作用下，假想壓力分布均勻時的平均壓力；為壓力分布不均勻時蹄片上的最大壓力。
2.3.2 計算蹄片上的制動力矩
計算鼓式制動器制動器，必須查明蹄壓緊到制功鼓上的力與產(chǎn)生制動力矩之間的關(guān)系。
為計算有一個自由度的蹄片上的力矩，在摩擦襯片表面取一橫向微元面積，如圖2—7所示。它位于角內(nèi)，面積為，其中b為摩擦襯片寬度。由鼓作用在微元面積上的法向力為
(2—5)
同時，摩擦力產(chǎn)生的制動力矩為(為摩擦因數(shù)，計算時取0.3)
(2—6)
從到區(qū)段積分上式得到
(2—7)
(2—8)
從式(2—7)和式(2—8)能計算出不均勻系數(shù)
(2—9)
從式(2—7)和式(2—8)能計算出制動力矩與壓力之間的關(guān)系。但是，實(shí)際計算時還必須建立制動力矩與張開力的關(guān)系。
緊蹄產(chǎn)生的制動力矩用下式表達(dá)
(2—10)
式中，為緊蹄的法向合力；為摩擦力的作用半徑(圖2—7)。
圖2-6 計算制動力矩簡圖
圖2-7 計算張開力簡圖
如果已知蹄的幾何參數(shù)(圖2—7中的h a c等)和法向壓力的大小，便能用式(2—7)計算出蹄的制動力矩。
為計算隨張開力而變的力，列出蹄上的力平衡方程式
(2—11)
式中，δ1為хl軸和力F1的作用線之間的夾角；F’х為支承反力在хl軸上的投影。
解聯(lián)立方程式(2—11)得到
(2—12)
(2—13)
對于松蹄也能用類似的方程式表示，即
(2—14)
為計算δl、δ2、及Rl、R2值，必須求出法向力F及其分量，沿著相應(yīng)的軸線作用有dFx和dFy力，它們的合力為dF(圖2—5)。有
(2—14)
(2—15)
所以
(2—16)
根據(jù)式(2—7)和式(2—10)并考慮到
(2—17)
如果順著制動鼓旋轉(zhuǎn)的蹄片和逆著制動鼓旋轉(zhuǎn)的蹄片的和角度不同，很顯然兩塊蹄片的δ和值也不同。制動器有兩塊蹄片，鼓上的制動力矩等于它們的摩擦力矩之和，即
=+=+ (2—18)
用液力驅(qū)動時，=。所需的張開力為
=/(+) (2—19)
用凸輪張開機(jī)構(gòu)的張開力，可由前述作用在蹄上的力矩平衡條件得到的方程式求出
=0.5/
=0.5/ (2—20)
計算鼓式制動器，必須檢查蹄有無自鎖的可能。由式(2—13)得出自鎖條件。
當(dāng)式(2—13)中的分母等于零時，蹄自鎖，即
(2—21)
如果<就不會自鎖。
由方程式(3—7)和式(8—13)可計算出領(lǐng)蹄表面的最大壓力為
(2—22)
2.3.3 襯片磨損特性的計算
摩擦襯片(襯塊)的磨損受溫度、摩擦力、滑磨速度、制動鼓(制動盤)的材質(zhì)及加工情況，以及襯片(襯塊)本身材質(zhì)等許多因素的影響，因此在理論上計算磨損性能極為困難。但試驗(yàn)表明，影響磨損的最重要的因素還是摩擦表面的溫度和摩擦力。從能量的觀點(diǎn)來說，汽車制動過程即是將汽車的機(jī)械能(動能和勢能)的一部分轉(zhuǎn)變?yōu)闊崃慷纳⒌倪^程。在制動強(qiáng)度很大的緊急制動過程中，制動器幾乎承擔(dān)了汽車全部動能耗散的任務(wù)。此時，由于制動時間很短，實(shí)際上熱量還來不及逸散到大氣中，而被制動器所吸收，致使制動器溫度升高。這就是所謂制動器的能量負(fù)荷。能量負(fù)荷越大，則襯片(襯塊)磨損將越嚴(yán)重。對于盤式制動器的襯塊，其單位面積上的能量負(fù)荷比鼓式制動器的襯片大許多倍，所以制動盤的表面溫度比制動鼓的高。
各種汽車的總質(zhì)量及其制動襯片(襯塊)的摩擦面積各不相同，因而有必要用一種相對的量作為評價能量負(fù)荷的指標(biāo)。目前，各國常用的指標(biāo)是比能量耗散率，即每單位襯片(襯塊)摩擦面積的每單位時間耗散的能量。通常所用的計量單位為W／mm2。比能量耗散率有時也稱為單位功負(fù)荷，或簡稱能量負(fù)荷。
雙軸汽車的單個前輪及后輪制動器的比能量耗散率分別為：
(2—23)
(2—24)
(2—25)
式中，為汽車總質(zhì)量(t)；為汽車回轉(zhuǎn)質(zhì)量換算系數(shù)；,為制動初速度和終速度(m／s)；j為制動減速度(m／s2)；t為制動時間(s)；、為前、后制動器襯片(襯塊)的摩擦面積(mm2)；為制動力分配系數(shù)。
在緊急制動到停車的情況下，=0，并可認(rèn)為=1，故
(2—26)
(2—27)
據(jù)有關(guān)文獻(xiàn)推薦，鼓式制動器的比能量耗散率以不大于1．8W／mm2為宜，計算時取減速度j=0．6g。制動初速度：轎車用100km／h(27．8m／s)；總質(zhì)量3．5t以下的貨車用80km／h(22.2m／s)；總質(zhì)量3.5t以上的貨車用65km／h(18m／s)。
另一個磨損特性指標(biāo)是每單位襯片(襯塊)摩擦面積的制動器摩擦力，稱為比摩擦力。比摩擦力越大，則磨損將越嚴(yán)重。單個車輪制動器的比摩擦力為:
(2—28)
式中，為單個制動器的制動力矩；R為制動鼓半徑(襯塊平均半徑Rm或有效半徑Re)；A為單個制動的襯片(襯塊)摩擦面積。
在j=0.6g時，鼓式制動器的比摩擦力以不大于0．48N／mm2為宜。與之相應(yīng)的襯片與制動鼓之間的平均單位壓力戶=／=1.37～1.60N／mm2設(shè)摩擦因數(shù)：0.3～0.35)。這比過去一些文獻(xiàn)中所推薦的許用值2～2．5N／mm2要小，因?yàn)槟p問題現(xiàn)在已較過去受到更大程度的重視。
2.3.4 前、后輪制動器制動力矩的確定
為了保證汽車有良好的制動效能，要求合理地確定前、后輪制動器的制動力矩。為此，首先選定同步附著系數(shù)φo，并用下式計算前、后輪制動力矩的比值
(2—29)
式中，, 征為前、后輪制動器的制動力矩；Ll、L2為汽車質(zhì)心至前軸和后橋的距離；hg為汽車質(zhì)心高度。
然后，根據(jù)汽車滿載在柏油、混凝土路面上緊急制動到前輪抱死拖滑，計算出前輪制動器的最大制動力矩max；再根據(jù)前面已確定的前、后輪制動力矩的比值計算出后輪制動器的最大制動力矩max。
結(jié) 論
低速載貨汽車( YC1040型)是針對農(nóng)村市場而設(shè)計的。貨車的主要特點(diǎn)在于結(jié)構(gòu)簡單可靠，價格低廉，非常適合農(nóng)民朋友在農(nóng)村交通條件下使用，能基本適合目前農(nóng)村的發(fā)展形式，滿足農(nóng)民對交通工具的需要。
根據(jù)這次設(shè)計的目標(biāo)，汽車的結(jié)構(gòu)主要參考了市場上成熟的技術(shù)，融合到本次設(shè)計中；對于現(xiàn)今較前沿的機(jī)構(gòu)較復(fù)雜的高新科技非必要的，采用的很少。
制動器（YC1040-06型）選用了較早在汽車上采用的摩擦式領(lǐng)叢蹄制動器。其由于機(jī)構(gòu)簡單，工作可靠，在輕型貨車上被廣泛采用。在保證其功能的前提下，加入了制動蹄自動調(diào)節(jié)裝置，相信對制動的可靠性和穩(wěn)定性會有一定的提高。
致 謝
為期三個月的畢業(yè)設(shè)計已經(jīng)結(jié)束?；仡櫿麄€畢業(yè)設(shè)計過程，雖然充滿了困難與曲折，但我感到受益匪淺。本次畢業(yè)設(shè)計課題是YC1040載貨汽車底盤總體及制動器的設(shè)計。本設(shè)計是為了解決實(shí)際生產(chǎn)過程中的生產(chǎn)力低的問題，因此此次設(shè)計要求很高。本設(shè)計是學(xué)完所有大學(xué)期間本專業(yè)應(yīng)修的課程以后所進(jìn)行的，是對我三年半來所學(xué)知識的一次大檢驗(yàn)。使我能夠在畢業(yè)前將理論與實(shí)踐更加融會貫通，加深了我對理論知識的理解，強(qiáng)化了實(shí)際生產(chǎn)中的感性認(rèn)識。
通過這次畢業(yè)設(shè)計，我基本上掌握了低速載貨汽車設(shè)計的方法和步驟，以及設(shè)計時應(yīng)注意的問題等，另外還更加熟悉運(yùn)用查閱各種相關(guān)資料手冊，選擇使用工藝裝備等。
總的來說，這次設(shè)計，使我在基本理論的綜合運(yùn)用以及正確解決實(shí)際問題等方面得到了一次較好的鍛煉，提高了我獨(dú)立思考問題、解決問題以及創(chuàng)新設(shè)計的能力，縮短了我與工廠工程技術(shù)人員的差距，為我以后從事實(shí)際工程技術(shù)工作奠定了一個堅(jiān)實(shí)的基礎(chǔ)。
本次設(shè)計任務(wù)業(yè)已順利完成，但由于本人水平有限，缺乏經(jīng)驗(yàn)，難免會留下一些遺憾，在此懇請各位專家、老師及同學(xué)不吝賜教。
此次畢業(yè)設(shè)計是在黃開有教授的認(rèn)真指導(dǎo)下進(jìn)行的。黃教授經(jīng)常為我解答一系列的疑難問題，以及指導(dǎo)我的思想，引導(dǎo)我的設(shè)計思路。在歷經(jīng)三個多月的設(shè)計過程中，一直熱心的輔導(dǎo)。另外，我還得到了其他組很多老師的熱心幫助與指導(dǎo)。在此，我忠心地向他們表示誠摯的感謝和敬意！
文 獻(xiàn) 資 料
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附 錄
1 底盤總體布置圖 YC1040-00-00 A1
2 制動器總裝圖 YC1040-06-00 A0
3 制動器底板 YC1040-06-01 A1
4 制動分泵護(hù)罩 YC1040-06-02 A3
5 制動泵活塞推力塊 YC1040-06-03 A4
6 制動分泵缸 YC1040-06-04 A4
7 制動泵活塞 YC1040-06-05 A3
8 制動分泵皮碗 YC1040-06-06 A4
9 制動蹄帶摩擦片總成 YC1040-06-07 A2
10 制動蹄摩擦片 YC1040-06-07-01 A3
11 制動蹄 YC1040-06-07-02 A3
12 制動蹄支銷 YC1040-06-08 A4
13 制動器底板加固板 YC1040-06-09 A4
14 制動蹄支銷偏心 YC1040-06-10 A4
15 制動蹄導(dǎo)夾 YC1040-06-11 A4
16 制動蹄調(diào)整偏心 YC1040-06-12 A4
17 制動蹄調(diào)整偏心螺栓 YC1040-06-13 A4