0285-輕型汽車底盤鼓式液壓制動器設計【全套5張CAD圖】,全套5張CAD圖,輕型,汽車底盤,液壓,制動器,設計,全套,cad
南華大學船山學院畢業(yè)設計（論文）
南 華 大 學
畢業(yè)設計(論文)綜述報告
題 目 輕型汽車底盤鼓式制動器設計
學院名稱 南華大學船山學院
指導教師 羅 金 良
職 稱 副 教 授
班 級 機械 072班
學 號 20079410211
學生姓名 李 確
2011年 5 月 29 日
1. 本設計（課題）研究的目的和意義
汽車的“行駛”、“轉彎”、“停車”3個最基本的機能之一的停車機能，是由制動裝置來完成的。我們希望輕輕的踩下制動踏板時，汽車就能很平穩(wěn)的停在所需要停車的地方。為了達到這一目的，必須充分考慮制動系統(tǒng)的控制機構和制動執(zhí)行機構的各種性能。
制動系統(tǒng)是汽車的一個重要組成部分，它直接影響汽車的安全性。隨著高速公路的快速發(fā)展和車流密度的日益增大，交通事故也不斷增加。據(jù)有關資料介紹，在由于車輛本身的問題而造成的交通事故中，制動系統(tǒng)故障引起的事故為總數(shù)的45%。可見，制動系統(tǒng)是保證行車安全的極為重要的一個系統(tǒng)。此外，制動系統(tǒng)的好壞還直接影響車輛的平均車速和車輛的運輸效率，也就是保證運輸經(jīng)濟效益的重要因素。
雖然近幾年從德國大眾、法國雷諾、美國通用等國外汽車公司引進了轎車，不少零配件的國產(chǎn)率也比較高，但引進的主要是總成和零配件，沒有引進開發(fā)技術，至于輕型貨車的開發(fā)技術引進就更少了，所以我國自行開發(fā)輕型貨車及其轎車的能力，跟汽車發(fā)達國家相比差距還很大。
近年來，我國出版過一些汽車制動方面的專著，但從數(shù)量上和深度上都遠遠不能滿足汽車工業(yè)運輸業(yè)發(fā)展的要求。特別是在汽車制動系統(tǒng)的開發(fā)設計方面與汽車發(fā)達國家相比水平差距甚遠，許多尖端技術問題對我們來說迄今還不太了解。所以對于研究設計制動器來說，在我國有著非常重要的影響。
2. 本設計（課題）國內(nèi)外研究歷史與現(xiàn)狀
今天，ABS/ASR已經(jīng)成為歐美和日本等發(fā)達國家汽車的標準設備。
車輛制動控制系統(tǒng)的發(fā)展主要是控制技術的發(fā)展。一方面是擴大控制范圍、增加控制功能；另一方面是采用優(yōu)化控制理論，實施伺服控制和高精度控制。
在第一方面，ABS功能的擴充除ASR外，同時把懸架和轉向控制擴展進來，使ABS不僅僅是防抱死系統(tǒng)，而成為更綜合的車輛控制系統(tǒng)。制動器開發(fā)廠商還提出了未來將ABS/TCS和VDC與智能化運輸系統(tǒng)一體化運用的構想。隨著電子控制傳動、懸架系統(tǒng)及轉向裝置的發(fā)展，將產(chǎn)生電子控制系統(tǒng)之間的聯(lián)系網(wǎng)絡，從而產(chǎn)生一些新的功能，如：采用電子控制的離合器可大大提高汽車靜止啟動的效率；在制動過程中，通過輸入一個驅(qū)動命令給電子懸架系統(tǒng)，能防止車輛的俯仰。
在第二個方面，一些智能控制技術如神經(jīng)網(wǎng)絡控制技術是現(xiàn)在比較新的控制技術，已經(jīng)有人將其應用在汽車的制動控制系統(tǒng)中。ABS/ASR并不能解決汽車制動中的所有問題。因此由ABS/ASR進一步發(fā)展演變成電子控制制動系統(tǒng)(EBS)，這將是控制系統(tǒng)發(fā)展的一個重要的方向。但是EBS要想在實際中應用開來，并不是一個簡單的問題。除技術外，系統(tǒng)的成本和相關的法規(guī)是其投入應用的關鍵。
經(jīng)過了一百多年的發(fā)展，汽車制動系統(tǒng)的形式已經(jīng)基本固定下來。隨著電子，特別是大規(guī)模、超大規(guī)模集成電路的發(fā)展，汽車制動系統(tǒng)的形式也將發(fā)生變化。如凱西.海斯(K.H)公司在一輛實驗車上安裝了一種電—液(EH)制動系統(tǒng)，該系統(tǒng)徹底改變了制動器的操作機理。通過采用4個比例閥和電力電子控制裝置，K.H公司的EBM就能考慮到基本制動、ABS、牽引力控制、巡航控制制動干預等情況，而不需另外增加任何一種附加裝置。EBM系統(tǒng)潛在的優(yōu)點是比標準制動器能更加有效地分配基本制動力，從而使制動距離縮短5%。一種完全無油液、完全的電路制動BBW(Brake.By.Wire)的開發(fā)使傳統(tǒng)的液壓制動裝置成為歷史。
3. 目前存在的主要問題
電子制動首先應用到飛機上，目前處于向汽車領域應用的研究和改進階段，隨著技術進步，各種問題會逐步得到解決，電制動系統(tǒng)最終會取代傳統(tǒng)的以液壓為主的制動控制系統(tǒng)以及電液復合制動系統(tǒng)。電制動或者線控制動(BBW)是未來制動系統(tǒng)發(fā)展的方向。電制動器和電制動控制單元、制動力模擬器是其重要組成部分，反饋制動力給制動踏板產(chǎn)生制動感覺。從結構上，電制動具有其它傳統(tǒng)制動無法比擬的優(yōu)點：
(1)結構簡單，系統(tǒng)質(zhì)量較傳統(tǒng)制動系統(tǒng)降低很多，從而減少了整車質(zhì)量；
(2)制動響應時間短，提高制動性能，縮短制動距離；
(3)系統(tǒng)中不存在制動液，維護容易、簡單，采用電線連接，系統(tǒng)的耐久性能良好；
(4)系統(tǒng)總成的制造、裝配、調(diào)試、標定更快，易于采用模塊化結構；
(5)已經(jīng)開發(fā)出具有容錯功能的適用于汽車的網(wǎng)絡通訊協(xié)議如TTP/C，F(xiàn)lex Ray等通訊協(xié)議可以應用到電制動系統(tǒng)中。
(6)易于進行改進和功能的增加，可以并入汽車CAN通訊網(wǎng)絡進行集中管理和共享信息。
對于大部分人來說，電制動系統(tǒng)是全新的制動系統(tǒng)，它為將來的智能化車輛提供了條件?；诂F(xiàn)在的技術條件，要全面應用電制動，還有很多問題需要面對：
(1)驅(qū)動能源問題，采用電子制動需要較多的電能，一個盤式制動器峰值需要lkW的驅(qū)動能量，目前12V的車輛電力系統(tǒng)無法提供這么大的能量，未來的車輛動力系統(tǒng)需要采用高壓電，加大能源供應，以滿足各系統(tǒng)能量的需求，同時解決好高壓電的安全問題；
(2)沒計制動系統(tǒng)時必須要考慮的是制動系統(tǒng)的失效問題，電制動不存在主動的備用制動系統(tǒng)，不論是ECU、傳感器、還是制動器本身、線束失效，都能使制動系統(tǒng)保證制動的基本性能，除了ECU可以采用冗余設計外，實現(xiàn)電制動的一個關鍵技術是相同失效時的信息交流協(xié)議如TTP/C等的研究應用；
(3)實現(xiàn)和汽車底盤其他控制系統(tǒng)的集成，仍有待研究；
(4)采用電制動后整車質(zhì)量有所減少，但是非簧載質(zhì)量可能會有所增加，這是要注意的；
(5)制動器在持續(xù)制動或高強度制動過程會產(chǎn)生高溫，這對電機和傳動裝置的性能和散熱提出了高的要求。
(6)成本比原有液壓制動系統(tǒng)高，提高電制動系統(tǒng)的性價比是需要解決的問題。
隨著技術的進步，上述的各種問題會逐步得到解決。戴姆勒.克萊斯勒汽車公司已經(jīng)把一種電制動系統(tǒng)——測控一體化制動系統(tǒng)——安裝在奔馳乘用車上，它是一種功能強大的機電一體化的系統(tǒng)，在汽車運行中，系統(tǒng)感知制動踏板的動作，并把相關信息傳遞給控制單元，控制單元發(fā)出指令給執(zhí)行器進行各車輪的制動，它可以根據(jù)制動踏板的加速度來識別駕駛員是否正在進行緊急制動并做出迅速反應，縮短制動距離，這種系統(tǒng)會增加駕駛者的安全感和舒適感，使停車過程平順?？梢灶A見不久的將來會有更多的電制動系統(tǒng)得到裝車應用。
4. 本設計（課題）擬解決的關鍵問題和研究方法
根據(jù)設計要求，本設計中采用了前輪采用雙領蹄式制動器，后輪采用領從蹄式制動器，駐車制動采用中央帶式制動器，緊急制動是駐車制動和行車制動相結合的制動方式。驅(qū)動形式采用加真空助力器的液壓驅(qū)動。
設計中制動系的每一部分的的設計均按照相關要求進行，并且進行了驗證和校核，在制動距離，制動減速度，制動器主要零部件的選取等等方面均滿足要求，達到了設計的預期要求。雖然本設計中在每一個單獨的設計部分滿足要求，但是汽車是一個相當復雜的整體，在設計過程中對于汽車整個制動性能部分和其它部件的匹配或者影響考慮的不夠，所以難免對于汽車的制動性能這一塊有一定影響
本設計對制動器進行了優(yōu)選，使它更適用。
5. 參考文獻
1. 迪特馬爾·鮑曼；漢尼爾·施密特；赫伯特·福勒特；弗里德爾·凱勒.鼓式制動裝置.中國專利:CN1386174，2002.12.18
2. 行業(yè)標準.機械(CSIC.JB). JB/T 7021.2006.鼓式制動器連接尺寸.北京：機械工業(yè)出版社,2007.01.04
3. 張平. 汽車鼓式制動器 [P]. 中國專利:CN2908908,2007.06.06.
4. 王宣鋒.鼓式制動器動力學性能的研究.[碩士學位論文].黑龍江.哈爾濱工業(yè)大學,2006
5. 徐永康.汽車制動器.汽車實用技術，2004，01：47~50
6. 王望予主編.汽車設計.北京：機械工業(yè)出版社.2007
7. 余志生主編.汽車理論（第2版）.北京：機械工業(yè)版社.1989
8. 陳家瑞主編.汽車構造（第4版）.北京：人民交通出版社,2002
9. 制動鼓工作直徑及制動蹄片寬度尺寸系列.QC/T 309—1999
10. 梁萍主編.機械工程制圖.成都：西南交通大學出版社.2003
11. 汽車工程手冊編輯委員會.汽車工程手冊.北京：人民交通出版社，2002
12. 謝進，萬朝燕，杜力杰主編.機械原理.北京：高等教育出版社,2004
13. 機械工程材料，于永泗，齊民編，大連理工大學出版社，2007。
14. 濮良貴、紀名剛 主編. 機械設計（第8版）. 北京：高等教育出版社，2006
15. 孫恒、陳作模、葛文杰 主編. 機械原理（第7版）. 北京：高等教育出版社，2001
16. 成大先主編.機械設計手冊（單行本）.北京：化學工業(yè)出版社，2004.4.
17. 液壓與氣壓傳動（第二版） 高等教育出版社
18. 互換性與技術測量 華中科技大學出版社
19. 汽車構造與原理 （下冊 底盤 車身）第2版 機械工業(yè)出版社
20. 劉惟信編著.汽車制動系的結構分析與設計計算.北京:清華大學出版社,2004
21. 張洪欣主編.汽車設計.北京：機械工業(yè)出版社,1998
22. William Singhose.Doorookim.Michael Kenison.Input Shaping Control of Double.Pendulum Bridge Crane Oscillations[J],2008.
23. Moskvin.P.Diangnosing and forecasting the residual service life of Welded metal structures of bridge cranes using metal foils.Russian Journal of Nondestructive Testing[J],2007.
24. Mine Demirsoy.The Effects of Oblique Running and Ideal Motion on Stress Analysis of Bridge Crane Wheels.Journal of Mechanical Design[J],2006.
簽名： 年 月 日
畢業(yè)設計(論文)任務書
題 目：輕型汽車底盤鼓式制動器設計
設計（論文）內(nèi)容及要求：
一、 設計（論文）內(nèi)容
1、分析汽車的運行狀況，制定確定制動器的設計方案；
2、完成鼓式制動器的總圖設計；
3、完成制動主油缸總圖的設計及計算；
4、繪制主管路系統(tǒng)圖；
5、完成相關的強度校核及計算，撰寫詳細的設計說明書；
主要技術要求：
整車質(zhì)量：空載：1550kg；滿載：2000kg
質(zhì)心位置：a=1.35m；b=1.25m ；
質(zhì)心高度：空載：hg=0.95m； 滿載：hg=0.93m
軸距： L=3.3m； 輪距: L0=1.45m；
最高車速： 115km/h； 車輪工作半徑：370mm；
輪胎： 7.50—R16； 同步附著系數(shù)：Φ0=0.4
二、 要求：
1、設計說明書書寫格式要求：須打印，并符合下列裝訂順序：
(1) 畢業(yè)設計任務書；(2) 開題報告：(3) 中文摘要；(4) 英文摘要；(5) 目錄；(6)緒論：(7)正文；(8) 結論；(9)參考文獻(或資料)；(10) 謝辭； (11)附錄。
2、文字要求：文字要通順，語言流暢，書寫工整，無錯別字。
3、圖紙要求：圖面整潔，布局合理。線條粗細均勻，圓弧連接光滑，尺寸標注規(guī)范，文字與注釋必須使用工程字書寫，必須采用最新的國家標準。
4、工藝規(guī)程必須正確，符合工程實際要求。
5、工作量要求：畢業(yè)設計說明書不少于1.5萬字，6000字的文獻綜述，畢業(yè)設計圖紙工作量應該在3張零號圖以上，其中手工繪圖一張1號圖以上。
6、翻譯科技外文資料一篇(漢字3000字以上)。
7、參考文獻：應查閱文獻15篇以上，其中有5種以上期刊，外文資料2篇以上。
三、 進度安排
20101229～20110116 收集相關參考資料，完成科技外文資料的翻譯；
20110118～20110227 熟悉參考資料，完成開題報告；
20110228～20110420 繪制所有設計圖紙，完成相關的計算工作；
20110421～20110510 撰寫畢業(yè)設計說明書，準備答辯；
20110510～20110520 畢業(yè)答辯
四、 主要參考文獻
[1] 劉惟信編著.汽車制動系的結構分析與設計計算.北京:清華大學出版社,2004
[2] 張洪欣主編.汽車設計.北京：機械工業(yè)出版社,1998
[3] 王宣鋒.鼓式制動器動力學性能的研究.[碩士學位論文].黑龍江.哈爾濱工業(yè)大學,2006
[4] 徐永康.汽車制動器.汽車實用技術，2004，01：47~50
[5] 王望予主編.汽車設計.北京：機械工業(yè)出版社.2007
[6] 余志生主編.汽車理論（第2版）.北京：機械工業(yè)版社.1989
[7] 陳家瑞主編.汽車構造（第4版）.北京：人民交通出版社,2002
[8] 制動鼓工作直徑及制動蹄片寬度尺寸系列.QC/T 309—1999
[9] 汽車工程手冊編輯委員會.汽車工程手冊.北京：人民交通出版社，2002
[10] 汽車構造與原理 （下冊 底盤 車身）第2版 機械工業(yè)出版社
[11] William Singhose.Doorookim.Michael Kenison.Input Shaping Control of Double-Pendulum Bridge Crane Oscillations[J],2008.
[12] Moskvin.P.Diangnosing and forecasting the residual service life of Welded metal structures of bridge cranes using metal foils.Russian Journal of Nondestructive Testing[J],2007.
[13] Mine Demirsoy.The Effects of Oblique Running and Ideal Motion on Stress Analysis of Bridge Crane Wheels.Journal of Mechanical Design[J],2006.
指導教師：
年 月 日
畢業(yè)設計(論文)
題 目 輕型汽車底盤鼓式制動器設計
輕型汽車底盤鼓式制動器設計
摘要：汽車作為陸地上的現(xiàn)代重要交通工具，由許多保證其性能的大部件，即所謂“總成”組成，制動系就是其中一個重要的總成，它直接影響汽車的安全性。隨著高速公路的快速發(fā)展和車流密度的日益增大，交通事故也不斷增加。據(jù)有關資料介紹，在由于車輛本身的問題而造成的交通事故中，制動系統(tǒng)故障引起的事故為總數(shù)的45%。可見，制動系統(tǒng)是保證行車安全的極為重要的一個系統(tǒng)。此外，制動系統(tǒng)的好壞還直接影響車輛的平均車速和車輛的運輸效率，也就是保證運輸經(jīng)濟效益的重要因素。制動系既可以使行駛中的汽車減速，又可保證停車后的汽車能駐留原地不動。由此可見，汽車制動系對于汽車行駛的安全性，停車的可靠性和運輸經(jīng)濟效益起著重要的保證作用。
當今，隨著高速公路網(wǎng)的不斷擴展、汽車車速的提高以及車流密度的增大，對汽車制動系的工作可靠性要求顯得日益重要。只有制動性能良好和制動系工作可靠的汽車才能充分發(fā)揮出其高速行駛的動力性能并保證行駛的安全性。由此可見，制動系是汽車非常重要的組成部分，從而對汽車制動系的機構分析與設計計算也就顯得非常重要了。
論文中采用的是前鼓后鼓的制動系方案并且前輪采用雙領蹄式制動器，后輪采用領從蹄式制動器，兼顧了制動器效能因數(shù)和制動器效能的穩(wěn)定性。它的工作原理是利用與車身(或車架)相連的非旋轉元件和與車輪(或傳動軸)相連的旋轉元件之間的相互摩擦來阻止車輪的轉動或轉動的趨勢，亦即由制動踏板的踏板力通過推桿和主缸活塞，使主缸油液在一定壓力下流入輪缸，并通過兩輪缸活塞推使制動蹄繞支承銷轉動，上端向兩邊分開而以其摩擦片壓緊在制動鼓的內(nèi)圓面上。不轉的制動蹄對旋轉制動鼓產(chǎn)生摩擦力矩，從而產(chǎn)生制動力，使車輪減速直至停車。
論文第一章介紹了汽車制動系發(fā)展情況和制動系統(tǒng)的組成。第二章主要講述了汽車的總體設計。第三章講述了鼓式制動系的主要形式及其方案的選取。第四章分析計算了制動器制動過程中動力學參數(shù)的計算。第五章講述了鼓式制動器的結構參數(shù)和主要零部件的設計。第六章是關于鼓式制動器的設計計算。第七章是制動器驅(qū)動機構的設計與計算。第八章是鼓式制動器主要零部件的強度分析。
關鍵詞：鼓式制動器 ； 驅(qū)動機構 ； 制動參數(shù)
Abstract As an important modern land.based transport, Automotive components from many large parts ,namely, the so.called "assembly" which ensure the performance of automotive, and braking system which directly affects the safety of motor vehicles is one of the most important assembly. With the rapid development of highways and increased traffic density, traffic accidents are also increasing. According to the information on the vehicle itself as a result of problems caused by traffic accidents, the brake system failure caused the accident accounting for the total number of 45%. So braking system is an extremely important system to ensure traffic safety. In addition, the braking system has a direct impact on the quality of the average vehicle speed and vehicle transportation efficiency, that is, an important factor ensuring cost.effective transport. It not only can slow down a moving vehicle, but also to ensure that the car can be fixed in situ after parking. This shows that the vehicle braking system plays an important role in traffic safety, the reliability of parking, and transport economic efficiency.
Today, with ever.expanding highway network, the improvement of vehicle speed and traffic density, on the work of automotive braking system reliability requirements become increasingly important. Only vehicles which have good braking performance and reliable braking system can give full play to their high.speed dynamic performance and to ensure the safety of traveling. This shows that the braking system is a very important component of the vehicle, thus it’s very important to the analysis and design of brake system bodies.
Paper used brake program of the brake drum in front and behind. Front wheel used duo.duplex drum brakes and behind wheel simplex drum brakes, which takes into account the effectiveness of the brakes and brake performance factor of stability. Its working principle is to use with the body (or frame) associated with non.rotating components and the wheel (or shaft) connected to the rotating components of friction between the wheels to prevent the trend of turning or rotating, namely by the pedal force of brake pedal passing through the push rod and the master cylinder piston, making master cylinder oil inflow wheel cylinder under a certain pressure, and pushing through the two.cylinder piston brake shoe so that rotating around the branch managers, the top separately to both sides pressed in its friction plate brake drum surface of the inner circle. Non.rotating brake shoe produced friction torque to rotating drum brake resulting in braking force to slow down until the wheels stop.
The first chapter of this paper describes the development of automotive braking system. Chapter II focuses on the overall design of the car. Chapter III is about the main form and program selection of the drum brake. Chapter IV is about analysis and calculation of kinetic parameters of the brake during braking process. Chapter V described the structure of drum brake components and the design of the main parameters. Chapter VI described design and calculation of drum brake. Chapter VII is about the analysis and calculation of drum brake drive mechanism. Chapter VIII is about strength checking on the main components of drum brake.
Key words: Drum brake Drive mechanism Brake Parameters
目錄
1 緒論 1
1.1汽車制動系統(tǒng)的發(fā)展概況 1
1.2汽車制動系統(tǒng)的組成 1
2 汽車總體參數(shù)的選擇及計算 3
2.1 總體設計應滿足的基本要求 3
2.2汽車形式的確定 4
2.3汽車質(zhì)量參數(shù)的確定 5
2.4汽車主要尺寸的確定 6
2.5汽車性能參數(shù)的確定 9
2.6發(fā)動機的選擇 9
2.7輪胎的選擇 14
3 鼓式制動器的方案選擇 16
3.1 鼓式制動器的結構形式 16
3.1.1領從蹄式制動器 17
3.1.2單向雙領蹄式制動器 20
3.1.3雙向雙領蹄式制動器 21
3.1.4雙從蹄式制動器 22
3.1.5單向增力式制動器 22
3.16雙向增力式制動器 23
3.2鼓式制動器方案的確定 24
3.2.1制動效能因素 24
3.2.2本設計中鼓式制動器方案的優(yōu)選 25
4 制動過程的動力學參數(shù)的計算 26
4.1制動過程車輪所受的制動力 26
4.2制動距離與制動減速度計算 26
4.3同步附著系數(shù)與附著系數(shù)利用率計算 33
4.4制動器的最大制動力矩 35
4.5制動器因素與制動蹄因素 38
5 制動器的結構及主要零部件設計 42
5.1 鼓式制動器的結構參數(shù) 42
5.2鼓式制動器主要零部件的設計 46
5.2.1制動蹄 46
5.2.2制動鼓 46
5.2.3摩擦襯片 47
5.2.4摩擦材料 48
5.2.5蹄與鼓之間的間隙自動調(diào)整裝置 49
5.2.6制動支承裝置 50
5.2.7制動輪缸 50
5.2.8張開機構 51
6 鼓式制動器的設計計算 51
6.1 駐車制動能力的計算 51
6.2 中央制動器的計算 53
6.3壓力沿襯片長度方向的分布規(guī)律 54
6.4 制動蹄片上的制動力矩 56
6.5 摩擦襯片磨損特性計算 60
6.6 制動因素的計算 61
6.6.1支承銷式領—從蹄制動器的制動因數(shù) 62
6.6.2支承銷式雙領蹄制動器的制動因數(shù) 63
7 制動器驅(qū)動機構分析與計算 64
7.1 驅(qū)動機構的方案選擇 66
7.2 制動管路的選擇 66
7.3 液壓驅(qū)動機構的設計計算 68
7.3.1制動輪缸直徑的確定 68
7.3.2制動主缸直徑的確定 68
7.3.3制動踏板力 70
7.3.4制動踏板工作行程 71
7.3.5真空助力器的設計計算 71
8 鼓式制動器主要零部件強度分析 74
8.1 制動蹄支承銷剪切應力計算 74
8.2緊固摩擦片鉚釘?shù)募羟袘︱炈?75
結論 77
參考文獻 78
謝辭 79
附錄 80
79
1 緒論
1.1汽車制動系統(tǒng)的發(fā)展概況
從汽車誕生時起，車輛制動系統(tǒng)在車輛的安全方面就扮演著至關重要的角色。近年來，隨著車輛技術的進步和汽車行駛速度的提高，這種重要性表現(xiàn)得越來越明顯。汽車制動系統(tǒng)種類很多，形式多樣。傳統(tǒng)的制動系統(tǒng)結構型式主要有機械式、氣動式、液壓式、氣—液混合式。它們的工作原理基本都一樣，都是利用制動裝置，用工作時產(chǎn)生的摩擦熱來逐漸消耗車輛所具有的動能，以達到車輛制動減速，或直至停車的目的。伴隨著節(jié)能和清潔能源汽車的研究開發(fā)，汽車動力系統(tǒng)發(fā)生了很大的改變，出現(xiàn)了很多新的結構型式和功能形式。新型動力系統(tǒng)的出現(xiàn)也要求制動系統(tǒng)結構型式和功能形式發(fā)生相應的改變。例如電動汽車沒有內(nèi)燃機，無法為真空助力器提供真空源，一種解決方案是利用電動真空泵為真空助力器提供真空。
汽車制動系統(tǒng)的發(fā)展是和汽車性能的提高及汽車結構型式的變化密切相關的，制動系統(tǒng)的每個組成部分都發(fā)生了很大變化。
1.1.1汽車制動系統(tǒng)的組成
制動系統(tǒng)主要由下面的4個部分組成：
(1)供能裝置：也就是制動能源，包括供給、調(diào)節(jié)制動所需能量以及各個部件，產(chǎn)生制動能量的部分稱為制動能源；
(2)控制裝置：包括產(chǎn)生制動動作和控制制動效果的部件；
(3)傳動裝置：包括把制動能量傳遞到制動器的各個部件；
(4)制動器：產(chǎn)生阻礙車輛運動或者運動趨勢的力的部件，也包括輔助制動系統(tǒng)中的部件。
現(xiàn)代的制動系統(tǒng)還包括制動力調(diào)節(jié)裝置和報警裝置，壓力保護裝置等輔助裝置。
供能裝置的發(fā)展
供能裝置主要是指制動能源，制動能源有人力制動、伺服制動、動力制動或者上述任兩者的結合使用。
人力制動是開始有制動系統(tǒng)時的制動能源，它有機械式制動、液壓式制動兩種形式。機械式制動主要用于駐車制動系統(tǒng)中，駐車制動系統(tǒng)中要求用機械鎖止方法保證汽車在原地停止不動，在任何情況下不至于滑動。液壓式制動是通過制動踏板推動制動主缸，進而使制動器進入工作狀態(tài)。伺服制動兼用人力和發(fā)動機作為制動能源，正常情況下制動能量由動力伺服系統(tǒng)供給，動力伺服系統(tǒng)失效時可由人力供給制動能量，這時伺服制動就變?yōu)槿肆χ苿?。伺服制動可用氣壓能、真空?負氣壓能)以及液壓能作為伺服能量，形成各種形式的助力器。動力制動系統(tǒng)的制動能源是發(fā)動機所驅(qū)動的油泵或者氣泵，人力僅作為控制來源，可分為氣壓制動、氣頂液制動、液壓制動。其中氣壓制動是發(fā)展最早的一種動力制動系統(tǒng)。它用空氣壓縮機提供氣壓，氣頂液制動是用氣壓推動液壓動作，產(chǎn)生制動作用。液壓制動是目前得到廣泛應用的一種制動系統(tǒng)，技術已經(jīng)非常成熟。目前正在發(fā)展的電液復合制動以及電子制動中使用了電機作為制動能源，人力踩制動踏板作為控制來源。
控制裝置的發(fā)展
最早的人力制動，通過機械的連接產(chǎn)生制動動作。發(fā)展到人力控制制動，通過踩制動踏板啟動制動，再由傳力裝置把制動踏板力傳到真空助力器，經(jīng)過真空助力器的助力擴大后，傳遞到制動主缸產(chǎn)生液壓力，然后通過油路把液壓力傳遞到每個輪缸，開始制動。隨著清潔能源汽車和電動汽車的研究應用，以及電子技術在汽車上面的廣泛應用，制動系統(tǒng)的控制裝置也出現(xiàn)了電子化的趨勢，其中電制動完全改變了制動系統(tǒng)的控制和管理，會使汽車制動系統(tǒng)發(fā)生革命性的變化，它采用電子控制，可以更加準確、更高效率地實現(xiàn)制動。
傳動裝置的發(fā)展
人力制動時代是采用機械式的傳動裝置，氣(液)壓制動是利用氣(液)壓力和連接管路把制動力傳遞到制動器。電子制動則是利用制動電機產(chǎn)生制動力直接作用到制動器，它的控制信號來自控制單元(ECU)，用信號線傳遞制動信號和制動力信息。
制動器的發(fā)展
制動器是制動的主要組成部分，目前汽車制動器基本都是摩擦式制動器，按照摩擦副中旋轉元件的不同，分為鼓式和盤式兩大類制動器。
鼓式制動器又有領從蹄式、雙領蹄式、雙向雙領蹄式、雙從蹄式、單向自增力式、雙向自增力式制動器等結構型式。盤式制動器有固定鉗式、浮動鉗式、浮動鉗式包括滑動鉗式和擺動鉗盤式兩種型式。滑動鉗式是目前使用廣泛的一種盤式制動器。由于盤式制動器熱和水穩(wěn)定性以及抗衰減性能較鼓式制動器好，可靠性和安全性也好，而得到廣泛應用。但是盤式制動器效能低，無法完全防止塵污和銹蝕，兼做駐車制動時需要較為復雜的手驅(qū)動機構，因而在后輪上的應用受到限制，很多車是采用前盤后鼓的制動系統(tǒng)組成。電動汽車和混合動力汽車上具有再生制動能力的電機，在回收制動能量時起制動作用，它引入了新型的制動器。作為一種新的制動器型式，勢必引起制動器型式的變革。電制動系統(tǒng)制動器是基于傳統(tǒng)的制動器，也分為盤式電制動器和鼓式電制動器，鼓式電制動器由于制動熱衰減性大等缺點，將來汽車上會以盤式電制動器為主。
2 汽車總體參數(shù)的選擇及計算
2.1 總體設計應滿足的基本要求
由動力裝置、底盤、車身、電器及儀表等四部分組成的汽車，是用來載送人員和貨物的運輸工具。
汽車主要在寬度有限的道路上行駛，同時與汽車比較，還有人、自行車、摩托車等弱勢群體也在使用同一道路，因此存在交通隱患。為了在有限的道路上容納更多的車輛運行、減少交通事故以及從汽車造型和減輕質(zhì)量等方面考慮，對汽車的外形尺寸需要予以限制。
使用汽車加快了人得生活節(jié)奏，提高了工作效率，出門遠行也更方便；與使用火車、飛機、船舶等交通工具相比較，受到的約束減少了很多。因此，更多的人愿意選擇汽車作為交通工具。幾十年來，汽車的保有量始終居高不下，凡是人類密集的地方，汽車也密集，由此而引起的環(huán)境污染問題也日益嚴重。共同保護好人類的生存環(huán)境已經(jīng)受到全世界的重視，各國政府普遍采用制定相關法規(guī)的形式來從事交通方面的管理工作。
交通工具具有在自然環(huán)境條件下使用的特點，汽車也不例外。自然環(huán)境的變化因素很多，有些還沒有規(guī)律，如溫度、濕度、霧、白晝與黑夜、干燥的硬路面與泥濘深淺不定的軟路面等等，要求汽車能適應這些環(huán)境而安全地行駛，就必須制定有關法規(guī)強制企業(yè)執(zhí)行，這也是工程技術人員從事設計的工作依據(jù)之一。
進行汽車總體設計工作應滿足如下基本要求：
（1）汽車的各項性能、成本等，要求達到企業(yè)在商品計劃中所確定的指標。
（2）嚴格遵守和貫徹有關法規(guī)、標準中的規(guī)定，注意不要侵犯專利。
（3）盡最大可能地去貫徹三化，即標準化、通用化、系列化。
（4）進行有關運動學方面的校核，保證汽車有正確的運動和避免運動干涉。
（5）拆裝與維修方便。
我國制定的有關方面的法規(guī)、標準正在得到不斷的完善，它們中有些是結合我國具體條件制定的，有些是參照國外的法規(guī)、標準制定的。這些法規(guī)、標準涉及的面很廣，如有關汽車外廓尺寸標準（GB1589—1989汽車外廓尺寸限界）、汽車的污染物排放標準以及有關公路法規(guī)對汽車軸荷限定的要求等等。在進行總體設計工作時，要特別注意正在實施的強制性標準，我國目前已有40項，隨著時間的遷移還會有變化。這些強制性標準與汽車類型有關，設計師要嚴格遵守。
2.2汽車形式的確定
汽車的分類按照GB/T3730.1—2001將汽車分為乘用車和商用車。乘用車是指在設計和技術特性上主要用于載運乘客及其隨身行禮或臨時物品的汽車，包括駕駛員座位在內(nèi)的最多不超過9個座位。它也可以牽引一輛掛車。
商用車是指在設計和技術特性上用于運送人員和貨物的汽車，并且可以牽引掛車，且商用車又有客車、半牽引掛車、貨車之分。
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）軸數(shù)
汽車可以有兩軸、三軸、四軸甚至更多的軸數(shù)。影響選取軸數(shù)的因素主要有汽車的總質(zhì)量、道路法規(guī)對軸載質(zhì)量的限制和輪胎負荷能力以及汽車的結構等。
包括乘用車以及汽車總質(zhì)量小于19t的公路運輸車輛和軸荷不受道路、橋梁限制的不在公路上行駛的車輛，均采用結構簡單、制造成本低廉的兩軸方案?？傎|(zhì)量在19t~26t的公路運輸車采用三軸形式，總質(zhì)量更大的汽車宜采用四軸或四軸以上的形式。
由于本設計中汽車的裝載質(zhì)量是兩噸，其總質(zhì)量小于19t，所以采用兩軸的布置方案。
（2）驅(qū)動形式
汽車驅(qū)動形式有4×2、4×4、6×2、6×4、6×6、8×4、8×8等，其中第一個數(shù)字代表汽車的車輪總數(shù)，第二個數(shù)字表示驅(qū)動輪數(shù)。乘用車和總質(zhì)量小些的商用車，多采用結構簡單、制造成本低的4×2驅(qū)動形式。總質(zhì)量在19t以上至26t的公路運輸車，用6×4或6×2的型式，總質(zhì)量更大的公路運輸車則采用8×4型式。
所以本設計采用4×2的驅(qū)動形式。
(3)布置形式
貨車可以按照駕駛室與發(fā)動機相對位置不同，分為平頭式、短頭式、長頭式和偏置式四種。貨車又可按發(fā)動機位置不同，分為發(fā)動機前置、中置和后置三種布置形式。
平頭式貨車的發(fā)動機位于駕駛室內(nèi)，其主要優(yōu)點是：汽車總長和軸距尺寸短，最小轉彎直徑小，機動性能好；不需要發(fā)動機罩和翼子板，汽車整備質(zhì)量減小，駕駛員視野得到明顯改善，采用翻轉式駕駛室時能改善發(fā)動機及其附件的接近性；汽車貨箱與整車的俯視面積之比比較高。平頭式貨車得到廣泛的應用。
所以本設計采用平頭式的布置形式，并且采用發(fā)動機前置后橋驅(qū)動。
2.3汽車質(zhì)量參數(shù)的確定
汽車的質(zhì)量參數(shù)包括整車整備質(zhì)量、載客量、裝載質(zhì)量、質(zhì)量系數(shù)、汽車總質(zhì)量、軸荷分配等。
（1）整車整備質(zhì)量
整車整備質(zhì)量是指車上帶有全部裝備（包括隨行工具、備胎等），加滿燃料、水，但沒有裝貨和載人時額整車質(zhì)量。其對汽車的制造成本和燃油經(jīng)濟性有影響。
（2）裝載質(zhì)量
汽車的裝載質(zhì)量是指在硬質(zhì)良好的路面上行駛時所允許的額定裝載質(zhì)量。商用貨車裝載質(zhì)量的確定首先應與企業(yè)產(chǎn)品規(guī)劃符合，其次要考慮到汽車的用途和使用條件。
本設計中給出了裝載質(zhì)量t。
（3）質(zhì)量系數(shù)
質(zhì)量系數(shù)是指汽車裝載質(zhì)量與整車整備質(zhì)量的比值，即＝。該系數(shù)反映了汽車的設計水平和工藝水平，值越大，說明該汽車的設計水平和工藝水平越先進。
參考同類型的汽車的質(zhì)量系數(shù)值（表2.1）后，綜合選定本設計中的質(zhì)量系數(shù)值
表 2.1 不同類型汽車的質(zhì)量系數(shù)
汽車類型
貨車
輕型
0．80.1．10
中型
1．20.1．35
重型
1．30.1．70
由此可以確定整車整備質(zhì)量，t。
（4）汽車的總質(zhì)量
汽車總質(zhì)量是指裝備齊全，并按照規(guī)定裝滿客，貨時的整車質(zhì)量。
商用貨車的總質(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
Kg
式中，為包括駕駛員及隨行人員數(shù)在內(nèi)的人數(shù)，應等于座位數(shù)。代入數(shù)據(jù)，n=2，t，可得到總質(zhì)量t。
（5）軸荷分配
汽車的軸荷分配是指汽車在空載或滿載靜止狀態(tài)下，各車軸對支承平面的垂直負荷，也可以用占空載或滿載總質(zhì)量的百分比來表示。
軸荷分配對輪胎壽命和汽車的許多使用性能有影響。從各輪胎磨損均勻和壽命相近考慮，各個車輪的負荷應相差不大；為了保證汽車有良好的動力性和通過性，驅(qū)動橋應有足夠大的負荷，而從動軸上的負荷可以適當減小，以利減小從動輪滾動阻力和提高在環(huán)路面上的通過性，為了保證汽車有良好的操縱穩(wěn)定性，又要求轉向軸的負荷不應過小，因此，可以得出作為很重要的軸荷分配參數(shù)，各使用性能對其要求是相互矛盾的，這就要求設計時應根據(jù)對整車的性能要求，使用條件等，合理地選擇軸荷分配。
各類汽車的軸荷分配見表2.2。
表2.2 各類汽車的軸荷分配
車型
滿載
空載
前軸
后軸
前軸
后軸
乘
用
車
發(fā)動機前置前輪驅(qū)動
發(fā)動機前置后輪驅(qū)動
發(fā)動機后置后輪驅(qū)動
47% ~ 60%
45% ~ 50%
40% ~ 46%
40% ~ 53%
50% ~ 55%
54% ~ 60%
56% ~ 66%
51% ~ 56%
38% ~ 50%
34% ~ 44%
44% ~ 49%
50% ~ 62%
商
用
貨
車
后輪單胎
后輪雙胎，長、短頭式
后輪雙胎，平頭式
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%
本設計選擇后輪雙胎，平頭式的數(shù)據(jù)進行計算。
2.4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，貨車車頭長度和車廂尺寸等。
（1）外廓尺寸
汽車的長、寬、高稱為汽車的外廓尺寸。在公共路上和市內(nèi)行駛的汽車最大外廓尺寸受有相關法規(guī)限制不能隨意確定，而非公路用車輛可以不接受法規(guī)限制。
GB1589.1989汽車外廓尺寸限界規(guī)定如下：貨車，整體式客車總長不應超過12m，單鉸鏈式客車不超過18m，半掛汽車列車不超過16.5m，全掛汽車不超過20m，不包括后視鏡，汽車寬不超過2.5m，空載，頂窗關閉狀態(tài)下，汽車不超過4m，后視鏡等單側外伸量不得超過最大寬度處250mm，頂窗，換氣裝置開啟時不得超出車高300mm。
影響乘用車總高的因素有軸間底部離地高，地板及下部零件高、室內(nèi)高和車頂造型高度等。軸間底部離地高應大于最小離地間隙。一般在1120.1380mm之間。車頂造型高度大約在20.40mm范圍內(nèi)變化。因此綜合考慮，選擇此輕型貨車的外廓尺寸為（）。
汽車的質(zhì)心高度參考同類型輕型貨車可以選擇空載時的質(zhì)心高度為=710mm，滿載時的質(zhì)心高度取為=930mm。
（2）軸距
軸距L對整備質(zhì)量、汽車總長、汽車最小轉彎直徑、傳動軸長度、縱向通過半徑等有影響。當軸距小時，上述指標均減小。此外，軸距還對軸荷分配、傳動軸夾角有影響。軸距過短，會帶來一系列缺點，車廂長度不足或后懸過長，制動或上坡時軸荷轉移過大，使汽車的制動性和操縱穩(wěn)定性變壞，車身縱向角震動過大，此外還會導致萬向節(jié)傳動的夾角過大等問題。
表2.3顯示了各類汽車的軸距和輪距。
表2.3 各類汽車的軸距和輪距
車型
汽車總質(zhì)量/ t
軸距L／mm
輪距B／mm
商用車（4X2貨車）
1.8
1700..2900
1150..1350
1.8.6.0
2300..3600
1300..1650
6.0.14.0
3600..5500
1700..2000
14.0
4500..5600
1840～2000
綜合各方面數(shù)據(jù)選擇輕型貨車的軸距L=3300mm。
（1）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，總車寬度，總質(zhì)量，傾斜剛度，最小轉彎直徑等因素發(fā)生變化。增大輪距則車廂內(nèi)寬度隨之增大，并有利于增加側傾剛度，汽車橫向穩(wěn)定性變好；但是汽車的總寬和總質(zhì)量及最小轉彎半徑等增加，并導致汽車的比功率、比轉矩指標下降，機動性變壞。
受汽車總寬度不超過2.5m的限制，輪距不宜過大，在選定前輪距范圍內(nèi)，應能布置下發(fā)動機，車架，前懸架和前輪，并保證前輪有足夠的轉向空間，同時轉向桿系與車架，車輪之間有足夠的運動間隙。在確定后輪距時，應考慮車架兩縱梁之間的寬度，懸架寬度和輪胎寬度及它們之間應留有的必要的間隙。
根據(jù)表2.3選擇此輕型汽車的mm。
（2）前懸和后懸
前懸尺寸對汽車通過性，碰撞安全性，駕駛員視野，前鋼板彈簧長度，上車和下車的方便性以及汽車造型等均有影響。初選前懸尺寸，應當在保證能布置下個總成，部件的同時應盡可能短些。對于平頭式車，考慮到正面碰撞能有足夠多的結構部件吸收碰撞能量，保護前排乘員的安全，這又要求前懸有一定的尺寸。
選擇此輕型貨車的前懸為800mm。
后懸尺寸對汽車通過性，汽車追尾時的安全性，貨廂長度或行李箱長度，汽車造型等都有影響，并取決于軸距和軸荷分配的要求?？傎|(zhì)量在1.8.14t的貨車后懸一般在1200.2200mm之間。
此輕型貨車的后懸mm。
（3）貨車車頭長度
貨車車頭長度是指從汽車的前保險杠到駕駛室后圍的距離。長頭型貨車車頭長度尺寸一般在2500.3000mm之間，平頭型貨車一般在1400.1500mm之間。
選擇此輕型貨車的車頭長度為1400mm。
2.5汽車性能參數(shù)的確定
（1）動力性參數(shù)
汽車動力性參數(shù)包括最高車速、加速時間t、上坡能力、比功率和比轉矩等。
最高車速 隨著道路條件的改善，特別是高速公路的修建，汽車尤其是發(fā)動機大些的乘用車最高車速有逐漸提高的趨勢。而此設計中任務書給定的最高車速km/t。
加速時間t 汽車在平直的良好的路面上，從原地起步開始以最大加速度加速到一定車速所用去的時間，稱為加速時間。對于最高車速 km/t的汽車，加速時間常用加速到100km/h所需的時間來評價。
上坡能力 用汽車滿載時在良好路面上的最大坡度阻力系數(shù)來表示汽車上坡能力。此設計中任務書給定的。
汽車比功率和比轉矩 比功率是汽車所裝發(fā)動機的標定的最大功率與汽車最大總質(zhì)量之比，即。它可以綜合反映汽車的動力性，比功率大的汽車加速性能、速度性能要好于比功率小的汽車。我國GB7258—1997《機動車運行安全技術條件》規(guī)定：農(nóng)用運輸車與運輸用拖拉機的比功率kW/t，而其它機動車kW/t。比轉矩是汽車所裝發(fā)動機的最大轉矩與汽車總質(zhì)量之比，。它能反映汽車的牽引能力。
貨車總質(zhì)量在1.8—6.0之間，則比功率在15—25kw/t的范圍內(nèi)，比轉矩在38—44Nm/t的范圍內(nèi)。初取=20kW/t，=40Nm/t，則
=82.6kw，=165.2kW。
（2）燃油經(jīng)濟性參數(shù)
汽車的燃油經(jīng)濟性用汽車在水泥或瀝青路面上，以經(jīng)濟車速或多工況滿載行駛百公里燃油消耗量來評價。該值越小燃油經(jīng)濟性越好。
本設計中取百公里燃油消耗量為3.1L/(100tkm)。
（3）汽車最小轉彎直徑
汽車最小轉彎直徑由任務書中給定的值為12.5m。
（4）通過性幾何參數(shù)
總體設計要確定的通過性幾何參數(shù)有：最小離地間隙，接近角，離去角，縱向通過半徑等。
表2.4汽車通過性的幾何參數(shù)
車型
/mm
/()
/()
/m
42貨車
180~300
40~60
25~45
2.3~6.0
計算可得=250mm，初取=，=，=3.5m。
（5）操縱穩(wěn)定性參數(shù)
轉向特性參數(shù) 為了保證有良好的操縱穩(wěn)定性，汽車具有一定程度的不足轉向。通常用汽車以0.4g的向心加速度沿定圓轉向時，前、后輪側偏角之差(－)作為評價參數(shù)。此參數(shù)1°～3°為宜，取－=2°。
（6）車身側傾角
汽車以0.4g的向心加速度沿定圓等速行駛時，車身側傾角控制在3°以內(nèi)較好，最大不允許超過7°。
（7）制動前俯角
為了不影響乘坐舒適性，要求汽車以0.4g減速度制動時，車身的前俯角不大于1.5°。
2.6發(fā)動機的選擇
（1）發(fā)動機形式的選擇
當前汽車上使用的發(fā)動機仍然是以往復式內(nèi)燃機為主。它分為汽油機、柴油機兩類。
與汽油機比較，柴油機具有較好的燃油經(jīng)濟性，使用成本低，在相同的續(xù)駛里程內(nèi)，可以設置容積小些的油箱。柴油機壓縮比可以達到15～23，而汽油機一般控制在8～10；柴油機熱效率高達38％，而汽油機為30％；柴油機工作可靠，壽命長，排污量少。
柴油機的主要缺點是：由于提高了壓縮比，要求活塞和缸蓋的間隙盡可能小，加工精度比汽油機要求更高；因自燃產(chǎn)生的爆發(fā)壓力很大，因此要求柴油機各部分的結構強度比汽油機高，使尺寸和質(zhì)量加大，振動與噪聲大。
柴油機主要用于貨車、大型客車上。隨著發(fā)動機技術的進步，輕型車和轎車用柴油機有日益增多的趨勢。
根據(jù)發(fā)動機氣缸排列形式不同，發(fā)動機有直列、水平對置和V型三種。氣缸直列式排列具有結構簡單、寬度窄、布置方便等優(yōu)點。但當發(fā)動機缸數(shù)多時，長度尺寸過長，在汽車上布置困難，因此直列式適用于6缸以下的發(fā)動機。此外，直列式還有高度尺寸大的缺點。
與直列發(fā)動機比較，V型發(fā)動機具有長度尺寸短因而曲軸剛度得到提高，高度尺寸小，發(fā)動機系列多等優(yōu)點。其主要缺點是用于平頭車時，因發(fā)動機寬而布置上較為困難，造價高。
水平對置式發(fā)動機的主要優(yōu)點是平衡好，高度低。
V型發(fā)動機主要用于中、高級和高級轎車以及重型貨車上，水平對置式發(fā)動機在少量大客車上得到應用。
根據(jù)發(fā)動機冷卻方式不同，發(fā)動機分為水冷與風冷兩種。大部分汽車用水冷發(fā)動機，因為它具有冷卻均勻可靠、散熱良好、噪聲小和能解決車內(nèi)供暖問題，以及加大散熱器面積后，能較好適應發(fā)動機增壓后散熱的需要等優(yōu)點。水冷發(fā)動機的主要缺點是冷卻系結構復雜；使用與維修不方便；冷卻性能受環(huán)境溫度影響較大，夏季冷卻水容易過熱，冬季又容易過冷，并且在室外存放，水結冰后能凍壞氣缸缸體和散熱器。
當選用尺寸和質(zhì)量小的發(fā)動機時，不僅有利于汽車小型化、輕量化，同時在保證客廂內(nèi)部有足夠空間的條件下，還能節(jié)約燃料。
由于天然氣資源充足，在今后一個階段內(nèi)天然氣汽車將得到應用。無排氣公害、無噪聲的電動汽車，是理想的低污染車，在解決高能蓄電池和降低成本后會在汽車上得到推廣使用。太陽能汽車也是理想的低污染汽車，目前還未達到商品化階段。
（2）發(fā)動機主要性能指標的選擇
發(fā)動機最大功率和相應轉速 根據(jù)所需要的最高車速 (km／h)，用下式估算發(fā)動機最大功率
式中，為發(fā)動機最大功率(kW)；為傳動系效率，對驅(qū)動橋用單級主減速器的42汽車可取為90％；為汽車總質(zhì)量(kg)；g為重力加速度(m/s)；為滾動阻力系數(shù)，對轎車=0.0165 [1+0.01(.50)]，對貨車取0.02，礦用自卸車取0.03，用最高車速代入；為空氣阻力系數(shù)，轎車取0.30～0.35，貨車取0.80～1.00，大客車取0.60～0．70；A為汽車正面投影面積(m)；為最高車速。
參考同級汽車的比功率統(tǒng)計值，然后選定新設計汽車的比功率值，并乘以汽車總質(zhì)量，也可以求得所需的最大功率值。
最大功率轉速的范圍如下：汽油機的在3000～7000r／min，因轎車最高車速高，值多在4000r／min 以上，輕型貨車的值在4000～5000r／min之間，中型貨車的值更低些。柴油機的值在1800～4000r／min之間，轎車和輕型貨車用高速柴油機，值常取在3200～4000r／min之間，重型貨車用柴油機的值取得低。
發(fā)動機最大轉矩及相應轉速 用下式計算確定
式中，為最大轉矩(N·m)；a為轉矩適應性系數(shù)，一般在1.1～1.3之間選取；為發(fā)動機最大功率(kW)；為最大功率轉速(r／min)。
要求／在1.4～2.0之間選取。
（3）發(fā)動機的懸置
汽車是多自由度的振動體，并受到各種振源的作用而發(fā)生振動。發(fā)動機就是振源之一。發(fā)動機是通過懸置元件安裝在車架上。懸置元件既是彈性元件又是減振裝置，其特性直接關系到發(fā)動機振動向車體的傳遞，并影響整車的振動與噪聲。合理的懸置不但可以減小振動、降低噪聲以改善乘坐舒適性，還能提高零部件和整車壽命。因此，發(fā)動機的懸置設計越來越受到設計者的重視。
發(fā)動機懸置應滿足下述要求：因懸置元件要承受動力總成的質(zhì)量，為使其不產(chǎn)生過大的靜位移而影響工作，因此要求懸置元件剛度大些為好；發(fā)動機本身的激勵以及來自路面的激勵都經(jīng)過懸置元件來傳遞，因此又要求懸置元件有良好的隔振性能；因發(fā)動機工作頻帶寬，大約在10～500Hz范圍內(nèi)，要求懸置元件有減振降噪功能，并要求懸置元件工作在低頻大振幅時(如發(fā)動機怠速狀態(tài))提供大的阻尼特性，而在高頻低幅振動激勵下提供低的動剛度特性，以衰減高頻噪聲；懸置元件還應當滿足耐機械疲勞、橡膠材料的熱穩(wěn)定性及抗腐蝕能力等方面的要求。傳統(tǒng)的橡膠懸置由金屬板件和橡膠組成，見圖2.1。
圖2.1橡膠懸置結構圖
其特點是結構簡單，制造成本低，但動剛度和阻尼損失角θ(阻尼損失角越大表明懸置元件提供的阻尼越大)的特性曲基本上不隨激勵頻率變化，如圖2.2所示。
液壓阻尼式橡膠懸置(以下簡稱液壓懸置)的動剛度及阻尼損失角有很強的變頻特性，見圖2.2。從圖2.2a看到，液壓懸置的動剛度在10Hz左右達到最小，在20Hz左右達到最大，而后開始下降；在頻率超過30Hz以后趨于平穩(wěn)。圖2.2b表明液壓懸置阻尼損失角在5～25Hz范圍內(nèi)比較大，這一特性對于衰減發(fā)動機怠速頻段內(nèi)(一般為20～25Hz)的大幅振動十分有利。
圖2.2 橡膠懸置和液壓懸置動特性
圖2.3液壓懸置結構簡圖
1—螺紋連接桿；2—限位擋板；3—上慣性通道體；4—橡膠膜；5—盤狀加強圈；
6—下慣性通道體；7—橡膠底膜；8—底座；9—橡膠主簧座；
10—慣性通道體；11—橡膠主簧；12—金屬骨架
圖2.3所示為液壓懸置結構簡圖，圖中螺紋聯(lián)接桿1與發(fā)動機支承臂聯(lián)接，底座8的螺孔與車身聯(lián)接，液壓懸置主要由橡膠主簧11、慣性通道體10、橡膠底膜7和底座8構成。慣性通道體把液壓懸置分為上、下兩個液室，內(nèi)部充滿液體。由具有節(jié)流孔的慣性通道體連通上下兩個液室。通常下室體積剛度比上室低。當經(jīng)發(fā)動機支承臂傳至螺紋聯(lián)接桿的載荷發(fā)生變化時，上室內(nèi)的壓力跟隨變化。如果上室液體受到壓縮，則液體經(jīng)節(jié)流孔流人下室；當上室受到的壓力解除后，液
體又流回上室。液體經(jīng)節(jié)流孔上、下流動過程中產(chǎn)生的阻尼吸收了振動能量，減輕了發(fā)動機振動向車身(架)的傳遞，起到隔振作用。液壓懸置目前在轎車上得到比較廣泛的應用。
發(fā)動機前懸置點應布置在動力總成質(zhì)心附近，支座應盡可能寬些并布置在排氣管之前。
2.7輪胎的選擇
在總體設計開始階段就要選好輪胎的型式和尺寸。因為它們是繪制總布置圖
和進行性能計算的重要原始數(shù)據(jù)之一。
輪胎的型號主要根據(jù)車型，使用條件，輪胎的靜負荷，輪胎的額定負荷及車速來選擇。
所選輪胎在使用中承受的靜負荷值應等于或接近輪胎的靜負荷值，我國各種汽車的輪胎和輪輞的規(guī)格及其額定負荷可查輪胎的國家標準。表2.8提供了一些貨車的輪胎規(guī)格和特征。表中各列數(shù)據(jù)中如無帶括號的數(shù)據(jù)，表示該列數(shù)據(jù)對斜交輪胎和子午線輪胎通用，否則，不帶括號的數(shù)據(jù)適用于斜交胎，而帶括號的數(shù)據(jù)適用于子午線輪胎，貨車上雙胎并裝時，負荷約比單胎使用時的負荷增加10%15%。轎車輪胎標準見GB2978.82.
輪胎多承受的最大靜負荷與輪胎額定負荷之比稱為輪胎負荷系數(shù)。為了避免超載，此系數(shù)取0.91.0之間。對于在良好路面上行駛，車速不高的貨車，此系數(shù)允許取1.1。但不得大于1.2。因為輪胎超載20%，其壽命將下降30%左右。轎車及輕型貨車的車速高，動負荷大，系數(shù)應取下限；重型貨車，重型自卸車的車速低，此系數(shù)可略偏高。近年來，貨車上普遍采用高強度尼龍簾布輪胎，使輪胎承受能力提高。因此，同樣載重量的汽車所用的輪胎尺寸已減少。越野汽車長用胎面寬，直徑大的超低壓輪胎。山區(qū)使用的汽車，制動鼓與輪輞的間隙應大些，故采用輪輞較大的輪胎。轎車為降低質(zhì)心和提高行駛平穩(wěn)性，采用直徑較小的寬輪輞低壓輪胎。
按輪胎胎體中簾線的排列不同，常見的有三種型式可供選擇，即普通斜線胎，子午線胎和帶束斜交胎等，普通斜線胎的胎體簾線層較多，胎側厚，使用中不易劃破，側向剛性也大。其缺點是緩沖性較差；子午線的結構特點是簾線呈子午向排列，這樣簾線的強度就能得到充分利用。此外，選用高強度材料組成多層緩沖層，加強了胎冠，使緩沖性能得到提高，與普通斜線胎相比較，子午線輪胎還有使用壽命長，滾動阻力小，附著性能好等優(yōu)點。子午線胎的缺點是胎側較薄，側向穩(wěn)定性差，胎側易發(fā)生裂口，制造技術要求高。由于子午線胎的優(yōu)點較多，今年來在汽車上應用日益增多。
帶束斜交胎的結構和性能介于普通斜交胎和子午線胎之間，其耐磨性和壽命雖比普通斜交胎好，但不如子午線胎，僅側向穩(wěn)定性比子午線胎好，所以應用不廣。
由以上的分析可知，選用斜交輪胎。
表2.8給出了國產(chǎn)輪胎的規(guī)格及其特征。
表2.8 國產(chǎn)汽車輪胎規(guī)格及特征
輪胎規(guī)則
層數(shù)
主要尺寸
使用條件
斷面寬
外直徑
最大負荷
相應氣壓p0.1
標準輪輞
允許使用輪輞
普通花紋
加深花紋
越野花紋
N
輕型貨車，中，小客車及其掛車輪胎
6.50.14
6
8
180
705
.
.
5850
6900
3.2
4.2
4
5J
6.50.16
(6.50R16)
6
8
755
765
765
.
6350
7550
3.2(3.5)
4.2(4.6)
5.50F
5.50E
5.50F
7.55.15
(7.00R15)
6
8
200
750
760
.
6800
8000
3.2(3.5)
4.2(4.6)
5.50F
6.00G
7.00.16
(7.00R16)
8
10
200
780
790
.
8500
9650
4.2(4.6)
5.3(5.6)
5.50F
6.00G
7.50.15
(7.50R15)
8
10
220
785
790
.
9300
10600
4.2(4.6)
5.3(5.6)
6.00G
5.50F
6.50F
7.50.16
(7.50R16)
8
10
12
220
810
820
.
9700
11050
12400
4.2(4.6)
5.3(5.6)
6.3(6.7)
6.00G
5.00F
6.50H
8.25.16
(8.25R16)
12
240
860
870
.
13500
5.3(5.6)
6.50H
6.00G
9.00.16
(9.00R16)
8
10
225
890
900
.
12200
13550
3.5(3.9)
4.2(4.6)
6.50H
6.00G
根據(jù)最大負荷的要求，可以初步選擇輪胎的規(guī)格為7.50—R16（12層）。
車輪的有效半徑 ：
0.37m
式中，—輪胎變形系數(shù)，范圍10%～12%。
3 鼓式制動器的方案選擇
3.1 鼓式制動器的結構形式
鼓式制動器一般可按其制動蹄受力情況進行分類（見圖3.1），它們的制動效能、制動鼓的受力平衡狀態(tài)以及車輪旋轉方向?qū)χ苿有艿挠绊懢煌?
圖3.1 制動器的結構形式
鼓式制動器的各種結構形式如圖3.2a.f所示。
圖3.2 鼓式制動器示意圖
（a）領從蹄式（用凸輪張開）；（b）領從蹄式（用制動輪缸張開）；（c）雙領蹄式（非雙向，平衡式）；（d）雙向雙領蹄式；（e）單向增力式；（f）雙向增力式
不同形式鼓式制動器的主要區(qū)別有：（1）蹄片固定支點的數(shù)量和位置不同。（2）張開裝置的形式與數(shù)量不同。（3）制動時兩蹄片之間有無相互作用。
因蹄片的固定支點和張開力位置不同，使不同形式鼓式制動器的領、從蹄數(shù)量有差別，并使制動效能不一樣。
制動器在單位輸入壓力或力的作用下所輸出的力或力矩，稱為制動效能。在評比不同形式制動器的效能時，常用一種稱為制動效能因素的無因次指標。制動效能因素的定義為：在制動鼓或制動盤的作用半徑R上所得到的摩擦力（）與輸入力之比，即
式中，K為制動器效能因素；為制動器輸出的制動力矩。
制動效能的穩(wěn)定性是指其效能因素K對摩擦因素的敏感性。使用中隨溫度和水濕程度變化。要求制動器的效能穩(wěn)定性好，即是其效能對的變化敏感性小。
3.1.1領從蹄式制動器
如圖3.2(a)、(b)所示，圖上方的旋向箭頭代表汽車前進時制動鼓的旋轉方向(制動鼓正向旋轉)，蹄1為領蹄，蹄2為從蹄。汽車倒車時制動鼓的變?yōu)榉聪蛐D，隨之領蹄與從蹄相互對調(diào)。制動鼓正、反向旋轉時總具有一個領蹄和一個從蹄的內(nèi)張型鼓式制動器稱為領從蹄式制動器。由圖3.2(a)、(b)可見，領蹄所受的摩擦力使蹄壓得更緊，即摩擦力矩具有“增勢”作用，故又稱增勢蹄；而從蹄所受的摩擦力使蹄有離開制動鼓的趨勢，即摩擦力矩具有“減勢”作用，故又稱減勢蹄?！霸鰟荨弊饔檬诡I蹄所受的法向反力增大，而“減勢”作用使從蹄所受的法向反力減小。
對于兩蹄的張開力的領從蹄式制動器結構，如圖3.2(b)所示，兩蹄壓緊制動鼓的法向力相等。但當制動鼓旋轉并制動時，領蹄由于摩擦力矩的“增勢”作用，使其進一步壓緊制動鼓而使其所受的法向反力加大；從蹄由于摩擦力矩的“減勢”作用而使其所受的法向反力減小。這樣，由于兩蹄所受的法向反力不等，不能相互平衡，其差值由車輪輪轂軸承承受。這種制動時兩蹄法向反力不能相互平衡的制動器也稱為非平衡式制動器。液壓或楔塊驅(qū)動的領從蹄式制動器均為非平衡式結構，也叫做簡單非平衡式制動器。非平衡式制動器將對輪轂軸承造成附加徑向載荷，而且領蹄摩擦襯片表面的單位壓力大于從蹄的，磨損較嚴重。為使襯片壽命均衡，可將從蹄的摩擦襯片包角適當?shù)販p小。
對于如圖3.2 (a)所示具有定心凸輪張開裝置的領從蹄式制動器，制動時，凸輪機構保證了兩蹄等位移，作用于兩蹄上的法向反力和由此產(chǎn)生的制動力矩分別相等，而作用于兩蹄的張開力P1、P2則不等，且必然有P1
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