2025 4座微型客貨兩用車設(shè)計（車架、制動系設(shè)計）

2025 4座微型客貨兩用車設(shè)計（車架、制動系設(shè)計）,微型,客貨兩用車,設(shè)計,車架,制動 14 座微型客貨兩用車設(shè)計（車架、制動系設(shè)計）第一章 前言20 世紀 80 年代后期，隨著電子技術(shù)的發(fā)展，世界汽車技術(shù)領(lǐng)域最顯著的成就就是防抱制動系統(tǒng)(ABS)的實用和推廣。ABS 集微電子技術(shù)、精密加工技術(shù)、液壓控制技術(shù)為一體，是機電一體化的高技術(shù)產(chǎn)品。它的安裝大大提高了汽車的主動安全性和操縱性。防抱裝置一般包括三部分：傳感器、控制器(電子計算機)與壓力調(diào)節(jié)器。傳感器接受運動參數(shù)，如車輪角速度、角加速度、車速等傳送給控制裝置，控制裝置進行計算并與規(guī)定的數(shù)值進行比較后，給壓力調(diào)節(jié)器發(fā)出指令。當考慮基本的制動功能量，液壓操縱仍然是最可靠、最經(jīng)濟的方法。即使增加了防抱制動(ABS)功能后，傳統(tǒng)的“油液制動系統(tǒng)”仍然占有優(yōu)勢地位。但是就復(fù)雜性和經(jīng)濟性而言，增加的牽引力控制、車輛穩(wěn)定性控制和一些正在考慮用于“智能汽車”的新技術(shù)使基本的制動器顯得微不足道。 傳統(tǒng)的制動控制系統(tǒng)只做一樣事情，即均勻分配油液壓力。當制動踏板踏下時，主缸就將等量的油液送到通往每個制動器的管路，并通過一個比例閥使前后平衡。而 ABS 或其他一種制動干預(yù)系統(tǒng)則按照每個制動器的需要時對油液壓力進行調(diào)節(jié)。 目前，車輛防抱制動控制系統(tǒng)(ABS)已發(fā)展成為成熟的產(chǎn)品，并在各種車輛上得到了廣泛的應(yīng)用，但是這些產(chǎn)品基本都是基于車輪加、減速門限及參考滑移率方法設(shè)計的。方法雖然簡單實用，但是其調(diào)試比較困難，不同的車輛需要不同的匹配技術(shù)，在許多不同的道路上加以驗證；從理論上來說，整個控制過程車輪滑移率不是保持在最佳滑移率上，并未達到最佳的制動效果。另外，由于編制邏輯門限 ABS 有許多局限性，所以近年來在 ABS 的基礎(chǔ)上發(fā)展了車輛動力學(xué)控制系統(tǒng)(VDC)。結(jié)合動力學(xué)控制的最佳 ABS 是以滑移率為控制目標的 ABS，它是以連續(xù)量控制形式，使制動過程中保持最佳的、穩(wěn)定的滑移率，理論上是一種理想的ABS 控制系統(tǒng)?；坡士刂频碾y點在于確定各種路況下的最佳滑移率，另一個難點是車輛速度的測量問題，它應(yīng)是低成本可靠的技術(shù)，并最終能發(fā)展成為使用的 2產(chǎn)品。對以滑移率為目標的 ABS 而言，控制精度并不是十分突出的問題，并且達到高精度的控制也比較困難；因為路面及車輛運動狀態(tài)的變化很大，多種干擾影響較大，所以重要的問題在于控制的穩(wěn)定性，即系統(tǒng)魯棒性，應(yīng)保持在各種條件下不失控。防抱系統(tǒng)要求高可靠性，否則會導(dǎo)致人身傷亡及車輛損壞。因此，發(fā)展魯棒性的 ABS 控制系統(tǒng)成為關(guān)鍵?，F(xiàn)在，多種魯棒控制系統(tǒng)應(yīng)用到 ABS 的控制邏輯中來。除傳統(tǒng)的邏輯門限方法是以比較為目的外，增益調(diào)度 PID 控制、變結(jié)構(gòu)控制和模糊控制是常用的魯棒控制系統(tǒng)，是目前所采用的以滑移率為目標的連續(xù)控制系統(tǒng)。模糊控制法是基于經(jīng)驗規(guī)則的控制，與系統(tǒng)的模型無關(guān)，具有很好的魯棒性和控制規(guī)則的靈活性，但調(diào)整控制參數(shù)比較困難，無理論而言，基本上是靠試湊的方法。然而對大多數(shù)基于目標值的控制而言，控制規(guī)律有一定的規(guī)律。另外，也有采用其它的控制方法，如基于狀態(tài)空門及線性反饋理論的方法，模糊神經(jīng)網(wǎng)絡(luò)控制系統(tǒng)等。各種控制方法并不是單獨應(yīng)用在汽車上，通常是幾種控制方法組合起來實施。如可以將模糊控制和 PID 結(jié)合起來，兼顧模糊控制的魯棒性和 PID 控制的高精度，能達到很好的控制效果。綜上所述，現(xiàn)代汽車制動控制技術(shù)正朝著電子制動控制方向發(fā)展。全電制動控制因其巨大的優(yōu)越性，將取代傳統(tǒng)的以液壓為主的傳統(tǒng)制動控制系統(tǒng)。同時，隨著其他汽車電子技術(shù)特別是超大規(guī)模集成電路的發(fā)展，電子元件的成本及尺寸不斷下降。汽車電子制動控制系統(tǒng)將與其他汽車電子系統(tǒng)如汽車電子懸架系統(tǒng)、汽車主動式方向擺動穩(wěn)定系統(tǒng)、電子導(dǎo)航系統(tǒng)、無人駕駛系統(tǒng)等融合在一起成為綜合的汽車電子控制系統(tǒng)，未來的汽車中就不存在孤立的制動控制系統(tǒng)，各種控制單元集中在一個 ECU 中，并將逐漸代替常規(guī)的控制系統(tǒng)，實現(xiàn)車輛控制的智能化。 但是，汽車制動控制技術(shù)的發(fā)展受整個汽車工業(yè)發(fā)展的制約。有一個巨大的汽車量生產(chǎn)中。現(xiàn)有及潛在的市場的吸引，各種先進的電子技術(shù)、生物技術(shù)、信息技術(shù)以及各種智能技術(shù)才不斷應(yīng)用到汽車制動控制系統(tǒng)中來。同時需要各種國際及國內(nèi)的相關(guān)法規(guī)的健全，這樣裝備新的制動技術(shù)的汽車就會真正應(yīng)用到汽車的批量生產(chǎn)中。 3第二章 制動系概況制動系的功用是使汽車以適當?shù)臏p速度降速行使直至停車；在下坡行使駛時，使汽車保持適當?shù)姆€(wěn)定車速；使汽車可靠地停在原地或坡道上。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。前者用來保證前兩項功能，后者則用來保證第三項功能。行車制動的驅(qū)動機構(gòu)常采用雙回路或多回路，以保證其工作可靠，駐車制動裝置則采用機械驅(qū)動機構(gòu)而不用液壓或氣壓以防止產(chǎn)生故障。除此以外，有些汽車還設(shè)有應(yīng)急制動、輔助制動和自動制動裝置。應(yīng)急制動裝置利用機械力源進行制動，在某些采用動力制動或伺服制動的汽車上，一旦發(fā)生蓄壓裝置壓力過低等故障時，可用應(yīng)急制動裝置實現(xiàn)制動。同時，在人力控制下它還能兼作駐車制動。輔助制動裝置可實現(xiàn)汽車下長坡時，持續(xù)地減速或保持穩(wěn)定的車速，并減輕或解除行車制動裝置的負荷。自動制動裝置可實現(xiàn)當掛車與牽引車連接的制動管路滲漏或斷開時，使掛車自動制動。任何一套制動裝置都由制動器和制動驅(qū)動機構(gòu)兩部分組成。設(shè)計制動時應(yīng)滿足如下基本要求：1）具有足夠的制動效能。行車制動能力是用一定制動初速度下的制動減速度和制動距離兩項指標來評定的；駐坡能力是以汽車在良好路面上能可靠地停駐的最大坡度來評定的。2）工作可靠。行車制動裝置至少有兩套獨立的驅(qū)動制動器的管路，當其中一套管路失效時，另一套完好的管路應(yīng)保證汽車制動能力不低于沒有失效時 規(guī)定值的 30%。行車和駐車制動裝置可以有共同的制動器，而驅(qū)動機構(gòu)應(yīng)各自獨立。行車制動裝置都用腳操縱，其他制動裝置多為手操縱。3）在任何速度下制動時，汽車都不應(yīng)喪失操縱性和方向穩(wěn)定性。4）防止水和污泥進入制動器工作表面。5）制動能力的熱穩(wěn)定性良好。6）操縱輕便，并具有良好的隨動性。 47）制動時，制動系產(chǎn)生的噪聲盡可能小，同時力求減少散發(fā)出對人體有害的石棉纖維等物質(zhì)，以減少公害。8）作用滯后性應(yīng)盡可能好。作用滯后性是指制動反映時間，以制動踏板開始動作至達到給定的制動效能所需的時間來評價。氣制動汽車的反映時間較長，要求不得超過 0.6s；對于汽車列車，不得超過 0.8s。9）摩擦襯片應(yīng)有足夠的使用壽命。10）摩擦副磨損后，應(yīng)有能消除因磨損而產(chǎn)生間隙的機構(gòu)，且調(diào)整間隙工作容易，最好設(shè)置自動調(diào)整間隙機構(gòu)。11）當制動驅(qū)動裝置的任何元件發(fā)生故障并使其基本功能遭到破壞時，汽車制動系應(yīng)有音響或光信號等報警提示。防止制動時車輪被抱死有利于提高汽車在制動過程中的轉(zhuǎn)向操縱性和方向穩(wěn)定性，縮短制動距離，所以近年來防抱死制動系統(tǒng)在汽車上得到了很快的發(fā)展和應(yīng)用。此外，由于含有石棉的摩擦材料存在石棉有致癌公害問題已被逐漸淘汰，取而代之的各種無石棉型材料相繼研制成功。 5第三章 制動器的結(jié)構(gòu)類型及選擇制動器是制動系中用于以產(chǎn)生阻礙車輛的運動或運動趨勢的力的部件。后一種提法適用與駐車制動器。除了競賽汽車上才裝設(shè)的、通過張開活動翼板以增加空氣動力的空氣動力緩速裝置以外，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作用產(chǎn)生制動力矩的制動器，都成為摩擦制動器，除各種緩速裝置以外，行車制動、駐車制動及第二制動系統(tǒng)所用的制動器，幾乎都屬于摩擦制動器。目前，各類汽車所用的摩擦制動器可分為鼓式合盤式兩大類。前者摩擦副中的旋轉(zhuǎn)元件為制動鼓，其工作表面為圓柱面；后者的旋轉(zhuǎn)元件則為圓盤狀的制動盤，以端面為工作表面。旋轉(zhuǎn)元件固裝在車輪或半軸上，即制動力矩分別直接作用于兩側(cè)車輪上的制動器，稱為車輪制動器。旋轉(zhuǎn)元件固裝在傳動系統(tǒng)的傳動軸上，其制動力矩須經(jīng)過驅(qū)動橋再分配到兩側(cè)車輪上的制動器，則稱為中央制動器。車輪制動器一般用于行車制動，也有兼用于第二制動和駐車制動。中央制動器一般只用于駐車制動和緩速制動。本次設(shè)計的題目是四座客貨兩用微型車的制動系，故采用的制動系方案為：行車制動的制動器前、后輪為鼓式制動器，其驅(qū)動機構(gòu)為人力液壓驅(qū)動。鼓式制動器按其制動蹄的受力分為：領(lǐng)從蹄式、雙領(lǐng)蹄式、雙向雙領(lǐng)蹄式、單向增力式和雙向增力式。1、 領(lǐng)從蹄式制動器制動蹄按其張開的方向和制動鼓的旋轉(zhuǎn)方向是否一致分為領(lǐng)蹄和從蹄，制動蹄張開旋轉(zhuǎn)方向和制動鼓的旋轉(zhuǎn)方向一致則該制動蹄就稱為領(lǐng)蹄；相反，制動蹄的張開時的旋轉(zhuǎn)方向和制動鼓的旋轉(zhuǎn)方向相反則該制動蹄就稱為從蹄。在制動鼓正向和反向旋轉(zhuǎn)時都有一個領(lǐng)蹄和一個從蹄制動器成為領(lǐng)從蹄式制動器。領(lǐng)蹄和從蹄的受力情況：領(lǐng)蹄的摩擦力矩使蹄壓的更緊，即摩擦力矩具有“增式”作用故稱為增式蹄；而從蹄受的摩擦力矩使蹄有離開制動鼓的趨勢，即 6摩擦力矩具有“減式”作用，故稱為減式蹄。 badc圖 3-1 鼓式制動器示意圖領(lǐng)從蹄式制動器的每塊蹄片都有自己的固定支點，而且兩固定支點位于兩蹄的同一端（圖 3-1a） 。張開裝置有兩種形式 ,第一種用凸輪或楔塊式張開裝置 (圖 3-1)。其中，平衡凸塊式（3-1b）和楔塊式（圖 3-1c）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。非平衡式的制動凸輪（圖 3-1a）的中心是固定的，所以不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，可保證作用在兩蹄上的張開力相等。領(lǐng)從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)；易于調(diào)整蹄片與制動鼓間的間隙。但領(lǐng)從蹄式制動器也有兩蹄片上單位壓力不等，因而兩蹄襯片磨損不均勻、壽命不同的缺點。此外，因只有一個輪缸，兩蹄必須在同一驅(qū)動回路下工作。為使摩擦襯片磨損壽命均衡，可將從蹄的摩擦片包角適當減小，但是這樣會使得兩蹄的摩擦不能互換，從而增加了零件總數(shù)和制造成本，故 7本設(shè)計選擇兩蹄的摩擦片包角相等。2、單向雙領(lǐng)蹄式單向雙領(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梁體的不同端，如圖 3-1b 所示：領(lǐng)蹄的固定端在下方，從蹄的固定端在下方。每塊蹄片有各自獨立的張開裝置，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。除此以外，這種制動器還有易于調(diào)整蹄片與兩制動鼓之間的間隙，兩蹄片上的單位壓力相等，使其磨損程度相近、壽命相同等優(yōu)點。單向雙領(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)從蹄式制動器比較，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動軸荷及附著力大于后軸，而倒車制動時則相反的汽車前輪上。它之所以不用于后輪，還因為兩個互相成中心對稱的輪缸，難于附加駐車制動驅(qū)動機構(gòu)。3、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，用各有兩個活塞的兩輪缸張開蹄片（圖 3-1c） 。無論是前進或者是倒退制動，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)。當一套管路失效后，制動器轉(zhuǎn)變?yōu)轭I(lǐng)從蹄式制動器。除此以外，雙向雙領(lǐng)蹄制動器的兩蹄片上單位壓力相等，因而磨損程度相近，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，且蹄片與制動鼓之間的間隙調(diào)整困難是它的缺點。這種制動器得到比較廣泛的應(yīng)用。如用于后輪，則需另設(shè)中央駐車制動器。4、雙從蹄式雙從蹄式制動器的兩蹄片只有一個固定支點，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 3-1d）綜上采用雙管路液壓控制前后蹄式制動器。前輪采用雙制動輪缸雙領(lǐng)蹄式制動器；后輪采用單制動輪缸領(lǐng)從蹄式制動器。駐車制動采用收操縱機械鋼索式后輪制動。 8第四章 制動參數(shù)選擇及計算制動器設(shè)計中需要的重要參量：汽車軸距： L=2500mm車輪滾動半徑： R r =268 mm汽車滿載質(zhì)量： m=1640Kg汽車空載質(zhì)量： m＇ =880Kg滿載時軸荷的分配： 前軸負荷 37.5%，后軸負荷 62.5%空載時軸荷的分配： 前軸負荷 54.6%，后軸負荷 45.4%滿載時質(zhì)心高度： hg=589.9mm空載時質(zhì)心高度： hg＇=535.5mm質(zhì)心距前軸的距離： a=1562mm a＇=1135.2mm質(zhì)心距后軸的距離： b=938mm b＇=1364.8mm對汽車制動性有影響的重要參數(shù)還有：制動力及其分配系數(shù)、同步附著系數(shù)、制動強度、附著系數(shù)利用率、最大制動力矩與制動因數(shù)等?！?.1 制動器主要結(jié)構(gòu)參數(shù)選擇鼓式制動器主要結(jié)構(gòu)參數(shù)包括制動鼓內(nèi)徑 D、摩擦襯片寬度 b 和包角 β、摩擦襯片起始角 β 0、 制動器中心到張開力 Fo 作用線的距離 e、制動蹄支撐點位置坐標 a 和 k 等參數(shù)。1、制動鼓內(nèi)徑 D輸入力 Fo 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 要受到輪輞內(nèi)徑的限制。制動鼓與輪輞之間要保持足夠的間隙，通常要求該間隙不小于 20mm,否則不僅制動器的散熱條件條件差，而且輪輞受熱后可能沾住內(nèi)胎或烤壞氣門嘴。制動鼓應(yīng)該有足夠的壁厚，用來保證有足夠的剛度和熱容量，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： 9轎車：D/Dr=0.64~0.74貨車：D/Dr=0.70~0.83轎車制動鼓內(nèi)徑一般比輪輞外徑小 125~150mm，載貨汽車和客車的制動鼓內(nèi)徑一般比輪輞外徑小 80~100mm，對于深槽輪輞，由于其中間深陷部分的尺寸比輪輞名義直徑小的多，所以其制動鼓與輪輞之間的間隙有所減小，設(shè)計時可按輪輞直徑初步確定制動鼓內(nèi)徑。輪輞直徑 304mm制動鼓最大內(nèi)徑 220mm取制動鼓內(nèi)徑 D=220mm 即 R=110mmkca圖 4-1 鼓式制動器的主要幾何參數(shù)2、摩擦襯片寬度 b 和包角 β摩擦襯片寬度磨損尺寸 b 的選取對摩擦襯片的使用壽命有影響。襯片的寬度尺寸去窄些，則磨損速度快，襯片壽命短；襯片寬度取寬些，則質(zhì)量大，不易加工，且加工成本增加。實驗表明，摩擦襯片包角 β=90 o~100o 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。實際上包角兩端處單位壓力最小，因此過分延伸襯片兩端以增加包角，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，因此這里取包角為100o。襯片的磨損面積為 Ap=Rβb。制動器各蹄襯片總的摩擦面積越大，制動時所 10受單位面積的正壓力和能量負荷越小，從而磨損特性越好。對于（1.5~2.5）t 的微型客車，單個制動器總的摩擦面積 Ap 為（150~250）cm 2,這里取 Ap=150cm2。可求得 b=75mm。3、摩擦襯片起始角 β 0一般將襯片布置在制動蹄的中央，令 β 0=90o—β/2。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，以改善磨損均勻性和制動效能。由以上可知 β 0=90o-100o/2=40o。4、制動器中心到張開力 Fo 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 盡可能大，以提高制動效能，設(shè)計時定 e=0.8R 左右，根據(jù)圖樣取得 e=88mm。5、制動蹄支撐點位置坐標 a 和 k應(yīng)在保持兩蹄支撐端毛面不致互相干涉的情況下，使 a 盡可能大而 c 盡可能小，這里定 a=0.8R 左右，實際取值為 a=88mm,k=15mm?！?.2 制動力與制動力矩分配系數(shù)1、同步附著系數(shù)參照其他同類車型取 0=0.5?2、制動器制動力分配系數(shù) β（4－1） 20gLh???897.5.90.4??3、最大制動力矩Φmax=0.83Φmax 該車所能遇到的最大附著系數(shù)（汽車制動系統(tǒng)的使用與維修）（4－2）12max()fegeGTZrLhr???? 1116409.8max(70.589.)026825fT????=1886830N.mm=1886.8N.m=2068.76N.m21maxaxf fTT???則單個車輪制動器應(yīng)有的最大制動力矩Tf1max=943.4N.mTf2max=1034.38N.m式中 ： G--汽車所受重力；L--汽車軸距；L2--汽車質(zhì)心離后軸距離；hg--汽車質(zhì)心高度；rr--汽車滾動半徑；--地面附著系數(shù)。?§4.3 制動器設(shè)計計算1 制動器因數(shù)分析計算（1）前輪雙領(lǐng)蹄式 （BF 制動因數(shù)）f=0.3 r=110mm h=176mmα 0=1000α 1=400α 3=1800（4－3） 03sinco42A???.965B=1'91.5am? 12（4－4）1'()0.954ThaBFfAfBr??（4－5） 1'2.908T（4－6）f1BF'R前 ＝ 394..085N???(2)后輪 浮式領(lǐng)－從蹄制動因數(shù)計算單個領(lǐng)蹄 （4－7） 23ssTfDEBFGfH???單個從蹄 （4－8）24ssTff式中 fs－蹄片端部與支座間的摩擦系數(shù)鋼對鋼 fs＝0.2~0.3 取 0.25＝40° a＝ c＝0.8R=88mm k=15mm β=0 α 0=100°?'tan1.09sf???（4－9）i(')sin4s2sfkFcr????0.93?（4－10）''()cossinsfkfkcaDrr???1.85（4－11）' 'cos()sinffkaErr?0.872（4－12）s'siGf????1? 13（4－13）('cosin)HFf???0.158（4－14）23ssTfDEBGfH?0.769?24ssTfFf??=1.348234"2.17TB?（4－15）f2F后 ＝470N2 摩擦襯片的磨損特性計算（1）比能量耗散率v1=22.2m/s j=0.6g t=3.78sA1=A2=2Rβb=29858.4mm 2（4－16）1212240.85/().936/ aamvetAWtm????均 合 格（2）比摩擦功均合格2012F./3fN（3）平均壓力 qpqp1=N1/A=0.957Mpa （4－17）qp2=N2/A=1.05Mpa 均合格N－摩擦襯片與制動鼓間的法向力A－摩擦襯片的摩擦面積 14（4）比滑摩功 Lf（4－18）2max4fvA??2956/Jc 15第五章 駐車制動和應(yīng)急制動計算§5.1駐車制動計算滿載時汽車在上坡路上停駐時的后橋附著力為=mag ( cosa+ sina) （5－1）2F?1Lgh汽車在下坡路上停駐時的后橋附著力為＇ =mag ( cosa－ sina) （5－2）21Lgh汽車可能停駐的極限上坡路傾角 a ，可根據(jù)后橋上的附著力與制動力相等的條件求得即 mag ( cosa+ sina)= mag sina （5－3）?1Lgh得到 a=tg -1 （5－4）1g?= tg-1 0.75629.528.???同理，可推導(dǎo)汽車可能停駐的極限下坡路傾角為=tg-1'?1gLh??=21.71o空載時分析同上把參數(shù)代入得到汽車上坡時能停駐的極限傾角 為1?= tg-11?0.7513.2.0926????汽車在下坡時能停駐的極限傾角為= 16.35o1? 16§5.2應(yīng)急制動計算應(yīng)急制動時，后輪一般都將抱死滑移，故后橋制動力為= = （5－5）2bF?1agmLh?16409.850.773.2N??單個后輪駐車制動器的制動里上限為（5－6）sin2armg?16409.86si29.55.N???? 17第六章 制動器主要零件的結(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 8mm。二 、 制 動 蹄轎車和輕型貨車的制動蹄廣泛采用 T 形型鋼輾壓或用鋼板焊接制成，其腹板上往往開一條或兩條徑向槽，使蹄的彎曲剛度小些，其目的是襯片磨損較為均勻，并減小制動時的尖叫聲，制動蹄腹板和翼緣的厚度，轎車為 3~5mm，貨車為5~8mm。本設(shè)計中，制動蹄腹板厚度取 5mm，翼緣的厚度取 6mm。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 。 活 塞 外 端 壓 有 鋼 制 的 開 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 密封 圈 密 封 。 18五 、 摩 擦 材 料應(yīng)該具有一定的穩(wěn)定的摩擦因數(shù)，在溫度升高時其摩擦因數(shù)變化不大；應(yīng)該具有良好的耐磨性；應(yīng)有盡可能小的壓縮率和膨脹率且制動時不會產(chǎn)生噪聲。以前制動摩擦襯片的材料是由增強材料、粘合劑、摩擦性能調(diào)節(jié)劑組成的石棉摩擦材料，但是其耐熱性差，摩擦因數(shù)隨溫度的變化大，磨耗高和對環(huán)境有污染，特別是石棉能致癌，所以已經(jīng)遭淘汰。由金屬纖維、粘結(jié)劑和摩擦性能調(diào)節(jié)劑組成的半金屬摩擦材料，具有較高的耐熱性和耐磨性，特別是因為沒有石棉粉塵公害，得到廣泛應(yīng)用。 19第七章 制動驅(qū)動機構(gòu)的選擇及計算§7.1 制動驅(qū)動機構(gòu)形式的選擇制動驅(qū)動機構(gòu)將來自駕駛員或其它力源的力傳給制動器，使之產(chǎn)生制動力矩。根據(jù)制動力源的不同，制動驅(qū)動機構(gòu)一般分為簡單制動、動力制動和伺服制動三大類。１、 簡單制動簡單制動單靠駕駛員施加的踏板力或手柄力作為力源，也稱為人力制動。其中又分為機械式和液壓式。機械式由于效率低、傳動比小、潤滑點多且難以保證前后軸制動力的正確比例和左右輪制動力的均衡，所以在汽車制動裝置中已被淘汰，但因其結(jié)構(gòu)簡單、成本低、故障少還廣泛用于中小型汽車的駐車制動中。２、 動力制動動力制動是利用發(fā)動機的動力轉(zhuǎn)化而成，并表現(xiàn)為氣壓或液壓形式的勢能作為汽車制動的全部力源。駕駛員施加于踏板或手柄上的力，僅用于回路中控制元件的操縱。因此簡單制動中的踏板力和踏板行程之間的反比關(guān)系，在動力制動中便不存在了，從而使踏板力較小，同時又有適當?shù)奶ぐ逍谐獭＃场?伺服制動伺服制動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，故選用簡單制動驅(qū)動機構(gòu)?！?.2 制動管路的分路系統(tǒng)為了提高工作的可靠性，制動油路應(yīng)該采用分路系統(tǒng)，即全車的所有行車制動器的液壓或氣壓管路分為兩個或多個相互獨立的回路，其中一個回路失效后，仍可利用其他完好的回路起制動作用。雙軸汽車的雙回路制動系統(tǒng)主要有以下五種分路形式： 20１、 一軸對一軸型（ 型） ，前軸制動器與后橋制動器各用一條回路。?２、 交叉型（ 型） ，前軸的一側(cè)車輪制動器與后橋的對側(cè)車輪制動器同屬一?條回路。３、 一軸半對半軸型，兩側(cè)前制動器的半數(shù)輪缸和全部后制動器的輪缸屬于一條回路，其余的前輪缸屬于一條回路。４ 、 雙半軸對雙半軸型，每個回路均只對每個前后制動器的半數(shù)輪缸起作用。型的管路布置較為簡單，可與傳統(tǒng)的單輪缸鼓式制動器配合使用，成本較?低，目前在各類汽車特別是商用汽車上用的最廣泛。對于這種形式，若后制動回路失效，則一旦前輪抱死則極喪失轉(zhuǎn)彎制動能力。對于采用前輪制動，因而，前制動器強于后制動器的汽車，當前制動回路失效而單用后橋制動時，制動力將嚴重不足（小于正常情況的一半） ，并且若后橋負荷小于前軸負荷，則踏板力過大時易使后橋車輪抱死而汽車側(cè)滑。本設(shè)計采用 型制動回路。?§7.3 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d= （7－1）04FP?制 動 管 路 壓 力 不 超 過 10～ 12Mpa。取 p=11 Mpa 由 以 前 所 得 數(shù) 據(jù) 可 以 求 得 前 后 制 動 輪 缸 直 徑 為d 前 =22mm d 后 =22mm2、 制 動 主 缸 的 直 徑 d0 的 確 定 。第 i 個 輪 缸 的 工 作 容 積 為（7－2）iV?214ni???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i?缸 活 塞 在 完 全 制 動 時 的 行 程 。 21在 初 步 設(shè) 計 時 ， 對 鼓 式 制 動 器 可 取 =2～ 2.5mm。i?所 有 輪 缸 的 總 工 作 容 積 為（7－3）1miVv??＝ 5472mm3 式 中 ： m--輪 缸 的 數(shù) 目 。在初步設(shè)計時，制動主缸的工作容積可取為（7－4）01.2V?主缸活塞行程 S0和活塞直徑 d0可用下式確定（7－5）4/2S?一 般 S0=（ 0.8～ 1.2） d0取： S 0=1.045d0d0=20 mm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=20 mm S0=20.9mm3、 制動踏板力 Fp制動踏板力 Fp 用下式計算= （7－6）pF2014pdi??將 d0=20mm p=11MPa ip =7 =0.9 代 入 上 式 得 到 制 動 踏 力 為=p??261. 54847.N???式中：i p--踏板機構(gòu)的傳動比；--踏板機構(gòu)及液壓主缸的機構(gòu)效率。?4、 制 動 踏 板 工 作 行 程 pS踏板行程（計入襯片或襯片的允許磨損量）對轎車最大不應(yīng)大于 100-150mm, 對商用車不大于 180mm，在本次設(shè)計中根據(jù)本車的特點，故取 。pSm120?5、 制 動 距 離 22初 速 度 =30Km/h = g=0.75 9.8=7.35Vutd??=2 S0?utS=4.72m ＜ 7m 所 以 符 合 要 求 。 23第 八 章 車 架§8.1 車架的功用與要求車架實際上是汽車的骨架，汽車的主要總成、部件和貨物等都要安裝在它上面，因此它是個重要的承載總成。同時，它還要承受由懸架機構(gòu)產(chǎn)生的各種反作用力和行駛中產(chǎn)生的動載荷，因此，車架又是個受力很大的部件。車架應(yīng)滿足下列要求：1、足夠的強度，保證在各種復(fù)雜的工況下長期使用不致發(fā)生嚴重的損壞。2、有合適的剛度，車架應(yīng)保證車輛在各種使用條件下，固定在車架上的個總成和部件的相對位置變化較小，是它們能正常工作。另一方面，當車輛在不平路面上行駛時，為提高其平順性和通過能力，又要求車架具有一定的柔度，即扭轉(zhuǎn)剛度不宜過高。3、質(zhì)量要小，在保證強度的情況下盡量減小車架質(zhì)量，以降低材料消耗、制造成本和提高使用的經(jīng)濟性。4、結(jié)構(gòu)簡單，便于制造和維修。此外，車架結(jié)構(gòu)應(yīng)能使車輛的質(zhì)心高度盡量降低。§8.2車架類型方案對比與分析車架是用鋼板沖壓成各種形狀的構(gòu)件后裝配而成的。微型客車的車架大多采用矩形鋼管作為構(gòu)件。車架的裝配可用鉚接，也可用電焊焊接，鉚接工藝耗費的工時多，但車架變形小，焊接工藝性好但車架容易產(chǎn)生變形或焊接應(yīng)力。車架按其結(jié)構(gòu)形狀可分為五類。1、邊梁式車架邊梁式車架又稱梯形車架，它有兩根位于兩側(cè)的縱梁和若干根橫梁組成。邊梁式車架結(jié)構(gòu)簡單，制造容易，各總成安裝方便，易于變形。車架寬度可以有三種型式：（1） 前窄后寬為了給前輪轉(zhuǎn)向和轉(zhuǎn)向拉桿留出足夠的空間，往往采用這種型式。 24（2） 前寬后窄由于重型載貨車輛后軸載荷大，輪胎和鋼板彈簧都要加寬，同時又要安裝外形尺寸大的發(fā)動機，所以只好減少前輪的轉(zhuǎn)向角，使車架成為前寬后窄的形式。（3） 前后等寬只要總布置允許，應(yīng)盡量采用這種型式，因為在沖壓不等寬車架縱梁時，容易在轉(zhuǎn)折處的上、下翼面上產(chǎn)生“波紋區(qū)” ，引起應(yīng)力集中致使早期出現(xiàn)裂紋或斷裂。同時前后等寬車架制造簡單。2、X 型車架X 型車架是改進的邊梁式車架，它由兩根縱梁和 X 型橫梁組成，其目的是為了提高車架的抗扭剛度，但狹長的車架采用 X 型橫梁并無明顯的優(yōu)點，因為 X 型橫梁太長時，受壓的一根可能喪失穩(wěn)定。因此，X 型橫梁僅對于短而寬的車架較為有效。3、中梁式車架中梁式車架又稱脊骨式車架，它只有一根位于中央貫穿車輛全長的縱梁，中央縱梁可以是圓管形截面，也可以是箱形截面。中梁前端做出支架，用于固定發(fā)動機，傳動軸在中梁內(nèi)通過。主減速器通常固定在中梁的末端而形成斷開式驅(qū)動橋。在中梁上固定有橫梁用于支撐車廂和駕駛室。4、綜合式車架綜合式車架一部分為管式梁，其余部分制成叉形，可認為它是中梁式車架的變形。中梁式和綜合式車架，可以較大地提高扭轉(zhuǎn)剛度，但駕駛室、車廂等總成在車架上安裝比較復(fù)雜，橫梁懸臂較長，彎曲應(yīng)力大。這類車架一般都要用斷開式驅(qū)動橋，結(jié)構(gòu)比較復(fù)雜。根據(jù)以上分析，又因為本次設(shè)計的是微型客貨兩用車車架，應(yīng)力結(jié)構(gòu)簡單，制造容易，各總成安裝方便，可采用前窄后寬的邊梁式車架?！?.3 橫梁和縱梁的連接1、橫梁和縱梁的連接型式橫梁和縱梁的連接型式主要有：a)橫梁固定在縱梁的上下翼面上；b)橫梁同時固定在縱梁的腹板與上或下翼面上；c)橫梁僅固定在縱梁的腹板上。 25第一種連接型式雖然有利于提高車架的整體剛度，但當車架產(chǎn)生較大的扭轉(zhuǎn)變形或縱梁承受較大的局部扭轉(zhuǎn)時，縱梁上下翼面的應(yīng)力將大幅度增加。第二種連接型式的缺點是：作用在縱梁上的力直接傳到橫梁上，使橫梁承受較大的載荷，從而易于發(fā)生早期破壞，很早就出現(xiàn)質(zhì)量問題。第三種連接型式的車架整體剛度雖然小些，但可避免縱梁上下翼面和橫梁的早期破壞。本車架橫梁與縱梁的連接即是第三種型式。2、橫梁在縱梁上的固定方法A、鉚接采用搭接板鉚接，適用于大量生產(chǎn)，制造成本低。改變鉚釘數(shù)目或位置即可改變縱梁的抗扭剛度。B、焊接焊接能保證縱梁有較高的抗扭剛度，連接牢固，不易松動，但要求較高的焊接質(zhì)量和合理的焊接夾具，適用于小批量生產(chǎn)和閉口截面車架。C、螺栓連接當橫梁位置受總布置限制，為了便于拆裝車架上的某些部件時，可采用這種固定方法，其缺點是在長期使用中，容易松動。本車架縱橫梁之間的固定方式為鉚接?！?.4 車架的設(shè)計與計算車架是一個復(fù)雜的薄壁框架結(jié)構(gòu)，在車架設(shè)計的初級階段，可對縱梁進行簡單的彎曲強度計算，以此來確定車架的斷面尺寸。下面是這種簡化計算的方法和步驟。1、彎曲強度計算的基本假設(shè)（1）因為車架結(jié)構(gòu)是左右對稱的，左右縱梁的受力相差不大，故可認為縱梁是支撐在汽車前后軸上的簡支梁。（2）空車時的簧上質(zhì)量（包括車架質(zhì)量在內(nèi)）均勻分布在左右二縱梁的全長上，其值可根據(jù)汽車底盤結(jié)構(gòu)的統(tǒng)計數(shù)據(jù)大致估計。一般，對于輕型和中型載貨汽車來說，簧上質(zhì)量約為空車質(zhì)量的 2/3；汽車的有效載荷均勻分布在車廂全長上。（3）所有的作用力均通過縱梁截面的彎曲中心。實際上，縱梁的某些部位會由 26于安裝外伸部件（如油箱、蓄電池等）而產(chǎn)生局部扭轉(zhuǎn)，在設(shè)計時通常在此安裝一根橫梁，使得這種對縱梁的扭轉(zhuǎn)變?yōu)閷M梁的彎矩。故這種假設(shè)不會造成明顯的錯誤。通過上述假設(shè)，將車架由一個靜不定的平面框架結(jié)構(gòu)，簡化成為一個位于支架上的靜定結(jié)構(gòu)。2、縱梁的彎矩計算要計算車架縱梁的彎矩，先計算車架前支座反作用力，向后輪中心支座處求矩，可得（8－1）??124smgFLbl??0789.(36078)52.N???式中： --前輪中心支座對任一縱梁的反作用力，N ；1FL--縱梁的總長，mm ；l--汽車軸距，mm ；b--縱梁后端到后軸之間的距離，mm ；--滿載時的簧上質(zhì)量（含車架自身質(zhì)量） ，Kg ；smg--重力加速度，9.8 m/s 2在計算縱梁彎矩時,將縱梁分成兩段區(qū)域,每一區(qū)段的均布載荷可簡化為作用于區(qū)段中點的集中力.縱梁各端面上的彎矩計算采用彎矩差法,可使計算工作量大大減少.彎矩差法認為:縱梁上某一端面上的彎矩為該斷面之前所有力對這點的轉(zhuǎn)矩之和.1)駕駛室長度段縱梁彎矩的計算在該區(qū)段內(nèi),根據(jù)彎矩差法,則有:（8－2）??214smgMFL??????2239.650.718(3)式中: --縱梁上某一截面的彎矩, N.mm ；M?--截面到前輪中心的距離,mm ；a--車架縱梁前端到前輪中心的距離，mm ； 272）駕駛室后端到后軸段縱梁的彎矩計算縱梁某一斷面上的剪力為該斷面之前所有力的和（8－3）??12smgQFL?????39.645(380)?式中： --縱梁某斷面上的剪力，N。Q?由上可知，縱梁的最大彎矩一定發(fā)生在該段縱梁內(nèi)。其位置可采用求 對M??的導(dǎo)數(shù)并令其為零的辦法得到。=1179.64mm?由上式求得縱梁發(fā)生最大彎矩的位置，將該值代入彎矩計算公式，則可求得縱梁受到的最大彎矩 為maxM=894991.92N.mmax縱梁受到的最大剪力則發(fā)生在汽車后軸附近。當 時，剪應(yīng)力最大，其最l??大剪應(yīng)力 為maxQ=-1893.5NmaxQ以上是僅考慮汽車靜載工況下，縱梁斷面彎矩和剪力的計算。實際上，汽車行駛時還受到各種動載荷的作用。因此，汽車行駛時實際受到的最大彎矩和最大剪力 為maxdMmaxd（8－4）maxaxddMK?（8－5）Q式中： --動載系數(shù)，對于轎車、客車 =1.75，載貨汽車 =2.5,越野汽車dKddK=3.0。 客貨兩用車取 ＝2d（8－6）maxaxddK?=2 894991.92?=1790929.4N.mm （8－7）maxaxddQ=2 (-1893.5)=-3787N 3、縱梁截面特性計算車架縱梁和橫梁截面系數(shù) W 按材料力學(xué)的方法進行計算。 28（8－8）36BHbhW??335014027.m??4、彎曲應(yīng)力計算縱梁斷面的最大彎曲應(yīng)力 為：?（8－9）maxdMW?17902.43.5Pa?按上式求得的彎曲應(yīng)力不應(yīng)大于材料的許用應(yīng)力[ ]。許用應(yīng)力可按下式計算：?（8－10）??sn?式中： --材料的屈服極限，對于 16Mn 材料， =340-360MPa； s?sn --安全系數(shù)，一般安全系數(shù)取 1.15-1.40。 取 n=1.30,則 [ ]= （8－11）?sn3401.265Mpa?[]??所以滿足要求。5、車架的剛度校核1）車架縱梁抗彎剛度校核為了保證汽車整車及其有關(guān)部件的正常工作，應(yīng)對縱梁的最大撓度予以限制。這就要求對縱梁的抗彎剛度進行校核。由材料力學(xué)可知，對于簡支梁來說，其跨距中間受集中載荷 F 作用時，梁的撓度最大值 按下式計算maxy 29（8－12）3max48FlyEJ?式中： --梁的截面慣性矩，cm 4； J?--汽車軸距，m。l（8－13）J??3()12BHbh?33450021.m??根據(jù)使用要求和經(jīng)驗，當車架縱梁中間受 1000N 集中載荷作用時，縱梁的最大撓度不得超過 0.085cm，即 310.854lEJ?因此要求（8-14）312l??>12 33.54.6Jl??所以滿足要求。 30第九章 總結(jié)隨著市場經(jīng)濟的不斷發(fā)展，4 座微型客貨兩用車已逐漸地被廣泛使用，據(jù)有關(guān)數(shù)據(jù)顯示，4 座微型客貨兩用車的銷量以驚人的速度增加，所以進行 4 座微型客貨兩用車的設(shè)計是很必要的。這次我的畢業(yè)設(shè)計題目是 4 座微型客貨兩用車設(shè)計（車架、制動系設(shè)計） 。在第二章我主要介紹了制動系的概況和設(shè)計時應(yīng)滿足的基本要求。第三章主要是制動系的類型及最后確定的方案，其中列出了幾種可供選擇的類型并進行了分析、比較最后確定的方案如下：行車制動器：前鼓后鼓，前制動器為單向雙領(lǐng)蹄，后制動器為單向領(lǐng)從蹄。第四章主要介紹了制動系主要結(jié)構(gòu)參數(shù)的選擇并進行了簡單的計算，是本設(shè)計說明書的核心部分，其中包括鼓式制動器主要結(jié)構(gòu)參數(shù)的選擇，例如：制動鼓內(nèi)徑、摩擦襯片寬度和包角、摩擦襯片起始角等，同時對制動力和制動力矩分配系數(shù)進行了計算。第五章主要對駐車制動和應(yīng)急制動進行了簡單的計算。第六章介紹的是制動器主要零件的結(jié)構(gòu)設(shè)計，如制動鼓、制動蹄、制動底板和制動輪缸等。第七章包括制動驅(qū)動機構(gòu)的選擇和計算，制動管路的分路系統(tǒng)和液壓驅(qū)動機構(gòu)的設(shè)計和計算。第八章列出了車架的幾種類型，分析比較之后，最后確定選用前窄后寬的邊梁式車架，并且在這一章中對車架的彎曲強度進行了計算，對車架的剛度進行了校核。通過這一系列的分析、計算、校核等，這套設(shè)計方案是可行的。 總之，在本次的畢業(yè)設(shè)計中，由于我的能力和經(jīng)驗有限，在設(shè)計過程中不免有許多不足之處。通過這次畢業(yè)設(shè)計，使我對自己的專業(yè)知識有了更進一步的了解，對自己在以后的工作中有著重要的指導(dǎo)作用。 31參 考 文 獻[1] 王望予. 汽車設(shè)計.第四版.北京：機械工業(yè)出版社，2006.01 [2] 余志生. 汽車理論.第三版.北京：機械工業(yè)出版社，2005.03[3] 劉惟信. 汽車設(shè)計.第一版.北京：清華大學(xué)出版社，2006.01 [4] 彭文生，李志明，黃華梁.機械設(shè)計.北京：高等教育出版社，2002.08[5] 吳宗澤.機械設(shè)計實用手冊.北京：化學(xué)工業(yè)出版社，1999.01[6] 陳家瑞.汽車構(gòu)造(下冊).第二版.北京：機械工業(yè)出版社，2006.01[7] 徐灝.機械設(shè)計手冊. 北京：機械工業(yè)出版社，1991[8] 諸文農(nóng).底盤設(shè)計.北京：機械工業(yè)出版社，1991[9] [美]L.?？嘶舳?，張書元.汽車制動系.北京：機械工業(yè)出版社，1998[10] 林寧.汽車設(shè)計.北京：機械工業(yè)出版社，1999[11] 張則曹.汽車構(gòu)造圖冊（底盤）.北京人民交通出版社，1998[12] 金國棟.汽車概論.北京.機械工業(yè)出版社，2000[13] 張洪圖.汽車構(gòu)造（底盤部分）.北京：北京理工大學(xué)出版社，1996[14] 莊繼德.汽車輪胎學(xué).北京：北京理工大學(xué)出版社，1996[15] 吉林工業(yè)大學(xué)汽車教研室.汽車設(shè)計.北京：機械工業(yè)出版社，1990[16] [美]L.魯?shù)婪?，陳名?汽車制動系的分析計算.北京：機械工業(yè)出版社，1985 32致 謝短暫而又緊張的畢業(yè)設(shè)計在今天已經(jīng)圓滿完成了，這也標志著我的大學(xué)生活也即將結(jié)束。在本次的設(shè)計過程中，我的任務(wù)是 4 座微型客貨兩用車車架和制動系的設(shè)計。這是我們即將步入以后的工作前的最后一次練兵，使我學(xué)到了許多以前在課堂上學(xué)不到的知識和方法，使自己有了一定程度的提高，增長了見識，同時也為以后的工作打下了良好的基礎(chǔ)。剛開始設(shè)計的一段時間不知從何入手，由于以前從來沒有接觸過這樣的整車的設(shè)計，我們六個人一組，不斷地展開討論，參閱了很多資料，經(jīng)過很長時間的努力，經(jīng)過老師的指導(dǎo)，終于制定了設(shè)計方案。在本次設(shè)計的過程中我得到多位老師和同學(xué)的幫助，特別是帶我們小組的李水良 馬心坦老師的精心幫助，在此表示由衷的感謝。李老師豐富的專業(yè)知識和工作經(jīng)驗，還有他認真的治學(xué)態(tài)度，耐心的指導(dǎo)，深深的影響了我，使我受益匪淺。同時我也很感謝同組的幾位同學(xué)，因為我們幾個好像是一個整體，每個人的設(shè)計，每個人的決定都影響著其他成員的設(shè)計，在設(shè)計過程中，他們給了我很大的幫助，沒有老師和同學(xué)的大力支持我的設(shè)計不可能順利地完成。最后，再次向幫助、指導(dǎo)我的老師和同學(xué)表示衷心的感謝！方耀2008 年 6 月