畢業(yè)論文-日產(chǎn)軒逸1.6L轎車制動(dòng)系統(tǒng)優(yōu)化設(shè)計(jì)

本科畢業(yè)論文(設(shè)計(jì)）制動(dòng)系統(tǒng)的設(shè)計(jì)計(jì)算制動(dòng)器的設(shè)計(jì)要求汽車制動(dòng)系應(yīng)滿足如下要求。(1)應(yīng)能適應(yīng)有關(guān)標(biāo)準(zhǔn)和法規(guī)的規(guī)定。(2)具有足夠的制動(dòng)效能，包括行車制動(dòng)效能和駐車制動(dòng)效能。(3)工作可靠。(4)制動(dòng)效能的熱穩(wěn)定性好。(5)制動(dòng)效能的水穩(wěn)定性好。(6)制動(dòng)時(shí)的汽車操縱穩(wěn)定性好。(7)制動(dòng)踏板和手柄的位置和行程符合人—機(jī)工程學(xué)要求，即操作方便性好，操縱輕便、舒適，能減少疲勞。(8)作用滯后的時(shí)間要盡可能短，包括從制動(dòng)踏板開始動(dòng)作至達(dá)到給定制動(dòng)效能水平所需的時(shí)間(制動(dòng)滯后時(shí)間)和從放開踏板至完全解除制動(dòng)的時(shí)間(解除制動(dòng)滯后時(shí)間)。(9)制動(dòng)時(shí)不應(yīng)產(chǎn)生振動(dòng)和噪聲。(10)制動(dòng)系的機(jī)件應(yīng)使用壽命長，制造成本低。設(shè)計(jì)基礎(chǔ)參數(shù)由上文對(duì)制動(dòng)系的理論分析可得出，制動(dòng)器的設(shè)計(jì)中需要預(yù)先獲得的整車參數(shù)有：汽車軸距L；汽車空、滿載時(shí)的總質(zhì)量和；空、滿載時(shí)的軸荷，包括前軸負(fù)荷和，后軸負(fù)荷和；空、滿載時(shí)汽車的質(zhì)心位置，包括質(zhì)心高度和，質(zhì)心到前、后軸的距離和及和；汽車輪胎規(guī)格(主要含車輪滾動(dòng)半徑)等。本次設(shè)計(jì)選用日產(chǎn)軒逸轎車為研究對(duì)象，前軸制動(dòng)器采用浮鉗通風(fēng)盤式制動(dòng)器，后軸制動(dòng)器采用浮鉗實(shí)心盤式制動(dòng)器；制動(dòng)系統(tǒng)操縱方式采用真空助力液壓驅(qū)動(dòng)方式；制動(dòng)系統(tǒng)傳能裝置采用雙回路交叉型，即X型回路；駐車制動(dòng)系統(tǒng)采用手拉桿式機(jī)械制動(dòng)于后輪；其相關(guān)參數(shù)如表3-1所示。表3-1軒逸轎車的整車基礎(chǔ)參數(shù)項(xiàng)目汽車質(zhì)量前軸負(fù)荷后軸負(fù)荷質(zhì)心高度軸距輪胎規(guī)格空載1280768.0824.46842700195/60R16滿載1655512.0830.6664圖3-1汽車靜態(tài)受力圖由于軒逸轎車采用輪胎規(guī)格為195/60R16，其中名義斷面寬度為195mm，扁平率為60%，輪轂名義直徑為16英寸，換算過來為16*25.4=406.4mm。故車輪滾動(dòng)半徑為=(406.4+2×195×60%)/2=320.2mm。質(zhì)心到前、后軸的距離和及和：空載時(shí)，=1080mm，=1620mm；滿載時(shí)，=1345mm，=1355mm。制動(dòng)系的主要參數(shù)及其選擇制動(dòng)力與制動(dòng)力分配系數(shù)汽車制動(dòng)時(shí)，如果忽略路面對(duì)車輪的滾動(dòng)阻力矩和汽車回轉(zhuǎn)質(zhì)量的慣性力矩，則任一角速度ω>0的車輪，其力矩平衡方程為：(3-1)式中,為制動(dòng)器對(duì)車輪作用的制動(dòng)力矩，即制動(dòng)器的摩擦力矩，其方向與車輪旋轉(zhuǎn)方向相反，N·m；為地面作用于車輪上的制動(dòng)力，即地面與輪胎之間的摩擦力，有稱為地面制動(dòng)力，其方向與汽車行駛的方向相反，N；—車輪的有效半徑，m。令(3-2)并稱之為制動(dòng)器制動(dòng)力，它是在輪胎周緣克服制動(dòng)器摩擦力矩所需的力，因此又稱為制動(dòng)器周緣力。與地面制動(dòng)力的方向相反，當(dāng)車輪角速度ω>0時(shí)，大小亦相等，且僅由制動(dòng)器結(jié)構(gòu)參數(shù)所決定。即取決于制動(dòng)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(dòng)踏板力即制動(dòng)系的液壓、或氣壓成正比。當(dāng)加大踏板力以增大時(shí)，和均隨之增大。但地面制動(dòng)力受著條件的限制，其值不可能大于附著力，即或式中,為輪胎與地面間的附著系數(shù)；Z為地面對(duì)車輪的法向反力，N。制動(dòng)器制動(dòng)力和地面制動(dòng)力達(dá)到附著力值時(shí)，車輪即被抱死并在地面上滑移。此后制動(dòng)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(dāng)制動(dòng)達(dá)到＝0后，地面制動(dòng)力達(dá)到附著力值后就不在增大，而制動(dòng)器制動(dòng)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(dòng)時(shí)的整車受力分析，考慮到制動(dòng)時(shí)的軸荷轉(zhuǎn)移，可求得地面對(duì)前、后軸車輪的法向反力，為：圖3-2地面制動(dòng)力、制動(dòng)器制動(dòng)力和附著力的關(guān)系汽車總的地面制動(dòng)力為式中,q為制動(dòng)強(qiáng)度，亦稱比減速度或比制動(dòng)力；為前后軸車輪的地面制動(dòng)力，N。由以上兩式可求得前、后軸車輪附著力為(3-3)上式表明：汽車在附著系數(shù)為任一確定值的路面上制動(dòng)時(shí)，各軸附著力即為極限制動(dòng)力并非為常數(shù)，而是制動(dòng)強(qiáng)度q或總制動(dòng)力FB的函數(shù)。當(dāng)汽車各車輪制動(dòng)器的制動(dòng)力足夠時(shí)，根據(jù)汽車前、后軸的軸荷分配，前、后車輪制動(dòng)器的制動(dòng)力的分配、道路附著系數(shù)和坡度情況等，制動(dòng)過程可能出現(xiàn)的情況有三種，即：前輪先抱死拖滑，然后后輪再抱死拖滑；后輪先抱死拖滑，然后前輪再抱死拖滑；前、后輪同時(shí)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(shí)抱死即前后軸車輪附著力同時(shí)被充分利用的條件是：(3-4)式中,；；為前軸車輪的地面制動(dòng)力，N；為后軸車輪的地面制動(dòng)力，N；為地面對(duì)前、后軸車輪的法向反力，N；為汽車質(zhì)心離前、后軸的距離，m；G為汽車重力，N；為汽車質(zhì)心高度，Nm。由上式可知，前、后輪制動(dòng)器的制動(dòng)力是的函數(shù)。上式可消去，得(3-5)式中,L為汽車的軸距，m。將上式繪成以，為坐標(biāo)的曲線，即為理想的前、后制動(dòng)器制動(dòng)力分配曲線，簡稱I曲線，如圖3-3所示。如果汽車前、后制動(dòng)器的制動(dòng)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(dòng)時(shí)，都能使前、后車輪同時(shí)抱死。然而，目前大多兩軸汽車尤其是貨車的前后制動(dòng)力之比為一定值，并以前制動(dòng)器制動(dòng)力與汽車總制動(dòng)器制動(dòng)力之比；表面分配比例，稱為汽車制動(dòng)器制動(dòng)力分配系數(shù)：(3-6)又由于在附著條件所限定的范圍內(nèi)，地面制動(dòng)力在數(shù)值上等于相應(yīng)的制動(dòng)周緣力，故又可通稱為制動(dòng)力分配系數(shù)。圖3-3制動(dòng)力分配曲線定義前、后輪制動(dòng)器的制動(dòng)力為、，理想的前、后輪制動(dòng)器制動(dòng)力分配曲線公式：滿載時(shí)，(3-7)將上式繪成以，為坐標(biāo)的曲線，即為理想的前、后輪制動(dòng)器制動(dòng)力分配曲線，即I曲線。下面求空載時(shí)I曲線，同樣由：(3-8)選定制動(dòng)力分配系數(shù)=0.7。制動(dòng)力矩的計(jì)算圖3-4盤式制動(dòng)器的計(jì)算簡圖盤式制動(dòng)器制動(dòng)時(shí)力矩計(jì)算可用圖3-4所示簡圖表示。假設(shè)襯塊的摩擦表面與制動(dòng)盤接觸良好，且各處壓力分布均勻，則盤式制動(dòng)器的制動(dòng)力矩為：(3-9)式中,為摩擦襯塊和制動(dòng)盤之間的摩擦系數(shù)；P為單側(cè)制動(dòng)塊對(duì)制動(dòng)盤的壓緊力，N；R為作用半徑，常取平均半徑或有效半徑，m。令、為摩擦襯塊的內(nèi)半徑和外半徑，如圖3-5所示。則平均半徑為：圖3-5制動(dòng)盤作用半徑計(jì)算圖在圖3-5中，任取一微元面積，其對(duì)制動(dòng)盤的摩擦力為，該摩擦力對(duì)制動(dòng)盤中心的摩擦力力矩為，其中q為襯塊與制動(dòng)盤之間單位面積上的壓力，則單側(cè)襯塊對(duì)制動(dòng)盤的總摩擦力為：(3-10)單側(cè)制動(dòng)襯塊作用于制動(dòng)盤上的制動(dòng)力矩為：(3-11)帶入有效半徑得到：(3-12)于是得到有效半徑：(3-13)若令，則有(3-14)通常情況，m值不應(yīng)小于0.65。同步附著系數(shù)為了避免后軸側(cè)滑或前輪喪失轉(zhuǎn)向能力，汽車在制動(dòng)時(shí)，最好不出現(xiàn)任何車輪抱死的工況。因此，汽車能產(chǎn)生的最大制動(dòng)減速度應(yīng)是車輪臨界抱死時(shí)的制動(dòng)減速度。有學(xué)者如此描述：汽車以一定的減速度制動(dòng)時(shí)，除去制動(dòng)強(qiáng)度外，不出現(xiàn)車輪抱死時(shí)所要求的(最小)路面附著系數(shù)總大于其制動(dòng)強(qiáng)度[16]。這個(gè)要求的最小路面附著系數(shù)就稱為汽車在該制動(dòng)強(qiáng)度時(shí)的利用附著系數(shù)，其定義為：(3-15)其中，為第i軸對(duì)應(yīng)于制動(dòng)強(qiáng)度Z的利用附著系數(shù)；為對(duì)應(yīng)制動(dòng)強(qiáng)度Z時(shí)，汽車第i軸產(chǎn)生的地面制動(dòng)力；為對(duì)應(yīng)制動(dòng)強(qiáng)度Z時(shí)，地面對(duì)第i軸的法向反作用力。顯然要使地面的附著條件充分發(fā)揮，汽車的制動(dòng)力更合理地分配，就要求利用附著系數(shù)與制動(dòng)強(qiáng)度更接近。圖3-6為利用附著系數(shù)與制動(dòng)強(qiáng)度的關(guān)系曲線，通常用來描述汽車制動(dòng)力分配特性。具有理想的制動(dòng)力分配的汽車，其利用附著系數(shù)總是等于制動(dòng)強(qiáng)度，即圖中的對(duì)角線。圖3-6利用附著系數(shù)與制動(dòng)強(qiáng)度的關(guān)系曲線下面分別求出前輪或后輪提前抱死時(shí)，前、后軸的利用附著系數(shù)。對(duì)于前軸，可設(shè)汽車前軸即將抱死或前、后軸即將同時(shí)抱死時(shí)產(chǎn)生的減速度為，式中,Z為制動(dòng)強(qiáng)度。則有如下關(guān)系式：(3-16)又有：(3-17)故，前軸利用附著系數(shù)為：(3-18)同理，可求得后軸的利用附著系數(shù)為：(3-19)通常還用制動(dòng)效率來描述地面附著條件的利用程度，并說明實(shí)際制動(dòng)力分配的合理性。制動(dòng)效率是車輪不鎖死的最大制動(dòng)減速度與車輪和地面間附著系數(shù)的比值，即車輪將要抱死時(shí)的制動(dòng)強(qiáng)度與被利用附著系數(shù)之比。則可得到前、后軸的制動(dòng)效率分別為：(3-20)(3-21)實(shí)際上，不少汽車前、后軸制動(dòng)力的分配并不能按理想曲線變化，幾乎都為一個(gè)固定值。制動(dòng)器制動(dòng)力的分配情況常用前輪制動(dòng)器制動(dòng)力占汽車總制動(dòng)力的比例來表示，這個(gè)比值稱為制動(dòng)力分配系數(shù)，常用符號(hào)來表示，即(3-22)整理成前、后制動(dòng)器制動(dòng)力的關(guān)系為：(3-23)式(3-23)即為實(shí)際前后制動(dòng)器制動(dòng)力分配曲線，稱為曲線。圖3-4中，曲線與I曲線的交點(diǎn)所對(duì)應(yīng)的附著系數(shù)，稱為同步附著系數(shù)，它決定于汽車結(jié)構(gòu)，是反映汽車制動(dòng)性能的一個(gè)參數(shù)，此時(shí)的制動(dòng)減速度稱為臨界減速度。具有固定制動(dòng)力分配比的汽車，只有在同步附著系數(shù)的路面上制動(dòng)時(shí)才能使前、后制動(dòng)器同時(shí)抱死。由解析法求得同步附著系數(shù)時(shí)，可得同步附著系數(shù)為：(3-24)滿載時(shí)，(3-25)空載時(shí)，(3-26)對(duì)于轎車而言，滿載時(shí)的同步附著系數(shù)0.6，滿足要求。制動(dòng)強(qiáng)度和附著系數(shù)利用率當(dāng)時(shí)，最大總制動(dòng)力為：(3-27)制動(dòng)強(qiáng)度為：(3-28)附著系數(shù)利用率當(dāng)時(shí)，可能得到的最大總制動(dòng)力取決于前輪剛剛首先抱死的條件，即。最大總制動(dòng)力為：(3-29)制動(dòng)強(qiáng)度為：(3-30)附著系數(shù)利用率為：(3-31)當(dāng)時(shí)，可能得到的最大總制動(dòng)力取決于后輪剛剛首先抱死的條件，即。最大總制動(dòng)力為：(3-32)制動(dòng)強(qiáng)度為：(3-33)附著系數(shù)利用率為：(3-34)由于不同的路面附著系數(shù)值不同，故其制動(dòng)強(qiáng)度和附著系數(shù)利用率也不同。對(duì)于常見的如瀝青(包括干濕)，混凝土等這些附著系數(shù)大于0.796的路面，其制動(dòng)強(qiáng)度和附著系數(shù)利用率就按第三種情況計(jì)算，全文假設(shè)該車常用路面附著系數(shù)為=0.8。汽車的駐車能力計(jì)算汽車在坡道上的駐車能力通常用駐坡效能來表示[18]，它是以汽車在良好路面上能可靠而無時(shí)間限制地停駐的最大坡度(％)來衡量。假設(shè)坡道的傾斜角為，則該路面的坡度為。汽車在上、下坡路面停駐時(shí)的受力簡圖如圖3-7、圖3-8所示。要使汽車在坡道上停駐時(shí)，不出現(xiàn)下滑，必須使后軸車輪附著力與后輪駐車制動(dòng)的制動(dòng)力相等，即可求出汽車在上坡或下坡路面上停駐時(shí)的極限坡度tan和tan'。地面對(duì)后軸的法向作用反力及附著力可以通過分別對(duì)上、下坡路面上前輪接地點(diǎn)進(jìn)行力矩平衡分析得到。于是有：汽車在上坡路面上可能停駐的最大坡度tan為：(3-35)汽車在下坡路面上可能停駐的最大坡度tan'為：(3-36)通常情況，要求各類汽車的最大停駐坡度應(yīng)不小于16％~20％；汽車列車的最大停駐坡度通常維持在12％左右。圖3-7汽車上坡停駐時(shí)受力簡圖圖3-8汽車下坡停駐時(shí)受力簡圖該車上坡停駐極限坡度為：(3-37)下坡停駐極限坡度為：(3-38)故該車空載的駐車極限角為：該車滿載的駐車極限角為：從以上計(jì)算結(jié)果可以看出該車無論是空載還是滿載，上坡還是下坡，汽車的極限停駐坡度均大于20％，滿足我國法規(guī)要求。盤式制動(dòng)器結(jié)構(gòu)參數(shù)的確定制動(dòng)盤直徑制動(dòng)盤直徑D應(yīng)盡可能取大些，這時(shí)制動(dòng)盤的有效半徑得到增加，可以減小制動(dòng)鉗的夾緊力，降低襯塊的單位壓力和工作溫度。受輪輞直徑的限制，制動(dòng)盤的直徑通常選擇為輪輞直徑的70%～79%，取75%。由于輪胎規(guī)格為195/60R16，所以輪輞直徑為16英寸，即406.4mm，故前制動(dòng)盤直徑D1=406.4×75%mm=304.8mm，取304mm，后制動(dòng)盤直徑取D2=284mm。制動(dòng)盤厚度確定制動(dòng)盤厚度s時(shí)，需要考慮到其對(duì)制動(dòng)質(zhì)量和溫升的影響。為降低質(zhì)量，不宜把厚度s取得過大，而為減少溫升，又不宜過小。制動(dòng)盤可做成實(shí)心結(jié)構(gòu)，也可在制動(dòng)盤中間鑄出通風(fēng)孔道以解決散熱通風(fēng)問題。實(shí)心制動(dòng)盤的厚度s一般可取在10~20mm范圍內(nèi)，通風(fēng)式取為20~50mm，多采用20~30mm。本文初步確定前通風(fēng)盤取厚度s1=25mm，后實(shí)心盤取厚度s2=12mm。圖3-9分別為前通風(fēng)盤與后實(shí)心盤三維效果圖。(a)(b)圖3-9(a)前通風(fēng)盤，(b)后實(shí)心盤摩擦襯塊的內(nèi)半徑和外半徑推薦摩擦襯塊外半徑與內(nèi)半徑的比值不大于1.5。若此比值偏大，工作時(shí)襯塊的外緣與內(nèi)側(cè)圓周速度相差較多，磨損不均勻，接觸面積減少，最終將導(dǎo)致制動(dòng)力矩變化大。選=1.4，由于摩擦襯塊外半徑略小于制動(dòng)盤半徑mm。所以前制動(dòng)盤mm，取105mm。后制動(dòng)盤R1=140mm，R2=100mm。圖3-10為摩擦襯塊三維圖。圖3-10摩擦襯塊制動(dòng)襯塊工作面積在確定盤式制動(dòng)器制動(dòng)襯塊的工作面積A時(shí)，通常根據(jù)制動(dòng)器摩擦襯塊單位面積所占有的汽車質(zhì)量來選取，推薦其單位面積所占有的汽車質(zhì)量最適宜選定在1.6~3.5Kg/cm2范圍內(nèi)。由于制動(dòng)襯塊為扇形，選定其到圓心的夾角為，故工作面積為：摩擦襯塊工作面積A：單個(gè)前輪摩擦塊A＝57.8單個(gè)制動(dòng)器A＝116.7單個(gè)后輪摩擦塊A＝50.2單個(gè)制動(dòng)器A＝100.4。摩擦片摩擦系數(shù)選擇摩擦副材料時(shí)，不僅希望其摩擦系數(shù)高，而且還要求其熱穩(wěn)定性好，受溫度和壓力的影響小。應(yīng)同時(shí)把提高對(duì)摩擦系數(shù)的穩(wěn)定性和降低制動(dòng)器對(duì)摩擦系數(shù)偏離正常值的敏感性這兩項(xiàng)要求納入考慮范圍，不宜單純地追求摩擦材料的高摩擦系數(shù)。各種制動(dòng)器用摩擦材料的摩擦系數(shù)的穩(wěn)定值為0.3~0.5，少數(shù)可達(dá)到0.7。一般情況，材料的摩擦系數(shù)越高，其耐磨性越差。一般情況下，取摩擦系數(shù)=0.3，可使在假設(shè)的理想條件下計(jì)算的制動(dòng)器制動(dòng)力矩接近近似值。另外，選擇摩擦副材料時(shí)，還要盡可能地考慮減少對(duì)環(huán)境的污染和對(duì)人體的傷害。制動(dòng)襯塊的設(shè)計(jì)計(jì)算假定襯塊的摩擦面全部與制動(dòng)盤接觸，且各處單位壓力分布均勻，則制動(dòng)器的制動(dòng)力矩為。由于所設(shè)計(jì)的軒逸轎車盤式制動(dòng)器的制動(dòng)襯塊采用扇形摩擦表面，其徑向?qū)挾炔皇呛艽?，取R等于平均半徑或有效半徑，在實(shí)際中已經(jīng)足夠精確。平均半徑為mm有效半徑是扇形表面的面積中心至制動(dòng)盤中心的距離，如下式所示，mm式中，摩擦襯塊磨損特性的計(jì)算摩擦襯塊的磨損受溫度、摩擦力、滑磨速度。制動(dòng)盤的材質(zhì)及加工情況，以及襯塊本身材質(zhì)等許多因素的影響。因此在理論上計(jì)算磨損性能極為困難，但實(shí)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。目前，各國常采用的作為評(píng)價(jià)能量符合的指標(biāo)是比能量耗散率，即單位時(shí)間內(nèi)襯塊單位摩擦面積耗散的能量，通常所用的計(jì)量單位為。軒逸轎車制動(dòng)器的比能量耗散率為：(3-39)式中,為汽車回轉(zhuǎn)質(zhì)量換算系數(shù)；、為制動(dòng)初速度和終速度，m/s；j為制動(dòng)減速度，；t為制動(dòng)時(shí)間，s；為前制動(dòng)器襯塊的摩擦面積，。在緊急制動(dòng)到停車的情況下，=0，并可以認(rèn)為=1，故(3-40)據(jù)有關(guān)文獻(xiàn)推薦，計(jì)算時(shí)取減速度j=0.6g，制動(dòng)初速度，乘用車用100km(27.8m/s)。而=57.9=5790，代入得：另外，用襯塊單位摩擦面積的制動(dòng)器摩擦力即比摩擦力計(jì)算襯塊磨損特性，單個(gè)前輪制動(dòng)器的比摩擦力為。當(dāng)前輪處于最大制動(dòng)力矩時(shí)，代入數(shù)值得：單個(gè)前輪制動(dòng)器的比摩擦力為(3-41)盤式制動(dòng)器間隙的調(diào)整方法及相應(yīng)機(jī)構(gòu)制動(dòng)盤與摩擦襯塊之間在未制動(dòng)的狀態(tài)下應(yīng)有工作間隙，以保證制動(dòng)盤能自由轉(zhuǎn)動(dòng)。一般，盤式制動(dòng)器的設(shè)定間隙為0.1～0.3mm.此間隙的存在會(huì)導(dǎo)致踏板或手柄的行程損失，因而間隙量應(yīng)盡可能小。考慮到在制動(dòng)過程中摩擦副可能產(chǎn)生機(jī)械變形和熱變形，因此制動(dòng)器在冷卻狀態(tài)下應(yīng)有的間隙應(yīng)通過試驗(yàn)來確定。另外，制動(dòng)器在工作過程中會(huì)因?yàn)槟Σ烈r塊的磨損而加大，因此制動(dòng)器必須設(shè)有間隙調(diào)整機(jī)構(gòu)。所設(shè)計(jì)的軒逸轎車盤式制動(dòng)器的間隙自調(diào)方式是利用制動(dòng)鉗中的橡膠密封圈的極限彈性變形量，來保持制動(dòng)時(shí)為消除設(shè)定間隙所需的活塞設(shè)定行程d。當(dāng)襯塊磨損而導(dǎo)致所需的活塞形成大于d時(shí)，活塞可在液壓作用下克服密封圈的摩擦力，繼續(xù)前移到實(shí)現(xiàn)完全制動(dòng)為止?；钊c密封圈之間，這一不可恢復(fù)的相對(duì)位移便補(bǔ)償了過量間隙。綜上所述，本次設(shè)計(jì)所畫盤式制動(dòng)器裝配效果圖如圖3-11所示。(a)(b)3-11(a)制動(dòng)器裝配三維圖，(b)裝配三維圖帶輪胎、輪轂制動(dòng)驅(qū)動(dòng)機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)計(jì)算制動(dòng)驅(qū)動(dòng)機(jī)構(gòu)的結(jié)構(gòu)型式選擇選用液壓式驅(qū)動(dòng)機(jī)構(gòu)：優(yōu)點(diǎn)：a.制動(dòng)時(shí)可以得到必要安全性，因?yàn)橐簤合到y(tǒng)內(nèi)系統(tǒng)內(nèi)壓力相等，左右輪制動(dòng)同時(shí)進(jìn)行；b.易保證制動(dòng)力正確分配到前、后輪，因?yàn)榍?、后輪分泵可以做出不同直徑；c.車振或懸架變形不發(fā)生自行制動(dòng)；d.不須潤滑和時(shí)常調(diào)整；缺點(diǎn)：a當(dāng)管路一處泄漏，則系統(tǒng)失效；b低溫油液變濃，高溫則汽化；c不可長時(shí)間制動(dòng)。但綜合來看，油壓制動(dòng)還是可取的，且得到了廣泛的應(yīng)用。制動(dòng)管路的選擇為了提高制動(dòng)驅(qū)動(dòng)機(jī)構(gòu)的工作可靠性，保證行車安全，制動(dòng)驅(qū)動(dòng)機(jī)構(gòu)至少應(yīng)有兩套獨(dú)立的系統(tǒng)，即應(yīng)是雙回路系統(tǒng)，也就是說應(yīng)將轎車的全部行車制動(dòng)器的液壓或氣壓管路分成兩個(gè)或更多個(gè)相互獨(dú)立的回路，以便當(dāng)一個(gè)回路發(fā)生故障失效時(shí)，其它完好的回路仍能可靠地工作[12]。圖3-12制動(dòng)管路的多回路型式圖3-12所示為雙軸轎車的液壓式制動(dòng)驅(qū)動(dòng)機(jī)構(gòu)的雙回路系統(tǒng)的5種分路方案圖。選擇分路方案時(shí)，主要是考慮其制動(dòng)效能的損失程度、制動(dòng)力的不對(duì)稱情況和回路系統(tǒng)的復(fù)雜程度等。圖3-12的第一種是前、后輪制動(dòng)管路各成獨(dú)立的回路系統(tǒng)，即一軸對(duì)一軸的分路型式。其特點(diǎn)是管路布置最為簡單，兩橋制動(dòng)器獨(dú)立制動(dòng)當(dāng)其中一套管路損壞時(shí)，另一套仍可以正常工作，保證汽車制動(dòng)系的工作可靠性。當(dāng)一套管路失效時(shí)，另一套管路仍能保持一定的制動(dòng)效能。但是制動(dòng)效能低于正常時(shí)的50%。圖3-12的第二種是前、后輪制動(dòng)管路呈對(duì)角連接的兩個(gè)獨(dú)立的回路系統(tǒng)，即前軸的一側(cè)車輪制動(dòng)器與后橋的對(duì)側(cè)車輪制動(dòng)器同屬于一個(gè)回路，稱交叉型，簡稱X型。其特點(diǎn)是結(jié)構(gòu)也簡單，當(dāng)一套管路失效時(shí)，另一套管路使對(duì)角制動(dòng)器保持一定的制動(dòng)效能，為正常時(shí)的50%，并且制動(dòng)力的分配系數(shù)和同步附著系數(shù)沒有變化，保證了制動(dòng)時(shí)與整車負(fù)荷的適應(yīng)性。圖3-13汽車液壓制動(dòng)系統(tǒng)管路布置圖總成1-前制動(dòng)鉗總成;2-前制動(dòng)盤總成;3-齒圈;4-傳感器;5-ABS液壓執(zhí)行機(jī)構(gòu);6-傳感器導(dǎo)線;7-執(zhí)行機(jī)構(gòu)導(dǎo)線;8-ABS控制器;9-真空助力器主缸踏板總成;10-手制動(dòng)總成;11-后制動(dòng)器總成;12-后前盤總成;13-感載比例閥圖3-12的第三種是左、右前輪制動(dòng)器的半數(shù)輪缸與全部后輪制動(dòng)器輪缸構(gòu)成一個(gè)獨(dú)立的回路，而兩前輪制動(dòng)器的另半數(shù)輪缸構(gòu)成另一回路，可看成是一軸半對(duì)半個(gè)軸的分路型式。其特點(diǎn)是結(jié)構(gòu)較復(fù)雜。圖3-12的第四種是兩個(gè)獨(dú)立的回路分別為兩側(cè)前輪制動(dòng)器的半數(shù)輪缸和一個(gè)后輪制動(dòng)器所組成，即半個(gè)軸與一輪對(duì)另半個(gè)軸與另一輪的型式。其特點(diǎn)是結(jié)構(gòu)也較復(fù)雜。圖3-12的第五種是兩個(gè)獨(dú)立的回路均由每個(gè)前、后制動(dòng)器的半數(shù)輪缸所組成，即前、后半個(gè)軸對(duì)前、后半個(gè)軸的分路型式。這種型式的雙回路系統(tǒng)的制動(dòng)效能最好。但其結(jié)構(gòu)也較復(fù)雜。X型的結(jié)構(gòu)也很簡單。直行制動(dòng)時(shí)任何一回路失效，剩余總制動(dòng)力都能保持正常值的50％。但一旦某一管路損壞則造成制動(dòng)力不對(duì)稱，使汽車喪生穩(wěn)定性。因此該方案適用于主銷偏移距為負(fù)值的汽車上，以改善汽車穩(wěn)定性。HI、HH、LL型的結(jié)構(gòu)都較為復(fù)雜，本次設(shè)計(jì)不予考慮。X型的布置方案可適于本次設(shè)計(jì)，設(shè)計(jì)回路圖如圖3-13所示。制動(dòng)輪缸的分析計(jì)算制動(dòng)輪缸對(duì)制動(dòng)蹄或制動(dòng)襯塊的作用力F與制動(dòng)直徑d及制動(dòng)輪缸中的液壓之間的關(guān)系如下所示：(3-42)考慮到制動(dòng)力調(diào)節(jié)裝置作用，制動(dòng)輪缸中的液壓可以為=8—12Mpa。輪缸直徑應(yīng)在GB7524—87標(biāo)準(zhǔn)規(guī)定的尺寸系列中選取，輪缸直徑的尺寸系列為：14.5，16，17.5，19，20.5，22，(22.22)，(23.81)，24，(25.40)，26，(28.58)，28，30，32，35，38，42，46，50，56mm在預(yù)設(shè)常用路面附著系數(shù)的路面上制動(dòng)時(shí)，輪缸液壓增加到調(diào)整壓力p后，前輪缸壓力的增加略快于后輪缸的增加，故前輪液壓先于后輪缸達(dá)到極限范圍。由此可先確定前輪輪缸直徑為，其中暫取=12Mpa，故取=42mm；后輪缸壓力小于前輪缸壓力，可初定為=10Mpa，故取=30mm。制動(dòng)踏板力與踏板行程制動(dòng)踏板力可用下式驗(yàn)算：(3-43)式中,為制動(dòng)主缸活塞直徑，；為制動(dòng)管路的液壓，MPa；為制動(dòng)踏板機(jī)構(gòu)傳動(dòng)比，??；為真空助力器的增力倍數(shù)，?。粸橹苿?dòng)踏板機(jī)構(gòu)及制動(dòng)主缸的機(jī)械效率，取則踏板力一般不超過，可見符合要求，而且操作輕便。通常，汽車液壓驅(qū)動(dòng)機(jī)構(gòu)制動(dòng)輪缸缸徑與制動(dòng)主缸缸徑之比，當(dāng)較小時(shí)，其活塞行程及相應(yīng)的踏板行程便要加大。制動(dòng)踏板工作行程為(3-44)式中,為主缸中推桿與活塞間的間隙，一般取1.8mm；為主缸活塞空行程，即主缸活塞由不工作的極限位置到使其皮碗完全封堵主缸上的旁通孔所經(jīng)過的行程，取2mm。則本章小結(jié)

本章針對(duì)軒逸轎車制動(dòng)系統(tǒng)進(jìn)行設(shè)計(jì)并分析評(píng)價(jià)其性能。首先對(duì)整車參數(shù)包括整車自重、軸荷、質(zhì)心位置和輪胎規(guī)格進(jìn)行分析得到可直接用于設(shè)計(jì)制動(dòng)系統(tǒng)的各基礎(chǔ)參數(shù)；再綜合分析制動(dòng)抱死時(shí)路面對(duì)輪胎的力矩和制動(dòng)器制動(dòng)力矩，以確定前、后制動(dòng)器輪缸尺寸等。制動(dòng)器優(yōu)化設(shè)計(jì)與分析汽車盤式制動(dòng)器常規(guī)設(shè)計(jì)是保證制動(dòng)盤有足夠的強(qiáng)度和剛度，并驗(yàn)證制動(dòng)塊磨損量，據(jù)此選擇各結(jié)構(gòu)參數(shù)。其缺陷是對(duì)熱負(fù)荷的考慮僅憑經(jīng)驗(yàn)，而缺乏理論指導(dǎo)。因此，在盤式制動(dòng)器表面溫升定量計(jì)算的基礎(chǔ)上進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計(jì)是很有實(shí)際意義的[19]。數(shù)學(xué)模型的建立為分析問題的方便，作以下假設(shè)：(1)制動(dòng)盤為實(shí)心盤；(2)制動(dòng)鉗浮動(dòng)，以消除盤上的彎曲應(yīng)力；(3)制動(dòng)塊為矩形；(4)吸收的摩擦熱均勻分布在整個(gè)制動(dòng)器上。設(shè)計(jì)變量盤式制動(dòng)器的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)見圖4-1所示。包括以下3項(xiàng)主要內(nèi)容：圖4-1卡鉗與制動(dòng)盤的結(jié)構(gòu)關(guān)系(1)制動(dòng)盤尺寸參數(shù)：直徑D、厚度h；(2)制動(dòng)塊尺寸參數(shù)：表面尺寸為、厚度為；(3)制動(dòng)塊相對(duì)于制動(dòng)盤的尺寸參數(shù)：制動(dòng)塊作用半徑。從設(shè)計(jì)制動(dòng)器的一般要求出發(fā)，為保證制動(dòng)器有足夠的輸出力矩，足夠的熱容量和散熱面積，取D、h、、這5個(gè)主要結(jié)構(gòu)參數(shù)作為設(shè)計(jì)變量。目標(biāo)函數(shù)制動(dòng)時(shí)間對(duì)保證汽車安全行駛非常重要。此外，制動(dòng)摩擦副表面溫升直接影響制動(dòng)器壽命，故取這兩者為最優(yōu)化目標(biāo)?？紤]到這2項(xiàng)指標(biāo)在重要程度方面的差異，引入加權(quán)因子，將它們組合到總的目標(biāo)函數(shù)[20]中：式中,為制動(dòng)時(shí)間的加權(quán)因子，取=1；為制動(dòng)摩擦副表面溫升的加權(quán)因子，取=0.5。式中,為制動(dòng)時(shí)間，s；為車質(zhì)量，kg；為制動(dòng)前車速，m/s；R為車輪半徑，m；為襯片作用半徑，m；n為制動(dòng)器個(gè)數(shù)；為襯片摩擦系數(shù)；為車輪滾動(dòng)摩擦系數(shù)；為制動(dòng)油缸直徑，m；為制動(dòng)器管路油壓，Pa；T為制動(dòng)溫升，℃；、為比例系數(shù)。約束條件性能約束(1)制動(dòng)盤不應(yīng)出現(xiàn)熱裂紋，流入制動(dòng)盤的熱流密度：(W/m2)式中,s為滑移率；為制動(dòng)減速度，m/s2；AR為制動(dòng)盤摩擦環(huán)表面積，m2。(2)制動(dòng)器不應(yīng)出現(xiàn)嚴(yán)重的熱衰退，襯片吸收的熱流密度：(W/m2)(3)襯片不應(yīng)過度磨損，應(yīng)滿足：(MPa)(MPa)式中,為襯片比壓，Pa。(4)制動(dòng)盤一次制動(dòng)的體積溫升：(℃)(5)制動(dòng)時(shí)車不應(yīng)打滑，制動(dòng)力矩應(yīng)小于附著力矩：式中，為附著系數(shù)。幾何約束(1)(2)(3)襯片安裝位置不應(yīng)超出制動(dòng)盤范圍：(4)襯片不應(yīng)與輪轂干涉：數(shù)學(xué)模型綜上所述，盤式制動(dòng)器優(yōu)化設(shè)計(jì)的數(shù)學(xué)模型為：設(shè)計(jì)變量：目標(biāo)函數(shù)：式中，約束條件：優(yōu)化結(jié)果及其分析優(yōu)化程序x0=[0.284,0.088,0.066,0.012,0.126];options=optimset('Display','iter');A=[1,0,0,0,0;0,0,0,1,0;-1,0,1,0,2;0,0,-1,0,-2];B=[0.3;0.02;0;0.3];lb=[0,0,0,0,0];ub=[Inf,Inf,Inf,Inf,Inf];x=fmincon(@(x)myoobj(x),[1;2],[],[],[],[],[],[],@(x)mycon(x),options);調(diào)用程序1：functionf=myoobj(x)G=1655;v0=27.8;R=0.203;n=4;pL=10^4;a=1.9*10^(-5);Kp=48;D2=0.030;g=9.8;u=0.3;ur=0.02;r0=0.1;C1=1/(48*Kp*R*x(2)*x(3))*sqrt(a)*u*pi*D2^2*pL*x(5)*(1-r0);C2=u*pi*D2*pL*x(5)/(G*v0*R);C3=C2^2;F1=2*G*v0*R/(n*u*pi*D2.^2*pL*x(5)+2*ur*G*g*R);F2=C1.*F1*(6*F1-10*C2*F1.^2+4.*C3*F1.^3)^0.5;f=F1+0.5*F2;調(diào)用程序2：function[c,ceq]=mycon(x)G=1655;v0=27.8;R=0.203;n=4;pL=10^4;a=1.9*10^(-5);Kp=48;D2=30;g=9.8;u=0.3;ur=0.02;P=7000;A=4.2;C=460;r0=0.1;G1=6.7465*10^(-6)*G*v0*a-17*10^5*x(1).*x(2);G2=5.9739*10^(-5)*G*v0*a-1.3*10^5*x(3).*x(5);G3=0.25*pi*D2^2*pL-70*x(2).*x(3);G4=0.25*pi*D2^2*pL-u*24*x(2).*x(3);G5=2*G*v0^2/(150*n*P*A*pi*C)-x(1)^2.*x(4);G6=0.5*pi*D2^2*pL*n*x(5)-0.8*G*g*R;ceq=[];優(yōu)化結(jié)果表4-1軒逸轎車后實(shí)心盤式制動(dòng)器優(yōu)化設(shè)計(jì)結(jié)果dhlbR1tzT(m/s)(kPa)(mm)(mm)(mm)(mm)(mm)(s)(℃)27.8102841177651303.831482841176661304.525820102841177651302.514882831177651292.8120從表中可以看出，不論汽車在什么條件制動(dòng)，優(yōu)化設(shè)計(jì)出的制動(dòng)器尺寸大致不變，故取下列值作為優(yōu)化設(shè)計(jì)綜合結(jié)果：D=284mm，h=11mm，I=77mm，b=65mm，R1=130mm。優(yōu)化前后結(jié)果對(duì)比分析表4-2優(yōu)化前后結(jié)構(gòu)參數(shù)對(duì)比D(mm)H(mm)AP(mm2)R1(mm)優(yōu)化前284145780126優(yōu)化后284115005130注：AP=I*b(襯片表面積)結(jié)果表明，現(xiàn)有盤式制動(dòng)器除了襯片面積變動(dòng)較大之外，其余基本接近最優(yōu)值。表4-3優(yōu)化前后性能參數(shù)對(duì)比制動(dòng)初速度制動(dòng)油壓制動(dòng)時(shí)間tz(s)制動(dòng)溫升T(℃)v0(m/s)pL(kPa)IIIIII27.820103.93.835831484.84.5303258102.62.515114882.92.8144120注：I欄為優(yōu)化前數(shù)據(jù)，II欄為優(yōu)化后數(shù)據(jù)。制動(dòng)鉗有限元分析汽車設(shè)計(jì)的數(shù)字化是汽車發(fā)展的必然趨勢，而有限元分析對(duì)汽車各種試驗(yàn)的模擬，可以減少樣機(jī)的制造和實(shí)測時(shí)間，縮短產(chǎn)品開發(fā)周期，優(yōu)化汽車性能參數(shù)，提高產(chǎn)品質(zhì)量和可靠性，降低開發(fā)成本，增強(qiáng)產(chǎn)品市場競爭力。本次設(shè)計(jì)以制動(dòng)鉗為研究對(duì)象，使用ANSYS軟件進(jìn)行應(yīng)力、應(yīng)變、變形等分析，找到危險(xiǎn)點(diǎn)并進(jìn)行改進(jìn)。圖4-2制動(dòng)鉗網(wǎng)格劃分本次分析將制動(dòng)鉗分為40000個(gè)點(diǎn)，假設(shè)制動(dòng)輪缸施加5000N的力，以兩端螺紋孔作為固定點(diǎn)進(jìn)行分析。制動(dòng)鉗劃分網(wǎng)格如圖4-2所示。施加制動(dòng)力后，制動(dòng)鉗的應(yīng)力云圖、應(yīng)變?cè)茍D如圖4-3所示。(a)(b)圖4-3(a)應(yīng)力云圖，(b)應(yīng)變?cè)茍D由圖可知，制動(dòng)鉗受力后危險(xiǎn)點(diǎn)在上窗口端點(diǎn)部位，可采用增大圓角來消除。本章小結(jié)

本章從制動(dòng)性能的需求出發(fā)，以最短制動(dòng)時(shí)間和最小制動(dòng)溫升為目標(biāo)進(jìn)行優(yōu)化，使用MATLAB軟件進(jìn)行編程，優(yōu)化得到比設(shè)計(jì)數(shù)據(jù)更好的結(jié)果，認(rèn)為達(dá)到了優(yōu)化要求，并對(duì)制動(dòng)鉗進(jìn)行了有限元分析。結(jié)論本文首先對(duì)汽車制動(dòng)系統(tǒng)工作原理及結(jié)構(gòu)形式進(jìn)行了闡述分析，應(yīng)用汽車制動(dòng)理論和優(yōu)化理論，從制動(dòng)性能的要求出發(fā)，對(duì)軒逸轎車制動(dòng)系統(tǒng)進(jìn)行了設(shè)計(jì)和優(yōu)化。對(duì)計(jì)算結(jié)果和優(yōu)化系統(tǒng)進(jìn)行理論分析研究，最后對(duì)比分析優(yōu)化前、后制動(dòng)系統(tǒng)的各類指標(biāo)，認(rèn)為優(yōu)化后系統(tǒng)更理想。論文主要工作內(nèi)容如下：(1)詳細(xì)闡述分析了汽車制動(dòng)系統(tǒng)基本結(jié)構(gòu)形式，并討論總結(jié)了盤式制動(dòng)器的優(yōu)缺點(diǎn)。(2)對(duì)轎車制動(dòng)系統(tǒng)性能進(jìn)行理論分析，分析討論制動(dòng)時(shí)的受力模型和制動(dòng)力分配情況。對(duì)軒逸轎車制動(dòng)系統(tǒng)進(jìn)行設(shè)計(jì)并分析評(píng)價(jià)其性能。首先以整車參數(shù)為前提，推導(dǎo)出設(shè)計(jì)制動(dòng)系統(tǒng)所需的直接參數(shù)；然后確定制動(dòng)系統(tǒng)各主要參數(shù)，并以此繪制制動(dòng)器CATIA三維圖；再根據(jù)三維圖繪制CAD二維圖。(3)通過對(duì)制動(dòng)系統(tǒng)的分析，利用MATLAB優(yōu)化工具箱編寫優(yōu)化程序，優(yōu)化得到具有較理想?yún)?shù)的制動(dòng)盤尺寸，對(duì)比分析了該制動(dòng)系統(tǒng)優(yōu)化前、后各評(píng)價(jià)指標(biāo)的變化，認(rèn)為優(yōu)化后制動(dòng)性能取得進(jìn)步。由于時(shí)間和專業(yè)水平有限，本論文在此僅作出了初步研究，還有很多內(nèi)容沒能更深入研究，本文在建立制動(dòng)系統(tǒng)優(yōu)化目標(biāo)函數(shù)和評(píng)價(jià)其性能時(shí)都是以滿載工況為參考基礎(chǔ)的，缺乏試驗(yàn)驗(yàn)證部分，并且僅初步設(shè)計(jì)ABS，這些都有待將來進(jìn)一步完善。經(jīng)濟(jì)性分析相對(duì)于盤式制動(dòng)器來說，鼓式制動(dòng)器的制動(dòng)效能和散熱性都要差許多，鼓式制動(dòng)器的制動(dòng)力穩(wěn)定性差，在不同路面上制動(dòng)力變化很大，不易于掌控。而由于散熱性能差，在制動(dòng)過程中會(huì)聚集大量的熱量。制動(dòng)塊和輪鼓在高溫影響下較易發(fā)生極為復(fù)雜的變形，容易產(chǎn)生制動(dòng)衰退和振抖現(xiàn)象，引起制動(dòng)效率下降。當(dāng)然，鼓式制動(dòng)器也并非一無是處，它造價(jià)便宜，而且符合傳統(tǒng)設(shè)計(jì)。但隨著我國汽車工業(yè)技術(shù)的發(fā)展，特別是轎車工業(yè)的發(fā)展，合資企業(yè)的引進(jìn)，國外先進(jìn)技術(shù)的進(jìn)入，汽車上采應(yīng)用盤式制動(dòng)器配置逐步在我國形成規(guī)模。特別是在提高整車性能、保障安全、提高乘車者的舒適性，滿足人們不斷提高的生活物質(zhì)需求、改善生活環(huán)境等方面都發(fā)揮了很大的作用。

因轎車在制動(dòng)過程中，由于慣性的作用，前輪的負(fù)荷通常占汽車全部負(fù)荷的70%—80%，所以前輪制動(dòng)力要比后輪大。生產(chǎn)廠家為了節(jié)省成本，就采用了前輪盤式制動(dòng)，后輪鼓式制動(dòng)的混合匹配方式。采用前盤后鼓式混合制動(dòng)器，這主要是出于成本上的考慮，同時(shí)也是因?yàn)槠囋诰o急制動(dòng)時(shí)，軸荷前移，對(duì)前輪制動(dòng)性能的要求比較高，這類前制動(dòng)器主要以液壓盤式制動(dòng)器為主流，采用液壓油作傳輸介質(zhì)，以液壓總泵為動(dòng)力源，后制動(dòng)器以液壓式雙泵雙作用缸制動(dòng)蹄匹配。2004年我國共產(chǎn)此類車計(jì)110萬輛以上。隨著高速公路等級(jí)的提高，乘車檔次的上升，特別上國家安全法規(guī)的強(qiáng)制實(shí)施，前后輪都用盤式制動(dòng)器是趨勢。如今，隨著國家與個(gè)人對(duì)汽車安全性重視的提高，盤式制動(dòng)器成本也有所下降，盤式制動(dòng)器已在我國轎車行業(yè)占據(jù)主導(dǎo)地位，前通風(fēng)盤、后實(shí)心盤制動(dòng)系統(tǒng)已成為家用轎車基本配置。本次設(shè)計(jì)采用前通風(fēng)盤、后實(shí)心盤制動(dòng)系統(tǒng)，優(yōu)化設(shè)計(jì)選用后實(shí)心盤式制動(dòng)器最為研究對(duì)象，與原設(shè)計(jì)相比，制動(dòng)盤厚度降低8.3%，制動(dòng)摩擦片面積降低13.5%，減少了所用材料，制造成本有所降低，經(jīng)濟(jì)性得到提高。致謝衷心感謝指導(dǎo)老師周遐余和劉濤老師，正是因?yàn)橛袃晌焕蠋煹闹更c(diǎn)與幫助，我才能夠圓滿完成本次的畢業(yè)設(shè)計(jì)工作與論文撰寫工作。我也從他們身上學(xué)到了許多學(xué)者的優(yōu)良風(fēng)范，他們嚴(yán)謹(jǐn)?shù)闹螌W(xué)態(tài)度深深地影響著我，在這里謹(jǐn)向兩位老師表示崇高的敬意和由衷的感謝！在這里我也衷心感謝劉清河老師對(duì)我的幫助，正是劉老師教導(dǎo)我的三維繪圖的相關(guān)知識(shí)，我才能夠順利畫出畢業(yè)設(shè)計(jì)相關(guān)圖紙。與此同時(shí)，我還要感謝637宿舍的李博、邢志超、鄧榮澤同學(xué)，他們?cè)谏钌辖o了我很大的幫助，讓我體會(huì)到了家的溫暖，他們也在畢設(shè)工作上為我提供了很大的幫助，我們互相交流設(shè)計(jì)經(jīng)驗(yàn)，取長補(bǔ)短。我在課題研究及論文撰寫的過程中，還得到崔海洋、吳曉壯、李偉才等同學(xué)的指點(diǎn)和幫助，在此也表示衷心的感謝及真摯的祝福！此外，我還要感謝汽院全體老師，沒有他們的辛勤教導(dǎo)與培養(yǎng)，就沒有我今天的這些成果，我也不會(huì)辜負(fù)老師的厚愛與期望，繼續(xù)努力，祝福各位老師身