U70貨車的總體設(shè)計和前軸制動器總成設(shè)計

這次課程設(shè)計目的主要包括兩個部分：CSU1070貨車的總體設(shè)計的操縱的的2.汽車主要參數(shù)設(shè)計發(fā)動機功率、轉(zhuǎn)速、扭矩及發(fā)動機型號的確定3.制動輪缸(分泵)直徑與工作容積4.制動主缸直徑與工作容積5.制動踏板力與工作行程力器制動器主要零件的結(jié)構(gòu)設(shè)計板與支承動盤制動鉗制動塊料制動器間隙四.結(jié)論五.參考文獻六.致謝裝裝載質(zhì)量汽車最大總質(zhì)量最大車速(kg)型號(kg)(Km/h)3500CSU1704075如礦用自卸車等，均采用結(jié)構(gòu)簡單、制造成本低廉的兩軸方案。本車總質(zhì)量為2.汽車主要參數(shù)設(shè)計寸條件。GB1589-1989規(guī)定了汽車外廓尺寸限界，可參考同類車型選取，國內(nèi)汽車的軸荷分配可根據(jù)汽車的驅(qū)動形式、發(fā)動機位置、汽車結(jié)構(gòu)特點、車0空載后軸(kg)2301滿載后軸(kg)632a)發(fā)動機功率、轉(zhuǎn)速、扭矩及發(fā)動機型號的確定P=1(mgfarv+CADv3)emaxn3600amax76140amaxT(7040*9.8*0.02*75/3600+1*2.9*2.11*75*75*75/76140)D根據(jù)估算出來的最大功率從國內(nèi)主要汽車發(fā)動機生產(chǎn)廠家的產(chǎn)品中選定發(fā)發(fā)發(fā)缸燃活壓標定功率最大凈外形尺動徑*行燒塞排縮與標定轉(zhuǎn)速扭矩質(zhì)量寸(長*寬*機程室量比(kw/r/min)(n·m)(kg)高)(mm)型形(l)號式4102直3170/3200250.38915*600缸，*118噴.85776600*756直水四沖增壓或或即力、比ppx705/2*3200/75/1=5.67式中：r為滾動半徑；n為發(fā)動機額定功率時的轉(zhuǎn)速；u為最高，i為變速器的最高擋grp，i為變速器的最高擋g0tmaxfimaxrmaxmaxri之maxmaxg1T?i?nrqmax0TTiinemaxg10TGm'r22rr2rg1Gm'.ri22rg1Tin2gtmaxh=0.75mgrrH=0.85mgF=F=1564.8NF=3276.503NF=5999.099NF=75111.26N0g先根據(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(附著系FL+h(2)u1=2gFLhu1gF=1230.8NF=1230.8NF=3525.7NF=5741.9NF=8032.3NF=10511.8NF=13177.6NF=15032.5NF=17075.7NF=19478.1NF=25726.54NmF=2309.2NF=3487.1NF=4848.2NF=6421.2NF=5475.2NF=8790.297NF=12451.1NF=15622.34NF=18304.02N=====F=12604.27Nu1F=15085.12Nu1F=19748.6Nu1F=24515.1Nu1F=29765.1Nu1F=24969.13Nu2F=22198.68Nu2F=36571.4Nu2F=38135.0Nu2F=40634.9Nu20M=F×r=19748.6N×0.352m=6951.5N*mu1maxu1maxrM=F×r=36571.4N×0.352m=12873.1N.mu2maxu2maxr商用車制動鼓直徑與輪輞直徑之比D/D=0.70~0.83，根據(jù)QC/T309-1999rabD6~0.46,故b=180mmb.取包角β＝1200A=Rβb=200×2π/3×180=75400mm2P000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荷的指標。目前，各國常用的指標是比能量耗散率，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荷，或簡稱能量負荷。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。對于最高車速低于以上規(guī)定的制動初速度的汽車，按上述條件算在緊急制動到停車的情況下，v=0，并可認為δ=1，雙軸汽車的單個2前輪及后輪制動器的比能量耗散率分別為[5]mv2e=a1=1.25W／mm24tA1mv2e=a1(1)=0.79W／mm224tA2t=(v1-v2)/j=18÷(0.6×9.8)≈3se1=1.58e2式中，ma為汽車總質(zhì)量(t)；δ為汽車回轉(zhuǎn)質(zhì)量換算系數(shù)；v，v為制動初2速度和終速度(m／s)；j為制動減速度(m／s2)；t為制動時間(s)；A、A12鼓式制動器的設(shè)計計算對于領(lǐng)蹄：對于從蹄：對于領(lǐng)從蹄鼓式制動器：由此求得：F01=7816N,F02=4977.2N計算鼓式制動器，必須檢查蹄有無自鎖的可能，即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ep002制動系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)形式2．1制動管路分路系統(tǒng)形式普通貨車常采用一軸對一軸(II)型，前軸制動器與后橋制動器各用一個以，此前橋制動器采用一軸對二軸(II)型回路?？傎|(zhì)量1~8t的輕中型貨車常采用液壓制動系統(tǒng)，并根據(jù)制動踏板力及踏板行程的大小決定是否需要真空伺服系統(tǒng)(真空助力器)。的結(jié)構(gòu)形式制動系統(tǒng)，貨車前輪可采用領(lǐng)從蹄式，短軸距平頭貨車的前輪也3制動輪缸(分泵)直徑與工作容積制動輪缸(即制動分泵)對制動蹄或制動塊的作用力P與輪缸直徑d及制w4P是制動輪桿對制動蹄施加P是制動輪桿對制動蹄施加的作用力,d=1.13=24.1mm，參照同類車型p取d=24mm。制動管路液壓在制動時一般不超過10~12MPa，對盤式制動器可再高些。壓力愈高輪缸直徑就愈小，但對管路特別是制動軟管及管接頭則提出了更高的要求，對軟管的耐壓性、強度及接頭的密封性的要求就更加嚴格。，32，35，38，40，45，50，55mm。動輪缸工作容積1i6為輪缸活塞在完全制動時的行程初取6=2mmiiπi4鼓式：d=24mm,n=2,得V=×242×2=904.7i4V=2*904.78mm=1809.56mm4制動主缸直徑與工作容積制動主缸應(yīng)有的工作容積V=V+V′mm貨車取V=1.3V，式中V為全部輪缸的總工作容積。車取后者，得mV=1.3V=1.3×1809.56mm=2352.43mm3mmmπm4mmV=m4mm一般來說s=(0.8~1.2)d，車取s=0.92d，可得mmmmd=26mm,s=24mmmm35，38,40,45制動踏板力與工作行程Pm0mF0mpi——踏板機構(gòu)傳動比，pip=一般為2~5，r1,r2——見下圖η——踏板機構(gòu)及制η——踏板機構(gòu)及制動主缸的機械效率，可取η=0.85~0.95通常，汽車液壓驅(qū)動機構(gòu)制動輪缸缸徑與制動主缸缸徑之比dW/dm=0.9~1.2，dm較小時，其活塞行程s及相應(yīng)的踏板行程s便要加大。mp踏板的工作行程為[5]s=i(s+6+6)=140mmpp00102在確定主缸容積時應(yīng)考慮到制動器零件的彈性變形和熱變形以及用于制動驅(qū)動系統(tǒng)信號指示的制動液體積，因此，制動踏板的全行程(至與地板相碰的行程)應(yīng)大于正常工作行程的40%~60%，以便保證在制動管路中獲得給定的壓力。踏板力F和踏板全行程分別不應(yīng)超過500~700N和150~170mm(小值用于轎P中，應(yīng)保證在踏板放開后，制動管路中仍能保.05~0.14MPa的殘余液壓。在設(shè)計制動主缸時應(yīng)考慮要否補償孔和在放開制動踏板時主缸活塞原始位置的定位方法以及在制動管路中是否必須有或不準有殘余壓力。abc接。力。制動主缸殼體應(yīng)有足夠的耐壓強度，鑄件表面不能有裂紋和疏松，一般在缸孔相同，其配合間隙一般在0.04~0.10范圍。損均勻。中型、重型貨車和中型、大型客車多采用灰鑄鐵HT200或合金鑄鐵制造的灰鑄鐵作為工作表面，其耐磨性和散熱性都很好，而且減小了質(zhì)量。制動鼓壁厚的選取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，但試驗表明，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。參5cm.制動鼓在閉口一側(cè)可開小孔，用于檢查制動器間隙。損較為均勻，并減少制動時的尖叫聲。制動蹄腹板和翼緣的厚度，轎車的約為2.3制動輪缸單活塞制動