cd1轻型货车后制动器设计.doc

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燕山大学
专业综合训练说明书

题目： CD1轻型货车后制动器设计

燕山大学专业综合训练任务书
院（系）：车辆与能源学院 基层教学单位：车辆与交通运输工程系
题 目
CD1轻型货车后制动器设计
训 练 内 容 和 目 的
1. 熟悉制动系统及鼓式制动器结构；
2. 计算制动器制动力分配系数；
3. 计算制动器主要结构参数；
4. 练习使用绘图软件；
5. 学习查阅相关标准。
附主要参数：满载质量：1850kg，前轮至质心距离1391mm；装备质量：1160kg，前轮至质心距离1350mm；质心高：空载695mm，满载750mm；轮胎型号：175/70R14

完 成 任 务 量
1. 确定制动器制动力分配系数；
2. 绘制制动器总装图；
3. 绘制制动鼓零件图；
4. 书写6000字计算说明书。
进 度 安 排
第一、二周： 熟悉制动器结构、计算制动器制动力分配系数；计算相关结构参数并绘制制动器总装图；
第三周：完善总装图，绘制制动鼓零件图；
第四周：编写说明书，准备答辩。

参
考
资
料
1. 《汽车设计》.王望予.机械工业出版社
2. 《汽车设计》.刘唯信.清华大学出版社
指导教师签字

基层教学单位主任签字

2012年11月29日

燕山大学专业综合训练说明书
第1章 概述
1.1制动器功能
汽车制动器是指产生阻碍车辆运动或运动趋势的力（制动力）的部件。 汽车所用的制动器几乎都是摩擦式的，可分为鼓式和盘式两大类。鼓式制动器摩擦副中的旋转元件为制动鼓，其工作表面为圆柱面；盘式制动器的旋转元件则为旋转的制动盘，以端面为工作表面。
1.2制动器要求
汽车制动系至少应有两套独立的制动装置，即行车制动装置和驻车制动装置。行车制动是用脚踩下制动踏板操纵车轮制动器来制动全部车轮；而驻车制动则采用手制动杆操纵，且利用专设的中央制动器或利用车轮制动器进行制动。中央制动器位于变速器之后的传动系中，用于制动变速器的第二轴或传动轴。
此次设计为小型乘用车，轻型客车满载1.85t，设计的是鼓式制动器。

第2章 制动力分配
2.1参数
满载质量：1850kg，前轮至质心距离1391mm；
装备质量：1160kg，前轮至质心距离1350mm；
质心高：空载695mm，满载750mm；
轮胎型号：175/70R14

2.2法规要求
为了保证制动时汽车的方向稳定性和有足够的制动效率，联合国欧洲经济委员会制定的ECE R13制动法规对双轴汽车前、后轮制动器制动力提出了明确的要求。本次设计的是轻型乘用车，根据法规整理出它的制动效能与利用附着系数的要求如下。
法规规定：
对于φ = 0.2 ~ 0.8之间时，要求其制动强度z ≥ 0.1 + 0.85(φ -0.2)
车辆在各种装载状态时，前轴利用附着系数曲线应在后轴利用附着系数曲线之上。
但是对于本车而言，制动强度在0.3~ 0.45之间，后轴利用附着系数曲线不超过直线φ = z + 0.05的条件下，允许后轴利用附着系数曲线在前轴利用附着系数曲线的上方。

图2-1 ECE法规货车的制动力分配
2.3具有固定比值的前、后制动器制动力与同步附着系数
不少两轴汽车的前、后制动器制动力之比为一固定值。前制动器制动力与汽车总制动器制动力之比称为制动器制动力分配系数，并以符号β表示，即 β=
= 若用= B( )表示，则= B( )为一直线，此直线通过坐标原点，且其斜率为tanθ= 这条直线称为实际前、后制动器制动力分配线，简称β线。
β线与I曲线交点处的附着系数为同步附着系数，所对应的制动减速度称为临界减速度。
同步附着系数说明，前、后制动器制动力为固定比值的汽车，只有在同步附着系数路面上制动时才能使前、后车轮同时抱死。设汽车在同步附着系数路面上制动，此时前、后轮同时抱死，得
=，即 = （2-1）
当φ<φ0时，β线位于I曲线的下方，制动时总是前轮先抱死。
当φ=φ0时，制动时前、后轮将同时抱死
当φ>φ0时，β线位于I曲线的上方，制动时总是后轮先抱死。
国外有的文献推荐满载时的同步附着系数：轿车取φ0≥0.6；货车取φ0≥0.5为宜。在条件允许的情况下应取大些，这样制动稳定性好。
2.4理想的前、后制动器制动力分配曲线
地面法向反作用力为
前后轮同时抱死时，此时.......................（2-9）
前后轮同时抱死时：前、后轮制动器制动力之和等于附着力，并且
前、后轮制动器制动力分别等于各自的附着力，即
将（2-9）式代入上式，得，消去变量，得
由此式可作出I曲线

图2-4 β线与I曲线

2.5利用附着系数与制动效率
利用附着系数就是在某一制动强度z下，不发生任何车轮抱死所要求的最小路面附着系数φi，其定义为。其中，FXbi为对应于制动强度z，汽车对第i轴产生的地面制动力；FZi为制动强度为z时，地面对第i轴的法向反力；φi为第i轴对应于制动强度z的利用附着系数。
显然，利用附着系数越接近制动强度，地面的附着条件发挥得越充分，汽车制动力分配的合理程度越高。

2.5.1前轴的利用附着系数
设汽车前轮刚要抱死或前、后轮同时抱死时产生的减速度为=zg ，则
==β=βGz 而 故
== （2-3）
同时，由（2-1）式得 β= （2-2)， 又前轮刚抱死时，=φ，
由（2-2）式得当φ<时，z = （2-5）

2.5.2后轴的利用附着系数
=（1-β）=（1-β）Gz ，而=，故
（2-4），又前轮刚抱死时，=φ，
由（2-4）式得当φ>时，z = （2-6）

2.5.3利用附着系数曲线
此次设计，首先在φ = 0.2 ~ 0.8的不同路面上，取定不同的β值，由（2-1）式算出空载与满载时的同步附着系数
作出利用附着系数与制动强度的关系曲线，与制动法规对比，看是否满足法规要求。通过EXCEL作图，找到合适的β值为0.71，此时
满载===0.821
空载==
利用Excel作图绘制利用附着系数与制动强度的关系曲线如下

图2-2 利用附着系数与制动强度的关系曲线

从图中可看出，当β值取为0.71时，前轴的利用附着着系数曲线全在后轴利用附着系数曲线上方，前轴的利用附着系数均在法规下符合法规要求，后轴均在下面，说明后轴的利用附着系数也均符合要求，综合说明β=0.71的制动力分配时合理的。当客车在地面附着系数为0.2~0.8的路面上制动时不会出现后轮先抱死的情况，符合安全要求，说明制动力分配合理。
2.6制动效率曲线
制动效率定义为车轮不锁死的最大制动强度与车轮和地面间附着系数的比值，亦即车轮将要抱死时的制动强度z与被利用的附着系数之比。
前轴制动效率为.................................................（2-7）
后轴制动效率为..............................................（2-8）通过Excel作图绘制出制动效率曲线如下

图2-3 前、后制动效率曲线
在上图中可以看到满载和空载时后轴的制动效率均交于空载和满载时的同步附着系数，在0.8后，即在0.2-0.8的路面上行驶时总是前轮先抱死，符合安全要求。

第3章 鼓式制动器的结构型式及选择

鼓式制动器可分为以下几种：

图3-1鼓式制动器简图
(a) 领从蹄式（用凸轮张开）；（b）领从蹄式（用制动轮缸张开）；（c）双领蹄式（非双向，平衡式）； （d）双向双领蹄式；（e）单向增力式；（f）双向増力式
鼓式制动器根据其结构都不同，又分为：双向自增力蹄式制动器、双领蹄式制动器、领从蹄式制动器、双从蹄式制动器。其制动效能依次降低，最低是盘式制动器。
领丛蹄式制动器的效能和效能稳定性，在各式制动器中居中游：前进、倒退行驶的制动效果不变；结构简单，成本低；便于附装驻车制动驱动机构；调整蹄片与制动鼓之间的间隙工作容易。但领丛蹄式制动器也有两蹄片上的单位压力不等（在两蹄上摩擦衬片面积相同的条件下），故两蹄片磨损不均匀，寿命不同的特点。此外，因只有一个轮缸，两蹄必须在同一驱动回路作用下工作。本次设计的是轻型乘用车后轮鼓式制动器，对制动强度要求不高，并且为了节约成本决定采用领从蹄式鼓式制动器。

第4章 制动器结构参数确定
4.1制动鼓直径D
在输入力一定时，制动鼓内径D越大，则制动力矩越大，且散热能力也越强。但的增大受轮辋内径限制，制动鼓与轮辋之间应保持足够的间隙，通常要求该间隙不小于20~30mm，否则不仅制动鼓散热条件太差，而且轮辋受热后可能损坏轮胎。制动鼓应有足够的壁厚，用来保证有较大的刚度和热容量，以减少制动时的温度。制动鼓的直径小，刚度就大，并有利于保证制动鼓的加工精度。
制动鼓直径与轮辋直径之比的范围如下：
乘用车 =0.64-0.74
商用车 =0.70-0.83
制动鼓内径尺寸应参考专业标准QC/T309—1999《制动鼓工作直径及制动蹄片宽度尺寸系列》。轿车制动鼓内径一般比轮辋外径小125mm-150mm，载货汽车和客车的制动鼓内径一般比轮辋外径小80mm-100mm，设计时亦可按轮辋直径初步确定制动鼓内径（见表4-1）。
表4-1 制动鼓最大内径
轮辋直径/in
12
13
14
15
16
20
制动鼓最大内径/mm
轿车
180
200
240
260
--
--
货车、客车
220
240
260
300
320
420

本次设计轮胎规格70R16 ，其中70为轮胎名义断面宽度，16为轮辋
10

名义直径（in）,1 in=25.4mm
轮辋直径16英寸，则轮辋直径=14×25.4mm=355.6mm。选取制动鼓直径为260mm，比轮辋外直径小95.6mm，符合客车的直径要求。
4.2摩擦衬片宽度和包角
摩擦衬片的包角通常在=90~120度范围内选取，试验表明，摩擦衬片包角=90~100度时磨损最小，制动鼓的温度也最低，而制动效能则最高。再减小虽有利于散热，但由于单位压力过高将加速磨损。包角也不宜大于120度，因为过大不仅不利于散热，而且易使制动作用不平顺，甚至可能发生自锁。本次设计取为100度。
由《制动鼓工作直径及制动蹄片宽度尺寸系列》的规定，选取制动蹄摩擦片宽度b=40mm
上述两个参数：，b 加上已初定的制动鼓内径决定了每个制动器的摩擦面积即
（4-1）
式中：D—制动鼓内经mm
b—制动蹄摩擦衬片宽度mm
——分别为两蹄的摩擦衬片包角，（）。
——单个制动器摩擦面积，mm2
则 ==226.89

图4-1 鼓式制动器的主要几何参数
由客车在1.5-2.5吨时的摩擦衬片面积为200-300可知设计符合要求。

4.3摩擦衬片初始角的选取
通常是将摩擦衬片布置在制动蹄外缘的中央。有时为了适应单位压力的分布情况，将衬片相对于最大压力点对称布置，以改善制动效能和磨损的均匀性。
根据=-（/2）=
4.4张开力P作用线至制动器中心的距离a
在满足制动轮缸能够布置在制动鼓内的条件下，应使距离a尽可能地大，以提高制动效能，初步设计时可暂取左右。
=104mm
4.5制动蹄支承点位置坐标c 和g
应在保证两蹄支承端面不致相互干涉的条件下，使c尽可能大而k尽可能小（图4-1）。初步设计可取c取为104mm，g取为25mm
4.6摩擦片摩擦系数
选择摩擦片时，不仅希望其摩擦系数要高些，而且还要求其热稳定行好，受温度和压力的影响小。不宜单纯地追求摩擦材料的高摩擦系数，应提高对摩擦系数的稳定性和降低制动器对摩擦系数偏离正常值的敏感性的要求。所以选择摩擦系数f=0.3进行计算。
4.7制动轮缸直径的确定
轮缸的缸体由灰铸铁HT200制成,活塞由铝合金制造。活塞外端压有钢制的开槽顶块，以支撑差插入槽中的制动蹄腹板端部或端部接头。轮缸的工作腔由装在活塞上的橡胶密封圈或靠在活塞内断面处的橡胶皮碗密封。多数制动轮缸有两个等直径活塞，少数有四个等直径活塞。
此设计轮缸缸体选用灰铸铁HT200材料，活塞选用铝合金材料；有两个等直径活塞并用橡胶密封圈密封。
（1）制动轮缸对制动蹄的作用力与轮缸直径及制动轮缸中的液压之间有如下关系式：
(4-2)
式中：—考虑制动压力调节装置作用下的轮缸液压，。
压力越高则轮缸直径越小，但对管路尤其是制动软管及管接头则提出了更高的要求，对软管的耐压性、强度以及接头的密封性的要求就更加严格。
轮缸直径应在标准规定的尺寸系列中选取，轮缸直径的尺寸系列为14.5,16,17.5,19,20.5,22,24,26,28,30,32,35,38,42,46,50,56mm

一个轮缸的工作容积
(4-3)
此设计取，可得 F == 4113N
式中：— 一个轮缸活塞的直径，mm； —轮缸的活塞数目；
一 个轮缸活塞在完全制动时的行程：

在初步设计时，对鼓式制动器可取；
——消除制动器与制动鼓间的间隙所需要的轮缸活塞行程；
——由于摩擦衬片变形而引起的轮缸活塞行程，可根据衬片的厚度、材料的弹性模量及单位压力值来计算；
、——分别为鼓式制动器制动蹄的变形而引起的轮缸活塞行程，其值由实验确定。
则 （δ取2mm）

第5章 制动器的设计计算
5.1压力沿衬片长度方向的分布规律
本设计中后轮所用的领从蹄的蹄片为绕支承销转动的蹄片，为一个自由度。
如图5-1所示，将坐标原点选在制动鼓中心O点，坐标轴线通过蹄片的瞬时转动中心点和O点；轴线垂直于轴线。
制动时，由于摩擦衬片变形，蹄片一面绕瞬时转动中心转动，同时还顺着摩擦力作用的方向沿支撑面移动。如果蹄片不变形，则蹄片中心位于点。蹄片在张开力和摩擦力作用下，绕支撑点转动角。E1E1线是未变形的衬片表面轮廓。摩擦衬片表面任意点B1沿蹄片转动的切线方向的变形就是线段在半径OB1延长线上的投影。由于很小，可以认为
所以，衬片在点的径向变形
(5-1)
根据正弦定理，有如下关系
(5-2)
把式（5-2）代入（5-1），得
假定摩擦衬片上各点的压力与该点的径向变形成正比，是比例系数（蹄片刚度），则

综上所述，紧蹄片上各点的压力沿摩擦衬片长度的分布符合正弦曲线规律。由于在以上分析中并没有用到摩擦力，所以上述公式也适用于松蹄。

图5-1 计算摩擦衬片径向变形
5.2计算蹄片上的制动力矩
(1)利用压力
在摩擦衬片表面取一微元面积（b是衬片宽度）。在这一微元面积上的法向力为 如图5-2所示

图 5-2 计算紧蹄制动力矩的力学模型
摩擦力产生的制动力矩为

其中，f是蹄与鼓之间的摩擦系数。
当法向压力分布均匀，即=常数时，有

由此可得
由上式得
则不均匀系数为
由于在以上分析中都没有考虑摩擦力方向的影响，分析结果既适用于紧蹄，也适用于松蹄。

（2）制动力矩与张开力的关系
在实际计算中，也可采用由张开力计算制动力矩的方法，且更为方便。如图5-3所示。
紧蹄制动力矩可用下式表达
其中，F1是紧蹄的法向合力；R1是摩擦力的作用半径。
分别建立沿轴方向的力平衡方程和绕制动鼓中心O的力矩平衡方程

其中，是轴和F1之间的夹角；是支承反力在轴上的投影。

图5-3 计算紧蹄张开力的模型
由（5-3）式可得 (5-5)
把（5-5）代入（5-4）得

在紧蹄上的制动力矩为

本次设计中R=130mm， a=0.8R=104mm， c=104mm,
g取为25mm h=a+c=208mm

如图5-2所示，

是法向合力F1与轴的夹角，根据其定义有如下关系

即R1仅取决于

紧蹄上制动力矩
紧蹄的法向合力
紧蹄的效能因数为
紧蹄上的最大压力
同理计算松蹄的效能因数时

松蹄上的制动力矩
松蹄的法向合力
松蹄的效能因数为
5.3制动器的效能因数
领从蹄式制动器有两块蹄片，鼓上的制动力矩等于它们的摩擦力矩之和，即 又

制动器的效能因数
制动器制动效能因数是制动摩擦力与轮缸蹄端推力之比值,是单位蹄端推力所产生的制动摩擦力,是评价不同结构型式制动器制动效能的指标。它随制动衬片摩擦因数的变化而变化,变化曲线的线性程度关系到制动性能的稳定性和平顺性,也是在整车制动系统设计中对制动器制动力矩设计的重要参数
从下图5-4可看出，摩擦因数为0.3时制动效能因数应为1.5左右，计算所得效能因数基本正确。

国产汽车制动效能因数

5.4鼓式制动器的自锁检查
在设计鼓式制动器时，必须检查蹄有无自锁的可能。

紧蹄的制动力矩
可以看出，紧蹄自锁的条件是
而不发生自锁的条件是

所以不会自锁

第6章 主要零部件设计
6.1制动蹄
轿车和微型、轻型货车的制动蹄广泛采用T形型钢碾压或钢板冲压—焊接制成，本设计中为轻型乘用车，制动蹄采用T形型钢钢板冲压焊接制成。
制动蹄腹板和翼缘的厚度，轿车约为mm；此处为轻型乘用车，厚度与轿车相近取为4mm，衬片粘贴在制动蹄上，粘贴的优点在于允许的磨损厚度较大，使用寿命增长，
6.2制动鼓
制动鼓应该具有较高的刚度和较大的热容量，制动时其温升不应该超过允许值。制动鼓的材料应与摩擦衬片的材料相匹配，以保证具有较高的摩擦系数并使工作表面磨损均匀。
轻型货车和轿车采用由钢板冲压成形的辐板与铸铁鼓筒部分铸成一体的组合式制动鼓。
为防止制动鼓工作时受载变形，常在制动鼓的外圆周部分铸有加强肋，用来加强刚度和散热效，如图6-1所示。制动鼓鼓壁厚的选取主要是从其刚度和强度方面考虑。壁厚取大些也有利于增大其热容量，但实验表明，壁厚由增至20 mm时，摩擦表面的平均最高温度变化并不大。一般铸造制动鼓的壁厚：乘用车为7-12 mm；中，商用车为13-18 mm。
此设计制动鼓选用灰铸铁HT200材料，厚度选择10mm。

图 6-1 制动鼓
（a）铸造制动鼓；（b），（c）组合式制动鼓
1 冲压成形辅板；2铸铁鼓筒；3 灰铸铁内鼓筒；4 铸铝合金制动鼓
6.3制动底板
制动底板是除制动鼓外各零件的安装基体，应保证各安装零件相互间的正确位置。制动底板承受着制动器工作时的制动反力矩，因此它应有足够的制动刚度。为此，由钢板冲压成形的制动底板均具有凹凸起伏的形状。刚度不足会使制动力矩减小，踏板行程加大，衬片磨损也不均匀。
此设计制动底板选用45号钢。
6.4制动蹄的支撑
具有长支撑销的支撑能可靠地保持制动蹄的正确安装位置，避免侧向偏摆。有时在制动底板上附加一压紧装置，使制动蹄中部靠向制动底板，而在轮缸活塞顶块上或在张开机构调整推杆端部开槽供制动蹄腹板张开插入，以保持制动蹄的正确位置。
6.5制动蹄回位弹簧
制动蹄回位弹簧的拉力应等于制动轮缸张开力的。对于对称式或简单平衡式的用两根回位弹簧。在设计制动器回位弹簧时，弹簧的圈数应尽量取得多数。
由于此设计是对称平衡式制动器，所以用两根多圈数的回位弹簧。
6.6制动器间隙的调整方法及相应机构
制动鼓与摩擦衬片之间在未制动的状态下应有工作间隙，以保证制动鼓能自由转动。一般，鼓式制动器的设定间隙为0.2～0.5mm；此间隙的存在会导致踏板或手柄的行程损失，因而间隙量应尽量小。考虑到在制动过程中摩擦副可能产生机械变形和热变形，因此制动器在冷却状态下应有的间隙应通过试验来确定。另外，制动器在工作过程中会因为摩擦衬片的磨损而加大，因此制动器必须设有间隙调整机构。

1—限位摩擦环；2—活塞；3—制动轮缸
图6-2 制动鼓与蹄间隙的工作问凉的自动调整装置
在制动轮缸上采取措施实现工作间隙的自动调整，如图6-2所示。用以限定不制动时制动蹄内极限位置的限位摩擦环1装在轮缸活塞2内端的环槽中或借矩形断面螺纹旋装在活塞内端。限位摩擦环是一个有切槽的弹性金属环，压装入轮缸后与缸壁之间的摩擦力可达到400。活塞上的环槽或螺旋槽的宽度大于限位摩擦环厚度，活塞相对于限位摩擦环的最大轴向位移量即为两者之间的间隙。间隙应等于在制动器间隙设定的标准时，施行完全制动时所需的轮缸活塞行程。不制动时，制动蹄回位弹簧只能将制动蹄向内拉到轮缸活塞与限位摩擦环外端面接触为止，因为回位弹簧的拉力远远不足以克服摩擦限位环与缸壁间的摩擦力。此时如图6-2所示，间隙存在于活塞与限位摩擦环内端面之间。
制动时，轮缸活塞外移。若制动器间隙正好等于设定值，则当活塞移动到与限位摩擦环内端面接触（即间隙消失）时，制动器间隙应以消失，并且蹄鼓已压紧到足以产生最大制动力矩的程度。若制动器间隙有与种种原因增大到超过设定值时，则活塞外移到=0时仍不能实现完全制动。但只要轮缸液压达到0.8，即能将活塞连同限位摩擦环继续推出，直到实现完全制动。这样，在解除制动时，活塞随制动蹄向后移动到与处于新位置的限位摩擦环与缸壁之间这一不可逆转的轴向相对位移，补偿了制动器的过量间隙。
6.7摩擦衬片
由金属纤维、粘结剂和摩擦性能调节剂组成的半金属磨阻材料，具有较高的耐热性和耐磨性，得到广泛的应用。
当前，在制动器中广泛采用模压材料，它是以石棉纤维为主并与树脂黏结剂、调整摩擦性能的填充剂与噪声消除剂等混合后，在高温下模压成形的。模压材料的挠性较差，故应按衬片或衬块规格模压，其优点是可以选用各种不同的聚合树脂配料，使衬片或衬块具有不同摩擦性能和其他性能。
另一种是编织材料，它是先用长纤维石棉与铜丝或锌丝的合丝编制成布，再浸以树脂结合剂经干燥后辊压制成。其扰性好，剪切后可以直接铆到任何半径的制动蹄或制动带上。在温度下，它具有较高的摩擦系数（f>4.0），冲击强度比模压材料高4～5倍。但耐热性差，在以上即不能承受较高的单位压力。磨损加快。因此这种材料仅适用于中型以下的汽车的鼓式制动器，尤其是带式中央制动器。
粉末冶金摩擦材料是以铁粉或铜粉为主要成分，加上石墨、陶瓷粉等非金属粉末作为摩擦系数调整剂，用粉末冶金方法制成。其抗热衰退性能和抗水衰退性能好，但造价高，适用于高性能轿车和行驶条件恶劣的货车等制动器负荷重的汽车。
综上所述，本次设计选用半金属摩阻材料材料。

第7章 校核计算
7.1摩擦衬片的磨损特性计算
（1）比能量耗散率
双轴汽车的单个前轮制动器和单个后轮制动器的比能量耗散率分别为

式中：-汽车回转质量换算系数，紧急制动时，；
-汽车总质量； -制动力分配系数。
，-汽车制动初速度与终速度，/；计算时乘用车取27.8m/s；
：制动时间，；按下式计算
：制动减速度，， =0.6×9.85.88；
，-前、后制动器衬片的摩擦面积； 本次设计=226.9cm
==0.966
鼓式制动器的比能量耗散率应该不大于1.8，故符合要求。
(2) 比摩擦力f
鼓式制动器摩擦衬片磨损特性指标可用衬片的比摩擦力即单位摩擦面积的摩擦力来衡量。

式中：—单个制动器的制动力矩； —制动鼓半径；
—单个制动器的衬片摩擦面积。
当制动减速度，鼓式制动器的比摩擦力应不大于
可见符合条件。
7.2制动蹄支撑销剪切应力计算
在算得制动蹄片上的法向力，，制动力矩及张开力后，求得支撑销的承受力，及支撑销的剪切应力，如下：
式中：—支撑销的截面积，。
也可以用下述方法求得。假设制动蹄与制动鼓之间的作用力的合力作用点位于制动蹄摩擦衬片的工作表面上，其法向合力，与支撑销的反力，分别平行。
对两蹄分别绕中心点取矩，得
得
一般来说，的值总要大于，故仅计算领蹄的支撑销的剪切应力即
== (7-1)
—许用剪切应力，销材料选为45钢，为
选支撑销的直径为，则由式可得

可见符合要求

参考文献

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2 刘惟信.汽车制动系的结构分析与设计计算.北京：清华大学出版社，2004
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7《汽车工程手册》编辑委员会.汽车工程手册（基础篇）.北京：人民交通出版社
2001
8王望予.汽车设计.北京：机械工业出版社，2004
9贾春玉，张树存.画法几何与机械制图.北京：中国标准出版社，2011
10崔占全，张振国.工程材料.北京：机械工业出版社，2001
11邵晓荣.互换性与测量技术基础.北京：中国标准出版社，2007

燕山大学专业综合训练评审意见表
指导教师评语：
工作态度 （□认真、□较好、□一般、□较差）；
完成情况 （□好、□较好、□一般、□较差）。

成绩：

指导教师：

年 月 日

答辩小组评语：
该同学（□圆满、□较好地、□基本）完成了任务书规定的内容；
任务量（□饱满、□较饱满、□基本饱满、□不足）；
说明书（□正确、□较正确、□基本正确、□不正确）；
答辩过程中（□正确、□较为正确、□基本正确、□未能正确）地回答老师提出的问题。

成绩：

答辩小组组长签字：

年 月 日
总成绩：
答辩秘书签字：
年 月 日
目 录

1 总 论 1
1.1 项目概况 1
1.2 建设单位概况 3
1.3 项目提出的理由与过程 3
1.4 可行性研究报告编制依据 4
1.5 可行性研究报告编制原则 4
1.6 可行性研究范围 5
1.7 结论与建议 6
2 项目建设背景和必要性 9
2.1 项目区基本状况 9
2.2 项目背景 11
2.3 项目建设的必要性 11
3 市场分析 14
3.1 物流园区的发展概况 14
3.2 市场供求现状 16
3.3 目标市场定位 17
3.4 市场竞争力分析  17
4 项目选址和建设条件 19
4.1 选址原则 19
4.2 项目选址 19
4.3 场址所在位置现状 19
4.4 建设条件 20
5 主要功能和建设规模 22
5.1 主要功能 22
5.2 建设规模及内容 26
6 工程建设方案 27
6.1 设计依据 27
6.2 物流空间布局的要求 27
6.3 空间布局原则 28
6.4 总体布局 29
6.5 工程建设方案 30
6.6 给水工程 33
6.7 排水工程 35
6.8 电力工程 38
6.9 供热工程 46
6.10 电讯工程 47
7 工艺技术和设备方案 51
7.1 物流技术方案 51
7.2 制冷工艺技术方案 67
8 节能方案分析 73
8.1 节能依据 73
8.2 能耗指标分析 73
8.3 主要耗能指标计算 74
8.4 节能措施和节能效果分析 76
9　环境影响评价 83
9.1 设计依据 83
9.2 环境影响评价应坚持的原则 83
9.3　项目位置环境现状 84
9.4　项目建设与运营对环境的影响 84
9.5　项目建设期环境保护措施 84
9.6 项目运行期环境保护措施 86
10 安全与消防 87
10.1　安全措施 87
10.2　消防 88
11 组织机构和人力资源配置 92
11.1 施工组织机构 92
11.2 基建项目部的主要职责 92
11.3 运营管理 93
11.4 人员来源、要求及培训 94
12 工程进度安排 96
12.1 建设工期 96
12.2 工程实施进度安排 96
13 投资估算与资金筹措 98
13.1 投资估算 98
投资估算包括建设项目的全部工程，主要内容有：主体建筑工程、道路硬化工程、绿化工程、其他费用及基本预备费。 98
13.2 资金筹措 99
14 财务评价 102
14.1 评价依据及方法 102
14.2 基础数据与参数选取 102
14.3 营业收入及总成本费用估算 103
14.4 利润总额估算 105
14.5 盈亏平衡分析 105
14.6 财务评价 106
15 综合效益评价 107
16 招投标管理 108
16.1 编制依据 108
16.2 招标原则 108
16.3 招标方案 109
16.4 评标要点 110
17 结论及建议 111
17.1 结论 111
17.2 建议 112

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