家用轿车(长安悦翔)真空助力器的改进设计【全套包含CAD图纸、三维建模、毕业论文说明书】家用轿车(长安悦翔)真空助力器的改进设计【全套包含CAD图纸、三维建模、毕业论文说明书】

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伺服气室前壳体.prt
伺服气室后壳体.prt
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伺服气室橡胶膜片 .prt
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制动主缸推杆.prt
制动主缸推杆调节杆.prt
卡环条.prt
后盖装配图.prt
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推杆调节杆放松螺母.prt
推杆调节杆装配图.prt
橡胶反作用盘.prt
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真空助力器.prt
真空助力器NEW.prt
真空助力器总1.prt
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包含有CAD图纸和三维建模及说明书,咨询Q 197216396或11970985 家用轿车(长安悦翔)真空助力器 的改进设计 摘要 本次设计的目标是家用轿车(长安悦翔)真空助力器的改进设计,汽车真空助力器是汽车制动系统中的一个关键部件,它被广泛地应用在轿车和轻型车上作为制动助力装置。由于制动真空助力器中膜片材料选择与分隔皮膜的设计参数不当,在使用过程当中可能产生裂纹、制动失灵、制动时间长,真空助力器内的负压无法保持,导致制动助力降低,制动踏板变硬,在常规制动操作条件下,制动距离将变长,导致的交通事故。本次对长安悦翔真空助力器改进设计主要从伺服膜片的材料上进行选材,同时还对长安悦翔真空助力器的结构进行改进设计,结合长安悦翔真空助力器工作过程与其各种性能指标,提出了几个重要的工作原理,详细地阐述了汽车真空助力器的性能指标,给出了特性曲线的分析方法。 关键词长安悦翔;真空助力器;改进设计;伺服膜片 包含有CAD图纸和三维建模及说明书,咨询Q401339828 Family sedan length Yuexiang to improve the design of the vacuum booster ABSTRACT The goal of this design is a family car changan yue xiang improvement design of vacuum booster car vacuum booster is a key part of automobile braking system, it is widely used in cars and light vehicle as a brake booster device. Because of braking vacuum booster diaphragm material selection and design parameters of separating skin membrane improper, cracks may be produced during the process of using, the brake failure, the braking time is long, the negative pressure can t keep inside the vacuum booster, results in the decrease of brake booster, brake pedal harden, under the condition of the conventional brake operation, braking distance will be longer, lead to traffic accidents. This design for changan yue xiang vacuum booster improvement from the servo diaphragm on the material selection, at the same time also to changan yue xiang structure to improve the design of vacuum booster, in combination with changan yue xiang the working process of the vacuum booster and its various performance indicators, puts forward several important works, in detail elaborated the performance of the automobile vacuum booster, the analysis method of the characteristic curve is given. Keywords Changan yue xiang; Vacuum booster. Improved design; Servo film 目 录 1 绪论1 1.1 背景1 1.2 研究的意义与目的2 2 汽车真空助力器工作原理的研究4 2.1真空助力器的作用4 2.2 汽车真空助力器的结构及工作原理4 2.2.1 液压管路联接形式4 2.2.2 真空助力器的工作原理5 2.2.3 真空助力器的构造与各个不同工作状态6 3 真空助力器的性能指标8 3.1 密封性8 3.2 空行程8 3.3 反应时间和释放时间8 3.4输入输出特性9 4 真空助力器的重要特性10 4.1 真空助力器的阀口的三个平衡位置的原理10 4.2 真空助力器平衡位置的动态转换的原理10 4.3 实际的真空助力器的工作过程10 4.4 反作用盘的核心作用和性能要求11 5 制动真空助力器的设计13 5.1 制动真空助力器的参数设计13 5.1.1 助力比的确定13 5.1.2 伺服膜片直径的确定16 5.1.3 回位弹簧抗力的确定16 5.2 制动真空助力器的特性曲线计算17 5.2.1 启动值Fa的确定17 5.2.2 跳增值JP的确定18 5.2.3 最大助力点的计算18 5.2.4 残留值Fa1的确定19 5.2.5返程曲线的描绘19 5.3 装配尺寸链的计算20 5.4 锥簧刚度的计算20 5.4.1 锥簧半径每圈增量21 5.4.2 锥簧大圈压死时抗力f221 5.4.3 锥簧小圈压死时抗力f122 5.4.4 锥簧大圈压死后, 抗力与变形之间有下列关系22 5.5 制动真空助力器的橡胶制品材料及过盈量的确定22 5.6 部件铆接的要求及强度计算24 5.6.1 控制阀杆与空气阀座的铆接24 5.6.2 螺栓与壳体的铆接24 5.6.3 前、后壳体收口,或旋合的连接强度25 5.6.4 护圈与助力盘的铆接25 5.7 零部件强度的校核25 5.7.1 静载荷时单个螺栓强度的计算25 5.7.2 螺栓的疲劳强度计算26 6 长安悦翔真空助力器橡胶隔膜材料的改进28 6.1 技术要求28 6.2 疲劳性能与硫化胶物理机械性能的关系28 6.3升压曲线与降压曲线28 6.4 关于制动真空助力器标准曲线的形成30 6.5 改变制动真空助力器的助力比对助力器性能的影响31 7 长安悦翔真空助力器的结构改进设计32 7.1 伺服膜片直径的改进设计32 7.2 伺服气室后外壳改进设计33 7.3 伺服气室前外壳改进设计34 7.4 总装配图的改进设计35 7.5 伺服膜片的改进设计36 结论38 参考文献39 致 谢40 附录41 家用轿车长安悦翔真空助力器的改进设计 1 绪论 1.1 背景 我国汽车真空助力器研制和生产始于上世纪八十年代前中期,并在1987年制订了我国的第一部关于汽车真空助力器的汽车行业标准。汽车真空助力器的发展像汽车行业其他的产品一样走过了引进、消化、吸收、改进和创新的一个过程。但是,由于我国工业基础的落后和理论研究的能力有限,关于汽车真空助力器相对系统的、且学术性较强的文献资料直到上世纪九十年代初期才在一些重要的学术期刊中出现。而其他大多数的文章仍然只停留在维修层面上和加工工艺层面上的论述,或在汽车类书籍中的相关章节中泛泛而谈。直到上个世纪末,一些关于汽车真空助力器的论文才开始较多的出现在重要的期刊中和书籍中,其中,还包括了一些关于汽车真空助力器实验台研制的文章。客观地讲,我国现有的关于真空助力器的理论水平和产品品质同国外的理论研究成果和产品质量相比较,还存在相当大的差距。比较系统的和理论性较强的关于汽车真空助力器的研究文献十分匿乏,这种现状对我国真空助力器生产和研制企业提高真空助力器产品的品质和开发具有自主知识产权的相关产品是十分不利的。 虽然,我国已经有很多生产汽车真空助力器的厂家,其中,不乏一些在国内己经颇有名气的企业。例如万向集团、浙江亚太等企业。这些厂家具有几十万套的生产配套能力,并给数十家汽车厂配套。但仍然处于大而不强的状态下,具有自主知识产权的产品很少,其研发能力也十分有限。当然,这和我国的工业基础差,科技还不够发达,以及发达国家对我国的技术封锁等诸多因素不无关系。 在国际上,对真空助力器的相关理论进行过研究的最知名的学者是美国加利福尼亚州大学Berkeley分校的Gerdes C.J.、Macirca D.B.和Hedrick J.K.等几名著名学者。在他们早期的研究中,特别是在他们的博士学位论文[5][6]中,对反作用盘式的真空助力器数学模型的建立和控制方法作过详细的研究。而且,在其后又进行了一系列的研究,进一步对其研究结果进行了不断地修正、补充和应用,并在汽车的诸多控制领域方面取得了丰富的研究成果,这些研究成果为现代汽车理论和汽车制动系统的控制的研究奠定了良好的基础。目前,他们的研究成果仍然在被大多数的国内、外汽车研究领域内的学者所引用和借鉴。 在真空助力器的生产和研发领域内,比较著名的企业是美国的天合公司。目前,美国天合公司已经在我国的上海市设立了自己的研发中心和生产助力器的工厂。而日本的一些企业,如精工公司等,也有自己设计的系列产品和设计理论。近年来,天合公司又成功地开发出一型带有应急事件处理功能的新型汽车真空助力器并逐步向市场推广,标志着具有复合功能和更多控制功能的真空助力器的问世,最具代表性的产品是一一系列的真空助力器。 近年来,我国汽车工业科技人员在真空助力器的研发上也做了一些大胆的尝试和创新。其中,浙江亚太机电股份有限公司取得的实用新型专利变助力比真空助力器就是一个典型的例子之一,该专利已经为部分汽车厂的部分车型哈飞赛马等提供配套。但是,总的来说,我国具有自主知识产权和实用意义比较显著的产品的创新还有待进一步的出现和提高。在学术领域内,对汽车真空助力器进行系统研究的资料很少见,特别是深层次的研究成果很少,这种现状对我国真空助力器的生产企业和整个汽车行业是非常不利的。 我国现有的关于真空助力器的标准是汽车行业标准QC/T 307-1999国家。原有的ZB T24003-87真空助力器技术条件,ZB T24 004-87真空助力器实验方法己经为新的技术标准所取代。 1.2 研究的意义与目的 正是带着汽车技术变革的思考和我个人在汽车制动系统研究经历,特别是在真空助力器领域的研究,对真空助力器进行过改进设计,虽然曾取得过一定的成果,但仍然感到对汽车真空助力器的研究还有许多不足之处。特别是随着汽车行业的发展,电子技术、控制技术对提高汽车零部件的品质的要求和要求建立精确的数学模型来应用于汽车的各种控制系统中去等要求。所以,我选取了汽车真空助力器改进设计这个课题,并对汽车真空助力器的性能参数计算方法、结构改进、技术要求和实验台的研制等各方面作进一步深入的研究。 随着汽车制动技术的发展,线控技术的出现和生态环保的要求使得电动能源有可能取代燃油发动机成为新的制动能源。但是,其执行元件仍然可以是真空助力器。事实上,在目前的电动汽车制动系统的研发中,真空助力器仍然是制动系统的执行元件。 虽然,近些年来我国从德国大众、法国雷诺、美国通用、日本日产等外国汽车公司引进了轿车,不少零配件的国产率也比较高,但引进的主要是总成及零配件,没有引进开发技术。所以我国自行开发轿车的能力,跟发达国家相比差距还很大。 在真空助力器的理论上存在的问题是在国内尚且没有一部完整的真空助力器的设计手册及系统而深入的相关理论。部分重要的原理被忽视或未被发现,缺乏一些必要的理论公式作为设计的依据,在实验中所采集数据的处理方法缺乏统一的规范。所有这些问题,将严重影响我国企业对汽车真空助力器的设计能力的提高,也使得真空助力器的产品质量缺乏必要的保证。 在真空助力器的生产过程中,显然提高生产效率是控制成本的最重要的因素。汽车真空助力器是一个气动部件,由许多不同材质的零件组合而成,除金属件外,活塞体是电木材质,而膜片和密封件及反作用盘都是橡胶件。一旦由于设计、制造或装配不当造成的失误,想寻找其故障原因会非常困难而且耗时。现场的唯一作法就是根据经验来判断可能发生问题的部件,并加以更替。但是,如果产品检验仍然不合格,就得重新寻找其它有可能存在缺陷的部件,直到找到真正有问题的部件,使得真空助力器的密封检验合格为止。而所依据的经验就是对真空助力器工作原理的了解和该企业质量管理体系中提供的相关的技术统计数据。 在现代的质量管理体系中,有这样一句已经形成共识的名言产品质量缺陷的百分之八十是在设计中产生的。 由此可见,只有全面了解真空助力器的工作原理和掌握其设计要领,才能使生产企业提高生产和装配效率,从而降低成本;同时,才能给我国科技人员能够研制出具有自主知识产权的汽车制动系统的产品提供良好的理论基础。 因此,选取汽车真空助力器总成的改进设计来进行课题的研究有其实在的现实意义和长远战略意义。 2 汽车真空助力器工作原理的研究 2.1真空助力器的作用 乘用车和轻型商用车的制动系统主要采用液压作为传动媒介,与可以提供动力源的气压制动系统相比,其需要助力系统来辅助驾驶员进行制动。真空制动助力系统也称作真空伺服制动系统,伺服制动系是在人力液压制动的基础上加设一套由其他能源提供制动力的助力装置,使人力与动力可兼用,即兼用人力和发动机动力作为制动能源的制动系。在正常情况下,其输出工作压力主要由动力伺服系统产生,因而在动力伺服系统失效时,仍可全由人力驱动液压系统产生一定程度的制动力。 2.2 汽车真空助力器的结构及工作原理 2.2.1 液压管路联接形式 真空助力器液压对角双回路制动系统联接如图2.1 1.制动踏板 2.真空助力器 3.制动主缸 4.制动管路 5.制动管路 6.前轮盘式制动器 7.后轮鼓式制动器 8.比例阀 图2.1 汽车制动系统示意图 制动主缸3的第一腔出油口通过比例阀与右前轮、左后轮的制动管路4联接相通。制动主缸3的第二腔出油口通过比例阀与左前轮、右后轮的制动管路5联接相通。两个制动管路4、5呈交叉型对角线布置。 这种液压对角线双回路制动系统的联接形式,能保证在某一个回路出现故障时仍能得到总制动效率的50。此处,这种制动系统结构简单,而且直行紧急制动的稳定性好。 2.2.2 真空助力器的工作原理 图2.2真空助力器工作原理图 在非工作的状态下,控制阀推杆回位弹簧将控制阀推杆推到右边的锁片锁定位置, 真空阀口处于开启状态,控制阀弹簧使控制阀皮碗与空气阀座紧密接触,从而关闭了空气阀口。此时助力器的真空气室和应用气室分别通过活塞体的真空气室通道与应用气室通道经控制阀腔处相通,并与外界大气相隔绝。发动机启动后, 发动机的进气歧管处的真空度(发动机的负压)将上升至-0.0667MPA(即气压值为0.0333MPA,与大气压的气压差为0.0667MPA)。随之,助力器的真空、应用气室的真空度均上升至-0.0667MPA,并处于随时工作的准备状态。 当进行制动时,制动踏板被踏下,踏板力经杠杆放大后作用在控制阀推杆上。首先, 控制阀推杆回位弹簧被压缩,控制阀推杆连同空气阀柱前移。当控制阀推杆前移到控制阀皮碗与真空阀座相接触的位置时,真空阀口关闭。此时,助力器的真空、应用气室被隔开。此时,空气阀柱端部刚好与反作用盘的表面相接触。随着控制阀推杆的继续前移,空气阀口将开启。外界空气经过滤气后通过打开的空气阀口及通往应用气室的通道,进入到助力器的应用气室右气室,伺服力产生。由于反作用盘的材质(橡胶件)有受力表面各处的单位压强相等的物理属性要求,使得伺服力随着控制阀推杆输入力的逐渐增加而成固定比例伺服力比增长。由于伺服力资源的有限性,当达到最大伺服力时,即应用气室的真空度为零时即一个标准大气压,伺服力将成为一个常量,不再发生变化。此时,助力器的输入力与输出力将等量增长;取消制动时,随着输入力的减小,控制阀推杆后移。当达到最大助力点时,真空阀口开启后,助力器的真空、应用气室相通,应用气室的真空度将下降,伺服力减小,活塞体后移。就这样随着输入力的逐渐减小,伺服力也将成固定比例伺服力比的减少,直至制动被完全解除。 2.2.3 真空助力器的构造与各个不同工作状态 真空助力器结构如图2.3所示。 1.阀杆2.毛毡滤芯3.防尘罩 4.弹簧座 5.推杆回动弹簧 6.阀门弹簧 7.橡胶阀部件8.密封圈部件 9.锁止定位垫 10.锁片 11.后壳体 12.膜片13.助力盘 14.回位簧座15.回位簧 16.真空管 17.前壳体螺栓 18.空气阀座 19.压块 20.反馈盘 21.后壳体螺栓22.阀体 23.护圈 24.推杆座 25.锁轴 26.主缸推杆 27.前壳体 28.加强板 29.推杆头 图2.3 真空助力器结构图 真空助力器的后壳体螺栓21固定在车身前围板上,阀杆1与制动踏板杆连接。真空助力器前壳体螺栓17与制动主缸连接。助力器由前、后壳体27、11组成工作腔,由膜片12、助力盘13、阀体22共同组成助力器工作腔,并分成前、后(A、B)两腔,前腔A真空管16接发动机进气歧管,以获得发动机的真空度,使助力器工作。后腔B通过真空阀口E及空气阀口G的开关,或与前腔相通,或与大气相通,真空助力器工作腔与外界大气隔绝。橡胶阀部件与阀体组成真空阀口E,与空气阀座组成空气阀口G。 真空助力器工作过程(1) 未制动时,真空助力器处于非工作状态。在阀门弹簧6的作用下,橡胶阀部件7紧压在空气阀座18的端面上,空气阀口G被关闭,使A气室和B气室与外界空气隔绝。此时真空阀口E面开启,通往A气室的通道C与通往B气室的通道D相通,A、B两气室压力差为零。在发动机工作时,A、B两气室的真空度绝对值与发动机进气管处相同。 真空助力器工作过程(2) 制动时,驾驶员踩下制动踏板,踏板力F1推动阀杆1连同空气阀座18向左移动,消除反馈盘20与压块19之间间隙后,压缩反馈盘20并推动主缸推杆26左移动,使制动主缸产生一定的液压。与此同时,橡胶阀部件7在阀门弹簧6的作用下与阀体22接触,真空阀口E被关闭,A、B两气室被隔绝,阀杆1继续左移,空气阀座18在阀杆1的作用下与橡胶阀部件7脱离,空气阀口G打开。外界空气经毛毡滤芯2和通道D进入B气室。这时A、B两气室之间产生压力差。于是在主缸推杆上产生助推力。 真空助力器工作过程(3) 当踏板力达到一定值时,阀杆1也停止左移,由于两腔压力差的存在,而整个阀体部件与膜片12与助力盘13一起继续向左移,这时空气阀口G逐渐关闭,于是出现了真空阀口E和空气阀口G同时关闭的平衡状态。此时主缸推杆26作用于反馈盘上的力与阀杆1和阀体部件作用于反馈盘上的合力相平衡,当B腔气压达到大气压时,助力器达到最大助力点。 真空助力器工作过程(4) 解除制动时,在主缸回位簧力的作用下,推动阀体部件右移,使真空阀口E打开,助力器的A、B两气室相通,这时A、B两腔均成为真空状态,膜片12、助力盘13和阀体22在回位弹簧15的作用下,推回到原始位置,制动主缸即解除制动状态。 若真空助力器失效或真空管路无真空度时,踏板上阀杆通过空气阀座直接推动阀体和主缸推杆26向左移动,使制动主缸产生制动压力。 3 真空助力器的性能指标 3.1 密封性 真空助力器是通过操纵制动踏板改变真空阀和空气阀的开启与关闭状态,进而控制制动膜片两边的压力差来起到助力作用的。密封性不好,不能形成压力差或压力差较小,助力器就无法正常工作,所以密封性是真空助力器最基本也是最重要的评价指标。真空助力器密封性检测有静密封性能检测和动密封性能检测两项。 静密封性是指真空助力器处于非工作状态时的密封性,又称为非工作密封性。此时真空阀口打开,前、后气室相通,两气室的真空度相同,空气阀口关闭,助力器内部与外界大气相隔绝。静密封性检测的目的是确定助力器与外界的密封是否合格。 动密封性是指真空助力器工作时的密封性,分为最大助力点以下密封性和最大助力点以上密封性简称“点下”和“点上”密封性。最大助力点以下密封性是指助力器前后气室和后气室与外界大气存在压差时的密封性,此时真空助力器的真空阀与空气阀都处于关闭状态。最大助力点以上密封性是指助力器前后气室相分隔,后气室与外界相通,后气室为大气压时的密封性,此时真空阀关闭,空气阀完全打开。对真空助力器的动密封进行检测,可以测出助力器前、后气室的密封是否合格。 3.2 空行程 空行程是指从助力器输入推杆由静止位置开始,位移到助力器的输出杆开始运动时的行程。空行程过大或过小,都对真空助力器性能产生影响。空行程过大,则紧急制动时所需时间较多,影响到行车安全性;空行程过小,会使驾驶员没有“脚感”,或一些误操作亦会引起真空助力器工作,从而影响正常行车。空行程的大小,在一定程度上可以反应真空助力器设计的合理性,所以它也是性能评价指标之一。 3.3 反应时间和释放时间 反应时间是指在真空助力器的正常工作条件下,快速制动,从加力到最大助力点的97所用的时间。反应时间和释放时间是检测真空助力器的工作灵敏性。反应时间这一灵敏性要求主要考核真空助力器的输入力推杆在一定速度、一定位移、一定负荷条件下动作的灵敏性。释放时间是体现真空助力器在解除工作状态时输入力推杆的复位速度,也是防止制动系统出现解除制动时的滞后现象的重要性能指标。 3.4输入输出特性 真空助力器的输入一输出特性用真空助力器特性曲线来表示,它反应输入力与输出力之间的关系,即制动踏板与制动主缸输出液压力之间的关系,是评价真空助力器基本性能的主要方式。 4 真空助力器的重要特性 4.1 真空助力器的阀口的三个平衡位置的原理 汽车真空助力器在工作过程中存在着三个平衡位置,在加载时(或制动时)空气阀口处于若即若离状态,此时控制阀在空气阀口处于无形变,而真空阀口处于关闭状态,控制阀在真空阀口处有形变。在卸载时(或取消制动时)真空阀口处于若即若离的状态,此时控制阀在真空阀口处无形变,而空气阀口处于关闭状态,控制阀在空气阀口处有形变。当制动稳定在某一时刻,输入力不再变化时(即助力器处于无运动趋势的状态),空气阀口和真空阀口均处关闭状态,控制阀在真空阀口处和空气阀口处均有形变。这就是助力器在工作状态下的三个平衡位置。 4.2 真空助力器平衡位置的动态转换的原理 助力器在工作过程中的平衡位置的动态转换的原理。这是一个极容易被忽视的原理,也是在结构和工艺设计时必须考虑到的重要原理。当加载结束的瞬间,助力器将由加载平衡位置向制动稳定态平衡位置转换,即控制阀在空气阀口由无形变向有形转换。此时,空气阀口的结构设计及加工质量是否能够保证密封性的要求将受到严格的考验。当卸载开始的瞬间,助力器将由制动稳定态平衡位置向卸载平衡位置转换,即控制阀在真空阀口由有形向无形变转换。此时,真空阀口的结构设计及加工质量是否能够保证密封性的要求将受到严格的考验。 4.3 实际的真空助力器的工作过程 实际的工作过程与理想的工作过程是有所不同的。在核心尺寸链为间隙配合的条件下,结合工作状态的三个平衡位置的理论。真空助力器的实际的工作过程是制动时,制动踏板被踏下。踏板力经过杠杆的放大后作用在控制阀推杆上。首先,推杆回位弹簧被压缩,控制阀推杆连同空气阀柱前移。当控制阀推杆前移到控制阀皮碗与真空阀座相接触的位置时,真空阀口关闭,控制阀的真空阀口处从刚刚接触直到产生形变。此时,真空、应用气室被隔开,控制阀推杆继续前移使得空气阀口处于即将开启状态。此时,控制阀的空气阀口处已经没有形变。此处是助力器升压时的平衡位置,此时空气阀柱端部还没有与反作用盘的主面相接触。随着控制阀推杆的继续前移,空气阀将开启。外界空气经过滤气后通过打开的空气阀口及通过到应用气室的通道,进入到助力器的应用气室右气室,伺服力产生。由于反作用盘的主面没有与控制阀的端部接触,因此,助力器还没有达到平衡。而空气进入到应用气室产生的伺服力使得反作用盘的副面受力,于是反作用盘的主面隆起,直到副面上产生的伺服力的大小使得主面隆起的高度达到与控制阀的端面接触时,助力器初始平衡位置建立。然后,随控制阀推杆输入力的逐渐增加而伺服力成固定比例伺服力比增长。由于伺服力资源的有限性,当达到最大伺服力时,即应用气室的真空度为零时应用气室气压为一个大气压,伺服力将不再发生变化。此时助力器的输入力与输出力将等量增长,隆起的主面将在控制阀力的作用下,逐渐减小隆起的高度,当达到足够到的输入力时,反作用盘的主面甚至开始下凹,此时的空气阀口处打开的间隙越来越大,助力器的应用气室与外界空气完全相通;取消制动时,随着输入力的减小,控制阀推杆后移,伺服力仍然是个固定值,控制阀口开启的间隙越来越小直到退后到空气阀口刚好关闭并随之产生形变。注意此处的位置并不是降压过程的平衡位置。随着输入力的继续减小,真空阀口将处于即将开启的状态,此时的真空助力器的控制阀才处于降压过程中的平衡位置。我们注意到升压时的平衡位置与降压时的平衡位置存在一个的差值,这个差值就是控制阀在真空阀口和空气阀口处的两个形变值的和,即 。由于核心尺寸链是间隙配合,此差值使得反作用盘在助力器降压过程中需要更大隆起高度来实现平衡。真空阀口开启后,助力器的真空、应用气室相通,应用气室的真空度将下降,伺服力减小,活塞体后移。在连续的降压过程中,控制阀的空气阀口处始终有形变,而控制阀的真空阀口一直处于无形变(即若即若离的状态)。直到反作用盘的主面作用力接近为零。此时,助力器达到了最后的平衡位置。如果控制阀推杆继续后退,助力器的平衡被打破,恢复到初始的状态。 这就是真空助力器的一次密封检验或者说,一次常规的制动过程中真空助力器工作的详细过程, 了解这个过程对于理解真空助力器的特性曲线的各性能参数的理解是至关重要的。 4.4 反作用盘的核心作用和性能要求 在真空助力器的工作过程中,反作用盘起着极其重要的作用。真空助力器的工作原理要求,当空气阀口开启的瞬间,空气阀柱端面要刚好触到反作用盘的主面上。又由于反作用盘的材质有要求受力表面各处压强相等的特性,使得伺服力随着控制阀推杆输入力的逐渐变化而成固定比例伺服力比关系变化。反作用盘的主面与副面同时受力,且受力的大小与主面和副面的面积成正比。此时,助力器的随动性最好,反作用盘的使用寿命长。但是,这种理想状态在现实中是很难实现的。设计合理的助力器(间隙配合)的反作用盘又起到了补偿作用。当空气阀口开启的瞬间,空气阀柱端面没能触到反作用盘的主面上,它们之间还有一定的间隙。这时空气阀口开启,助力器的应用气室进气,产生伺服力,反作用盘的副面受力,主面将隆起。当主面隆起的高度能够补偿了空气阀柱与反作用盘主面之间的间隙时,助力器达到了平衡状态。反之,设计不合理助力器当空气阀柱端面触到反作用盘主面上时, 空气阀未能开启,这时反作用盘的主面由于受力而凹下,而副面相对隆起,直到反作用盘的副面隆起的高度能够使空气阀口开启时, 助力器才达到平衡状态。 反作用盘材质具有的这种即要求受力表面各处压强相等又能够产生形变的材质特征是真空助力器工作原理的核心原理之一。 因此,对反作用盘的性能要求如下①良好的密封性。反作用盘的过盈量要适当,过盈量太小不能保证密封性;过盈量太大,反作用盘侧面的摩擦力加大,影响助力器的工作性能。②良好的形变能力。反作用盘的材质和形状要有利于反作用盘的形变。 5 制动真空助力器的设计 5.1 制动真空助力器的参数设计 制动真空助力器的参数设计包括以下内容 A.助力比的确定; B.伺服膜片直径的确定; C.回位弹簧抗力的确定; D.与制动主缸相匹配后输出压力的关系. 5.1.1 助力比的确定 制动真空助力器的助力比是指助力器的输出力与输入力之比。 图5.1 膜片制动真空助力器结构图 制动真空助力器的助力比与制动系统中的踏板力、杠杆比、制动主缸直径、制动所需最大液压之间存在下列关系 5.1 P--最大液压MPa F--踏板力N I--踏板杠杆 It--助力比 D--制动主缸直径mm η1--助力器效率0.95 η2--制动主缸效率0.96 则助力器的助力比可以用下式计算 5.2 其中踏板力推荐值F≤500NGB 7258-2012 机动车运行安全技术条件 当采用真空助力器时,应按下列选取F 轿车200-250N 货车300-350N 最大≤450N 长安悦翔车的制动系统的主要参数为 最大液压 9MPa. 主缸直径根据表5-1选22.22mm 杠杆比设为4.23 (该值在3-5之间,越小越好) 真空度P0为0.0667MPa 同步附着系数Φ0.8 [8] 表5.1 按日本MAZDA的标准选取主缸直径 主缸孔径D (mm{英寸}) 活塞滑动阻力的标准值(N{kgf} 无真空排放 有真空排放 理论计算值 17.46{11/16} 64{6.5} -- 24N 19.05{3/4} 74{7.5} 113{11.5} 28.5N 20.64{13/16} 74{7.5} -- 33.5N 22.22{7/8} 78{8} 118{12} 39N 23.81{15/16} -- 142{14.5} 44.5N 25.4{1} 147{15} -- 51N 26.99{11/16} 147{15} -- 57N 28.58{11/8} 147{15} -- 64N 30.16{13/16} 147{15} -- 72N 如加装助力器请计算其助力比 (5.3) 该助力器的助力比应为IT3.33 根据ECE法规,当制动强度为0.3时,制动真空助力器失效即助力比为1,该时的踏板力不得大于500N。 当助力器失效时的踏板力为 (5.4) 其中P0是当制动强度为0.3时的制动液压。 P0值的选取可参考下列公式近似计算。 Ps P/Φ0.3 (5.5) P-制动管路最大液压Mpa Φ-设计的最大同步附着系数 试计算该制动系统,当制动强度为0.3时的管路压力,及当助力器失效时的制动踏板力 Ps 7/0.80.3 3.4Mpa (5.6) 则当助力器失效时的踏板力为 (5.7) 所以助力比为3.33满足设计要求。 5.1.2 伺服膜片直径的确定 助力器的伺服膜片的直径与使用的真空度、助力比、踏板力之间存在下列之间关系 (5.8) DS -伺服膜片直径 mm P0 -使用的真空度 P0 0.0667MPa 试计算使用该助力器的伺服膜片的直径 伺服膜片直径为 (5.9) 伺服膜片直径的计算结果应按下表系列化来确定 表5.2 膜片直径选定表 mm 153 165 205 228 254 267 305 in 6 6.5 8 9 10 10.5 12 按表确定为254mm 助力器 5.1.3 回位弹簧抗力的确定 制动真空助力器的回位弹簧的主要作用是保证控制阀体的迅速回位。因此,其抗力值应尽可能取较大值,以提高返程时间的指标。但由于其抗力值直接影响助力器的输出效率0.95,因此制动真空助力器回位弹簧的抗力F1 与助力器的最大输出力F‘存在下列关系 F‘ FItI F1 F‘ 0.05 5.10 [承上例] 计算该助力器的回位弹簧的抗力 F1 2504.233.60.05 191N (5.11) 回位弹簧的预装抗力应为 F1 d时, 簧圈最终将被压在一个平面上。 5.4.2 锥簧大圈压死时抗力f2 5.15 H0--锥簧的自由高度mm H3--锥簧全压缩高度mm 当K d时 5.16 α -- 锥簧螺旋角 5.17 5.4.3 锥簧小圈压死时抗力f1 5.18 当K d时 5.19 5.4.4 锥簧大圈压死后, 抗力与变形之间有下列关系 K d时 5.20 f – 锥簧的最大负荷 N K d时 (5.21) 5.5 制动真空助力器的橡胶制品材料及过盈量的确定 为确保制动真空助力器的产品性能及其耐久性的可靠, 必须对助力器所采用的橡胶制品进行过盈可靠性选择, 现对助力器所采用的橡胶制品的过盈量及材料、硬度作一般性规定。(用户有特殊要求的除外)过盈量以单侧过盈(mm)表述,在以下范围内即表示合格,具体值下表5.5 表5.5 过盈量对不同部位数值表 序 密封部位 材料 邵尔硬度 过盈量(mm) 1 前壳密封与主缸推杠 NBR/SBR A 70±5 0.50.8 2 前壳密封与前壳体 - - 0.35-0.45 3 膜片与控制阀体 SBR A 65±5 1.62.2 4 膜片与壳体 - - 0.81.6 5 反馈盘与控制阀体 NBR A 60±3 0.15 6 橡胶阀部件与控制阀体 EPDM A 50± 5 0.30.5 7 后壳密封与控制阀体 NBR A 70± 5 0.50.8 8 后壳密封与后壳体 - - 0.30.5 9 接头座与前壳体 CR A 55± 5 1.2--2 “ 注EPDM三元乙丙 NBR 丁晴橡胶 CR 氯丁橡胶 SBR丁苯橡胶”; 5.6 部件铆接的要求及强度计算 5.6.1 控制阀杆与空气阀座的铆接 图5.6 控制阀杆与空气阀座的铆接示意图 在空气阀座的外园上均匀分布铆接3或6点。铆接后两件之间的轴向间隙应小于0.2, 各向摆角应大于3度。特殊情况按用户要求确定。见下表5.6 表5.6 铆接后强度指标 铆接点数量 铆接点宽度 铆接深度 铆接强度 空气阀座材料 Y 12或Y15 3个铆接点 约1mm 约0.5mm ≥2500N 约2mm 约0.8mm ≥4000N 6个铆接点 约2mm 约0.8mm ≥5000N 5.6.2 螺栓与壳体的铆接 螺栓与加强板,壳体之间应满足密封要求,间隙应小于0.1mm。在进行扭矩检查时,螺栓与壳体之间不得有相对移动。螺栓的铆接高度推荐为1.41.6mm。扭矩的检查见下表5.7 表5.7 扭矩检验 螺栓精度等级 螺体性能等级 拧紧力矩 材料 M8-6h 5.8 20N.M 35 M8-6h 6.8 24N.M 35 M8-6e 8.8 30N.M 40Cr 5.6.3 前、后壳体收口,或旋合的连接强度 壳体收口处的深度应均匀一致,允许个别点收口深度超差,但不允许碰到壳体壁上。旋合的凸出部份应凸出壳体外缘≥0.5mm。见下表5.8 表5.8前后壳体连接拉力载荷试验 连接方式 壳体材料厚度 拉力载荷 收口 1 mm ≥10KN 1.5 mm ≥20KN 旋合 1.5 mm ≥10KN 前后壳体受拉力载荷时,其变形量按下表要求进行 轴向拉力载荷6860N 二次 壳体弹性变形1.4mm 壳体永久变形0.4mm 5.6.4 护圈与助力盘的铆接 在助力盘上均匀地铆接3点,铆接后的连接强度推荐大于1200N. 5.7 零部件强度的校核 螺栓是制动主缸总成与助力器总成连接或带主缸的真空助力器总成与踏板支架连接的安全件, 为保证连接的刚度或紧密性, 因此, 应对螺栓的连接强度进行计算与校核。其首要条件是依据总成工作载荷的不同要求,来选取不同性能等级的螺栓。 5.7.1 静载荷时单个螺栓强度的计算 A· 螺栓的预紧力F’N 依下式计算 5.22 Tmax--螺栓的最大拧紧力矩N.MM8取20N.m Kt--拧紧力矩系数一般为0.1--0.3 dmin--螺栓的最小外径mm B·对螺栓施加静载荷时的总拉力F0N F0 F’RC.F/2 14705.880.26860/2 15391.88N 5-14 RC--钢度系数一般为0.2--0.3 F---静载荷N [6860N] C· 螺栓拉应力的校核 5.23 δe -- 螺栓的拉应力 Mpa [δ]c
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