刹车泵结构设计机械设计毕业论文.doc

i 摘 要 制动主缸是制动系统的重要组成部分，制动主缸的制动效能、制动稳定性， 直接影响到汽车行驶的安全性。因此，在确定其结构方案时提出几个备选方案， 并通过对其进行比较和分析，确定出了最佳传动系统的设计方案。 本次设计采用液动理论与机械设计理论对制动主缸进行设计，结构采用双 管路液压制动主缸，包括缸体，缸体里设有前后两个主缸，每个主缸中设有油 腔和活塞，以及与贮油箱连通的补偿孔和与活塞配套使用的密封圈。其中后主 缸的油腔里还设有一个与后轮缸连通的油孔和回位弹簧，其特征是在前、后主 缸之间还设有一个增压缸，该增压缸包括增压油腔和增压活塞，增压油腔与前 油腔之间设有回油孔和限压油路，增压油腔里还设有一个与前轮缸连通的油孔 和回位弹簧，前油腔里设有泄压油路。最后，经校核计算，结构满足要求。 关键词：液动理论；制动效能；制动主缸 ii abstract braking main cylinder is an important part of the cylinder brake system, braking performance and braking stability directly affect the safety of the car; therefore, in its structure scheme needs to proposed several alternatives and through comparison and analysis of it, which can determine the optimum transmission system design scheme. this design uses dynamic theory and mechanism design theory of brake main cylinder structure to design, which also uses dual-pipes hydraulic brake main cylinder including the cylinder block, it has two main cylinder, every main cylinder has a piston and an oil storage tank, as well as connecting with the compensation and the supporting the use of piston ring. among the chambers oil cylinder, there is a rear wheel cylinder connected with the oil hole and return spring, its characteristic is between, each cylinder, there is a pressurized cylinder, the pressurized cylinder is made up of pressurization oil chamber pressurization piston, pressure and oil chamber and former oil chamber between oil and oil pressure, the oil chamber pressurization has a front wheel cylinder connected with the oil hole and return spring, before the cavity pressure oil with oil. finally, after checking computation, the structure satisfy the requirement. keywords: hydraulic theory, braking performance, braking main cylinder iii 目 录 摘 要i abstractii 第 1 章 绪论 .1 1.1 项目研究的意义1 1.2 国内外发展情况1 第 2 章 刹车泵总体设计 .5 2.1 刹车泵概述5 2.2 刹车泵设计要求5 2.3 刹车泵方案的确定及其工作原理6 2.4 总体方案评价7 第 3 章 制动系的主要参数及其选择 .10 3.1 汽车参数的选择10 3.2 汽车质量的确定10 3.3 汽车最小制动力的确定10 3.4 前后制动器的制动力分配比例11 3.5 各轮缸输入力的确定12 3.5.1 前轮盘式制动器的输入力的确定 .13 3.5.2 后轮鼓式制动器轮缸输入力的计算 .13 第 4 章 制动主缸直径 d 的确定 .16 4.1 对于前轮轮缸直径 d1.16 4.2 后轮轮缸直径的确定16 4.3 制动主缸直径 d0的设计计算.16 第 5 章 前轮轮缸主要结构参数的设计计算 .19 5.1 工作压力 p 19 5.2 流量的确定19 5.3 缸筒的设计20 5.3.1 缸筒内径 .20 iv 5.3.2 缸筒壁厚 .21 5.3.3 缸盖厚度的确定 .22 5.3.4 工作行程的确定 .23 5.3.5 最小导向长度的确定 .23 5.3.6 活塞宽度的确定 .23 5.3.7 缸体长度的确定 .23 5.4 活塞的设计23 5.4.1 结构形式 .24 5.4.2 活塞与活塞杆的连接 .24 5.4.3 活塞材料 .24 5.5 密封圈24 5.6 活塞杆24 5.6.1 活塞杆要在导向套中滑动 .24 5.6.2 活塞杆的计算 .24 5.7 活塞杆的导向套、密封、防尘25 5.7.1 导向套长度的确定 .25 5.7.2 加工要求 .25 5.8 油口25 5.9 密封件、防尘圈的选用26 第 6 章 后轮轮缸的设计计算 .28 6.1 后轮工作压力 p.28 6.2 缸筒的设计28 6.2.1 缸筒壁厚 .28 6.2.2 缸筒壁厚验算 .28 6.2.3 缸体底部厚度 .28 6.2.4 缸体头部法兰厚度 .29 6.2.5 液压缸工作行程的确定 .29 6.2.6 最下导向长度 .29 6.2.7 缸体长度的确定 .29 6.3 活塞的设计29 6.4 活塞杆的设计30 6.5 活塞杆的导向套、密封、防尘30 v 6.6 油口30 第 7 章 制动主缸的设计计算 .33 7.1 主缸主要供油量的计算33 7.2 第一段长度的确定33 7.3 缸筒的结构参数的确定33 7.3.1 缸筒壁厚的确定 .33 7.3.2 缸筒连接方式 .34 7.4 第一缸活塞直径的确定34 7.5 第二缸的设计35 7.6 导向套、密封35 7.7 油口的选择35 7.8 选取弹簧36 第 8 章 制动踏板力的校核 .36 第 9 章 管道尺寸 .37 结论 .38 致谢 .39 参考文献 .40 vi catalogue abstractii chapter 1 introduction 1 1.1 the significance of research projects.1 1.2 domestic development situation1 chapter 2 brake pump design.5 2.1 the brake pump .5 2.2 the brake pump design requirements5 2.3 the brake pump design and work principle.6 2.3 overall scheme evaluation.7 chapter 3 of the main parameters of braking and choice.9 3.1 auto parameter selection .9 3.2 the quality of the car.9 3.3 minimum force of car9 3.4 the brake system and dynamic allocation proportion.10 3.5 all round the input vat11 3.5.1 front disc brake force of the input 12 3.5.2 the rear wheel cylinder drum brake force of the input.12 chapter 4 braking main cylinder diameters d15 4.1 for front wheel cylinder diameters d15 4.2 the rear wheel cylinder diameters.15 4.3 braking main cylinder diameters d design calculation15 chapter 5 front wheel cylinder structure parameter design calculation .18 5.1 work stress p .18 5.2 the flow.18 5.3 cylinder design19 5.3.1 diameter cylinder.20 5.3.2 inner cylinder.20 5.3.3 the thickness of the cylinder .21 vii 5.3.4 the work schedule .22 5.3.5 the minimum length guide22 5.3.6 the width of the pistons.22 5.3.7 the length of cylinder22 5.4 the piston design.23 5.4.1 structure.23 5.4.2 the piston and piston rod connections.23 5.4.3 the piston material.23 5.5 sealing ring23 5.6 the piston rod23 5.6.1 the piston rod to guide in sliding23 5.6.2 the piston rod24 5.7 the piston rod guide, sealing, dustproof24 5.7.1 the length of orientation24 5.7.2 processing requirements.24 5.8 oil mouth.25 5.9 seals, dustproof circle25 chapter 6 rear wheel cylinder design calculation 27 6.1 the rear pressure p.27 6.2 cylinder design27 6.2.1 inner cylinder.27 6.2.2 inner cylinder thick27 6.2.3 block bottom thickness27 6.2.4 cylinder head flange thickness 28 6.2.5 hydraulic cylinder work schedule .28 6.2.6 the minimum length guide28 6.2.7 the length of cylinder28 6.3 the piston design.28 6.4 piston design29 6.5 the piston rod guide, sealing, dustproof29 6.6 oil mouth.29 chapter 7 of the main cylinder brake design calculation32 viii 7.1 the main oil cylinder.32 7.2 the first section length.32 7.3 cylinder structure parameters32 7.3.1 inner cylinder of thick32 7.3.2 cylinder connections33 7.4 the first determine diameter of piston cylinder.33 7.5 the design of the cylinder34 7.6 orientation, seal.34 7.7 oil of choice.34 7.8 select spring.35 chapter 8 of the brake pedal force calculation.36 chapter 9 pipe size .37 conclusion 38 thanks.39 references.40 1 第 1 章 绪论 1.1 项目研究的意义 汽车制动系是用于行驶中的汽车减速或停车，使下坡行驶的汽车的车速 保持稳定以及使已停驶的汽车在原地(包括在斜坡上)驻留不动的机构。汽车制 动系直接影响着汽车行驶的安全性和停车的可靠性。随着高速公路的迅速发 展和车速的提高以及车流密度的日益增大，为了保证行车安全，停车可靠,汽 车制动系的工作可靠性显得日益重要。也只有制动性能良好,制动系工作可靠 的汽车,才能充分发挥其动力性能。 为了提高汽车的行驶安全性,根据交通法规的要求，现代汽车的行车制动 装置均采用了双回路制动系统。双回路制动系统的制动主缸为串列双腔制动 主缸，因此用于单回路制动系的单腔制动的主缸已经被淘汰。另外，在设计 制动主缸时，还应考虑是否要补偿和在放开制动踏板式主缸活塞原始位置的 定位方法，以及在制动管路中是否必须有或不准有残余压力。 1.2 国内外发展情况 为了提高汽车的制动性能，保证车辆行驶的安全性，当代汽车的制动系 统正朝着增进结构的可靠性、加强工作的智能化、实现 abs 功能多样化以及 与其它车辆系统一体化的趋势发展。由于轿车市场是世界汽车市场中最大的 市场，因而这些趋势首先在轿车上体现了出来。 当代轿车制动器结构正朝着盘式化和液压双回路的方向发展，从而大大 提高了制动器结构的可靠性。 1. 制动器盘式化 鼓式制动器因为其热衰退性、水衰退性等很难满足代高速轿车对制动性能 的要求，因此，轿车特别是轿车前轮目前普遍采用盘式制动器。与鼓式制动 器相比，盘制动器有如下优点： 熟衰运性能、水衰运性能好。由于制动盘暴露在空中，有利于散热；制 动盘对制动块无摩擦增势作用，因其制动效能受材料的摩擦系数影响较小； 当车辆浸水，在行驶车轮旋转离心力的作用下水能很快被甩掉，因制动效能 衰减较小；盘式制动器的制动块对制动盘的位面积压力大，容易将 2 其中的水排挤出来。故汽车从浸状态出来后只需要一二次制动即可恢复正常。 而同样况下鼓式制动器通常需要十来次制动才能恢复正常。 制动平顺。盘式制动器由于无摩擦增势用，所产生的制动力矩仅与油缸 的液压成正比，而与汽的运动方向无关，所以其制动力矩的增长较鼓式制动 和缓，且不易跑偏，因而特别适合前轮制动器。 制动盘受熟后 的拉向变彤膨胀较大而厚度方向热膨胀极小。因而不会象 鼓式制动器的热膨胀那样使制动器的间隙明显增加，进而导致制动踏板行程 增大使制动效能下降。结构紧凑，质量轻、体积小。尽管盘式制动器的制动 效能提高了，但是在产生相同的制动力矩的情况下，盘式制动器比鼓式制动 器体积小、质量轻、结构紧凑。维护方便，较容罨实现间隙的自动调整。由 于目前不少汽车的后轮制动器仍然兼作驻车制动器，盘式制动器在后轮上的 使用尚有一些问题没有得到完全的解决，所以轿车上多采用前盘后鼓式制动 器。 2. 液压双回路化 由于液压传能效率高、可靠性好，所以目前轿车制动系统的能量传动方 式几乎全部采用液压式。但是液压传能方式也有其固有的弱点，一旦液压油 路出现故障，其工作性能马上就会被全部破坏。因此为了提高其安全性，轿 车的行车制动系中普遍采用了双回路液压传能结构。该结构的好处是：当其 中一条回路因故损坏而失效时，还能够利用另一个回路获得相应_的制动力， 保证车辆还具有一定的制动效能。轿车制动系统发展的一个最新动态是，传 统制动器工作正在逐步地向着智能化方向发展，具体表现在以下两个方面： (1) 调整自动化 当代轿车的制动器间隙和制动力分配都在向着自化方向发展。制对器间 隙调整自对化。当制动器的摩擦片磨损薄后，制动器间隙就会增大，若不及 时调整，就会使制的迟滞时间延长，制动的效能变差，影响行驶安全。近来， 为了减少车辆制动系统维护保养的工作量，同时确行驶的安全性，在现代轿 车上普遍采用了制动器间隙动调整装置，它能及时自动地补偿过量间隙，使 自动器持规定的间隙。制动器间隙自调装置的种类较多，但目前使用最多的 是一次调整式间隙自调装置和阶跃式问隙调装置两种。 一次调整式间隙自调装置通常用于盘式制动器，特点是利用盘式制动器 浊缸内的密封装置兼起摩擦限位作用，在装配时不须调校制动器间隙，只要 在安装到汽上后经过一次完全制动即可 自动调整间隙到设定值。但这种间隙 3 自调装置不宜用于鼓式制动器，因为在制动鼓弹性变形和热变形状态下调整 的间隙会使冷态制动器隙过小，造成“自调过度”现象。当制动器在冷态下制动 时即使完全放松制动踏板，制动器也易发生“拖磨”，甚至抱死。因为间隙自调 装置只能将间隙调小而不能调大。盘式制动器在制动盘受热时仅发生微量的 径向变形，制动器间隙在热和冷状态下变化极小，故不受此影响，这也是盘 式制动器采用一次调整式问隙自调装置的根本原因。 目前轿车的后轮多采用鼓式制动器且普遍采用阶跃式间隙自调装置，即 要进行多次制动后才能消除所积累的过量间隙，且只是在到制动时才能起调 整间隙作用。 制动力首对调节化。现代汽车由于高速化、重载化和制动系助力化而极 易造成紧急制动时车轮抱死。其结果是：若前轮先抱死，虽汽车仍能按原行 驶方向直线行驶，但将失去转向能力，这对在弯道上行驶的汽车是很危险的； 若后轮先抱死，则汽车即使受到不大的侧向力(如侧向风力，横坡等)也会发生 侧滑而产生“摔尾”现象，严重时会使汽车原地掉头。可见无论是前轮还是后轮 单独或同时抱死滑移，都极易造成车祸，因此应尽量避免紧急制动时后轮先 抱死，并在此前提下尽可能充分地利用附着条件来产生最大可能的制动力。 为此现代轿车上普遍地装用制动力调节装置，目前广泛采用的制动力调节装 置有限压阀、比例阀和感载比例阀等。它们对制动力的调 节是常时、自动和 渐近的，且一般串联在后制动管路中。 (2) 操作助力化 国外轿车制动系统操作助力化的主要原因是，一方面汽车速度的增加加 大了驾驶者的操作强度，另一方面有 90以上的驾驶者在实际制动操作过程 中存在着犹豫现象，这对于紧急处理情况非常危险。目前，国外制动 操作助 力系统主要分为以下两大类： 真空助力装置。该装置是在人力液压制动系的基础上加设一套动力伺服 机构。在正常情况下，其制动能大部分由动力伺服机构提供，而当动力伺服 机构失效时，还可以完全依靠驾驶者进行制动操作。因此，它可以大大地减 轻驾驶者的驾驶操纵强度。 电子制对助力采统。该系统在平时车辆制动过程中对制动踏板的每次移 动进行记录，并将所测量得到的数值传送到控制单元，从而建立了该驾驶者 的平常制动方式；在此后的行驶过程中，制动助力系统将不断地比较各 有关 的数据，在制动踏板加压速度高于正常速度时立即加以识别，并自动地认定 4 为出现了需要紧急制动的情况，于是制动助力系统就会自动开始工作，帮助 驾驶者实现 紧急制动。 在上述两方面技术发展的影响下，国外轿车的制系统已经出现了“智能 化”的倾向。 目前，abs 的发展一方面继续朝着降低生产成本、提高使用可靠性方面 发展，以使得低价车辆都能够装备得起；另一方面，abs 的功能正在逐步扩 大，与其它电子制设备的集成化程度迅速提高，其目的是要减少 abs 的响应 时间缩短制动距离，改善各车辆制动器的磨损情况，延长制动器的使用寿命， 并实现车辆控制的标准化。 可以相信，随着世界汽车轻量化、洁净化、安全化、舒适化等趋势的进 一步演进，加上汽车技术的不断创新和推动，世界汽车特别是轿车的制动系 统将更加可靠、更加集成、更加聪明。 5 第 2 章 刹车泵总体设计 2.1 刹车泵概述 当你踩下制动踏板时，机构会通过液压把你脚上的力量传递给车轮。但 实际上要想让车停下来必须要一个很大的力量，这要比人腿的力量大很多。 所以制动系统必须能够放大腿部的力量，要做到这一点有两个办法：杠杆作 用、利用帕斯卡定律，用液力放大制动系统把力量传递给车轮，给车轮一个 摩擦力，然后车轮也相应的给地面一个摩擦力。 2.2 刹车泵设计要求 人力液压制动系的基本组成有前轮制动器，制动主缸，及后轮制动器组 成。基本原理如下，作为制动能源的驾驶员所施加的控制力，通过作为控制 装置的制动踏板机构传到容积式液压传动装置的主要部件制动主缸。制 动主缸属于单向作用活塞式油泵，其作用是将自踏板机构输入的机械能转化 为液压能。液压能通过油管输入前、后轮制动器和制动轮缸。制动轮缸属于 单向作用活塞式油缸，其作用是将输入的液压能再转换成机械能，促使制动 能再转换成机械能，促使制动器进入工作状态。 设计制动主缸应满足如下主要要求： （1）具有足够的制动效能。行车制动效能是由在一定的制动初速度下及 最大踏板力下的制动加速度和制动距离两项指标来评定的。 （2）工作可靠。行车制动装置至少有两套独立的驱动制动器管路，当其 中一套管路失效时，另一套完好的管路应保证汽车制动能力不低于没有失效 时的 30%。 （3）在任何速度制动时，汽车都不应丧失操纵性和方向稳定性。为此， 汽车前、后轮制动器的制动力矩应有适当的比例，最好能随各轴间载荷转移 情况而变化；同一车轴上的左、右车轮制动器的制动力矩应相同。 （4）操纵轻便，并具有良好的随动性。 （5）制动时，制动系产生的噪声应尽可能小。 （6）作用滞后性应尽可能好。作用滞后性即制动反应时间。以踏板开始 动作至达到给定的制动效能所需的时间来评价。 6 （7）制动系的机件应使用寿命长，制造成本低；对摩擦材料的选择也应 考虑到环保要求，应力求减少制动时飞散到大气中的有害于人体的石棉纤维。 2.3 刹车泵方案的确定及其工作原理 方案一原理如图 2-1 所示：此方案传动方式采用液压传动，结构方式采用 串联单缸式，主要采用机械密封、油封等方式。 1-制动踏板；2-缸体；3-油箱；4-油管；5-活塞；6-推杆 图 2-1 传动方案一原理简图 方案一工作原理如图 2-1 所示，当踩下制动踏板时，从而推动推杆前进， 推杆带动活塞向右运动，依次关闭补偿孔、出油孔，当活塞继续运动时，使 油液有出油孔流向制动轮缸，达到了制动目的。 方案二原理如图 2-2 所示：此方案传动方式采用液压传动，结构采用串联 双枪制动主缸，缸体采用法兰连接，密封采用油封等方式。 1-制动踏板；2-推杆；3-后缸活塞；4-前缸活塞；5-油管；6-缸体；7-油箱 7 图 2-2 传动方案二原理简图 方案二工作原理如图 2-2 所示，制动时，第一活塞移动关闭补偿孔，制动 液压力增加推动第二活塞，第二活塞移动关闭它的补偿孔，回路中建立起压 力。两个活塞接着移动，将制动液压入各自独立的液压回路，作用于制动器， 起到制动目的。 方案三原理如图 2-3 所示：此方案传动方式采用气压传动，制动式采用膜 片式，结构采用双腔式，主要采用旋转密封等方式。 1-活塞；2-出气阀；3-卸荷柱塞；4-柱塞弹簧； 5-空气滤清器；6-进气阀 7-缸体；8-连杆 图 2-3 传动方案三原理简图 方案二工作原理：如图 2-3 所示，发动机驱动的空气压缩机（以下简称空 压机）将压缩空气经单向阀首先输入湿储气罐，压缩空气在湿储气罐内冷却、 并进行油水分离之后，分成两个回路，一个回路经储气罐、双腔制动阀的后 腔通向后制动器室。当其中一个回路发生故障失效时，另一个回路仍能继续 工作，以保证汽车具有一定的制动能力，从而提高了汽车行驶的安全性。 2.4 总体方案评价 采用评分法对三个方案进行分析比较，用分值作为衡量方案优劣，对方 案进行定量评价。如有多个评价目标则先分别对各自目标评分，在经处理的 方案发难的总分，从而确定最终方案。 8 表 2-1 机械运动方案评价表 定性描述与相对应分析 序号评价指标加权系数 543210 1制动可靠性0.3可靠较可靠一般差较差不可靠 2传动平稳性0.2平稳较平稳一般差较差不平稳 3制动性能0.2高较高一般差较差不高 4承载能力0.15强较强一般差较差不强 5结构复杂程度0.1简单较简单一般复杂较复杂太复杂 6使用寿命0.05长较长一般较短短太短 如表 2-1 所示，可以确定评价目标：u=制动可靠性 传动平稳性 制动 性能 承载能力 结构复杂能力 使用寿命;加权系数：g=0.3 0.2 0.2 0.15 0.1 0.05。 表 2-2 三种方案评分结果 指标 制动 可靠性 传动 平稳性 制动 性能 承载能力 结构复杂 程度 使用寿命 加权 系数 qi 0.30.20.20.150.10.05 方案 1 p 1 q 2 p 2 q 3 p 3 q 4 p 4 q 5 p 5 q 6 p 6 q 总分 ii pq 一00515150.7550.550.253.5 二51.55140.850.7540.450.254.7 三41.230.630.640.630.330.13.3 由表 2-2 可知，方案二的评分最高，所以确定为最后方案。它具有较高承 载能力、结构简单、传动平稳，广泛应用于轿车的制动系统中。 9 10 第 3 章 制动系的主要参数及其选择 3.1 汽车参数的选择 表 3-1 桑塔纳轿车的基本参数 发动机型号yp 型(16 升)jv 型(18 升) 总长 x 总宽 x 总高4545x1695x14004545x1695x1400 离地间隙(毫米)145(空车)127(重车) 插距(毫米)25502550 前轮距(毫米)14001414 后轮距(毫米)14081422 最小转弯半径(米)5555 3.2 汽车质量的确定 表 3-2 轿车的基本重量(千克) 发动机型号yp 型(16 升)jv 型(18 升) 总重14401460 自重955985 载重485475 查得整车整备质量 m=1040kg 满载总质量 m=1460 kg 3.3 汽车最小制动力的确定 由 gb7258-1997机动车运行安全技术条件对汽车的制动力要求如下3： 表 3-3 轿车的制动力要求 制动力总合与整车重量百分比轴制动力与轴荷百分比 车辆类型 空载满载前轴后轴 汽、列车605060 11 得出最小制动力应为=50% 1460 10=7300n min1 f =60% 1040 10=6240n min2 f 取=7300n 为制动器给机车的制动力总和。 min f 3.4 前后制动器的制动力分配比例 前后轮制动器制动力的分配将影响汽车制动时的方向稳定性和附着条件 的利用程度，是设计汽车制动系必须妥善处理的问题。 汽车制动时前、后轮同时抱死对附着条件利用、制动时汽车的方向稳定 性较为有利。此时前后制动器、满足关系4： 1 f 2 f 1 2 12 1 2 z z ffg ff ff 式中 、前、后轮制动力,n； 1 f 2 f g汽车重力，n； 、前、后轮的法向反作用力，n； 1 z f 2 z f 路面附着系数,取=0.7。 而对于行车制动时地面作用于前、后轮的法向反作用力 令为制动强度。 1 2 zg zg du f lgbmh dt du f lgamh dt , du zg z dt 式中 l轴距，m； b质心距后轴的距离，m； a质心距前轴的距离，m； 12 汽车的最大加速度，m/s2。 du dt 表 3-3 桑塔纳轿车的整车基本参数 理想的前、后轮制动器制动力为=5913n 1min f =1387n 2min f 3.5 各轮缸输入力的确定 轮缸输入力与制动器的效能因数有关，制动器效能因数，就是指制动器在 单位输入压力或力的作用下所能输出的力或力矩。即在制动鼓或制动盘的作 用半径上所产生的摩擦力与输入力之比。5 即 ： bf= （3-1） f t pr 技术参数 序 号 项 目 普通型2000 型 1管路系统型式双管路对角分布 2前轮盘式制动器 制动盘厚度 制动盘直径 12 20 239 256 3 后轮鼓式制动 器 制动鼓尺寸(内径* 蹄宽)mm*mm 80x30200x40 4驻车制动坡度30 5制动力分配比(后韧动力总制动力)2219 6制动效率 v 85(空载) 65(满载) 91(空载) 68(满载) 13 式中 制动力摩擦力矩，n.m； f t r制动鼓或盘的作用半径，m； p 轮缸输入力，一般取加于两制动蹄的张开力（或加于两制动块 的压紧力）的平均值为输入力，pa。 3.5.1 前轮盘式制动器的输入力的确定 对于前轮盘式制动，设两侧制动块对制动盘的压紧力均为 p，则制动盘在 其两侧工作面的作用半径上所受的摩擦力为 2fp，次处 f 为盘与制动块的摩擦 系数，于是钳盘式制动器制动因数： （3-2） 2 2 fp bff p 对于桑塔纳轿车前轮为钳盘式 bf=2nf 式中 n旋转制动盘数目； f摩擦系数。 在理想条件下，计算结果取 f=0.3 接近实际。 这里 n=1,f=0.3 代入计算得：bf=2x1x0.3=0.6 有（3-1）式； f t fr bf prpr （3-3） f p br 1min 0.6 f 5913 9855n 0.6 即前轮轮缸输入力最小为 9855n 3.5.2 后轮鼓式制动器轮缸输入力的计算 对于后轮鼓式制动，采用双领蹄式制动，选用双液压缸双领蹄制动。设 作用与两蹄张开力p1、p2，制动鼓内圆柱面半径制动鼓工作半径为 r. 则： 1 1 1 t t t f bf pr 14 2 2t t t t f bf t r 当 p1=p2=p 时，则有 12tt t ft f bf pr 蹄与鼓间的作用力的分布其合力大小，方向及作用点需要精确地分析计 算如下图 图 3-1 鼓式制动器的简化受力图 设张开力 p 作用下制动蹄摩擦衬片与鼓之间的作用合力 n 如图 3-1 所示， 作用与衬片上 b 点这一法向力引起了作用于制动蹄衬片上的摩擦力为 nf，f 为 摩擦系数，a、b、c、r、为结构尺寸。对 a 去矩得： 0phnfcnb 由上式得：领蹄的受力 (3-4) 1 1 nfhf bf c pb f b 当逆转时，领蹄变为丛蹄，这时的受力情况 15 nf方向相反，得制动器因数 （3-5） 2 1 nfhf bf b pb f c 式中 f摩擦系数； p输入力，其余为结构尺寸； f在初步设计时取 0.3 使结果更接近实际1。 由表查的桑塔纳的制动系结构参数得；r=200mm h=2x0.8r=320mm b=0.8r=160mm c=0.9r=180mm 计算得： 2 0.44 1 nfhf bf b pb f c 0.3 0.46 n p 0.3 944n 0.44 n p 即前、后轮轮缸的输入力大小为 p1=9855n，p2=946n。 第 4 章 制动主缸直径d的确定 制动轮缸对制动蹄块施加的张开力与轮缸直径 d 和制动管路压力的关 0 f 系为； 16 （4-1） 0 4f d p 取管路压力为 10mpa。 4.1 对于前轮轮缸直径 1 d 根据公式： =mm35.4mm 1 d 0 4f p 4 9855 3.14 10 轮缸直径 d 应在标准规定的尺寸系列中选取（hg2865-1997） ，具体为 19mm、22mm、24mm、25mm、28mm、30mm、32mm、35mm、38mm、40m m、45mm、50mm、55mm。 选取直径 d=40mm 4.2 后轮轮缸直径的确定 根据公式： 0 2 44 946 11mm 3.14 10 f d p 轮缸直径 d 应在标准规定的尺寸系列中选取（hg2865-1997） ，具体为 19mm、22mm、24mm、25mm、28mm、30mm、32mm、35mm、38mm、40m m、45mm、50mm、55mm。 取后轮轮缸直径为=19mm 2 d 4.3 制动主缸直径d0的设计计算 第 个轮缸的工作容积为 i （4-1） 2 1 4 n iii vd 式中 第 个轮缸活塞的直径，m； i d i n轮缸中活塞的数目； 17 第 i 个轮缸活塞在完全控制时的行程，初步设计时，对于鼓式制 i 动器可取 2.02.5mm6。 对于盘式制动轮缸 =3768 1,2 v 2 2 1,2 1 4 i d 2 403 4 3 mm 3 mm 对于鼓式制动轮缸 = 2 2 3,43,4 1 4 i vd 2 2 192.5 4 33 mm1417mm 所有轮缸总工作容积为 =2=13204 1 m i vv 3 37684 1417mm 3 mm 制动主缸应有的工作容积为，式中，为制动软管的变形容积。 0 vvv v 在初步设计中，制动主缸的工作容积可取为：对于乘用车=1.1v 则； 0 v =1.1 13204=14524.4 0 v 3 mm 3 mm 主缸活塞直径和活塞工作行程为 0 d = （4-2） 0 v 2 00 4 d s 一般=（0.81.2），此处取=。 0 s 0 d 0 s 0 d 即 =mm=26.449mm 0 d 0 3 4v 3 4 14524.4 3.14 主缸直径应符合 qc/t311-1999 中规定的尺寸系列1、7，具体为 0 d 19mm、22mm、26mm、28mm、32mm、35mm、38mm、40mm、45mm。 此处选取=28mm 0 d 18 第 5 章 前轮轮缸主要结构参数的设计计算 5.1 工作压力 p 根据公式： （5-1） 2 4 9855 7.8mpa 3.14 40 fn p a 19 式中 f活塞杆推，n； a活塞横截面积 m2。 5.2 流量的确定 l/min （5-2） v q t 式中 v液压缸活塞一次行程中所消耗油液的体积，l； t液压缸活塞一次行程所需时间，s； v=vatl 3 10 式中 v活塞杆运动速度，m/s； a活塞杆截面面积 m2。 关于活塞杆的速度确定如下； 根据汽车安全技术条件中规定；汽车单车制动协调时间应不大于 0.6s。制动协调时间为踏板开始动作到到达标准规定的充分发出的平均减速度 的 75%时所用时间。 下图是驾驶员在接受了紧急制动信号后，制动踏板力、汽车制动减速度与 制动时间的关系曲线。2 图 5-1 汽车制动曲线 =+为制动器作用时间即 2 2 2 式中 踩下制动踏板到制动间隙消除的时间； 2 制动力增长过程所需时间。 2 设消除间隙所用时间 0.2s，则制动器作用时间0.4s,取为 0.4s，则 20 v= mm/s s t 式中 s为活塞杆行程，mm。 v= mm/s=7.5mm/s 3 0.4 q=va =7.5 60 =0.5652 l/min 2 40 4 5.3 缸筒的设计 对缸筒的材料选择有如下要求： 一般要求有足够的强度和冲击韧性，对焊接的缸筒要求有良好的焊接性能。 根据液压缸的参数、用途、和毛坯的来源等可选用以下各种材料【6】： 25grmo35crmo,38crmoal;zg200-400,zg230-450, 1gr18ni19,zl105 等； 25、35、45【8】。 缸筒毛坯，普遍采用退火的冷拔或热轧无缝钢管，国内市场上已有内孔经 研磨或内孔槽加工，只需按所要求的长度切割无缝钢管。 对于工作温度低于-50的液压缸缸筒，必须用 45，35 号钢且要调质处 0c 理。9 根据液压工程手册选取，缸筒的材料为铸铁。 5.3.1 缸筒内径 当液压缸的理论作用力 f（包括推力及拉力）和供油压力 p 为已知时， 1 f 2 f 则无活塞杆侧的内径为： d= （5-3） 3 1 4 10 f m p 取 d=40mm 21 5.3.2 缸筒壁厚 根据公式： （5-4） max 0 max 0.4 1 21.3 pd p 式中 缸筒的最高工作压力，mpa； max p d缸筒内径，mm； 材料的许用压力，mpa。 则，=3.33mm 0 10 40 2 60 mm 取=4mm 0 查参考文献7中取=50mm。 1 d 缸筒壁厚的验算 液压缸的工作压力应低于一定的极限值，保证工作安全： （5-5） 22 1 2 1 () 0.35 s n dd p d 式中，为缸筒材料的屈服强度，铸铁为 180mpa。 s 代入数据：=22.68 mpa 22 2 180 (5040 ) 0.35 50 n p 系统的压力最高为 12mpa，所以缸筒外径符合要求。 为了避免缸筒在工作时发生塑性变形，液压缸的额定压力应与塑性变形 n p 压力有一定的比例范围： （5-6）(0.350.42) npl pp: 22 式中 mpa 1 2.3log pls d p d mpa 50 2.3 180 log 40 pl p =40.1 mpa 0.35 40.12mpa n p =14.04mpa 系统压力经验证 符合要求此外，缸筒的径向变形应在允许的范围内，经 验证符合要求。 为了确保液压缸的安全使用，缸筒的爆破压力应大于耐压实验压力10。 e p 经验证，符合要求。 5.3.3 缸盖厚度的确定 汽车前轮缸盖设为有孔式，则有公式 当缸筒底部为拱形时，应按下式进行计算： max 2 0.433 p td m （5-7） 0 4 pd t 式中 为缸筒外径，mm。 0 d = mm 10 0.05 2 4 60 =4.1mm 取缸盖厚度为 5 mm。 5.3.4 工作行程的确定 液压缸工作行程长度，可根据执行机构实际最大行程来确定，对于前轮 盘式，制动盘与制动块之间的间隙为 0.010.15mm，加上制动片的极限偏差和 23 活塞与制动块之间距离的 2 倍，取活塞的工作大致为 3mm。 5.3.5 最小导向长度的确定 （5-8） 202 ld h 式中 l液压缸的最大工作行程，mm。 代入数据计算得：h21.5mm 5.3.6 活塞宽度的确定 b=（0.61.0）d 取为 b=30mm 可根据中隔圈再次确定 b，缸盖的滑动支承面的长度 ，由液压缸内径 d 1 l 确定 d80mm，取 =（0.61.0）d，取为， =30mm。 1 l 1 l 5.3.7 缸体长度的确定 液压缸缸体内部长度应等于活塞行程和活塞宽度只和。缸体外形还应考 虑到两端端盖的厚度，一般液压缸缸体长度不应大于内径的 2030 倍。 00 2llb =43mm 5.4 活塞的设计 由于活塞在液体压力的作用下沿缸筒往复滑动，因此它与缸的配合应适 当即不能过紧，也不能间隙过大，过大会引起液压缸内部泄漏，降低容积效 率，使液压缸达不到设计的性能要求。 5.4.1 结构形式 采用整体式。 5.4.2 活塞与活塞杆的连接 整体活塞在活塞圆周上开沟槽，安置密封圈，结构简单。 24 5.4.3 活塞材料 选用高强度铸铁 ht200-300 活塞外径的配合一般采用 f9,外径对内孔的同轴度公差不大于 0.02mm，端 面和轴线的垂直度公差不大于 0.04/100mm，外表面的圆度和圆柱度一般不大 于外径公差之半11。 5.5 密封圈 根据系统的工作特点，选用高低唇型密封圈。 5.6 活塞杆 活塞杆的杆头应连接摩擦块推动制动盘制动所以杆头连接形式应为螺孔 头式。 5.6.1 活塞杆要在导向套中滑动 一般采用 h8/h7 或 h8/f7 配合，其圆度和圆柱度公差不大于直径公差之半。 安装活塞的轴颈和外圆的同轴度公差不大于 0.01mm，是为了保证活塞杆外圆 和活塞外圆的同轴度，以避免活塞与缸筒、活塞杆与导向套的卡滞现象。安 装活塞的轴肩端面与活塞杆轴线的垂直度公差不大于 0.04mm/100mm。 5.6.2 活塞杆的计算 因前盘轮缸无速比要求，按液压设计手册要求，根据： d=（1/31/5）d 式中 d为缸筒直径，mm。 圆整查表得活塞杆直径：d=14mm，活塞杆螺纹尺寸（gb/t2350-1980）得 螺纹直径与螺距 m10 1.25，l 为短型，l=14mm 内螺纹。 活塞杆的强度校核 6 2 10 4 p f d =7.8 符合要求mpa p 25 5.7 活塞杆的导向套、密封、防尘 金属导向套一般采用摩擦系数小，耐磨性好的青铜材料制作。而端盖式 直接导向型导向套材料用灰铸铁。 5.7.1 导向套长度的确定 导向套的主要尺寸是支承长度，通常按活塞杆直径、导向套的形式、导 向套材料的承压能力。通常有两段导向段，每段宽度一般为 d/3，长度 b=2/3d，其中 d 为活塞杆直径。 即：b=2/3 14=9.5mm 5.7.2 加工要求 导向套外圆与端盖内孔德配合多为 h8/f7,内孔与活塞杆外圆的配合选为 h9/f9,外圆与内孔的同轴度公差不大于直径公差的一半，内孔中的环形油槽和 直油槽要浅而宽，以保证有良好的润滑。 5.8 油口 由于汽车