毕业设计（论文）-家用轿车(长安悦翔)制动总泵的改进设计.doc

目录1 绪论11.1 背景及意义1 1.2 液压串联双腔制动总泵的结构1 1.3 液压串联双腔制动总泵的工作原理22 制动系统理论分析及设计计算72.1车辆的减速度和制动距离72.2 车辆在制动工况的受力分析92.3 前后制动力理想分配曲线（I曲线）112.4 实际前后制动力分配(曲线)132.5 制动强度，利用附着系数与同步附着系数142.5.1制动强度（或相对减速度)142.5.2利用附着系数142.5.3同步附着系数163 制动总泵的计算与设计18 3.1 制动总泵缸筒内径的确定18 3.2 制动总泵缸筒壁厚的确定18 3.3 制动总泵活塞杆直径的确定20 3.4 制动总泵缸盖的壁厚的确定23 3.5 制动总泵缸筒内弹簧的设计24 3.6 活塞的主要尺寸的确定28 3.7 制动总泵缸筒长度的确定29 3.8 制动总泵油口尺寸的确定30 3.9 制动总泵的密封的设计303.10 制动总泵的排气装置的设计33 3.10.1 预防气阻的措施33 3.11 制动总泵工作介质的选择344.长安悦翔制动总泵的改进设计375 结束语39致谢40参考文献41 家用轿车(长安悦翔)制动总泵的改进设计 摘要汽车液压制动系统的心脏制动总泵从出现至今，随着外界对它要求的不断提高和它自身结构的不断完善，稳定性和耐久性日益得到提高，但提高制动总泵寿命仍是目前所有制动总泵设计者追求的目标。本设计主要利用计算机辅助设计CAD软件对长安悦翔制动总泵进行改进设计，从而使制动总泵的寿命延长，同时提高整车的使用性能。本次设计的制动总泵采用串联双腔式的。液压制动装置是利用特制的油液，将驾驶员施加到制动踏板上的制动传到车轮制动器上，产生制动作用。液压制动结构简单，制动滞后时间短，制动稳定性好，能适应多种制动器，故多在中、小型汽车上广泛使用。关键词：计算机辅助设计；制动总泵；改进设计；串联双腔式； Improved Design family sedan (length Yuexiang) brake master cylinder ABSTRACTHeart automotive hydraulic brake system . appears to date from the brake master cylinder, with the continuous improvement of its external requirements and continuously improve its own structure, stability, and durability is improved day by day, but to improve the life of the brake master cylinder all is still the master cylinder designer goal. The main advantage of this design, computer.aided design software CAD for long Yuexiang master cylinder to improve the design, so that the life expectancy of the brake master cylinder, while improving the performance of the vehicle. The design of the brake master cylinder in.line dual.chamber type. Hydraulic brake device is the use of special oil, the driver applied the brake on the brake pedal to the wheels brake, braking action. Simple hydraulic brake structure, brake lag time is short, good braking stability, to adapt to a variety of brakes, so many in widespread use on small cars.Keywords: computer aided design; the master cylinder; improved design; tandem dual.chamber; 家用轿车(长安悦翔)制动总泵的改进设计1 绪论1.1 背景及意义汽车是当今世界最主要的交通工具之一，安全、节能和环保则是汽车工业关注的焦点。汽车的制动性能是表征汽车行驶安全性的一个重要指标，据有关资料统计，重大的交通事故的发生往往与汽车的制动距离过长以及紧急制动时的侧滑、失稳密切相关。近年来，随着汽车行驶速度的不断提高和保有量的显著增长，交通事故给人类带来的危害日益严重，因此，如何保证和改善汽车的制动性能已成为各大汽车厂商与科研机构关注的焦点。在汽车底盘系统中，与车辆主动安全关系最为密切的应属制动系统。制动系统的设计、制造水平极大程度地决定着车辆的制动性能和制动过程中的动态品质。如果在设计前期就能够对制动系统的整个性能及其中关键零部件的关键参数具有比较准确的预测和计算，那么将会在后期的开发中减少由于反复验证而导致的时间、人员以及成本等方面的浪费。汽车液压串联双腔制动总泵设计的意义在于随着着社会的发展，用汽车的人越来越多，交通也越来越堵塞，这样使用刹车制动系统的次数增多。因此本设计对串联双腔制动总泵改进设计，使汽车的刹车系统更好，从而提高汽车的安全系数，提高驾驶员的性命安全系数。1.2 液压串联双腔制动总泵的结构 双腔液压制动总泵，如图1.1所示，它包括4缸体，缸体里设有前后两个总泵，每个总泵中设有油腔和活塞，以及与储油箱连通的补偿孔和与活塞配套使用的密封圈。其中后总泵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、后总泵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。图1.1 双腔液压制动总泵需要提出的是，补偿孔和活塞皮碗的相对位置直关重要，相距过远油压建立过晚；相距过近易遮堵补偿孔。如液压系统漏油，以及温度变化，引起轮缸、管路、总泵中油压欠缺或膨胀时，都可以通过补偿孔来调节。1.3 液压串联双腔制动总泵的工作原理 液压制动总泵的结构和工作原理是整个液压制动的基础，针对液压制动系统出现的故障诊断建立在对总泵结构和工作原理的深刻理解。制动总泵的结构：主要由壳体、活塞、回位弹簧、密封皮碗、储液壶组成制动总泵的主要部件是壳体、活塞、回位弹簧、密封皮碗和储液壶等组成，与我们常见的针管相似。制动时，踏板推动活塞移动，通过由活塞、密封皮碗和壳体组成的工作腔内压力升高，制动液排向车轮的分泵。图1.2 总泵结构示意图图1.2为本次设计总泵的基本结构：活塞、皮碗、回位弹簧、出油阀、回油阀及储液壶组成，其中在壳体与储液壶接触的部分开有两个小孔：孔A和孔B，及在活塞上开有设的补偿孔。自由状态下、即不踩刹车时，活塞在回位弹簧力下回位，活塞的前皮碗处于孔A和孔B之间。活塞前的工作腔通过孔A与储液壶相通，工作腔油压与储液壶制动液保持平衡。当踩下制动时，踏板推动制动总泵活塞及密封皮碗前移，当活塞和密封皮碗越过孔A时，工作腔封闭，油压升高，制动液被排向车轮分泵，推动制动片动作。1）制动总泵的补偿作用解析如图1.3所示：为什么连踩几次制动后可以拧开分泵上的放气螺栓排除制动系统的空气；为什么当制动片与制动鼓之间的间隙过大后，第一脚刹车软又低、而第二脚会变硬和高呢？有经验的维修工通过踩制动后可以基本决断制动系统的故障，所有的这一切基于制动总泵的补偿作用。图1.3 液压制动总泵补偿作用原理图当松开制动踏板时，总泵活塞在回位弹簧力下回位，工作腔油压下降，分泵及管路回油。但是如果你快速的松开制动踏板，活塞后部的制动液会通过活塞上的补偿孔推翻皮碗，进入活塞前的工作腔。而之后再次踩下制动时，工作腔的制动液再次被排向油路和分泵。如此快速、反复的松、踩制动，因为活塞后部制动液补偿进入工作腔，使得工作腔每次出油多、而回油少，这一作用称为制动总泵的补偿作用。2）制动总泵的双管路设计为了提高汽车行驶的安全性，现代汽车的行车制动系都采用了双回路制动系。双回路是指利用彼此独立的双腔制动总泵，通过两套独立管路，分别控制两桥或三桥的车轮制动器，其特点是若其中一套管路发生故障而失效时，另一套管路仍能继续起制动作用，从而提高了汽车制动的可靠性和行驶安全性，其结构如图1.4所示。 图1.4 制动总泵的双管路设计 前后轴对角线方向上的两个车轮共用一套管路，在任一管路失效时，剩余总制动力都能保持在正常值的50%，且前后轴制动力分配比值保持不变，有利于提高制动稳定性如图1.5所示。这种布置形式多用于发动机前置，前轮驱动的轿车上。 图1.5 双腔制动管路布置双腔制动总泵三个状态阶段如图1.6所示。图1.6 双腔制动总泵三个状态第一阶段：来自第一活塞的推力推动第一、二活塞组件向前运动，主皮碗唇边将两个补偿孔封闭。第二阶段：继续推动活塞，因第二回位弹簧抗力小于第一回位弹簧，故先被压缩，第二压力腔先建压。此时第一压力腔内的制动液未被压缩，故第一腔没有液压。第三阶段：继续推动活塞，来自第二压力腔的液压作用到第二活塞上产生的反作用力加上逐渐增大的第二回位弹簧抗力之和大于第一回位弹簧的抗力，使第一回位弹簧被压缩，第一腔也开始建压。若于前腔连接的制动管路损坏漏油时，则在踩下制动踏板时只有后腔中能建立液压，前腔中无压力。此时在液压差作用下，前腔活塞迅速前移到前缸活塞前端顶到总泵缸体上。此后，后腔工作腔中液压方能升高到制动所需的值。若与后腔连接的制动管路损坏漏油时，则在踩下制动踏板时，起先只是后腔（第一）活塞前移，而不能推动前腔（第二）活塞，因后缸工作腔中不能建立液压。但在后缸活塞直接顶触前缸活塞时，前缸活塞前移，使前缸工作腔建立必要的液压而制动。双回路液压制动系统中任一回路失效时，总泵仍能工作，只是所需踏板行程加大，将导致汽车的制动距离增长，制动效能降低。2 制动系统理论分析及设计计算 2.1车辆的减速度和制动距离 汽车的减速运动可以通过距离、时间、速度和减速度这四个物理量来描述。 如果在制动过程中，当车辆的持续减速度没有迅速达到最大，而且减速度上升不能被忽略的时候，我们需要进行详细的制动距离分析。 进行分析所需考虑的基本制动参数如图2.1所示。作为时间函数的理想的加速度曲线如图2.1a所示。在时间零点驾驶员意识到危险或收到停车信号。在反应时间（0.4s.1.5s）消逝后，驾驶员开始施加踏板力。当制动系统作用时间（包含驾驶员脚移位时间和制动系统反应时间，0.2s.0.45s）过去后，制动蹄片接触制动鼓同时车辆开始减速。当制动力矩逐渐开始增长时减速度在点开始线性上升，并在点结束，或者因为踏板力是不变的或者因为所有的制动器抱死，轮胎路面制动力不能进一步增长。此时间段被称为减速度上升时间或制动制动器起作用时间（0.2s）。而被称为减速度保持时间或制动器持续作用时间，一般为0.2s.4s。 图2.1 在制动过程中，汽车减速度、速度和距离的时间历程作为时间函数的速度变化如图2.1c所示。在任何减速度之前，行驶速度保持不变。而在时间内的减速度a1，可能由发动机拖滞，减速器，空气阻力，或者在斜坡上制动时的重力引起。在图2.1c所示的速度图例中，在点和点之间的速度是一段曲线。当减速度达到它的最大值时保持不变。在点和点之间的速度是一段直线。车辆在点处停止。经上述分析可知，总的停车距离是不同时间段的各个距离的总和，而制动距离是停车距离的一部分。即:停车距离：制动距离：根据图2.7，停车距离公式如式2.1所示，（2.1）由于和所对应的第三项与其他值比较而言很小，可忽略不计，所以简化后的停车距离为 （2.2）在不计时的停车时间为 （2.3）简化计算带来的误差在0.46%.0.66%范围内，在工程上是允许的。汽车的减速度，是指在一定时间段内的速度变化量，即， （2.4）经过简化以及相应的单位换算后，满载时制动距离可以用下面的公式进行校核与验算： （2.5）式中：取0.4s；V制动初速度，km/h；最大减速度，；最大减速度可由式2.6求得：（2.6）式中，为路面附着系数。2.2 车辆在制动工况的受力分析当车辆行驶在干水泥路面上进行制动操作时，任意一个车轮的受力分析如图2.2所示。 图2.2 任意车轮在制动时的受力分析图在典型的液压制动系统中，当制动踏板被驾驶者朝下踩压而降低时，所形成的踏板力传递给制动总泵活塞，活塞向前运动，压迫制动液体，使得产生的液压力经由制动管路传递到各个车轮制动器的制动分泵中，在此液压力的作用下，制动分泵的活塞推动车轮制动器中的制动摩擦衬片（或制动蹄片）靠向与车轮共同旋转着的制动盘（或制动鼓），通过二者间的摩擦产生的力矩使得车轮的旋转减缓甚至停止。通常我们把这种使得车轮的旋转减缓甚至停滞的力矩称为制动器制动力矩。在车辆的重力作用下，车轮紧紧压在地面上，在对车轮实施制动时，路面承受一个来自车轮的向前作用力，称为制动器的制动力。其大小为： （2.7）式中：制动器制动力矩，（N.m)车轮的动态滚动半径，（m)从上面的公式可以看出，制动器中的摩擦副在制动时所产生的摩擦力决定了制动器制动力的大小。由于作用力与反作用力的关系，车轮同时也承受来自路面的一个向后的作用力，称为地面制动力。当忽略各种阻力和惯性时，地面制动力与制动器力矩的关系如下，即 （2.8）轮胎与地面的摩擦力和制动器内摩擦副的摩擦力限定了地面的大小。当踏板力增加时，制动器制动力也随之增长，但车轮与地面间附着力的大小限制着地面制动力。它们之间的关系如图2.3所示。 图2.3 制动器制动力、地面制动力及踏板力的关系当在0之间时，有。当大于时，随的增加面增加，但由于有的限制而不能再增长。此时，有 （2.9）其中 轮胎承受的垂直方上总的地面反作用力 道路附着系数这时候车轮将出现抱死现象，它不再进行滚动而是拖滞滑动。2.3 前后制动力理想分配曲线（I曲线）如果忽略空气阻力及轮胎滚动阻力等，汽车在制动工况的受力情况如图2.4所示。根据图2.4，分别对汽车前、后轮接地点进行力矩平衡分析，可以得到： （2.10） （2.11） 图2.4 汽车制动工况受力简图式中：FZ1地面对前轮的法向反作用力，单位：N； G汽车自身重力，N； b后轴中心线到汽车质心的水平距离，单位：m； m汽车的质量，m=G/g，单位：kg； hg汽车质心高度，单位：m； L轴距，单位：m； 汽车减速度，单位：m/s2 ； FZ2 地面对后轮的法向反作用力，单位：N； a前轴中心线到汽车质心的距离，单位：m。在制动过程，对附着条件的利用和汽车的方向稳定性都比较有利是前、后车轮同时抱死；在附着系数为的路面上，前后车轮同步抱死的条件是：前后轮制动器制动力之和等于汽车的地面附着力；并且前后轮制动器制动力分别等于各自的附着力，如式（2.12）所示（2.12）由式2.10、2.11和（2.12）可得出前、后轮制动器制动力表达式： (2.13)由此可通过式（2.13），分别代入可以求出空、满载情况下理想前、后制动器制动力分配曲线如图2.5所示2.4 实际前后制动力分配(曲线)根据车型前、后制动器参数可得到汽车实际的前、后制动器制动力分配系数值。实际前、后制动器制动力可由式(2.14)计算 （2.14）式中：、前、后制动器效能因数；前、后轮缸直径，m；前、后制动器单侧油缸数目前、后制动器有效半径，m；前、后轮缸液压，Pa；车轮滚动半径，m。汽车实际的前、后制动器制动力分配系数为： （2.15）根据式（2.15）可以得出实际的前后制动力分配曲线即线，如图2.5中所示2.5 制动强度，利用附着系数与同步附着系数2.5.1制动强度（或相对减速度)式（2.16）可以表示汽车制动过程中达到的制动减速度， （2.16）其中，为制动强度或相对减速度。可以评价制动减速度的大小，是无量纲的数值。有的文献中还称为制动率的。 图2.5 理想及实际制动力分配关系曲线上面已经提到，地面制动力由于受到附着力的限制，其最大值为故最大制动强度为。2.5.2利用附着系数利用附着系数是指当地面制动力达到最大时，路面所提供的附着系数。它所描述的就是汽车制动时车轮对路面提供的附着系数的利用程度。从汽车制动过程的分析可知，下面三种情形将会存在：一种情况是汽车的前轴车轮先出现抱死现象，然后后轴车轮抱死，此时；第二种情况是与第一种情况相反，但二者关系仍然是；第三种情况是前后轴的车轮同时出现抱死，此时。从以上的三种情况可知，制动强度总是小于或者等于利用附着系数。显而易见，如果想让汽车的制动力分配的更加合理，那么，就要充分地发挥利用地面的附着条件，使得制动强度和利用附着系之间的差别极小，甚至没有差别。所以汽车前后制动力是否被合理地分配通常采用利用附着系数与制动强度的关系曲线来描述（参考图2.6）。如图2.6中对角线（）所显示的关系为制动强度与利用附着系数的最理想状况。关于M1类车辆的制动力的分配线，ECE R13法规中规定：“对于M1类车辆，制动强度Z在0.1.0.61范围内，前轴利用附着系数应在后轴利用附着系数曲线的上方()且前、后轴利用附着系数曲线不能超过；制动强度在q=0.3.0.45区间内时，后轴利用附着系数曲线不超过=q+0.05的条件下，允许后轴利用附着系数曲线在前轴的利用附着系数曲线的上方（允许后轮先抱死），在其它范围内都不允许后轮先抱死。前轴利用附着系数和后轴利用附着系数的定义以及与制动强度的关系为， （2.17）在公式（2.17）中在空载及满载的情况下分别代入至的制动强度值，得出不同的前后轴利用附着系数值，即可绘制出图2.6所示的曲线。 图2.6利用附着系数与制动强度的关系2.5.3同步附着系数当汽车在某种附着系数的路面上制动时，如果车辆的前后轴车轮同时抱死，那么此时路面提供的附着系数被称为同步附着系数，符号为。如果汽车前后制动器制动力比值不变，则只有一个或最多两个值（空载和满载）。但是，前后制动器制动力比值变化的汽车，至少有两个以上的值。当汽车前后制动力比值固定时，的表达式如式2.18，它仅与汽车的结构参数有关。 （2.18）式中，L轴距汽车制动力分配系数,汽车的前制动器制动力汽车的前、后制动器制动力之和，汽车的后制动器制动力b质心到后轴的距离H质心高度 如果汽车的前、后制动器制动力的比值不是固定的，除了车辆本身参数外，还受比例阀的参数影响。从上面的分析可以得出，制动强度总是小于等于利用附着系数。若制动强度等于利用附着系数，那就是同步附着系数。3 制动总泵的计算与设计3.1 制动总泵缸筒内径的确定根据所给的技术参数8:总泵内孔直径30mm,制动总泵的内径的确定需要查表3.1所示。表3.1 液压内径尺寸系列81012162025324050638090100110125140160180200220数据来源：2010年机械设计手册M.液压传动 因此确定制动总泵内径的尺寸为32 mm。3.2 制动总泵缸筒壁厚的确定（1） 系统工作压力的确定需根据所给的技术参数：系统工作液压3.50.3Mpa，查表3.2所示。表3.2 液压泵的公称压力系列0.631.01.62.54.06.310.016.025.031.540.0数据来源：2010年机械设计手册M.液压传动因此确定制动总泵的公称压力为4.0MPa。（2）缸筒壁厚的计算。查表8，当时，缸筒壁厚按低等壁厚缸筒计算: 式中为实验压力，为缸筒材料的许用应力，缸筒的材料选用的是45钢，它的许用应力一般选35.5。缸筒内径为32mm，缸筒壁厚决定缸筒外径的尺寸，而缸筒外径的确定需要查表3.3所示。表3.3 缸筒外径的选择产品系列额定压力缸筒内经材料40506380100125140A型1650607695121146168202050607695121146168452550608310212115216845325463.58310212715216845B型165063.57695121168194C型20152168D型255056708911213915640505974.595118148166E型2550607810012515017035506283100125160178F型25577083102127150180数据来源：2010年机械设计手册M.液压传动根据实际情况（液压系统的公称压力4.0，远远小于型的最低压力16；）因此选C型系列，缸筒外径为45mm。（3） 缸筒壁厚的验算9。额定压力应低于一定极限值，以保证工作安全。 式中缸筒材料的屈服强度，缸筒内径，缸筒的外径。查表8缸筒45钢的屈服点的应力320。 双腔液压串联总泵的系统压力4.055.364，因此缸筒壁厚7.5mm.缸筒外径为45mm。缸筒主要尺寸图3.1如下图所示。图3.1 缸筒主要尺寸3.3 制动总泵活塞杆直径的确定（1） 活塞杆的结构选择为了连接的方便和活塞杆的导向的准确性，活塞杆外端选择大螺栓头；活塞杆内端选择时结合活塞杆的结构，活塞杆的内端选择大球头连接。活塞杆结构的选择查表3.4所示。表3.4 活塞杆的结构 杆体实心杆一般情况多用空心杆多在以下情况采用1. 缸筒运动的液压缸，用来导通油路2. 大型液压缸的活塞杆，为了减轻重量3.为了增加活塞杆的抗弯能力4.d/D比值较大或杆心需装有如位置传感器机构的情况杆内端活塞杆的外端头部与载荷的拖动机构相连接，为了避免活塞杆在工作中产生偏心承载力，适应液压缸的安装要求，提高其作用效果，应根据载荷的具体情况选择适当的杆头连接型式。杆外端小螺栓头 大螺栓头 螺纹孔小球头 大球头 轴销 光杆耳环资料来源：2010年机械设计手册M.液压传动（2） 活塞杆的材料和技术要求 活塞杆要在导向套中滑动，一般采用H8/h7配合10。太紧了，摩擦力，太松了，容易引起卡滞现象和单边磨损。其圆度和圆柱度公差不大于公差的一半。安装活塞的轴颈与外圆的同轴度公差不大于0.01mm14，可保证活塞杆11外圆与活塞外圆的同轴度，避免活塞与缸筒、活塞杆与导向套的卡滞现象。活塞杆的材料和技术要求查表3.5所示。表3.5 活塞杆的材料和技术要求材料选择一般用中碳钢调质处理；对只承受推力的单作用活塞杆和柱塞，不必进行调质处理。对活塞杆通常要求淬火，淬火深度一般为0.5.1.0mm，或活塞杆直径每毫米深0.03mm。常用材料力学性能材料热处理表面处理3552031015调质镀铬20.30um4560034013调质35CrMo100085012调质1Cr18Ni952020545淬火资料来源：2010年机械设计手册M.液压传动活塞杆直径8： 式中往复速度比的选取应根据表3.6所示。表3.6 往复速度比工作压力/ 速度比 资料来源：2006年液压气动技术速查手册M活塞杆外径的确定需根据表3.7液压缸活塞杆外径尺寸系列。表3.7 液压缸活塞杆外径尺寸系列418451102805205012532062256140360825631601028701801232802001436902201640100250资料来源：2006年液压气动技术速查手册M因此活塞杆直径为8mm。活塞杆螺纹尺寸系列的确定需要查表3.8所示。表3.8 活塞杆螺纹尺寸系列螺纹直径与螺距螺纹长度L短型长型M10x1.251422M12x1.251624M14x1.51828M16x1.52232M18x1.52536M20x1.52840M22x1.53044资料来源：2006年液压气动技术速查手册M因此根据活塞杆的设计的实际情况，杆体选实体，杆外端选择大螺栓头,螺纹选M10x1.25 ，螺纹长度短型14mm。整个活塞杆的主要尺寸如图3.2所示：图3.2 活塞杆3.4 制动总泵缸盖的壁厚的确定缸筒和缸盖的连接通常根据缸筒与缸盖的连接型式选用，而连接型式又取决于额定压力、用途和使用环境等因素12。缸筒和缸盖的连接型式需查表3.9。表3.9 缸筒和缸盖的连接型式连接型式优缺点法兰连接优点：结构简单、易加工，易装卸缺点：重量比螺纹连接的大，但比拉杆连接的小。外、内螺纹连接优点：重量较轻，外径较小；缺点：端部结构复杂；装卸时要用专门的工具；拧端部时，有可能把密封圈拧扭。焊接优点：结构简单，尺寸小；缺点：缸体有可能变形。拉杆连接优点：缸体最易加工；最易装卸；结构通用性大；缺点：重量较重，外形尺寸较大。内半环连接优点:结构紧凑，重量轻。缺点：安装时，端部进入缸体较深，密封圈可能被进油孔边缘檫伤。 资料来源：2006年液压气动技术速查手册M 根据液压双腔液压串联制动总泵的设计结构，没有底盖和安装的位置，选法兰连接较好。缸筒头部法兰厚度一般可以按强度要求进行近似计算，计算公式如下8： 式中r为法兰的半径，F法兰在缸筒内最大的内压力，为缸盖的许用应力,b是法兰孔离壁的距离。结合缸筒的厚度和缸盖的计算厚度，因此缸盖的厚度选12mm。缸筒和缸盖的螺纹连接尺寸的大小查表9，因此选用缸筒和缸盖的螺纹连接的CD250系列的尺寸。根据CD250系列查表得出相关尺寸。缸盖的主要尺寸如图3.3所示。图3.3 缸盖3.5 制动总泵缸筒内弹簧的设计（1） 弹簧材料的选用：选择弹簧材料的主要依据弹簧的工作条件，弹簧承受的载荷类型，是否受冲击以及材料的许用应力等因素确定，同时也应考虑弹簧的制造工艺性13。弹簧材料的选用需要查表3.10所示。表3.10 弹簧常用材料表 材料名称代号直径规格切变模数弹性模数推荐温度范围性能碳素弹簧钢丝GB/T435770、72A、72A、72B、82A、82BC级0.08.13.079206强度高，性能好，C级用于中等应力弹簧弹簧用不锈钢YB（T）11A组1Cr18Ni9、0Cr18Ni10B组1Cr18Ni9、0Cr18Ni10C组0Cr17Ni8ALA组B组C组0.8.12.071193.耐腐蚀、耐高温、低温、用于腐蚀或高、低温工作条件下的小弹簧。阀门用Cr、VA弹簧钢丝，YB/T513650crVA0.812.079206高温时性能稳定，用于较高工作下的高应力弹簧资料来源：2009年机械设计手册M. 弹簧 根据技术要求，因此可得出弹簧选用的材料是72A。(2) 弹簧的类型的确定弹簧类型的确定需要查表3.11所示。表3.11 弹簧类型类型性能和应用圆柱螺旋弹簧圆形截面柱螺旋压缩弹簧性能与应用，特性线呈线性，刚变稳定，结构简单，制造方便，应用较广，在机械设备中多用作缓冲，减振以及储备和控制运动等。圆柱螺旋弹簧矩形截面柱螺旋压缩弹簧在同样的空间条件下，矩形的比圆柱形螺旋压缩弹簧刚性大，吸收能量多，特性线更接近于直线，刚度更接近于常数。扁形截面柱螺旋压缩弹簧与圆形圆柱螺旋压缩弹簧比较，储存能量大，压并高度低，压缩量大。因此被广泛应用于发动机、离合器、等安装空间比较小的装置上。不等节距圆柱螺旋压缩弹簧当载荷达到一定程度后，随着弹簧载荷的增加，弹簧从小节矩开始依次逐渐并紧，刚度逐渐增加。资料来源：2009年机械设计手册M. 弹簧因此由以上性能和应用可选用圆形截面圆柱螺旋压缩弹簧，特性线呈线性，刚变稳定，结构简单，制造方便，应用较广。可知:弹簧选择的是圆柱形压缩弹簧15。(3) 确定需要通过计算材料直径15： （3.5）式中为材料许用应力，一般选，假定选6，为系统压力，。 材料直径的选取查表9，材料直径选1.6mm和弹簧中径选取22mm。（4） 弹簧有效圈数的确定计算公式计算有效圈数如下15： 式中：为材料直径长度； 是弹簧刚度6.0815为系统压力；为弹簧中径；G为常温下切变量，查表9得圆柱形压缩弹簧72A的G=79圆柱形压缩弹簧的总圈数n查表3.12所示。 表3.12 按结构型式选取端部并紧磨平支承圈为1圈一般用于总圈数自由高度h压并高度h1（n+1.5）d端部不并紧不磨平端部并紧不磨平支承圈为1圈资料来源：2009年机械设计手册M. 弹簧因此总圈数（有效圈数）为10.128圈。要得到标准的圈数必须查表3.13所示表3.13 有效圈数n22.252.7533.253.544.254.54.7555.566.577.588.599.51010.51111.51212.51313.51414.51515.5资料来源：2009年机械设计手册M. 弹簧因此有效圈数为10.5圈。自由高度的计算H查表15，得公式；要想计算出自由高度需要计算节距t，查表得螺旋角：。对于压缩弹簧一般选，螺旋角选，计算出，得出自由高度，收缩高度为。为了得到标准的自由高度查表3.14所示。表3.14 标准的自由高度30323538404245485052555860707580859095100资料来源：2009年机械设计手册M. 弹簧因此弹簧的自由高度为85mm，其弹簧选择为冷卷圆柱形螺旋压缩弹簧，材料为72A，自由长度。由于是两个分开的弹簧，所以每个弹簧的自由高度为42mm根据上表可知弹簧中径为22mm。3.6 活塞的主要尺寸的确定由于活塞在液体压力的作用下沿缸筒往复滑动，因此，它与缸筒的配合应适当，既不能过紧，也不能间隙过大。配合过紧，不仅使最低启动压力增大，而且容易损坏缸筒和活塞的滑动配合表面，间隙过大，会引起液压缸内部泄露，降低容积效率，使液压缸达不到要求的设计性能。液压力的大小与活塞的有效工作面积有关，活塞直径应与缸筒内径一致。设计活塞时，主要任务就是确定活塞的结构形式，根据密封装置形式。通常分为整体活塞和组合活塞两类。整体活塞在活塞圆周上开沟槽，安置密封圈，结构简单，但给活塞的加工带来困难，密封圈安装时也容易拉伤和扭曲。组合活塞结构多样，主要由密封形式决定。组合活塞大多数可以多次装卸，密封使用寿命长。（1） 活塞尺寸及加工公差活塞宽度一般为活塞外径的倍，也要根据密封件的型式、数量和安装导向环的沟槽尺寸确定；有时可以结合中隔圈的布置确定活塞宽度。活塞外径的配合一般采用f9，外径对内径的同轴度公差不大于0.02mm，端面与轴线的垂直度公差不大于，外表面的圆度和圆柱度公差一般不大于外径公差的，表面粗糙度视结构型式不同而异。（2） 活塞材料的选用 无导向环活塞;高强度铸铁或球墨铸铁；有导向环活塞：优质碳素钢20、35及45。有的在外径套尼龙或聚四氟乙烯+玻璃纤维材料制成的支承环，装配式活塞外可用锡青铜，还有用铝合金作为活塞材料的。根据结构的设计是无导向环的，因此选用。前活塞的设计尺寸为：宽度10mm，长度为31.5mm；由于活塞左右都是中径22mm的弹簧，所以选择的前活塞结构如图3.4所示。图3.4 前活塞后活塞的设计应考虑到它所在的位置，要考虑弹簧、活塞、活塞杆之间的连接问题如图3.5所示。图3.5 后活塞3.7 制动总泵缸筒长度的确定制动总泵刚通长度的计算公式如下9： （3.7） 式中为活塞的最大工作行程，为活塞宽度，为活塞杆密封长度，由密封方式定；为其它长度，一般缸筒的长度最好不超过内径的20倍。由于液压缸活塞行程应等于弹簧的自由长度，因此液压缸长度确定为103mm。3.8 制动总泵油口尺寸的确定液压缸的油口包括油口孔和连接螺纹。油口可布置在缸筒或缸盖上，油口孔直径，应根据活塞最大运动速度和油口最高液流速度确定。式中:.液压缸内径；.液压缸最大输出速度m/min，根据实际情况取0.5m/min； .油口液流速度m/min,一般不大于5m/min,根据实际情况取0.3m/min。因此，油口直径为5mm。液压制动缸油口的连接螺纹尺寸应符合表3.15规定。表3.15 液压缸油口连接螺纹M5x0.8M8x1M10x1M12x1.5M14x1.5M16x1.5M18x1.5M20x1.5M22x1.5M27x1.5M33x2M42x2M50x2M60x2资料来源：2010年机械设计手册M. 液压传动 因此由表可选油口的连接螺纹为M5x0.8。3.9 制动总泵的密封的设计串联液压双腔制动总泵的密封设计液压总泵要求低摩擦、无外漏、无爬行、无滞涉、高响应、长寿命，要满足静态精度、动态品质的要求，所以它的密封与支承导向的设计极为重要，不能简单的选用普通液压缸的密封和支承导向。因此设计密封时应考虑的因素： （1） 用于微速运动的场合时，不得有爬行、粘着、滞涉现象。（2） 工作在高频振动的场合时，密封摩擦力应该很小且为恒值，要低摩擦，长寿命。（3） 工作在高温的场合时，其密封件的材料要有长期的耐高温的特点。（4）工作介质为磷酸酯或抗燃油的，不能用矿物油的密封材料、要考虑他们的相容性。（5） 制动总泵的密封设计不能单独进行，要和支承导向设计统一进行统筹安排。 查表16，选整体活塞中的形密封圈密封。活塞与活塞杆的连接型式，活塞与活塞杆的连接有多种型式，所有的型式均需要有锁紧措施，一方工作时由于往复运动而松动。同时在活塞与活塞杆之间需设置静密封16。 表3.16 活塞和活塞杆的密封名称密封部位密封功能直径范围/mm压力/温度/速度特点非金属型密封圈加挡圈活塞、活塞杆单作用形圈加挡圈，一方形圈被挤入间隙中，密封性能好，寿命长，结构紧凑，拆装方便。根据选择不同的密封材料，可在得温度范围使用，密封压力可达100。主要用于汽缸、油缸的缸体密封。双作用密封圈加弧形挡圈活塞杆单作用6185有单唇和双唇两种截面形式，材料为聚氨酸。双唇间形成的油膜，降低摩擦力及提高耐磨性型特康斯特封活塞、活塞杆单作用82500以形密封圈为弹性元件，另加特康斯特封组成单作用密封圈摩擦力小，无爬行，启动力小以及耐磨性好。型特康格来圈活塞、活塞杆双作用82500格来圈截面形状改善了泄漏控制且具有更好的抗挤出性，摩擦力小，无爬行，启动力小以及耐磨性好。数据来源：2003年机械设计手册M.润滑与密封根据所给的温度.4070的温度范围，还有密封性能，使用寿命，压力大小，往复循环速度，经济性，使用性等综合考虑，因此选用型密封圈加挡圈最佳。形密封圈安装方便,价格便宜,可在40120的温度范围内工作.密封性能好,摩擦系数小,安装空间小。形环装入密封沟槽后，其截面一般受到的压缩变形。在介质压力作用下，移至沟槽的一边，密封需密封的间隙，达到密封的目的。液压用形橡胶密封圈尺寸及公差需要查表3.17所示。表3.17 密封圈尺寸及公差形橡胶密封圈内径公差截面直径31.532.533.534.535.536.537.538.5 数据来源：2003年机械设计手册M.润滑与密封 因此根据上表形圈的内径，O形圈的厚度。形密封圈得材料选用，需要查表3.18所示。 表3.18 密封圈常用材料及使用范围种类丁晴橡胶乙丙橡胶氟橡胶硅橡胶代号pEVS工作温度主要特点耐油耐放射性、耐碱耐油、耐热、耐腐蚀耐寒、耐热 数据来源：2003年机械设计手册M.润滑与密封 根据所给的技术参数中的温度范围和主要特点形材料选用硅橡胶。3.10 制动总泵的排气装置的设计 汽车液压制动系统防气阻的原因是多方面的，最直接的原因是由于制动液的高温引起的。当车辆在长坡道上空挡滑行，在多弯道上左转右拐，在复杂路上行驶与路况较好时高速行驶，驾驶员都要频繁地使用制动来控制车速。当制动液连续受压时，温度上升很快，液体受热易产生蒸汽。在快速制动时，制动液流速很大，溶解与其中的蒸汽便会游离出来，形成气泡，在制动液中形成了 空穴，进而产生气压，并随液体的温度升高而升高，以致高于管外大气压，造成油流不畅，使制动性能下降。特别是在炎热的夏季，或在高原山区行车，都会因为制动液在高温下工作而产生气阻。另外，有些驾驶员为图方便，用机油或普通液压油代替制动液，这些油的抗气阻性能差，加之使用时未注意其清洁度，因而更增加了引起气阻的可能性。 3.10.1 预防气阻的措施采用必要的隔热装置或增加与热源的距离；盛夏季节长时间行车时，可在制动总泵上包以湿布；要避免高速行车和频繁使用制动；要定期检查更换制动液；尽可能使用抗其阻性能好的制动液。液压传动系统往往混入空气，使系统工作不稳定，产生振动、爬行或前冲等现象，严重时会使系统不能正常工作。因此，设计液压缸时，必须考虑空气的排除。对于要求不高的液压缸，往往不设计专门的排气装置，而是将油口布置在缸筒的两端的最高处，这样也能使空气随油液往油箱，再从油箱盖出，对于速度稳定性要求，较高的液压缸和大型液压缸，常在液压缸的最高处设置18。当松开排气塞或锁紧螺钉后，低压往复运动几次，带有气泡的油液就会排出，空气排完后，拧紧螺钉，液压缸便可正常工作。3.11 制动总泵工作介质的选择 液压系统对工作介质的主要性能要求需要查表3.19所示。 表3.19