刹车泵结构设计机械设计

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IIAbstractBraking 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 cylinderIII目 录摘 要.IAbstract.II第 1 章 绪论 .11.1 项目研究的意义.11.2 国内外发展情况.1第 2 章 刹车泵总体设计 .52.1 刹车泵概述.52.2 刹车泵设计要求.52.3 刹车泵方案的确定及其工作原理.62.4 总体方案评价.7第 3 章 制动系的主要参数及其选择 .103.1 汽车参数的选择.103.2 汽车质量的确定.103.3 汽车最小制动力的确定.103.4 前后制动器的制动力分配比例.113.5 各轮缸输入力的确定.123.5.1 前轮盘式制动器的输入力的确定 .133.5.2 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 .164.1 对于前轮轮缸直径 d1.164.2 后轮轮缸直径的确定.164.3 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 .195.1 工作压力 P .195.2 流量的确定.195.3 缸筒的设计.205.3.1 缸筒内径 .20IV5.3.2 缸筒壁厚 .215.3.3 缸盖厚度的确定 .225.3.4 工作行程的确定 .235.3.5 最小导向长度的确定 .235.3.6 活塞宽度的确定 .235.3.7 缸体长度的确定 .235.4 活塞的设计.235.4.1 结构形式 .245.4.2 活塞与活塞杆的连接 .245.4.3 活塞材料 .245.5 密封圈.245.6 活塞杆.245.6.1 活塞杆要在导向套中滑动 .245.6.2 活塞杆的计算 .245.7 活塞杆的导向套、密封、防尘.255.7.1 导向套长度的确定 .255.7.2 加工要求 .255.8 油口.255.9 密封件、防尘圈的选用.26第 6 章 后轮轮缸的设计计算 .286.1 后轮工作压力 P.286.2 缸筒的设计.286.2.1 缸筒壁厚 .286.2.2 缸筒壁厚验算 .286.2.3 缸体底部厚度 .286.2.4 缸体头部法兰厚度 .296.2.5 液压缸工作行程的确定 .296.2.6 最下导向长度 .296.2.7 缸体长度的确定 .296.3 活塞的设计.296.4 活塞杆的设计.306.5 活塞杆的导向套、密封、防尘.30V6.6 油口.30第 7 章 制动主缸的设计计算 .337.1 主缸主要供油量的计算.337.2 第一段长度的确定.337.3 缸筒的结构参数的确定.337.3.1 缸筒壁厚的确定 .337.3.2 缸筒连接方式 .347.4 第一缸活塞直径的确定.347.5 第二缸的设计.357.6 导向套、密封.357.7 油口的选择.357.8 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 VICatalogue Abstract.IIChapter 1 Introduction .11.1 The significance of research projects.11.2 Domestic development situation.1Chapter 2 Brake pump design.52.1 The brake pump .52.2 The brake pump design requirements.52.3 The brake pump design and work principle.62.3 Overall scheme evaluation.7Chapter 3 Of the main parameters of braking and choice.93.1 Auto parameter selection .93.2 The quality of the car.93.3 Minimum force of car.93.4 The brake system and dynamic allocation proportion.103.5 All round the input VAT.113.5.1 Front disc brake force of the input .123.5.2 The rear wheel cylinder drum brake force of the input.12Chapter 4 Braking main cylinder diameters D.154.1 For front wheel cylinder diameters D.154.2 The rear wheel cylinder diameters.154.3 Braking main cylinder diameters d design calculation.15Chapter 5 Front wheel cylinder structure parameter design calculation .185.1 Work stress P .185.2 The flow.185.3 Cylinder design.195.3.1 Diameter cylinder.205.3.2 Inner cylinder.205.3.3 The thickness of the cylinder .21VII5.3.4 The work schedule .225.3.5 The minimum length guide.225.3.6 The width of the pistons.225.3.7 The length of cylinder.225.4 The piston design.235.4.1 Structure.235.4.2 The piston and piston rod connections.235.4.3 The piston material.235.5 Sealing ring.235.6 The piston rod.235.6.1 The piston rod to guide in sliding.235.6.2 The piston rod.245.7 The piston rod guide, sealing, dustproof.245.7.1 The length of orientation.245.7.2 Processing requirements.245.8 Oil mouth.255.9 Seals, dustproof circle.25Chapter 6 Rear wheel cylinder design calculation .276.1 The rear pressure P.276.2 Cylinder design.276.2.1 Inner cylinder.276.2.2 Inner cylinder thick.276.2.3 Block bottom thickness.276.2.4 Cylinder head flange thickness .286.2.5 Hydraulic cylinder work schedule .286.2.6 The minimum length guide.286.2.7 The length of cylinder.286.3 The piston design.286.4 Piston design.296.5 The piston rod guide, sealing, dustproof.296.6 Oil mouth.29Chapter 7 Of the main cylinder brake design calculation.32VIII7.1 The main oil cylinder.327.2 The first section length.327.3 Cylinder structure parameters.327.3.1 Inner cylinder of thick.327.3.2 Cylinder connections.337.4 The first determine diameter of piston cylinder.337.5 The design of the cylinder.347.6 Orientation, seal.347.7 Oil of choice.347.8 SELECT SPRING.35Chapter 8 Of the brake pedal force calculation.36Chapter 9 Pipe size .37Conclusion .38Thanks.39References.401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5432101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Qi0.30.20.20.150.10.05方案1P1q2P2q3P3q4P4q5P5q6P6q总分iiPq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。910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)55553.2 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 kg3.3 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60506011得出最小制动力应为=50% 1460 10=7300Nmin1F =60% 1040 10=6240Nmin2F取=7300N 为制动器给机车的制动力总和。minF3.4 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4：1F2F 121212ZZFFGFFFF式中 、前、后轮制动力,N；1F2F G汽车重力，N；、前、后轮的法向反作用力，N；1ZF2ZF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。12ZgZgduF LGbmhdtduF LGamhdt,duZg Zdt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。dudt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=5913N1minF =1387N2minF3.5 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）fTPR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 20239 2563后轮鼓式制动器制动鼓尺寸(内径*蹄宽)mm*mm80 x30200X404驻车制动坡度305制动力分配比(后韧动力总制动力)22196制动效率 V85(空载)65(满载)91(空载)68(满载)13式中 制动力摩擦力矩，N.m；fTR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）22fPBFfP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；fTFRBFPRPR （3-3）FPBR1min0.6F59139855N0.6即前轮轮缸输入力最小为 9855N3.5.2 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： 111TTT fBFPR1422TTTT fBFT R当 P1=P2=P 时，则有 12TTT fT fBFPR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)11NfhfBFcPbfb当逆转时，领蹄变为丛蹄，这时的受力情况15Nf方向相反，得制动器因数 （3-5）21NfhfBFbPbfc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：20.441NfhfBFbPbfc0.30.46NP 0.3944N0.44NP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0F系为；16 （4-1）04Fdp取管路压力为 10MPa。4.1 对于前轮轮缸直径1d根据公式： =mm35.4mm1d04Fp4 98553.14 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、40mm、45mm、50mm、55mm。选取直径 d=40mm4.2 后轮轮缸直径的确定根据公式： 0244 94611mm3.14 10Fdp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、40mm、45mm、50mm、55mm。取后轮轮缸直径为=19mm2d4.3 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）214niiiVd式中 第 个轮缸活塞的直径，m；idiN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=37681,2V221,214id240343mm3mm对于鼓式制动轮缸=223,43,414iVd22 192.54 33mm1417mm所有轮缸总工作容积为=2=132041miVV337684 1417mm 3mm 制动主缸应有的工作容积为，式中，为制动软管的变形容积。0VVVV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；0V=1.1 13204=14524.40V3mm3mm主缸活塞直径和活塞工作行程为0d= （4-2）0V2004d S一般=（0.81.2），此处取=。0S0d0S0d即 =mm=26.449mm0d034V34 14524.43.14主缸直径应符合 QC/T311-1999 中规定的尺寸系列1、7，具体为0d19mm、22mm、26mm、28mm、32mm、35mm、38mm、40mm、45mm。此处选取=28mm0d18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）24 98557.8MPa3.14 40FNPA19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）VQt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=vAtL310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222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20v= mm/sst式中 s为活塞杆行程，mm。 v= mm/s=7.5mm/s 30.4Q=vA =7.5 60 =0.5652 L/min24045.3 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，1F2F则无活塞杆侧的内径为： D= （5-3）31410FmP取 D=40mm215.3.2 缸筒壁厚 根据公式： （5-4） max0max0.4121.3PDP式中 缸筒的最高工作压力，MPa；maxPD缸筒内径，mm；材料的许用压力，MPa。 则，=3.33mm010 402 60mm取=4mm0查参考文献7中取=50mm。1D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）22121()0.35snDDPD式中，为缸筒材料的屈服强度，铸铁为 180MPa。s代入数据：=22.68 MPa222180 (5040 )0.3550nP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nP压力有一定的比例范围： （5-6）(0.350.42)nPLPp22式中 MPa12.3logPLsDpD MPa 502.3 180 log40PLp=40.1 MPa0.35 40.12MPanP =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。Ep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： max20.433PtD m （5-7） 04PDt式中 为缸筒外径，mm。0D= mm10 0.0524 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）202LDH 式中 L液压缸的最大工作行程，mm。代入数据计算得：H21.5mm5.3.6 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 D1l确定 D80mm，取 =（0.61.0）D，取为， =30mm。1l1l5.3.7 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。002LLB =43mm5.4 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。245.4.3 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62104pFd =7.8 符合要求MPap255.7 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=9.5mm5.7.2 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 油口由于汽车制动系统的构造，油口应布置在端盖上，且属于薄壁孔（l/d0.5） ，通过口的流量为= （5-1）122QCApp2CAP式中 C流量系数，接头处大孔与小孔之比大于 7 时，C=（0.60.62） 接头处大孔与小孔之比小于 7 时，C=（0.70.8） ；A油孔的截面积，m2；液压油的密度，Kg/m3；油孔前、后腔的压力，MPa;12pp、油孔前后压力差。p由上式得；2QACP （5-2）其中 Q=0.5652 L/ min，C 取为 0.726而查得桑塔纳 2000 液压油密度为=1.125g/，代入数据得 d8.015 3cmmm。查液压油口连接螺纹（GB/T2878-1993 取为油口：M10 1。5.9 密封件、防尘圈的选用选为 O 型密封圈 2 型特康防尘圈以上是汽车前盘制动轮缸的尺寸和结构的设计，现将数据整理如下；表 5-1 设计数据整理液压缸结构单作用单活塞缸缸体长度43mm液压缸内径40mm液压缸壁厚5mm缸底厚度5mm头部法兰厚10mm活塞杆直径14mm活塞行程3mm导向长度9.5mm表 5-2 装配尺寸的确定活塞材料灰铸铁 HT200/300外径对内孔的同轴度公差 0.02mm端面轴线垂直度公差 0.04/100 mm外表面圆度和圆柱度 0.01 mm外径配合 f9表 5-3 装配尺寸的确定（序）活塞杆材料为碳钢 杆头连接为螺孔头式H8/h7 配合轴颈与外圆同轴度公差 0.01mm轴肩端面与活塞杆轴线垂直度公差为 0.04mm粗糙度为 0.2um螺纹M101.25 L=14mm 内螺纹27导向套材料为青铜 外圆与端盖内孔配合 H8/f7 外圆与内孔同轴度 0.03mm圆度与圆柱度 0.01mm 油口连接螺纹 M101密封圈O 型2 型特康防尘圈第 6 章 后轮轮缸的设计计算对于后轮鼓式制动采用双领蹄式制动，即为双缸单活塞制动现对四个轮缸进行设计计算。286.1 后轮工作压力 PP=F/A=4F/=3.34MPa （6-1）2d24 946196.2 缸筒的设计6.2.1 缸筒壁厚 （6-2） maxmax0.4121.3pDp代入数据得：=3.44mm19600.4 101260 1.3 10取4mm，则外径=27mm。12DD6.2.2 缸筒壁厚验算 （6-3）221210.35MpasnDDPD代入数据验算,符合要求。20.8nPMpa6.2.3 缸体底部厚度 （6-4）120.433pPD式中 计算厚度外直径，mm；2DP最大工作压力，MPa。29计算得3.65，取=5mm。116.2.4 缸体头部法兰厚度 （6-5）3410aLpFbhrd式中 F法兰在缸筒最大内压下所承受的最大轴向压力，N； 法兰外圆半径，mm。ar初步设计取法兰外圆半径为 32mm，b=11mm代入数据计算得 h=4.91mm 取 h=6mm6.2.5 液压缸工作行程的确定工作行程长度由执行机构实际工作行程决定，且参照液压工程手册选取标准值得 S=30mm。6.2.6 最下导向长度最小导向套长度的确定=12mm （6-6）202LDH 6.2.7 缸体长度的确定L=S+B+L+=64mm （6-7）16.3 活塞的设计B=（）d=15mm0.6 1.0结构形式为组合式，加工公差同前盘式活塞杆的校核 62410=3.4MPa ppFd符合要求。306.4 活塞杆的设计装配公差和结构形式同前盘式活塞杆的计算 因后轮轮缸无速比要求，回位靠弹簧。根据1135dD圆整后查表得活塞杆直径 d=10mm6.5 活塞杆的导向套、密封、防尘选用端盖式导向，导向套的长度确定12，=7mm，活塞杆的加工要求同上。23bd6.6 油口油口的设计要求同上， = （6-8）122QCApp2CAP式中 C流量系数，接头处大孔与小孔之比大于 7 时，C=0.60.62 接头处大孔与小孔之比小于 7 时，C=0.70.8A油孔的截面积，m2；液压油的密度，Kg/m3；油孔前、后腔的压力，MPa；12pp、油孔前后压力差，MPa。p （6-9）2QACP代入数据得：d=8.25mm，查取标准值，得油口为：M10 1现将后轮轮缸各尺寸参数整理如下；31表 6-1 后轮轮缸的尺寸参数数据整理液压缸结构 单作用单活塞缸缸体长度64mm液压缸内径 19mm缸筒壁厚 5mm缸底厚度 4 mm头部法兰厚 5mm活塞杆外径 10mm 活塞杆行程 5mm导向套宽7mm最小导向长 12mm表 6-2 后轮轮缸材料选择及结构形式的确定活塞材料灰铸铁 HT200/300外径对内孔的同轴度公差 0.02mm端面轴线垂直度公差 0.04/100 mm外表面圆度和圆柱度 0.01 mm 外径配合 f9活塞杆材料为碳钢 杆头连接为螺孔头式H8/h7 配合轴颈与外圆同轴度公差 0.01mm轴肩端面与活塞杆轴线垂直度公差为 0.04mm粗糙度为 0.2um螺纹M101.25 L=14mm 内螺纹导向套材料为青铜 外圆与端盖内孔配合 H8/f7 外圆与内孔同轴度 0.03mm圆度与圆柱度 0.01mm 表 6-3 后轮轮缸材料选择及结构形式的确定（序）油口连接螺纹 M101密封圈O 型2 型特康防尘圈流量 Q 的计算 Q=vAxL/min=5/0.4 L/min31023600.0191010032=0.0270275 L/min第 7 章 制动主缸的设计计算7.1 主缸主要供油量的计算Q =2Q +4Q012 =2x0.5652+4x0.27025 L/min33 =2.2115 L/min 7.2 第一段长度的确定主缸结构见装配图，第一段长度为第一缸活塞的工作行程。 S （7-1）124d02Q式中 d主缸直径，mm； Q制动过程中所需的液体总流量，m3/h；S= mm=35mm102Q24d622.2115 1042 6028取得 S =40mm 1第二段长度的确定第二段长度为第二缸活塞的工作行程。考虑到弹簧的作用，第二缸作用要比第一缸迟，为了保证两缸能同时工作，第二段缸的活塞行程要小于第一缸的活塞行程。综合考虑弹簧的预紧力，以及需保证第二缸在第一缸出现故障时能保证汽车的制动力，也就是应能提供整车需要的制动油液。因此。224mms 7.3 缸筒的结构参数的确定7.3.1 缸筒壁厚的确定 （7-2） max0max0.4121.3PDP式中 缸筒的最高工作压力，MPa；maxPD缸筒内径，mm；材料的许用压力，MPa。 代入数据得345.06mm28600.4 101260 1.3 10取6mm7.3.2 缸筒连接方式缸筒选择法兰连接，结构较简单，易加工，易装卸。法兰厚度 （7-3）3410aLpFbhrd式中各参数意义同上，其中由法兰盘的承载压力选择周布四个螺栓固定，查得螺栓的直径为标准值 M12 2，代入数据计算得，h=12mm。 7.4 第一缸活塞直径的确定1.选用整体式活塞，活塞采用高强度铸铁 HT200-30011，活塞宽度 B=（0.61.0）d 取为 15mm 2.由实际条件确定，第一缸的最大行程 S 为 45mm13.因为第一腔活塞杆直接与踏板机构连接，为了减轻重量，取活塞杆为空心杆，对于空心杆 d= m （7-4）62114 10pFd式中 F 液压缸的推力，N；1 材料的许用应力 MPa；p 活塞杆的空心直径，mm。1d代入数据计算得:d=19mm缸工作时轴线摆动，因此选用光杆耳环式外端，活塞杆材料为碳钢。活35塞杆的加工要求同上。此外，此缸无速比要求，回位力靠弹簧力。7.5 第二缸的设计同上确定活塞宽 B=20mm，活塞杆长度 l=51.5mm，活塞为实心 d=12mm。7.6 导向套、密封活塞杆导向套装在液压缸有杆腔侧端盖内，用以对活塞杆进行导向，内装有密封装置以保证缸筒有杆腔的密封。外侧有防尘圈，以防止活塞后退时把杂质、灰尘及水分带到密封装置处，损坏密封装置。6、13选用端盖式密封，适用于低压、低速、小行程的液压缸。导向套长度的确定同上 b=2/3d=2/319mm13mm最小导向长度 HS/20+D/215.5mm 7.7 油口的选择 = （7-5）122QCApp2CAP式中 C流量系数，接头处大孔与小孔之比大于 7 时，C=0.60.62 接头处大孔与小孔之比小于 7 时，C=0.70.8A油孔的截面积，mm2；液压油的密度，Kg/m3；油孔前、后腔的压力，MPa；12pp、油孔前后压力差。p制动液为合成制动液，密度，1.125g/cm 。3 （7-6）2QACP36 A= m /s36611.123 106020.60.5 101.125 103计算得 d6.492mm查液压油口螺纹连接螺纹（GB/T-1993）取出油口为：M10 1，对于进油口开启压力较小代入数据取为：M16.5 1.5.7.8 选取弹簧为保证主缸能连续有效地工作，主缸活塞的回位弹簧应能保证主缸活塞及时返回工作初始位置，这就要求确定适当的活塞回位弹簧力P1、P2，否则，若回位弹簧力较大时，活塞回位过快制动液易汽化，产生气穴现象；若回位弹簧较