《剎車泵結(jié)構(gòu)設(shè)計機械設(shè)計畢業(yè)論文》由會員分享，可在線閱讀，更多相關(guān)《剎車泵結(jié)構(gòu)設(shè)計機械設(shè)計畢業(yè)論文（49頁珍藏版）》請在裝配圖網(wǎng)上搜索。

1、I摘 要制動主缸是制動系統(tǒng)的重要組成部分，制動主缸的制動效能、制動穩(wěn)定性，直接影響到汽車行駛的安全性。因此，在確定其結(jié)構(gòu)方案時提出幾個備選方案，并通過對其進行比較和分析，確定出了最佳傳動系統(tǒng)的設(shè)計方案。本次設(shè)計采用液動理論與機械設(shè)計理論對制動主缸進行設(shè)計，結(jié)構(gòu)采用雙管路液壓制動主缸，包括缸體，缸體里設(shè)有前后兩個主缸，每個主缸中設(shè)有油腔和活塞，以及與貯油箱連通的補償孔和與活塞配套使用的密封圈。其中后主缸的油腔里還設(shè)有一個與后輪缸連通的油孔和回位彈簧，其特征是在前、后主缸之間還設(shè)有一個增壓缸，該增壓缸包括增壓油腔和增壓活塞，增壓油腔與前油腔之間設(shè)有回油孔和限壓油路，增壓油腔里還設(shè)有一個與前輪缸連通

2、的油孔和回位彈簧，前油腔里設(shè)有泄壓油路。最后，經(jīng)校核計算，結(jié)構(gòu)滿足要求。關(guān)鍵詞：液動理論；制動效能；制動主缸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 thro

3、ugh 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 t

4、wo 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 betw

5、een, 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

6、 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 錄摘 要.IAbstract.II第 1 章 緒論 .11.1 項目研究的意義.11.2 國內(nèi)外發(fā)展情況.1第 2 章 剎車泵總體設(shè)計 .52.1 剎車泵概述.52.2

7、 剎車泵設(shè)計要求.52.3 剎車泵方案的確定及其工作原理.62.4 總體方案評價.7第 3 章 制動系的主要參數(shù)及其選擇 .103.1 汽車參數(shù)的選擇.103.2 汽車質(zhì)量的確定.103.3 汽車最小制動力的確定.103.4 前后制動器的制動力分配比例.113.5 各輪缸輸入力的確定.123.5.1 前輪盤式制動器的輸入力的確定 .133.5.2 后輪鼓式制動器輪缸輸入力的計算 .13第 4 章 制動主缸直徑 D 的確定 .164.1 對于前輪輪缸直徑 d1.164.2 后輪輪缸直徑的確定.164.3 制動主缸直徑 d0的設(shè)計計算.16第 5 章 前輪輪缸主要結(jié)構(gòu)參數(shù)的設(shè)計計算 .195.1

8、工作壓力 P .195.2 流量的確定.195.3 缸筒的設(shè)計.205.3.1 缸筒內(nèi)徑 .20IV5.3.2 缸筒壁厚 .215.3.3 缸蓋厚度的確定 .225.3.4 工作行程的確定 .235.3.5 最小導(dǎo)向長度的確定 .235.3.6 活塞寬度的確定 .235.3.7 缸體長度的確定 .235.4 活塞的設(shè)計.235.4.1 結(jié)構(gòu)形式 .245.4.2 活塞與活塞桿的連接 .245.4.3 活塞材料 .245.5 密封圈.245.6 活塞桿.245.6.1 活塞桿要在導(dǎo)向套中滑動 .245.6.2 活塞桿的計算 .245.7 活塞桿的導(dǎo)向套、密封、防塵.255.7.1 導(dǎo)向套長度的確

9、定 .255.7.2 加工要求 .255.8 油口.255.9 密封件、防塵圈的選用.26第 6 章 后輪輪缸的設(shè)計計算 .286.1 后輪工作壓力 P.286.2 缸筒的設(shè)計.286.2.1 缸筒壁厚 .286.2.2 缸筒壁厚驗算 .286.2.3 缸體底部厚度 .286.2.4 缸體頭部法蘭厚度 .296.2.5 液壓缸工作行程的確定 .296.2.6 最下導(dǎo)向長度 .296.2.7 缸體長度的確定 .296.3 活塞的設(shè)計.296.4 活塞桿的設(shè)計.306.5 活塞桿的導(dǎo)向套、密封、防塵.30V6.6 油口.30第 7 章 制動主缸的設(shè)計計算 .337.1 主缸主要供油量的計算.337

10、.2 第一段長度的確定.337.3 缸筒的結(jié)構(gòu)參數(shù)的確定.337.3.1 缸筒壁厚的確定 .337.3.2 缸筒連接方式 .347.4 第一缸活塞直徑的確定.347.5 第二缸的設(shè)計.357.6 導(dǎo)向套、密封.357.7 油口的選擇.357.8 選取彈簧.36第 8 章 制動踏板力的校核 .36第 9 章 管道尺寸 .37結(jié)論 .38致謝 .39參考文獻 .40 VICatalogue Abstract.IIChapter 1 Introduction .11.1 The significance of research projects.11.2 Domestic development s

11、ituation.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 Mini

12、mum 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.1

13、54.2 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

14、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.

15、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

16、 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.29

17、6.5 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 deter

18、mine 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 緒論1.1 項目研究的意義 汽車制動系是用于行駛中的汽車減速或停車，使下坡行駛的汽車的車速保持穩(wěn)定以及使已

19、停駛的汽車在原地(包括在斜坡上)駐留不動的機構(gòu)。汽車制動系直接影響著汽車行駛的安全性和停車的可靠性。隨著高速公路的迅速發(fā)展和車速的提高以及車流密度的日益增大，為了保證行車安全，停車可靠,汽車制動系的工作可靠性顯得日益重要。也只有制動性能良好,制動系工作可靠的汽車,才能充分發(fā)揮其動力性能。為了提高汽車的行駛安全性,根據(jù)交通法規(guī)的要求，現(xiàn)代汽車的行車制動裝置均采用了雙回路制動系統(tǒng)。雙回路制動系統(tǒng)的制動主缸為串列雙腔制動主缸，因此用于單回路制動系的單腔制動的主缸已經(jīng)被淘汰。另外，在設(shè)計制動主缸時，還應(yīng)考慮是否要補償和在放開制動踏板式主缸活塞原始位置的定位方法，以及在制動管路中是否必須有或不準(zhǔn)有殘余壓

20、力。1.2 國內(nèi)外發(fā)展情況為了提高汽車的制動性能，保證車輛行駛的安全性，當(dāng)代汽車的制動系統(tǒng)正朝著增進結(jié)構(gòu)的可靠性、加強工作的智能化、實現(xiàn) ABS 功能多樣化以及與其它車輛系統(tǒng)一體化的趨勢發(fā)展。由于轎車市場是世界汽車市場中最大的市場，因而這些趨勢首先在轎車上體現(xiàn)了出來。 當(dāng)代轎車制動器結(jié)構(gòu)正朝著盤式化和液壓雙回路的方向發(fā)展，從而大大提高了制動器結(jié)構(gòu)的可靠性。1. 制動器盤式化 鼓式制動器因為其熱衰退性、水衰退性等很難滿足代高速轎車對制動性能的要求，因此，轎車特別是轎車前輪目前普遍采用盤式制動器。與鼓式制動器相比，盤制動器有如下優(yōu)點： 熟衰運性能、水衰運性能好。由于制動盤暴露在空中，有利于散熱；制

21、動盤對制動塊無摩擦增勢作用，因其制動效能受材料的摩擦系數(shù)影響較?。划?dāng)車輛浸水，在行駛車輪旋轉(zhuǎn)離心力的作用下水能很快被甩掉，因制動效能衰減較小；盤式制動器的制動塊對制動盤的位面積壓力大，容易將2其中的水排擠出來。故汽車從浸狀態(tài)出來后只需要一二次制動即可恢復(fù)正常。而同樣況下鼓式制動器通常需要十來次制動才能恢復(fù)正常。 制動平順。盤式制動器由于無摩擦增勢用，所產(chǎn)生的制動力矩僅與油缸的液壓成正比，而與汽的運動方向無關(guān)，所以其制動力矩的增長較鼓式制動和緩，且不易跑偏，因而特別適合前輪制動器。制動盤受熟后 的拉向變彤膨脹較大而厚度方向熱膨脹極小。因而不會象鼓式制動器的熱膨脹那樣使制動器的間隙明顯增加，進而導(dǎo)

22、致制動踏板行程增大使制動效能下降。結(jié)構(gòu)緊湊，質(zhì)量輕、體積小。盡管盤式制動器的制動效能提高了，但是在產(chǎn)生相同的制動力矩的情況下，盤式制動器比鼓式制動器體積小、質(zhì)量輕、結(jié)構(gòu)緊湊。維護方便，較容罨實現(xiàn)間隙的自動調(diào)整。由于目前不少汽車的后輪制動器仍然兼作駐車制動器，盤式制動器在后輪上的使用尚有一些問題沒有得到完全的解決，所以轎車上多采用前盤后鼓式制動器。2. 液壓雙回路化由于液壓傳能效率高、可靠性好，所以目前轎車制動系統(tǒng)的能量傳動方式幾乎全部采用液壓式。但是液壓傳能方式也有其固有的弱點，一旦液壓油路出現(xiàn)故障，其工作性能馬上就會被全部破壞。因此為了提高其安全性，轎車的行車制動系中普遍采用了雙回路液壓傳能

23、結(jié)構(gòu)。該結(jié)構(gòu)的好處是：當(dāng)其中一條回路因故損壞而失效時，還能夠利用另一個回路獲得相應(yīng)_的制動力，保證車輛還具有一定的制動效能。轎車制動系統(tǒng)發(fā)展的一個最新動態(tài)是，傳統(tǒng)制動器工作正在逐步地向著智能化方向發(fā)展，具體表現(xiàn)在以下兩個方面：(1) 調(diào)整自動化 當(dāng)代轎車的制動器間隙和制動力分配都在向著自化方向發(fā)展。制對器間隙調(diào)整自對化。當(dāng)制動器的摩擦片磨損薄后，制動器間隙就會增大，若不及時調(diào)整，就會使制的遲滯時間延長，制動的效能變差，影響行駛安全。近來，為了減少車輛制動系統(tǒng)維護保養(yǎng)的工作量，同時確行駛的安全性，在現(xiàn)代轎車上普遍采用了制動器間隙動調(diào)整裝置，它能及時自動地補償過量間隙，使自動器持規(guī)定的間隙。制動器

24、間隙自調(diào)裝置的種類較多，但目前使用最多的是一次調(diào)整式間隙自調(diào)裝置和階躍式問隙調(diào)裝置兩種。一次調(diào)整式間隙自調(diào)裝置通常用于盤式制動器，特點是利用盤式制動器濁缸內(nèi)的密封裝置兼起摩擦限位作用，在裝配時不須調(diào)校制動器間隙，只要在安裝到汽上后經(jīng)過一次完全制動即可 自動調(diào)整間隙到設(shè)定值。但這種間隙3自調(diào)裝置不宜用于鼓式制動器，因為在制動鼓彈性變形和熱變形狀態(tài)下調(diào)整的間隙會使冷態(tài)制動器隙過小，造成“自調(diào)過度”現(xiàn)象。當(dāng)制動器在冷態(tài)下制動時即使完全放松制動踏板，制動器也易發(fā)生“拖磨”，甚至抱死。因為間隙自調(diào)裝置只能將間隙調(diào)小而不能調(diào)大。盤式制動器在制動盤受熱時僅發(fā)生微量的徑向變形，制動器間隙在熱和冷狀態(tài)下變化極小

25、，故不受此影響，這也是盤式制動器采用一次調(diào)整式問隙自調(diào)裝置的根本原因。目前轎車的后輪多采用鼓式制動器且普遍采用階躍式間隙自調(diào)裝置，即要進行多次制動后才能消除所積累的過量間隙，且只是在到制動時才能起調(diào)整間隙作用。制動力首對調(diào)節(jié)化。現(xiàn)代汽車由于高速化、重載化和制動系助力化而極易造成緊急制動時車輪抱死。其結(jié)果是：若前輪先抱死，雖汽車仍能按原行駛方向直線行駛，但將失去轉(zhuǎn)向能力，這對在彎道上行駛的汽車是很危險的；若后輪先抱死，則汽車即使受到不大的側(cè)向力(如側(cè)向風(fēng)力，橫坡等)也會發(fā)生側(cè)滑而產(chǎn)生“摔尾”現(xiàn)象，嚴重時會使汽車原地掉頭。可見無論是前輪還是后輪單獨或同時抱死滑移，都極易造成車禍，因此應(yīng)盡量避免緊急

26、制動時后輪先抱死，并在此前提下盡可能充分地利用附著條件來產(chǎn)生最大可能的制動力。為此現(xiàn)代轎車上普遍地裝用制動力調(diào)節(jié)裝置，目前廣泛采用的制動力調(diào)節(jié)裝置有限壓閥、比例閥和感載比例閥等。它們對制動力的調(diào) 節(jié)是常時、自動和漸近的，且一般串聯(lián)在后制動管路中。(2) 操作助力化 國外轎車制動系統(tǒng)操作助力化的主要原因是，一方面汽車速度的增加加大了駕駛者的操作強度，另一方面有 90以上的駕駛者在實際制動操作過程中存在著猶豫現(xiàn)象，這對于緊急處理情況非常危險。目前，國外制動 操作助力系統(tǒng)主要分為以下兩大類：真空助力裝置。該裝置是在人力液壓制動系的基礎(chǔ)上加設(shè)一套動力伺服機構(gòu)。在正常情況下，其制動能大部分由動力伺服機構(gòu)

27、提供，而當(dāng)動力伺服機構(gòu)失效時，還可以完全依靠駕駛者進行制動操作。因此，它可以大大地減 輕駕駛者的駕駛操縱強度。電子制對助力采統(tǒng)。該系統(tǒng)在平時車輛制動過程中對制動踏板的每次移動進行記錄，并將所測量得到的數(shù)值傳送到控制單元，從而建立了該駕駛者的平常制動方式；在此后的行駛過程中，制動助力系統(tǒng)將不斷地比較各 有關(guān)的數(shù)據(jù)，在制動踏板加壓速度高于正常速度時立即加以識別，并自動地認定4為出現(xiàn)了需要緊急制動的情況，于是制動助力系統(tǒng)就會自動開始工作，幫助駕駛者實現(xiàn) 緊急制動。在上述兩方面技術(shù)發(fā)展的影響下，國外轎車的制系統(tǒng)已經(jīng)出現(xiàn)了“智能化”的傾向。目前，ABS 的發(fā)展一方面繼續(xù)朝著降低生產(chǎn)成本、提高使用可靠性方

28、面發(fā)展，以使得低價車輛都能夠裝備得起；另一方面，ABS 的功能正在逐步擴大，與其它電子制設(shè)備的集成化程度迅速提高，其目的是要減少 ABS 的響應(yīng)時間縮短制動距離，改善各車輛制動器的磨損情況，延長制動器的使用壽命，并實現(xiàn)車輛控制的標(biāo)準(zhǔn)化?？梢韵嘈牛S著世界汽車輕量化、潔凈化、安全化、舒適化等趨勢的進一步演進，加上汽車技術(shù)的不斷創(chuàng)新和推動，世界汽車特別是轎車的制動系統(tǒng)將更加可靠、更加集成、更加聰明。5第 2 章 剎車泵總體設(shè)計2.1 剎車泵概述當(dāng)你踩下制動踏板時，機構(gòu)會通過液壓把你腳上的力量傳遞給車輪。但實際上要想讓車停下來必須要一個很大的力量，這要比人腿的力量大很多。所以制動系統(tǒng)必須能夠放大腿部

29、的力量，要做到這一點有兩個辦法：杠桿作用、利用帕斯卡定律，用液力放大制動系統(tǒng)把力量傳遞給車輪，給車輪一個摩擦力，然后車輪也相應(yīng)的給地面一個摩擦力。2.2 剎車泵設(shè)計要求人力液壓制動系的基本組成有前輪制動器，制動主缸，及后輪制動器組成?；驹砣缦拢鳛橹苿幽茉吹鸟{駛員所施加的控制力，通過作為控制裝置的制動踏板機構(gòu)傳到容積式液壓傳動裝置的主要部件制動主缸。制動主缸屬于單向作用活塞式油泵，其作用是將自踏板機構(gòu)輸入的機械能轉(zhuǎn)化為液壓能。液壓能通過油管輸入前、后輪制動器和制動輪缸。制動輪缸屬于單向作用活塞式油缸，其作用是將輸入的液壓能再轉(zhuǎn)換成機械能，促使制動能再轉(zhuǎn)換成機械能，促使制動器進入工作狀態(tài)。設(shè)

30、計制動主缸應(yīng)滿足如下主要要求：（1）具有足夠的制動效能。行車制動效能是由在一定的制動初速度下及最大踏板力下的制動加速度和制動距離兩項指標(biāo)來評定的。（2）工作可靠。行車制動裝置至少有兩套獨立的驅(qū)動制動器管路，當(dāng)其中一套管路失效時，另一套完好的管路應(yīng)保證汽車制動能力不低于沒有失效時的 30%。 （3）在任何速度制動時，汽車都不應(yīng)喪失操縱性和方向穩(wěn)定性。為此，汽車前、后輪制動器的制動力矩應(yīng)有適當(dāng)?shù)谋壤?，最好能隨各軸間載荷轉(zhuǎn)移情況而變化；同一車軸上的左、右車輪制動器的制動力矩應(yīng)相同。（4）操縱輕便，并具有良好的隨動性。 （5）制動時，制動系產(chǎn)生的噪聲應(yīng)盡可能小。 （6）作用滯后性應(yīng)盡可能好。作用滯后性

31、即制動反應(yīng)時間。以踏板開始動作至達到給定的制動效能所需的時間來評價。6（7）制動系的機件應(yīng)使用壽命長，制造成本低；對摩擦材料的選擇也應(yīng)考慮到環(huán)保要求，應(yīng)力求減少制動時飛散到大氣中的有害于人體的石棉纖維。2.3 剎車泵方案的確定及其工作原理方案一原理如圖 2-1 所示：此方案傳動方式采用液壓傳動，結(jié)構(gòu)方式采用串聯(lián)單缸式，主要采用機械密封、油封等方式。1-制動踏板；2-缸體；3-油箱；4-油管；5-活塞；6-推桿圖 2-1 傳動方案一原理簡圖方案一工作原理如圖 2-1 所示，當(dāng)踩下制動踏板時，從而推動推桿前進，推桿帶動活塞向右運動，依次關(guān)閉補償孔、出油孔，當(dāng)活塞繼續(xù)運動時，使油液有出油孔流向制動輪

32、缸，達到了制動目的。方案二原理如圖 2-2 所示：此方案傳動方式采用液壓傳動，結(jié)構(gòu)采用串聯(lián)雙槍制動主缸，缸體采用法蘭連接，密封采用油封等方式。1-制動踏板；2-推桿；3-后缸活塞；4-前缸活塞；5-油管；6-缸體；7-油箱7圖 2-2 傳動方案二原理簡圖方案二工作原理如圖 2-2 所示，制動時，第一活塞移動關(guān)閉補償孔，制動液壓力增加推動第二活塞，第二活塞移動關(guān)閉它的補償孔，回路中建立起壓力。兩個活塞接著移動，將制動液壓入各自獨立的液壓回路，作用于制動器，起到制動目的。方案三原理如圖 2-3 所示：此方案傳動方式采用氣壓傳動，制動式采用膜片式，結(jié)構(gòu)采用雙腔式，主要采用旋轉(zhuǎn)密封等方式。1-活塞；2

33、-出氣閥；3-卸荷柱塞；4-柱塞彈簧；5-空氣濾清器；6-進氣閥 7-缸體；8-連桿圖 2-3 傳動方案三原理簡圖方案二工作原理：如圖 2-3 所示，發(fā)動機驅(qū)動的空氣壓縮機（以下簡稱空壓機）將壓縮空氣經(jīng)單向閥首先輸入濕儲氣罐，壓縮空氣在濕儲氣罐內(nèi)冷卻、并進行油水分離之后，分成兩個回路，一個回路經(jīng)儲氣罐、雙腔制動閥的后腔通向后制動器室。當(dāng)其中一個回路發(fā)生故障失效時，另一個回路仍能繼續(xù)工作，以保證汽車具有一定的制動能力，從而提高了汽車行駛的安全性。2.4 總體方案評價采用評分法對三個方案進行分析比較，用分值作為衡量方案優(yōu)劣，對方案進行定量評價。如有多個評價目標(biāo)則先分別對各自目標(biāo)評分，在經(jīng)處理的方案

34、發(fā)難的總分，從而確定最終方案。8表 2-1 機械運動方案評價表定性描述與相對應(yīng)分析序號評價指標(biāo)加權(quán)系數(shù)5432101制動可靠性0.3可靠較可靠一般差較差不可靠2傳動平穩(wěn)性0.2平穩(wěn)較平穩(wěn)一般差較差不平穩(wěn)3制動性能0.2高較高一般差較差不高4承載能力0.15強較強一般差較差不強5結(jié)構(gòu)復(fù)雜程度0.1簡單較簡單一般復(fù)雜較復(fù)雜太復(fù)雜6使用壽命0.05長較長一般較短短太短如表 2-1 所示，可以確定評價目標(biāo)：U=制動可靠性 傳動平穩(wěn)性 制動性能 承載能力 結(jié)構(gòu)復(fù)雜能力 使用壽命;加權(quán)系數(shù)：G=0.3 0.2 0.2 0.15 0.1 0.05。表 2-2 三種方案評分結(jié)果指標(biāo)制動可靠性傳動平穩(wěn)性制動性能

35、承載能力結(jié)構(gòu)復(fù)雜程度使用壽命加權(quán)系數(shù)Qi0.30.20.20.150.10.05方案1P1q2P2q3P3q4P4q5P5q6P6q總分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，方案二的評分最高，所以確定為最后方案。它具有較高承載能力、結(jié)構(gòu)簡單、傳動平穩(wěn)，廣泛應(yīng)用于轎車的制動系統(tǒng)中。910第 3 章 制動系的主要參數(shù)及其選擇3.1 汽車參數(shù)的選擇表 3-1 桑塔納轎車的基本參數(shù)發(fā)動機型號YP 型(16 升)JV 型(18 升)總長 X 總寬 X 總高

36、4545X1695X14004545X1695X1400離地間隙(毫米)145(空車)127(重車)插距(毫米)25502550前輪距(毫米)14001414后輪距(毫米)14081422最小轉(zhuǎn)彎半徑(米)55553.2 汽車質(zhì)量的確定表 3-2 轎車的基本重量(千克)發(fā)動機型號YP 型(16 升)JV 型(18 升)總重14401460自重955985載重485475查得整車整備質(zhì)量 m=1040kg滿載總質(zhì)量 m=1460 kg3.3 汽車最小制動力的確定由 GB7258-1997機動車運行安全技術(shù)條件對汽車的制動力要求如下3：表 3-3 轎車的制動力要求制動力總合與整車重量百分比軸制動力

37、與軸荷百分比車輛類型空載滿載前軸后軸汽、列車60506011得出最小制動力應(yīng)為=50% 1460 10=7300Nmin1F =60% 1040 10=6240Nmin2F取=7300N 為制動器給機車的制動力總和。minF3.4 前后制動器的制動力分配比例前后輪制動器制動力的分配將影響汽車制動時的方向穩(wěn)定性和附著條件的利用程度，是設(shè)計汽車制動系必須妥善處理的問題。汽車制動時前、后輪同時抱死對附著條件利用、制動時汽車的方向穩(wěn)定性較為有利。此時前后制動器、滿足關(guān)系4：1F2F 121212ZZFFGFFFF式中 、前、后輪制動力,N；1F2F G汽車重力，N；、前、后輪的法向反作用力，N；1ZF

38、2ZF路面附著系數(shù),取=0.7。而對于行車制動時地面作用于前、后輪的法向反作用力 令為制動強度。12ZgZgduF LGbmhdtduF LGamhdt,duZg Zdt式中 L軸距，m；b質(zhì)心距后軸的距離，m；a質(zhì)心距前軸的距離，m；12汽車的最大加速度，m/s2。dudt表 3-3 桑塔納轎車的整車基本參數(shù)理想的前、后輪制動器制動力為=5913N1minF =1387N2minF3.5 各輪缸輸入力的確定輪缸輸入力與制動器的效能因數(shù)有關(guān)，制動器效能因數(shù)，就是指制動器在單位輸入壓力或力的作用下所能輸出的力或力矩。即在制動鼓或制動盤的作用半徑上所產(chǎn)生的摩擦力與輸入力之比。5即 ： BF= （3

39、-1）fTPR技術(shù)參數(shù)序號項 目普通型2000 型1管路系統(tǒng)型式雙管路對角分布2前輪盤式制動器制動盤厚度制動盤直徑12 20239 2563后輪鼓式制動器制動鼓尺寸(內(nèi)徑*蹄寬)mm*mm80 x30200X404駐車制動坡度305制動力分配比(后韌動力總制動力)22196制動效率 V85(空載)65(滿載)91(空載)68(滿載)13式中 制動力摩擦力矩，N.m；fTR制動鼓或盤的作用半徑，m；P 輪缸輸入力，一般取加于兩制動蹄的張開力（或加于兩制動塊的壓緊力）的平均值為輸入力，Pa。3.5.1 前輪盤式制動器的輸入力的確定對于前輪盤式制動，設(shè)兩側(cè)制動塊對制動盤的壓緊力均為 P，則制動盤在其

40、兩側(cè)工作面的作用半徑上所受的摩擦力為 2fP，次處 f 為盤與制動塊的摩擦系數(shù)，于是鉗盤式制動器制動因數(shù)： （3-2）22fPBFfP對于桑塔納轎車前輪為鉗盤式BF=2nf式中 n旋轉(zhuǎn)制動盤數(shù)目；f摩擦系數(shù)。在理想條件下，計算結(jié)果取 f=0.3 接近實際。這里 n=1,f=0.3 代入計算得：BF=2x1x0.3=0.6有（3-1）式；fTFRBFPRPR （3-3）FPBR1min0.6F59139855N0.6即前輪輪缸輸入力最小為 9855N3.5.2 后輪鼓式制動器輪缸輸入力的計算對于后輪鼓式制動，采用雙領(lǐng)蹄式制動，選用雙液壓缸雙領(lǐng)蹄制動。設(shè)作用與兩蹄張開力P1、P2，制動鼓內(nèi)圓柱面半

41、徑制動鼓工作半徑為 R.則： 111TTT fBFPR1422TTTT fBFT R當(dāng) P1=P2=P 時，則有 12TTT fT fBFPR蹄與鼓間的作用力的分布其合力大小，方向及作用點需要精確地分析計算如下圖圖 3-1 鼓式制動器的簡化受力圖設(shè)張開力 P 作用下制動蹄摩擦襯片與鼓之間的作用合力 N 如圖 3-1 所示，作用與襯片上 B 點這一法向力引起了作用于制動蹄襯片上的摩擦力為 Nf，f 為摩擦系數(shù)，a、b、c、R、為結(jié)構(gòu)尺寸。對 A 去矩得：0PhNfcNb由上式得：領(lǐng)蹄的受力 (3-4)11NfhfBFcPbfb當(dāng)逆轉(zhuǎn)時，領(lǐng)蹄變?yōu)閰蔡悖@時的受力情況15Nf方向相反，得制動器因數(shù)

42、（3-5）21NfhfBFbPbfc式中 f摩擦系數(shù)； P輸入力，其余為結(jié)構(gòu)尺寸； F在初步設(shè)計時取 0.3 使結(jié)果更接近實際1。由表查的桑塔納的制動系結(jié)構(gòu)參數(shù)得；R=200mm h=2x0.8R=320mm b=0.8R=160mm c=0.9R=180mm計算得：20.441NfhfBFbPbfc0.30.46NP 0.3944N0.44NP即前、后輪輪缸的輸入力大小為 P1=9855N，P2=946N。第 4 章 制動主缸直徑d的確定制動輪缸對制動蹄塊施加的張開力與輪缸直徑 d 和制動管路壓力的關(guān)0F系為；16 （4-1）04Fdp取管路壓力為 10MPa。4.1 對于前輪輪缸直徑1d根

43、據(jù)公式： =mm35.4mm1d04Fp4 98553.14 10輪缸直徑 d 應(yīng)在標(biāo)準(zhǔn)規(guī)定的尺寸系列中選?。℉G2865-1997） ，具體為19mm、22mm、24mm、25mm、28mm、30mm、32mm、35mm、38mm、40mm、45mm、50mm、55mm。選取直徑 d=40mm4.2 后輪輪缸直徑的確定根據(jù)公式： 0244 94611mm3.14 10Fdp輪缸直徑 d 應(yīng)在標(biāo)準(zhǔn)規(guī)定的尺寸系列中選取（HG2865-1997） ，具體為19mm、22mm、24mm、25mm、28mm、30mm、32mm、35mm、38mm、40mm、45mm、50mm、55mm。取后輪輪缸直徑

44、為=19mm2d4.3 制動主缸直徑d0的設(shè)計計算第 個輪缸的工作容積為i （4-1）214niiiVd式中 第 個輪缸活塞的直徑，m；idiN輪缸中活塞的數(shù)目；17第 I 個輪缸活塞在完全控制時的行程，初步設(shè)計時，對于鼓式制i動器可取 2.02.5mm6。對于盤式制動輪缸=37681,2V221,214id240343mm3mm對于鼓式制動輪缸=223,43,414iVd22 192.54 33mm1417mm所有輪缸總工作容積為=2=132041miVV337684 1417mm 3mm 制動主缸應(yīng)有的工作容積為，式中，為制動軟管的變形容積。0VVVV在初步設(shè)計中，制動主缸的工作容積可取為

45、：對于乘用車=1.1V 則；0V=1.1 13204=14524.40V3mm3mm主缸活塞直徑和活塞工作行程為0d= （4-2）0V2004d S一般=（0.81.2），此處取=。0S0d0S0d即 =mm=26.449mm0d034V34 14524.43.14主缸直徑應(yīng)符合 QC/T311-1999 中規(guī)定的尺寸系列1、7，具體為0d19mm、22mm、26mm、28mm、32mm、35mm、38mm、40mm、45mm。此處選取=28mm0d18第 5 章 前輪輪缸主要結(jié)構(gòu)參數(shù)的設(shè)計計算5.1 工作壓力 P根據(jù)公式： （5-1）24 98557.8MPa3.14 40FNPA19式中

46、F活塞桿推，N； A活塞橫截面積 m2。5.2 流量的確定 L/min （5-2）VQt式中 V液壓缸活塞一次行程中所消耗油液的體積，L；t液壓缸活塞一次行程所需時間，s；V=vAtL310式中 v活塞桿運動速度，m/s；A活塞桿截面面積 m2。關(guān)于活塞桿的速度確定如下；根據(jù)汽車安全技術(shù)條件中規(guī)定；汽車單車制動協(xié)調(diào)時間應(yīng)不大于0.6s。制動協(xié)調(diào)時間為踏板開始動作到到達標(biāo)準(zhǔn)規(guī)定的充分發(fā)出的平均減速度的 75%時所用時間。 下圖是駕駛員在接受了緊急制動信號后，制動踏板力、汽車制動減速度與制動時間的關(guān)系曲線。2圖 5-1 汽車制動曲線=+為制動器作用時間即222式中 踩下制動踏板到制動間隙消除的時間

47、；2 制動力增長過程所需時間。2設(shè)消除間隙所用時間 0.2s，則制動器作用時間0.4s,取為 0.4s，則20v= mm/sst式中 s為活塞桿行程，mm。 v= mm/s=7.5mm/s 30.4Q=vA =7.5 60 =0.5652 L/min24045.3 缸筒的設(shè)計對缸筒的材料選擇有如下要求： 一般要求有足夠的強度和沖擊韌性，對焊接的缸筒要求有良好的焊接性能。根據(jù)液壓缸的參數(shù)、用途、和毛坯的來源等可選用以下各種材料【6】：25GrMo35CrMo,38CrMoAl;ZG200-400,ZG230-450, 1Gr18Ni19,ZL105 等；25、35、45【8】。缸筒毛坯，普遍采用

48、退火的冷拔或熱軋無縫鋼管，國內(nèi)市場上已有內(nèi)孔經(jīng)研磨或內(nèi)孔槽加工，只需按所要求的長度切割無縫鋼管。對于工作溫度低于-50的液壓缸缸筒，必須用 45，35 號鋼且要調(diào)質(zhì)處0c理。9根據(jù)液壓工程手冊選取，缸筒的材料為鑄鐵。5.3.1 缸筒內(nèi)徑當(dāng)液壓缸的理論作用力 F（包括推力及拉力）和供油壓力 P 為已知時，1F2F則無活塞桿側(cè)的內(nèi)徑為： D= （5-3）31410FmP取 D=40mm215.3.2 缸筒壁厚 根據(jù)公式： （5-4） max0max0.4121.3PDP式中 缸筒的最高工作壓力，MPa；maxPD缸筒內(nèi)徑，mm；材料的許用壓力，MPa。 則，=3.33mm010 402 60mm取

49、=4mm0查參考文獻7中取=50mm。1D缸筒壁厚的驗算液壓缸的工作壓力應(yīng)低于一定的極限值，保證工作安全： （5-5）22121()0.35snDDPD式中，為缸筒材料的屈服強度，鑄鐵為 180MPa。s代入數(shù)據(jù)：=22.68 MPa222180 (5040 )0.3550nP系統(tǒng)的壓力最高為 12MPa，所以缸筒外徑符合要求。 為了避免缸筒在工作時發(fā)生塑性變形，液壓缸的額定壓力應(yīng)與塑性變形nP壓力有一定的比例范圍： （5-6）(0.350.42)nPLPp22式中 MPa12.3logPLsDpD MPa 502.3 180 log40PLp=40.1 MPa0.35 40.12MPanP

50、=14.04MPa 系統(tǒng)壓力經(jīng)驗證 符合要求此外，缸筒的徑向變形應(yīng)在允許的范圍內(nèi)，經(jīng)驗證符合要求。為了確保液壓缸的安全使用，缸筒的爆破壓力應(yīng)大于耐壓實驗壓力10。Ep經(jīng)驗證，符合要求。5.3.3 缸蓋厚度的確定汽車前輪缸蓋設(shè)為有孔式，則有公式 當(dāng)缸筒底部為拱形時，應(yīng)按下式進行計算： max20.433PtD m （5-7） 04PDt式中 為缸筒外徑，mm。0D= mm10 0.0524 60=4.1mm取缸蓋厚度為 5 mm。5.3.4 工作行程的確定液壓缸工作行程長度，可根據(jù)執(zhí)行機構(gòu)實際最大行程來確定，對于前輪盤式，制動盤與制動塊之間的間隙為 0.010.15mm，加上制動片的極限偏差和2

51、3活塞與制動塊之間距離的 2 倍，取活塞的工作大致為 3mm。5.3.5 最小導(dǎo)向長度的確定 （5-8）202LDH 式中 L液壓缸的最大工作行程，mm。代入數(shù)據(jù)計算得：H21.5mm5.3.6 活塞寬度的確定 B=（0.61.0）D 取為 B=30mm可根據(jù)中隔圈再次確定 B，缸蓋的滑動支承面的長度 ，由液壓缸內(nèi)徑 D1l確定 D80mm，取 =（0.61.0）D，取為， =30mm。1l1l5.3.7 缸體長度的確定 液壓缸缸體內(nèi)部長度應(yīng)等于活塞行程和活塞寬度只和。缸體外形還應(yīng)考慮到兩端端蓋的厚度，一般液壓缸缸體長度不應(yīng)大于內(nèi)徑的 2030 倍。002LLB =43mm5.4 活塞的設(shè)計由

52、于活塞在液體壓力的作用下沿缸筒往復(fù)滑動，因此它與缸的配合應(yīng)適當(dāng)即不能過緊，也不能間隙過大，過大會引起液壓缸內(nèi)部泄漏，降低容積效率，使液壓缸達不到設(shè)計的性能要求。5.4.1 結(jié)構(gòu)形式采用整體式。5.4.2 活塞與活塞桿的連接 整體活塞在活塞圓周上開溝槽，安置密封圈，結(jié)構(gòu)簡單。245.4.3 活塞材料選用高強度鑄鐵 HT200-300活塞外徑的配合一般采用 f9,外徑對內(nèi)孔的同軸度公差不大于 0.02mm，端面和軸線的垂直度公差不大于 0.04/100mm，外表面的圓度和圓柱度一般不大于外徑公差之半11。5.5 密封圈根據(jù)系統(tǒng)的工作特點，選用高低唇型密封圈。5.6 活塞桿活塞桿的桿頭應(yīng)連接摩擦塊推

53、動制動盤制動所以桿頭連接形式應(yīng)為螺孔頭式。5.6.1 活塞桿要在導(dǎo)向套中滑動一般采用 H8/h7 或 H8/f7 配合，其圓度和圓柱度公差不大于直徑公差之半。安裝活塞的軸頸和外圓的同軸度公差不大于 0.01mm，是為了保證活塞桿外圓和活塞外圓的同軸度，以避免活塞與缸筒、活塞桿與導(dǎo)向套的卡滯現(xiàn)象。安裝活塞的軸肩端面與活塞桿軸線的垂直度公差不大于 0.04mm/100mm。5.6.2 活塞桿的計算因前盤輪缸無速比要求，按液壓設(shè)計手冊要求，根據(jù)： d=（1/31/5）D 式中 D為缸筒直徑，mm。圓整查表得活塞桿直徑：d=14mm，活塞桿螺紋尺寸（GB/T2350-1980）得螺紋直徑與螺距 M10

54、 1.25，L 為短型，L=14mm 內(nèi)螺紋?；钊麠U的強度校核62104pFd =7.8 符合要求MPap255.7 活塞桿的導(dǎo)向套、密封、防塵金屬導(dǎo)向套一般采用摩擦系數(shù)小，耐磨性好的青銅材料制作。而端蓋式直接導(dǎo)向型導(dǎo)向套材料用灰鑄鐵。5.7.1 導(dǎo)向套長度的確定導(dǎo)向套的主要尺寸是支承長度，通常按活塞桿直徑、導(dǎo)向套的形式、導(dǎo)向套材料的承壓能力。通常有兩段導(dǎo)向段，每段寬度一般為 d/3，長度 b=2/3d，其中 d 為活塞桿直徑。即：b=2/3 14=9.5mm5.7.2 加工要求導(dǎo)向套外圓與端蓋內(nèi)孔德配合多為 H8/f7,內(nèi)孔與活塞桿外圓的配合選為H9/f9,外圓與內(nèi)孔的同軸度公差不大于直徑公

55、差的一半，內(nèi)孔中的環(huán)形油槽和直油槽要淺而寬，以保證有良好的潤滑。5.8 油口由于汽車制動系統(tǒng)的構(gòu)造，油口應(yīng)布置在端蓋上，且屬于薄壁孔（l/d0.5） ，通過口的流量為= （5-1）122QCApp2CAP式中 C流量系數(shù)，接頭處大孔與小孔之比大于 7 時，C=（0.60.62） 接頭處大孔與小孔之比小于 7 時，C=（0.70.8） ；A油孔的截面積，m2；液壓油的密度，Kg/m3；油孔前、后腔的壓力，MPa;12pp、油孔前后壓力差。p由上式得；2QACP （5-2）其中 Q=0.5652 L/ min，C 取為 0.726而查得桑塔納 2000 液壓油密度為=1.125g/，代入數(shù)據(jù)得 d

56、8.015 3cmmm。查液壓油口連接螺紋（GB/T2878-1993 取為油口：M10 1。5.9 密封件、防塵圈的選用選為 O 型密封圈 2 型特康防塵圈以上是汽車前盤制動輪缸的尺寸和結(jié)構(gòu)的設(shè)計，現(xiàn)將數(shù)據(jù)整理如下；表 5-1 設(shè)計數(shù)據(jù)整理液壓缸結(jié)構(gòu)單作用單活塞缸缸體長度43mm液壓缸內(nèi)徑40mm液壓缸壁厚5mm缸底厚度5mm頭部法蘭厚10mm活塞桿直徑14mm活塞行程3mm導(dǎo)向長度9.5mm表 5-2 裝配尺寸的確定活塞材料灰鑄鐵 HT200/300外徑對內(nèi)孔的同軸度公差 0.02mm端面軸線垂直度公差 0.04/100 mm外表面圓度和圓柱度 0.01 mm外徑配合 f9表 5-3 裝配

57、尺寸的確定（序）活塞桿材料為碳鋼 桿頭連接為螺孔頭式H8/h7 配合軸頸與外圓同軸度公差 0.01mm軸肩端面與活塞桿軸線垂直度公差為 0.04mm粗糙度為 0.2um螺紋M101.25 L=14mm 內(nèi)螺紋27導(dǎo)向套材料為青銅 外圓與端蓋內(nèi)孔配合 H8/f7 外圓與內(nèi)孔同軸度 0.03mm圓度與圓柱度 0.01mm 油口連接螺紋 M101密封圈O 型2 型特康防塵圈第 6 章 后輪輪缸的設(shè)計計算對于后輪鼓式制動采用雙領(lǐng)蹄式制動，即為雙缸單活塞制動現(xiàn)對四個輪缸進行設(shè)計計算。286.1 后輪工作壓力 PP=F/A=4F/=3.34MPa （6-1）2d24 946196.2 缸筒的設(shè)計6.2.1

58、 缸筒壁厚 （6-2） maxmax0.4121.3pDp代入數(shù)據(jù)得：=3.44mm19600.4 101260 1.3 10取4mm，則外徑=27mm。12DD6.2.2 缸筒壁厚驗算 （6-3）221210.35MpasnDDPD代入數(shù)據(jù)驗算,符合要求。20.8nPMpa6.2.3 缸體底部厚度 （6-4）120.433pPD式中 計算厚度外直徑，mm；2DP最大工作壓力，MPa。29計算得3.65，取=5mm。116.2.4 缸體頭部法蘭厚度 （6-5）3410aLpFbhrd式中 F法蘭在缸筒最大內(nèi)壓下所承受的最大軸向壓力，N； 法蘭外圓半徑，mm。ar初步設(shè)計取法蘭外圓半徑為 32m

59、m，b=11mm代入數(shù)據(jù)計算得 h=4.91mm 取 h=6mm6.2.5 液壓缸工作行程的確定工作行程長度由執(zhí)行機構(gòu)實際工作行程決定，且參照液壓工程手冊選取標(biāo)準(zhǔn)值得 S=30mm。6.2.6 最下導(dǎo)向長度最小導(dǎo)向套長度的確定=12mm （6-6）202LDH 6.2.7 缸體長度的確定L=S+B+L+=64mm （6-7）16.3 活塞的設(shè)計B=（）d=15mm0.6 1.0結(jié)構(gòu)形式為組合式，加工公差同前盤式活塞桿的校核 62410=3.4MPa ppFd符合要求。306.4 活塞桿的設(shè)計裝配公差和結(jié)構(gòu)形式同前盤式活塞桿的計算 因后輪輪缸無速比要求，回位靠彈簧。根據(jù)1135dD圓整后查表得活

60、塞桿直徑 d=10mm6.5 活塞桿的導(dǎo)向套、密封、防塵選用端蓋式導(dǎo)向，導(dǎo)向套的長度確定12，=7mm，活塞桿的加工要求同上。23bd6.6 油口油口的設(shè)計要求同上， = （6-8）122QCApp2CAP式中 C流量系數(shù)，接頭處大孔與小孔之比大于 7 時，C=0.60.62 接頭處大孔與小孔之比小于 7 時，C=0.70.8A油孔的截面積，m2；液壓油的密度，Kg/m3；油孔前、后腔的壓力，MPa；12pp、油孔前后壓力差，MPa。p （6-9）2QACP代入數(shù)據(jù)得：d=8.25mm，查取標(biāo)準(zhǔn)值，得油口為：M10 1現(xiàn)將后輪輪缸各尺寸參數(shù)整理如下；31表 6-1 后輪輪缸的尺寸參數(shù)數(shù)據(jù)整理液

61、壓缸結(jié)構(gòu) 單作用單活塞缸缸體長度64mm液壓缸內(nèi)徑 19mm缸筒壁厚 5mm缸底厚度 4 mm頭部法蘭厚 5mm活塞桿外徑 10mm 活塞桿行程 5mm導(dǎo)向套寬7mm最小導(dǎo)向長 12mm表 6-2 后輪輪缸材料選擇及結(jié)構(gòu)形式的確定活塞材料灰鑄鐵 HT200/300外徑對內(nèi)孔的同軸度公差 0.02mm端面軸線垂直度公差 0.04/100 mm外表面圓度和圓柱度 0.01 mm 外徑配合 f9活塞桿材料為碳鋼 桿頭連接為螺孔頭式H8/h7 配合軸頸與外圓同軸度公差 0.01mm軸肩端面與活塞桿軸線垂直度公差為 0.04mm粗糙度為 0.2um螺紋M101.25 L=14mm 內(nèi)螺紋導(dǎo)向套材料為青銅

62、 外圓與端蓋內(nèi)孔配合 H8/f7 外圓與內(nèi)孔同軸度 0.03mm圓度與圓柱度 0.01mm 表 6-3 后輪輪缸材料選擇及結(jié)構(gòu)形式的確定（序）油口連接螺紋 M101密封圈O 型2 型特康防塵圈流量 Q 的計算 Q=vAxL/min=5/0.4 L/min31023600.0191010032=0.0270275 L/min第 7 章 制動主缸的設(shè)計計算7.1 主缸主要供油量的計算Q =2Q +4Q012 =2x0.5652+4x0.27025 L/min33 =2.2115 L/min 7.2 第一段長度的確定主缸結(jié)構(gòu)見裝配圖，第一段長度為第一缸活塞的工作行程。 S （7-1）124d02Q式

63、中 d主缸直徑，mm； Q制動過程中所需的液體總流量，m3/h；S= mm=35mm102Q24d622.2115 1042 6028取得 S =40mm 1第二段長度的確定第二段長度為第二缸活塞的工作行程?？紤]到彈簧的作用，第二缸作用要比第一缸遲，為了保證兩缸能同時工作，第二段缸的活塞行程要小于第一缸的活塞行程。綜合考慮彈簧的預(yù)緊力，以及需保證第二缸在第一缸出現(xiàn)故障時能保證汽車的制動力，也就是應(yīng)能提供整車需要的制動油液。因此。224mms 7.3 缸筒的結(jié)構(gòu)參數(shù)的確定7.3.1 缸筒壁厚的確定 （7-2） max0max0.4121.3PDP式中 缸筒的最高工作壓力，MPa；maxPD缸筒內(nèi)

64、徑，mm；材料的許用壓力，MPa。 代入數(shù)據(jù)得345.06mm28600.4 101260 1.3 10取6mm7.3.2 缸筒連接方式缸筒選擇法蘭連接，結(jié)構(gòu)較簡單，易加工，易裝卸。法蘭厚度 （7-3）3410aLpFbhrd式中各參數(shù)意義同上，其中由法蘭盤的承載壓力選擇周布四個螺栓固定，查得螺栓的直徑為標(biāo)準(zhǔn)值 M12 2，代入數(shù)據(jù)計算得，h=12mm。 7.4 第一缸活塞直徑的確定1.選用整體式活塞，活塞采用高強度鑄鐵 HT200-30011，活塞寬度 B=（0.61.0）d 取為 15mm 2.由實際條件確定，第一缸的最大行程 S 為 45mm13.因為第一腔活塞桿直接與踏板機構(gòu)連接，為了

65、減輕重量，取活塞桿為空心桿，對于空心桿 d= m （7-4）62114 10pFd式中 F 液壓缸的推力，N；1 材料的許用應(yīng)力 MPa；p 活塞桿的空心直徑，mm。1d代入數(shù)據(jù)計算得:d=19mm缸工作時軸線擺動，因此選用光桿耳環(huán)式外端，活塞桿材料為碳鋼?；?5塞桿的加工要求同上。此外，此缸無速比要求，回位力靠彈簧力。7.5 第二缸的設(shè)計同上確定活塞寬 B=20mm，活塞桿長度 l=51.5mm，活塞為實心 d=12mm。7.6 導(dǎo)向套、密封活塞桿導(dǎo)向套裝在液壓缸有桿腔側(cè)端蓋內(nèi)，用以對活塞桿進行導(dǎo)向，內(nèi)裝有密封裝置以保證缸筒有桿腔的密封。外側(cè)有防塵圈，以防止活塞后退時把雜質(zhì)、灰塵及水分帶到密

66、封裝置處，損壞密封裝置。6、13選用端蓋式密封，適用于低壓、低速、小行程的液壓缸。導(dǎo)向套長度的確定同上 b=2/3d=2/319mm13mm最小導(dǎo)向長度 HS/20+D/215.5mm 7.7 油口的選擇 = （7-5）122QCApp2CAP式中 C流量系數(shù)，接頭處大孔與小孔之比大于 7 時，C=0.60.62 接頭處大孔與小孔之比小于 7 時，C=0.70.8A油孔的截面積，mm2；液壓油的密度，Kg/m3；油孔前、后腔的壓力，MPa；12pp、油孔前后壓力差。p制動液為合成制動液，密度，1.125g/cm 。3 （7-6）2QACP36 A= m /s36611.123 106020.60.5 101.125 103計算得 d6.492mm查液壓油口螺紋連接螺紋（GB/T-1993）取出油口為：M10 1，對于進油口開啟壓力較小代入數(shù)據(jù)取為：M16.5 1.5.7.8 選取彈簧為保證主缸能連續(xù)有效地工作，主缸活塞的回位彈簧應(yīng)能保證主缸活塞及時返回工作初始位置，這就要求確定適當(dāng)?shù)幕钊匚粡椈闪1、P2，否則，若回位彈簧力較大時，活塞回位過快制動液易汽化，產(chǎn)生氣穴現(xiàn)象；若回位彈簧較