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前言 1 1 汽車(chē)最小制動(dòng)力的確定 2 2 前后制動(dòng)器的制動(dòng)力分配比例。 3 3 各輪缸輸入力的確定 5 3.1前輪盤(pán)式制動(dòng)器的輸入力的確定 5 3.2后輪鼓式制動(dòng)器輪缸輸入力的計(jì)算 6 4. 制動(dòng)輪缸直徑d的確定 8 4.1對(duì)于前輪輪缸直徑 8 5. 制動(dòng)主缸直徑的設(shè)計(jì)計(jì)算 8 6. 前輪輪缸主要結(jié)構(gòu)參數(shù)的設(shè)計(jì)計(jì)算 9 6.1工作壓力P 9 6.2單位時(shí)間內(nèi)油液通過(guò)缸筒有效截面體積的流量； 9 6.3缸筒的設(shè)計(jì) 10 6.3.1缸筒內(nèi)徑 11 6.3.2 缸筒壁厚 11 6.3.3 缸蓋厚度的確定 12 6.3.4 工作行程的確定 12 6.3.5最小導(dǎo)向長(zhǎng)度的確定 13 6.3.6 活塞寬度的確定 13 6.3.7 缸體長(zhǎng)度的確定 13 6.4 活塞的設(shè)計(jì) 13 6.4.1 結(jié)構(gòu)形式 13 6.4.2 活塞與活塞桿的連接 13 6.4.3 活塞材料 13 6.5 密封圈 14 6.6 活塞桿 14 6.6.1 活塞桿要在導(dǎo)向套中滑動(dòng) 14 6.6.2 活塞桿的計(jì)算 14 6.7 活塞桿的導(dǎo)向套、密封、防塵 14 6.7.1導(dǎo)向套長(zhǎng)度的確定 14 6.7.2 加工要求 15 6.8 油口 15 6.9 密封件、防塵圈的選用 15 7 . 后輪輪缸的設(shè)計(jì)計(jì)算 16 7.1后輪工作壓力P 16 7.2缸筒的設(shè)計(jì) 17 7.2.1缸筒內(nèi)徑 17 7.2.2 缸筒壁厚 17 7.2.3 缸筒壁厚演算 17 7.2.4 缸體底部厚度 17 7.2.5 缸體頭部法蘭厚度 17 7.2.6 液壓缸工作行程的確定 17 7.2.7 最下導(dǎo)向長(zhǎng)度 18 7.2.8 缸體長(zhǎng)度的確定 18 7.3 活塞的設(shè)計(jì) 18 7.4 活塞桿的設(shè)計(jì) 18 7.5 活塞桿的導(dǎo)向套、密封、防塵 18 7.6 排氣閥 18 7.7 油口 18 7.8 密封件，防塵圈 19 8 制動(dòng)主缸的設(shè)計(jì)計(jì)算 20 8.1 主缸主要供油量的計(jì)算 20 8.2 第一段長(zhǎng)度的確定 20 8.3 缸筒的結(jié)構(gòu)參數(shù)的確定 21 8.3.1　缸筒壁厚的確定 21 8.3.2缸筒連接方式 21 8.4 第一缸活塞直徑的確定 21 8.5 第二缸的設(shè)計(jì) 22 8.6 導(dǎo)向套、密封 22 8.7 油口的選擇 22 8.8 選取彈簧 23 9.系統(tǒng)液壓閥的選擇 23 10. 管道尺寸 23 11.結(jié)束語(yǔ) 24 12致謝 24 參考文獻(xiàn)： 24 26 桑塔納汽車(chē)制動(dòng)驅(qū)動(dòng)結(jié)構(gòu)的設(shè)計(jì) 張海燕 （河北科技師范學(xué)院 機(jī)械電子系 機(jī)械設(shè)計(jì)制造及其自動(dòng)化） 摘要：使行駛中的汽車(chē)減速至停車(chē)，使下坡行駛的汽車(chē)的速度保持穩(wěn)定以及使已停駛的汽車(chē)保持不動(dòng)，這些作用統(tǒng)稱(chēng)為汽車(chē)制動(dòng)。汽車(chē)的制動(dòng)性直接關(guān)系到交通安全，重大交通事故往往與制動(dòng)距離太長(zhǎng)、緊急制動(dòng)側(cè)滑有關(guān)，改善制動(dòng)性能始終是汽車(chē)設(shè)計(jì)和制造部門(mén)的首要任務(wù) 對(duì)汽車(chē)起到制動(dòng)作用的是作用在汽車(chē)上，其方向與汽車(chē)行駛方向相反的外力。但這些外力的大小都是隨機(jī)的、不可控的。故汽車(chē)上必須裝設(shè)有一系列專(zhuān)門(mén)裝置，以使駕駛員能根據(jù)道路和交通情況，借以使外界在汽車(chē)某些部分（主要是車(chē)輪）施加一定的力，對(duì)汽車(chē)進(jìn)行一定程度的強(qiáng)制制動(dòng)。本文主要是對(duì)行車(chē)制動(dòng)的設(shè)計(jì)，且對(duì)行車(chē)制動(dòng)采取液壓制動(dòng)。因?yàn)樗饔脺髸r(shí)間較短，工作壓力高，因而輪缸尺寸小，可以安裝在制動(dòng)器內(nèi)部，直接作為制動(dòng)蹄張開(kāi)機(jī)構(gòu)，而不需要制動(dòng)臂等傳動(dòng)件，使之結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、質(zhì)量小且機(jī)械效率高。本文中主要針對(duì)桑塔納轎車(chē)進(jìn)行設(shè)計(jì)。通過(guò)汽車(chē)對(duì)制動(dòng)力要求入手來(lái)計(jì)算出輪缸輸入力、主缸輸入力和踏板力的需求，從而確定出系統(tǒng)各部分尺寸參數(shù)。在設(shè)計(jì)中對(duì)制動(dòng)管路采取交叉型控制，直行制動(dòng)時(shí)，任意回路實(shí)效，總制動(dòng)力都能保持正常值的50%，且結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，成本低、易于實(shí)現(xiàn)。經(jīng)設(shè)計(jì)計(jì)算，該結(jié)構(gòu)能使汽車(chē)在行駛時(shí)短距離內(nèi)停車(chē)且維持行駛方向的穩(wěn)定性，改善了制動(dòng)性能。 關(guān)鍵詞：制動(dòng)性；制動(dòng)驅(qū)動(dòng)機(jī)構(gòu)；制動(dòng)性能設(shè)計(jì) 前言 設(shè)計(jì)制動(dòng)驅(qū)動(dòng)機(jī)構(gòu)應(yīng)滿(mǎn)足如下主要要求[1]： （1）具有足夠的制動(dòng)效能。 （2）工作可靠。行車(chē)制動(dòng)裝置至少有兩套獨(dú)立的驅(qū)動(dòng)制動(dòng)器管路，當(dāng)其中一套管路失效時(shí)，另一套完好的管路應(yīng)保證汽車(chē)制動(dòng)能力不低于沒(méi)有失效時(shí)的30%。 （3）在任何速度制動(dòng)時(shí)，汽車(chē)都不應(yīng)喪失操縱性和 方向穩(wěn)定性。 （4）操縱輕便，并具有良好的隨動(dòng)性。 （5）制動(dòng)時(shí)，制動(dòng)系產(chǎn)生的噪聲應(yīng)盡可能小。 （6）作用滯后性應(yīng)進(jìn)可能好。作用滯后性即制動(dòng)反應(yīng)時(shí)間。以踏板開(kāi)始動(dòng)作至達(dá)到給定的制動(dòng)效能所需的時(shí)間來(lái)評(píng)價(jià)。 人力液壓制動(dòng)系的基本組成有前輪制動(dòng)器，制動(dòng)主缸，及后輪制動(dòng)器組成。基本原理如下，作為制動(dòng)能源的駕駛員所施加的控制力，通過(guò)作為控制裝置的制動(dòng)踏板機(jī)構(gòu)傳到容積式液壓傳動(dòng)裝置的主要部件——制動(dòng)主缸。制動(dòng)主缸屬于單向作用活塞式油泵，其作用是將自踏板機(jī)構(gòu)輸入的機(jī)械能轉(zhuǎn)化為液壓能。液壓能通過(guò)油管輸入前、后輪制動(dòng)器和制動(dòng)輪缸。制動(dòng)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(jī)械能，促使制動(dòng)能再轉(zhuǎn)換成機(jī)械能，促使制動(dòng)器進(jìn)入工作狀態(tài)。下面選桑塔納轎車(chē)車(chē)型來(lái)對(duì)液壓驅(qū)動(dòng)機(jī)構(gòu)進(jìn)行設(shè)計(jì)。[2] 1 汽車(chē)最小制動(dòng)力的確定 表1-1為桑塔納轎車(chē)的基本參數(shù)。 發(fā)動(dòng)機(jī)型號(hào) YP型(1．6升) JV型(1．8升) 總長(zhǎng)X總寬X總高 4545X1695X1400 4545X1695X1400 離地間隙(毫米) 145(空車(chē)) 127(重車(chē)) 插距(毫米) 2550 2550 前輪距(毫米) 1400 1414 后輪距(毫米) 1408 1422 最小轉(zhuǎn)彎半徑(米) 5．5 5．5 2．轎車(chē)基本重量表1-2轎車(chē)的基本重量(千克) 發(fā)動(dòng)機(jī)型號(hào) YP型(1．6升) JV型(1．8升) 總重 1440 1460 自重 955 985 載重 485 475 查得整車(chē)整備質(zhì)量m=1040kg 滿(mǎn)載總質(zhì)量m=1460 kg 由GB7258-1997《機(jī)動(dòng)車(chē)運(yùn)行安全技術(shù)條件》對(duì)汽車(chē)的制動(dòng)力要求如下[3] 車(chē)輛類(lèi)型 制動(dòng)力總合與整車(chē)重量百分比 軸制動(dòng)力與軸荷百分比 空載 滿(mǎn)載 前軸 后軸 汽、列車(chē) 60 50 60 —— 得出最小制動(dòng)力應(yīng)為=50%146010 N=7300N =60%104010 N=6240N 取=7300N為制動(dòng)器給機(jī)車(chē)的制動(dòng)力總和。 2 前后制動(dòng)器的制動(dòng)力分配比例。 前后輪制動(dòng)器制動(dòng)力的分配將影響汽車(chē)制動(dòng)時(shí)的方向穩(wěn)定性和附著條件的利用程度，是設(shè)計(jì)汽車(chē)制動(dòng)系必須妥善處理的問(wèn)題。 汽車(chē)制動(dòng)時(shí)前、后輪同時(shí)抱死對(duì)附著條件利用、制動(dòng)時(shí)汽車(chē)的方向穩(wěn)定性較為有利。此時(shí)前后制動(dòng)器、滿(mǎn)足關(guān)系[4]： 、——前、后輪制動(dòng)力 G——汽車(chē)重力 、——前、后輪的法向反作用力 ——路面附著系數(shù) =0.7 而對(duì)于行車(chē)制動(dòng)時(shí)地面作用于前、后輪的法向反作用力 令為制動(dòng)強(qiáng)度。 式中 L——軸距 b——質(zhì)心距后軸的距離 a——質(zhì)心距前軸的距離 ——汽車(chē)的最大加速度 如圖2-1為桑塔納轎車(chē)的整車(chē)基本參數(shù) [3] 序號(hào) 項(xiàng) 目 技術(shù)參數(shù) 普通型 2000型 1 管路系統(tǒng)型式 雙管路對(duì)角分布 2 前輪盤(pán)式制動(dòng)器 制動(dòng)盤(pán)厚度 制動(dòng)盤(pán)直徑 12 20 239 256 3 后輪鼓式制動(dòng)器 制動(dòng)鼓尺寸(內(nèi)徑X蹄寬)／mmXmm 80x30 200X40 4 駐車(chē)制動(dòng)坡度 30％ 5 制動(dòng)力分配比(后韌動(dòng)力／總制動(dòng)力) 22％ 19％ 6 制動(dòng)效率V 85％(空載) 65％(滿(mǎn)載) 91％(空載) 68％(滿(mǎn)載) 理想的前、后輪制動(dòng)器制動(dòng)力為=5913N =1387N 3 各輪缸輸入力的確定 輪缸輸入力與制動(dòng)器的效能因數(shù)有關(guān)，制動(dòng)器效能因數(shù)，就是指制動(dòng)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(dòng)鼓或制動(dòng)盤(pán)的作用半徑上所產(chǎn)生的摩擦力與輸入力之比。[5] 即 BF= （3-1） 式中 ——制動(dòng)力摩擦力矩 R——制動(dòng)鼓或盤(pán)的作用半徑 P ——輪缸輸入力 3.1前輪盤(pán)式制動(dòng)器的輸入力的確定 對(duì)于前輪盤(pán)式制動(dòng)，設(shè)兩側(cè)制動(dòng)塊對(duì)制動(dòng)盤(pán)的壓緊力均為P，則制動(dòng)盤(pán)在其兩側(cè)工作面的作用半徑上所受的摩擦力為2fP，次處f為盤(pán)與制動(dòng)塊的摩擦系數(shù)，于是鉗盤(pán)式制動(dòng)器制動(dòng)因數(shù)： BF= （3-2） 對(duì)于桑塔納轎車(chē)前輪為鉗盤(pán)式 BF=2nf n——旋轉(zhuǎn)制動(dòng)盤(pán)數(shù)目 f——摩擦系數(shù) 在理想條件下，計(jì)算結(jié)果取f=0.3接近實(shí)際。 這里n=1,f=0.3 代入計(jì)算得 BF=2x1x0.3=0.6 有（3-1）式；BF== 即 P===N=9855N （3-3） 即前輪輪缸輸入力最小為9855N 3.2后輪鼓式制動(dòng)器輪缸輸入力的計(jì)算 對(duì)于后輪鼓式制動(dòng)，采用雙領(lǐng)蹄式制動(dòng)，選用雙液壓缸雙領(lǐng)蹄制動(dòng)。 設(shè)作用與兩蹄張開(kāi)力，制動(dòng)鼓內(nèi)圓柱面半徑制動(dòng)鼓工作半徑為R 則 B 當(dāng)時(shí)，則有 蹄與鼓間的作用力的分布其合力大小，方向及作用點(diǎn)需要精確地分析計(jì)算如下圖 設(shè)張開(kāi)力P作用下制動(dòng)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(diǎn)這一法向力引起了作用于制動(dòng)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(duì)A去矩得： Ph+Nfc-Nb=0 由上式得：領(lǐng)蹄的受力 （3-4） 當(dāng)逆轉(zhuǎn)時(shí)，領(lǐng)蹄變?yōu)閰蔡?，這時(shí)的受力情況 Nf方向相反，得制動(dòng)器因數(shù) （3-5） 式中 f為摩擦系數(shù)，P為輸入力，其余為結(jié)構(gòu)尺寸。 F在初步設(shè)計(jì)時(shí)取0.3使結(jié)果更接近實(shí)際。[1] 由表查的桑塔納的制動(dòng)系結(jié)構(gòu)參數(shù)得；R=200mm h=2x0.8R=320mm b=0.8R=160mm c=0.9R=180mm 計(jì)算得 =0.44 P==946N 即前、后輪輪缸的輸入力大小為=9855N ， =946N 4. 制動(dòng)輪缸直徑d的確定 制動(dòng)輪缸對(duì)制動(dòng)蹄塊施加的張開(kāi)力與輪缸直徑d和制動(dòng)管路壓力的關(guān)系為； （4-1） 取管路壓力為10MPa 4.1對(duì)于前輪輪缸直徑 為==mm 35.4mm 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=40mm 4.2 后輪輪缸直徑的確定 取后輪輪缸直徑為=19mm 5. 制動(dòng)主缸直徑的設(shè)計(jì)計(jì)算 第i個(gè)輪缸的工作容積為 （5-1） 式中，為第i個(gè)輪缸活塞的直徑；n為輪缸中活塞的數(shù)目；為第I個(gè)輪缸活塞在完全控制時(shí)的行程，初步設(shè)計(jì)時(shí)，對(duì)于鼓式制動(dòng)器可取2.02.5mm[6]。 對(duì)于盤(pán)式制動(dòng)輪缸 ===3768 對(duì)于鼓式制動(dòng)輪缸 = 所有輪缸總工作容積為=2=13204 制動(dòng)主缸應(yīng)有的工作容積為，式中，為制動(dòng)軟管的變形容積。在初步設(shè)計(jì)中，制動(dòng)主缸的工作容積可取為：對(duì)于乘用車(chē)=1.1V 則； =1.113204=14524.4 主缸活塞直徑和活塞工作行程為 = （5-2） 一般=（0.81.2） ，此處取= 即 ==mm=26.449mm 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19mm、22mm、26mm、28mm、32mm、35mm、38mm、40mm、45mm。 此處選取=28mm 6. 前輪輪缸主要結(jié)構(gòu)參數(shù)的設(shè)計(jì)計(jì)算 參數(shù) 內(nèi)徑D=40mm 理論推力值 F=9855 N 6.1工作壓力P （6-1） 6.2單位時(shí)間內(nèi)油液通過(guò)缸筒有效截面體積的流量； L/min （6-2） 式中 V——液壓缸活塞一次行程中所消耗油液的體積 t——液壓缸活塞一次行程所需時(shí)間 其中 V=vAtL v——活塞桿運(yùn)動(dòng)速度 A——活塞桿截面面積 關(guān)于活塞桿的速度確定如下； 根據(jù)《汽車(chē)安全技術(shù)條件》中規(guī)定；汽車(chē)單車(chē)制動(dòng)協(xié)調(diào)時(shí)間應(yīng)不大于0.6s。制動(dòng)協(xié)調(diào)時(shí)間為踏板開(kāi)始動(dòng)作到到達(dá)標(biāo)準(zhǔn)規(guī)定的充分發(fā)出的平均減速度的75%時(shí)所用時(shí)間。 下圖是駕駛員在接受了緊急制動(dòng)信號(hào)后，制動(dòng)踏板力、汽車(chē)制動(dòng)減速度與制動(dòng)時(shí)間的關(guān)系曲線 [2] 圖6-1 汽車(chē)制動(dòng)曲線 =+為制動(dòng)器作用時(shí)間即 由——踩下制動(dòng)踏板到制動(dòng)間隙消除的時(shí)間 ——制動(dòng)力增長(zhǎng)過(guò)程所需時(shí)間 設(shè)消除間隙所用時(shí)間0.2s，則制動(dòng)器作用時(shí)間0.4s,取為0.4s，則 v= mm/s s——為活塞桿行程 v= mm/s=7.5mm/s Q=vA =7.5 60=0.5652 L/min 6.3缸筒的設(shè)計(jì) 對(duì)缸筒的材料選擇有如下要求：[8] 一般要求有足夠的強(qiáng)度和沖擊韌性，對(duì)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(lái)源等可選用以下各種材料：[6]25、35、45等；25GrMo35CrMo,38CrMoAl;ZG200-400,ZG230-450, 1Gr18Ni19,ZL105等； 缸筒毛坯，普遍采用退火的冷拔或熱軋無(wú)縫鋼管，國(guó)內(nèi)市場(chǎng)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(zhǎng)度切割無(wú)縫鋼管。 對(duì)于工作溫度低于-50的液壓缸缸筒，必須用45，35號(hào)鋼且要調(diào)質(zhì)處理。[9] 根據(jù)《液壓工程手冊(cè)》選取，缸筒的材料為鑄鐵。 6.3.1 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(shí)，則無(wú)活塞桿側(cè)的內(nèi)徑為： D= 取D=40mm （6-3） 6.3.2 缸筒壁厚 （6-4） 其中 為缸筒的最高工作壓力， D——缸筒內(nèi)徑 ——材料的許用壓力 則，=3.33mm 取=4mm D+2=40+24 mm=48 mm 查《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)》，取為 =50mm 缸筒壁厚的演算 液壓缸的工作壓力應(yīng)低于一定的極限值，保證工作安全： （6-5） 式中，——為缸筒材料的屈服強(qiáng)度 鑄鐵為180MPa 代入數(shù)據(jù) =22.68 MPa 系統(tǒng)的壓力最高為12 MPa 所以缸筒外徑符合要求 為了避免缸筒在工作時(shí)發(fā)生塑性變形，液壓缸的額定壓力應(yīng)與塑性變形壓力有一定的比例范圍： （6-6） 其中 MPa MPa =40.1 MPa =14.04 MPa 系統(tǒng)壓力經(jīng)驗(yàn)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(yàn)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(shí)驗(yàn)壓力[10]。經(jīng)驗(yàn)證，符合要求。 6.3.3 缸蓋厚度的確定 汽車(chē)前輪缸蓋設(shè)為有孔式，則有公式 當(dāng)缸筒底部為拱形時(shí)，應(yīng)按下式進(jìn)行計(jì)算： m （6-7） 式中，為缸筒外徑 = m =4.1 mm 取缸蓋厚度為5 mm 6.3.4 工作行程的確定 液壓缸工作行程長(zhǎng)度，可根據(jù)執(zhí)行機(jī)構(gòu)實(shí)際最大行程來(lái)確定，對(duì)于前輪盤(pán)式，制動(dòng)盤(pán)與制動(dòng)塊之間的間隙為0.010.15mm，加上制動(dòng)片的極限偏差和活塞與制動(dòng)塊之間距離的2倍，取活塞的工作大致為3mm。 6.3.5最小導(dǎo)向長(zhǎng)度的確定 （6-8） L——液壓缸的最大工作行程 代入數(shù)據(jù)計(jì)算得：H21.5mm 6.3.6 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(dòng)支承面的長(zhǎng)度，由液壓缸內(nèi)徑D確定D<80mm，取=（0.61.0）D 取為 =30mm 6.3.7 缸體長(zhǎng)度的確定 液壓缸缸體內(nèi)部長(zhǎng)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(zhǎng)度不應(yīng)大于內(nèi)徑的2030倍。 =43mm 6.4 活塞的設(shè)計(jì) 由于活塞在液體壓力的作用下沿缸筒往復(fù)滑動(dòng)，因此它與缸的配合應(yīng)適當(dāng)即不能過(guò)緊，也不能間隙過(guò)大，過(guò)大會(huì)引起液壓缸內(nèi)部泄漏，降低容積效率，使液壓缸達(dá)不到設(shè)計(jì)的性能要求。 6.4.1 結(jié)構(gòu)形式 采用整體式 6.4.2 活塞與活塞桿的連接 整體活塞在活塞圓周上開(kāi)溝槽，安置密封圈，結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單。 6.4.3 活塞材料 選用高強(qiáng)度鑄鐵HT200-300 活塞尺寸及加工公差 活塞外徑的配合一般采用f9,外徑對(duì)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]。 6.5 密封圈 根據(jù)系統(tǒng)的工作特點(diǎn)，選用高低唇型密封圈。 6.6 活塞桿 活塞桿的桿頭應(yīng)連接摩擦塊推動(dòng)制動(dòng)盤(pán)制動(dòng)所以桿頭連接形式應(yīng)為螺孔頭式。 6.6.1 活塞桿要在導(dǎo)向套中滑動(dòng) 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。 6.6.2 活塞桿的計(jì)算 因前盤(pán)輪缸無(wú)速比要求，按《液壓設(shè)計(jì)手冊(cè)》要求，根據(jù)： d=（1/3～1/5）D D---為缸筒直徑 圓整查表得活塞桿直徑：d=14mm 活塞桿螺紋尺寸查（GB/T2350-1980）得螺紋直徑與螺距 M101.25 L為短型 L=14mm 內(nèi)螺紋 活塞桿的強(qiáng)度校核 =7.8 符合要求 6.7 活塞桿的導(dǎo)向套、密封、防塵 選用端蓋式 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。 6.7.1導(dǎo)向套長(zhǎng)度的確定 導(dǎo)向套的主要尺寸是支承長(zhǎng)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(zhǎng)度 b=2/3d 其中d為活塞桿直徑。 即 b=2/314=9.5mm 6.7.2 加工要求[12] 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(rùn)滑。 6.8 油口 由于汽車(chē)制動(dòng)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(guò)口的流量為 = （6-9） 式中C——流量系數(shù)，接頭處大孔與小孔之比大于7時(shí)，C=0.60.62 接頭處大孔與小孔之比小于7時(shí)，C=0.70.8 A——油孔的截面積 ——液壓油的密度 ——油孔前、后腔的壓力 ——油孔前后壓力差 由上式得； （6-10） 其中Q=0.5652 L/ min C取為0.7 而查得桑塔納2000液壓油密度為 =1.125g/ 代入數(shù)據(jù)得d8.015 mm 查液壓油口連接螺紋（GB/T2878-1993） 取為 油口 M101 6.9 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(chē)前盤(pán)制動(dòng)輪缸的尺寸和結(jié)構(gòu)的設(shè)計(jì)，現(xiàn)將數(shù)據(jù)整理如下； 表6-9 設(shè)計(jì)數(shù)據(jù)整理 液壓缸結(jié)構(gòu) 單作用單活塞缸 缸體長(zhǎng)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(zhǎng)度 9.5mm 裝配尺寸如下表 活塞 材料灰鑄鐵 HT200/300 外徑對(duì)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 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 7 . 后輪輪缸的設(shè)計(jì)計(jì)算 對(duì)于后輪鼓式制動(dòng)采用雙領(lǐng)蹄式制動(dòng)，即為雙缸單活塞制動(dòng) 現(xiàn)對(duì)四個(gè)輪缸進(jìn)行設(shè)計(jì)計(jì)算 7.1后輪工作壓力P P=F/A=4F/==3.34mpa （7-1） 7.2缸筒的設(shè)計(jì) 選材料為鑄鐵 7.2.1缸筒內(nèi)徑 D=19mm 7.2.2 缸筒壁厚 ==3.44mm （7-2） 取4mm，則外徑=27mm 7.2.3 缸筒壁厚演算 （7-3） 代入數(shù)據(jù)演算,符合要求 7.2.4 缸體底部厚度 （7-4） 式中---計(jì)算厚度外直徑 P---最大工作壓力 計(jì)算得3.65，取=5mm 7.2.5 缸體頭部法蘭厚度 （7-5） 式中：F---法蘭在缸筒最大內(nèi)壓下所承受的最大軸向壓力 ---法蘭外圓半徑 初步設(shè)計(jì)取法蘭外圓半徑為32mm，b=11mm 代入數(shù)據(jù)計(jì)算得 h=4.91mm 取h=6mm 7.2.6 液壓缸工作行程的確定 工作行程長(zhǎng)度由執(zhí)行機(jī)構(gòu)實(shí)際工作行程決定，且參照《液壓工程手冊(cè)》選取標(biāo)準(zhǔn)值得S=30mm 7.2.7 最下導(dǎo)向長(zhǎng)度 最小導(dǎo)向長(zhǎng)度的確定=12mm （7-6） 7.2.8 缸體長(zhǎng)度的確定 L=S+B+L+=64mm （7-7） 7.3 活塞的設(shè)計(jì) B=（）d= 15mm 結(jié)構(gòu)形式為組合式，加工公差同前盤(pán)式 活塞桿的校核 =3.4 符合要求 7.4 活塞桿的設(shè)計(jì) 裝配公差和結(jié)構(gòu)形式同前盤(pán)式 活塞桿的計(jì)算 因后輪輪缸無(wú)速比要求，回位靠彈簧。根據(jù) 圓整后查表得活塞桿直徑 d=10mm 7.5 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(zhǎng)度確定， =7mm [12] 活塞桿的加工要求同上。 7.6 排氣閥 排氣閥要求同上 7.7 油口 油口的設(shè)計(jì)要求同上， = （7-8） 式中各參數(shù)意義同上，則 （7-9） 代入數(shù)據(jù)得 d=8.25mm 查取標(biāo)準(zhǔn)值，得油口為 M101 7.8 密封件，防塵圈 選擇結(jié)果同上。 現(xiàn)將后輪輪缸各尺寸參數(shù)整理如下； 表7-8后輪輪缸的尺寸參數(shù)數(shù)據(jù)整理 液壓缸結(jié)構(gòu) 單作用單活塞缸 缸體長(zhǎng)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(zhǎng) 12mm 裝配尺寸如下表 活塞 材料灰鑄鐵 HT200/300 外徑對(duì)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 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 流量Q的計(jì)算 Q=vAxL/min=5/0.4 L/min=0.0270275 L/min 8 制動(dòng)主缸的設(shè)計(jì)計(jì)算 8.1 主缸主要供油量的計(jì)算 Q=2Q+4Q =2x0.5652+4x0.27025 L/min =2.2115 L/min 8.2 第一段長(zhǎng)度的確定 主缸結(jié)構(gòu)見(jiàn)裝配圖，第一段長(zhǎng)度為第一缸活塞的工作行程。 S （8-1） 式中；d——主缸直徑 Q——制動(dòng)過(guò)程中所需的液體總流量 S0.4= mm=12mm 取得S=４０ ｍｍ 第二段長(zhǎng)度的確定 第二段長(zhǎng)度為第二缸活塞的工作行程。考慮到彈簧的作用，第二缸作用要比第一缸遲，為了保證兩缸能同時(shí)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(shí)能保證汽車(chē)的制動(dòng)力，也就是應(yīng)能提供整車(chē)需要的制動(dòng)油液。因此 8.3 缸筒的結(jié)構(gòu)參數(shù)的確定 8.3.1　缸筒壁厚的確定 　　　 （8-2） 式中各符號(hào)意義同前，代入數(shù)據(jù)得 ＝5.06ｍｍ 取＝6mm 8.3.2缸筒連接方式 缸筒選擇法蘭連接，結(jié)構(gòu)較簡(jiǎn)單，易加工，易裝卸。 法蘭厚度ｈ （8-3） 式中各參數(shù)意義同上，其中由法蘭盤(pán)的承載壓力選擇周布四個(gè)螺栓固定，查得螺栓的直徑為標(biāo)準(zhǔn)值M124，代入數(shù)據(jù)計(jì)算得， h=9 mm 8.4 第一缸活塞直徑的確定 I．選用整體式活塞，活塞采用高強(qiáng)度鑄鐵 HT200-300[11]， 活塞寬度B=（0.61.0）d 取為15mm II． 由實(shí)際條件確定，第一缸的最大行程S為45mm III． 因?yàn)榈谝磺换钊麠U直接與踏板機(jī)構(gòu)連接，為了減輕重量，取活塞桿為空心桿，對(duì)于空心桿 d= m （8-4） 式中F——液壓缸的推力 ——材料的許用應(yīng)力 ——活塞桿的空心直徑 代入數(shù)據(jù)計(jì)算得d=19mm 缸工作時(shí)軸線擺動(dòng)，因此選用光桿耳環(huán)式外端，活塞桿材料為碳鋼。 活塞桿的加工要求同上。 此外，此缸無(wú)速比要求，回位力靠彈簧力。 8.5 第二缸的設(shè)計(jì) 同上確定活塞寬B=20mm 活塞桿長(zhǎng)度l=50mm 活塞為實(shí)心d=12mm 8.6 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(duì)活塞桿進(jìn)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(shí)把雜質(zhì)、灰塵及水分帶到密封裝置處，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(zhǎng)度的確定同上 b=2/3d=2/3x19mm13mm 最小導(dǎo)向長(zhǎng)度 HS/20+D/215.5mm 加工要求同上 8.7 油口的選擇 = （8-5） 各參數(shù)意義同上。 對(duì)于出油口，在制動(dòng)時(shí)需要一定的開(kāi)啟壓力，設(shè)為0.1Mpa。 制動(dòng)液為合成制動(dòng)液，密度為1.125g/cm （8-6） A= m/s 計(jì)算得 d6.492 mm 查液壓油口螺紋連接螺紋（GB/T-1993）取出油口為 M81 對(duì)于進(jìn)油口開(kāi)啟壓力 較小 代入數(shù)據(jù)取為 M121.5 8.8 選取彈簧 因?yàn)榛钊匚恍枰獜椈闪?，所以要有固定安裝的彈簧。 選用等節(jié)距圓形截面彈簧[14] 因?yàn)榈谝桓變?nèi)部開(kāi)啟壓力為0.5Mpa，則彈簧的最大承載壓力為 F=PA=0.5=265N ,彈簧的行程=45mm 依據(jù)彈簧的承載能力和行程及液壓缸的內(nèi)徑，查得彈簧的中徑D=18mm H=71mm 直徑d=2mm 9.系統(tǒng)液壓閥的選擇 本系統(tǒng)前、后輪管道壓力不同，但是油液由液壓制動(dòng)主缸供給。因此，系統(tǒng)管路中應(yīng)有比例閥，進(jìn)、出油口為單向閥。 表9-1系統(tǒng)液壓閥數(shù)據(jù)整理 序號(hào) 元件名稱(chēng) 方案一 方案二 通過(guò)流量 1 插裝直通單向閥 CIT-04-05-1 9.5L/min 2 電磁液壓比例閥 BYF型 20L/min 10. 管道尺寸 管路在液壓系統(tǒng)中主要用來(lái)把各種元件及裝置連接起來(lái)，對(duì)管路的基本要求是要有足夠的強(qiáng)度，能承受系統(tǒng)的最高沖擊壓力和工作壓力。[7]管路與各元件及裝置的各連接處要密封可靠、不泄漏、絕對(duì)不能松動(dòng)。管路的安裝要固定堅(jiān)實(shí)，布局合理，排列整齊，方便維修和更新元件。 本系統(tǒng)主油路流量Q=1.106L/min 壓油管的允許流速為 v=12.5mm/s 綜合諸因素現(xiàn)取油管的內(nèi)徑d=6mm 進(jìn)油口參照進(jìn)油口螺紋連接尺寸[15]，選為d=5mm。到此，整個(gè)系統(tǒng)的設(shè)計(jì)已經(jīng)完成，經(jīng)校核符合要求。 11.結(jié)束語(yǔ) 汽車(chē)的制動(dòng)性能評(píng)價(jià)指標(biāo)有：制動(dòng)效能、制動(dòng)效能的穩(wěn)定性、制動(dòng)時(shí)汽車(chē)方向的穩(wěn)定性[2]。液壓制動(dòng)保證了制動(dòng)時(shí)的高效能，且選擇x型回路保證了制動(dòng)系統(tǒng)的工作可靠性。但是，一旦某一管路損壞，造成制動(dòng)力不對(duì)稱(chēng)，前輪將朝制動(dòng)力大的邊繞主銷(xiāo)轉(zhuǎn)動(dòng)，使汽車(chē)喪失穩(wěn)定性，但對(duì)于主銷(xiāo)偏移距為負(fù)值的車(chē)仍適用。 總之，此設(shè)計(jì)方案可以通過(guò)優(yōu)化手段保證汽車(chē)的制動(dòng)性能。 12致謝 在這次畢業(yè)設(shè)計(jì)過(guò)程中,得到了任課老師們的大力支持。畢業(yè)設(shè)計(jì)指導(dǎo)老師鄭立新在整個(gè)設(shè)計(jì)過(guò)程中不辭辛苦,毫無(wú)保留,給我們提供了大量的設(shè)計(jì)數(shù)據(jù)和參考資料,為我的設(shè)計(jì)提供了思路與方法。并對(duì)這次設(shè)計(jì)提出了很多很好建議和意見(jiàn),這些對(duì)我做好此次設(shè)計(jì)、改進(jìn)我的設(shè)計(jì)思路、提高設(shè)計(jì)水平作用很大,讓我受益匪淺。鄭老師多次到實(shí)驗(yàn)室親自指導(dǎo)，給我們作詳盡的解答,耐心細(xì)致，循循善誘。還幫助我們進(jìn)行市場(chǎng)分析、可行性分析，開(kāi)闊了我們的視野、增長(zhǎng)了我們的見(jiàn)識(shí),讓我們學(xué)到了許多實(shí)踐中很重要的知識(shí)。充分盡到了指導(dǎo)教師的責(zé)任和義務(wù)，在此我向鄭老師表示衷心的感謝！另外，在設(shè)計(jì)的整個(gè)過(guò)程中,馬淑英，陳立東等老師給我提供了很多參觀、測(cè)繪的便利。同時(shí)也得到了農(nóng)機(jī)教研室所有老師以及同學(xué)們有價(jià)值的建議,在此一并向這些老師們表示衷心的感謝！ 參考文獻(xiàn)： [1] 王望予、張建文、史文庫(kù)等 汽車(chē)設(shè)計(jì)[M]-4版.-北京：機(jī)械工程出版社，2004.8 [2] 余志生、趙六奇、夏群生等 汽車(chē)?yán)碚揫M]-3版.-北京：機(jī)械工業(yè)出版社，2000.10 [3] 張大成、戴波南等 [M] 上海桑塔納2000系列轎車(chē)維修手冊(cè) –北京:北京理工大學(xué)出版社 2001.12 [4] 趙英勛、劉明等 汽車(chē)檢測(cè)與診斷技術(shù)[M] -北京：機(jī)械工業(yè)出版社.2003.1 [5] 劉長(zhǎng)榮、肖念新等 工程力學(xué) [M] –北京：中國(guó)農(nóng)業(yè)科技出版社 2002 [6] 鄭玉才、劉長(zhǎng)榮等 機(jī)械設(shè)計(jì)基礎(chǔ) [M] –北京：中國(guó)農(nóng)業(yè)科技出版社 2002 [7] 成大先、李長(zhǎng)順、姜勇等 機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè) –北京：化學(xué)工學(xué)出版社，2004.1 [8] 佟玲等 液壓傳動(dòng) [M] –北京：中國(guó)農(nóng)業(yè)科技出版社 95.2 [9] 雷天覺(jué)、楊爾莊等 [M] 新編液壓工程手冊(cè) -北京：北京理工大學(xué)出版社 98.2 [10] 卜炎等 機(jī)械傳動(dòng)裝置設(shè)計(jì)手冊(cè) [M] -北京：機(jī)械工程出版社98.12 [11] 陳家瑞等 汽車(chē)構(gòu)造 [M] -北京：人民交通出版社2002.2 [12] 鄭明新等 工程材料[M] 北京：清華大學(xué)出版社91.9 [13] 廖年釗、莫雨松、古瑩菴等 互換性與技術(shù)檢測(cè)[M] –北京：中國(guó)計(jì)量出版社 2004.1 [14]劉惟信等 汽車(chē)設(shè)計(jì) [M] –北京：清華大學(xué)出版社 [15] 楊培元、朱福元等[M] 液壓系統(tǒng)設(shè)計(jì)簡(jiǎn)明手冊(cè) –北京：機(jī)械工程出版社 1994 [16] 戴冠軍、周軍、孫偉等[M]汽車(chē)底盤(pán)維修大全 –杭州：浙江科學(xué)技術(shù)出版社 2000.4 [17]ParkShinsuk.Numericalevaluationofbrakingfeeltodesignoptimalbrake-by-wiresystem[J].InternationalJournalofVehicleDesign,2005,37(1):123. [18]SchinkelM.Anti-lockbrakingcontrolusingaslidingmodelikeapproach[J].ProceedingsoftheAmericanControlConference,2002,(3):23862391. The Design of The Hydraulic Braking System Zhang Haiyan (Dept.of Machinery and Electron,Hebei Normal University of Science & Technology) Abstract:To make the automobile in the travel to decelerate to stops, to keep the automobile at a speed in the downhill travel as well as to make the automobile which stops to maintain motionless, these functions are called for the automobile applies the brake. The braking quality of the automobile directly relates to the traffic safety, the significant traffic accident is often related to the long stopping distance, emergency brake sideslips. It is the primary task for the design and the manufacture branch of the car to improve braking quality . The brake force to the automobile is the function on the automobile, that it is external force with the direction opposite with the travel direction. but these external force size all is stochastic, not controllable. Therefore on the automobile must install the settings that has a series of installs specially, enables the pilot to act according to the path and the transportation situation, in order to make the outside (mainly is wheel) exerts certain strength at automobile certain parts, carries on certain degree to the automobile to force to apply the brake. This article is the design mainly about applying the brake to the driving. and applies the brake to the driving to adopt hydraulic brake. Because it affects the lag time to be short, the working pressure is high, thus the wheel cylinder size is small, may install in the brake, directly opens the organization as the brake shoe, but does not need the stop arm and so on to pass on the moving parts. And make the structure simple, the quality small also the mechanical efficiency is high. In this article mainly aims at the Santana passenger vehicle to carry on the design. Through the request of the braking force to calculates the wheel cylinder input strength, the master cylinder input strength and the footboard strength demand, thus determines the system various part of size parameters. We adopt the type of chiasma control when the design to the brake line. when one line failed in the direct traveling , the random return route actual effect, the total braking force all can maintain 50% of the normal value. And also the structure is simple, the cost is low, and easy to realize. After the design calculation, this structure can stop the automobile in the short distance and keep the maintenance travel direction stability, improved the braking quality. Key words: brake , braking quality, design