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1、前言11 汽车最小制动力的确定22 前后制动器的制动力分配比例。33 各轮缸输入力的确定53.1前轮盘式制动器的输入力的确定53.2后轮鼓式制动器轮缸输入力的计算64. 制动轮缸直径d的确定84.1对于前轮轮缸直径85. 制动主缸直径的设计计算86. 前轮轮缸主要结构参数的设计计算96.1工作压力P96.2单位时间内油液通过缸筒有效截面体积的流量；96.3缸筒的设计106.3.1缸筒内径116.3.2 缸筒壁厚116.3.3 缸盖厚度的确定126.3.4 工作行程的确定126.3.5最小导向长度的确定136.3.6 活塞宽度的确定136.3.7 缸体长度的确定136.4 活塞的设计136.4.
2、1 结构形式136.4.2 活塞与活塞杆的连接136.4.3 活塞材料136.5 密封圈146.6 活塞杆146.6.1 活塞杆要在导向套中滑动146.6.2 活塞杆的计算146.7 活塞杆的导向套、密封、防尘146.7.1导向套长度的确定146.7.2 加工要求156.8 油口156.9 密封件、防尘圈的选用157 . 后轮轮缸的设计计算167.1后轮工作压力P167.2缸筒的设计177.2.1缸筒内径177.2.2 缸筒壁厚177.2.3 缸筒壁厚演算177.2.4 缸体底部厚度177.2.5 缸体头部法兰厚度177.2.6 液压缸工作行程的确定177.2.7 最下导向长度187.2.8
3、缸体长度的确定187.3 活塞的设计187.4 活塞杆的设计187.5 活塞杆的导向套、密封、防尘187.6 排气阀187.7 油口187.8 密封件，防尘圈198 制动主缸的设计计算208.1 主缸主要供油量的计算208.2 第一段长度的确定208.3 缸筒的结构参数的确定218.3.1缸筒壁厚的确定218.3.2缸筒连接方式218.4 第一缸活塞直径的确定218.5 第二缸的设计228.6 导向套、密封228.7 油口的选择228.8 选取弹簧239.系统液压阀的选择2310. 管道尺寸2311.结束语2412致谢24参考文献：241桑塔纳汽车制动驱动结构的设计 张海燕（河北科技师范学院
4、机械电子系 机械设计制造及其自动化）摘要：使行驶中的汽车减速至停车，使下坡行驶的汽车的速度保持稳定以及使已停驶的汽车保持不动，这些作用统称为汽车制动。汽车的制动性直接关系到交通安全，重大交通事故往往与制动距离太长、紧急制动侧滑有关，改善制动性能始终是汽车设计和制造部门的首要任务对汽车起到制动作用的是作用在汽车上，其方向与汽车行驶方向相反的外力。但这些外力的大小都是随机的、不可控的。故汽车上必须装设有一系列专门装置，以使驾驶员能根据道路和交通情况，借以使外界在汽车某些部分（主要是车轮）施加一定的力，对汽车进行一定程度的强制制动。本文主要是对行车制动的设计，且对行车制动采取液压制动。因为它作用滞后
5、时间较短，工作压力高，因而轮缸尺寸小，可以安装在制动器内部，直接作为制动蹄张开机构，而不需要制动臂等传动件，使之结构简单、质量小且机械效率高。本文中主要针对桑塔纳轿车进行设计。通过汽车对制动力要求入手来计算出轮缸输入力、主缸输入力和踏板力的需求，从而确定出系统各部分尺寸参数。在设计中对制动管路采取交叉型控制，直行制动时，任意回路实效，总制动力都能保持正常值的50%，且结构简单，成本低、易于实现。经设计计算，该结构能使汽车在行驶时短距离内停车且维持行驶方向的稳定性，改善了制动性能。关键词：制动性；制动驱动机构；制动性能设计前言设计制动驱动机构应满足如下主要要求1：（1）具有足够的制动效能。 （2
6、）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。（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）作用滞后性应进可能好。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。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
7、，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。下面选桑塔纳轿车车型来对液压驱动机构进行设计。2 1 汽车最小制动力的确定表1-1为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)55552轿车基本
8、重量表1-2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车辆类型制动力总合与整车重量百分比轴制动力与轴荷百分比 空载满载 前轴 后轴汽、列车 60 50 60 得出最小制动力应为=50%146010 N=7300N =60%104010 N=6240N 取=7300N为制动器给机车的制动力总和。2 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
9、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：、前、后轮制动力G汽车重力、前、后轮的法向反作用力路面附着系数 =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。式中 L轴距 b质心距后轴的距离 a质心距前轴的距离汽车的最大加速度如图2-1为桑塔纳轿车的整车基本参数 3序号 项 目 技术参数 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X蹄宽)mmXmm 80x30 20
10、0X404 驻车制动坡度 305 制动力分配比(后韧动力总制动力) 22 19 6 制动效率V 85(空载) 65(满载) 91(空载) 68(满载) 理想的前、后轮制动器制动力为=5913N=1387N3 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）式中 制动力摩擦力矩 R制动鼓或盘的作用半径 P 轮缸输入力3.1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
11、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：BF= （3-2）对于桑塔纳轿车前轮为钳盘式 BF=2nf 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；BF= 即 P=N=9855N （3-3）即前轮轮缸输入力最小为9855N3.2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，制动鼓内圆柱面半径制动鼓工作半径为R 则 B当时，则有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
12、析计算如下图设张开力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：Ph+Nfc-Nb=0 由上式得：领蹄的受力 （3-4）当逆转时，领蹄变为丛蹄，这时的受力情况 Nf方向相反，得制动器因数 （3-5）式中 f为摩擦系数，P为输入力，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=200mmh=2x0.8R=320mmb=0.8R=160mmc=0.9R=180mm计算得 =0.44P=946N即前、后轮轮缸的输入力大
13、小为=9855N ， =946N4. 制动轮缸直径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系为； （4-1）取管路压力为10MPa4.1对于前轮轮缸直径 为=mm 35.4mm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 取后轮轮缸直径为=19mm5. 制动主缸直径的设计计算第i个轮缸的工作容积为 （5-1）式中，为第i个轮缸活塞的直径；n为轮缸中活塞的数目；为第I个轮缸活塞在完全控制时的行程，初步设计时，对于鼓式制动器可取2.02.5mm6。对于盘式制动轮缸 =3768对于鼓式制动轮缸
