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前言 1 1 汽車最小制動力的確定 2 2 前后制動器的制動力分配比例。 3 3 各輪缸輸入力的確定 5 3.1前輪盤式制動器的輸入力的確定 5 3.2后輪鼓式制動器輪缸輸入力的計算 6 4. 制動輪缸直徑d的確定 8 4.1對于前輪輪缸直徑 8 5. 制動主缸直徑的設計計算 8 6. 前輪輪缸主要結構參數的設計計算 9 6.1工作壓力P 9 6.2單位時間內油液通過缸筒有效截面體積的流量； 9 6.3缸筒的設計 10 6.3.1缸筒內徑 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最小導向長度的確定 13 6.3.6 活塞寬度的確定 13 6.3.7 缸體長度的確定 13 6.4 活塞的設計 13 6.4.1 結構形式 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 活塞桿要在導向套中滑動 14 6.6.2 活塞桿的計算 14 6.7 活塞桿的導向套、密封、防塵 14 6.7.1導向套長度的確定 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 . 后輪輪缸的設計計算 16 7.1后輪工作壓力P 16 7.2缸筒的設計 17 7.2.1缸筒內徑 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 最下導向長度 18 7.2.8 缸體長度的確定 18 7.3 活塞的設計 18 7.4 活塞桿的設計 18 7.5 活塞桿的導向套、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 制動主缸的設計計算 20 8.1 主缸主要供油量的計算 20 8.2 第一段長度的確定 20 8.3 缸筒的結構參數的確定 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 第二缸的設計 22 8.6 導向套、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.結束語 24 12致謝 24 參考文獻： 24 26 桑塔納汽車制動驅動結構的設計 張海燕 （河北科技師范學院 機械電子系 機械設計制造及其自動化） 摘要：使行駛中的汽車減速至停車，使下坡行駛的汽車的速度保持穩(wěn)定以及使已停駛的汽車保持不動，這些作用統(tǒng)稱為汽車制動。汽車的制動性直接關系到交通安全，重大交通事故往往與制動距離太長、緊急制動側滑有關，改善制動性能始終是汽車設計和制造部門的首要任務 對汽車起到制動作用的是作用在汽車上，其方向與汽車行駛方向相反的外力。但這些外力的大小都是隨機的、不可控的。故汽車上必須裝設有一系列專門裝置，以使駕駛員能根據道路和交通情況，借以使外界在汽車某些部分（主要是車輪）施加一定的力，對汽車進行一定程度的強制制動。本文主要是對行車制動的設計，且對行車制動采取液壓制動。因為它作用滯后時間較短，工作壓力高，因而輪缸尺寸小，可以安裝在制動器內部，直接作為制動蹄張開機構，而不需要制動臂等傳動件，使之結構簡單、質量小且機械效率高。本文中主要針對桑塔納轎車進行設計。通過汽車對制動力要求入手來計算出輪缸輸入力、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。在設計中對制動管路采取交叉型控制，直行制動時，任意回路實效，總制動力都能保持正常值的50%，且結構簡單，成本低、易于實現(xiàn)。經設計計算，該結構能使汽車在行駛時短距離內停車且維持行駛方向的穩(wěn)定性，改善了制動性能。 關鍵詞：制動性；制動驅動機構；制動性能設計 前言 設計制動驅動機構應滿足如下主要要求[1]： （1）具有足夠的制動效能。 （2）工作可靠。行車制動裝置至少有兩套獨立的驅動制動器管路，當其中一套管路失效時，另一套完好的管路應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，并具有良好的隨動性。 （5）制動時，制動系產生的噪聲應盡可能小。 （6）作用滯后性應進可能好。作用滯后性即制動反應時間。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。 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輸入的機械能轉化為液壓能。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換成機械能，促使制動能再轉換成機械能，促使制動器進入工作狀態(tài)。下面選桑塔納轎車車型來對液壓驅動機構進行設計。[2] 1 汽車最小制動力的確定 表1-1為桑塔納轎車的基本參數。 發(fā)動機型號 YP型(1．6升) JV型(1．8升) 總長X總寬X總高 4545X1695X1400 4545X1695X1400 離地間隙(毫米) 145(空車) 127(重車) 插距(毫米) 2550 2550 前輪距(毫米) 1400 1414 后輪距(毫米) 1408 1422 最小轉彎半徑(米) 5．5 5．5 2．轎車基本重量表1-2轎車的基本重量(千克) 發(fā)動機型號 YP型(1．6升) JV型(1．8升) 總重 1440 1460 自重 955 985 載重 485 475 查得整車整備質量m=1040kg 滿載總質量m=1460 kg 由GB7258-1997《機動車運行安全技術條件》對汽車的制動力要求如下[3] 車輛類型 制動力總合與整車重量百分比 軸制動力與軸荷百分比 空載 滿載 前軸 后軸 汽、列車 60 50 60 —— 得出最小制動力應為=50%146010 N=7300N =60%104010 N=6240N 取=7300N為制動器給機車的制動力總和。 2 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、滿足關系[4]： 、——前、后輪制動力 G——汽車重力 、——前、后輪的法向反作用力 ——路面附著系數 =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。 式中 L——軸距 b——質心距后軸的距離 a——質心距前軸的距離 ——汽車的最大加速度 如圖2-1為桑塔納轎車的整車基本參數 [3] 序號 項 目 技術參數 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 20 239 256 3 后輪鼓式制動器 制動鼓尺寸(內徑X蹄寬)／mmXmm 80x30 200X40 4 駐車制動坡度 30％ 5 制動力分配比(后韌動力／總制動力) 22％ 19％ 6 制動效率V 85％(空載) 65％(滿載) 91％(空載) 68％(滿載) 理想的前、后輪制動器制動力為=5913N =1387N 3 各輪缸輸入力的確定 輪缸輸入力與制動器的效能因數有關，制動器效能因數，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生的摩擦力與輸入力之比。[5] 即 BF= （3-1） 式中 ——制動力摩擦力矩 R——制動鼓或盤的作用半徑 P ——輪缸輸入力 3.1前輪盤式制動器的輸入力的確定 對于前輪盤式制動，設兩側制動塊對制動盤的壓緊力均為P，則制動盤在其兩側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，于是鉗盤式制動器制動因數： BF= （3-2） 對于桑塔納轎車前輪為鉗盤式 BF=2nf n——旋轉制動盤數目 f——摩擦系數 在理想條件下，計算結果取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；BF== 即 P===N=9855N （3-3） 即前輪輪缸輸入力最小為9855N 3.2后輪鼓式制動器輪缸輸入力的計算 對于后輪鼓式制動，采用雙領蹄式制動，選用雙液壓缸雙領蹄制動。 設作用與兩蹄張開力，制動鼓內圓柱面半徑制動鼓工作半徑為R 則 B 當時，則有 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 設張開力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，a、b、c、R、為結構尺寸。對A去矩得： Ph+Nfc-Nb=0 由上式得：領蹄的受力 （3-4） 當逆轉時，領蹄變?yōu)閰蔡?，這時的受力情況 Nf方向相反，得制動器因數 （3-5） 式中 f為摩擦系數，P為輸入力，其余為結構尺寸。 F在初步設計時取0.3使結果更接近實際。[1] 由表查的桑塔納的制動系結構參數得；R=200mm h=2x0.8R=320mm b=0.8R=160mm c=0.9R=180mm 計算得 =0.44 P==946N 即前、后輪輪缸的輸入力大小為=9855N ， =946N 4. 制動輪缸直徑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系為； （4-1） 取管路壓力為10MPa 4.1對于前輪輪缸直徑 為==mm 35.4mm 輪缸直徑d應在標準規(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. 制動主缸直徑的設計計算 第i個輪缸的工作容積為 （5-1） 式中，為第i個輪缸活塞的直徑；n為輪缸中活塞的數目；為第I個輪缸活塞在完全控制時的行程，初步設計時，對于鼓式制動器可取2.02.5mm[6]。 對于盤式制動輪缸 ===3768 對于鼓式制動輪缸 = 所有輪缸總工作容積為=2=13204 制動主缸應有的工作容積為，式中，為制動軟管的變形容積。在初步設計中，制動主缸的工作容積可取為：對于乘用車=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. 前輪輪缸主要結構參數的設計計算 參數 內徑D=40mm 理論推力值 F=9855 N 6.1工作壓力P （6-1） 6.2單位時間內油液通過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間 其中 V=vAtL v——活塞桿運動速度 A——活塞桿截面面積 關于活塞桿的速度確定如下； 根據《汽車安全技術條件》中規(guī)定；汽車單車制動協(xié)調時間應不大于0.6s。制動協(xié)調時間為踏板開始動作到到達標準規(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系曲線 [2] 圖6-1 汽車制動曲線 =+為制動器作用時間即 由——踩下制動踏板到制動間隙消除的時間 ——制動力增長過程所需時間 設消除間隙所用時間0.2s，則制動器作用時間0.4s,取為0.4s，則 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缸筒的設計 對缸筒的材料選擇有如下要求：[8] 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。根據液壓缸的參數、用途、和毛坯的來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縫鋼管，國內市場上已有內孔經研磨或內孔槽加工，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號鋼且要調質處理。[9] 根據《液壓工程手冊》選取，缸筒的材料為鑄鐵。 6.3.1 缸筒內徑 當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，則無活塞桿側的內徑為： 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——缸筒內徑 ——材料的許用壓力 則，=3.33mm 取=4mm D+2=40+24 mm=48 mm 查《機械設計手冊》，取為 =50mm 缸筒壁厚的演算 液壓缸的工作壓力應低于一定的極限值，保證工作安全： （6-5） 式中，——為缸筒材料的屈服強度 鑄鐵為180MPa 代入數據 =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發(fā)生塑性變形，液壓缸的額定壓力應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)壓力經驗證 符合要求 此外，缸筒的徑向變形應在允許的范圍內，經驗證符合要求。 為了確保液壓缸的安全使用，缸筒的爆破壓力應大于耐壓實驗壓力[10]。經驗證，符合要求。 6.3.3 缸蓋厚度的確定 汽車前輪缸蓋設為有孔式，則有公式 當缸筒底部為拱形時，應按下式進行計算： 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 液壓缸工作行程長度，可根據執(zhí)行機構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活塞與制動塊之間距離的2倍，取活塞的工作大致為3mm。 6.3.5最小導向長度的確定 （6-8） L——液壓缸的最大工作行程 代入數據計算得：H21.5mm 6.3.6 活塞寬度的確定 B=（0.61.0）D 取為 B=30mm 可根據中隔圈再次確定B，缸蓋的滑動支承面的長度，由液壓缸內徑D確定D<80mm，取=（0.61.0）D 取為 =30mm 6.3.7 缸體長度的確定 液壓缸缸體內部長度應等于活塞行程和活塞寬度只和。缸體外形還應考慮到兩端端蓋的厚度，一般液壓缸缸體長度不應大于內徑的2030倍。 =43mm 6.4 活塞的設計 由于活塞在液體壓力的作用下沿缸筒往復滑動，因此它與缸的配合應適當即不能過緊，也不能間隙過大，過大會引起液壓缸內部泄漏，降低容積效率，使液壓缸達不到設計的性能要求。 6.4.1 結構形式 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溝槽，安置密封圈，結構簡單。 6.4.3 活塞材料 選用高強度鑄鐵HT200-300 活塞尺寸及加工公差 活塞外徑的配合一般采用f9,外徑對內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 根據系統(tǒng)的工作特點，選用高低唇型密封圈。 6.6 活塞桿 活塞桿的桿頭應連接摩擦塊推動制動盤制動所以桿頭連接形式應為螺孔頭式。 6.6.1 活塞桿要在導向套中滑動 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 活塞桿的計算 因前盤輪缸無速比要求，按《液壓設計手冊》要求，根據： 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 內螺紋 活塞桿的強度校核 =7.8 符合要求 6.7 活塞桿的導向套、密封、防塵 選用端蓋式 金屬導向套一般采用摩擦系數小，耐磨性好的青銅材料制作。而端蓋式直接導向型導向套材料用灰鑄鐵。 6.7.1導向套長度的確定 導向套的主要尺寸是支承長度，通常按活塞桿直徑、導向套的形式、導向套材料的承壓能力。通常有兩段導向段，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=2/314=9.5mm 6.7.2 加工要求[12] 導向套外圓與端蓋內孔德配合多為 H8/f7,內孔與活塞桿外圓的配合選為H9/f9,外圓與內孔的同軸度公差不大于直徑公差的一半，內孔中的環(huán)形油槽和直油槽要淺而寬，以保證有良好的潤滑。 6.8 油口 由于汽車制動系統(tǒng)的構造，油口應布置在端蓋上，且屬于薄壁孔（l/d0.5） ,通過口的流量為 = （6-9） 式中C——流量系數，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 ——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/ 代入數據得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 以上是汽車前盤制動輪缸的尺寸和結構的設計，現(xiàn)將數據整理如下； 表6-9 設計數據整理 液壓缸結構 單作用單活塞缸 缸體長度 43mm 液壓缸內徑 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 導向長度 9.5mm 裝配尺寸如下表 活塞 材料灰鑄鐵 HT200/300 外徑對內孔的同軸度公差 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 內螺紋 導向套 材料為青銅 外圓與端蓋內孔配合H8/f7 外圓與內孔同軸度 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 . 后輪輪缸的設計計算 對于后輪鼓式制動采用雙領蹄式制動，即為雙缸單活塞制動 現(xiàn)對四個輪缸進行設計計算 7.1后輪工作壓力P P=F/A=4F/==3.34mpa （7-1） 7.2缸筒的設計 選材料為鑄鐵 7.2.1缸筒內徑 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） 代入數據演算,符合要求 7.2.4 缸體底部厚度 （7-4） 式中---計算厚度外直徑 P---最大工作壓力 計算得3.65，取=5mm 7.2.5 缸體頭部法蘭厚度 （7-5） 式中：F---法蘭在缸筒最大內壓下所承受的最大軸向壓力 ---法蘭外圓半徑 初步設計取法蘭外圓半徑為32mm，b=11mm 代入數據計算得 h=4.91mm 取h=6mm 7.2.6 液壓缸工作行程的確定 工作行程長度由執(zhí)行機構實際工作行程決定，且參照《液壓工程手冊》選取標準值得S=30mm 7.2.7 最下導向長度 最小導向長度的確定=12mm （7-6） 7.2.8 缸體長度的確定 L=S+B+L+=64mm （7-7） 7.3 活塞的設計 B=（）d= 15mm 結構形式為組合式，加工公差同前盤式 活塞桿的校核 =3.4 符合要求 7.4 活塞桿的設計 裝配公差和結構形式同前盤式 活塞桿的計算 因后輪輪缸無速比要求，回位靠彈簧。根據 圓整后查表得活塞桿直徑 d=10mm 7.5 活塞桿的導向套、密封、防塵 選用端蓋式導向，導向套的長度確定， =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 油口的設計要求同上， = （7-8） 式中各參數意義同上，則 （7-9） 代入數據得 d=8.25mm 查取標準值，得油口為 M101 7.8 密封件，防塵圈 選擇結果同上。 現(xiàn)將后輪輪缸各尺寸參數整理如下； 表7-8后輪輪缸的尺寸參數數據整理 液壓缸結構 單作用單活塞缸 缸體長度 64mm 液壓缸內徑 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 導向套寬 7mm 最小導向長 12mm 裝配尺寸如下表 活塞 材料灰鑄鐵 HT200/300 外徑對內孔的同軸度公差 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 內螺紋 導向套 材料為青銅 外圓與端蓋內孔配合H8/f7 外圓與內孔同軸度 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的計算 Q=vAxL/min=5/0.4 L/min=0.0270275 L/min 8 制動主缸的設計計算 8.1 主缸主要供油量的計算 Q=2Q+4Q =2x0.5652+4x0.27025 L/min =2.2115 L/min 8.2 第一段長度的確定 主缸結構見裝配圖，第一段長度為第一缸活塞的工作行程。 S （8-1） 式中；d——主缸直徑 Q——制動過程中所需的液體總流量 S0.4= mm=12mm 取得S=４０ ｍｍ 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，也就是應能提供整車需要的制動油液。因此 8.3 缸筒的結構參數的確定 8.3.1　缸筒壁厚的確定 　　　 （8-2） 式中各符號意義同前，代入數據得 ＝5.06ｍｍ ?。?mm 8.3.2缸筒連接方式 缸筒選擇法蘭連接，結構較簡單，易加工，易裝卸。 法蘭厚度ｈ （8-3） 式中各參數意義同上，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準值M124，代入數據計算得， h=9 mm 8.4 第一缸活塞直徑的確定 I．選用整體式活塞，活塞采用高強度鑄鐵 HT200-300[11]， 活塞寬度B=（0.61.0）d 取為15mm II． 由實際條件確定，第一缸的最大行程S為45mm III． 因為第一腔活塞桿直接與踏板機構連接，為了減輕重量，取活塞桿為空心桿，對于空心桿 d= m （8-4） 式中F——液壓缸的推力 ——材料的許用應力 ——活塞桿的空心直徑 代入數據計算得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。 活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。 8.5 第二缸的設計 同上確定活塞寬B=20mm 活塞桿長度l=50mm 活塞為實心d=12mm 8.6 導向套、密封 活塞桿導向套裝在液壓缸有桿腔側端蓋內，用以對活塞桿進行導向，內裝有密封裝置以保證缸筒有桿腔的密封。外側有防塵圈，以防止活塞后退時把雜質、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。 導向套長度的確定同上 b=2/3d=2/3x19mm13mm 最小導向長度 HS/20+D/215.5mm 加工要求同上 8.7 油口的選擇 = （8-5） 各參數意義同上。 對于出油口，在制動時需要一定的開啟壓力，設為0.1Mpa。 制動液為合成制動液，密度為1.125g/cm （8-6） A= m/s 計算得 d6.492 mm 查液壓油口螺紋連接螺紋（GB/T-1993）取出油口為 M81 對于進油口開啟壓力 較小 代入數據取為 M121.5 8.8 選取彈簧 因為活塞回位需要彈簧力，所以要有固定安裝的彈簧。 選用等節(jié)距圓形截面彈簧[14] 因為第一缸內部開啟壓力為0.5Mpa，則彈簧的最大承載壓力為 F=PA=0.5=265N ,彈簧的行程=45mm 依據彈簧的承載能力和行程及液壓缸的內徑，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主缸供給。因此，系統(tǒng)管路中應有比例閥，進、出油口為單向閥。 表9-1系統(tǒng)液壓閥數據整理 序號 元件名稱 方案一 方案二 通過流量 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)中主要用來把各種元件及裝置連接起來，對管路的基本要求是要有足夠的強度，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、絕對不能松動。管路的安裝要固定堅實，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)取油管的內徑d=6mm 進油口參照進油口螺紋連接尺寸[15]，選為d=5mm。到此，整個系統(tǒng)的設計已經完成，經校核符合要求。 11.結束語 汽車的制動性能評價指標有：制動效能、制動效能的穩(wěn)定性、制動時汽車方向的穩(wěn)定性[2]。液壓制動保證了制動時的高效能，且選擇x型回路保證了制動系統(tǒng)的工作可靠性。但是，一旦某一管路損壞，造成制動力不對稱，前輪將朝制動力大的邊繞主銷轉動，使汽車喪失穩(wěn)定性，但對于主銷偏移距為負值的車仍適用。 總之，此設計方案可以通過優(yōu)化手段保證汽車的制動性能。 12致謝 在這次畢業(yè)設計過程中,得到了任課老師們的大力支持。畢業(yè)設計指導老師鄭立新在整個設計過程中不辭辛苦,毫無保留,給我們提供了大量的設計數據和參考資料,為我的設計提供了思路與方法。并對這次設計提出了很多很好建議和意見,這些對我做好此次設計、改進我的設計思路、提高設計水平作用很大,讓我受益匪淺。鄭老師多次到實驗室親自指導，給我們作詳盡的解答,耐心細致，循循善誘。還幫助我們進行市場分析、可行性分析，開闊了我們的視野、增長了我們的見識,讓我們學到了許多實踐中很重要的知識。充分盡到了指導教師的責任和義務，在此我向鄭老師表示衷心的感謝！另外，在設計的整個過程中,馬淑英，陳立東等老師給我提供了很多參觀、測繪的便利。同時也得到了農機教研室所有老師以及同學們有價值的建議,在此一并向這些老師們表示衷心的感謝！ 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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