瑞邁2.0t進(jìn)取款4k21d4t制動(dòng)器設(shè)計(jì)前盤后鼓【7張cad圖紙和畢業(yè)論文】,7張cad圖紙和畢業(yè)論文,瑞邁,2.0,進(jìn)取,k21d4t,制動(dòng)器,設(shè)計(jì),前盤后鼓,cad,圖紙,畢業(yè)論文 目 錄 摘 要 III ABSTRACT IV 第1章 緒 論 1 1.1研究背景及意義 1 1.2研究現(xiàn)狀 1 1.3主要內(nèi)容 1 第2章 總體方案分析和選擇 2 2.1 制動(dòng)能源的選擇 2 2.2 駐車制動(dòng)系 2 2.3 行車制動(dòng)系 2 2.4 液壓系統(tǒng)形式的選擇 3 2.4.1 II型回路 3 2.4.2 X型回路 3 2.4.3 其他類型回路 3 2.5制動(dòng)器形式的選擇 3 2.5.1鼓式制動(dòng)器 3 2.5.2 盤式制動(dòng)器 4 2.6制動(dòng)器主要參數(shù)計(jì)算 4 2.6.1主要技術(shù)參數(shù) 4 2.6.2同步附著系數(shù) 5 2.6.3制動(dòng)力矩分配系數(shù)b 5 2.6.4最大制動(dòng)力矩 5 第3章 盤式制動(dòng)器的設(shè)計(jì)與校核 7 3.1主要參數(shù)確定 7 3.1.1 制動(dòng)盤直徑D 7 3.1.2 制動(dòng)盤厚度h 7 3.1.3 摩擦襯片內(nèi)半徑與外半徑 7 3.1.4 摩擦襯片工作面積A 7 3.2主要零部件設(shè)計(jì) 7 3.2.1 制動(dòng)盤 7 3.2.2 制動(dòng)鉗 8 3.2.3 制動(dòng)塊 8 3.2.4 摩擦材料 8 3.2.5 制動(dòng)輪缸 8 3.2.6制動(dòng)器間隙的調(diào)整方法 8 3.3強(qiáng)度校核計(jì)算 8 3.3.1摩擦襯片的磨損特性的計(jì)算 9 3.3.2最大制動(dòng)力矩的計(jì)算 10 3.3.3最大制動(dòng)力矩的計(jì)算 12 第4章 鼓式制動(dòng)器的設(shè)計(jì)與校核 15 4.1主要參數(shù)確定 15 4.2主要零部件設(shè)計(jì) 16 4.2.1 制動(dòng)鼓 16 4.2.2 制動(dòng)蹄 16 4.2.3 制動(dòng)底板 16 4.2.4 制動(dòng)蹄的支承 16 4.2.5 制動(dòng)蹄片上的制動(dòng)力矩與張開力 16 4.2.6 制動(dòng)因數(shù)的分析計(jì)算 21 4.2.7 駐車制動(dòng)計(jì)算 23 4.3強(qiáng)度校核計(jì)算 25 4.3.1緊固摩擦片鉚釘?shù)募羟袘?yīng)力校核 25 4.3.2制動(dòng)蹄支承銷剪切應(yīng)力計(jì)算 25 4.3.3 回位彈簧強(qiáng)度校核 26 第5章 液壓制動(dòng)驅(qū)動(dòng)機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì) 27 5.1驅(qū)動(dòng)機(jī)構(gòu)的形式 27 5.2驅(qū)動(dòng)機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì)計(jì)算 27 5.2.1 制動(dòng)輪缸直徑d的確定 27 5.2.2 盤式制動(dòng)器輪缸活塞寬度與缸筒壁厚 28 5.2.3 鼓式制動(dòng)器輪缸活塞寬度與缸筒壁厚 28 5.2.4 制動(dòng)主缸的設(shè)計(jì) 29 5.2.5 液壓制動(dòng)軟管的計(jì)算 32 5.3 真空助力器的設(shè)計(jì) 32 結(jié) 論 34 參考文獻(xiàn) 35 致 謝 36 II 摘 要 汽車制動(dòng)系統(tǒng)是轎車底盤上的重要系統(tǒng)之一，它是制約轎車運(yùn)動(dòng)的主要裝置，汽車制動(dòng)裝置是由制動(dòng)器和制動(dòng)驅(qū)動(dòng)機(jī)構(gòu)兩部分組成。制動(dòng)器是指產(chǎn)生阻礙車輛運(yùn)動(dòng)或運(yùn)動(dòng)趨勢的力（制動(dòng)力）的部件，其中也包括輔助制動(dòng)系統(tǒng)中的緩速裝置。制動(dòng)驅(qū)動(dòng)機(jī)構(gòu)包括供能裝置、控制裝置、傳動(dòng)裝置、制動(dòng)力調(diào)節(jié)裝置以及報(bào)警裝置、壓力保護(hù)裝置等附加裝置。 本文首先通過查閱資料，分析對比各種不同形式制動(dòng)系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)，對制動(dòng)系統(tǒng)方案進(jìn)行論證和選擇；接著，對制動(dòng)器、制動(dòng)驅(qū)動(dòng)機(jī)構(gòu)的基本參數(shù)等進(jìn)行選擇和設(shè)計(jì)計(jì)算，并對制動(dòng)性能進(jìn)行分析，其中重點(diǎn)介紹了汽車車制動(dòng)系的主要構(gòu)件——浮鉗盤式制動(dòng)器、領(lǐng)叢蹄式制動(dòng)器的分析計(jì)算；然后對主要零、部件進(jìn)行設(shè)計(jì)，并完成制動(dòng)系統(tǒng)設(shè)計(jì)；最后采用AtuoCAD軟件繪制了二維裝配圖及主要零部件圖。 關(guān)鍵詞：盤式制動(dòng)器；鼓式制動(dòng)器；液壓驅(qū)動(dòng)；設(shè)計(jì) ABSTRACT The automobile brake system is one of the important system on the chassis of the car. It is the main device to restrict the car movement. The brake device of the car is composed of two parts of the brake and the brake drive mechanism. Brake is a component that produces a force (braking force) that impede the movement or movement of a vehicle. It also includes a retarder in the auxiliary braking system. The brake actuating mechanism includes an energy supply device, a control device, a transmission device, a power regulating device, an alarm device, a pressure protection device, and other additional devices. In this paper, the structure of various different forms of brake system is analyzed and compared, and the braking system scheme is demonstrated and selected. Then, the basic parameters of brake and brake drive mechanism are selected and designed, and the braking performance is analyzed. The brake system of the car is mainly introduced. The main components are the analysis and calculation of the floating clamp disc brake and the collar brake of the collar bushes; then the main zero and the components are designed and the brake system is designed. Finally, the two-dimensional assembly drawing and the main parts drawing are drawn by the AtuoCAD software. Key words: Disc brake, Drum brake, Hydraulic drive, Design IV 第1章 緒 論 1.1研究背景及意義 汽車制動(dòng)系統(tǒng)是轎車底盤上的重要系統(tǒng)之一，它是制約轎車運(yùn)動(dòng)的主要裝置，汽車制動(dòng)裝置是由制動(dòng)器和制動(dòng)驅(qū)動(dòng)機(jī)構(gòu)兩部分組成。汽車的制動(dòng)安全性能直接影響轎車的行駛安全性。大力研究開發(fā)轎車制動(dòng)系統(tǒng)，減少駕駛員的負(fù)擔(dān)和判斷錯(cuò)誤，減少交通事故，對于提高交通安全有著非常重要的意義。通過本次設(shè)計(jì)任務(wù)，使學(xué)生在設(shè)計(jì)轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的過程中進(jìn)一步掌握制動(dòng)系統(tǒng)各零部件的構(gòu)造、工作特性、動(dòng)力傳動(dòng)方式以及操縱方式，掌握汽車零、部件設(shè)計(jì)的基本思路，為學(xué)生以后的發(fā)展打下堅(jiān)實(shí)的基礎(chǔ)。 1.2研究現(xiàn)狀 汽車制動(dòng)系統(tǒng)是轎車底盤上的重要系統(tǒng)之一，它是制約轎車運(yùn)動(dòng)的主要裝置，汽車制動(dòng)裝置是由制動(dòng)器和制動(dòng)驅(qū)動(dòng)機(jī)構(gòu)兩部分組成。制動(dòng)器是指產(chǎn)生阻礙車輛運(yùn)動(dòng)或運(yùn)動(dòng)趨勢的力（制動(dòng)力）的部件，其中也包括輔助制動(dòng)系統(tǒng)中的緩速裝置。制動(dòng)驅(qū)動(dòng)機(jī)構(gòu)包括供能裝置、控制裝置、傳動(dòng)裝置、制動(dòng)力調(diào)節(jié)裝置以及報(bào)警裝置、壓力保護(hù)裝置等附加裝置。 1.3主要內(nèi)容 （1）查閱資料，分析對比各種不同形式制動(dòng)系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)，對制動(dòng)系統(tǒng)方 案進(jìn)行論證和選擇，根據(jù)所給數(shù)據(jù)進(jìn)行設(shè)計(jì)計(jì)算； （2）對制動(dòng)器、制動(dòng)驅(qū)動(dòng)機(jī)構(gòu)的基本參數(shù)等進(jìn)行選擇和設(shè)計(jì)計(jì)算； （3）對制動(dòng)性能進(jìn)行分析； （4）設(shè)計(jì)主要零、部件； （5）完成制動(dòng)系統(tǒng)設(shè)計(jì)。 第2章 總體方案分析和選擇 2.1 制動(dòng)能源的選擇 目前車輛所使用的制動(dòng)能源多種多樣，其型式包括動(dòng)力制動(dòng)系、人力制動(dòng)系、伺服制動(dòng)系，具體比較如表2.1所示： 表2.1 制動(dòng)能源比較 型式 制動(dòng)能源 工作介質(zhì) 動(dòng)力制動(dòng)系 發(fā)動(dòng)機(jī)動(dòng)力 轉(zhuǎn)化成勢能 空氣或制動(dòng)液 人力制動(dòng)系 駕駛員體力 機(jī)械傳動(dòng) 伺服制動(dòng)系 人力和發(fā)動(dòng)機(jī)動(dòng)力 機(jī)械傳動(dòng)和空氣或制動(dòng)液 真空伺服制動(dòng)系是由發(fā)動(dòng)機(jī)驅(qū)動(dòng)的空氣壓縮機(jī)提供壓縮空氣作為動(dòng)力源，伺服氣壓一般可達(dá)0.05～0.07MPa。 真空伺服制動(dòng)系多用于總質(zhì)量在1.1～1.35t以上的轎車及裝載質(zhì)量在6t以下的輕、中型載貨汽車上；氣壓伺服制動(dòng)系則廣泛用于裝載質(zhì)量為6～12t的中、重型貨車以及極少數(shù)高級轎車上。 液壓制動(dòng)用于行車制動(dòng)裝置。液壓制動(dòng)廣泛應(yīng)用在乘用車和總質(zhì)量不大的轎車上。所以，本次所設(shè)計(jì)的制動(dòng)系采用液壓油為工作介質(zhì)的動(dòng)力制動(dòng)系。 2.2 駐車制動(dòng)系 制動(dòng)系統(tǒng)用于使汽車可靠而無時(shí)間限制地停駐在一定位置甚至斜坡上，也有助于汽車在斜坡上起步。駐車制動(dòng)系統(tǒng)應(yīng)采用機(jī)械式驅(qū)動(dòng)機(jī)構(gòu)而不用液壓或氣壓式，以免其產(chǎn)生故障。 后輪駐車制動(dòng)：輪缸或輪制動(dòng)器，（對領(lǐng)叢蹄制動(dòng)器，只需附加一個(gè)駐車制動(dòng)推桿和一個(gè)駐車杠桿即可）使用駐車制動(dòng)時(shí)，由人搬動(dòng)駐車制動(dòng)操縱桿，通過操縱纜繩。平衡臂和拉桿（拉繩）拉動(dòng)駐車制動(dòng)杠桿使兩蹄張開。 通過類比采用：手動(dòng)駐車制動(dòng)操縱桿、駐車制動(dòng)杠桿作用于后輪。用后輪制動(dòng)兼用駐車制動(dòng)器。 2.3 行車制動(dòng)系 制動(dòng)系統(tǒng)用作強(qiáng)制行使中的汽車減速或停車，并使汽車在下短坡時(shí)保持適當(dāng)?shù)姆€(wěn)定車速。其驅(qū)動(dòng)機(jī)構(gòu)多采用雙回路或多回路結(jié)構(gòu)，以保證其工作可靠。 為了節(jié)省成本，就采用前盤后鼓的制動(dòng)方式。 2.4 液壓系統(tǒng)形式的選擇 圖 2.1雙軸汽車液壓雙回路系統(tǒng)的5種分路方案 汽車的全部行車制動(dòng)器的液壓或氣壓管路分成兩個(gè)或更多個(gè)相互獨(dú)立的回路，以便當(dāng)一個(gè)回路發(fā)生故障失效時(shí)，其他完好的回路仍能可靠地工作。 2.4.1 II型回路 前、后輪制動(dòng)管路各成獨(dú)立的回路系統(tǒng)，即一軸對一軸的分路型式，簡稱II型。 2.4.2 X型回路 后輪制功管路呈對角連接的兩個(gè)獨(dú)立的回路系統(tǒng)，即前軸的一側(cè)車輪制動(dòng)器與后橋的對側(cè)車輪制動(dòng)器同屬于一個(gè)回路，稱交叉型，簡稱X型。 2.4.3 其他類型回路 其他還有KI型、、LL型、HH型，HH這種型式的雙回路系統(tǒng)的制功效能最好。 2.5制動(dòng)器形式的選擇 汽車制動(dòng)器幾乎均為機(jī)械摩擦式，即利用旋轉(zhuǎn)元件與固定元件兩工作表面間的摩擦產(chǎn)生的制動(dòng)力矩使汽車減速或停車。一般摩擦式制動(dòng)器按其旋轉(zhuǎn)元件的形狀分為鼓式和盤式兩大類。 2.5.1鼓式制動(dòng)器 鼓式制動(dòng)器可按其制動(dòng)蹄的受力情況分類(見圖2.4)，它們的制動(dòng)效能、制動(dòng)鼓的受力平衡狀況以及車輪旋轉(zhuǎn)方向?qū)χ苿?dòng)效能的影響均不同[2]。 （a） （b） （c） （d） （e） （f） （a）領(lǐng)從蹄式（凸輪張開）；（b）領(lǐng)從蹄式（制動(dòng)輪缸張開）；（c）雙領(lǐng)蹄式（非雙向，平衡式）；（d）雙向雙領(lǐng)蹄式；（e）單向增力式；（f）雙向增力式 圖2.4鼓式制動(dòng)器簡圖 制動(dòng)蹄按其張開時(shí)的轉(zhuǎn)動(dòng)方向和制動(dòng)鼓的旋轉(zhuǎn)方向是否一致，有領(lǐng)蹄和從蹄之分。制動(dòng)蹄張開的轉(zhuǎn)動(dòng)方向與制動(dòng)鼓的旋轉(zhuǎn)方向一致的制動(dòng)蹄，稱為領(lǐng)蹄；反之，則稱為從蹄。 領(lǐng)從蹄式制動(dòng)器的效能和效能穩(wěn)定性，在各式制動(dòng)器中居中游；前進(jìn)、倒退行駛的制動(dòng)效果不變；結(jié)構(gòu)簡單，成本低。因此得到廣泛的應(yīng)用，特別是用于乘用車和總質(zhì)量較小的轎車的后輪制動(dòng)器。輕型轎車總質(zhì)量較小，因此采用結(jié)構(gòu)簡單，成本低的領(lǐng)從蹄式鼓式制動(dòng)器。 2.5.2 盤式制動(dòng)器 鉗盤式制動(dòng)器按制動(dòng)鉗的結(jié)構(gòu)型式又可分為定鉗盤式制動(dòng)器、浮鉗盤式制動(dòng)器等。 ① 定鉗盤式制動(dòng)器 ② 浮動(dòng)盤式制動(dòng)器 綜合以上優(yōu)缺點(diǎn)最終確定本次設(shè)計(jì)采用前盤后鼓式。前盤選用浮動(dòng)盤式制動(dòng)器，后鼓采用領(lǐng)從蹄式制動(dòng)器。 2.6制動(dòng)器主要參數(shù)計(jì)算 2.6.1主要技術(shù)參數(shù) 完成瑞邁2.0T進(jìn)取款4k21D4T制動(dòng)器的設(shè)計(jì)，其車型參數(shù)如下： 長寬高(mm)：5190×1860×1785； 五檔手動(dòng)變速器，后輪驅(qū)動(dòng)，前盤后鼓剎車，前獨(dú)立懸架，后非獨(dú)立懸架； 最高車速170km/h； 整備質(zhì)量1730kg； 貨箱尺寸(mm)：1480×1530×480； 前后輪胎規(guī)格：245/70 R16； 發(fā)動(dòng)機(jī)型號4K21D4T，最大馬力204PS，最大功率150rpm，最大轉(zhuǎn)矩280Nm 其他參數(shù)參考同類車型。 2.6.2同步附著系數(shù) （1）當(dāng)時(shí)：喪失了轉(zhuǎn)向能力； （2）當(dāng)時(shí)：汽車失去方向穩(wěn)定性； （3）當(dāng)時(shí)：喪失了轉(zhuǎn)向能力。 分析表明，汽車在同步附著系數(shù)為的路面上制動(dòng)(前、后車輪同時(shí)抱死)時(shí)，其制動(dòng)減速度為，即，為制動(dòng)強(qiáng)度。而在其他附著系數(shù)的路面上制動(dòng)時(shí)，達(dá)到前輪或后輪即將抱死的制動(dòng)強(qiáng)度這表明只有在的路面上，地面的附著條件才可以得到充分利用。 根據(jù)相關(guān)資料查出皮卡汽車同步附著系數(shù)0.5取0.6。 2.6.3制動(dòng)力矩分配系數(shù)b 根據(jù)所給定的同步附著系數(shù) 由公式 （2.1） 滿載時(shí) 2.6.4最大制動(dòng)力矩 由輪胎與路面附著系數(shù)所決定的后軸最大附著力矩。由公式： （2.2） （2.3） 式中 —該車所能遇到的最大附著系數(shù)=0.8； —制動(dòng)強(qiáng)度； —車輪有效半徑； —后軸最大制動(dòng)力矩； —汽車滿載質(zhì)量； —汽車軸距。 其中 第3章 盤式制動(dòng)器的設(shè)計(jì)與校核 3.1主要參數(shù)確定 3.1.1 制動(dòng)盤直徑D 制動(dòng)盤直徑D希望盡量大些，這時(shí)制動(dòng)盤的有效半徑就得以增大，就可以降低制動(dòng)鉗的夾緊力，降低摩擦襯塊的單位壓力和工作溫度。但制動(dòng)盤直徑D受輪輞直徑的限制。通常，制動(dòng)盤的直徑D選擇為輪輞直徑的70%～79%，而總質(zhì)量大于2t的汽車應(yīng)取其上限。 本設(shè)計(jì)的盤式制動(dòng)器是皮卡汽車盤式制動(dòng)器設(shè)計(jì)。因輪輞直徑為16英寸，換算后為406.4mm，則D取406.4×0.76=308.9mm。 3.1.2 制動(dòng)盤厚度h 制動(dòng)盤厚度直接影響著制動(dòng)盤質(zhì)量和工作時(shí)的溫升。通常，實(shí)心制動(dòng)盤厚度可取為10mm～20mm；具有通風(fēng)孔道的制動(dòng)盤的兩工作面之間的尺寸，即制動(dòng)盤的厚度取為20mm～50mm，但多采用20mm～30mm。 本設(shè)計(jì)采用通風(fēng)制動(dòng)盤，厚度取20mm。 3.1.3 摩擦襯片內(nèi)半徑與外半徑 推薦摩擦襯塊的外半徑與內(nèi)半徑的比值不大于1.5。若此比值偏大，工作時(shí)摩擦襯塊外緣與內(nèi)緣的周圍速度相差較大，則其磨損就不會(huì)均勻，接觸面積將減小，最終會(huì)導(dǎo)致制動(dòng)力矩變化大。初選外徑略小于制動(dòng)盤直徑 故選=106mm， =153m。 3.1.4 摩擦襯片工作面積A 推薦根據(jù)制動(dòng)摩擦襯塊單位面積占有汽車質(zhì)量在1.6kg/cm2～3.5kg/ cm2范圍內(nèi)選取。 因汽車整備質(zhì)量1730kg，初步預(yù)估滿載質(zhì)量為3005kg，則取一個(gè)制動(dòng)器的摩擦襯塊的工作面積為120 cm2。 3.2主要零部件設(shè)計(jì) 3.2.1 制動(dòng)盤 制動(dòng)盤一般用珠光體灰鑄鐵制成，或者添用，等的合金鑄鐵制成。其結(jié)構(gòu)形狀有平板形和禮帽形兩種。后一種的圓柱部分長度取決于布置尺寸。 3.2.2 制動(dòng)鉗 制動(dòng)鉗由可鍛鑄鐵KTH370-12或球墨鑄鐵QT400-18制造，也有用輕合金制造的，例如用鋁合金壓鑄?？勺龀烧w的，也可做成兩半并由螺栓連接。其外緣留有開口，以便不必拆下制動(dòng)鉗便可檢查或更換制動(dòng)塊。 制動(dòng)鉗在汽車上的安裝位置可在半軸的前方或后方。制動(dòng)鉗位于車軸前可避免輪胎甩出來的泥、水進(jìn)入制動(dòng)鉗，位于車軸后則可減少制動(dòng)時(shí)輪轂軸承的合成載荷。本設(shè)計(jì)的制動(dòng)鉗位于車軸前。 3.2.3 制動(dòng)塊 制動(dòng)塊由背板和摩擦襯塊構(gòu)成，兩者直接牢固地壓嵌或鉚接或粘結(jié)在一起。襯塊多為扇形，也有矩形正方形、正方形或長圓形的?；钊麘?yīng)能壓住盡量多的制動(dòng)塊的面積，以免襯塊發(fā)生卷角而引起尖叫聲。據(jù)統(tǒng)計(jì)，轎車和輕型汽車摩擦襯塊的厚度在7.5mm～16mm之間，中、重型汽車的摩擦襯塊的厚度在14mm～22mm之間。許多盤式制動(dòng)器裝有摩擦襯塊磨損達(dá)到極限時(shí)的報(bào)警裝置，以便能及時(shí)更換摩擦襯塊。 本設(shè)計(jì)摩擦塊厚度選為16mm。 3.2.4 摩擦材料 各種摩擦材料摩擦系數(shù)的穩(wěn)定值約為0.3～0.5，少數(shù)可達(dá)0.7。設(shè)計(jì)計(jì)算制動(dòng)器時(shí)一般取0.3～0.35。選用摩擦材料時(shí)應(yīng)注意，一般說來，摩擦系數(shù)愈高的材料其耐磨性愈差。 本設(shè)計(jì)的摩擦材料的摩擦系數(shù)取0.3。 3.2.5 制動(dòng)輪缸 制動(dòng)輪缸為液壓制動(dòng)系采用的活塞式制動(dòng)蹄張開機(jī)構(gòu)，其結(jié)構(gòu)簡單，在車輪制動(dòng)器中布置方便。輪缸的缸體由灰鑄鐵HT250制成。其缸筒為通孔，需鏜磨?；钊射X合金制造。 3.2.6制動(dòng)器間隙的調(diào)整方法 制動(dòng)盤與摩擦襯塊之間在未制動(dòng)的狀態(tài)下應(yīng)有工作間隙，以保證制動(dòng)盤能自由轉(zhuǎn)動(dòng)。一般說來，盤式制動(dòng)器的設(shè)定間隙為0.1mm～0.3mm（單側(cè)為0.05mm～0.15mm）。此間隙的存在會(huì)導(dǎo)致踏板或手柄的行程損失，因而間隙量應(yīng)盡量小。 另外，制動(dòng)器在工作過程中會(huì)由于摩擦襯片或摩擦襯塊的磨損而使間隙加大，因此制動(dòng)器必須設(shè)有間隙調(diào)整機(jī)構(gòu)。 本設(shè)計(jì)采用一次調(diào)準(zhǔn)式間隙自調(diào)裝置。 3.3強(qiáng)度校核計(jì)算 3.3.1摩擦襯片的磨損特性的計(jì)算 制動(dòng)器的能量負(fù)荷常以其比能量耗散率作為評價(jià)指標(biāo)。比能量耗散率又稱為單位功負(fù)荷或能量負(fù)荷，它表示單位摩擦面積在單位時(shí)間內(nèi)耗散的能量，其單位為。 雙軸汽車的單個(gè)前輪制動(dòng)器和單個(gè)后輪制動(dòng)器的比能量耗散率分別為： （3.1） （3.2） （3.3）式中： —汽車回轉(zhuǎn)質(zhì)量換算系數(shù)； —汽車總質(zhì)量； v1，v2—汽車制動(dòng)初速度與終速度，；計(jì)算時(shí)皮卡汽車?。? —制動(dòng)減速度，，計(jì)算時(shí)?。籺—制動(dòng)時(shí)間，； ，—前、后制動(dòng)器襯塊的摩擦面積； —制動(dòng)力分配系數(shù)。 在緊急制動(dòng)到時(shí)，并可近似地認(rèn)為，則有： （3.4） （3.5） 將，，，，，。代入式（3.3）可求得；代入式（3.4）則可求得。 輕型貨車盤式制動(dòng)器的比能量耗散率應(yīng)不大于。比能量耗散率過高，不僅會(huì)加速制動(dòng)襯片(襯塊)的磨損，而且可能引起制動(dòng)盤的龜裂。 經(jīng)校核符合要求。 3.3.2最大制動(dòng)力矩的計(jì)算 如圖3.1所示為汽車在水平路面上制動(dòng)時(shí)的受力情況： 圖3.1 制動(dòng)時(shí)的汽車受力圖 根據(jù)圖3.1給出的汽車制動(dòng)時(shí)的整車受力情況，并對后軸車輪的接地點(diǎn)取力矩，得平衡式為： （3.6） 對前軸車輪的接地點(diǎn)取力矩，得平衡式為： （3.7） 式中：—汽車制動(dòng)時(shí)水平地面對前軸車輪的法向反力，N； —汽車制動(dòng)時(shí)水平地面對后軸車輪的法向反力，N； —汽車軸距，mm； —汽車質(zhì)心離前軸距離，mm； —汽車質(zhì)心離后軸距離，mm； —汽車質(zhì)心高度，mm； —汽車所受重力，N；m—汽車質(zhì)量，； —汽車制動(dòng)減速度，。 若在附著系數(shù)為的路面上制動(dòng)，前、后輪均抱死，此時(shí)汽車總的地面制動(dòng)力于汽車前、后軸車輪的總的附著力 （3.8） 可得水平地面作用于前、后軸車輪的法向反作用力的另一表達(dá)式： （3.9） （3.10） （3.11） 式中：—制動(dòng)強(qiáng)度；，—前后軸車輪的地面制動(dòng)力。 前后軸車輪的附著力為： （3.12） （3.13） 由式（4.12），式（4.13）可求得在任何附著系數(shù) φ的路面上，前、后輪同時(shí)抱死即前、后軸車輪附著力同時(shí)被充分利用的條件為： （3.14） （3.15） 式中： —前軸車輪的制動(dòng)器制動(dòng)力： ； （3.16） —前軸車輪的制動(dòng)器制動(dòng)力： ； （3.17） —前軸車輪的地面制動(dòng)力； —前軸車輪的地面制動(dòng)力； ，—地面對前、后軸車輪的法向反力； —汽車重力； ，—汽車質(zhì)心離前、后軸的距離； —汽車質(zhì)心高度。 本設(shè)計(jì)為皮卡汽車，整備質(zhì)量1730kg，滿載質(zhì)量為3005㎏，φ=0.8 ，L=3340，=1470mm，=1870mm，=220mm。根據(jù)式（3.9），（3.10）可得Z1=17652N，Z2=15324N；由式（3.12），（3.13）可求得，。 最大制動(dòng)力矩是汽車附著質(zhì)量被完全利用的條件下獲得的，這時(shí)制動(dòng)力與地面作用于車輪的法向力Z1，Z2成正比。由式（3.14），（3.15）可知，雙軸汽車前、后車輪附著力同時(shí)被充分利用或前、后輪同時(shí)抱死的制動(dòng)力之比為。通常比值：轎車約為1.3～1.6。經(jīng)校核，符合要求。 前軸的車輪制動(dòng)器所能產(chǎn)生的最大制動(dòng)力矩為： （3.18） 式中—車輪有效半徑，本設(shè)計(jì)為皮卡汽車，輪胎型號為245/70 R16。則有效半徑。根據(jù)式（3.13）可得：。 一個(gè)車輪制動(dòng)器應(yīng)有的最大制動(dòng)力矩為按上式計(jì)算所得結(jié)果的半值。 3.3.3最大制動(dòng)力矩的計(jì)算 平均半徑為 （3.19） 式中：R1 ，R2—扇形摩擦襯塊的內(nèi)半徑和外半徑。 圖3.2 鉗盤式制動(dòng)器的作用半徑計(jì)算用簡圖 根據(jù)圖3.2，在任一單元面積上的摩擦力對制動(dòng)盤中心的力矩為，制動(dòng)力矩為： （3.20） 總摩擦力為： （3.21） 得有效半徑為： （3.22） 令 則有： （3.23） 因，，故。當(dāng),，。 根據(jù)摩擦襯塊的外半徑與內(nèi)半徑的比值不大于1.5，則取，可得作用半徑。 盤式制動(dòng)器的計(jì)算用簡圖如圖3.3所示： 圖3.3 盤式制動(dòng)器的計(jì)算用簡圖 今假設(shè)襯塊的摩擦表面與制動(dòng)盤接觸良好，且各處的單位壓力分布均勻，則盤式制動(dòng)器的制動(dòng)力矩為： (3.24) 式中： f —摩擦系數(shù)； N —單側(cè)制動(dòng)塊對制動(dòng)盤的壓緊力(見圖3.3)； R —作用半徑。 取f =0.3，由，可得，。 第4章 鼓式制動(dòng)器的設(shè)計(jì)與校核 4.1主要參數(shù)確定 （1）制動(dòng)鼓直徑D 輪胎規(guī)格為245/70 R16 Dr=2.54×16=406.4mm 根據(jù)轎車D/Dr=0.70～0.83之間，故取0.8 D=Dr×0.8=325.12mm （2）制動(dòng)蹄摩擦襯片的包角和寬度b 摩擦襯片的包角在范圍內(nèi)選取。 取 表4.1 襯片摩擦面積與汽車及汽車質(zhì)量關(guān)系表 汽車類型 汽車總質(zhì)量（t） 單個(gè)制動(dòng)器總的襯片摩擦面積 轎 車 0.9—1.5 100—200 1.5—2.5 200—300 客車與貨車 1.0—1.5 120—200 1.5—2.5 150—250 2.5—3.5 250—400 3.5—7.0 300—650 7.0—12.0 550—1000 12.0—17.0 600—1500 根據(jù)單個(gè)制動(dòng)器總的襯片摩擦面積取250-400 初選A=300 其中為弧度。 R=D/2=325.12/2=162.56mm （3）摩擦襯片初始角的選取 根據(jù) （4）張開力P作用線至制動(dòng)器中心的距離a 根據(jù) a=0.8R 得 a=0.8×162.56=130.048mm取130mm 制動(dòng)蹄支撐銷中心的坐標(biāo)位置k與c 根據(jù) c=0.8R 得 c=0.8×162.56=130.048mm取130mm 理想條件下計(jì)算制動(dòng)器的制動(dòng)力矩，取f=0.3可使計(jì)算結(jié)果接近實(shí)際值。另外，在選擇摩擦材料時(shí)，應(yīng)盡量采用減少污染和對人體無害的材料。所以選擇摩擦系數(shù)f=0.3。 4.2主要零部件設(shè)計(jì) 4.2.1 制動(dòng)鼓 制動(dòng)鼓壁厚的選取主要是從其剛度和強(qiáng)度方面考慮。壁厚取大些也有利于增大其熱容量，但試驗(yàn)表明，壁厚由11 mm增至20 mm時(shí)，摩擦表面的平均最高溫度變化并不大。一般鑄造制動(dòng)鼓的壁厚：轎車為7mm～12mm；中、重型載貨汽車為13mm～18mm。制動(dòng)鼓在閉口一側(cè)外緣可開小孔，用于檢查制動(dòng)器間隙。本次設(shè)計(jì)采用的材料是灰鑄鐵HT200。 4.2.2 制動(dòng)蹄 制動(dòng)蹄腹板和翼緣的厚度，轎車的約為3mm～5mm；貨車和客車的約為5mm～8mm。摩擦襯片的厚度，轎車多為4.5mm～5mm；貨車和客車多為8mm以上。本次制動(dòng)蹄采用的材料為KTH370-12。 4.2.3 制動(dòng)底板 制動(dòng)底板是除制動(dòng)鼓外制動(dòng)器各零件的安裝基體，應(yīng)保證各安裝零件相互間的正確位置。剛度不足會(huì)使制動(dòng)力矩減小，踏板行程加大，襯片磨損也不均勻。本次設(shè)計(jì)采用可聯(lián)鑄鐵KTH370—12。 4.2.4 制動(dòng)蹄的支承 二自由度制動(dòng)篩的支承，結(jié)構(gòu)簡單，并能使制動(dòng)蹄相對制動(dòng)鼓自行定位。采用偏心支承銷或偏心輪。支承銷由45號鋼制造并高頻淬火。其支座為可鍛鑄鐵(KTH370—12)或球墨鑄鐵(QT400—18)件。青銅偏心輪可保持制動(dòng)蹄腹板上的支承孔的完好性并防止這些零件的腐蝕磨損。 4.2.5 制動(dòng)蹄片上的制動(dòng)力矩與張開力 計(jì)算鼓式制動(dòng)器，必須查明蹄壓緊到制動(dòng)鼓上的力與產(chǎn)生制動(dòng)力矩之間的關(guān)系。為計(jì)算有一個(gè)自由度的蹄片上的力矩，在摩擦襯片表面取一橫向微元面積，。它位于a角內(nèi)，面積為bRda ，其中b 為摩擦襯片寬度，單元面積bRda R為制動(dòng)鼓半徑。 制動(dòng)鼓作用在微元面積上的法向力為 （4.1） 而摩擦力fdN產(chǎn)生的制動(dòng)力矩為 （4.2） 從到區(qū)段積分上式得到 （4.3） 法向壓力均勻分布時(shí)，有 （4.4） 由（4.3）、（4.4）可求出不均勻系數(shù) （4.5） 由（4.3）、（4.4）給出的是由壓力計(jì)算制動(dòng)力矩的方法，在實(shí)際計(jì)算中也可以采用由張開力P計(jì)算制動(dòng)力矩的方法，且更為方便 圖4.1 計(jì)算制動(dòng)力矩簡圖 圖4.2計(jì)算張開力簡圖 增式蹄產(chǎn)生的制動(dòng)力矩可表達(dá)如下： （4.6） 式中： -摩擦系數(shù) -單元法向的合力 -摩擦力的的作用半徑 若已知制動(dòng)蹄的幾何參數(shù)及法向壓力的大小便可計(jì)算出蹄的制動(dòng)力矩。 如圖4.1所示為了計(jì)算與張開力的關(guān)系式，寫出制動(dòng)蹄上力的平衡方程式： （4.7） （4.8） 式中: -支承反力在軸上的投影； 軸與的作用線之間的夾角。 （4.9） 聯(lián)立（4.6）、（4.7）式得到 （4.10） 將式（4.10）帶入式（4.6）中得到領(lǐng)蹄的制動(dòng)力矩為 （4.11） 對于從蹄可得類此的表達(dá)式 （4.12） 為了確定及必須求出法向力N及其分量。如果將dN看作是它投影在軸和軸上的分量和的合力，根據(jù)公式（4.1）有 （4.12）式中 （4.13） 所以 （4.14） 式中，摩擦襯片起始角，題目取則 根據(jù)（4.3）(4.6)得則有 那么 根據(jù)和其中 ； ； ； 。 因此 由于領(lǐng)蹄與從蹄對稱布置，所以，得出 對具有兩蹄的制動(dòng)器來說，其制動(dòng)鼓上的制動(dòng)力矩等于兩蹄摩擦力矩之和即 （4.15） 對凸輪張開機(jī)構(gòu)，其張開力可有前述作用在蹄上的力矩平衡條件得到的方程式求出 ， 知道了制動(dòng)力矩與張開力的關(guān)系，計(jì)算鼓上的制動(dòng)力矩，在汽車設(shè)計(jì)時(shí)應(yīng)滿足最大制動(dòng)力（為附著力）根據(jù)公式 式中：地面附著系數(shù)（干水泥混凝土路面）。 汽車重力 根據(jù)前后車輪制動(dòng)器制動(dòng)力分配系數(shù) （4.16） 聯(lián)立（4.16）得 單個(gè)后輪制動(dòng)器制動(dòng)力 單個(gè)后輪制動(dòng)力矩為 （4.17） 式中：為車輪滾動(dòng)半徑。 由于選用的輪胎型號是245/70 R16，子午線普通花紋輪胎。滾動(dòng)半徑，即輪胎在額定載荷時(shí)滾動(dòng)半徑。 根據(jù)公式（4.17）單個(gè)后輪制動(dòng)力矩 計(jì)算張開力得 計(jì)算鼓式制動(dòng)器，必須檢查蹄有無自鎖現(xiàn)象的可能。由式（4.10）得出自鎖條件 如果式中不會(huì)自鎖因?yàn)? 所以滿足條件不自鎖。由（4.3）和（4.10）式可計(jì)算出領(lǐng)蹄表面最大壓力為 4.2.6 制動(dòng)因數(shù)的分析計(jì)算 （1）領(lǐng)蹄制動(dòng)蹄因數(shù) 鼓式制動(dòng)器的簡化圖，如圖4.3 圖4.3鼓式制動(dòng)器簡化受力圖 根據(jù)公式：其中h/b=260/130=2;通過查制動(dòng)因數(shù)與摩擦系數(shù)關(guān)系曲線可求因此可計(jì)算出 （2）從蹄的制動(dòng)因數(shù) 根據(jù)公式：得出 1 領(lǐng)蹄；2 從蹄 圖4.4 制動(dòng)蹄因數(shù)及其導(dǎo)數(shù)與摩擦系數(shù)的關(guān)系 摩擦襯片的磨損與摩擦副的材質(zhì)，表面加工情況、溫度、壓力以及相對滑磨速度等多種因素有關(guān)，試驗(yàn)表明，摩擦表面的溫度、壓力、摩擦系數(shù)和表面狀態(tài)等是影響磨損的重要因素。 比能量耗散率分別為 （4.18） （4.19） 式中： —換算系數(shù)，緊急制動(dòng)時(shí)，； —總質(zhì)量 ，—汽車制動(dòng)初速度與終速度，；計(jì)算時(shí)貨車取22.2m/s —制動(dòng)時(shí)間，單位；按下式計(jì)算單位； —制動(dòng)減速度，， —后制動(dòng)器襯片的摩擦面積；質(zhì)量在2.5-3.5t貨車摩擦襯片面積在，故取。 —制動(dòng)力分配系數(shù)。 皮卡汽車鼓式制動(dòng)器的比能量消耗率不大于故符合要求。 磨損特性也可以用襯片在制動(dòng)過程中由最高制動(dòng)初速度至停車所完成的單位襯片面積的磨損功 （4.20） 式中：—汽車總質(zhì)量； —汽車最高車速； —車輪制動(dòng)器各制動(dòng)襯片的總摩擦面積； —許用比摩擦功，對于客車和貨車?。? 滿足要求。 4.2.7 駐車制動(dòng)計(jì)算 汽車在上坡路上停駐的受力如圖所示，由該圖可得出汽車上坡停駐時(shí)的后軸車輪的附著力為 同樣可求出下坡后輪的附著力為 。 圖4.4汽車在坡路上停駐受力簡圖 坡度極限傾角 （4.21） 求得汽車在上坡時(shí)可能停駐的極限上坡傾角為 （4.22） 故滿載時(shí)： 空載時(shí)： 一般要求各類汽車的最大駐車坡度不應(yīng)小于16%—20% 汽車列車的最大停駐坡度約為12% 左右。 由以上計(jì)算可知滿足法規(guī)規(guī)定。 汽車滿載在上坡時(shí)后軸的駐車制動(dòng)力矩接近于有a所定的極限值 4.3強(qiáng)度校核計(jì)算 4.3.1緊固摩擦片鉚釘?shù)募羟袘?yīng)力校核 由公式 （4.23） 可算出制動(dòng)蹄的最大制動(dòng)力矩。如果已知鉚釘?shù)臄?shù)目n，鉚釘?shù)闹睆絛及材料，即可校核其剪切應(yīng)力 式中：——鉚釘材料的許用剪切應(yīng)力 本設(shè)計(jì)數(shù)據(jù)為：鉚釘數(shù)為6個(gè)，直徑為4mm，材料選用ML2鋼，需用剪切應(yīng)力 滿足設(shè)計(jì)要求。 4.3.2制動(dòng)蹄支承銷剪切應(yīng)力計(jì)算 在算得制動(dòng)蹄上的法向力，，制動(dòng)力矩，及張開力，后，可求得支撐銷承受的支撐力,及支撐銷的剪切應(yīng)力,如下： （4.24） 式中：A—支撐銷的截面積。 支撐銷的直徑為28mm，材料選用45號鋼，許用剪切應(yīng)力。 其中 （4.25） 一般來說，的值總要大于，故僅計(jì)算領(lǐng)蹄的支撐銷的剪切應(yīng)力即可： 其中： 故強(qiáng)度符合要求。 4.3.3 回位彈簧強(qiáng)度校核 根據(jù)國標(biāo)GB/T2088-1997可知： 彈簧d=4mm D=20mm初拉力p=148N. 有效圈數(shù)n=25.5 圖4.5 彈簧初應(yīng)力 根據(jù)上表可知彈簧剪切應(yīng)力符合要求。 第5章 液壓制動(dòng)驅(qū)動(dòng)機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì) 5.1驅(qū)動(dòng)機(jī)構(gòu)的形式 真空伺服制動(dòng)系是利用發(fā)動(dòng)機(jī)進(jìn)氣管中節(jié)氣門后的真空度（負(fù)壓，一般可達(dá)0.05～0.07MPa）作動(dòng)力源。 按照助力特點(diǎn)，伺服制動(dòng)系又可分為助力式和增壓式兩種。 助力式伺服制動(dòng)系，伺服氣室位于制動(dòng)踏板與制動(dòng)主缸之間，其控制閥直接由踏板通過推桿操縱，因此又稱為直動(dòng)式伺服制動(dòng)系。司機(jī)通過踏板直接控制伺服動(dòng)力的大小，并與之共同推動(dòng)主缸活塞，使主缸產(chǎn)生更高的液壓通向盤式制動(dòng)器的油缸和鼓式制動(dòng)器的輪缸。由真空伺服氣室、制動(dòng)主缸和控制閥組成的總成稱為真空助力器。 5.2驅(qū)動(dòng)機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì)計(jì)算 為了確定制動(dòng)主缸和輪缸直徑、制動(dòng)踏板上的力、踏板行程、踏板機(jī)構(gòu)傳動(dòng)比以及采用增壓或助力裝置的必要性，必須進(jìn)行如下的設(shè)計(jì)計(jì)算。 5.2.1 制動(dòng)輪缸直徑d的確定 制動(dòng)輪缸對制動(dòng)蹄塊施加的張開力(壓緊力與輪缸直徑和制動(dòng)管路的關(guān)系為 d= （5.1） 式中：P—制動(dòng)輪缸對制動(dòng)蹄張開力或?qū)δΣ烈r塊的壓緊力N； p—考慮制動(dòng)力調(diào)節(jié)裝置的作用下的輪缸或管路液壓。取。 制動(dòng)管路液壓在制動(dòng)時(shí)一般不超過10～12，對盤式制動(dòng)器可再取高些。壓力越高，輪缸直徑就越小，但對管路特別是制動(dòng)軟管及管接頭則提出了更高的要求，對軟管的耐壓性、強(qiáng)度及接頭的密封性的要求就更加嚴(yán)格。 求得前輪制動(dòng)輪缸的直徑 后輪輪缸直徑為 輪缸直徑應(yīng)在標(biāo)準(zhǔn)規(guī)定的尺寸系列中選取，輪缸直徑的尺寸系列為：17.5,19，22，24，25，28，30，32，35，38，40，45，50，55mm。 故取 ； 5.2.2 盤式制動(dòng)器輪缸活塞寬度與缸筒壁厚 根據(jù)已有的公式計(jì)算活塞的寬度 (5.2) 求得：mm。 一般情況下，液壓缸缸筒壁厚由結(jié)構(gòu)確定，必要時(shí)進(jìn)行強(qiáng)度校核。校核時(shí)分薄壁和厚壁兩種情況進(jìn)行[9]。 現(xiàn)取壁厚15mm，由于，因此按厚壁進(jìn)行校核。 (5.3) 式中：——輪缸壁厚； ——試驗(yàn)壓力（當(dāng)缸的額定壓力Mpa時(shí)，取=1.5）； ——缸筒材料許用應(yīng)力，=（為材料抗拉強(qiáng)度，n為安全系數(shù)，一般取n=5）。 mm 由于15mm12.6mm所以壁厚強(qiáng)度滿足要求。 5.2.3 鼓式制動(dòng)器輪缸活塞寬度與缸筒壁厚 根據(jù)已有的公式計(jì)算活塞的寬度 于是求知：mm。 現(xiàn)取壁厚mm，由于，因此按厚壁進(jìn)行校核。 式中：——輪缸壁厚； ——試驗(yàn)壓力（當(dāng)缸的額定壓力Mpa時(shí)，取=1.5）； ——缸筒材料許用應(yīng)力，=（為材料抗拉強(qiáng)度，n為安全系數(shù)，一般取n=5）。 mm 由于mm2.7mm所以壁厚強(qiáng)度滿足要求。 5.2.4 制動(dòng)主缸的設(shè)計(jì) （1）活塞有效行程的設(shè)計(jì) 前、后軸上制動(dòng)輪缸的工作容積和制動(dòng)踏板的工作行程，是設(shè)計(jì)雙回路主缸直徑和活塞有效行程的主要依據(jù)參數(shù)。 結(jié)合前面公式,我們可以得到如下關(guān)系式； 前軸上制動(dòng)輪缸的工作容積 同理后軸上制動(dòng)輪缸的工作容積 。 考慮汽車制動(dòng)時(shí)，制動(dòng)軟管受管路中壓力的影響而產(chǎn)生容積增量等因素，則取主缸的工作容積為制動(dòng)輪缸工作容積的1.3倍。雙回路制動(dòng)主缸第一制動(dòng)腔的工作容積和第二制動(dòng)腔的工作容積的計(jì)算公式分別為： （5.4） （5.5） 式中——分別為主缸第一活塞、第二活塞的有效形行程，mm 由公式5—2，5—3得： （5.6） 制動(dòng)踏板的工作行程計(jì)算公式為； （5.7） 式中 ——制動(dòng)踏板機(jī)構(gòu)的傳動(dòng)比參考同類車型及相關(guān)標(biāo)準(zhǔn)我們?nèi)　? ——主缸活塞推桿頂端與第一活塞的軸向間隙，一般取。 、——主缸第一活塞與第二活塞的空行程，一般。 根據(jù)有關(guān)規(guī)定，制動(dòng)踏板行程為： 轎車： 應(yīng)不大于100——150 ； 貨車：應(yīng)不大于50——200 。 這里我們?nèi)?110。 由公式（5—5）得： （5.8） （5.9） 由公式（5—4）得： 把代入公式5—6或5—7得： 參照相關(guān)標(biāo)準(zhǔn)我們?nèi)。? 由查表5.1 我們?nèi)。? 表5.1 雙腔制動(dòng)主缸標(biāo)準(zhǔn)系列表[6] 主缸直徑 15.9，17.5，19.1，20.6，22.2，23.8，25.4， 25.4，28.6，31.8，34.9，38.1，41.3，44.5 活 塞 有 效 行 程 （） 或 或 或 或 28 14 14 36 18 18 16 12 20 16 30 15 15 38 19 19 16 14 22 16 32 16 16 40 20 20 18 14 22 18 （2）主缸第一活塞、第二活塞回位彈簧力Pt1、Pt2的 確定 為保證主缸能夠連續(xù)有效的工作，主缸活塞的回位彈簧應(yīng)能保證主缸活塞及時(shí)返回工作初始位置，這就要求確定適當(dāng)?shù)幕钊匚粡椈闪?，否則，若回位彈簧力較大時(shí)，活塞回位過快，制動(dòng)液易汽化，產(chǎn)生氣穴現(xiàn)象；若回位彈簧力較小時(shí)，活塞回位慢，汽車制動(dòng)解除遲緩。當(dāng)?shù)谝换钊幱诔跏脊ぷ鳡顟B(tài)時(shí)，其回位彈簧力一般?。划?dāng)?shù)谝换钊_(dá)到最大有效工作行程時(shí)，要求其回位彈簧的作用力。 （3）主缸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 當(dāng)制動(dòng)主缸直徑d0和主缸第一活塞的有效行程S1、第二活塞的有效行程S2確定之后，可按下列順序?qū)Ω鞑考M(jìn)行設(shè)計(jì)。 選定橡膠制動(dòng)主皮碗、皮圈（副皮碗）→第一活塞、第二活塞→活塞回位彈簧→殘留閥總成→主缸缸體→主缸活塞推桿、油管接頭、密封墊圈、彈性擋圈、護(hù)罩、貯油罐等。 其結(jié)構(gòu)和外型如圖5.1所示： 1—缸體；2—副皮碗；3—第一活塞；4、9—供液孔； 5—主皮碗；6、10—補(bǔ)償孔；7—第一制動(dòng)腔；8—第二供液腔；11—第二制動(dòng)腔； 12—第一供液腔；13—?dú)埩糸y總成；14、16—排液孔；15—第二活塞 圖5.1 串聯(lián)雙腔制動(dòng)主缸 5.2.5 液壓制動(dòng)軟管的計(jì)算 由管路中最大工作壓力12MPa并查詢JB/T 8727-2004可選擇軟管內(nèi)徑為22mm，公稱通徑為20mm，最大許用壓力為14Mpa,外徑為250.105mm。取25mm。 5.3 真空助力器的設(shè)計(jì) 真空助力器具體結(jié)構(gòu)如圖5.3所示： 1-推桿；2-回位彈簧；3-單向閥；4-活塞；5-膜片；6-空氣過濾器； 7-通大氣孔；8-操縱桿；9-柱塞；10-推盤；11-放氣孔；A，B-氣室 圖5.3 真空助力器結(jié)構(gòu)圖 由下列公式： 式中： ―輸入力，N； ―輸出力，N； ―助力比； p ―真空度為66.7±1.3kPa[2]。 參考同類型車，選取參數(shù)，計(jì)算得真空助力器的有效直徑為126mm,助力比為4， 結(jié) 論 知識(shí)必須通過應(yīng)用才能實(shí)現(xiàn)其價(jià)值！有些東西以為學(xué)會(huì)了，但真正到用的時(shí)候才發(fā)現(xiàn)是兩回事，所以我認(rèn)為只有到真正會(huì)用的時(shí)候才是真的學(xué)會(huì)了。 參考文獻(xiàn) [1]張西振.汽車發(fā)動(dòng)機(jī)構(gòu)造與維修[M].北京：機(jī)械工業(yè)出版社，2004. 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