制动主缸设计计算共23页文档

(完整word版)制动系统设计

GD12A电动汽车行车制动系统设计毕业设计说明书姓名：俞翼鸿专业：汽车维修与检测班级：（2)指导老师: 邹章鸣南昌理工学院机械工程系1.。

目录摘要Troduction前言第一章绪论 (6)1。

1 制动系统设计的意义 (6)1。

2 制动系统研究现状 (6)1.3 本次制动系统应达到的目标 (6)1.4 本次制动系统设计要求 (6)第二章制动系统方案论证分析与选择 (7)2.1 制动器形式方案分析 (7)2。

1.1 鼓式制动器 (7)2。

1。

2 盘式制动器 (9)2。

2 制动驱动机构的结构形式选择 (10)2.2.1 简单制动系 (10)2。

2。

2 动力制动系 (10)2。

2。

3 伺服制动系 (11)2。

3 液压分路系统的形式的选择 (11)2.3.1 II型回路 (11)2.3.2 X型回/路 (12)2。

3。

3 其他类型回路 (12)2。

4 液压制动主缸的设计方案 (12)第三章制动系统设计计算 (15)3.1 制动系统主要参数数值 (15)3.1.1 相关主要技术参数 (15)3.1.2 同步附着系数的分析 (15)3.2 制动器有关计算 (16)3.2。

1 确定前后轴制动力矩分配系数β (16)3。

2。

2制动器制动力矩的确定 (16)3.2。

3 后轮制动器的结构参数与摩擦系数的选取 (17)3.2.4 前轮盘式制动器主要参数确定 (18)3。

3 制动器制动因数计算 (19)3.3.1 前轮盘式制动效能因数 (19)3.3。

2 后轮鼓式制动器效能因数 (19)3。

4 制动器主要零部件的结构设计 (20)第四章液压制动驱动机构的设计计算 (22)4。

1 后轮制动轮缸直径与工作容积的设计计算 (22)4.2 前轮盘式制动器液压驱动机构计算 (23)4.3 制动主缸与工作容积设计计算 (24)4.4 制动踏板力与踏板行程 (24)4.4。

1 制动踏板力 (24)4.4.2 制动踏板工作行程 (25)第五章制动性能分析 (26)5.1 制动性能评价指标 (26)5.2 制动距离S (26)5。

(完整版)气缸的设计计算1

4.1纵向气缸的设计计算与校核:由设计任务可以知道，要驱动的负载大小位140N，考虑到气缸未加载时实际所能输出的力，受气缸活塞和缸筒之间的摩擦、活塞杆与前气缸之间的摩擦力的影响，并考虑到机械爪的质量。

在研究气缸性能和确定气缸缸径时，常用到负载率β：由《液压与气压传动技术》表11-1：/β=200N 运动速度v=30mm/s，取β=0.7，所以实际液压缸的负载大小为：F=FD=1.27= =66.26mmF—气缸的输出拉力 N；P —气缸的工作压力Pa按照GB/T2348-1993标准进行圆整，取D=20 mm气缸缸径尺寸系列8 10 12 16 20 25 32 40 50 63 80 （90）100 （110）125 （140）160 （180）200 （220）250 320 400 500 630由d=0.3D 估取活塞杆直径 d=8mm缸筒长度S=L+B+30L为活塞行程；B为活塞厚度活塞厚度B=(0.6 1.0)D= 0.720=14mm由于气缸的行程L=50mm ,所以S=L+B+30=886 mm导向套滑动面长度A:一般导向套滑动面长度A，在D<80mm时，可取A=(0.6 1.0)D；在D>80mm 时, 可取A=(0.6 1.0)d。

所以A=25mm最小导向长度H：根据经验，当气缸的最大行程为L，缸筒直径为D，最小导向长度为：H代入数据即最小导向长度H + =80 mm活塞杆的长度l=L+B+A+80=800+56+25+40=961 mm由《液压气动技术手册》可查气缸筒的壁厚可根据薄避筒计算公式进行计算：式中—缸筒壁厚（m）；D—缸筒内径（m）；P—缸筒承受的最大工作压力（MPa）；—缸筒材料的许用应力（MPa）；实际缸筒壁厚的取值：对于一般用途气缸约取计算值的7倍；重型气缸约取计算值的20倍，再圆整到标准管材尺码。

参考《液压与气压传动》缸筒壁厚强度计算及校核,我们的缸体的材料选择45钢，=600 MPa， ==120 MPa n为安全系数一般取 n=5；缸筒材料的抗拉强度(Pa)P—缸筒承受的最大工作压力（MPa）。

制动主缸设计

液压制动主缸的设计方案1）主缸壳体主缸壳体应有足够的耐压强度，铸件表面不能有裂纹和疏松，一般在20MPa以内壳体不应有任何泄漏，壳体材料为灰铸件HT250，由于整车的整备质量为1060KG，所以选择紧凑型主缸。

为了保证其良好的密封性能，其表面粗糙度选择为0.20u2）活塞及其他部件活塞采用铝合金棒材铸铝，表面氧化铝膜处理。

活塞的配合直径名义尺寸与缸孔相同，其配合间隙在0.04-0.10mm范围。

制动主缸的防尘罩设计留通气孔支承座边缘与皮碗留有一定间隙橡胶密封件皮碗和皮圈选用SBR橡胶弹簧预紧力选择在40-120N之间轿车制动主缸采用串列双腔制动主缸。

如图2—3所示，该主缸相当于两个单腔制动主缸串联在一起而构成。

储蓄罐中的油经每一腔的进油螺栓和各自旁通孔、补偿孔流入主缸的前、后腔。

在主缸前、后工作腔内产生的油压，分别经各自得出油阀和各自的管路传到前、后制动器的轮缸。

主缸不制动时，前、后两工作腔内的活塞头部与皮碗正好位于前、后腔内各自得旁通孔和补偿孔之间。

当踩下制动踏板时，踏板传动机构通过制动推杆推动后腔活塞前移，到皮碗掩盖住旁通孔后，此腔油压升高。

在液压和后腔弹簧力的作用下，推动前腔活塞前移，前腔压力也随之升高。

当继续踩下制动踏板时，前、后腔的液压继续提高，使前、后制动器制动。

图2—3 制动主缸工作原理图撤出踏板力后，制动踏板机构、主缸前、后腔活塞和轮缸活塞在各自的回位弹簧作用下回位，管路中的制动液在压力作用下推开回油阀流回主缸，于是解除制动。

若与前腔连接的制动管路损坏漏油时，则踩下制动踏板时，只有后腔中能建立液压，前腔中无压力。

此时在液压差作用下，前腔活塞迅速前移到活塞前端顶到主缸缸体上。

此后，后缸工作腔中的液压方能升高到制动所需的值。

若与后腔连接的制动管路损坏漏油时，则踩下制动踏板时，起先只有后缸活塞前移，而不能推动前缸活塞，因后缸工作腔中不能建立液压。

但在后腔活塞直接顶触前缸活塞时，前缸活塞前移，使前缸工作腔建立必要的液压而制动。

某车型制动系统设计计算书(后盘)分析解析

目录1 概述 (1)2 引用标准 (1)3 计算过程 (1)3.1整车参数 (1)3.2理想的前、后制动器制动力分配曲线 (1)3.3NA01制动系统性能校核 (3)3.3.1 NA01制动系统基本参数 (3)3.3.2 制动力分配曲线绘制及同步附着系数确定 (4)3.3.3 前、后轴利用附着系数曲线绘制 (5)3.3.4 空、满载制动距离校核 (7)3.3.5 真空助力器失效时制动减速度校核 (7)3.3.6 ESP系统失效制动减速度校核 (8)3.3.7 任一管路失效制动减速度校核 (8)3.3.8 制动踏板力校核 (8)3.3.9 制动主缸排量校核 (9)3.3.10 制动踏板行程校核 (9)3.3.11 驻车制动校核 (10)4 结论 (12)参考文献 (13)1 概述根据NA01乘用车设计开发目标，设计和开发NA01制动系统，要求尽量沿用M2零部件。

NA01制动系统共有三种配置：ESP+前盘后盘式制动器，ABS+前盘后鼓式制动器，比例阀+前盘后鼓式制动器，此三种配置需分别校核其法规要求符合性。

本计算书是根据整车室提供的NA01整车的设计参数(空载质量、满载质量、轴荷、轴距及质心高度)，对经过局部改善(制动主缸直径由22.22mm 更改为20.64mm)的制动系统(ESP+前盘后盘式制动器)的适宜性进行校核计算，以选择合适的参数作为NA01制动系统的设计值。

2 引用标准GB 21670-2008 乘用车制动系统技术要求及试验方法。

GB 7258-2004 机动车运行安全技术条件 3 计算过程 3.1整车参数3.2 理想的前、后制动器制动力分配曲线制动时前、后车轮同时抱死，对附着条件的利用、制动时汽车方向稳定性均较为有利,此时的前、后轮制动器制动力1μF 和2μF 的关系曲线，常称为理想的前、后轮制动器制动力分配曲线。

在任何附着系数ϕ的路面上，前、后车轮同时抱死的条件是：前、后制动器制动力之和等于附着力，并且前、后轮制动器制动力分别等于各自的附着力，即：g F m F 21ϕμμ=+……………………………………(1) gg h L h L ϕϕμμ-+=1221F F (2)经计算得：221ϕϕμLh mg L L mg F g +=…………………………(3) 212ϕϕμLh mg L Lmg F g -= (4)式中：1μF 、2μF ——前、后轮制动器制动力，N ； ϕ——路面附着系数； m ——整车质量，kg ； hg ——汽车质心高度，ｍ； L ——汽车轴距，ｍ；1L ——质心至前轴中心线的距离，ｍ；2L ——质心至后轴中心线的距离，ｍ。

制动主缸DFMEA

设计潜在失效模式及后果分析
项目名称：制动主缸总成设计责任：赵索才编制人：杜静页码：共 5 页第 1 页车型/车辆类型：长安之星日期： 06.05.10 修订日期： 09.06.10
浙江通顺
设计潜在失效模式及后果分析
项目名称：制动主缸总成设计责任：赵索才编制人：杜静页码：共 5 页第 2 页车型/车辆类型：长安之星日期： 06.05.10 修订日期： 09.06.10
浙江通顺
设计潜在失效模式及后果分析
项目名称：制动主缸零部件设计责任：赵索才编制人：杜静页码：共 5 页第 3 页车型/车辆类型：长安之星日期： 06.05.10 修订日期： 09.06.10
浙江通顺
浙江通顺
设计潜在失效模式及后果分析
项目名称：制动主缸零部件设计责任：赵索才编制人：杜静页码：共5 页第 4 页车型/车辆类型：长安之星日期： 06.05.10 修订日期： 09.06.10
设计潜在失效模式及后果分析
项目名称：制动主缸零部件设计责任：赵索才编制人：杜静页码：共 5 页第 5 页车型/车辆类型：长安之星日期： 06.05.10 修订日期： 09.06.10
浙江通顺
设计潜在的失效模式及后果分析
(DFMEA)
产品名称：长安之星制动主缸
产品代号：0.02-2005.3B
浙江通顺科技集团有限公司
修订/日期：审核/日期：批准/日期：。

制动器的设计计算-15页文档资料

§3 制动器的设计计算3.1制动蹄摩擦面的压力分布规律从前面的分析可知，制动器摩擦材料的摩擦系数及所产生的摩擦力对制动器因数有很大影响。

掌握制动蹄摩擦面上的压力分布规律，有助于正确分析制动器因数。

在理论上对制动蹄摩擦面的压力分布规律作研究时，通常作如下一些假定：(1)制动鼓、蹄为绝对刚性；(2)在外力作用下，变形仅发生在摩擦衬片上；(3)压力与变形符合虎克定律。

1.对于绕支承销转动的制动蹄如图29所示，制动蹄在张开力P 作用下绕支承销θ∆点转动张开，设其转角为θ∆，则蹄片上某任意点A 的位移AB 为由于制动鼓刚性对制动蹄运动的限制，则其径向位移分量将受压缩，径向压缩为AC AC =AB COS β即 AC =A O 'θ∆COS β从图29中的几何关系可看到A O 'COS β=D O '=O O 'Sin ϕAC =O O 'Sin ϕθ∆⋅ 因为θ∆⋅'O O 为常量，单位压力和变形成正比，所以蹄片上任意一点压力可写成 q=q 0Sin ϕ (36)亦即，制动器蹄片上压力呈正弦分布，其最大压力作用在与O O '连线呈90°的径向线上。

2.浮式蹄在一般情况下，若浮式蹄的端部支承在斜支座面上，如图30所示，则由于蹄片端部将沿支承面作滚动或滑动，它具有两个自由度运动，而绕支承销转动的蹄片只有一个自由度的运动，因此，其压力分布状况和绕支承销转动的情况有所区别。

现分析浮式蹄上任意一点A 的运动情况。

今设定蹄片和支座面之间摩擦足够大，制动蹄在张开力作用下，蹄片将沿斜支座面上作滚动，设Q 为其蹄片端部圆弧面之圆心，则蹄片上任意一点A 的运动可以看成绕Q 作相对转动和跟随Q 作移动。

这样A 点位移由两部分合成：相对运动位移AB 和牵连运动位移BC ，它们各自径向位移分量之和为AD (见图30)。

AD =AB COS β+BC COS(ϕ-α)根据几何关系可得出AD =(θ∆·OQ +BC Sin α) Sin ϕ+BC COS αCOS ϕ式中θ∆为蹄片端部圆弧面绕其圆心的相对转角。

制动主缸毕业论文--汽车制动主缸的设计与优化

制动主缸毕业论文--汽车制动主缸的设计与优化毕业论文题目：汽车制动主缸的设计与优化摘要：本文主要研究和设计了一种汽车制动主缸，以确保在各种行驶条件下，制动主缸能够提供稳定、可靠的制动力。

首先，我们基于现有的制动系统设计和优化了液压驱动形式，并选用了前盘后鼓的设计方案。

然后，我们根据原始参数，对鼓式和盘式制动器中的结构参数进行了求解设计，包括制动系统中的摩擦衬片，制动轮缸的结构参数等。

接着，我们计算了制动器受到的最大制动力，通过比较最大制动力与同步附着系数的满足情况，以及制动效能和制动距离的检验，验证了设计的可靠性。

然后，我们根据最大制动力进行了液压制动驱动机构的结构参数确定，包括制动主缸等，并通过踏板行程和踏板力进行检验。

最后，我们对制动器主要结构元件的要求和补充以及对自动间隙调整机构的设计进行了讨论。

一、引言随着汽车技术的不断发展，汽车的安全性能越来越受到人们的关注。

汽车制动系统是保障汽车安全的重要部分，其中制动主缸又是制动系统的重要部件。

因此，研究和设计一种性能优良的制动主缸对于提高汽车的安全性能具有重要意义。

二、汽车制动系统的设计1.液压驱动形式的设计与优化液压驱动形式是制动系统的核心部分，其性能直接影响到制动的效能和稳定性。

我们采用前后式（Ⅱ式）双回路制动控制系统，以确保在任何一只车轮出现故障时，其他车轮仍能正常工作。

2.前盘后鼓的设计方案根据盘式和鼓式各自的性能特点，我们选用了前盘后鼓的设计方案。

这种设计方案可以充分发挥盘式制动器的高效性和稳定性，同时利用鼓式制动器在低速时的可靠性。

三、结构参数的设计与求解1.鼓式制动器的设计我们根据制动系统的原始参数，对鼓式制动器中的结构参数进行了求解设计，包括制动轮缸的结构参数等。

这些参数的确定需要考虑制动的效能、稳定性以及制造成本等多方面因素。

2.盘式制动器的设计同样地，我们对盘式制动器的结构参数也进行了求解设计，包括摩擦衬片的厚度、硬度等参数。

制动系统性能计算报告（正式）

HFJ6352车制动系统性能分析一、HFJ6352整车参数和符号说明二、GB12676相关要求1.行车制动在产生最大制动作用时的踏板力应不大于500N，制动减速度不小于5.8m/s2。

2.应急制动必须在行车制动系统有一处管路失效的情况下，制动减速度不小于2.9m/s2。

3.驻车制动性能试验，在空载状态下，驻车制动装置应能保证车辆在坡度18％正反两个方向稳定停驻（包括一名驾驶员），且驻车制动力的总和应不小于该车在测试状态下整车重量的20％，手操纵力不大于400N。

三、计算说明1.制动主缸最大液压：制动踏板力最大不得超过500N，真空助力器产生的最大助力为1500N（助力器工作真空度取500mmHg），经踏板比和真空助力作用，最终作用在制动主缸上推力为500×4.2+1500=3600N，则主缸产生的最高液压：P=3450÷(3.14×20.642÷4) =10.76MPa根据制动主缸的工作级别,取最高工作压力为10 MPa 。

2.行车制动性能分析a.同步附着系数前制动器制动力 Fμ1=2×2×μ×P×R1÷r=1086.71 P i后制动器制动力 Fμ2=2×k×P×R2÷r=275.87 P o=63.45 P i +275.87前轮地面制动力 Fφ1= φ×Z1=φ×G÷L×（b+φ×h g）=4811×φ+1458.88×φ2后轮地面制动力 Fφ2= φ×Z2=φ×G÷L×（a-φ×h g）=2931.02φ-1458.88×φ2比例阀输出特性 P o= 0.23×P i＋1同步抱死的条件： Fφ1= Fμ1Fφ2= Fμ2根据以上方程可求得空载同步附着系数φ0=1.5同理可求得：满载同步附着系数φ0=1.688不含比例阀时同步附着系数空载：φ0=（β×L-b）/ h g=0.92满载：φ0=（β×L-b）/ h g=1.14b.制动减速度分析（φ=0.8）地面附着系数为φ=0.8＜φ0 ，制动开始时，前后制动器制动力Fμ1、Fμ2按β线上升。

制动主缸缸径标准

制动主缸缸径的标准可以根据车辆类型和制动系统的要求而有所不同。

一般来说，制动主缸缸径的选择需要考虑以下几个因素：
1. 车辆类型：不同类型的车辆（如乘用车、商用车、越野车等）对制动力的需求不同，因此制动主缸的缸径也会有所区别。

2. 制动系统类型：常见的制动系统包括液压制动系统和电子制动系统。

液压制动系统通常使用较大的缸径以提供足够的制动力，而电子制动系统可能会使用较小的缸径。

3. 车辆重量：车辆的总重量也会影响制动主缸缸径的选择。

较重的车辆需要更大的制动力，因此可能需要较大的缸径。

4. 制动盘/鼓直径：制动盘或制动鼓的直径也会对制动主缸缸径的选择产生影响。

通常情况下，较大直径的制动盘/鼓需要相应较大的缸径。

综上所述，制动主缸缸径的标准并没有统一的数值，而是根据具体车辆和制动系统的需求进行选择。

车辆制造商和制动系统供应商通常会根据相关标准和技术要求来确定适合的缸径。

因此，在选购或更换制动主缸时，建议咨询专业的汽车维修机构或制动系统供应商以获取准确的信息和建议。

1。

制动主缸综合性能测试系统设计

制动主缸综合性能测试系统设计制动主缸测试是评估汽车制动系统性能的重要手段之一。

在制动主缸测试中，主要测试其制动力的准确性、装配质量及机械健康状况，表现在推力、回弹力、密封性、最大制动力等指标上。

因此，制动主缸综合性能测试系统的设计显得尤为重要。

一、测试系统的设计要求设计制动主缸测试系统要符合以下要求：（1）高度自动化：系统应尽可能自动化，减少操作人员操作过程中的干预，提高测试的可重复性和稳定性。

（2）高精度：测试系统应具备高精度传感器和高精度采样器，以确保测试数据的准确性。

（3）高可靠性：为了确保测试数据质量，测试系统应具备高度可靠性，能够长时间运转且不出现误差。

（4）高效：测试系统的测试速度应快，以节约时间和成本。

二、测试系统的设计1、软件设计测试系统的软件主要负责驱动数据采集器，采集测试装置的实时数据，并将采集的数据进行处理，以产生测试结果。

测试结果包括制动主缸推力、回弹力、密封性、最大制动力等指标。

在处理数据时，还需要考虑数据的精度，以确保测试结果的准确性。

为了提高测试过程的自动化，在软件中应设置测试参数、自动运行和自动计算等功能。

2、硬件设计测试系统的硬件包括传感器、数据采集器、计算机等。

其中，测力传感器应与测试系统坐标系对应，以确保有对应的力的标准方向；数据采集器通常选用高灵敏度和高精度的传感器，以确保数据的准确性和稳定性；计算机应配置高性能硬件设备，以确保数据的稳定性和速度。

3、测试棚在设计测试棚时，应考虑到测试数据的稳定性和准确性。

测试棚应该能够保证良好的光照和通风，以确保测量结果的准确性。

同时，测试棚应该有条件控制环境温度和湿度等因素的影响，以确保测试过程的稳定。

在测试棚的设计中，还应该考虑主缸的安装固定和测试人员的操作空间。

4、测试数据的处理测试完成后，应对测试数据进行处理和分析，以得到重要的测试指标信息，如最大制动力、密封性、回弹力等参数。

同时，还可以根据这些数据得到关于主缸性能的评估报告，以提供给制动系统设计人员参考。

BJ1039E2制动系统设计计算word文档

BJ1039E2制动系统设计计算1.结构简述:BJ1039E2柴油轻型载货汽车制动系前后均采用鼓式制动器结构,工作直径φ280mm ，摩擦片宽度64mm ，前制动器为单向双领蹄式制动器,后制动器为双向双领蹄式制动器，真空助力器为双膜片（8//+9//），助力比为1:6，行程为32mm ，并具有串联式双管路制动总泵的液压制动驱动系统。

2.3.汽车动轴荷分配计算: 3.1.动轴荷计算:当汽车以减速度jt 制动时,由于减速度而产生的惯性力,使轴荷分配相应改变:()0//1=-⋅-⋅⋅-⋅a L G hg G g jt L G a ag jtLhg G G G a ⨯⋅+=1/1()0//2=⋅-⋅⋅-⋅L G hg g jt G a G a a g jt Lhg G G G a ⋅⋅-=2/2式中: G 1＇制动时前轴负荷 G 2＇制动时后轴负荷jt/g=φ 道路附着系数式中减速度jt 为了计算方便，通常取以重力加速度的若干倍。

表一是根据不同的jt/g 值计算出汽车空载和满载时动轴荷分配值：3.2动载荷分配比：对汽车在不同的减速度jt/g 值时前后轴动载荷分配比按下式计算：前轴动轴荷：G 1＇/Ga ×100% 后轴动轴荷：G 2＇/Ga×100%表二为汽车制动时前后在不同减速度jt/g 值时动轴荷分配比：4.汽车制动力的计算:4.1.汽车制动时所需的制动力P τ(轴制动力)当汽车以减速度jt/g 制动时,前后各自所需的制动力为: 前轴: P τ1=G 1＇×jt/g ×9.8 (N) 后轴: P τ2=G 2＇×jt/g ×9.8 (N)4.2制动器实际所产生的制动力及制动力分配比: 4.2.1.汽车前轴制动器所产生的制动力P τ1＇:前轴制动扭矩: 0211/142P R d BEF Mt ⨯⨯⨯⨯=π()0214.0032.040.32P ⨯⨯⨯⨯⨯=π()m N P •⨯=-041075.6()N P P R Mt Pt k 0304/1/11001.210336.075.6--⨯=⨯==式中: T 1:单个前轮能发出的制动扭矩BEF 1:前制动器效率因数(3.0) d 1:前制动器分泵直径(φ=32mm) R k :前轮滚动半径(336mm)4.2.2.汽车后轴制动器所能产生的制动力P τ2＇: 后轴制动扭矩:0222/242P R d BEF Mt ⨯⨯⨯⨯=π0214.00254.040.32P ⨯⨯⨯⨯⨯=π()m N P •⨯=-041025.4()N P P R Mt Pt k 0304/2/21026.110336.025.4--⨯=⨯==式中: T2:单个后轮能发出的制动扭矩BEF2:后制动器效率因数(3.0) d2:后制动器分泵直径(φ25.4mm) Rk:后轮滚动半径(336mm)4.2.3.前后制动器实际制动力分配比：615.010)26.101.2(1001.233'2'1'1=⨯+⨯=+=--t t t P P P β 4.3 同步附着系数： 645.0786)15082600(615.026000=--⨯=-=hg b L βϕ 4.4 满载时前后轴附着力矩：（道路附着系数Φ=0.7时的附着力矩）前轴附着力矩: 1.4870336.02.14494=⨯=前ϕM 后轴附着力矩: 2840336.05.8452=⨯=后ϕM 4.5 最大管路压力max 0P :产生最大管路压力矩时(Φ=0.7)的管路压力为最大管路压力,故:当Φ=0.7时,后轮先抱死,此时前轮制动所需的油压大于后轮制动所需油压:即: at MP P P M M 2.71.48701075.6004'1=∴=⨯=-前ϕ4.6 制动踏板力计算:I P S P m p /0⨯=式中:Pp:制动踏板力Sm:制动总泵活塞面积 P0:制动管路压力 I :踏板杠杆比故: )(1055.12.51032440062N P P P p --⨯=⨯⨯⨯=π汽车满载时制动管路油压P0为(Φ=0.7): P τ1=G 1＇×jt/g ×9.8 8.97.0)7.0260078633451405(8.9/)/(1001.2103⨯⨯⨯⨯+=⋅⋅⋅+=⨯-g jt g jt Lh G G P ga)(7.1117N P p =∴因BJ1039E2制动系统采用真空助力机构,所以实际踏板力取决于真空助力器的助力因数K,现该车型采用的真空助力器的K=6,所以实际踏板力如表四(KP P pF =):从上表可以得出：制动踏板力PF ≤700N ，完全符合GB7258-1997《机动车运行安全技术条件》的规定和要求。

制动主缸设计计算

Diagram of master cylinder
制动主缸工作原理

如果有一个回路泄漏,回路将不能提供制动压力，可以看到发生泄漏的情况。当第一回路泄漏时，由于第一回路的第二回路相互关联，将丧失第一和第二回路的制动压力。而现在的主缸就象只有一个活塞一样，第二回路将正常工作，当然，也只有两个车轮有制动力。制动能量将急剧降低。当第二回路泄漏时，也会产生同样的效应。
Master cylinder with leak
制动主缸的分析与计算

汽车上使用的制动主缸一般是双腔串联式主缸。当推动第一活塞前进时，把补偿孔或阀口关闭，在第一制动腔内产生压力，同时通过浮动的第二活塞在第二制动腔内产生压力。如果其中的某一腔失效，在另一腔仍产生Leabharlann 力。补偿孔串联式双腔制动主缸
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制动主缸工作原理

在主缸的内部有两个活塞、两个弹簧、两个主皮碗、两个副皮碗等。当踏动制动踏板，通过连接机构推动第一活塞，制动主缸开始工作。进一步压下制动踏板，在制动主缸和管路中建立压力。作用在第一活塞和第二活塞上产生的力，第二活塞其回路中的制动液，同样在两个回路中建立起相同的制动压力。
2018年8月16日
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行车制动系统——制动主缸

能量的转换装置 ——力转换为液压的装置安装于驾驶室（或其附近），由制动踏板（或真空助力器的顶杆）控制活塞，将制动踏板和真空助力器产生的力转换为相应的油压 , 以一定的压力压入制动轮缸，从而产生制动动作的制动力。
2018年8月16日

2018年8月16日
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行车制动系统——储液罐

制动系统设计与计算

1.432774275
从上述计算和图表中可以看到，该车的制动器附着系数利用曲线负荷ECE 标准。
空载
附着系数利用法规线 GB21670
GB21670 -2008中要求：在车辆所有载荷状态下，当制动强度z处于0.15~0.80之间时，后轴附着系数利用于前轴上方；当附着系数ψ在0.2~0.8之间时，制动强度z≥0.1+0.7（ψ-0.2）。
G* （b+z*hg ）/L 10457.36 N
φ*Fz1
8124.393 N 2372.323 N.m G*（az*hg）/L 7079.145 φ*Fz2 5499.833 N 1605.951 N.m
空载
G*
汽车前轮最大法向反作用力Fz1‘
（b+z*hg ）/L
8768.286 N
汽车前轮空载最大地面附着力Fxb1' φ*Fz1
7077.212377 3255.907623
0.9
2.46178968
8266.739706 3358.020294
1
2.807471264
9524.017208 3392.382792
β曲线（与制动系统的参数有关，制动系统参数定义完成后，β曲线就定义完成）
前制动器所能提供的最大制动力
后制动器所能提供的最大制动力
制动强度前轴的利用附着系数 0
后轴的利用附着系数
0.1
0.2
0.3
0.4
0.5
0.6
同上
0.7
0.8
0.9
同上空载
1
1.1
满载制动强度前轴的利用附着系数
0 0.1
0.2
0.3
0.4

乘用车制动主缸工作容积

乘用车制动主缸工作容积乘用车制动主缸工作容积制动主缸是汽车制动系统的重要组成部分，主要作用是将制动液压力转换为机械力，使车轮停下来。

而制动主缸的工作容积则是其中一个重要的参数，它直接关系着制动效果的好坏。

下面从工作容积的定义、作用、计算及调整等几个方面来探讨这个问题。

一、工作容积的定义所谓工作容积，就是指制动主缸内总容积与活塞向前移动所需的体积之和。

也就是说，工作容积是由两部分组成的，一部分是制动主缸直径和活塞移动距离所决定的缸筒内容积，另一部分是活塞移动所需的体积，主要包括活塞前端的液压腔、活塞与密封圈之间的空隙、膜片的伸长量以及其他阀门的内部空腔等。

这样一来，我们就可以通过计算工作容积来确定制动主缸的性能参数，如制动力、制动稳定性等。

二、工作容积的作用在进行汽车刹车时，制动主缸会将司机的制动力转换为液压力，将制动液通过制动管路传递到各个制动器，从而使车轮停下来。

而工作容积则决定了制动主缸所能输出的液压量大小，进而影响到所需的制动力、制动距离和制动可靠性等。

如果工作容积过小，则制动力会不足，而过大则会造成制动距离过长。

因此，合理地计算和调整工作容积对于车辆的行驶安全至关重要。

三、工作容积的计算工作容积的计算需要涉及到一系列参数，如主缸直径、活塞行程、密封圈外皮直径和截面高度、膜片的厚度和伸长量、其他阀门的内部空腔等。

不同车型的主缸工作容积也会有所不同，所以我们需要根据车型和制动要求来确定要求的工作容积。

一般来说，制动主缸的标准工作容积为20-30ml左右。

若需要制动力更强的车型，工作容积可适当增大。

四、工作容积的调整一旦发现制动主缸的行程短或制动力不足，调整工作容积就成为了维修的必要手段。

工作容积的调整主要通过更换主缸内部零部件来实现，如更换活塞、密封圈、膜片等。

在更换零部件时，要严格按照规范操作，确保安装过程中没有空气进入制动系统中。

更换零部件后，还需进行适当的制动性能测试，以确保调整后的工作容积与预期值相符。

汽车制动主缸标准

455高温耐久性能试验试验装置如图2所示高低温箱图1耐久性试验主缸装置551试验条件见表3表3高温耐久性能试验条件项目高温耐久性能a类b类1202恒温箱温度701冲击频率次h时间h12021202万次701701万次最高液压mpa35037031000100活塞行程与液压关系当活塞第一活塞行程达到最大行程的50时液压应上升到13mpa03mpa图3a点剩余的行程中最高应达到35mpa但从a点到最高液压的行程应在25mm以下图3中1所示当活塞第一活塞行程达到25时液压应上升到06mpa015mpa当活塞第一活塞行程达到50时液压应上升到52mpa05mpa图3中b点剩下的行程中最高液压应达到7mpa03mpa但从b点达到最高液压的行程应在15mm以下图3中2所示注
轮缸装置如图 1 所示,试验时将轮缸进液孔与主缸排液孔连接。
5.2 试验要求 5.2.1 试验样品应符合制造厂的技术要求，每次试验样品不少于 3 件，试验结束后才能解体总成，特殊情况除外。 5.2.2 试验用制动液为非石油基制动液，应满足 12981-2003 的要求，具体牌号可以由供需双
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方商定。 5.3 常温性能试验 5.3.1 试验条件
0
图 3 主缸第一活塞行程与液压关系曲线 5.5.2 试验方法
向主缸与储液室注满制动液，排净系统中的空气，确认液压系统无任何泄漏后，把主缸试验装置安装在恒温箱中，在主缸下面放滤纸，开始试验。试验过程中每 2h 观察有无泄漏情况。 5.5.3 高压密封性能检查
5.5.2 试验结束后，仍在恒温条件下重复 5.3.8 试验,但最高液压取 7.0ＭPa±0.3ＭPa，如无条件也可以在 5min 内转入室温进行上述试验。 5.6 贮存耐腐蚀性试验 5.6.1 试验条件
a）压力表精度不低于 0.4 级 b）真空表 c）环境温度 10℃-32℃ 5.3.2 残留阀性能测量向进液孔通入不大于 0.1ＭPa 气压，记录排液孔有气体排出时输入的最低气压值。向排液孔通入不大于 0.15ＭPa 气压，观察补偿孔是否有气体排出，记录补偿孔有气体排出时输入的最低气压值。 5.3.3 补偿孔关闭前的行程(空行程)测量由排液孔通入残留阀开启的最低气压(对于无残留阀的主缸通入 0.05ＭPa-0.15ＭPa 气压)空气由补偿孔排出后，缓慢地推动活塞，当气流停止从补偿孔排出时，记录活塞最小位移。 5.3.4 输出功能试验主缸的排液孔与排量测量装置连接，如图 1 所示.向主缸与储液室注满制动液，排净系统中的空气，连续反复地推动活塞制动液从排液孔断续地排出，在活塞返程时，关闭排液孔，此项动作至少进行 5 次。试验中观察活塞动作的灵活性，并且模拟一腔失效在另一腔建立最高工作液压。 5.3.5 排量测量紧接上项试验，推动活塞到最大行程，关闭排液孔，活塞返回到初始位置后打开排液孔，推动活塞到最大行程位置。用排量测量装置分别测出两制动腔排量，两次冲程间隔５S，每次冲程速度约为 2 mm/S -5mm/S。 5.3.6 活塞回位时间测量向主缸与储液室注满制动液，排净系统中的空气将活塞推至最大行程后，关闭各自的排液孔，迅速撤消推杆力，记录第一活塞完全返回原位的时间。 5.3.7 高压密封性能试验向主缸与储液室注满制动液，排净系统中的空气，推动活塞在制动腔中建立起最高工作液压 10ＭPa，稳压后保持推杆位置不变，30S 后记录液压降。 5.3.8 耐压性能试验试验装置同上，缓慢地推动活塞，经过 15S±5S 在制动腔中建立起最高工作液压的 130％ (13ＭPa)稳压后保持推杆位置不变，5S 后记录液压降。 5.3.9 真空密封性试验将主缸供液孔与真空源连接,使主缸处于工作状态,在供液孔内产生真空度为 0.026MPa ±0.004MPa,检测付皮碗与供液腔的密封性,5S 后记录变化量。 5.3.10 动态密封性