【溫馨提示】壓縮包內含CAD圖有下方大圖片預覽，下拉即可直觀呈現眼前查看、盡收眼底縱觀。打包內容里dwg后綴的文件為CAD圖，可編輯，無水印，高清圖，壓縮包內文檔可直接點開預覽，需要原稿請自助充值下載，所見才能所得，請見壓縮包內的文件及下方預覽，請細心查看有疑問可以咨詢QQ：11970985或197216396
壓縮包內含CAD圖紙和三維建模及說明書,咨詢Q 197216396 或 11970985
畢 業(yè) 設 計（論 文）
設計(論文)題目： 轎車輔助制動系統(tǒng)設計
學生姓名：
二級學院：
班 級：
提交日期：
壓縮包內含CAD圖紙和三維建模及說明書,咨詢Q 197216396 或 11970985
目 錄
摘 要 II
Abstract III
1 緒 論 1
1.1本設計的研究的目的及背景 1
1.2 本設計的研究現狀 2
1.3 本設計的研究方法 4
1.4 本設計的內容和目的 4
2 真空助力器工作原理的研究 6
2.1 操縱系統(tǒng)結構及原理 6
2.2 真空助力器的結構 6
2.3 真空助力器的工作原理 7
2.4 閥門的三個平衡位置介紹 8
2.5 兩個平衡位置的介紹 8
3 真空助力器的特性（曲線）描繪 9
3.1 始動力Fa的計算 9
3.2 跳躍值JP的確定 10
3.3 釋放力Fa1的確定 10
3.4 最大助力點E的計算 10
4 機械式 制動輔助 系統(tǒng)（MBA）結構及 其原理 11
4.1 MBA的機械結構介紹 11
4.2 MBA的工作原理 11
5關鍵零件的尺寸設計 15
5.1 真空助力器的尺寸 15
5.2 橡膠反饋盤尺寸與過盈量 15
5.3 助力膜片的尺寸設計與校核 15
5.4 鋼球的尺寸選擇與校核 16
5.5 BA調度環(huán)與調度環(huán)彈簧的設計與校核 17
5.6 BA套筒及套筒彈簧的設計與校核 19
6 真空助力器標準零件的規(guī)定 21
6.1 裝配尺寸鏈的計算 21
6.2 橡膠元件材料、邵爾硬度以及過盈量的規(guī)定 21
6.3 閥桿部分的強度檢驗 21
6.4 螺栓的強度校核 22
6.5 前殼體與后殼體的強度檢驗 22
6.6 錐形彈簧的選取與檢驗 23
7 小結 24
參考文獻 25
5
摘要
轎車輔助制動系統(tǒng)設計
摘 要
隨著汽車保有量迅猛增長，人們對車輛行駛的安全性能有了更高的標準。當遇到緊急情況駕駛員往往不能及時踩下制動踏板或踩踏力度不夠，造成剎車距離過長。而輔助制動系統(tǒng)卻可以很好地解決這一問題，它能夠通過駕駛員踩下制動踏板的速度來判斷是否遇到緊急情況。
本課題的研究是在參照眾多專利產品的基礎之上，以現有的轎車用真空助力器和與之配合工作的制動主缸為研究對象，設計出了一款新型機械式制動輔助系統(tǒng)。該新型機械式制動輔助系統(tǒng)通過對現有真空助力器結構上的改進，以達到緊急制動輔助的作用。
關鍵詞：制動輔助；機械式；真空助力；改進；緊急制動
Abstact
Design of Brake Assist System for Car
Abstract
With the rapid growth of car ownership, people have a higher standard for the safety performance of vehicles. When the emergency situation, ninety percent of the drivers in the braking operation, so that they can not be stepped on the brake pedal or pedal is not enough, resulting in long braking distance. The auxiliary braking system can be a good solution to this problem, it can be determined by the speed of the driver to step on the brake pedal to determine whether an emergency situation.
The research on this topic is in reference on the basis of many patent products, the existing car vacuum booster and and with the work of the brake master cylinder as the object of study, design a new type mechanical brake assist system. Through the new mechanical brake assist system on the improvement of the structure of the existing vacuum booster, in order to achieve the role of auxiliary emergency braking.
Key words: Brake assist; mechanical; vacuum booster; improvement; emergency brake
第1章 緒論
1 緒 論
汽車輔助制動系統(tǒng)是汽車行駛安全當中不可或缺的部件，是對原有制動系統(tǒng)在緊急情況下的制動效能一個很好的優(yōu)化[1]。意在通過檢測制動踏板踩踏速度來判斷緊急情況，以使得在緊急情況下制動系統(tǒng)能夠發(fā)揮出最大的制動效能。
現如今所使用的制動輔助系統(tǒng)（Brake assist System簡稱BAS）在控制結構上主要分為機械式和電控式兩種,即機械式制動輔助系統(tǒng)（Mechanical Brake Assist簡稱MBA）和電控式制動輔助系統(tǒng)（Electronic Brake Assist簡稱EBA），本課題所研究的對象為MBA：機械式制動輔助系統(tǒng)，核心部件為緊急制動輔助裝置（Brake Assist簡稱BA）。
1.1本設計的研究的目的及背景
總所周知，汽車行業(yè)在迅猛地發(fā)展，汽車的運用愈加普及，汽車保有量的增長勢頭不容小覷。依照汽車后市場總會統(tǒng)計的數據，2014年和2015年，我國汽車新增擁有量分別為 1997.03 萬輛和 2310.87 萬輛。但是車輛的普及卻帶來了眾多交通安全上的問題，那么汽車技術就必須在車輛行駛安全性的標準上再上一個層次，車輛的安全性就能成了汽車發(fā)展道路上不可小視的問題。
制動輔助裝置是車輛行駛安全的主要部件之一，在車輛安全性能方面扮演著重要的角色[2]。依照數據，在緊急情況下，百分之九十的駕駛人員在采取制動操作時會遲疑，當反應過來后，就會迅速踩下制動踏板且踩踏制動踏板的力量不足，這勢必會造成制動距離增大的后果,而制動輔助系統(tǒng)卻能夠很好的解決這樣的問題[3]。在緊急情況發(fā)生時，駕駛人員迅速實施制動操作，制動輔助系統(tǒng)能夠依照駕駛人員踩踏制動踏板的速度及力量來判斷緊急制動的發(fā)生，接著制動輔助裝置被觸發(fā)，進而即使不是很大的踏板力也可以產生很大的制動力，極大的縮短了制動距離，使得緊急情況下的車輛安全性得到提高[4]。
德國搏世（BOSCH）公司進行過一項測試，參與的測試人員被要求在模擬駕駛室中進行制動操作測試，測試后的結果表明，所有參與測試的人員當中，大部分的人在制動時都缺乏果斷且踩踏制動踏板的力度不夠，而踩踏力過小以及制動遲疑就是造成制動距離加大的兩個主要原因。
如圖 1.1所示，德國博世（BOSCH）公司的此項測試顯示：處于常規(guī)道路上無制動輔助裝置制動時，測試人員踩踏力不夠時的制動距離可達82m，裝有制動輔助裝置的制動距離則可減小至 42m，降低了百分之四十五；而無制動輔助裝置時缺乏果斷的測試人員的制動距離達到了51 m，安裝有制動輔助裝置時的制動距離卻可減少到39 m，降低了百分之二十。
圖1.1 裝配BA和未裝配BA的制動距離比較
另依照BTS（美國交通統(tǒng)計局）統(tǒng)計的交通事故分析數據表明：在列入統(tǒng)計交通事故中約百分之五十的駕駛人員都因制動力過小而造成交通事故。依照此數據分析，當制動時車速為90千米/小時時，通過緊急制動輔助裝置（BA）的輔助能夠讓制動距離平均降低8.2 m；當制動時速度為45千米/小時時，那么制動距離會平均降低6.8m。
意大利都靈理工大學依照歐盟委員會的事故統(tǒng)計數據，得到每5000例重大追尾事故以及行人交通事故中，當制動輔助系統(tǒng)得以配備，重大追尾事件的發(fā)生率可降低13%，行人交通事故的發(fā)生率可降低8%，如圖1.2(a)圖1.2(b)所示。
（a）BA降低追尾事件發(fā)生率 （b）BA降低行人事故發(fā)生率
圖1.2 事故發(fā)生率統(tǒng)計
根據上述調查統(tǒng)計，將配備BA與沒有配備BA的車輛事故發(fā)生率數據進行分析，同樣的交通狀況中，BA可以明顯地降低制動距離，在避免追尾事件和行人交通事故的發(fā)生中扮演著重要的角色。所以，在汽車越來越普及的今天，BA作為汽車主動安全的重要部件在汽車安全技術的層面的也日益得到提高。
1.2 本設計的研究現狀
歐美國家在機械式緊急制動輔助裝置(MBA)方面有著悠久的歷史，MBA在上個世紀80年代就得到各大汽車技術研發(fā)部門的關注，其中有不少產品已經獲準批量生產和實際運用。德國大眾公司是MBA系統(tǒng)技術開發(fā)的先驅，大眾公司所設計的MBA裝置于20世紀90年代就開始成為該公司汽車產品上的標配。
東京大學(The University of Tokyo)的Ehsan和Mahdi兩位博士對眾多模擬駕駛實驗的數據分析，計算統(tǒng)計出可以讓百分之八十的制動操作觸發(fā)制動輔助的踏板速度以及踏板力。如圖1.3（a）和圖1.3（b）所示，數據結果顯示，配備BA的汽車更容易使ABS系統(tǒng)得到激發(fā)。
（a）踏板速度激發(fā)ABS （b）踏板力激發(fā)ABS
圖1.3 ABS觸發(fā)情況
德國代陸特維斯(Continental-Teves)的研發(fā)部門在對制動私服系統(tǒng)的開發(fā)中對制動輔助系統(tǒng)提出了改進方案。在真空助力器的基礎之上設計出了電子式和機械式的制動輔助裝置，如圖1.4(a)和圖1.4（b）。而且將BA融入伺服制動系統(tǒng)之中，通過實驗與理論研究得到了真空助力器式BA所觸發(fā)的輸入力與輸入速度的特性分析，如圖1.2（c）所示[5]。
（a）機械式輔助制動裝置及其特性分析
（b）電子式輔助制動系統(tǒng) (c)BA觸發(fā)特性分析
圖1.4 機械式輔助制動裝置
如今梅塞德斯·奔馳的汽車產品上所運用的制動輔助系統(tǒng)較為先進，控制模塊根據傳感器的信號來觸發(fā)制動輔助裝置，該裝置為電控式制動輔助，反應靈敏，能夠準確判斷緊急情況的發(fā)生并能夠在很大程度降低制動距離，以達到緊急情況下的安全要求。其工作原理為：當遇到緊急情況，制動捕助控制模塊通過ETS/ASP/ESP來檢測到制動主缸的操作信號，然后依照左前車速傳感器以及右前車速傳感器指令制動輔助裝置電磁閥工作，電磁閥閥活塞開啟液壓油閥的閥門，讓液壓油得以推動制動主缸推桿，來增大制動力。其元件組成與控制流程圖如圖1.5（a）和圖1.5（b）所示。
（a）制動輔助元件組成 （b）制動輔助控制流程圖
圖1.5 制動輔助裝置工作原理圖
在國內市場，蕪湖博特俐、廈門享東、西安振倡電子等公司在制動捕助裝置產品的研發(fā)上也取得了一定的成果，它們大部分是以真空助力器為基礎，通過對機械機構的改進，設計出了具有中國市場代表性的制動輔助裝置的產品。
1.3 本設計的研究方法
在本課題的研究中，主要是在現有的真空助力器和與之配合使用的制動主缸的基礎之上進行的。根據真空助力器的工作原理及構造，通過對其機械結構的改進，以達到緊急制動輔助的目的[6]。并根據現有真空助力器的工作特性，對改進后的機構尺寸進行設計計算。
1.4 本設計的內容和目的
（1）真空助力器的具體結構以及其工作原理相關介紹
（2）真空助力器工作性能參數的理論性計算
（3）真空助力器工作的特性曲線的描繪
（4）機械式制動輔助系統(tǒng)的結構和工作原理的設計
（5）機械式制動輔助系統(tǒng)重要零件尺寸的設計
（6）所設計零件的強度校核
（7）表1.1為標準真空助力器參數及與其配合的制動主缸各項參數：
表1.1 標準真空助力器參數
助力器
直徑（寸）
膜片
直徑(mm)
最大伺服
力（N）
主缸直徑（mm）/壓力（MPa）
19.05
20.64
22.2
23.81
25.4
6’
165
1226
7.55
6.1
5.27
4.75
4.0
6.5’
178
1426
7.82
6.66
5.76
5.18
4.2
7’
203
1660
8.6
7.33
6.3
5.68
4.4
8’
228
2158
10.3
8.75
7.56
6.74
4.84
9’
254
2723
12.16
10.36
8.96
7.94
6.84
10’
266.7
3380
14.3
12.21
10.6
9.35
8.06
10.5’
279.4
3706.6
15.7
13.26
11.55
10
8．8
11’
305
4090
17
14.45
12.5
10.86
9.5
12’
312
4873
19.6
16.67
14.4
12.53
11
制動主缸活塞面積(mm2)
285
334.6
387
445.2
506．7
最大跳增值（N）
171
200
232
267
303
本設計選取轎車上常用的直徑為7寸的標準真空助力器為研究設計對象，與其配合的制動主缸的直徑選為22.2mm。
第2章 真空助力器工作原理的研究
2 真空助力器工作原理的研究
液壓伺服制動系統(tǒng)是在人力液壓制動操縱系統(tǒng)的基礎上加設一套伺服系統(tǒng)形成的，即兼用人力以及發(fā)動機作為制動能源的制動系統(tǒng)[7]。其特點為，在制動系統(tǒng)正常工作情況下，制動伺服系統(tǒng)能提供大部分的制動能量，緩解了駕駛人員的勞動強度，對人力液壓制動操縱系統(tǒng)起到了一定的輔助作用。液壓伺服式制動操縱系統(tǒng)有真空助力式、液壓助力式、增壓式等，目前轎車上較多的是真空助力式，它利用發(fā)動機進氣管中的真空度產生助力，真空助力式液壓制動操縱系統(tǒng)的核心部分為真空助力器，本章將著重對真空助力器的工作原理做出闡述。
2.1 操縱系統(tǒng)結構及原理
圖2.1為真空助力式液壓制動操縱系統(tǒng)結構示意圖，其采用了X型的雙回路液壓制動操縱系統(tǒng)，即右前輪缸和左后輪缸為一套液壓回路，右后輪缸和左前輪缸為另外一套液壓回路。
控制閥6與真空伺服氣室5這兩個構件組合成一個部件，稱為真空助力器。它被安裝在制動主缸4和制動踏板7之間，并使用螺栓將它們固定在車身前圍板上。真空單向閥11將真空助力器與發(fā)動機進氣管12連接起來，真空助力器的前端直接連接串列雙腔制動主缸4。制動主缸4前腔經制動管路通往左前輪的制動輪缸1，且經過比例閥10通向右后輪的制動輪缸8。同樣，制動主缸4后腔經制動管路通往右前輪的制動輪缸2，且經過比例閥10通向左后輪的制動輪缸9。制動系統(tǒng)工作時，制動踏板7向真空助力器輸送機械能，真空助力器直接由制動踏板7操縱，兩者一起推動制動主缸4活塞，主缸4將機械能轉化為液壓能，由此輸出高壓油液，并通過制動管路傳遞至各個制動輪缸。
圖2.1 真空助力式液壓伺服操縱系統(tǒng)
2.2 真空助力器的結構
真空助力器是真空助力式液壓制動操縱系統(tǒng)的核心部件，它利用發(fā)動機進氣喉管的真
6
空和大氣之間的壓力差來對汽車制動產生一個助力的作用[8]。
圖2.2 真空助力器結構示意圖
如圖2.2所示，為真空助力器的結構圖。前殼體16與后殼體2組成真空伺服氣室，膜片7和膜片座15將該氣室分為前腔13及后腔12。前腔13經單向閥1與發(fā)動機進氣喉管相連。通道A連通后腔12，通道B連通前腔13?？刂崎y9用來控制真空助力器的工作，其加裝于內腔之中。柱塞3和踏板推桿6用球頭鉸接。
2.3 真空助力器的工作原理
制動系統(tǒng)不工作時，如圖2.2所示，彈簧4將用球頭鉸接的踏板推桿6與柱塞3推至后極限位置，此時真空閥開啟。同時，控制閥9的膜片被彈簧8拉長并與柱塞3后端面緊密相連，以此來使前腔13和后腔12通向外界空氣的閥門關閉，外界空氣無法進入后腔12中，前腔13經A、B兩通道與后腔12相連，此時真空助力器不會產生助力。當發(fā)動機啟動后，通發(fā)動機的進氣管中產生真空度，在發(fā)動機喉管與前腔的壓力之差作用下，真空單向閥1開啟，前腔13和后腔12中都會產生真空度。
圖2.3 標準真空助力器工作原理圖
當駕駛員進行制動操作時，制動踏板被踩下，一開始氣室并不工作，膜片座13位置保持不變，那么來自制動踏板的推力可以使控制閥9的推桿和柱塞3向前移動。此時，柱塞3和反饋盤17之間的間隙閉合，反饋盤17將推動制動主缸的推桿19，如圖2.3（a）
7
所示。同時，控制閥9的膜片會在控制閥彈簧8的推動下產生變形并與膜片座15內腔端面緊密接觸，如圖2.3（a）所示閉合兩通道的閥門，前、后腔之間不再相連通，此時不再抽空。
柱塞3在踏板推桿6的推動下繼續(xù)向前移動，控制閥9與柱塞3之間產生縫隙，前腔和后腔的閥門開啟，但此時通道A、B的閥門仍處于閉合狀態(tài)，那么，空氣就會通過濾芯7到控制閥9再到通道A進入后腔12，此時后腔中氣壓值上升，產生向前的推力，起到了助力的作用。助力時，膜片座15和膜片14也一直向前移動，若踏板推桿6不動，如圖2.3（b）所示，膜片座15和控制閥9一同向前移動，直至再次接觸柱塞3，達到一個平衡的狀態(tài)。
2.4 閥門的三個平衡位置介紹
液壓式真空助力器在整個工作流程中閥門口處會出現3個平衡位置，介紹如下：在實施制動操作時，空氣閥門口處于半閉合狀態(tài)，控制閥在大氣閥門處與被拉伸和放松之間，而真空閥口應控制閥被擠壓并與后殼體緊貼而處于閉合位置；假如取消剎車操作，此時控制閥在真空閥口處未被擠壓或拉伸，而空氣閥橡膠元件與柱塞后端緊貼而處于閉合位置，控制閥在空氣閥口處被拉伸;如果踩下踏板過程中突然停滯在某一個位置，踏板推力不再增加時，空氣閥和真空閥均處閉合位置，控制閥在真空閥門處以及空氣閥門處都會被拉伸或擠壓。
2.5 兩個平衡位置的介紹
第一平衡位置的簡述：在助力器后腔進氣的時候，柱塞前端部與反饋盤之間存在間隙。此時空氣閥門開啟，前、后腔產生壓力差進而產生助力[9]。因此，反饋盤的副面受作用力，反饋盤副面被壓縮，主面則產生突起，當突出的主面與柱塞前端部間間隙消失時，則達到了平衡位置。在這段時間內因為后腔進氣量的增加，即使輸入力不發(fā)生變化，輸出力也會不斷增加。
第二平衡位置的介紹:在前后腔壓力差下降后期，此時輸入力的幾乎不發(fā)生變化，反饋盤的主面幾乎不受力，此時的制動力絕大部分由助力器的伺服力供給，并且伺服力又使反饋盤保持持續(xù)的壓縮狀態(tài)。此時，如果踏板推桿受彈簧抗力而被向后移動，因為主缸供給不了充足的抗力來和剩余的伺服助力相平衡，讓反饋盤形成不了足夠大的形變量，來給助力器的平衡提供補償，那么助力器將不處于平衡位置。接著真空閥開啟，伺服助力得到釋放，反饋盤主副面不受力而使得形變量為零，助力器回到了最初狀態(tài)。因為伺服力的加載以及伺服力的卸載，控制閥閥門平衡位置發(fā)生變化，那么可得結論，跳躍值在伺服力釋放時是比始動力時大的。
8
第3章 真空助力器的特性（曲線）描繪
3 真空助力器的特性（曲線）描繪
在產品檢測時，真空助力器的特性曲線用來檢測其輸入力和輸出力之間線性關系的曲線[10]，依照 QC/T307—1999標準，可得其工作特性曲線如圖3所示：
圖3.1 助力器工作特性曲線
F1-最大助力點時的助力器的輸入力；
F1’-輸入力為最大助力點80%時所對應的輸入力；
F2-最大助力點時的助力器的輸出力；
F2’-輸出力為最大助力點80%時所對應的輸出力；
JP-跳躍值；
Fa-始動力；
Fa1-釋放力；
3.1 始動力Fa的計算
真空助力器的始動力Fa是指：助力器開始產生輸出力時候的最小輸入力，其值計算如下：
對于單閥體助力器：
(3.1.1)
對于雙閥體助力器：
(3.1.2)
F3-橡膠閥簧裝配抗力（單位：N）;
F4-閥桿回動彈簧裝配抗力（單位：N）；
FR-空氣閥座簧裝配抗力（單位：N）；
FKP-空氣閥座氣壓作用力（單位：N）；
根據標準，Fa取值區(qū)間應為：
3.2 跳躍值JP的確定
跳躍值JP是指：在輸入力不變的情況下，輸出力發(fā)生變化，其變化量即是跳躍值。
跳躍值JP應該根據反饋盤的受力情況來確定，據規(guī)定，進行理論與設計計算時，跳躍值JP應該取值250N，但需進行實際測試時，其值不應大于300N。
真空助力器跳躍值JP的檢查在于測試真空助力器設計的互換性與其裝配的正確性。如果跳躍值JP太大則會影響真空助力器的跳躍性，在制動系統(tǒng)工作時，會產生脈沖制動現象，而且真空助力器的壽命也會受到極大的影響。如果和真空助力器配合工作的制動主缸的尺寸較小，則所要求的跳躍值JP也相對而言越小，設計優(yōu)良而配合也很好的真空助力器，跳躍值JP是要求很小的，目的是為了達到一個圓劃曲線過度。而增加助力器的壽命，當然其跳躍性也會得到提升。
3.3 釋放力Fa1的確定
真空助力器釋放力Fa1是指：在降壓過程中，當輸入力降為零時，助力器仍有輸入力，這個輸入力的大小被稱為殘留值或釋放力。
根據相關規(guī)定真空助力器釋放力Fa1的數值應該大于30N,其目的是即便由于制動踏板機構的重力影響和制動機構的摩擦力影響，輸入力并為降到零，但這是的輸出力必須降到零，以完成可靠的制動解除。
3.4 最大助力點E的計算
最大助力點E是指：當真空度達到極限狀態(tài)時，伺服膜片所產生的伺服力與此時的輸入力之和所對應的點。這時候，伺服膜片所產生的伺服力達到最大值。因此有：
(3.4.1)
E-最大助力點；（單位：N）；
FS-最大伺服力；（單位：N）；
：
(3.4.2)
10
P-伺服膜片真空極限；（根據標準P=0.0667MPa）
DS-助力膜片直徑；
第4章 機械式制動輔助系統(tǒng)（MBA）結構及其原理
第4章 機械式制動輔助系統(tǒng)（MBA）結構及其原理
4 機械式制動輔助系統(tǒng)（MBA）結構及其原理
本設計所研究的機械式制動輔助系統(tǒng)是在前兩個章節(jié)所介紹的真空助力器的基礎之上，通在原有真空助力器的控制閥殼體上 加裝一個鎖止裝置。這樣使得當駕駛人員采取正常制動或制動速度較為緩慢時，鎖止裝置并不會被觸發(fā)。而當遇到緊急情況時，制動踏板被迅速踩下，鎖止機構就會被觸發(fā)，即使此時踏板力不足，真空助力器的空氣閥門也會因鎖止機構的觸發(fā)而保持長時間持續(xù)開啟，這樣就增加了真空助力器后腔的進氣量，進而前腔與后腔的壓力差就增大，所以能夠使真空助力器得以產生更大的助力。
4.1 MBA的機械結構介紹
本論文設計的機械式制動輔助裝置（MBA）是在目前普遍使用的真空助力器上加裝了一套機械式鎖止機構，能夠在駕駛人員快速踩下制動踏板時執(zhí)行鎖止操作，來使柱塞與控制閥之間的間隙繼續(xù)保持一段時間而不會很快閉合，以增加真空助力器后腔的進氣量進而增加助力。
其結構如圖4.1所示：
1- 柱塞；2-后殼體；3-BA調度環(huán)；4-BA鋼球；
5- 調度環(huán)彈簧；6-BA套筒；7-鋼球支架
圖4.1 MBA的結構圖
4.2 MBA的工作原理
機械式制動輔助系統(tǒng)(MBA)是在在原有真空助力器上做了簡單的改進，所以和真空助力器一樣，其工作過程也大致分為三個過程[11]。其具體闡釋如下：
4.2.1 制動系統(tǒng)不工作時的結構狀態(tài)
制動系統(tǒng)不工作且BA處于原始狀態(tài)，在控制閥彈簧的作用下，伸長的控制閥膜片與柱塞后端面緊密接觸，外界大氣無法進入后腔。這時，踏板推桿和與其鉸接的柱塞尚未受到制動踏板的推力；主缸推桿也未受到推力；回位彈簧保持初始抗力，尚未被進一步壓縮；
11
在踏板推桿彈簧作用下，踏板推桿和與其鉸接的柱塞被推倒后極限位置，即此時的真空閥開啟，前腔和后腔之中的空氣可以經過兩通道得以流通，所以此時前腔后腔之間無壓力差；橡膠反饋盤與柱塞之間存在間隙。隨著發(fā)動機開始運轉，真空單向閥被吸開，氣室中便產生了真空度。此過程如圖4.2所示：
圖4.2 未實施制動操作時的機構示意圖
4.2.2 正常制動時的結構狀態(tài)
駕駛員進行正常制動操作，輔助制動裝置BA不參與工作：操作人員以正?；蜉^為緩慢速度踩下制動踏板，控制閥受到踏板推桿的推力，同樣，柱塞和BA套筒也將受到踏板推桿的推力而向前移動，進而使柱塞與橡膠反饋盤間的間隙消失，推力便經過橡膠反饋盤傳遞給了制動主缸推桿。與此同時，在控制閥彈簧的作用下，控制閥膜片產生變形而前移，最后與控制閥腔內端面緊密接觸，那么通道就被關閉，即真空閥閉合。
接著，柱塞繼續(xù)受到推桿的推力向前移動，進而使控制閥與柱塞之間產生縫隙，這時大氣閥門打開，外部空氣經過濾芯，控制閥腔和通道A進入真空助力器后腔，后腔真空度減小，那么前腔和后腔出現壓力差，它將帶著橡膠反饋盤、BA調度環(huán)、后殼體、主缸推桿、BA鋼球支架和鋼球向前移動，起到一個助力的作用。此過程的機構如圖4.3：
圖4.3 正常制動時機構示意圖
制動操作人員以正常速度或較慢速度實施制動，踏板推桿便以較慢速度和較小推力向前移動，控制閥與膜片座后端產生的縫隙也就較小，即真空閥開度不大，所以進入氣室后腔的外界空氣量較少，那么氣室前腔與后腔之間所形成的空氣壓力差也就較小，進而與后殼體相連接的鋼球支架前移量較小，但是因為這時和柱塞相連接的BA套筒前移量也較小，所以這段期間鋼球支架和BA套筒前移速度相等，確切的說兩者之間是伴隨前移，此過程中BA是起不到輔助制動作用的。如果處于半制動狀態(tài)即踏板在向前推進中突然停滯，那么隨著后腔不斷充入外界空氣，膜片座與助力膜片也不斷向前移動，直至與之相連的控制閥膜片再次和與踏板推桿相連的柱塞接觸，即空氣閥門再次關閉；如果踏板推進控制閥推桿不斷地緩慢向前移動，那么空氣閥門將自行完成重復的開啟與閉合的循環(huán)操作，那么同樣，鋼球支架和BA套筒之間仍然是伴隨前移的狀態(tài)。
4.2.3緊急制動情況下時的結構狀態(tài)
緊急制動情況下，駕駛人員快速踩下制動踏板，BA被觸發(fā)：遇到緊急情況，駕駛人員迅速踩下制動踏板，制動踏板推桿推動控制閥、BA套筒、橡膠反饋盤、主缸推桿向前移動，同時克服裝于前腔回位彈簧的抗力?？刂崎y與柱塞間產生縫隙使得外界空氣充入氣室后腔，雖然一段時間內控制閥與柱塞間縫隙大于慢速踩下制動踏板時控制閥與柱塞間的縫隙，但伺服氣室前、后腔的空氣壓力差所推動的與后殼體相連接的滾珠支架前移量仍然小于與柱塞的BA套筒的前移量，進而便會使BA套筒和鋼球支架之間產生相對移動，這相對移動的量足以使鋼球滾下BA套筒的臺階并被調度環(huán)彈簧緊壓在BA套筒的臺階下,如圖4.4所示。這樣，當遇到踏板推力不足的情況，在BA套筒與鋼球支架的反作用下，柱塞與控制閥之間的距離便會繼續(xù)保持一段時間而不會迅速閉合，從而增大了氣室后腔的進氣量，增大了壓力差，進而增大助力作用。
如果制動踏板突然停滯，因為此時空氣閥門是打開的，外部空氣不斷充入伺服氣室的后腔之中，那么助力膜片及膜片座在前腔與后腔之間的壓力差作用下向前移動，所以和膜片座相接的后殼體也將帶動鋼球支架和調度環(huán)向前移動，其前移量足以使鋼球退回BA套筒臺階之上，那么后殼體驅使控制閥向前移動最終控制閥膜片和柱塞之間縫隙消除并緊密連接（即此時空氣閥關閉）。
13
圖4.4 迅速制動操作的機構示意圖
如果制動踏板突然停滯，因為此時空氣閥門是打開的，外部空氣不斷充入伺服氣室的后腔之中，那么助力膜片及膜片座在前腔與后腔之間的壓力差作用下向前移動，所以和膜片座相接的后殼體也將帶動鋼球支架和調度環(huán)向前移動，其前移量足以使鋼球退回BA套筒臺階之上，那么后殼體驅使控制閥向前移動最終控制閥膜片和柱塞之間縫隙消除并緊密連接（即此時空氣閥關閉），回到初始狀態(tài)。此過程中，當迅速踩下制動踏板而并不需要很大的制動力就可以產生很大的制動力。
14
第5章 關鍵零件的尺寸設計
5關鍵零件的尺寸設計
5.1 真空助力器的尺寸
根據之前選定的直徑為7寸的標準真空助力器，故選擇真空助力器的大徑直徑為￠233，上、下偏差分別為+0.4和+0.1。
5.2 橡膠反饋盤尺寸與過盈量
本設計對橡膠反饋盤的配合公差和密封性都是有要求的，因為設計到密封性，那么配合形式一定為過盈配合[12]。如果配合公差過小，那么不能密封性會受到影響；如果配合公差過大，那么配合不良，那么橡膠反饋盤的導程運動會受到摩擦力的影響，適合的配合公差對橡膠反饋盤的工作性能起著決定性的作用。此處依照與之配合的活塞尺寸和上述設計要求的橡膠反饋盤的直徑為Φ27mm，與活塞的配合形式為過盈配合，配合公差取值1.5mm。
5.3 助力膜片的尺寸設計與校核
助力膜片的材料為橡膠，橡膠制品是具有彈性的，彈性元件有著很好的密封性能。膜片的有效工作面積真空助力器工作性能的重要參數。
依照上述設計的橡膠反饋盤的尺寸，橡膠反饋盤的直徑為Φ27mm,柱塞的直徑：Φ13.6mm。
依照技術標準規(guī)定，真空助力器前腔真空度規(guī)定為66.7kPa。
假設真空助力器空氣閥打開后后腔的真空度下降為零即后腔腔內氣壓與大氣壓相同,那么前、后腔之間的壓力差增加至極限值,則助力器工作性能達到最大助力點，助力器工作效率忽略不計,回位彈簧的抗力和阻塞形狀的影響也不計,那么能夠得出公式:
（5.2.1）
（5.2.2）
（5.2.3）
（5.2.4）
依照上述前、后腔之間的壓力差分析公式得：
15
（5.2.5）
d1-橡膠反饋盤直徑；
d2-柱塞直徑；
IS-助力器助力比
依照上述所設定數據能夠得到：
依照真空助力器工作的特性曲線：最大輸入力取F1=672,所以根據式5.2.3有：
按標準，直徑為7寸的真空助力器的助力膜片尺寸為203mm,則校核合格，即符合工作標準。
5.4 鋼球的尺寸選擇與校核
為了便于生產與裝配，鋼球的選擇按照常用滾動軸承中滾珠的材料與尺寸來確定：型號為Φ4mm,材料為GCr40,熱處理方式為調質，許用接觸應力條件為：。
鋼球同時受到三個構件對其的作用力，分別為支架、調度環(huán)和套筒，容易受到擠壓而形成壓饋的失效形式，那么此處應該考慮鋼球的接觸強度。下面給出其受力情況分析以及接觸強度的校核:
單個鋼球工作過程受力形式如圖5.1所示，和與其接觸構件之間的摩擦力忽略不計。
圖5.1 鋼球的受力分析示意圖
其受力分析如下：
（5.4.1）
（5.4.2）
F4—
—套筒臺階的接觸角；
（5.4.3）
Fa調度環(huán)—調度環(huán)的軸向力；
由上述對鋼球工作過程受力分析可得：
（5.4.4）
16
（5.4.5）
（5.4.6）
其中彈性元件的彈性模量 E=2.07×105MPa；泊松比取μ=0.3；為達到平衡的效果，鋼球的數目取值為n=4；根據設計，為了便于BA機構的鎖止和解鎖，調度環(huán)的接觸角度取值為：；調度環(huán)的軸向力取特性曲線中最大助力點時的最大輸入力F1，即：。那么接觸應力的強度條件為：
（5.4.7）
依據公式（5.4.7）的校核結果，符合工作要求，即校核成功。
5.5 BA調度環(huán)與調度環(huán)彈簧的設計與校核
1）BA調度環(huán)(關鍵參數為接觸角)：
圖5.2 調度環(huán)受力分析示意圖
BA調度環(huán)的設計與校核關鍵之處是調度環(huán)臺階處的角度α2接觸，受力分析如圖5.2。分析鋼球在制動輔助裝置解鎖時不被鋼球支架和BA調度環(huán)卡死的徑向受力平衡的條件，如圖5.3：
圖 5.3 鋼球 、調度環(huán)、 鋼球支架受力分析示意圖
BA鋼球徑向受力公式：
（5.5.1）
f-滑動摩擦系數
BA鋼球軸向受力公式：
17
（5.5.2）
把BA鋼球軸向受力公式（5.5.2）代入到BA鋼球徑向受力公式（5.5.1）有：
（5.5.3）
（5.5.4）
（5.5.5）
上述數據中擬定接觸角，且接觸角α2接觸為BA鋼球與BA調度環(huán)的接觸角，現規(guī)定調度環(huán)材料為一般滾動軸承所使用的材料GGr15，BA鋼球材料為GCr40，查有關資料得GCr40與GGr15間的摩擦系數也即低碳鋼與低碳鋼之間的滑動摩擦系數f=0.57那么依照公式（5.5.5）有：
（5.5.6）
則在BA裝置觸發(fā)鎖止時BA調度環(huán)和BA鋼球之間的接觸角α2接觸只由摩擦系數f 決定，依照上述設計的數據以及由公式(5.4.7)解出：
（5.5.7）
由（5.5.6）和（5.5.7）可知校核成功，即符合BA制動輔助裝置的工作要求。
2）調度環(huán)彈簧的選?。?
選取原則：其抗力足以克服初始狀態(tài)時的摩擦力，而且在鎖止BA鋼球時可以施加足夠的擠壓力，確保便于BA鋼球的鎖止和卡死。
此處按標準選取彈簧的型號為ICM095G 01，其外徑尺寸D彈簧為￠12mm,剛度為：G彈簧=3.61，壓并高度為3.53mm,自由高度L彈簧=12.5mm,內徑為d彈簧=9.6mm,彈簧數量取n彈簧=4，但對于單個彈簧的受力分析，此處取n=1。
為保證BA制動輔助裝置解鎖時，鋼球不至于卡死，故校核如下：
彈簧抗力公式：
18
（5.5.8）
再由套筒對鋼球壓力公式（5.4.1）：以及BA調度環(huán)對鋼球壓力公式（5.4.4）：可得到：
那么在BA制動輔助裝置解鎖時，鋼球不會被卡死，故校核成功，所選取彈簧符合工作要求。
5.6 BA套筒及套筒彈簧的設計與校核
1)BA套筒的設計（關鍵參數為接觸角的設計）：
工作工程中BA套筒會受BA鋼球與套筒彈簧的力，受力分析如圖5.4所示，BA套筒曲線部分與BA鋼球外圓弧相切，直線部分接觸角設計為為，BA套筒的數量應設計為n套筒=4，和上述BA調度環(huán)與調度彈簧的受力分析相同，設計時應該保證鋼球能夠順利鎖止與解鎖。
圖5.4 BA套筒受力分析示意圖
確保BA鋼球不會被卡死然后能進行徑向運動的平衡條件，如圖5.5所示：
圖5.5條件為鋼球不被卡死的受力分析圖
BA鋼球能夠進行徑向運動時應符合平衡公式：
（5.6.1）
BA鋼球能夠進行軸向運動時應符合平衡公式：
(5.6.2)
將BA鋼球徑向運動公式（5.6.1）與BA鋼球軸向運動公式(5.6.2)合并得：
19
(5.6.3)
(5.6.4)
那么接觸角α1接觸只和摩擦系數 f 有關，且接觸角α1接觸為BA鋼球與BA套筒的接觸角，上述設計了，現規(guī)定套筒材料為一般滾動軸承所使用的材料GGr15，BA鋼球材料為GCr40，查有關資料得GCr40與GGr15間的摩擦系數也即低碳鋼與低碳鋼之間的滑動摩擦系數f=0.57那么依照公式(5.6.4)有：
由此可知，校核合格，符合工作要求。
2）套筒彈簧的設計：
選擇原則：其抗力足以克服初始狀態(tài)時的摩擦力，而且在鎖止BA鋼球時可以施加足夠的擠壓力，確保便于BA鋼球的鎖止和卡死[13]。
此處按標準選取彈簧的型號為ICM095G 01，其外徑尺寸D彈簧為Φ12mm,剛度為：G彈簧=3.61，壓并高度為3.53mm,自由高度L彈簧=12.5mm,內徑為d彈簧=9.6mm,彈簧數量取n彈簧=4，但對于單個彈簧的受力分析，此處取n=1。
為保證BA制動輔助裝置解鎖時，鋼球不至于卡死，故校核如下：
彈簧抗力公式：
（5.5.8）
再由套筒對鋼球壓力公式（5.4.1）：以及BA調度環(huán)對鋼球壓力公式（5.4.4）：可得到：
那么在BA制動輔助裝置解鎖時，鋼球不會被卡死，故校核成功，所選取彈簧符合工作要求。
第6章 真空助力器標準零件的規(guī)定
6 真空助力器標準零件的規(guī)定
6.1 裝配尺寸鏈的計算
裝配尺寸鏈與真空助力器的密封性及其他工作性能有著非常密切的關系，現就真空助力器中主要部件之間的配合做一般性規(guī)定[14]，如表6.1所示：
表6.1主要部件之間的配合規(guī)定
序號
項目
代號
數值
注
1
空氣閥座與反饋盤的間隙
S1
0.7-1
平端接觸
-0.1-0.2
平端接觸
2
控制閥與橡膠閥的真空閥口
S2
0.5-0.8
3
空氣閥座行程
1.7-2.2
4
回位彈簧裝配高度
H1
符合設計
5
閥門彈簧裝配高度
H2
符合設計
6
推桿回動彈簧裝配高度
H3
符合設計
7
控制閥體全行程
S
符合設計
8
主缸推桿與前殼端面距離
K
9
控制閥尾端面至密封處距離
全行程+3
10
前、后殼體裝配高度
H
符合設計
11
前殼氣封壓入深度（R除外）
>2
12
前殼氣封壓入深度（R除外）
>2
6.2 橡膠元件材料、邵爾硬度以及過盈量的規(guī)定
橡膠元件是保證密封性的重要元件，所以對橡膠元件個參數進行嚴格的規(guī)定是必要的，故按標準對其做一般性規(guī)定如下：
表6.2 橡膠元件參數
序號
密封部位
材料
邵爾硬度
過盈量
1
前殼密封與主缸推桿
NBR/SBR
A705
0.5-0.8
2
前殼密封與前殼體
0.35-0.45
3
膜片與控制閥體
SBR
A655
1.6-2.2
4
膜片與殼體
0.8-1.6
5
反饋盤與控制閥體
NBR
A603
0.15
6
橡膠閥部件與控制閥體
EPDM
A505
0.3-0.5
7
后殼體密封與控制閥體
NBR
A705
0.5-0.8
8
后殼密封與后殼體
0.3-0.5
9
接頭座與前殼體
CR
A555
1.2-2
6.3 閥桿部分的強度檢驗
真空助力器中的閥桿部分受力較大，而且其工作工程中受力很大，其加工工藝方法為球接或者為鉚接，故有必要對其做規(guī)定與檢驗[15]。其材料一般選為40Cr，按真空助力器工
21
作標準QC/T307-1999對此種材料的規(guī)定結果如下：
表6.3 閥桿部分應力規(guī)定
直徑(mm)
拉力（N）
彎矩
彎曲角極限
Φ8mm-Φ14mm
<18000
<40
<8
因真空助力器中的閥桿部分一般只受拉力作用，所以此處對此材料的彎矩及彎曲角極限不予考慮，又依照真空助力器工作特性曲線知：最大助力點處的最大輸出力F2=1786N, 最大助力點處的最大輸入力F1=672，所以其符合F<18000N的條件，故校核合格。
22
6.4 螺栓的強度校核
根據標準7寸真空助力器，螺栓的型號選取為M8,最小直徑為d螺栓min=8mm,真空助力器使用率高，故強度設計的關鍵在于其疲勞強度，其規(guī)定及校核如下：
表6.4 螺栓對稱循環(huán)下的拉壓疲勞極限（MPa）
材料
35
45
40Cr
—IT
170—220
190—250
240—340
(6.4.1)
式中KC為剛性系數，其值一般取在0.2至0.3之間，F出為最大輸出力，按真空助力器的特性曲線取其值為F出=F2=1786N,而其許用應力幅值可依照下面公式來算：
(6.4.2)
式中,表示尺寸系數，當最小直徑小于12mm時一般取1；是指螺栓對稱循環(huán)下的拉壓疲勞極限，單位為MPa，此螺栓材料為40Cr,取其值為300MPa;KV為螺紋加工工藝系數，此螺栓采用車制工藝故取值KV=1；代表結構強化系數，取值范圍為1.35—1.6，此處取值1.4；na為安全系數，一般取值為2.5—4，為保證安全，取值為4；,K為有效應力集中，取值范圍為3.0—5.2，真空助力器的螺栓主要受的是靜應力，應力集中不大，故此處取值3.0。
所以，根據上述取值及公式(6.4.1)與公式(6.4.2)可得：
由此可得，校核合格，螺栓型號為M8符合真空助力器工作標準。
6.5 前殼體與后殼體的強度檢驗
殼體的受力主要是空氣的壓力差對其產生的拉力，故收口處的厚度應與其他部分一致或略厚，以防止產生形狀突變而造成的應力集中，對于旋合部分，其突出部位應超出殼體外緣>0.5mm，當受拉力時，其變形量應滿足下列條件：軸向拉力F應小于6860N；殼體彈性變形小于1.4mm;殼體永久變形小于0.4mm。
由上述計算可知，真空助力器最大助力點處的最大輸出力為F2=1786N,遠小于其規(guī)定的軸向極限拉力F=6860N則殼體材料和厚度可規(guī)定如下表：
23
表6.5 前、后殼體的材料及尺寸選擇
連接方式
殼體材料
拉力載荷
前、后殼體厚度
收口
08F冷軋鋼板
>10KN
1mm
08F冷軋鋼板
>20KN
1.5mm
旋合
08F冷軋鋼板
>10KN
1.5mm
6.6 錐形彈簧的選取與檢驗
真空助力器中有兩處用到了錐形彈簧，分別為控制閥彈簧和回位彈簧，回位彈簧選取的規(guī)格為：小頭圈半徑R1=8mm, 大頭圈半徑R2=12mm; 控制閥彈簧選取的規(guī)格為：小頭圈半徑R1=6 mm, 大頭圈半徑R2=8mm，彈簧直徑都選取為d=0.5mm,有效圈數為n=5，材料選取為215000系列65Mn。
22
23
第7章 小結
第7章 小結
7 小結
本設計是在參照德國博世、蕪湖博特利、廈門享東、西安振倡電子等公司的專利產品基礎之上而設計出的一款適用于轎車的制動輔助系統(tǒng)。
以現有轎車上普遍使用的型號為7寸的標準真空助力器為原形，參考許兆棠、劉永城主編的《汽車構造》以及余志生主編的《汽車理論》上所介紹的真空助力器具體結構。通過在真空助力器之中加裝一個鎖止機構，使其能夠在緊急制動狀況下判斷情況并迅速觸發(fā)該機構以通過增大助力來縮短制動距離，提高了橋車的安全性能。
24
附錄
參考文獻
[1] 陳家瑞.汽車構造 [M].北京：機械工業(yè)出版社，2012.
[2] 余志生.汽車理論 [M].北京：機械工業(yè)出版社，2012.
[3] 王望予.汽車設計 [M].北京：機械工業(yè)出版社，2011.
[4] 喻凡，林逸.汽車系統(tǒng)動力學[M].北京：機械工業(yè)出版社，2013.
[5] 濮良貴，紀名剛.機械設計 [M].北京：高等教育出版社，2012.
[6] 徐石安.汽底盤工程[M].北京：清華大學出版社，2008.
[7] 王國權，龔國慶.汽車設計課程設計指導書[M].北京：機械工業(yè)出版社，2010.
[8] 劉濤.汽車設計[M].北京：北京大學出版社.2008.
[9] 張忐忑.山地丘陵果園綜合作業(yè)車設計 [D].重慶：西南大學,2014.
[10] 李德華.簾布車車架有限元分析及優(yōu)化設計 [D].江蘇:江蘇大學,2012.
[11] 劉平安.AutoCAD2011中文版機械設計實例教程[M].北京：機械工業(yè)出版社，2010.
[12] 林清安.完全精通Pro/ENGINEER野火5.0中文版零件設計基礎入門[M].北京：電子工業(yè)出版社，2010.
[13] 王登峰.CATIA V5機械（汽車）產品CAD/CAE/CAM全精通教程[M].北京：人民交通出版社，2007.
[14] 陳立德.機械設計基礎[M].北京:機械工業(yè)出版社,2013.
[15] 馮健.摩托車發(fā)動機一軸式平衡技術的研究[D].重慶:重慶大學,2004.
25