某车型制动系统设计计算报告

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1、 Professional密级: 编号：制动系统设计计算报告本报告针对1.8T汽油机+4HP20自动变速器项目名称：B35-1车型整车设计开发项目代码： B35-1 编制： 日期： _校对： 日期： _审核： 日期： _批准： 日期： _上海同济同捷科技股份有限公司2009年01月2/15 Professional目 录1概述11.1任务来源11.2制动系统基本介绍11.3制动系统的结构简图11.4计算目的12制动系统设计的输入条件12.1制动法规基本要求22.2整车基本参数22.3制动系统零部件主要参数23制动系统设计计算33.1前、后制动器制动力分配33.2制动减速度及制动距离校核103.

2、3真空助力器主要技术参数113.4制动主缸行程校核113.5制动踏板行程和踏板力校核123.6驻车制动校核123.7应急制动校核133.8传能装置部分失效剩余制动力校核143.9制动器能容量校核144数据输出列表165结论及分析16参考文献17版本日期作者更改记录批准制动系统设计计算报告 17/16制动系统设计计算报告1 概述1.1 任务来源根据B35-1整车开发要求，按照确认的设计依据和要求，并依据总布置的要求对制动系统的选型并作相应的计算。1.2 制动系统基本介绍1.8T-AT车型的行车制动系统采用液压制动系统。前制动器为带有双制动轮缸的通风盘式制动器，后制动器为单制动轮缸的实心盘式制动器

3、。制动踏板为吊挂式踏板，带真空助力器，制动管路为双回路对角线(X型)布置,采用ABS以防止车辆在紧急制动情况下发生车轮抱死。驻车制动系统为杠杆式，作用于后轮。ABS控制系统以及匹配计算由供应商完成，本文计算不做讨论。1.3 制动系统的结构简图制动系统的结构简图如图1：1. 带制动主缸的真空助力器总成 2.制动踏板 3.车轮4.轮速传感器 5. 制动管路 6. 制动轮缸 7.ABS控制单元图1 制动系统的结构简图1.4 计算目的制动系统计算的目的在于校核前、后制动力，最大制动距离、制动踏板力及驻坡极限倾角等是否符合法规及标准要求、制动系统匹配是否合理。2 制动系统设计的输入条件2.1 制动法规基

4、本要求（1）GB 12676-1999汽车制动系统结构、性能和试验方法（2）GB 13594-2003机动车和挂车防抱制动性能和试验方法（3）GB 7258-2004机动车运行安全技术条件表1-1是对相关法规主要内容的摘要。 表1-1 制动相关法规摘要序号项 目要 求1试验路面干燥、平整的混凝土或具有相同附着系数的其它路面2载重满载3制动初速度80km/h4制动时的稳定性不许偏出3.7m通道5制动距离或制动减速度50.7m或5.8m/s26踏板力500N7驻车制动停驻角度20坡度双向停驻不小于5min8驻车制动操纵踏板力500N2.2 整车基本参数表1 整车基本参数列表项 目代 号数 值空载/

5、满载质量kg/1712 /2170空载/满载轴距mm2620/2620空载/满载质心高mm/660/672空载前/后轴轴荷kg/1004 /708满载前/后轴轴荷kg/1110 /1060空载前/后轴到质心水平距离mm/1084/1536满载前/后轴到质心水平距离mm/1280/1340车轮滚动半径mm3472.3 制动系统零部件主要参数表2 制动系统系数零部件主要参数表项 目代 号数 值备注前/后制动器制动半径mm/118/120.5样车测量前/后制动器摩擦片摩擦系数/0.38参考值前/后制动器效能因数/0.76参考值制动主缸直径mm25.4供应商提供制动主缸总行程mm30.7供应商提供前/

6、后轮缸直径mm/42.9/38.2供应商提供前/后制动器摩擦片间隙mm(两边之和)/0.7/0.7参考值真空助力比7.5供应商提供制动踏板杠杆比4.3供应商提供3 制动系统设计计算3.1 前、后制动器制动力分配3.1.1 地面对前、后车轮的法向反作用力地面作用于前、后车轮的法向反作用力如图2所示：图2 制动工况受力简图由图2，对后轮接地点取力矩得: （3-1）式中： 地面对前轮的法向反作用力，N；汽车重力，N；汽车质心至后轴中心线的水平距离，m；汽车质量，kg；汽车质心高度，m；轴距，m；汽车减速度，m/s。对前轮接地点取力矩，得: （3-2）式中：地面对后轮的法向反作用力，N；汽车质心至前轴

7、中心线的距离，m。令，称为制动强度，则可求得地面法向反作用力为（3-3）若在不同附着系数的路面上制动，前、后轮都抱死（不论是同时抱死还是分别先后抱死），此时或（为同步附着系数）。地面作用于前、后车轮的法向反作用力为（3-4）3.1.2 理想前后制动力分配曲线及b线3.1.2.1 理想前后制动力分配曲线在附着系数为的路面上，前、后车轮同步抱死的条件是：前、后轮制动器制动力之和()等于汽车与地面附着力；并且前、后轮制动器制动力分别等于各自的附着力，即：（3-5）或将式（3-4）代入上式，得（3-6）根据式（3-4）、（3-5）及（3-6）式，消去变量，得（3-7）由（3-4）式，得前制动器制动力：

8、（3-8）后制动器制动力：（3-9）由此可以建立由和的关系曲线，即I曲线。3.1.2.2 b线为了沿用样车的部分制动系统零件，我们采用以下方案：前、后制动器的主要参数沿用标杆车（前：带有两个制动轮缸的通风盘式；后：带有单个制动轮缸的实心盘式）； 真空助力器带制动泵总成的主要参数、助力曲线沿用标杆车； 制动踏板参照原件重新造型设计。常用前制动器制动力与汽车总制动器制动力之比来表明分配比例，称为制动器制动力分配系数；制动力分配系数：（3-10）1) 制动器制动力矩的计算盘式制动器的计算用简图如图3所示，假设衬块的摩擦表面与制动盘接触良好，且各处的单位压力分布均匀，则盘式制动器的制动力矩为：（3-1

9、1）式中 摩擦系数；单侧制动块对制动盘的压紧力，；轮缸液压压强MPa；作用半径(取平均半径)；图3 盘式制动器的计算用图2) 制动器效能因数的计算由汽车设计（清华大学，刘惟信主编）知，制动器效能因数可定义为在制动盘的作用半径上所产生的摩擦力与输入力之比，即 式中 制动器的摩擦力矩；制动盘的作用半径(取平均半径)； 盘式制动器两衬块上的压紧力的平均值，N。对于钳盘式制动器，设两侧制动块对制动盘的压紧力均为，则制动盘两侧工作面的作用半径上所受的摩擦力为,为制动盘与制动衬块间的摩擦系数，如图4钳盘式制动器的制动器因数为：（3-12） （典型值0.8）图4 盘式制动器的受力简图3) 作用半径的计算常见

10、的扇形摩擦衬块其径向尺寸不大，取为平均半径或有效半径，则计算其平均半径为：（3-13）式中 ，扇形摩擦衬块的内半径和外半径。由公式（3-10）、（3-11）代入（3-12）式，得=（3-14） 计算过程：=/()=/(+)=4) 同步附着系数线和曲线在图中交于一点处的附着系数为同步系数，该系数是由汽车结构参数决定的、反映汽车制动性能的一个参数。式（3-10）又可表达为：（3-15）将式（36）代入上式，得，同步附着系数：（3-16）式中，为汽车轴距，。将表22所给参数代入以上公式得，前、后制动器制动力分配系数：0.712同步附着系数：空载时0.5 满载时0.78根据以上计算，可绘出空满载状态理

11、想前后制动力分配曲线（I曲线）和实际前后制动力分配曲线（线）（如图5）。010002000300040005000600070008000020004000600080001000012000140001600018000前制动力N 后制动力N 满载I曲线空载I曲线线图5 I曲线和线由上可知，实际上满载的同步附着系数=0.78，而我国目前的道路路面状况有较大改善，一般可达0.8左右，因此=0.78满足一般设计的要求。在=0.78时，前、后轮同时抱死，在此之前如无ABS系统作用总是前轮先抱死。由于样车采用ABS调节前后制动器的制动力，故在任意附着系数路面时，实际前、后制动器制动力分配是近似符合I

12、曲线的。因此设计方案合适。3.1.3 制动力及管路压力校核 前、后轮制动器制动力公式： （3-17）式中：、前、后轮制动器制动力，N；、前、后轮缸液压压强，MPa；、前、后轮缸直径，m；、前、后制动器单侧油缸数目(仅对于盘式制动器而言)；、前、后制动器效能因数；、 前、后制动器制动半径，m； 车轮滚动半径，m；取制动管道压强为：=10MPa可得,前后制动器提供的制动力为：=14765N，=5978N此时的制动力分配系数为：=0.712。 在满载=0.78时，前、后轮同时抱死。由式（3-8），（3-9）可计算出此时前、后轴的地面附着力为：=11802N，=4785N。由（3-17）可以推导出管路

13、压力公式 （3-18）由上式计算在满载时，前、后轮同时抱死的管路压强为：7.902MPa =7.914Mpa 制动器提供的制动力大于满载、前后轮同时抱死时的前后轴制动力。因此，选用的制动器满足整车制动要求。 液压制动系统管路的一般工作压力要求小于10 Mpa，因此本系统管路压力符合要求。3.1.4 前、后轴利用附着系数与制动强度的关系曲线由公式 ： （3-19）式中：前轴利用附着系数；后轴利用附着系数； 前轴到质心水平距； 后轴到质心水平距； 制动强度。 可作出前后轴利用附着系数与制动强度的关系曲线：（如图6）图6 利用附着系数与制动强度的关系曲线 比较以上图表，我们可以得出以下结论：在不装A

14、BS的情况下，空满载利用附着系数满足GB12676-1999汽车制动系统结构，性能和试验方法要求。3.2 制动减速度及制动距离校核 3.2.1 地面附着系数和整车参数决定的制动减速度按照GB7258-2004机动车运行安全技术条件规定的路面进行满载和空载制动试验，路面附着系数要求0.7，因此，计算=0.75无ABS时的制动减速度。满载时，路面附着系数0.75小于满载同步附着系数0.78，在满载时前轮先抱死，后轮后抱死；可能得到的满载最大总制动力为：FB2=G2b2/b2+(-o)hg2（3-20）制动减速度空载时，路面附着系数0.75大于同步附着系数为0.5，空载制动时后轮先抱死，前轮后抱死；

15、可能得到的空载最大总制动力为：（3-21）制动减速度计算结果如下：满载时制动减速度7.24m/s2空载时制动减速度8.67m/s2 GB7258-2004机动车运行安全技术条件要求：满载乘用车辆平均减速度应大于等于5.9m/s2；空载乘用车辆平均减速度应大于等于6.2m/s2。空满载制动减速度符合要求。以上制动减速度计算值是在没有ABS控制的情况下所得值。3.2.2 制动距离的计算 制动距离公式为：（3-22）V 制动初速度，km/h 最大制动减速度，m/s2 制动器起作用时间，0.2s0.9s取（法规要求）在0.75、无ABS时，计算结果如下: ( 制动减速度按3.2.1计算) 当V=80

16、km/h由式（3-22）得 满载41.9m、空载36.3m当V=50 km/h由式（3-22）得 满载18.2m、空载15.98m 按GB12676-1999汽车制动系统结构，性能和试验方法规定，车辆在的试验场进行制动试验，制动初速度为80km/h，制动距离不得大于50.67m。制动距离满足法规要求，设计方案合适。 按GB7258-2004机动车运行安全技术条件规定，车辆在的试验场进行制动试验，制动初速度为50km/h，满载制动距离不得大于20m，空载制动距离不得大于19m，制动距离满足法规要求，设计方案合适。 以上制动减速度及制动距离计算值是在没有ABS控制的情况下所得值，仅供参考。3.3

17、真空助力器主要技术参数 真空助力器采用双膜片式，前膜片直径为230mm，后膜片直径为205mm。3.4 制动主缸行程校核 根据，得：d 前后轮缸直径:前轮缸工作容积:23.1442.942.90.74=2022.6(mm3) 后轮缸工作容积:3.1438.238.20.74=801.8(mm3) 考虑软管变形，主缸容积为1.12（+）6213.7(mm3)主缸实际行程：S06213.7（3.1425.425.44）=12.3(mm) 主缸实际行程为12.3mm小于主缸总行程30.7mm，满足设计要求。 3.5 制动踏板行程和踏板力校核 忽略各种间隙和泄露，制动踏板工作行程为：.（3-23）ip

18、：制动踏板杠杆比4.3：主缸活塞工作行程Sp=4.312.3=52.89（mm） 踏板总行程S ip=4.330.7=132.01mm踏板设计最大行程为132.01mm，远大于所需要的行程52.89mm。 踏板工作行程与总行程的比值为42.3%，满足GB7258-2004机动车运行安全技术条件的规定：液压型车制动在达到规定的制动效能时，制动工作行程不得超过踏板全行程的4/5。可见使用原车总泵、缸径及行程满足要求。 踏板的杠杆比 4.3：1 制动踏板踏板力： （3-24）：踏板机构及液压传动效率，0.9is：真空助力比ip：踏板杠杆比dm：主缸直径，mmp：管路压力，MPa管路压力：p10MPa

19、，计算所需踏板力 ：F=3.1425.425.410（44.37.50.9）=174.5N 由以上计算可知，制动踏板力F500N，符合GB 12676-1999汽车制动系统结构，性能和试验方法的规定，设计方案合适。3.6 驻车制动校核3.6.1 极限倾角 根据汽车后轴车轮附着力Ff与制动力相等的条件，汽车在角度为的上坡路和下坡路上停驻时的制动力、分别为：（3-25）（3-26） 可得汽车在上、下坡路上停驻时的坡度倾角、分别为： 因此满载时汽车可能停驻的极限上、下坡倾角见表3表3 满载汽车可能停驻的极限上、下倾角()()0.515.6512.220.619.114.250.722.6316.19

20、0.826.1917.97 按照GB 12676-1999汽车制动系统结构，性能和试验方法规定，驻车制动必须使满载车辆在18%（10.2o）的坡道上停驻,设计方案满足设计要求。3.6.2 手柄力校核 由于后制动器为钳盘式制动器，驻车制动促动机构在制动钳内，现在没有相关参数，为此，这里不做详细的计算。待厂家确认后，进一步校核计算。3.7 应急制动校核 计算单回路制动系统的应急制动减速度。 单回路制动时，总制动力为双回路制动的1/2，因此，制动减速度计算公式为：满载：空载：制动距离计算公式同式（3-22），计算结果如下表4：表4 单回路制动系统计算输出表项目数值法规要求值单回路空载制动减速度(m/

21、s2)4.332.9单回路满载制动减速度(m/s2)3.622.950km/h单回路空载制动距离(m)27.13850km/h单回路满载制动距离(m)31.53880km/h单回路空载制动距离(m)64.893.380km/h单回路满载制动距离(m)7693.33.8 传能装置部分失效剩余制动力校核 在真空助力器失效之后，制动力将会明显减小，这样需要判断无真空助力制动系统决定的制动力是否能够使前轮或后轮抱死。3.8.1 制动器提供的制动力计算由公式3-18可得，液压系统压力其中：踏板力F为法规规定的最大踏板力500N真空助力比is取1。计算结果：p=3.82MPa由公式3-17计算得前、后制动

22、器制动力分别为：Fu1=5640.2N Fu2= 2283.4N3.8.2 按地面附着系数计算的制动力由公式（3-8）及（3-9）计算出在0.78与0.5时前、后轮抱死的地面制动力如下：F1空=5974.6N F2空= 2414.2NF1满= 11802.2N F2满= 4785.3N由以上可见满载时，前后制动器提供的最大制动力均小于地面制动力，前后轮均不能抱死，制动减速度按以下计算：=4.63m/s2= 3.65m/s2按照GB12676-1999汽车制动系统结构，性能和试验方法规定：制动初速度为80km/h时，满载平均制动减速度=3.65m/s21.7 m/s2， 空载平均制动减速度=4.

23、63m/s21.5 m/s2 ，可见设计符合法规要求。3.9 制动器能容量校核制动器能容量反映了制动器的磨损寿命、热容量性能、吸收动能的能力等综合性指标，主要用来横向比较。通过与其它成功车型比较来判断制动器能容量是否合理。制动器能容量就是前、后制动器单位摩擦面积，在单位时间内，吸收的汽车的动能。计算式如下： （3-27） （3-28） （3-29）式中：ma满载质量,kg； V1、V2制动初速度、终速度，对于轿车取， 汽车回转质量换算系数,紧急制动到=0时，可近似认为=1； ； j制动减速度,取； Af、Ar每个前、后制动器摩擦面积，mm2。经测量，前制动器摩擦面积Af2758 mm2后制动器

24、摩擦面积Ar2758 mm2计算结果如下：前制动器能容量：ef=22.93W/mm2后制动器能容量：er =9.28W/mm2轿车盘式制动器能量耗散率应不大于6.0 W/mm2所以该制动蹄片不能满足性能要求，我们设定前制动能量耗散率为5.5 W/mm2。后制动蹄片能量耗散率为4.8 W/mm2根据公式3-27，3-28得到摩擦蹄片摩擦面积 3-45 3-46=11499.1 mm2 =4651.3 mm2 4 数据输出列表表5 制动系统计算数据输出表项 目代 号数值法规制动力分配系数0.712同步附着系数满载010.78空载020.50制动减速度空载( m/s2)8.676.2满载( m/s2

25、)7.245.9满载时汽车可能停驻的极限上、下坡倾角()()26.19/17.9711.3制动踏板力F(N)174.5500制动距离制动初速度80km/h空载S(m)36.350.67满载S(m)41.9制动初速度50km/h空载S(m)15.9819满载S(m)18.220真空助力器失效制动减速度满载( m/s2)4.631.7空载( m/s2)3.651.5单回路制动距离制动初速度80km/h空载S(m)64.893.3满载S(m)76制动初速度50km/h空载S(m)27.138满载S(m)31.55 结论及分析比较以上计算与参数，真空助力器带制动总泵总成参数、前后盘式制动器参数可以满足设计需要。参考文献1 刘惟信.汽车设计.北京：清华大学出版社，20012 余志生.汽车理论（第3版）.北京：机械工业出版社，20023 王望予.汽车设计（第3版）.北京：机械工业出版社，20034 刘惟信.汽车制动系的结构分析与设计计算.北京：清华大学出版社，20045 汽车工程手册编辑委员会编. 汽车工程手册（设计篇）. 北京：人民交通出版社，2001