【某A级纯电动SUV前、后制动器设计】交通学院--20134053--张成庆--李宏刚（毕业设计）

毕 业 设 计某A级纯电动SUV前、后制动器设计学生姓名：张成庆专业班级：车辆工程2013级2班指导教师：李宏刚副教授、李浩工程师学 院：交通学院2017年6月某A级纯电动SUV前、后制动器设计摘要随着人们生活水平的提高，汽车主动安全性正逐渐进入人们的视野，汽车的主动安全性主要体现在制动系统安全性上面，而制动系统的核心便是制动器，汽车制动器设计的优劣在很大程度上能够直接影响整车安全性的好坏，因此优秀的制动器能够让人们的出行更加的安全，那么不断对汽车制动器设计进行优化、完善、减少其故障率的发生对于整个汽车行业的发展具有很重要的意义。本人曾参与上海同捷科技股份有限公司某款新车型制动系统设计，对用于实际生产的汽车设计过程有了一定的认识，通过查阅相关资料以及对自己日常工作的总结，梳理了制动器的设计开发流程。本文结合具体车型的设计开发过程，重点讲述了制动器设计中的两个重要重要组成部分：制动器结构参数的确定和制动器结构参数的校核。制动器以及制动系统某些主要零部件的参数确定需要经过严格理论计算，部分数值尽量采取以往的经验值，并且进行严格的对标来最终确定制动器的结构参数，以保证最终设计参数合理、可靠。制动器的结构参数初步选定可以先参照标杆车（主要确定轮缸直径和有效制动半径），但是由于设计车与标杆车在整车设计参数上面有差异，盲目的照搬标杆车制动器参数，可能会对设计车的性能产生一些不好的影响，因此需要对标杆车的制动器设计参数进行改动，以便达到制动性能对标。制动器结构参数确定好之后需要对制动效能进行校核，以保证确定的制动器结构参数能够用于指导设计生产。对于制动效能的校核，应主要针对制动减速度与制动距离、制动稳定性、制动效能的恒定性校核。除了这三点之外，还应对法规对制动系统提出明确要求的数据进行校核，如前、后制动器制动力分配校核、应急制动校核、制动踏板力校核、制动管路压强校核等。关键词盘式制动器；选型；校核Design of front and rear break of A class a pure electric SUVAbstractWith the improvement of peoples living standard, the active safety of vehicles is gradually entering peoples field of vision,The active safety of the vehicle is mainly reflected in the safety of the braking system, and the brake system is the core of the brake,The advantages and disadvantages of the automobile brake design can directly affect the safety of the vehicle,Therefore, good brake can make people travel more secure, then continue to brake design optimization, improvement, reduce the occurrence of the failure rate has a very important significance for the development of the entire automobile industry.I have been involved in the TJI braking system design of a new type of vehicle,For the actual production of the car design process has a certain understanding, through the access to relevant information and my daily work summary, and I finished the design of the brake development process.In this paper, the design and development process of specific models, focusing on the design of the brake in the two important components: the brake structure parameters and the brake structure parameters.The determination of the parameters of some main parts of the brake and brake system needs to be calculated by the rigorous theory,Part of the numerical value of the experience of the past, and a rigorous benchmark to determine the final structural parameters of the brake,To ensure that the final design parameters are reasonable and reliable.The preliminary selection of the structural parameters of the brake can refer to the benchmark vehicle (mainly determine the diameter of the wheel cylinder and the effective braking radius),But because of the design of car and car benchmarking have differences in vehicle design parameters above, blindly copy benchmark car brake parameter, may have some bad influence on the performance of the car brake design, design parameters of the benchmark vehicle therefore need to make changes in order to achieve the braking performance of the standard.英文题目：小二号，Times New Roman字体加粗。After the brake structure parameters need to check the braking efficiency, to ensure that the brake structure parameters which can be used to guide the design and production. To check the braking efficiency, should be aimed at braking distance and braking deceleration, braking stability, brake performance constant. In addition to these three points, should also put forward clear requirements of the regulations the data was checked, the brake system as before, after the brake force distribution check, check the brake pedal force, brake pipe pressure check, check the emergency brake.Keywords disc brake;model selection;check目录摘要Abstract1 前言11.1 课题研究背景和意义11.2 制动器设计基本要求11.3 设计目标11.4 制动器选型设计流程12 制动器选型设计32.1 制动器结构方案分析32.1.1 制动器结构形式32.1.2 鼓式制动器优缺点32.1.3 盘式制动器优缺点32.2 标杆车的选取42.3 制动器主要参数确定43 制动器校核63.1 制动器校核指标63.2 制动系统校核标准63.3 前、后制动器制动力分配校核73.3.1 地面对前后车轮的法向反力73.3.2 理想制动器制动力分配73.3.3 实际制动器制动力分配93.3.4 前、后制动器制动力分配系数103.3.5 制动力分配曲线和同步附着系数103.3.6 制动力分配关系评价113.4 制动减速度校核计算123.5 制动距离校核133.6 制动管路压强校核143.7 制动踏板力校核153.8 应急制动减速度校核153.9 应急制动距离校核163.10 极限驻车坡度校核173.11 校核结果汇总18结论19参考文献20致谢213 制动器校核1 前言1.1 课题研究背景和意义随着人们生活质量的提高以及汽车行业的蓬勃发展，汽车现已成为人们日常生活中必不可少的重要交通工具。改革开放以后，我国汽车工业得到飞速发展，产能得到不断扩大，使得我国汽车保有量逐年增加。国家统计局有数据表明，2016年年底，我国民用汽车保有量已达到19440万辆（其中包括低速货车和三轮汽车和881万辆），相比于2015年增长了2212万辆，增长率达到12.8%。在如此多的汽车保有量的背景下导致了我国道路交通事故率居高不下。剧公报指出，2016年中国的道路交通事故近30万起，因事故导致死亡人数约为40824人，与2015年的361789人相比，增加了4646人。在30万起的交通事故中，其中有30%是由于制动器失灵造成的。交通事故的不断发生，汽车安全性正逐渐进入广大车主的视野，使车主在购车时将汽车安全性作为很重要的一个考虑因素，安全系数越高的汽车被车主选择的可能性就越大。在整车安全性中制动系统占有很大的比重，而制动系统的核心就是制动器，因此汽车制动器设计的优劣在很大程度上能够直接影响整车安全性的好坏，因此优秀的制动器能够让人们的出行更加的安全，那么不断对汽车制动器设计进行优化、完善、减少其故障率的发生对于整个汽车行业发展具有十分重要的意义。1.2 制动器设计基本要求为了更好的保证汽车行驶的安全性，在设计制动器时要满足以下要求1：（1）工作可靠；（2）具有足够的制动效能；（3）无论在何种车速下制动，汽车都应具有操纵性及方向稳定性；（4）能够有效防止泥污和水进入制动器的工作表面；（5）制动器应具有良好的制动效能恒定性；（6）制动系统操纵机构不仅要操纵轻便，并且还要具有良好的随动性；（7）制动噪声小；（8）制动系统的滞后性好；（9）摩擦衬块应有足够的使用寿命；（10）制动器应具有能够消除因摩擦副磨损而产生间隙的机构，并且间隙调整方便，最好设计成间隙自动调整机构；1.3 设计目标根据所学知识并结合公司项目进程，为某款纯电动SUV的前、后制动器进行对标选型设计，确定制动器及制动系统主要零部件参数，并根据该参数为项目匹配合适的制动器数模，使其既满足法规对制动系统的要求，又满足任务书对制动器设计的要求。1.4 制动器选型设计流程（1） 根据整车设计参数选取标杆车，参考标杆车初步确定前、后制动器的结构参数。（2） 查阅相关制动法规，明确制动法规对制动系统性能要求。（3） 根据初步确定的制动器结构参数进行前、后制动器制动力分配校核；制动减速度与制动距离校核；制动管路压强校核；制动踏板力校核；应急制动校核。（4） 将校核结果与制动法规进行比较，观察设计车的制动性能是否满足法规要求。（5） 根据校核结果对制动器结构参数进行调整，最终初步确定一版各项制动性能均满足法规要求的制动其结构参数。（6） 根据校核好的制动器结构参数，寻找供应商，收集前、后制动器数模。（7） 将收集好的数模在底盘上初步布置，并将出现相互干涉以及无法正常布置的地方与供应商进行交流，使其更改数模结构以满足制动系统布置要求。（8） 根据项目的推进以及整车设计参数的变动，不断对前、后制动器结构参数进行校核、优化，随时保持和供应商的交流沟通，使供应商数据结构不断更新，确保最终数模能够满足整车性能对制动器的要求。 本文以某A及纯电动SUV为研究对象，以上述设计流程为依据，重点介绍一下汽车设计过程中，制动器的选型设计与校核过程。2 制动器选型设计2.1 制动器结构方案分析2.1.1 制动器结构形式制动器2结构形式主要有摩擦式、液力式、电磁式三种形式，其中摩擦式制动器应用最为广泛，摩擦式制动器按照摩擦副的结构形式不同，可分为鼓式、盘式、和带式三种形式；在鼓式制动器摩擦副中以制动鼓为旋转元件，工作表面为圆柱面；盘式制动器以制动盘为旋转元件，工作表面为端面；制动器结构形式的不同导致其制动效能的不同，制动器效能通常用制动效能因数来评价；相同条件下制动效能因数越高就意味着制动效能越好，可是在选取制动器时，并不能盲目的选择制动效能因数高的结构形式，因为较高的制动效能因数往往就代表着较低的制动效能稳定性，而制动效能稳定性往往在主动安全中也是不可忽视的一面；在上述鼓式制动器中，制动效能因数由高到低的顺序为：增力式制动器双领蹄式制动器领从蹄式制动器双从蹄式制动器盘式制动器。制动效能稳定性的排序和上述排序相反。鼓式与盘式制动器实物图如下图所示： （a）鼓式制动器 （b）盘式制动器图2-1 制动器实物图2.1.2 鼓式制动器优、缺点2.1.3 鼓式制动器优点3：（1） 鼓式制动器成本较低；（2） 对于车速较低的质量较大的车来说，鼓式制动器的耐用性要高于盘式制动器。因此目前大多数重型车前后制动器均采用鼓式制动器；鼓式制动器缺点：（1）制动稳定性差，在不同附着系数的路面上制动时，制动力波动较大；（2）鼓式制动器的散热性较差，在制动过程中易发生热衰退现象，使制动效率下降；（3）制动器间隙调整不易；2.1.4 盘式制动器优、缺点盘式制动器优点4：（1） 制动效能恒定性好；（2） 制动力矩与汽车行驶方向无关；（3） 易于构成双回路制动系，是系统有较高的可靠性和安全性；（4） 尺寸小、质量小、散热良好；（5） 摩擦衬块磨损均匀；（6） 更换摩擦衬块简单容易；（7） 易于实现摩擦衬块与制动盘之间的间隙自动调整；（8） 制动协调时间比较短；盘式制动器缺点：（1） 很难完全防止尘污和锈蚀；（2） 制动效能地，必须与助力器配合使用，否则很难满足制动要求；（3） 由于摩擦衬块的工作面积小，易磨损，因此一般使用高档材质的摩擦衬快以增加其使用寿命。2.2 标杆车的选取在整车设计开发中，首先要确定设计车的整车设计参数，然后在市场上寻找已经成熟的，并且与设计车整备质量、轴荷分配相近的车型作为标杆车，用以进行性能对标。目前对于制动系统而言，确定以五菱宏光作为设计车的标杆车。表2-1 整车设计参数项目代号空载满载单位总质量m13001825Kg前轴荷m1573821.5Kg后轴荷m27271003.5Kg质心高hg550580mm质心到前轴距离a1509.921484.63mm质心到后轴距离b1190.081215.37mm轴距L27002700mm车轮滚动半径R292292mm2.3 制动器主要参数确定制动器以及制动系统某些主要零部件的参数确定需要经过严格理论计算，部分数值尽量采取以往的经验值，并且进行严格的对标来最终确定制动器的结构参数，以保证最终设计参数合理、可靠。制动器的结构参数初步选定可以先参照标杆车（主要确定轮缸直径和有效制动半径），但是由于设计车与标杆车在整车设计参数以及结构上有差异，盲目的照搬标杆车制动器参数，可能会对设计车的性能产生一些不良影响，因此需要对标杆车的制动器设计参数进行改动，以便达到制动性能对标。无论是初期对制动器结构参数的初步确定，还是在项目的过程中都要不断的对制动器结构参数进行修改，因此在初期编制计算表格可以有效地提高计算效率。对制动性能校核的指标主要有：同步附着系数，一般应大于等于0.7；制动管路压强小于7；制动踏板力取170-190；制动减速度与制动距离满足国标即可（因为计算时忽略了空气阻力，而空气阻力在实际制动中占有相当的比例，所以制动减速度与制动距离的理论值与实际值相差较大）。上述值均为经验值，在修改制动器参数时仅供参考。设计任务书上面要求设计车的前制动器采用通风盘式，后制动器采用盘式制动器；标杆车前制动器为盘式制动器，后制动器为鼓式制动器。由于两车后制动器结构形式不同，因此需要将鼓式制动器某些结构参数转化为盘式制动器结构参数，如制动效能因数、制动器轮缸直径、制动器作用半径。在参数转化时要保证在制动管路压强相同的前提下，转化前后制动器产生的制动力不变。后制动器制动力与制动效能因数、制动器轮缸直径、制动器作用半径的关系式为（在后面会有详细推导）： 其中：BF2后制动器效能因数，取值均参考标杆车，鼓式制动器取2.2，盘式制动器取0.8 d2后制动器轮缸直径，mm P2后制动管路压强，Mpa，转化前后取相同值 R2后制动盘作用半径，mm，为减少未知数数量，先假设转化前后取相同值，这样可以先算出一组作用半径/轮缸直径的转化值，如果不合适，后期再在转化值的基础上进行调整。 R车轮滚动半径，mm，转化前后取相同值 后制动器制动力，N，转化前后取相同值 机械效率，转化前后取相同值将鼓式制动器与盘式制动器的制动力进行相除，约掉相同值，最终得到转化前后轮缸直径平方的比等于制动效能因数的反比。将标杆车的制动器结构参数进行不断调整，使设计车的制动性能与标杆车性能达到对标后，初步确定设计车的制动器参数选取如下表所示：表2-2 制动器结构参数项目代号数值单位前制动器作用半径R1106mm前制动器摩擦片摩擦系数f10.4前制动器轮缸直径d154mm前轮滚动半径R292mm后制动器作用半径R2110mm后制动器摩擦片摩擦系数f20.4后制动器轮缸直径d241.3mm后轮滚动半径R292mm制动主缸直径dm22.22mm真空助力比iv5制动踏板杠杆比ip3.63 制动器校核3.1 制动器校核指标在上述经过对标确定好制动器结构参数后，需要对确定的制动器参数进行校核，以确保设计车的制动效能能够满足法规以及任务书的要求。对于制动效能的校核，应主要针对以下三点5：（1） 制动距离和制动减速度，该参数能够直接反映出车辆的制动效果。（2） 制动稳定性，该参数能够直接反映出汽车在制动时的稳定性能，在制动时如果发生跑偏、侧滑、甩尾现象，很可能会严重的交通事故。（3） 制动效能的恒定性，即制动系统再遇到水或者高温后依然保持良好的制动效果的能力。除了上述三点之外，还应对法规对制动系统提出明确要求的数据进行校核，如前、后制动器制动力分配校核、制动踏板力校核、制动管路压强校核、应急制动校核等。3.2 制动系统校核标准对于制动效能的校核标准，各个国家的判断标准各不相同，因此本文将采用我国比较常用的两个标准对制动器及其相关参数进行校核，即GB 7258-2004机动车运行安全技术条件，GB 21670-2008 乘用车制动系统技术要求及试验方法。上述标准对制动性能的部分要求如下表所示：表3-1 制动法规对制动性能的部分要求项目GB7258-2012GB21670-2008试验路面0.70.8制动稳定性不偏出2.5m通道不偏出3.5m通道制动初速度50km/h100km/h（因最高设计车速限制而不能达到规定车速的车辆，可以试验时所能达到的最高车速进行试验）制动减速度空载：6.2m/s2满载：5.9m/s26.43m/s2应急制动减速度2.9m/s22.44m/s2制动距离空载：19m满载：20m0.1v+0.0060v2应急制动距离38m0.1v+0.0158v2踏板力空载：400N满载：500N（65-500）N停驻坡度空载，坡度20%满载，坡度20%3.3 前、后制动器制动力分配校核由于该车带有防抱死功能，而ESC的控制系统及匹配计算由供应商来完成，因此本文是基于不带ESC的前提下进行计算的。3.3.1 地面对前后车轮的法向反力假设汽车以du/dt的减速度制动，在制动过程受力情况如图16。（忽略空气阻力、汽车的滚动阻力偶矩、忽略旋转质量在减速时产生的惯性力偶矩，忽略制动时车轮的边滚边滑过程，路面附着系数取定值。）图3-1 制动工况受力简图分别对前后轮接地点取矩，可得：（3-1）上式中，Fz1、Fz2地面对前、后车轮的法向反作用力，N m汽车质量，kg G整车重力，N a汽车质心到前轴中心线的水平距离，mm b汽车质心到后轴中心线的水平距离，mm hg质心高度，mm L轴距，mm 汽车减速度，m/s23.3.2 理想制动器制动力分配制动过程中，理想的制动状态是前后车轮同时抱死。在附着系数为的路面上，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；且前、后制动器的制动力分别等于各自的附着力，即：（3-2）当两车轮都抱死时，整车制动减速度为：=g；带入式（3-1）可得：（3-3）将（3-3）带入（3-2）可得：（3-4）消去变量，可得：（3-5） 根据公式（3-4）可以绘制出在不同路面附着系数的条件下，前、后轮同时抱死工况时，前、后制动器制动力的关系。表3-2 理想制动器制动力分配关系同步附着系数空载时制动器制动力满载时制动器制动力前轮后轮前轮后轮0.1587.4933037686.5066963843.4897204945.01027960.21226.8903111321.1096891763.81871813.18130.31918.1910221903.8089782760.9869392604.5130610.42661.3954372434.6045633834.9944373319.0055630.53456.5035562913.4964444985.8411943956.6588060.64303.5153783340.4846226213.5272114517.4727890.75202.4309043715.5690967518.0524875001.4475130.86153.2501334038.7498678899.4170225408.5829780.97155.9730674310.02693310357.620825738.879183根据（3-5）画出的曲线称为“I曲线”理想的前、后轮制动器制动力分配曲线，即前、后车轮同时抱死时前、后制动器制动力关系曲线，如下图所示：图3-2 理想制动器制动力分配曲线3.3.3 实际制动器制动力分配3.3.3.1 前制动器制动力计算前制动器7为滑动钳盘式制动器，制动盘为通风盘。设两侧摩擦衬块对制动盘的作用力均为N，则制动盘两侧的工作面所受到的摩擦力为2f1N。根据制动效能因数的定义（制动器效能因数：在制动毂或制动盘的作用半径R上所得到的摩擦力（M/R）与输入力F0之比。），可得前制动器效能因数9为：若制动管路压强为P1，则；因此，前制动器制动力矩（两轮）为：（3-6）前制动器制动力（两轮）为： （3-7）上述各式中，f1前制动器摩擦片摩擦系数 BF1前制动器效能因数 d1前制动器轮缸直径，mm P1前制动管路压强，Mpa R1前制动盘作用半径，mm R车轮滚动半径，mm 前制动器制动力，N 前制动器制动力矩，N/mm 机械效率3.3.3.2 后制动器制动力计算前制动器亦为滑动钳盘式制动器，其受力情况与前制动器相同，利用相同方式可以得出后制动器制动力（两轮）为：（3-8）其中：BF2后制动器效能因数 d2后制动器轮缸直径，mm P2后制动管路压强，Mpa R2后制动盘作用半径，mm R车轮滚动半径，mm 后制动器制动力，N 机械效率3.3.4 前、后制动器制动力分配系数前、后制动器制动力分配系数定义为：前制动器制动力与汽车总制动器制动力之比。即：（3-9）将式（3-7）和式（3-8）带入式（3-9）中，可得到（假设前、后制动器机械效率相同）：（3-10） 因此，代入数据得到：=0.6223.3.5 制动力分配曲线和同步附着系数前面已经推倒得出理想的前、后制动力分配关系为：而实际制动力分配关系为：（3-11）根据上述两式可以分别作出理想制动力分配曲线（I曲线）和实际制动力分配曲线（曲线），如图:图3-3 理想与实际前、后制动器制动力分配曲线假设汽车在同步附着系数（前、后制动器制动力为固定比值的汽车，只有在同步附着系数的路面上制动时，才能使前、后车轮同时抱死）路面上制动时，且此时前、后轮同时抱死。即将式（3-4）中的2式与（3-11）联立可以得出：（3-12）带入数据可分别计算得出空、满载时的同步附着系数为：空载：=0.891满载：=0.801为了满足法规要求，路面附着系数取0.8。在汽车设计过程中，同步附着系数等于路面附着系数为最理想状态，可是在实际设计时很难达到这种理想状态，所以在进行汽车设计时，一般要求前轮先抱死，即同步附着系数大于路面附着系数。因此上述计算出的空、满载时的同步附着系数均满足要求。3.3.6 制动力分配关系评价前、后制动器制动力分配关系的好坏可以用利用附着系数-制动强度的关系曲线进行评价8。利用附着系数定义：在某制动强度下，不发生任何车轮抱死的最小路面附着系数。一般利用附着系数越接近制动强度，地面附着条件发挥的越充分，汽车制动力分配越合理。当利用附着系数等于制动强度等于同步附着系数时即前、后轮同时抱死时刻为最理想时刻。 设汽车9前轮刚要抱死或前、后车轮同时刚要抱死时产生的减速度（即不发生前轮抱死工况下所能够产生的最大制动减速度），则： 即前轴利用附着系数为：（3-13）同理后轴利用附着系数为：（3-14）当时，前轮先抱死，应以曲线作为汽车利用附着系数曲线；反之当时，后轮先抱死，应以曲线作为汽车利用附着系数曲线。前面通过计算得出，=0.622，将和相关整车设计参数代入式（3-13）、式（3-14），可分别得出空、满载时前、后轴利用附着系数-制动强度关系曲线，如图：图3-4 空、满载时前、后轴利用附着系数-制动强度关系曲线根据GB21670-2008，M1类车辆的利用附着系数-制动强度关系曲线应满足以下要求：（1） 在0.2-0.8之间时，（2） z在0.15-0.8之间时，应在上方；应在以下 由图可知，上述计算的制动强度与利用附着系数关系满足国标要求。即便出现某种非正常工况时，设计车也配有防抱死系统，当轮速传感器检测到前后车轮将要抱死时，ESC可以通过调节前后各个管路油压，进而改变制动力分配系数，使制动力分配更加合理，满足法规要求。 3.4 制动减速度校核计算 在制动稳定性10符合法规要求、制动器制动力足够的情况下，车辆的制动减速度主要取决于路面附着系数，装有ABS的制动系统可以很好的利用路面的峰值附着系数，所以可以获得更大的制动减速度。在不考虑滚动阻力、风阻等的情况下车辆可获得的最大减速度可用以下公式表示： 制动器制动力没有达到附着力，车轮未抱死的情况下：（3-15）制动器制动力等于附着力，在车轮抱死滑移的情况下：（3-16）制动器制动力比附着力大时，对装有ABS的车辆，车轮未抱死、轮胎滚动压印的情况下：（3-17） 式中：地面总制动力。 路面滑动附着系数。 路面峰值附着系数。 M汽车质量为了防止后轴侧滑11和前轮失去转向能力，汽车在制动过程中最好既不出现后轴车轮先抱死的危险工况，也不出现前轮先抱死或前后车轮都抱死的工况。所以，应当以即将出现车轮抱死但还没有任何车轮抱死时的制动减速度作为能产生的最高制动减速度。为了满足法规要求，取地面附着系数，前面计算得出，设计车在空载时同步附着系数=0.891；在满载时同步附着系数=0.801，无论空载满载均大于，即无论空载满载均前轮先抱死，即可能得到的最大总制动力取决于前轮刚要抱死时的地面制动力。空载时可能达到地面最大总制动力为：空载最大制动减速度为：（3-18）满载时可能达到的地面最大总制动力为：满载最大制动减速度为：（3-19）代入数据，计算结果如下：空载时最大制动减速度：满载时最大制动减速度： 根据GB21670-2008要求，乘用车平均减速度应大于等于6.43。由于制动减速度从无到升到最大的时间非常短，在整个制动过程中几乎都是以最大制动减速度进行制动的，因此可近似将最大制动减速度作为平均制动减速度。所以上述计算的制动减速度满足法规要求。3.5 制动距离校核制动距离计算公式为：（3-20）其中:最大制动减速度 制动初速度 制动器作用时间，一般在0.20.9s之间，这里取0.35s当=50km/h时，代入数据有（车速带km/h，算出的结果为m）：空载s=17.68m满载s=17.17m当=100km/h时，代入数据有（车速带km/h，算出的结果为m）：空载s=61.00m满载s=58.96mGB 7258-2012中规定:试验初速度50km/h空载时制动距离19m满载时制动距离20mGB 21670-2008中规定：试验初速度100km/h制动距离 即制动距离70m因此上述计算得出的制动距离均满足要求。3.6 制动管路压强校核 分析整个制动过程：取路面附着系数，且整车处于满载状态。由于满载时同步附着系数几乎等于路面附着系数，因此当踩下制动踏板时，制动管路压力不断升高，当压力达到一定值时，汽车前、后轮几乎同时出现抱死拖滑现象，此时的制动管路压强即是整车在附着系数为0.8的路面上所需要的最大制动管路压强。根据前面推导，前后制动器制动力计算公式为：前制动器制动力（两轮）为：后制动器制动力（两轮）为：上述各式中：BF1、BF2前、后制动器效能因数，0.8 d1、d2前、后制动器轮缸直径，54、41.3mm P1、P2前、后制动管路压强，Mpa R1、R2前、后制动盘作用半径，106、110mm R车轮滚动半径，292mm 、前、后制动器制动力，N 机械效率,0.9（假设通向前、后制动器的机械效率相同）前后车轮同时抱死时，I曲线、曲线的交点处的制动器制动力即为最大管路压强时刻所对应的制动力。在表3-1中计算得出，当路面附着系数，且整车处于满载状态下，前、后轮同时抱死时的前、后制动器制动力分别为、满载前、后轮同时抱死临界工况前、后制动器管路压强：（3-22）（3-23）计算得：由于真空助力器最大助力压力点大于9Mpa，因此本系统制动管路压强满足要求。3.7 制动踏板力校核上述的制动管路压强即在最大制动踏板力时所产生的制动管路压强，因此在校核制动踏板力时只需要校核此刻的制动踏板力即可。因此制动踏板力计算公式：（3-24）其中：F制动踏板力，N dm制动主缸直径，22.22mm P制动管路压强，7.4Mpa ip踏板杠杆比，3.6 iv真空助力比，5 机械效率，取0.9在路面附着系数，且整车处于满载状态下，前、后车轮均抱死临界工况时所需要的制动踏板力,满足国标所要求的制动踏板力不大于500N。3.8 应急制动减速度校核应急制动校核分为两种，一种是当真空助力器失效时，制动力全部由人力提供，在采用法规要求的最大制动踏板力的条件下，进行对制动效能计算校核，看是否满足法规对应急制动的要求；另外一种是当行车制动失效时，即行车制动的双回路全部失效，只能靠驻车制动进行应急制动，此时需要采用法规允许的最大手柄力进行制动效能校核计算，看是否满足法规对应急制动的要求。由于该车配有电子驻车，没有驻车手柄，因此应急制动仅校核当真空助力器失效的情况。当真空助力器失效时，真空助力比为1，即此时的制动管路压强均由制动踏板力提供，此时制动踏板力与制动管路压强有如下关系：（3-25）其中：F制动踏板力，500N，这里取法规允许的最大制动踏板力 dm制动主缸直径，22.22mm P制动管路压强，Mpa ip踏板杠杆比，3.6 机械效率，取0.9代入数据计算得知，当真空助力器失效时制动管路压强根据制动管路压强，可以求出此时前轴制动器制动力。其中：BF1前制动器效能因数，0.8 d1前制动器轮缸直径，54mm P1前制动管路压强， R1前制动盘作用半径，106mm R车轮滚动半径，292mm 前制动器制动力，N 机械效率，取0.9代入数据有空载时，取路面附着系数为0.8，由于空载时同步附着系数大于0.8，即前轮先发生抱死，联立f曲线：与曲线：，解出的交点即为前轮刚抱死时刻。（在前轮发生抱死之前，制动器制动力均等于地面制动力）解得，大于真空助力器失效时计算得出的前轴制动器制动力，即在空载状态下，真空助力器失效，且制动踏板力为500N时，前轮并没有抱死，此时的制动器制动力等于地面制动力。满载时，取路面附着系数为0.8，此时的同步附着系数十分接近路面附着系数，故可近似认为满载制动时，前、后轮会同时抱死。当车轮抱死时前轴制动器制动力为，也大于真空助力器失效时计算得出的前轴制动器制动力。无论空载还是满载状态下，当时，均未发生车轮抱死，即此时前、后制动器制动力均等于地面制动力，将带入曲线计算公式中，计算得出应急制动制动减速度：（3-26）代入数据计算得出空满载时应急制动减速度分别为：GB 21670-2008要求，应急制动减速度应不小于，因此设计车应急制动制动效能满足法规要求。3.9 应急制动距离校核制动距离计算公式为：其中:应急制动时最大制动减速度 制动初速度 制动器作用时间，一般在0.20.9s之间，这里取0.3s当=50km/h时，代入数据有（车速带km/h，算出的结果为m）：空载s=19.75m满载s=26.04m当=100km/h时，代入数据有（车速带km/h，算出的结果为m）：空载s=70.66m满载s=95.82mGB 21670-2008中规定：试验初速度100km/h应急制动距离 即制动距离168m因此上述计算得出的制动距离均满足要求。3.10 极限驻车坡度校核汽车在坡度角为1的上坡路上驻车时，受力情况如图所示：图3-5 汽车在上坡路上驻车受力简图对前轮接地点取矩有：（3-27）驻车时只有后轮制动，因此在极限驻坡状态下，后轮地面附着力与汽车沿坡道方向的下滑力相等，即：（3-28）联立（3-27）与（3-28）有：因此上坡极限驻车坡度为：（3-29）同理下坡极限驻车坡度为：（3-30）取路面附着系数为0.8，代入数据：空载时上、下坡极限驻车坡度分别为tan1=53.43，tan2=38.46满载时上、下坡极限驻车坡度分别为tan1=53.12，tan2=37.54无论空满载状态均满足法规要求的停驻坡度20%。3.11 校核结果汇总为了更加清晰地观察设计车制动性能的校核结果，于是便将上述