某车型制动系统设计计算报告

Professional 密级 编号 制动系统设计计算报告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 项目名称 B35 1B35 1 车型整车设计开发车型整车设计开发 项目代码 项目代码 B35 1B35 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 Professional 制动系统设计计算报告 I 目 录 1 概述 1 1 1任务来源 1 1 2制动系统基本介绍 1 1 3制动系统的结构简图 1 1 4计算目的 1 2 制动系统设计的输入条件 1 2 1制动法规基本要求 2 2 2整车基本参数 2 2 3制动系统零部件主要参数 2 3 制动系统设计计算 3 3 1前 后制动器制动力分配 3 3 2制动减速度及制动距离校核 10 3 3真空助力器主要技术参数 11 3 4制动主缸行程校核 11 3 5制动踏板行程和踏板力校核 12 3 6驻车制动校核 12 3 7应急制动校核 13 3 8传能装置部分失效剩余制动力校核 14 3 9制动器能容量校核 14 4 数据输出列表 16 5 结论及分析 16 参考文献 17 版本版本日期日期作者作者更改记录更改记录批准批准 Professional 制动系统设计计算报告 1 1 6 制动系统设计计算报告 1 1概述 1 11 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 21 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 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 31 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 41 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 Professional 制动系统设计计算报告 2 16 2 2制动系统设计的输入条件 2 12 1 制动法规基本要求 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 序号序号项项 目目要要 求求 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 h 4 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 s2 6 踏板力 500N 7 驻车制动停驻角度 20 坡度双向停驻不小于 5min 8 驻车制动操纵踏板力 500N 2 22 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 满载质量 kg u m l m 1712 2170 空载 满载轴距 mm L 2620 2620 空载 满载质心高 mmgu h gl h 660 672 空载前 后轴轴荷 kgfu m ru m 1004 708 满载前 后轴轴荷 kgfl m rl m 1110 1060 空载前 后轴到质心水平距离 mm u a u b 1084 1536 满载前 后轴到质心水平距离 mm l a l b 1280 1340 车轮滚动半径 mm R347 2 32 3 制动系统零部件主要参数 Professional 制动系统设计计算报告 3 16 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 mmf r r r 118 120 5 样车测量 前 后制动器摩擦片摩擦系数f f r f 0 38 参考值 前 后制动器效能因数f BF r BF 0 76 参考值 制动主缸直径 mm m d 25 4 供应商提供 制动主缸总行程 mm m 30 7 供应商提供 前 后轮缸直径 mmf d r d 42 9 38 2 供应商提供 前 后制动器摩擦片间隙 mm 两边之和 f r 0 7 0 7 参考值 真空助力比 s i 7 5 供应商提供 制动踏板杠杆比 p i 4 3 供应商提供 3 3制动系统设计计算 3 13 1 前 后制动器制动力分配 3 1 13 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 gz h dt du mGbLF 1 式中 地面对前轮的法向反作用力 N 1z F G 汽车重力 N b 汽车质心至后轴中心线的水平距离 m Professional 制动系统设计计算报告 4 16 m 汽车质量 kg g h 汽车质心高度 m L 轴距 m 汽车减速度 m s 2 dt du 对前轮接地点取力矩 得 3 2 gz h dt du mGaLF 2 式中 地面对后轮的法向反作用力 N 2z F a 汽车质心至前轴中心线的距离 m 令 z称为制动强度 则可求得地面法向反作用力为zg dt du LzhbGF gz 1 LzhaGF gz 2 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 GFFXb g dt du 用于前 后车轮的法向反作用力为 2 1 gz gz ha L G F hb L G F 3 4 3 1 23 1 2 理想前后制动力分配曲线及 线 3 1 2 13 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 21 FFFu 等于汽车与地面附着力 21 FFF 并且前 后轮制动器制动力 21 FF 分别等于各自的附着力 21 FF 即 22 11 21 z z FF FF GFF 3 5 或 2 1 2 1 21 z z F F F F GFF 将式 3 4 代入上式 得 Professional 制动系统设计计算报告 5 16 g g ha hb F F GFF 2 1 21 3 6 根据式 3 4 3 5 及 3 6 式 消去变量 得 2 4 2 1 11 2 2 F h Gb F G Lh b h G F g g g 3 7 由 3 4 式 得 前制动器制动力 11g hb L G FF 3 8 后制动器制动力 22g ha L G FF 3 9 由此可以建立由 1 F 和 2 F 的关系曲线 即 I 曲线 3 1 2 23 1 2 2 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 21 1 1 FF F F F u u 3 10 1 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 fNrTf2 3 11 式中 摩擦系数 f N 单侧制动块对制动盘的压紧力 2 4 1 dpN p 轮缸液压压强 MPa r 作用半径 取平均半径 m R Professional 制动系统设计计算报告 6 16 Ri R0 R d p NN 图 3 盘式制动器的计算用图 2 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 Pr f T BF 式中 f T 制动器的摩擦力矩 r 制动盘的作用半径 取平均半径 m R P 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P 则制动盘 两侧工作面的作用半径上所受的摩擦力为 fP2 f 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 f P fP BF2 2 3 12 典型值 0 8 图 4 盘式制动器的受力简图 3 3 作用半径的计算 Professional 制动系统设计计算报告 7 16 常见的扇形摩擦衬块其径向尺寸不大 取r为平均半径 m R 或有效半径 e R 则计算其平均半径为 2 21 RR Rm 3 13 式中 1 R 2 R 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 0 rrrfff fff BFrdpBFrdp BFrdp 2 2 2 1 2 1 2 2 3 14 计算过程 0 1 F 1 F 2 F 1f T 1f T 2f T 22 2 221111rff rNfrNfrNf 4 1 4 1 2 4 1 2 2 2 2 1 2 1rrrffffff rdpBFrdpBFrdpBF 4 4 同步附着系数 线和I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 1 1 2 F F 3 15 将式 3 6 代入上式 得 同步附着系数 g g ha hb 0 0 1 g h bL 0 3 16 式中 L为汽车轴距 baL 将表 2 2 所给参数代入以上公式得 前 后制动器制动力分配系数 0 0 712 同步附着系数 空载时 ou 0 5 满载时 l0 0 78 根据以上计算 可绘出空满载状态理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 Professional 制动系统设计计算报告 8 16 0 1000 2000 3000 4000 5000 6000 7000 8000 0 2000400060008000 10000 12000 14000 16000 18000 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 曲线的 因此设计方 案合适 3 1 33 1 3 制动力及管路压力校核 前 后轮制动器制动力公式 R r BFn d pF R r BFn d pF r rr r u f ff f u 4 2 4 2 2 22 2 11 3 17 式中 1 F 2 F 前 后轮制动器制动力 N 1 p 2 p 前 后轮缸液压压强 MPa f d r d 前 后轮缸直径 m f n r n 前 后制动器单侧油缸数目 仅对于盘式制动器而言 Professional 制动系统设计计算报告 9 16 f BF r BF 前 后制动器效能因数 f r r r 前 后制动器制动半径 m R 车轮滚动半径 m 取制动管道压强为 f p r p 10MPa 可得 前后制动器提供的制动力为 1 F 14765N 2 F 5978N 此时的制动力分配系数为 0 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 1 F 11802N 2 F 4785N 由 3 17 可以推导出管路压力公式 rBFndRFp 2 2 3 18 由上式计算在满载时 前 后轮同时抱死的管路压强为 f p 7 902MPa r p 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 43 1 4 前 后轴利用附着系数与制动强度的关系曲线 由公式 g z r g z f hza L z F F hzb L z F F 1 1 1 2 2 1 1 3 19 式中 f 前轴利用附着系数 r 后轴利用附着系数 a 前轴到质心水平距 b 后轴到质心水平距 z 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 Professional 制动系统设计计算报告 10 16 利用附着系数和制动强度曲线 0 0 5 1 1 5 2 2 5 3 00 1 0 2 0 3 0 4 0 5 0 6 0 7 0 8 0 911 1 制动强度 利用附着系数 k z 0 07 0 96k z 0 05k z 空载前轴曲线空载后轴曲线满载前轴曲线 满载后轴曲线 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 ABS 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 23 2 制动减速度及制动距离校核 3 2 13 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 2 2 2max m F j B g hb b g202 2 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 可能得到的空载最大总制动力为 Professional 制动系统设计计算报告 11 16 101 11 1 g B ha aG F 3 21 制动减速度 1 1 1max m F j B g ha a g11 1 0 计算结果如下 满载时制动减速度 2max j 7 24m s2 空载时制动减速度 1max j 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 23 2 2 制动距离的计算 制动距离公式为 max 2 2 92 25 2 6 3 1 2 j V VS 3 22 V 制动初速度 km h max j 最大制动减速度 m s2 2 2 制动器起作用时间 0 2s 0 9s 取 s35 0 2 2 2 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 km h 由式 3 22 得 满载 u s 41 9m 空载 l s 36 3m 当 V 50 km h 由式 3 22 得 满载 u s 18 2m 空载 l s 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 7 0 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 7 0 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 33 3 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 43 4 制动主缸行程校核 根据 2 4 1 dV 得 d 前后轮缸直径 Professional 制动系统设计计算报告 12 16 前轮缸工作容积 1 V 2 3 14 42 9 42 9 0 7 4 2022 6 mm3 后轮缸工作容积 2 V 3 14 38 2 38 2 0 7 4 801 8 mm3 考虑软管变形 主缸容积为 m V 1 1 2 1 V 2 V 6213 7 mm3 主缸实际行程 S0 4 1 2 mm dV 6213 7 3 14 25 4 25 4 4 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 53 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 mp i Sp 3 23 ip 制动踏板杠杆比 4 3 m 主缸活塞工作行程 Sp 4 3 12 3 52 89 mm 踏板总行程 S ip m 4 3 30 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 sp m ii pd 4 F 2 3 24 踏板机构及液压传动效率 0 9 is 真空助力比 ip 踏板杠杆比 dm 主缸直径 mm p 管路压力 MPa 管路压力 p 10MPa 计算所需踏板力 F 3 14 25 4 25 4 10 4 4 3 7 5 0 9 174 5N 由以上计算可知 制动踏板力 F 500N 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 63 6 驻车制动校核 3 6 13 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 ZU F dZ F 3 25 sincos Fz gu ha L mg mgsinFf Professional 制动系统设计计算报告 13 16 3 26 sincos Fz gd ha L mg mgsinFf 可得汽车在上 下坡路上停驻时的坡度倾角 u d 分别为 g hL arctan a u g hL arctan a d 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 maxu maxd 0 515 6512 22 0 619 114 25 0 722 6316 19 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 23 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 73 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 max2单 j g hb b g202 2 5 0 空载 max1单 j g ha a g101 1 5 0 制动距离计算公式同式 3 22 计算结果如下表 4 Professional 制动系统设计计算报告 14 16 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 s2 4 33 2 9 单回路满载制动减速度 m s2 3 62 2 9 50km h 单回路空载制动距离 m 27 1 38 50km h 单回路满载制动距离 m 31 5 38 80km h 单回路空载制动距离 m 64 8 93 3 80km h 单回路满载制动距离 m 76 93 3 3 83 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 13 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 2 4 p m sp d iFi 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 后制动器制动力分别为 Fu1 5640 2N Fu2 2283 4N 3 8 23 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 F 1 空 5974 6N F 2 空 2414 2N F 1 满 11802 2N F 2 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 空1max j 2 m F 4 63m s2 满1max j 2 m F 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 满1max j 3 65m s2 1 7 m s2 空载 平均制动减速度 空1max j 4 63m s2 1 5 m s2 可见设计符合法规要求 3 93 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 Professional 制动系统设计计算报告 15 16 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 f a f tA vvm e 2 2 1 2 2 2 1 2 W mm 3 27 1 2 2 1 2 2 2 1 r a r tA vvm e 2 W mm 3 28 j vv t 21 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 2 V0 汽车回转质量换算系数 紧急制动到 2 v 0 时 可近似认 为 1 1 V100km h 27 8m s j 制动减速度 取 2 j0 6g5 89m s