制动系统设计计算报告

1、编号：-DPJS-011制动系统设计计算报告项目名称：A级三厢轿车设计开发项目代号:编制:日期:校对:日期:审核:日期:批准:日期:2011年03月目录1 系统概述 11.1 系统设计说明 11.2 系统结构及组成 11.3 系统设计原理及规范 22 输入条件 22.1 整车基本参数 22.2 制动器参数 32.3 制动踏板及传动装置参数 32.4 驻车手柄参数 43 系统计算及验证 43.1 理想制动力分配与实际制动力分配 43.2 附着系数、制动强度及附着系数利用率 73.3 管路压强计算 93.4 制动效能计算 113.5 制动踏板及传动装置校核 143.6 驻车制动计算 173.7 衬

2、片磨损特性计算 194 总结 195 制动踏板与地毯距离 21参考 文 献 211系统概述1.1 系统设计说明只有制动性能良好、制动系统工作可靠的汽车才能充分发挥其动力性能。因此，在 整车新产品开发设计中制动系统的匹配计算尤为重要。LF7133是在标杆车的基础上设计开发的一款全新车型， 其制动系统是在标杆车制动 系统为依托的前提下进行设计开发。根据项目要求，需要对制动系统各参数进行计算与 校核，以确保制动系统的正常使用，使系统中各零部件之间参数匹配合理，并且确保其 满足国家相关法律法规的要求。1.2 系统结构及组成经双方确认的设计依据和要求，LF7133制动系统采用同国内外大量 A级三厢轿车-

3、 致的液压制动系统。制动系统包含以下装置：行车制动系统：根据车辆配置选择前后盘式或前盘后鼓制动器，制动踏板为吊挂式 踏板，带真空助力器，管路布置采用相互独立的 X型双管路系统；驻车制动系统：为机械式手动后鼓式制动，采用远距离棘轮拉索操纵机构；应急制动系统：行车制动系统具有应急特性，应保证在行车制动只有一处管路失效 的情况下，满足应急制动性能要求。LF7133制动系统主要由如下部件组成。结构简图如图1所示：图1制动系统结构简图1.真空助力器带制动主缸总成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控制器1.3 系统设计原理及规范本计算报告根据总布置提供的整车参数、制动器与

4、总泵及真空助力器厂家提供的数 据、制动踏板、驻车操纵机构选型进行匹配计算，校核前/后制动力、制动效能、制动踏板力、驻车制动手柄力及驻坡极限倾角等，用以验证制动系统设计的合理性。本报告 基于ABS不介入制动作用的前提下进行计算。制动系统设计规范1）基本要求：车辆应具备行车制动、应急制动、驻车制动功能。2）法规要求：行车制动性能要求表1行车制动性能要求法规名称车辆类型制动初速度（Km/h）制动距离（m减速度（m/s2）GB7528乘用车50w 20> 5.9GB21670乘用车100w 70> 6.43应急制动性能要求表2应急制动性能要求法规名称车辆类型制动初速度（Km/h）制动距离（

5、m减速度（m/s2）GB7528乘用车50w 38> 2.9GB21670乘用车100w 168> 2.44驻车制动性能要求GB 21670-2008乘用车制动系统技术要求及试验方法规定能使满载车辆在20%的上下坡道上保持静止。操纵力要求GB7258-2004机动车运行安全技术条件的要求，其中的踏板力要求w500N踏板行程不超过120mm驻车制动操纵手柄力w 400N。2输入条件2.1 整车基本参数LF7133整车输入参数见表 3:表3整车输入参数项目空载、卄 +、， 满载备注代号数值代号数值空载质量，Kgml1210m21475空载：整备质量+110前轴载何，Kg730788后轴

6、载何，Kg480687质心高，mmHgir 450H2 :511质心距前轴距离，mmafi1011.6a“1187.7质心距后轴距离，mmbri11538.4br21362.3轴距，mmL 2550车轮滚动半径，mmR 293185/60 R15 84H2.2 制动器参数制动器基本参数见表4:表4制动器参数项目前制动器（盘式）后制动器（鼓式）轮缸直径，mm5419.05摩擦片摩擦系数0.380.38制动器效能因数0.762.24制动半径,mm105.2100摩擦片间隙（两边之和）,mm0.412.3 制动踏板及传动装置参数制动时脚操纵制动踏板输入力经踏板臂与真空助力器放大，以便减轻驾驶劳动强

7、度。制动踏板及传动装置参数见表 5：表5制动踏板及传动装置参数项目数值备注制动踏板杠杆比2.77全行程，mm87效率因数0.85真空助力器结构型式单膜片式膜片直径9英寸真空助力比7.4拐点38.18daN 62.61bar待供应商确认真空度，Kpa66.7制动主缸结构型式中心阀式待供应商确认主缸直径，mm20.64总行程，mm43活塞空行程，mm1.5推杆与活塞间隙，mm1.52.4驻车手柄参数33.13.1.系统计算及验证理想制动力分配与实际制动力分配1 制动力理论分析地面作用于前、后车轮的法向反作用力如图 2所示:眄 1 J 冷Cl 丁 =乃二 1 Fz2一L 图2制动工况受力简图由图2,

8、对后轮接地点取力矩得FziLGbdu m一 dthg式中：Fzi 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，ml轴距，mdudt汽车减速度，m/s2制动手柄及机械效率因素参数见表 6: 表6驻车手柄参数项目数值杠杆比：7.2效率因数0.9对前轮接地点取力矩，得duFz2L Ga mhgdt g式中：Fz2地面对后轮的法向反作用力，N;汽车质心至前轴中心线的距离，m。3.1.2 理想制动力与力矩在不同附着系数的路面上，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的地面附着力；并且前、后轮制动器制动力F 1、F 2分

9、别等于各自的附着力，即为理想的前后制动力与力矩。汽车附着力与力矩计算公式：前轮（一个）Fi 丄G（bhg）M i -（b hg） R2 Lg2 Lg后轮（一个）F2 -G（ahg）M 2 -G（ahg） R2 L2 L可得出不同附着系数时理想制动力与力矩，见下表7:表7理想制动力与力矩附着 系数空载附着力N（ 一 个）空载附着力矩N.M（ 一个）满载附着力N（ 一 个）满载附着力矩N.M（ 一个）前轮后轮前轮后轮前轮后轮前轮后轮0000000000.1368.1629224.7371107.871765.84796400.6033322.1467117.376894.388970.2757.2

10、518428.5482221.8748125.5646830.1734615.3266243.2408180.29070.31167.266611.4335342.0091179.151288.71879.5399377.5921257.70520.41598.207773.3929468.2747226.60411776.2131114.787520.4306326.63240.52050.074914.4265600.6715267.9272292.6841321.066671.7563387.07250.62522.8661034.534739.1997303.11852838.1214

11、98.38831.5693439.02520.73016.5841133.716883.8591332.17883412.5241646.726999.8695482.49080.83531.2281211.9721034.65355.10774015.8941766.1061176.657517.46910.94066.7981269.3021191.572371.90544648.2311856.5191361.932543.960114623.2941305.7061354.625382.57185309.5341917.9661555.694561.96393.1.3 实际制动力分配比

12、制动力分配系数F u1由汽车设计（吉林工大，张洪欣主编，第2版）制动器效能因数定义:BFMbF。 r得 Mb Fo BF rMb而由制动器制动力矩产生的车轮周缘力 Fb 飞故FbF。r BFRFoP d24P Fb = d2BF r4Rp为液压系统中的压力d为轮缸活塞的直径 BF为制动器效能因数 r为制动器的作用半径 R为车轮的滚动半径 Ml 为制动器摩擦副间的制动力矩 Fo制动器轮缸的输出力Fi由制动器制动力矩产生的车轮周缘力，即制动器制动力 联立以上可得d12.BF1.r12 2d1 .BF| .r-i d2 .BF2.r2经过计算可得：见表8表8分配比相关参数前轮缸径d1 ,mm54前制

13、动器有效半径r1 ,mm105.2前制动器效能因数BF10.76后轮缸径d2 ,mm19.05后制动器有效半径r2 ,mm100后制动器效能因数BF22.24分配比0.7413.1.4 I曲线与曲线根据以上计算，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（B曲线），如图3。O50N力动制轴后d纟+ 满载I曲线> 空载I曲线 B曲线1000 2000 3000 4000 5000 6000 7000前轴制动力N000O50O50图3前后轴制动力分配曲线B曲线位于I曲线下方时，制动时前轮先抱死。由上图可知：满载I曲线与B曲线 交点处附着系数大于1,制动时总是前

14、轮先抱死。3.2 附着系数、制动强度及附着系数利用率3.2.1 同步附着系数L bhgI曲线与 曲线交点处的附着系数为同步附着系数，其为制动性能的一个重要参数, 由汽车结构参数所决定。同步附着系数:由以上计算公式，可计算出空、满载同步附着系数，计算结果见下表9:表9同步附着系数相关参数参数代号数值（空载）数值（满载）同步附着系数00.7831.034由上可知，实际空载同步附着系数为 0.783，实际满载同步附着系数为1.034。而 我国目前的道路路面状况有较大改善，一般可达 书=0.8左右，在高速路上可更高。空 载时书=0. 783满足一般路面要求，满载时因路面附着系数 V 1在任何路面下均满

15、足前轮先抱死。由于本车采用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，同时也减轻了 ABS系统工作压力。说 明前后制动器选型合理。322制动强度和附着系数利用率由公式：F izfFz11 bLzhgF 21zrFZ21 a Lzhg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，mb 后轴到质心水平距，mz 制动强度。可绘出前后轴利用附着系数与制动强度的关系曲线，如图400+20 40, 60. 8空镒可藹空毅亏细浅載前紺廣載亏甜(Z+H04)/0,7Z/0.9一一一 78 6 42O图4利用附着系数与制动强度的关系

16、曲线为了防止后轴抱死发生危险的侧滑并提高制动效率，前轴附着系数曲线应总在45度对角线上方，同时还应靠近图中的对角线(=Z)。由上图可知，设计满足要求。GB21670制动法规要求：(1) 利用附着系数在0.20.8之间，前后轴曲线应都在直线=(z+0.04 ) /0.7下方，从上图可知，制动系统设计满足该要求。(2) 车辆处于各种载荷状态时，当制动强度 Z处于0.150.8之间时，后轴的附着 系数利用曲线不应位于前轴的附着系数利用曲线之上，从上图可知，制动系统设计满足该要求。(3) 当制动强度Z处于0.150.8之间时，后轴曲线应位于直线Z=0.9下方。从 上图可知，制动系统设计满足该要求。因此

17、，LF7133车型制动系统满足法规关于制动力在前后轴之间分配的协调性要求。 由于LF7133车型制动系统采用ABS系统，前后轴制动力分配会更加合理。3.3 管路压强计算3.3.1 管路工作极限压强1)、制动器产生极限制动力时所需管路压强管路的极限压强在不考虑管路压强损失时即为制动器产生极限制动力时的轮缸压强。理论上在不考虑ABS系统的作用应该是在地面的附着系数达到同步附着系数时管路 中的压强。但满载同步附着系数1.034大于1,实际附着系数最大为1,即附着系数为1 路面上满载时制动器产生的制动力为极限制动力。根据制动器制动力公式：PFz = d2BF4 Fz Rd2 BF r4 1919.96

18、4 29319.052 2.24 1008.81Mpa式中：P为液压系统中的压强 d为轮缸活塞的直径BF为制动器效能因数 r为制动器的作用半径R为车轮的滚动半径Fz由制动器制动力矩产生的车轮周缘力，即制动器制动力经过计算，管路压强：Rmax P2max=8.81 Mpa ；2）、制动系统所能施加的极限压强当制动踏板力施加到500N时，主缸产生的压强为制动系统能达到的极限压强FinputFp ip p 500 2.77 0.85 1178NFp 制动踏板力ip制动踏板杠杆比p制动踏板机械效率图5真空助力器与总泵曲线特性通过查图5。输入力对应1178N时主缸输出的压强约为9.4 Mpa经过以上计算

19、，可知制动过程中经过驾驶员操纵制动踏板，制动系统所能提供的极限压强大于理论制动所需要的极限压强。说明设计符合要求。而且液压制动系统管路的 极限工作压强小于10Mpa，因此本系统管路压强符合要求。332管路一般工作压强车辆一般行驶路面附着系数取0.8 ,在这样的路面上制动过程分析：在附着系数为 0.8（0.8 < o 1.034 ）的路面上制动时，前轮的压力首先达到抱死拖滑状态，当管路 中压力继续升高时，后轮制动力却随压力的升高继续增大， 直到后轮也抱死拖滑。那么， 后轮抱死拖滑时，管路中的压强已经足够大，此时管路压强为一般常见工作状态压强（简 称：一般工作压强）。同3.3.1计算方法得：

20、管路压力：P P2=8.11 Mpa ;液压制动系统管路的一般 工作压强小于10Mpa，因此本系统管路压强符合要求。3.4制动效能计算3.4.1 行车制动效能由法规要求，制动效能在满载状态下计算。为此，以车辆在良好路面（附着系数00.8 ）上满载行驶状态进行计算。1）、ABS系统不参与制动作用时的制动效能减速度:满载同步附着系数为1.034，那么在附着系数° 0.8的路面上前轮先抱死托滑。此总制动力：Fb B1 爲5416N时前轮制动力由表3-1查得：Fb1 4015.9NFb 2m2J max547.34m s21475制动距离公式为:S 36(2V225.92jmax制动初速度，

21、km/hjmax最大制动减速度，m/s2当00.8时,'222J max制动器的作用时间，取0.20.9s取0.5s7.34 m s2当V=100 km/h计算得=66.4m当V=50 km/h计算得 S=33.2m制动距离Sv 70m 符合GB 21670-2008的规定；当 V=50 km/h 计算得 S = 19.9m制动距离S< 20m 恰好符合 GB 7258-2004的规定2）、ABS系统参与制动作用时的制动效能因为ABS参与作用，前后车轮受ABS调节而同时停止运转，同步附着系数即为附着 系数°0.8 o减速度：jmax 0.8 9.8 7.84m. s2

22、制动器的作用时间，取 0.20.9s取0.5s当 V=100 km/h 计算得 S = 119m制动距离Sv 168m，符合GB 21670-2008的规定;当 00.8时，jmax 7.84m s2当 V=100 km/h 计算得 S = 63m制动距离Sv 70m,符合GB 21670-2008的规定；当 V=50 km/h 计算得 S = 19.25m制动距离S< 20m,符合GB 7258-2004的规定3.4.2 失效制动效能1）、一条制动回路失效时制动效能由于制动管路采用双回路X型布置，其最大优点是任一回路失效时，仍能保持对角 线两个车轮制动器的工作。由于同轴左、右制动器的对

23、称性，任一回路失效时，仍能剩余50%的制动力。为此，以车辆在良好路面（附着系数0 0.8 ）上满载行驶状态计算ABS系统不参与制动作用时的制动效能减速度为行车制动的50%J max12 7.343.67 m s2制动距离公式为:2V2V制动初速度，km/hJmax最大制动减速度，m/s225.92 Jmax制动距离S< 38m 符合GB 7258-2004的规定ABS系统参与制动作用时的制动效能 减速度为行车制动的50%jmax 12 7.843.92m s2制动距离公式为:S 丄（：）V3.622V225.92jmax制动初速度，km/hjmax最大制动减速度，m/s2' 22

24、 2当V=100 km/h计算得制动器的作用时间，取0.20.9s取0.5s=112.3m制动距离Sv 168m 符合GB 21670-2008的规定;当V=50 km/h计算得 S=31.5m制动距离S< 38m 符合GB 7258-2004的规定2）、真空助力器失效时制动效能真空助力器失效时，制动效能计算如下:P4 500 2774.14d20.64 20.64P制动压力，MpaFp制动踏板力，N 根据法规要求，最大输入力为500N。ip制动杠杆比d 制动主缸直径，mmd2P BF r制动力计算公式：F =R5424.14 0.76 105.2前轴制动力（单侧）：42286.9N29

25、3制动距离公式为:II1'2S(2)V3.622V225.92JmaxV制动初速度，km/hJmax2取大制动减速度，m/s11' 22 2当V=100 km/h计算得制动器的作用时间,取0.20.9s取0.5sS= 95.5m制动距离Sv 168m 符合GB 21670-2008的规定;当V=50 km/h计算得S= 27.3m4.14后轴制动力（单侧）：19.05242.24 100总制动力：FB(2286.9 902) 26977.8N减速度：jmaxFb 6977.824.73 m s m21475293902N制动距离S< 38m 符合GB 7258-2004的

26、规定3.5制动踏板及传动装置校核3.5.1 主缸工作行程根据V 丄d2（一次完全制动过程中轮缸的行程）得：4123 （ 1制动间隙，2摩擦块变形量，3制动盘（鼓）变形量 试验确定）前轮缸工作容积 y = 3.14X 542x 0.8-4=1832mm3 （盘式：1=0.4, 2=0.2,3=0.2）后轮缸工作容积 V2 = 3.14X 19.052X2.5-4=712.5 mm3 （鼓式： =2.5）考虑软管变形，L左前=0.328 m； L 右前=0.328 m；L左后右后软管变形量V3 = 1.1 X（ L 左前+L 右前+L左后+L右后）=1.12 mL （系数1.1表示单位长度 的变形

27、量，单位：mL/n）主缸容积为 Vm = 2 （V1+V2） +V3 = 6210.4mm3活塞空行程：1.5mm活塞与推杆间隙：1.5mm真空助力器反馈盘变形量：3mm一 1 2主缸工作行程 So= Vm /（ dm） +1.5+1.5+3 = 24.56mm4小于主缸总行程43mm满足设计要求。3.5.2 制动踏板力及行程1）制动踏板工作行程Sp ip Soip：制动踏板杠杆比，2.77S0 :主缸行程，24.56mmSp=2.77 X 24.5=68 mm 工作行程与总行程比68/87=0.78制动踏板全行程约为87mm满足GB7258-2004的规定：液压型车制动在达到规定的 制动效能

28、时，制动工作行程不得超过踏板全行程的 4/5。同时全行程小于乘用车法规要 求120mm可见制动踏板行程满足设计要求。2）制动踏板力校核：由3.3计算可知，制动系统管路一般工作压力（以满载状态在路面附着系数为0.8的路面制动）为8.11MPa（ 81.1bar）真空助力器和总泵特性曲线（供应商 BOSC提供）,见图6：乩音MASTER C7L 0A. 020. 6J从真空助力器和总泵特性曲线中可以查出：需要输出液压为8.11 Mpa时，所对应的真空助力器输入端施加力应为 590N由 FinputFp ip p 可得 Fp FlNPUTip p 590 2.77 0.85 250.6 NFp 制动

29、踏板力ip制动踏板杠杆比p制动踏板机械效率由以上计算可知，制动踏板力Fv 500N,符合GB 12676-1999的规定，根据设计经验。制动踏板力200300是比较适宜驾驶员操纵的力。所以在采用配套真空助力器与总 泵的情况下，制动踏板力能够满足法规要求。3.6驻车制动计算361停驻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B的上坡路和下坡路上停驻时的制动力Fzu、Fzd分别为：FZd =mgL(a coshg sin ) = Ff = mgsin式中9 坡度角mgL(a coshg sin ) = Ff = mgsinhg 质心高度 m汽车满载质量L汽车轴距a汽车质心至

30、前轴中心线的距离可得汽车在上、下坡路上停驻时的坡度倾角u、 d分别为:u= arcta nL -ahgd= arcta n L因此经过计算，满载时汽车可能停驻的极限上、下坡倾角见下表。表10停驻极限上、下坡倾角umax ()dmax()0.514.5187711.958420.617.6322914.015290.720.7795215.965590.823.9418317.813220.927.1000419.562533.6.2 手柄操纵力根据汽车停驻在12o (20%上坡的坡度上计算：地面对后轮附着力：R =mg ( cos sin ) =5750.2N LL对调隙杆端点取矩:F 领 2

31、0=F 拉 101根据杆受力平衡：F领+ F拉=卩从F领=5 F拉 F从=6 F拉根据力矩平衡：1F1R= F 领 r2+ F 从 r22F 拉=765.1N此时制动鼓内受力简图如下图7所示:图7：驻车制动鼓受力简图驻车制动装置采用领从蹄式，其制动效能因数BF为2.24，根据公式由公式：F手 =2F拉 / iz =2X 765.1/7.2/0.9得 F手 = 236.4(N)按照GB12676-1999规定，驻车制动必须使满载车辆在 20( 12°)的坡道上停驻,M1 类车制动手柄力不超过400N设计方案合理。3.6.3 驻车制动效能采用GB21670法规要求计算驻车制动效能。以满载

32、状态进行计算。根据M1类车制动手柄力不超过400N,取手操控力最大为400N,此时作用于车辆的制动力 FB : (5 X 1.74 X 400+6X 0.5 X 400) X 0.9 X 100X 2/293=2875.1N减速度：jmax 區 2875.11.95m s21.5m.s2m21475减速度大于1.5 m s2满足CB21670法规要求。说明驻车系统方案合理3.7衬片磨损特性计算制动器的能量负荷常以其比能量耗散率作为评价指标。比能量耗散率又称为单位功负荷或能量负荷，它表示单位摩擦面积在单位时间内耗散的能量。双轴汽车的单个前轮制动器和单个后轮制动器的比能量耗散率分别为： 21 maW e12 2tA1公式：. 21 maW(1 )2 2tA2tV1V2j式中：ma满载质量；V1制动初速度；轿车取V1 100Kmh（27.8ms）j制动减速度；取j 0.6gt制动时间A，A2前后制动器衬片的摩擦面积经过计算得：e15.59W2e 1.33W2/mm/ mm轿车盘式制动器的比能量耗散率应不大于6.0W2，鼓式制动器的比能量耗散率/ mm应不大于1.8W2，说明前后制动摩擦块选择符合要求。/ mm4总结通过以上计算分析可知制动系统零件选型合理，制动性能满足要求，但是其中很多 数据为经验值，尚待装车做进一步优化。具体可得出如下结论：1）、制动