某车型制动系统设计计算报告.

1、Professional密级 : 编号：制动系统设计计算报告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 103.3 真空助力器主

2、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IProfessional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

3、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。1.3 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

4、配是否合理。2 制动系统设计的输入条件2.1 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/s 26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

5、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 / 满载质量kgmu/ ml1712 /2170空载 / 满载轴距mmL2620/2620空载 /满载质心高mmhgu / hgl660/672空载前/ 后轴轴荷kgm fu / mru1004 /708满载前/ 后轴轴荷kgm fl / mrl1110 /1060空载前/ 后轴到质心水平距离mmau / bu1084/1536满载前/ 后轴到质心水平距离mmal/ bl1280/1340车轮滚动半径mmR3472.3 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

6、mmrf/ rr118/120.5样车测量前 / 后制动器摩擦片摩擦系数ff/ fr0.38参考值前 / 后制动器效能因数BFf/ BFr0.76参考值制动主缸直径mmdm25.4供应商提供制动主缸总行程mmm30.7供应商提供前 / 后轮缸直径mmdf/dr42.9/38.2供应商提供前 / 后制动器摩擦片间隙mm（ 两边之和）f/ r0.7/0.7参考值真空助力比is7.5供应商提供制动踏板杠杆比ip4.3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：制动系统设计计算报告29/16图

7、 2 制动工况受力简图由图2，对后轮接地点取力矩得:Fz1L Gb m du hg （3-1 ）z1dt g式中：Fz1地面对前轮的法向反作用力，N；G 汽车重力，N；b 汽车质心至后轴中心线的水平距离，m；m 汽车质量，kg；hg 汽车质心高度，m；L 轴距，m；du 汽车减速度， m/s2。 dt对前轮接地点取力矩，得:3-2)duFz2L Ga mhg （dt式中：Fz2地面对后轮的法向反作用力，N；a 汽车质心至前轴中心线的距离，m。令 du zg，z称为制动强度，则可求得地面法向反作用力为dtFz1 G （b zhg ）/ L3-3）前、 后轮都抱死（不论是同时抱死还是g（为同步附着

8、系数）。地面作用于3-4)F z2 G （a zh g ） / L （若在不同附着系数的路面上制动，分别先后抱死），此时FXb F G 或 dudt前、后车轮的法向反作用力为Fz1 (bhg )LFz2G(ahg)L3.1.2 理想前后制动力分配曲线及线 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（ Fu F 1 F 2）等于汽车与地面附着力F （F 1 F 2）；并且前、后轮制动器制动力F 1、 F 2分别等于各自的附着力F 1、 F 2，即：F1 F2 GF 1Fz1F 2Fz2（3-5 ）或F1 F2 GF 1Fz1F

9、 2Fz2将式（ 3-4）代入上式，得F1 F2 GF 1 b hgF 2 a hg （3-6 ）根据式（ 3-4） 、 （ 3-5）及（3-6）式，消去变量，得1 G2 4hg L Gb3-7)3-4 ）式，得F2 12hGg b2 Gg F1 (Ghgb 2F1)F 1F 1(bhg)前制动器制动力：后制动器制动力：11 L g (3-8 )F 2F 2(ahg)L(3-9 )由此可以建立由F 1和 F 2的关系曲线，即I 曲线。3.1.2.2 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

10、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；Fu1F 1制动力分配系数：Fu F 1 F 2 （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：Tf 2fNr （3-11）式中f 摩擦系数；N 单侧制动块对制动盘的压紧力， N 14 p d 2 ；p 轮缸液压压强MPa；r 作用半径 （ 取平均半径Rm ） ；2） 制动器效能因数的计算3 盘式制动器

11、的计算用图由汽车设计（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，BF TfPr式中 T f 制动器的摩擦力矩；r 制动盘的作用半径 （ 取平均半径R m ） ；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2 fP , 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：（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的扇形摩擦衬块其径向尺寸不大，取 r 为平均半径Rm 或有效半径Re，则计算其平均半径为：

12、RmR1R223-13)式中 R1 ， R2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23-14)2p1 dfrf BFf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。前、后

13、轮制动器制动力公式：d2frfFu1 2 p1nfBFf3.1.3 制动力及管路压力校核42RFu 2 2 p2r nr BFr r4R （3-17）式中： F 1 、 F 2 前、后轮制动器制动力，N；p 1 、 p 2 前、后轮缸液压压强，MPa；df、 dr 前、后轮缸直径，m；nf 、 n r 前、后制动器单侧油缸数目 （仅对于盘式制动器而言）；BFf 、 BFr 前、后制动器效能因数；rf、 rr 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：pf pr =10MPa可得 , 前后制动器提供的制动力为：F 1a z hg g =14765N， F 2 =5978N

14、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：F1=11802N， F 2 =4785N。由（3-17）可以推导出管路压力公式2p 2 F R/ d n BF r （3-18 ）由上式计算在满载时，前、后轮同时抱死的管路压强为：pf 7.902MPa pr =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

15、关系曲线F1zFz1L1b z hg3-19)r F2Fz2：1z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）利用附着系数和制动强度曲线k=(z+0.07)/0.96k=z+0制动强度 .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

16、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 0.7，因此，计算=0.75 无 ABS时的制满载时，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FB2=G2b2 /b 2+( - o)hg 2(3-20)j FB2b2g2max m2 b2 ( 0 )hg2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FG1a1a1 (0 )hg1 (3-21 )j FB1a1gj 1maxg制动减速度m1 a1 （ 0）hg1计算结果如下：满载时制动减速度j2max7.24 m/s2空载时制动减速度j1max8.67 m

17、/s2GB7258-2004 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：1'''V2S ( '2 )V3-22)3.6 2225.92jmaxjm axV 制动初速度， km/hm/s22 2 制动器起作用时间， 0.2s 0.9s '''22 0.35s取 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

18、.2.1 计算 ）V=80 km/h 由式(3-22)得满载su 41.9 m、空载sl 36.3 m当 V=50 km/h 由式（ 3-22）得 满载 su 18.2 m、空载sl 15.98 m按GB12676-1999汽车制动系统结构，性能和试验方法规定，车辆在0.7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50.67 m。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0.7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

19、。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。50.68 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。50.69 制动主缸行程校核12V d2根据4，得：d 前后轮缸直径:前轮缸工作容积: V1 2× 3.14 × 42.9 ×4 2.9× 0.7÷ 4=2022.6 (mm3)后轮缸工作容积: V2 3.14 × 38.2 × 38.2 × 0.7÷ 4=801.8(mm3)考虑软管变形，主缸容积为Vm 1.1 ×

20、 2( V1+V2)6213.7(mm3)12Vm /(dm2 )S04主缸实际行程：6213.7÷(3.14 × 25.4 × 25.4 ÷ 4) =12.3 (mm)主缸实际行程为12.3 mm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)Sp ip m ip ：制动踏板杠杆比4.3m ：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=132.01 mm踏板设计最大行程为

21、132.01 mm，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： 1Fdm2 p制动踏板踏板力： ：踏板机构及液压传动效率， is ：真空助力比 ip ：踏板杠杆比 dm：主缸直径，4ipis (3-24)0.9mmp：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&#

22、215; 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。3.6 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FZU 、FZd 分别为：mgFzu(acoshg sin ) Ff mgsin3-25)mgFzd(acoshg sin ) Ff mgsin3-26)可得汽车在上、下坡路上停驻时的坡度倾角u、d分别为：au arctanuLhgd arctanu max (

23、 °)d max ( °)0.515.6512.220.619.114.250.722.6316.190.826.1917.97aL hg3表 3 满载汽车可能停驻的极限上、下倾角按照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%（ 10.2 o）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

24、/2 ，因此，制动减速度计算公式为：满载：0.5b2j 2单 maxb2( 0 )hg20.5a1空载：j 1单 max a1(0 )hg1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/s2)4.33 2.9单回路满载制动减速度(m/s2)3.62 2.950km/h 单回路空载制动距离(m)27.1 3850km/h 单回路满载制动距离(m)31.5 3880km/h 单回路空载制动距离(m)64.8 93.380km/h 单回路满载制动距离(m)76 93.33.8 传能装置部分失效剩余制动力校核在真空助力

25、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。4Fi pis dm23.8.1 制动器提供的制动力计算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=3.82 MPa由公式 3-17 计算得前、后制动器制动力分别为：Fu1=5640.2 N 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：F 1空 =5974.6N F 2空 = 2414.2NF 1满 = 11802.2

26、N 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：Fj1max空 m2 =4.63 m/s2Fj1max满 m2 = 3.65 m/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j1max满 =3.65 m/s2 1.7 m/s 2，空载平均制动减速度j1max空 =4.63m/s2 1.5 m/s 2 ，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

27、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，221ma (v1v2 )ef22 2tA f(W/mm )er221ma (v1v2 )22tAr(1)2 (W/mm 2 )3-27)3-28)t v1 v23-29)2A212ma2t(ev21) (1)3-46,kg ；式中：ma满载质量V 1、 V2制动初速度、终速度，对于轿车取V2 0，汽车回转质量换算系数 , 紧急制动到v2=0时， 可近似认为=1；V1 100km / h=27.8m/s ；2j 制动减速度 , 取 j 0.6g 5.89m/ s ；Af、 Ar每个前、

28、后制动器摩擦面积，mm2te13-45。经测量，前制动器摩擦面积Af 2758 mm2后制动器摩擦面积Ar 2758 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 = 9.28 W/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2A11 ma (v1 )A1 =11499.1 mm2A2 =4651.3 mm24 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00.712同步附着 系数满载010.78空载020.50制动减速 度空载j1max( m/s2)8.676.2满载j 2max ( m/s2)7.245.9满载时汽车可能停驻的极限 上、下坡倾角u