制動系統(tǒng)設計計算書

1、密級：編號：“中國高水平汽車自主創(chuàng)新能力建設”項目名稱：“中氣”底盤研究與開發(fā)制動系統(tǒng)設計計算書編制： 日期：校對：日期：審核：日期：批準：日期：上海同濟同捷科技股份有限公司長春孔輝汽車科技有限公司2008 年 12 月中國高水平汽車自主創(chuàng)新能力建設底盤制動系統(tǒng)設計計算書目錄1基本參數(shù)輸入 .- 1 -2制動系統(tǒng)的相關法規(guī) .- 2 -3整車制動力分配計算 .- 2 -3.1汽車質心距前后軸中心線距離的計算 .- 2 -3.2理想前后地面制動力的計算 .- 2 -3.3前后制動器缸徑的確定 .- 4 -3.4確定制動力分配系數(shù) .- 5 -3.5確定同步附著系數(shù) 0 .- 5 -4制動力分配曲

2、線的分析 .- 5 -4.1繪制 I 曲線和 曲線 .- 5 -4.2前后制動器制動力分配的合理性分析 .- 6 -4.2.1制動法規(guī)要求 .- 7 -4.2.2前后軸利用附著系數(shù)曲線的分析 .- 7 -5制動系統(tǒng)結構參數(shù)的確定 .- 9 -5.1制動管路的選擇 .- 9 -5.2制動主缸的結構參數(shù)的確定 .- 9 -5.2.1輪缸容積的確定 .- 10 -5.2.2軟管容積增量的確定 .- 10 -5.2.3主缸容積的確定 .- 10 -5.2.4主缸活塞直徑的確定 .- 11 -5.2.5主缸行程的確定 .- 11 -5.3踏板機構的選擇 .- 11 -5.4制動踏板杠桿比的確定 .- 1

3、2 -5.4.1真空助力比的確定 .- 12 -5.4.2踏板行程的確定 .- 12 -5.4.3主缸最大壓力的確定 .- 12 -5.4.4主缸工作壓力的確定 .- 13 -中國高水平汽車自主創(chuàng)新能力建設制動系統(tǒng)設計計算書5.4.5 最大踏板力的確定.- 13 -6駐車性能的計算 .- 13 -7 制動性能的校核 .- 14 -7.1制動減速度的計算 .- 15 -7.2制動距離的計算 .錯誤！未定義書簽。8結論 .- 17 -參考文獻 .- 17 - 1 -中國高水平汽車自主創(chuàng)新能力建設制動系統(tǒng)設計計算書1基本參數(shù)輸入制動系統(tǒng)設計計算需要給定的參數(shù)見表 1.表 1計算參數(shù)輸入基本參數(shù)項目代

4、號單位參數(shù)數(shù)值備注軸距Lmm2950總體組確定空載質量m1Kg1500總體組確定空載前軸質量W f 1Kg855總體組確定空載后軸質量Wr 2Kg645總體組確定空載質心高度H g1mm573總體組確定滿載質量m2Kg1925總體組確定滿載前軸質量W f 2Kg962.5總體組確定滿載后軸質量Wr 2Kg962.5總體組確定滿載質心高度H g 2mm553總體組確定車輪滾動半徑Rmm328設計值前后輪缸數(shù)量n2/2設計值前器制動半徑RB fmm135設計值后器制動半徑RBrmm107.5設計值汽車設計最高車速VKm/h220總體組確定制動踏板杠桿比ip3.5設計值前后制動器效能因數(shù)C f /

5、Cr0.76/0.76設計值前后制動器摩擦系數(shù)0.38設計值制動輪缸行程mm0.7設計值主缸行程Smmm18+18設計值- 1 -中國高水平汽車自主創(chuàng)新能力建設制動系統(tǒng)設計計算書2制動系統(tǒng)的相關法規(guī)制動系統(tǒng)的設計要符合相關的法規(guī)，目前的制動性能所遵循的法規(guī)主要是：1) GB 12676-1999汽車制動系統(tǒng)結構性能和試驗方法。2）GB 7258-2004機動車運行安全技術條件3整車制動力分配計算3.1汽車質心距前后軸中心線距離的計算根據(jù)力矩平衡原理，得出換算公式為：a =Wr LW f + Wrb =W f LW f + Wr將相關參數(shù)代入式（1），（2），并將計算結果列于表 2。表 2 質心

6、距離計算結果狀態(tài)質心距前軸距離 a質心距后軸距離 b滿載14751475空載1268.51681.53.2 理想前后地面制動力的計算hgFz1 Fz2（1）（2）圖 1 汽車受力簡圖- 2 -中國高水平汽車自主創(chuàng)新能力建設制動系統(tǒng)設計計算書汽車制動時的受力如圖 1 所示。對后輪接地點取力矩，得:Fz1 L = Gb + m dudt H g對前輪接地點取力矩，得:Fz 2 L = Ga m dudt H g式中：Fz1 地面對前輪的法向反作用力；Fz 2 地面對后輪的法向反作用力；m 汽車質量；G 汽車重力；b 汽車質心至后軸中心線的距離；a 汽車質心至前軸中心線的距離；H g 汽車質心高度；

7、du/dt汽車減速度。則可求得地面法向反作用力為：GH g duFz1=b +gLdtGH g duFz 2=a gLdt在任何附著系數(shù)的路面上，前、后車輪同時抱死的條件是：前、后輪制動器制動力之和等于附著力；并且前、后輪制動器制動力分別等于各自的附著力，即：F1 + F 2= GF= F=G(b + H)（3）1z1LgF= F=G(a Hg)（4） 2z 2L式中 F1 前輪制動器制動力；- 3 -中國高水平汽車自主創(chuàng)新能力建設制動系統(tǒng)設計計算書F 2 后輪制動器制動力； 地面附著系數(shù)。代入相關參數(shù)，這里取常用路面附著系數(shù) =0.8，計算出滿載狀態(tài)下理想的前后地面制動力為：F1 = Fz1

8、 =9809.288 N。F 2 = Fz 2 =5282.712 N。3.3前后制動器缸徑的確定根據(jù)汽車理論，實際制動力的分配曲線是在理想的制動力分配曲線的基礎上獲得的。即實際前后地面制動力的表達式為：FB1 = 2C f / 4 D f 2 Pf RB fRFB 2 =2Cr / 4 D 2 P RBrrrR地面制動力和制動器制動力在數(shù)值上相等。所以，前后輪缸直徑的計算式如下：D f =2 FB1R（5）Pf C fRB fDr =2 FB2R（6）Pr Cr RBr式中： Df 、 Dr 前后輪缸直徑；FB1 、 FB2 前后地面制動力；C f 、 Cr 前后制動器效能因數(shù)；RBf 、

9、RBr 前后制動器工作半徑；Pf ， Pr 管路壓力。在制動時一般不超過 812MPa。選取常用壓力 8MPa。- 4 -中國高水平汽車自主創(chuàng)新能力建設制動系統(tǒng)設計計算書計算得出前后輪缸直徑為 D f =48.7 mm， Dr =41.09 mm。輪缸直徑經過圓整，并應符合HG2865-1997 標準規(guī)定的尺寸系列。所以。確定前后輪缸直徑為：D f =50 mm， Dr =40 mm.3.4確定制動力分配系數(shù)制動力分配系數(shù)定義為：用前制動器制動力與汽車總的制動器制動力之比來表明分配的比例。即：=FB1（7）F+ FB1B2=0.662。3.5 確定同步附著系數(shù)0同步附著系數(shù)反應汽車制動性能的一

10、個參數(shù)。同步附著系數(shù)用解析法求得的表達式為：0=L b（8）H g代入相關參數(shù)到式（8），得：空載時同步附著系數(shù)為 0.474。滿載時同步附著系數(shù)為 0.864。4制動力分配曲線的分析4.1繪制 I 曲線和曲線根據(jù)公式（3）、（4），代入不同附著系數(shù)值，得到一組關于前后制動器制動力的計算數(shù)據(jù)，并將計算數(shù)據(jù)繪成以 F1 ， F 2 為坐標的曲線，即為理想的前后輪制動器制動力分配曲線，并將 曲線繪在同一坐標系內。見圖 2- 5 -中國高水平汽車自主創(chuàng)新能力建設制動系統(tǒng)設計計算書圖 2 理想制動力分配曲線4.2前后制動器制動力分配的合理性分析汽車的制動力的分配合理性，可以用二種方法來描述：一是用理想

11、制動力分配線來描述，二是用利用附著系數(shù)與制動強度之間的關系來描述。下文所用參數(shù)說明如下： 利用附著系數(shù)；Z 制動強度； f 、r 前后軸利用附著系數(shù)；0 同步附著系數(shù)； 制動力分配比；- 6 -中國高水平汽車自主創(chuàng)新能力建設制動系統(tǒng)設計計算書 附著系數(shù)利用率；4.2.1制動法規(guī)要求(1) 利用附著系數(shù) 在 0.2-0.8 之間，制動強度 Z 0.1+ 0.85( 0.2) ，或利用附著系數(shù) (Z + 0.07) / 0.85 。(2) Z 值在 0.15-0.8 之間，車輛處于各種載荷狀態(tài)時， f 線應在r 線之上，但 Z 值在 0.3-0.45 之間時，若r 不超過 = Z 線以上 0.05

12、，則允許r 線位于 f 線之上。4.2.2前后軸利用附著系數(shù)曲線的分析求得前軸利用附著系數(shù)f 曲線為： f = Z（9）1 (b + Z H g )L求得后軸利用附著系數(shù)f 曲線為： r =(1 ) Z（10）1 (a Z H g )L將上述關系式繪成曲線，即前后軸利用附著系數(shù)與制動強度的關系曲線，見圖 3。利用附著系數(shù)越接近制動強度，則路面附著條件就發(fā)揮的越充分，汽車制動力的分配合理性就越高。按照利用附著系數(shù)曲線圖來考慮，為了防止后輪抱死并提高制動效率，前軸利用附著系數(shù)曲線應總在 45 度對角線下方，即總在后軸利用附著系數(shù)曲線下方，同時還應靠近圖中 = Z 曲線。結論：空滿載狀態(tài)下，汽車制動

13、力的分配比較合理。- 7 -中國高水平汽車自主創(chuàng)新能力建設制動系統(tǒng)設計計算書- 8 -中國高水平汽車自主創(chuàng)新能力建設制動系統(tǒng)設計計算書圖 3 前后軸利用附著系數(shù)與制動強度的關系曲線5 制動系統(tǒng)結構參數(shù)的確定5.1制動管路布置的選擇通過比較各種布置型式，可知：X 型回路其特點是一回路失效時仍能保持 50%的制動效能，并且制動力的分配系數(shù)和同步附著系數(shù)沒有變化，保證了汽車制動時與整車負荷的適應性。所以綜合考慮，選用常用的 X 型管路布置。5.2制動主缸的結構參數(shù)的確定計算所用參數(shù)說明如下：V 全部輪缸工作容積容積；- 9 - 10 -中國高水平汽車自主創(chuàng)新能力建設制動系統(tǒng)設計計算書Vm = 1.1

14、(V +V )（14）主缸工作容積Vm =10408.629 mm3 。5.2.4主缸活塞直徑的確定制動主缸活塞直徑 dm 和主缸行程 Sm 可由下式確定：dm =4Vm（15）Sm 得出主缸活塞直徑為 dm =19.19mm。由于主缸液壓太高會對主缸缸徑產生很大影響，兼顧制動管路的壓力要求，綜合考慮，主缸活塞直徑應符合標準 QC/T311-1999,故選用主缸缸徑為 dm =22mm。制動主缸直徑為 dm =22mm。5.2.5 主缸行程的確定根據(jù)公式：Sm =Vm（16） dm21/ 4計算得到 Sm =27.395 mm（18+18）mm。主缸行程應符合標準 QC/T311-1999 的

15、規(guī)定尺寸系列。主缸行程為 Sm =30 mm5.3踏板機構的選擇設 Fm 主缸推桿的工作壓力Fp 踏板力。按照 GB12676 的關于踏板力的要求， Fp 不大于 500N,取 Fp =400Nmax，ip 踏板力比S p 踏板行程- 11 -中國高水平汽車自主創(chuàng)新能力建設制動系統(tǒng)設計計算書 助力器助力比P 工作壓力。常用工作壓力為 P = 8 Mpa。5.4制動踏板杠桿比的確定制動踏板杠桿比初選 ip =3.5即 ip =3.55.4.1真空助力比的確定根據(jù)機械原理得到公式：Fm = dm2 P= Fp ip（17）4根據(jù)公式計算得到： =1.65。計算得到的真空助力比偏小，所以將助力比調整

16、到 =5 真空助力比為 =5。5.4.2踏板行程的確定根據(jù)經驗公式：S p = Sm ip（18）即 S p =105mm。按照 GB7258-2004 規(guī)定，踏板全行程乘用車不應大于 120 mm。所以該踏板行程符合國標要求。踏板行程 S p =105mm。5.4.3主缸最大壓力的確定設主缸的最大工作壓力為 Pmax ，則根據(jù)公式： dm2 P= Fp ipmax（19）4得 Pmax = 18.42 Mpa。- 12 -中國高水平汽車自主創(chuàng)新能力建設制動系統(tǒng)設計計算書主缸最大壓力 Pmax = 18.42 Mpa。5.4.4 主缸工作壓力根據(jù)理想的地面制動力與實際提供的制動器制動力相等的原

17、則，即FB1 =2C f / 4 D f2 Pf RB fRFB 2 =2Cr / 4 D2 P RBrrrR即核算出主缸壓力為： Pf = Pr =7.98 MPa主缸工作壓力為 P = Pf = Pr =7.98 MPa。5.4.5最大踏板力的確定根據(jù)公式（17）Fm = dm2 P= Fp ip4計算最大制動踏板力。代入相關參數(shù)，dm =22mm， P =7.98 MPa， =5， ip =3.5。計算得到：最大踏板力 Fp =241 N（20）（21）根據(jù)法規(guī) GB7258-2004 規(guī)定，制動的最大踏板力對于乘用車不應大于 500 N。設計時，緊急制動（約占制動總次數(shù)的 510）踏板

18、力的選取范圍，轎車為 200300N。所以此制動踏板力滿足條件。6 駐車性能計算根據(jù)汽車在上坡路停駐時的受力情況，由此可以得到汽車在上坡路停駐時的后軸車輪的附著力,同理得到汽車在下坡路停駐時的后軸車輪的附著力.根據(jù)后軸車輪附著力與制動力相等的條件可求得汽車在上坡路和下坡路停駐時的極限坡度角。- 13 -中國高水平汽車自主創(chuàng)新能力建設中國高水平汽車自主創(chuàng)新能力建設制動系統(tǒng)設計計算書7.1 制動減速度的計算按照 GB7258-2004 機動車運行安全技術條件規(guī)定的路面進行滿載和空載制動試驗，路面附著系數(shù)要求 0.7，因此，計算當 =0.7 且無 ABS 時的制動減速度。滿載時，路面附著系數(shù) =0.

19、7 小于滿載同步附著系數(shù) 0 =0.864，制動時前輪先抱死，后輪后抱死，可能得到的滿載最大總制動力為：FXb max 2=Gbb + ( 0 )H g制動減速度:jFXb max 2bg（24）max2mb + (0 )H g空載時，路面附著系數(shù) =0.7 大于同步附著系數(shù)為 0 =0.41，制動時后輪先抱死，前輪后抱死，可能得到的空載最大總制動力為：FXb max1=Gaa + ( 0 )H g制動減速度:jFXb max1ag（25）max1ma + ( 0 )H g計算結果如下：空載時制動減速度:jmax1 6.22 m/s2滿載時制動減速度:jmax2 6.46 m/s2結論：GB7

20、258-2004 規(guī)定：滿載時，乘用車的平均減速度應大于等于 5.9m/s2；空載時，乘用車的平均減速度應大于等于 6.2m/s2。制動系的制動減速度在空滿載情況下均滿足法規(guī)規(guī)定。7.2 制動距離的計算制動距離公式為：- 15 -中國高水平汽車自主創(chuàng)新能力建設制動系統(tǒng)設計計算書S =1( 2 + ) u0 +u 220（26）3.6225.92 jmaxu0 制動初速度，km/h；jmax 最大制動減速度，m/s2； + + 222制動器起作用時間 0.2s0.9s，取()=0.25s。22在 0.7,且未安裝 ABS 時，計算結果如下(制動減速度按 7.1 結果代入計算)：當 u0 =80 km/h，得: S滿 43.78m、 S空 4