制动系统设计计算报告.doc

编号: DPJS011
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:
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批准: 日期:
2011年03月

目 录
1 系统概述 1
1、1 系统设计说明 1
1、2 系统结构及组成 1
1、3 系统设计原理及规范 2
2 输入条件 2
2、1 整车基本参数 2
2、2 制动器参数 3
2、3 制动踏板及传动装置参数 3
2、4 驻车手柄参数 4
3 系统计算及验证 4
3、1 理想制动力分配与实际制动力分配 4
3、2 附着系数、制动强度及附着系数利用率 7
3、3 管路压强计算 9
3、4 制动效能计算 11
3、5 制动踏板及传动装置校核 14
3、6 驻车制动计算 17
3、7 衬片磨损特性计算 19
4 总结 19
5 制动踏板与地毯距离 21
参 考 文 献 21
1 系统概述
1、1 系统设计说明
只有制动性能良好、制动系统工作可靠得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得匹配计算尤为重要。
LF7133就是在标杆车得基础上设计开发得一款全新车型,其制动系统就是在标杆车制动系统为依托得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,以确保制动系统得正常使用,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得要求。
1、2 系统结构及组成
经双方确认得设计依据与要求,LF7133制动系统采用同国内外大量A级三厢轿车一致得液压制动系统。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得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得情况下,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得整车参数、制动器与总泵及真空助力器厂家提供得数据、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得合理性。本报告基于ABS不介入制动作用得前提下进行计算。
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:
① 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
50
≤20
≥5、9
GB21670
乘用车
100
≤70
≥6、43
② 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(m)
减速度(m/s2)
GB7528
乘用车
50
≤38
≥2、9
GB21670
乘用车
100
≤168
≥2、44
③ 驻车制动性能要求
GB 216702008《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%得上下坡道上保持静止。
④ 操纵力要求
GB 72582004《机动车运行安全技术条件》得要求,其中得踏板力要求≤500N,踏板行程不超过120mm,驻车制动操纵手柄力≤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
满载
备注
代号
数值
代号
数值
空载质量,Kg
m1
1210
m2
1475
空载:整备质量+110
前轴载荷,Kg

730

788

后轴载荷,Kg

480

687

质心高,mm
Hg1　
450
Hg2　
511

质心距前轴距离,mm
af1　
1011、6
ar1　
1187、7

质心距后轴距离,mm
br1　
1538、4
br2　
1362、3

轴距,mm
L 2550

车轮滚动半径,mm
R 293
185/60 R15 84H
2、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,mm
54
19、05
摩擦片摩擦系数
0、38
0、38
制动器效能因数
0、76
2、24
制动半径,mm
105、2
100
摩擦片间隙(两边之与),mm
0、4
1
2、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,mm
87

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,Kpa
66、7

制动主缸
结构型式
中心阀式
待供应商确认
主缸直径,mm
20、64

总行程,mm、
43

活塞空行程,mm
1、5

推杆与活塞间隙,mm
1、5

2、4 驻车手柄参数
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
3 系统计算及验证
3、1 理想制动力分配与实际制动力分配
3、1、1 制动力理论分析
地面作用于前、后车轮得法向反作用力如图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:

式中: ——地面对前轮得法向反作用力,N;
——汽车重力,N;
——汽车质心至后轴中心线得水平距离,m;
——汽车质量,kg;
——汽车质心高度,m;
——轴距,m;
——汽车减速度,m/s。
对前轮接地点取力矩,得:

式中: ——地面对后轮得法向反作用力,N;
——汽车质心至前轴中心线得距离,m。
3、1、2 理想制动力与力矩
在不同附着系数得路面上,前、后车轮同步抱死得条件就是:前、后轮制动器制动力之与等于汽车得地面附着力;并且前、后轮制动器制动力分别等于各自得附着力,即为理想得前后制动力与力矩。
汽车附着力与力矩计算公式:
前轮(一个)
后轮(一个)
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
0
0
0
0
0
0
0
0
0
0、1
368、1629
224、7371
107、8717
65、84796
400、6033
322、1467
117、3768
94、38897
0、2
757、2518
428、5482
221、8748
125、5646
830、1734
615、3266
243、2408
180、2907
0、3
1167、266
611、4335
342、0091
179、15
1288、71
879、5399
377、5921
257、7052
0、4
1598、207
773、3929
468、2747
226、6041
1776、213
1114、787
520、4306
326、6324
0、5
2050、074
914、4265
600、6715
267、927
2292、684
1321、066
671、7563
387、0725
0、6
2522、866
1034、534
739、1997
303、1185
2838、12
1498、38
831、5693
439、0252
0、7
3016、584
1133、716
883、8591
332、1788
3412、524
1646、726
999、8695
482、4908
0、8
3531、228
1211、972
1034、65
355、1077
4015、894
1766、106
1176、657
517、4691
0、9
4066、798
1269、302
1191、572
371、9054
4648、231
1856、519
1361、932
543、9601
1
4623、294
1305、706
1354、625
382、5718
5309、534
1917、966
1555、694
561、9639
3、1、3 实际制动力分配比
制动力分配系数
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: 得
而由制动器制动力矩产生得车轮周缘力
故

=
p——为液压系统中得压力
d——为轮缸活塞得直径
BF——为制动器效能因数
r——为制动器得作用半径
R——为车轮得滚动半径
Mμ——为制动器摩擦副间得制动力矩
F0——制动器轮缸得输出力
Fμ——由制动器制动力矩产生得车轮周缘力,即制动器制动力
联立以上可得
经过计算可得:见表8
表8 分配比相关参数
前轮缸径
,mm
54
前制动器有效半径
,mm
105、2
前制动器效能因数

0、76
后轮缸径
,mm
19、05
后制动器有效半径
,mm
100
后制动器效能因数

2、24
分配比

0、741
3、1、4 I曲线与b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)与实际前后制动力分配曲线(β曲线),如图3。

图3 前后轴制动力分配曲线
β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β曲线交点处附着系数大于1,制动时总就是前轮先抱死。
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
I曲线与b曲线交点处得附着系数为同步附着系数,其为制动性能得一个重要参数,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

0、783
1、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。而我国目前得道路路面状况有较大改善,一般可达ψ＝0、8左右,在高速路上可更高。空载时ψ=0、783满足一般路面要求,满载时因路面附着系数＜1在任何路面下均满足前轮先抱死。由于本车采用ABS调节前后制动器得制动力,故在任意附着系数路面时,实际前、后制动器制动力分配就是近似符合I曲线得,同时也减轻了ABS系统工作压力。说明前后制动器选型合理。
3、2、2 制动强度与附着系数利用率
由公式 :
式中:——前轴利用附着系数;
——后轴利用附着系数;
a ——前轴到质心水平距,m;
b ——后轴到质心水平距,m;
z —— 制动强度。
可绘出前后轴利用附着系数与制动强度得关系曲线,如图4。
图4 利用附着系数与制动强度得关系曲线
为了防止后轴抱死发生危险得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,同时还应靠近图中得对角线(Φ=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Φ在0、2～0、8 之间,前后轴曲线应都在直线Φ=(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、15～0、8之间时,后轴得附着系数利用曲线不应位于前轴得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、15～0、8之间时, 后轴曲线应位于直线Z=0、9Φ下方。从上图可知,制动系统设计满足该要求。
因此,LF7133 车型制动系统满足法规关于制动力在前后轴之间分配得协调性要求。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
管路得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得轮缸压强。理论上在不考虑ABS系统得作用应该就是在地面得附着系数达到同步附着系数时管路中得压强。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得制动力为极限制动力。
根据制动器制动力公式:
=
=

式中:P——为液压系统中得压强
d——为轮缸活塞得直径
BF——为制动器效能因数
r——为制动器得作用半径
R——为车轮得滚动半径
Fz——由制动器制动力矩产生得车轮周缘力,即制动器制动力
经过计算,管路压强:=8、81;
2)、制动系统所能施加得极限压强
当制动踏板力施加到500N时,主缸产生得压强为制动系统能达到得极限压强。

——制动踏板力
——制动踏板杠杆比
——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时主缸输出得压强约为9、4
经过以上计算,可知制动过程中经过驾驶员操纵制动踏板,制动系统所能提供得极限压强大于理论制动所需要得极限压强。说明设计符合要求。而且液压制动系统管路得极限工作压强小于10,因此本系统管路压强符合要求。
3、3、2 管路一般工作压强
车辆一般行驶路面附着系数取0、8,在这样得路面上制动过程分析:在附着系数为0、8(0、8≤)得路面上制动时,前轮得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得升高继续增大,直到后轮也抱死拖滑。那么,后轮抱死拖滑时,管路中得压强已经足够大,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:管路压力:=8、11; 液压制动系统管路得一般工作压强小于10,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)上满载行驶状态进行计算。
1)、ABS系统不参与制动作用时得制动效能
满载同步附着系数为1、034,那么在附着系数得路面上前轮先抱死托滑。此时前轮制动力由表31查得:
总制动力:
减速度:
制动距离公式为:

V ——制动初速度, km/h
——最大制动减速度,m/s2
——制动器得作用时间,取0、2～0、9s取0、5s
当时,
当V=100 km/h计算得 S＝66、4m
制动距离S＜70m,符合GB 216702008得规定;
当V=50 km/h计算得 S＝19、9m
制动距离S≤20m,恰好符合GB 72582004得规定
2)、ABS系统参与制动作用时得制动效能
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。
减速度:
当时,
当V=100 km/h计算得 S＝63m
制动距离S＜70m,符合GB 216702008得规定;
当V=50 km/h计算得 S＝19、25m
制动距离S≤20m,符合GB 72582004得规定
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,其最大优点就是任一回路失效时,仍能保持对角线两个车轮制动器得工作。由于同轴左、右制动器得对称性,任一回路失效时,仍能剩余50％得制动力。为此,以车辆在良好路面(附着系数)上满载行驶状态计算。
① ABS系统不参与制动作用时得制动效能
减速度为行车制动得50％

制动距离公式为:

V ——制动初速度, km/h
——最大制动减速度,m/s2
——制动器得作用时间,取0、2～0、9s取0、5s
当V=100 km/h计算得 S＝119m
制动距离S＜168m,符合GB 216702008得规定;
当V=50 km/h计算得 S＝33、2m
制动距离S≤38m,符合GB 72582004得规定
② ABS系统参与制动作用时得制动效能
减速度为行车制动得50％

制动距离公式为:

V ——制动初速度, km/h
——最大制动减速度,m/s2
——制动器得作用时间,取0、2～0、9s取0、5s
当V=100 km/h计算得 S＝112、3m
制动距离S＜168m,符合GB 216702008得规定;
当V=50 km/h计算得 S＝31、5m
制动距离S≤38m,符合GB 72582004得规定
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:

——制动压力,
——制动踏板力, 根据法规要求,最大输入力为500N。
—— 制动杠杆比
——制动主缸直径,
制动力计算公式:=
前轴制动力(单侧):
后轴制动力(单侧):
总制动力:
减速度:
制动距离公式为:

V ——制动初速度, km/h
——最大制动减速度,m/s2
——制动器得作用时间,取0、2～0、9s取0、5s
当V=100 km/h计算得 S＝95、5m
制动距离S＜168m,符合GB 216702008得规定;
当V=50 km/h计算得 S＝27、3m
制动距离S≤38m,符合GB 72582004得规定
3、5 制动踏板及传动装置校核
3、5、1 主缸工作行程
根据(—一次完全制动过程中轮缸得行程)得:
(制动间隙,摩擦块变形量,制动盘(鼓)变形量 试验确定)
前轮缸工作容积＝3、14×542×0、8÷4=1832mm3 (盘式:=0、4,=0、2,=0、2)
后轮缸工作容积＝3、14×19、052×2、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=0、182 m; L右后=0、182 m;
软管变形量＝1、1×(L左前+L右前+L左后+L右后)＝1、12 mL(系数1、1表示单位长度得变形量,单位:mL/m)
主缸容积为＝2(+)+＝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
主缸工作行程S0＝+1、5+1、5+3＝24、56mm
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

ip:制动踏板杠杆比,2、77
:主缸行程,24、56mm
Sp=2、77×24、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GB72582004得规定:液压型车制动在达到规定得制动效能时,制动工作行程不得超过踏板全行程得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得路面制动)为8、11MPa(81、1bar)
真空助力器与总泵特性曲线(供应商BOSCH提供),见图6:

图6 S08真空助力器与总泵特性曲线
从真空助力器与总泵特性曲线中可以查出:需要输出液压为8、11时,所对应得真空助力器输入端施加力应为590N。
由可得
——制动踏板力
——制动踏板杠杆比
——制动踏板机械效率
由以上计算可知,制动踏板力F＜500N,符合GB 126761999得规定,根据设计经验。制动踏板力200~300就是比较适宜驾驶员操纵得力。所以在采用配套真空助力器与总泵得情况下,制动踏板力能够满足法规要求。
3、6 驻车制动计算
3、6、1 停驻极限倾角
根据汽车后轴车轮附着力Ff与制动力相等得条件,汽车在角度为θ得上坡路与下坡路上停驻时得制动力、分别为:
＝
＝
式中 θ——坡度角
——质心高度
——汽车满载质量
——汽车轴距
——汽车质心至前轴中心线得距离
可得汽车在上、下坡路上停驻时得坡度倾角、分别为:

因此经过计算,满载时汽车可能停驻得极限上、下坡倾角见下表。
表10 停驻极限上、下坡倾角

(°)
(°)
0、5
14、51877
11、95842
0、6
17、63229
14、01529
0、7
20、77952
15、96559
0、8
23、94183
17、81322
0、9
27、10004
19、56253
3、6、2 手柄操纵力
根据汽车停驻在(20%)上坡得坡度上计算:
地面对后轮附着力:=mg =5750、2N
对调隙杆端点取矩:
F领20=F拉101
根据杆受力平衡:
F领+ F拉=F从
F领=5 F拉 F从=6 F拉
根据力矩平衡:
R= F领r2+ F从r2
F拉=765、1N
此时制动鼔内受力简图如下图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: =2/=2×765、1/7、2/0、9
得= 236、4(N)
按照GB 126761999规定,驻车制动必须使满载车辆在20%得坡道上停驻, 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,此时作用于车辆得制动力:(5×1、74×400+6×0、5×400) ×0、9×100×2/293=2875、1N
减速度:
减速度大于满足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
制动器得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得能量。
双轴汽车得单个前轮制动器与单个后轮制动器得比能量耗散率分别为:
公式:
式中: ——满载质量;
——制动初速度;轿车取
——制动减速度;取
——制动时间
,——前后制动器衬片得摩擦面积
经过计算得:
轿车盘式制动器得比能量耗散率应不大于,鼓式制动器得比能量耗散率应不大于,说明前后制动摩擦块选择符合要求。
4 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,但就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)、制动系统中前后制动器选型合理,前后轴制动力分配合理;
2)、制动系统设计,满足行车制动,应急制动效能(减速度与制动距离)法规要求;
3)、BOSCH提供得真空助力器带总泵选型可满足制动系统要求;
4)、驻车制动满足停驻坡度角要求,满足驻车效能(减速度)法规要求;
5)、制动踏板力,驻车手柄操纵力,主缸行程,制动踏板行程满足相应要求;
6)、前后制动摩擦衬片(块)比能量耗散率符合要求,摩擦衬片设计合理。
制动系统得计算结果参数见表11:
表11 制动系统参数
项目
单位
数值
备注
制动力分配比,

0、741

同步附着系数,

0、783(空载)
1、034(满载)

管路极限压强

9、4
踏板力输入500N
管路一般工作压强

8、11
以满载0、8系数路面制动计算
行车制动效能
减速度

7、84
以满载0、8系数路面制动计算
制动距离

19、25
GB7258 以50 km/h初速计算时＜20
制动距离

63
GB21670 以100 km/h初速计算时＜70
失效制动效能(一条回路)
减速度

3、92
以满载0、8系数路面制动计算
制动距离

31、5
GB7258 以50 km/h初速计算时＜38
制动距离

112、3
GB21670 以100 km/h初速计算时＜168
失效制动效能(真空助力器失效时)
减速度

4、73
踏板力输入500N,以满载0、8系数路面制动计算
制动距离

27、3
GB7258 以50 km/h初速计算时＜38
制动距离

95、4
GB21670 以100 km/h初速计算时＜168
主缸工作行程

24、24

制动踏板工作行程

67、15

制动踏板力

250、6
满载0、8系数路面制动
驻车停驻极限倾角(上坡)
度
23、9
满载0、8系数路面停驻
驻车停驻极限倾角(下坡)
度
17、8
满载0、8系数路面停驻
驻车制动手柄力

236、4
停驻在12度上坡时计算
驻车制动减速度

1、95
驻车手柄输入力400N,
前/后制动器比能量耗散率

5、59/1、33

5 制动踏板与地毯距离
制动踏板上极限状态(未踩制动)时:制动踏板面到地毯得Z向最小距离为
制动踏板下极限状态(制动踩到底)时:制动踏板面到地毯得Z向最小距离为
见图8:
70、7
37、5

图8 制动踏板与地毯间距
参 考 文 献
1. 刘惟信 主编、汽车设计、北京:清华大学出版社,2001
2. 余志生 主编、汽车理论(第3版)、北京:机械工业出版社,2002
3. 王望予 主编、汽车设计(第3版)、北京:机械工业出版社,2003
4. 《汽车工程手册》编辑委员会、汽车工程手册(设计篇)、 北京:人民交通出版社,2001
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