制动系统设计计算书.doc

密级：编号：“中国高水平汽车自主创新能力建设”项目名称：“中气”底盘研究与开发制动系统设计计算书编制： 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长春孔辉汽车科技有限公司2008 年 12 月中国高水平汽车自主创新能力建设底盘制动系统设计计算书目录1基本参数输入 .- 1 -2制动系统的相关法规 .- 2 -3整车制动力分配计算 .- 2 -3.1汽车质心距前后轴中心线距离的计算 .- 2 -3.2理想前后地面制动力的计算 .- 2 -3.3前后制动器缸径的确定 .- 4 -3.4确定制动力分配系数 .- 5 -3.5确定同步附着系数 0 .- 5 -4制动力分配曲线的分析 .- 5 -4.1绘制 I 曲线和 曲线 .- 5 -4.2前后制动器制动力分配的合理性分析 .- 6 -4.2.1制动法规要求 .- 7 -4.2.2前后轴利用附着系数曲线的分析 .- 7 -5制动系统结构参数的确定 .- 9 -5.1制动管路的选择 .- 9 -5.2制动主缸的结构参数的确定 .- 9 -5.2.1轮缸容积的确定 .- 10 -5.2.2软管容积增量的确定 .- 10 -5.2.3主缸容积的确定 .- 10 -5.2.4主缸活塞直径的确定 .- 11 -5.2.5主缸行程的确定 .- 11 -5.3踏板机构的选择 .- 11 -5.4制动踏板杠杆比的确定 .- 12 -5.4.1真空助力比的确定 .- 12 -5.4.2踏板行程的确定 .- 12 -5.4.3主缸最大压力的确定 .- 12 -5.4.4主缸工作压力的确定 .- 13 -中国高水平汽车自主创新能力建设制动系统设计计算书5.4.5 最大踏板力的确定.- 13 -6驻车性能的计算 .- 13 -7 制动性能的校核 .- 14 -7.1制动减速度的计算 .- 15 -7.2制动距离的计算 .错误！未定义书签。8结论 .- 17 -参考文献 .- 17 - 1 -中国高水平汽车自主创新能力建设制动系统设计计算书1基本参数输入制动系统设计计算需要给定的参数见表 1.表 1计算参数输入基本参数项目代号单位参数数值备注轴距Lmm2950总体组确定空载质量m1Kg1500总体组确定空载前轴质量W f 1Kg855总体组确定空载后轴质量Wr 2Kg645总体组确定空载质心高度H g1mm573总体组确定满载质量m2Kg1925总体组确定满载前轴质量W f 2Kg962.5总体组确定满载后轴质量Wr 2Kg962.5总体组确定满载质心高度H g 2mm553总体组确定车轮滚动半径Rmm328设计值前后轮缸数量n2/2设计值前器制动半径RB fmm135设计值后器制动半径RBrmm107.5设计值汽车设计最高车速VKm/h220总体组确定制动踏板杠杆比ip3.5设计值前后制动器效能因数C f / Cr0.76/0.76设计值前后制动器摩擦系数0.38设计值制动轮缸行程mm0.7设计值主缸行程Smmm18+18设计值- 1 -中国高水平汽车自主创新能力建设制动系统设计计算书2制动系统的相关法规制动系统的设计要符合相关的法规，目前的制动性能所遵循的法规主要是：1) GB 12676-1999汽车制动系统结构性能和试验方法。2）GB 7258-2004机动车运行安全技术条件3整车制动力分配计算3.1汽车质心距前后轴中心线距离的计算根据力矩平衡原理，得出换算公式为：a =Wr LW f + Wrb =W f LW f + Wr将相关参数代入式（1），（2），并将计算结果列于表 2。表 2 质心距离计算结果状态质心距前轴距离 a质心距后轴距离 b满载14751475空载1268.51681.53.2 理想前后地面制动力的计算hgFz1 Fz2（1）（2）图 1 汽车受力简图- 2 -中国高水平汽车自主创新能力建设制动系统设计计算书汽车制动时的受力如图 1 所示。对后轮接地点取力矩，得:Fz1 L = Gb + m dudt H g对前轮接地点取力矩，得:Fz 2 L = Ga m dudt H g式中：Fz1 地面对前轮的法向反作用力；Fz 2 地面对后轮的法向反作用力；m 汽车质量；G 汽车重力；b 汽车质心至后轴中心线的距离；a 汽车质心至前轴中心线的距离；H g 汽车质心高度；du/dt汽车减速度。则可求得地面法向反作用力为：GH g duFz1=b +gLdtGH g duFz 2=a gLdt在任何附着系数的路面上，前、后车轮同时抱死的条件是：前、后轮制动器制动力之和等于附着力；并且前、后轮制动器制动力分别等于各自的附着力，即：F1 + F 2= GF= F=G(b + H)（3）1z1LgF= F=G(a Hg)（4） 2z 2L式中 F1 前轮制动器制动力；- 3 -中国高水平汽车自主创新能力建设制动系统设计计算书F 2 后轮制动器制动力； 地面附着系数。代入相关参数，这里取常用路面附着系数 =0.8，计算出满载状态下理想的前后地面制动力为：F1 = Fz1 =9809.288 N。F 2 = Fz 2 =5282.712 N。3.3前后制动器缸径的确定根据汽车理论，实际制动力的分配曲线是在理想的制动力分配曲线的基础上获得的。即实际前后地面制动力的表达式为：FB1 = 2C f / 4 D f 2 Pf RB fRFB 2 =2Cr / 4 D 2 P RBrrrR地面制动力和制动器制动力在数值上相等。所以，前后轮缸直径的计算式如下：D f =2 FB1R（5）Pf C fRB fDr =2 FB2R（6）Pr Cr RBr式中： Df 、 Dr 前后轮缸直径；FB1 、 FB2 前后地面制动力；C f 、 Cr 前后制动器效能因数；RBf 、 RBr 前后制动器工作半径；Pf ， Pr 管路压力。在制动时一般不超过 812MPa。选取常用压力 8MPa。- 4 -中国高水平汽车自主创新能力建设制动系统设计计算书计算得出前后轮缸直径为 D f =48.7 mm， Dr =41.09 mm。轮缸直径经过圆整，并应符合HG2865-1997 标准规定的尺寸系列。所以。确定前后轮缸直径为：D f =50 mm， Dr =40 mm.3.4确定制动力分配系数制动力分配系数定义为：用前制动器制动力与汽车总的制动器制动力之比来表明分配的比例。即：=FB1（7）F+ FB1B2=0.662。3.5 确定同步附着系数0同步附着系数反应汽车制动性能的一个参数。同步附着系数用解析法求得的表达式为：0=L b（8）H g代入相关参数到式（8），得：空载时同步附着系数为 0.474。满载时同步附着系数为 0.864。4制动力分配曲线的分析4.1绘制 I 曲线和曲线根据公式（3）、（4），代入不同附着系数值，得到一组关于前后制动器制动力的计算数据，并将计算数据绘成以 F1 ， F 2 为坐标的曲线，即为理想的前后轮制动器制动力分配曲线，并将 曲线绘在同一坐标系内。见图 2- 5 -中国高水平汽车自主创新能力建设制动系统设计计算书图 2 理想制动力分配曲线4.2前后制动器制动力分配的合理性分析汽车的制动力的分配合理性，可以用二种方法来描述：一是用理想制动力分配线来描述，二是用利用附着系数与制动强度之间的关系来描述。下文所用参数说明如下： 利用附着系数；Z 制动强度； f 、r 前后轴利用附着系数；0 同步附着系数； 制动力分配比；- 6 -中国高水平汽车自主创新能力建设制动系统设计计算书 附着系数利用率；4.2.1制动法规要求(1) 利用附着系数 在 0.2-0.8 之间，制动强度 Z 0.1+ 0.85( 0.2) ，或利用附着系数 (Z + 0.07) / 0.85 。(2) Z 值在 0.15-0.8 之间，车辆处于各种载荷状态时， f 线应在r 线之上，但 Z 值在 0.3-0.45 之间时，若r 不超过 = Z 线以上 0.05，则允许r 线位于 f 线之上。4.2.2前后轴利用附着系数曲线的分析求得前轴利用附着系数f 曲线为： f = Z（9）1 (b + Z H g )L求得后轴利用附着系数f 曲线为： r =(1 ) Z（10）1 (a Z H g )L将上述关系式绘成曲线，即前后轴利用附着系数与制动强度的关系曲线，见图 3。利用附着系数越接近制动强度，则路面附着条件就发挥的越充分，汽车制动力的分配合理性就越高。按照利用附着系数曲线图来考虑，为了防止后轮抱死并提高制动效率，前轴利用附着系数曲线应总在 45 度对角线下方，即总在后轴利用附着系数曲线下方，同时还应靠近图中 = Z 曲线。结论：空满载状态下，汽车制动力的分配比较合理。- 7 -中国高水平汽车自主创新能力建设制动系统设计计算书- 8 -中国高水平汽车自主创新能力建设制动系统设计计算书图 3 前后轴利用附着系数与制动强度的关系曲线5 制动系统结构参数的确定5.1制动管路布置的选择通过比较各种布置型式，可知：X 型回路其特点是一回路失效时仍能保持 50%的制动效能，并且制动力的分配系数和同步附着系数没有变化，保证了汽车制动时与整车负荷的适应性。所以综合考虑，选用常用的 X 型管路布置。5.2制动主缸的结构参数的确定计算所用参数说明如下：V 全部轮缸工作容积容积；- 9 - 10 -中国高水平汽车自主创新能力建设制动系统设计计算书Vm = 1.1(V +V )（14）主缸工作容积Vm =10408.629 mm3 。5.2.4主缸活塞直径的确定制动主缸活塞直径 dm 和主缸行程 Sm 可由下式确定：dm =4Vm（15）Sm 得出主缸活塞直径为 dm =19.19mm。由于主缸液压太高会对主缸缸径产生很大影响，兼顾制动管路的压力要求，综合考虑，主缸活塞直径应符合标准 QC/T311-1999,故选用主缸缸径为 dm =22mm。制动主缸直径为 dm =22mm。5.2.5 主缸行程的确定根据公式：Sm =Vm（16） dm21/ 4计算得到 Sm =27.395 mm（18+18）mm。主缸行程应符合标准 QC/T311-1999 的规定尺寸系列。主缸行程为 Sm =30 mm5.3踏板机构的选择设 Fm 主缸推杆的工作压力Fp 踏板力。按照 GB12676 的关于踏板力的要求， Fp 不大于 500N,取 Fp =400Nmax，ip 踏板力比S p 踏板行程- 11 -中国高水平汽车自主创新能力建设制动系统设计计算书 助力器助力比P 工作压力。常用工作压力为 P = 8 Mpa。5.4制动踏板杠杆比的确定制动踏板杠杆比初选 ip =3.5即 ip =3.55.4.1真空助力比的确定根据机械原理得到公式：Fm = dm2 P= Fp ip（17）4根据公式计算得到： =1.65。计算得到的真空助力比偏小，所以将助力比调整到 =5 真空助力比为 =5。5.4.2踏板行程的确定根据经验公式：S p = Sm ip（18）即 S p =105mm。按照 GB7258-2004 规定，踏板全行程乘用车不应大于 120 mm。所以该踏板行程符合国标要求。踏板行程 S p =105mm。5.4.3主缸最大压力的确定设主缸的最大工作压力为 Pmax ，则根据公式： dm2 P= Fp ipmax（19）4得 Pmax = 18.42 Mpa。- 12 -中国高水平汽车自主创新能力建设制动系统设计计算书主缸最大压力 Pmax = 18.42 Mpa。5.4.4 主缸工作压力根据理想的地面制动力与实际提供的制动器制动力相等的原则，即FB1 =2C f / 4 D f2 Pf RB fRFB 2 =2Cr / 4 D2 P RBrrrR即核算出主缸压力为： Pf = Pr =7.98 MPa主缸工作压力为 P = Pf = Pr =7.98 MPa。5.4.5最大踏板力的确定根据公式（17）Fm = dm2 P= Fp ip4计算最大制动踏板力。代入相关参数，dm =22mm， P =7.98 MPa， =5， ip =3.5。计算得到：最大踏板力 Fp =241 N（20）（21）根据法规 GB7258-2004 规定，制动的最大踏板力对于乘用车不应大于 500 N。设计时，紧急制动（约占制动总次数的 510）踏板力的选取范围，轿车为 200300N。所以此制动踏板力满足条件。6 驻车性能计算根据汽车在上坡路停驻时的受力情况，由此可以得到汽车在上坡路停驻时的后轴车轮的附着力,同理得到汽车在下坡路停驻时的后轴车轮的附着力.根据后轴车轮附着力与制动力相等的条件可求得汽车在上坡路和下坡路停驻时的极限坡度角。- 13 -中国高水平汽车自主创新能力建设中国高水平汽车自主创新能力建设制动系统设计计算书7.1 制动减速度的计算按照 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，计算当 =0.7 且无 ABS 时的制动减速度。满载时，路面附着系数 =0.7 小于满载同步附着系数 0 =0.864，制动时前轮先抱死，后轮后抱死，可能得到的满载最大总制动力为：FXb max 2=Gbb + ( 0 )H g制动减速度:jFXb max 2bg（24）max2mb + (0 )H g空载时，路面附着系数 =0.7 大于同步附着系数为 0 =0.41，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：FXb max1=Gaa + ( 0 )H g制动减速度:jFXb max1ag（25）max1ma + ( 0 )H g计算结果如下：空载时制动减速度:jmax1 6.22 m/s2满载时制动减速度:jmax2 6.46 m/s2结论：GB7258-2004 规定：满载时，乘用车的平均减速度应大于等于 5.9m/s2；空载时，乘用车的平均减速度应大于等于 6.2m/s2。制动系的制动减速度在空满载情况下均满足法规规定。7.2 制动距离的计算制动距离公式为：- 15 -中国高水平汽车自主创新能力建设制动系统设计计算书S =1( 2 + ) u0 +u 220（26）3.6225.92 jmaxu0 制动初速度，km/h；jmax 最大制动减速度，m/s2； + + 222制动器起作用时间 0.2s0.9s，取()=0.25s。22在 0.7,且未安装 ABS 时，计算结果如下(制动减速度按 7.1 结果代入计算)：当 u0 =80 km/h，得: S满 43.78m、 S空 4