汽车制动系统计算

制动系统方案设计计算说明书P201-NAM-SD-DP-G3-22、基本参数设计计算2.1制动系统性能匹配计算所需参数2.1.1整车参数如下：2.1.2设计方案参数如下：序号3踏板5驻车系统驻车手柄杠杆比总泵缸径mm第一腔行程mm4真空助力器尺寸助力比总泵类型制动踏板杠杆比前制动器结构制动盘外径mm驻车拉杆机构杠杆比分泵直径mm行车效能因数摩擦片有效半径mm车轮滚动半径Rd（mm）质心距前轴距离a(mm)质心距后轴距离b(mm)质心高度hg(mm)质量m(kg)车型载荷表2设计方案参数1标杆分泵直径mm满载方案轴距L(mm)空载项目第二腔行程mm2后制动器结构制动鼓内径mm驻车效能因数©版权归江淮汽车股份有限公司所有未经授权禁止复制第1页，共13页制动系统方案设计计算说明书P201-NAM-SD-DP-G3-22.2制动系统性能目标整车制动性能目标要求如下：2.3制动系统性能参数匹配计算2.3.1整车理论制动力计算Z1——汽车制动时水平地面对前轴车轮的法向反力，N；Z2——汽车制动时水平地面对后轴车轮的法向反力，N；L——汽车轴距，mm；a——汽车质心离前轴的距离，mm；b——汽车质心离后轴的距离，mm；hg——汽车质心高度，mm；G——汽车所受重力，N；m——汽车质量，kg；静态驻坡驻坡度≥18%制动减速度（m/s2)≥2.2制动减速度（m/s2)≥2.2满载失效制动（70km/h）前失效制动距离（m）≤95.7后失效制动距离（m）≤95.7后失效制动距离（m）≤95.7空载失效制动（70km/h）前失效制动距离（m）≤95.7制动减速度（m/s2)≥2.2满载制动（80km/h）冷态制动距离-O型（m）≤61.2制动减速度（m/s2)≥5.0设计要求空载制动（80km/h）冷态制动距离-O型（m）≤61.2制动减速度（m/s2)≥5.0图1整车受力简图制动减速度（m/s2)≥2.2项目制动安全性能法规要求©版权归江淮汽车股份有限公司所有未经授权禁止复制第2页，共13页制动系统方案设计计算说明书P201-NAM-SD-DP-G3-2整车前、后轴理论需要的制动力计算公式如下：前、后制动器制动力计算式：其中：、——前、后制动器制动力，NP1、P2——前、后制动器管路压力，MPad1、d2——前、后制动器轮缸直径，mm——前、后制动器单侧油缸数目r1、r2——前、后制动器有效半径，mmBF1、BF2——后制动器效能因数R——前、后轮滚动半径，mm制动器制动力分配系数：整车同步附着系数计算式：其中：L整车轴距，mmL——汽车轴距，mm；b——汽车质心离后轴的距离，mm；hg——汽车质心高度，mm；β——制动力分配系数根据整车参数，计算得出在各种状况下整车需要的理论制动力如下：表4各附着系数路面下空、满载前、后轴理想制动力n1、n2RrBFndpF111211142gifhLGZFb1girhaLGZF20ghbL0211uuuFFF1F2FRrBFndpF222222242©版权归江淮汽车股份有限公司所有未经授权禁止复制第3页，共13页制动系统方案设计计算说明书P201-NAM-SD-DP-G3-2根据前、后制动器参数，计算出在不同管路压力下，前、后制动器输出制动力如下：此时，整车的同步附着系数计算如下：车型方案一的I曲线和β曲线图如下：标杆名称代号图2车型的I曲线与β线压强MPa标杆12空载同步附着系数满载同步附着系数表6制动力分配系数和同步附着系数方案6783491011125方案选配方案（四轮盘式）表5各管路压力下前后制动器制动力irFifF0'0irFifFifFirF©版权归江淮汽车股份有限公司所有未经授权禁止复制第4页，共13页制动系统方案设计计算说明书P201-NAM-SD-DP-G3-2通过对比整车理论制动力需求和制动器实际输出力，可以得出：2.3.2整车利用附着系数与制动强度校核前、后轴利用附着系数：式中：——前轴利用附着系数；——后轴利用附着系数；——前轴到质心水平距离，m；——后轴到质心水平距离，m；——制动强度。整车的利用附着系数与制动强度的关系曲线如下：图3利用附着系数与制动强度的关系曲线2、在满载状态下，地面附着系数为0.8，标杆管路压力达到12MPa，方案管路压力达到10MPa，选配方案管路压力达到11MPa，制动器发生抱死，此时前轴早于后轴抱死，整车保持稳定性。1、在空载状态下，地面附着系数为0.8，标杆管路压力达到6MPa，管路压力达到5MPa，选配方案管路压力达到5MPa，制动器发生抱死，此时后轴早于前轴抱死，这时整车稳定性非常差。需要ABS进行调节。)(111gZXbfzhbLzFF)(1)1(22gZXbrzhaLzFFfrabz©版权归江淮汽车股份有限公司所有未经授权禁止复制第5页，共13页制动系统方案设计计算说明书P201-NAM-SD-DP-G3-22.3.3制动效能计算（1）最大制动减速度计算制动器制动力没有达到附着力，车轮未抱死的情况下：在车轮抱死滑移的情况下：制动器制动力比附着力大时，对装有ABS的车辆，车轮未抱死、轮胎滚动压印的情况下：式中：（2）制动距离的计算根据GB12676-1999制动法规要求：1）当制动强度z处于0.2～0.8之间时，制动强度z≥0.1+0.85（φ-0.2）。2）当制动强度z处于0.15～0.3之间时，各轴的附着系数利用曲线位于由φ=z+0.08和φ=z-0.08确定的两条平行于理想附着系数利用曲线之间，其中后轴附着系数利用曲线允许与直线φ=z-0.08相交；3）当制动强度z处于0.3～0.5和0.5～0.61之间时，分别满足公式φ≤z+0.08和φ≤2×（z-0.21)由上图可以得出结论：当制动强度z处于0.3～0.5和0.5～0.61之间时，标杆满载前轴利用附着系数不满足法规要求，必须通过ABS电磁阀调节制动力分配，才能满足法规要求。P201方案前制动器对标，也须通过ABS电磁阀调节制动力分配。路面峰值附着系数的利用，决定于ABS的匹配，且其值大于路面滑动附着系数；在法规要求的最大踏板力作用下，制动器制动力应远大于任何路面附着系数下的地面制动力；所以，可按式近似计算制动减速度。在制动稳定性符合法规要求、制动器制动力足够的情况下，车辆的制动减速度主要取决于路面附着系数及利用，装有ABS的制动系统可以很好的利用路面的峰值附着系数，所以可以获得更大的制动减速度。在不考虑滚动阻力、风阻等的情况下车辆可获得的最大减速度可用以下公式表示：Fu—前后轴总制动力φs—路面滑动附着系数φp—路面峰值附着系数制动距离，可用以下公式计算：t1—制动机构滞后时间，即踩下制动踏板克服回位弹簧力并消除制动蹄片与制动鼓间的间隙所需的时间式中：t2—制动器制动力增长过程所需的时间v—制动初速度，km/ht1+t2—制动器作用时间，一般在0.2-0.9s对液压制动系统，GB7258-2004规定，达到规定的制动减速度的75%时的制动协调时间不得超过0.35秒，所以最大值近似取0.35秒。221ttmFju/maxgjsmaxgjpmaxgjsmaxmax22192.25)2(6.31jvvttS©版权归江淮汽车股份有限公司所有未经授权禁止复制第6页，共13页制动系统方案设计计算说明书P201-NAM-SD-DP-G3-2（3）单回路失效时的制动效能对于II型布置的车型，单回路制动失效时的制动力计算如下：a.后回路失效时，前轮抱死的制动力为：b.前回路失效时，后轮抱死时的制动力：制动距离的计算按照：根据整车参数和相关公式，各方案计算结果如下：4）真空助力器失效时的制动效能施加在真空助力器上的力为：式中：——制动踏板杠杆比；——制动踏板效率，取0.9；管路压力为：P=F/A主缸径开发方案标杆方案助力器失效时，制动力完全由人力操纵踏板产生，最大踏板力要求：N1类车700N。各个设计方案均能满足法规对行车制动性能的要求，同时也满足设计要求。从计算结果可以看出：当真空助力器失效后，前、后制动器制动力均小于附着系数为0.8的地面附着力（空、满载），因此在制动过程中，前、后轮均不抱死。可以计算出制动减速度和制动距离。踏板比piFF真pi8.0gLgba2ghLGbF1gdhLbgmFj1max1ghLGaF2gdhLagmFj2max2max22192.25)2(6.31jvvttS©版权归江淮汽车股份有限公司所有未经授权禁止复制第7页，共13页制动系统方案设计计算说明书P201-NAM-SD-DP-G3-2满载减速度满载制动距离空载减速度后轴油压空载制动距离踏板力前轴各个方案均满足法规对失效制动的要求。（GB12676,减速度大于2.2m/s²，制动距离小于©版权归江淮汽车股份有限公司所有未经授权禁止复制第8页，共13页制动系统方案设计计算说明书P201-NAM-SD-DP-G3-22.3.4制动踏板行程计算，最大制动踏板力输出液压计算制动踏板行程：Sp=i（Sm+S2）+S1其中：Sm主缸有效行程，44.5mmS1制动踏板自由行程3-8mmS2主缸空行程，3mmi制动踏板杠杆比，2.75Sp=2.75×（34+3）+8=109.75mm制动踏板最大行程266.5mm，满足设计要求。（P-8.8）×0.25×π×D2=F×i-480其中：D主缸直径，φ25.4mmF制动踏板力，700Ni制动踏板杠杆比，2.75mmP=13.8MPa制动系统管路压力最大能达到13.8MPa。2.3.5整车需液量校核真空助力器总泵排量的合理性可用供需比进行校核：最大踏板力700N，真空助力器最大助力点（566.6N，11.1MPa），制动总泵输出液压:参数表9制动踏板主要参数设计行程mm项目杠杆比S1：总泵面积；S2：前轮缸面积；S3：后轮缸面积；V4：软管膨胀量；L1：总泵单腔行程；L2：前轮缸紧急行程；L3：后轮缸紧急行程；L4：软管长度11443322LSLVLSLS©版权归江淮汽车股份有限公司所有未经授权禁止复制第9页，共13页制动系统方案设计计算说明书P201-NAM-SD-DP-G3-22.3.3真空助力器直径的确定供需比乘用车经验值要求λ≤0.6时较为理想；其他车辆X型布置时可设定在0.65～0.75之间。因此，各方案的整车需液量满足要求。软管总吸液量ml前轴后轴软管长度mm软管单位膨胀量ml/m制动器紧急行程mm单轴制动器吸液量ml总泵排液量ml制动器缸径和缸数mm总泵缸径mm方案总泵最小行程mm真空助力器在其最大助力点以上曲线工作时，输出力与输入力的比值将大大小于助力比，将引起踏板力的迅速增加，在一般路面上紧急制动时，要求在最大助力点以下段曲线工作。对普通型单膜片真空助力器，在不考虑复位弹簧力、助力器的机械效率及主缸推杆截面积的影响时，真空助力器最大助力点输出力可用下式表示：式中：Fv0—真空助力器最大助力点输出力;Pv—真空压力，对汽油车，QC/T307-1999规定的试验真空度为66.7±1.3KPa，柴油车装有独立的真空泵，一般可达90Kpa;D—膜片有效直径;此时，主缸输出力由此得出膜片有效直径的计算公式：注：采用双膜片时，D2=两个膜片直径的平方和注：上述计算中P值选取为在1.1附着系数路面前后轮均抱死所需的最大压力；)1(42ssvvoiipDF4/2pdFmvosvsmipipdD)1(2©版权归江淮汽车股份有限公司所有未经授权禁止复制第10页，共13页制动系统方案设计计算说明书P201-NAM-SD-DP-G3-22.3.4主缸行程校核及计算油缸容积计算式为：考虑软管膨胀因素，有公式：主缸工作行程计算式：V1、V2、Vm—前、后制动器工作缸工作容积和主缸的工作容积；d1、d2、d