制動系統(tǒng)設(shè)計(jì)計(jì)算報告

1、制動系統(tǒng)設(shè)計(jì)計(jì)算報告編號：-DPJS-011制動系統(tǒng)設(shè)計(jì)計(jì)算報告項(xiàng)目名稱：A級三廂轎車設(shè)計(jì)開發(fā)項(xiàng)目代號：編制:日期：校對:日期：審核:日期：批準(zhǔn):日期：2011年03月制動系統(tǒng)設(shè)計(jì)計(jì)算報告目 錄1 系統(tǒng)概述11.1 系統(tǒng)設(shè)計(jì)說明11.2 系統(tǒng)結(jié)構(gòu)及組成11.3 系統(tǒng)設(shè)計(jì)原理及規(guī)范22輸入條件31.1 整車基本參數(shù)31.2 制動器參數(shù)31.3 制動踏板及傳動裝置參數(shù) 31.4 駐車手柄參數(shù) 43 系統(tǒng)計(jì)算及驗(yàn)證43.1 理想制動力分配與實(shí)際制動力分配 43.2 附著系數(shù)、制動強(qiáng)度及附著系數(shù)利用率 83.3 管路壓強(qiáng)計(jì)算103.4 制動效能計(jì)算123.5 制動踏板及傳動裝置校核 153.6 駐車制

2、動計(jì)算183.7 襯片磨損特性計(jì)算204 總結(jié)205 制動踏板與地毯距離226 考文獻(xiàn)23制動系統(tǒng)設(shè)計(jì)計(jì)算報告qy無錫同技汽車設(shè)計(jì)有限公司 正夕 >tii i Tongjif tuiiTEH i（七.1系統(tǒng)概述1.1 系統(tǒng)設(shè)計(jì)說明只有制動性能良好、制動系統(tǒng)工作可靠的汽車才能充分發(fā)揮其動力性能。因此，在整車新產(chǎn)品開發(fā)設(shè)計(jì)中制動系統(tǒng)的匹配計(jì)算尤為重要。LF7133是在標(biāo)桿車的基礎(chǔ)上設(shè)計(jì)開發(fā)的一款全新車型，具制動系統(tǒng)是在標(biāo)桿車制 動系統(tǒng)為依托的前提下進(jìn)行設(shè)計(jì)開發(fā)。 根據(jù)項(xiàng)目要求，需要對制動系統(tǒng)各參數(shù)進(jìn)行計(jì)算 與校核，以確保制動系統(tǒng)的正常使用， 使系統(tǒng)中各零部件之間參數(shù)匹配合理，并且確保 其滿足

3、國家相關(guān)法律法規(guī)的要求。1.2 系統(tǒng)結(jié)構(gòu)及組成經(jīng)雙方確認(rèn)的設(shè)計(jì)依據(jù)和要求,LF7133制動系統(tǒng)采用同國內(nèi)外大量 A級三廂轎車致的液壓制動系統(tǒng)。制動系統(tǒng)包含以下裝置:行車制動系統(tǒng)：根據(jù)車輛配置選擇前后盤式或前盤后鼓制動器，制動踏板為吊掛式踏板，帶真空助力器，管路布置采用相互獨(dú)立的 X型雙管路系統(tǒng)；駐車制動系統(tǒng)：為機(jī)械式手動后鼓式制動，采用遠(yuǎn)距離棘輪拉索操縱機(jī)構(gòu)；應(yīng)急制動系統(tǒng)：行車制動系統(tǒng)具有應(yīng)急特性，應(yīng)保證在行車制動只有一處管路失效 的情況下，滿足應(yīng)急制動性能要求。LF7133制動系統(tǒng)主要由如下部件組成。結(jié)構(gòu)簡圖如圖1所示:-24 -圖1制動系統(tǒng)結(jié)構(gòu)簡圖1.真空助力器帶制動主缸總成 2.制動踏板

4、3.車4.輪速傳感器5.制動管路6.制動輪缸7.ABS 控制器1.3 系統(tǒng)設(shè)計(jì)原理及規(guī)范本計(jì)算報告根據(jù)總布置提供的整車參數(shù)、制動器與總泵及真空助力器廠家提供的數(shù) 據(jù)、制動踏板、駐車操縱機(jī)構(gòu)選型進(jìn)行匹配計(jì)算，校核前 /后制動力、制動效能、制動 踏板力、駐車制動手柄力及駐坡極限傾角等，用以驗(yàn)證制動系統(tǒng)設(shè)計(jì)的合理性。本報告基于ABS介入制動作用的前提下進(jìn)行計(jì)算。制動系統(tǒng)設(shè)計(jì)規(guī)范1）基本要求：車輛應(yīng)具備行車制動、應(yīng)急制動、駐車制動功能。2）法規(guī)要求：行車制動性能要求表1行車制動性能要求法規(guī)名稱車制動初速度（Km/h）制動距離（m減速度（m/s2）GB7528乘用車50<20>5.9GB21

5、670乘用車100< 70>6.43應(yīng)急制動性能要求表2應(yīng)急制動性能要求法規(guī)名稱車制動初速度（Km/h）制動距離（m減速度（m/s2）GB7528乘用車50<38>2.9GB21670乘用車100<168>2.44駐車制動性能要求GB 21670-2008乘用車制動系統(tǒng)技術(shù)要求及試驗(yàn)方法規(guī)定能使?jié)M載車輛在20%的上下坡道上保持靜止。操縱力要求GB7258-2004機(jī)動車運(yùn)行安全技術(shù)條件的要求，其中的踏板力要求0500NJ,踏板行程不超過120mm駐車制動操縱手柄力0 400N2輸入條件2.1 整車基本參數(shù)LF7133整車輸入?yún)?shù)見表 3:表3整車輸入?yún)?shù)項(xiàng)目

6、空載備注代 號數(shù)值代號數(shù)值空載質(zhì)量，Kgml1210m21475空載：整備質(zhì)量+110前軸載何，Kg730788后軸裁何，Kg480687質(zhì)心高，mmHgi450Hg2511質(zhì)心距前軸跑離， mmafi1011.6ar11187.7質(zhì)心距后軸跑離， mmbri1538.4br21362.3軸距，mmL 2550車輪滾動半徑，mmR 293185/60 R15 84H2.2 制動器參數(shù)制動器基本參數(shù)見表4:表4制動器參數(shù)項(xiàng)目前制動器（盤式）后制動得（豉式）輪缸直徑，mm5419.05摩擦片摩擦系數(shù)0.380.38制動器效能因數(shù)0.762.24制動半徑,mm105.2100摩擦片間隙（兩邊之和）,

7、mm0.412.3 制動踏板及傳動裝置參數(shù)制動時腳操縱制動踏板輸入力經(jīng)踏板臂與真空助力器放大，以便減輕駕駛勞動強(qiáng)度。制動踏板及傳動裝置參數(shù)見表 5:表5制動踏板及傳動裝置參數(shù)項(xiàng)目數(shù)值備注制動踏板杠桿比2.77全行程，mm87效率因數(shù)0.85真空助力器結(jié)構(gòu)型式單膜片式膜片直徑9英寸真空助力比7.4拐點(diǎn)38.18daN 62.61bar待供應(yīng)商確認(rèn)真空度，Kpa66.7制動主缸結(jié)構(gòu)型式中心閥式待供應(yīng)商確認(rèn)主缸直徑，mm20.64總行程，mm43活塞空行程，mm1.5推桿與活塞間隙，mm1.52.4 駐車手柄參數(shù)制動手柄及機(jī)械效率因素參數(shù)見表6:表6駐車手柄參數(shù)項(xiàng)目數(shù)值杠桿比.2效率因數(shù)0.93系統(tǒng)

8、計(jì)算及驗(yàn)證3.1 理想制動力分配與實(shí)際制動力分配3.1.1 制動力理論分析地面作用于前、后車輪的法向反作用力如圖2所示:廠11圖2/I'；白_ l 匕, Fz2.L制動工況受力簡圖由圖2,對后輪接地點(diǎn)取力矩得duFz1L Gb mhg出g式中：Fzi地面對前輪的法向反作用力，N;G汽車重力，N;b汽車質(zhì)心至后軸中心線的水平距離，m；m汽車質(zhì)量，kg；hg汽車質(zhì)心高度，m；l軸距，mdu汽車減速度，m/s2。dt對前輪接地點(diǎn)取力矩，得：Fz2L Gadum hg出g式中：Fz2地面對后輪的法向反作用力，N;a 汽車質(zhì)心至前軸中心線的距離，ni3.1.2 理想制動力與力矩在不同附著系數(shù)的路

9、面上，前、后車輪同步抱死的條件是：前、后輪制動器制動力之和等于汽車的地面附著力；并且前、后輪制動器制動力F 1、F 2分別等于各自的附著力，即為理想的前后制動力與力矩。汽車附著力與力矩計(jì)算公式：前輪(一個)F i-G(bhg)M i -G(bhg) R2 L g2 L g后輪(一個)F 2-G(ahg)M 2 -G(ahg) R2 L g2 L g可得出不同附著系數(shù)時理想制動力與力矩，見下表 7:表7理想制動力與力矩附著 系數(shù)空載附著力N(一個)空載附著力矩N.M(一個)滿載附著力N(前輪后輪前輪后輪前輪一0000000.1 3368.1629 2：24.7371 107.8717 65J34

10、796 400.6033 3220.2 757.2518 428.5482 221.8748 1250.3 1167.266 611.4335 342.0091.5646 830.1179.15734 6151288.71870.4 1598.207 773.3929 460.5 2050.074 914.4265 600.6 2522.866 1034.534 73.6715.2747 226.6041 1776.213 111267.9272292.684.1997 303.11852838.1213210.7 3016.584 1133.716 883.8591 332.1788 341

11、2.524 164760.8 3531.228 1211.9721034.65 355.1077 4015.894 1 0.9 4066.798 1269.302 1191.572 371.9054 4648.231 1852.5718 5309.534 1911 4623.294 1305.706 1354.625 38制動力分配系數(shù)u1由汽車設(shè)計(jì)（吉林工大，張洪欣主編，第2版）制動器效能因數(shù)定義:MbBF F。 r得 Mb F0 BF r而由制動器制動力矩產(chǎn)生的車輪周緣力MbR3.1.3 實(shí)際制動力分配比故 FbRd2BF r4Rp為液壓系統(tǒng)中的壓力d為輪缸活塞的直徑BF為制動器效能因數(shù)r

12、為制動器的作用半徑R為車輪的滾動半徑Mt 為制動器摩擦副間的制動力矩Fo制動器輪缸的輸出力巳一一由制動器制動力矩產(chǎn)生的車輪周緣力，即制動器制 動力聯(lián)立以上可得di2.BFi.ri22di .BFi.ri d2.BF2.r2經(jīng)過計(jì)算可得：見表8表8分配比相關(guān)參數(shù)前輪缸徑d1 ,mm54前制動器有效半徑r1 ,mm105.2前制動器效能因數(shù)BF10.76后輪缸徑d2 ,mm19.05后制動器有效半徑r2 ,mm100后制動器效能因數(shù)BF22.24分配比0.7413.1.4 I曲線與曲線根據(jù)以上計(jì)算，可繪出空滿載狀態(tài)理想前后制動力分配曲線（I曲線）和實(shí)際前后 制動力分配曲線（B曲線），如圖3。圖3前

13、后軸制動力分配曲線B曲線位于I曲線下方時，制動時前輪先抱死。由上圖可知：滿載 I曲線與 B曲線交點(diǎn)處附著系數(shù)大于1,制動時總是前輪先抱死。3.2 附著系數(shù)、制動強(qiáng)度及附著系數(shù)利用率3.2.1 同步附著系數(shù)I曲線與曲線交點(diǎn)處的附著系數(shù)為同步附著系數(shù)，其為制動性能的一個重要參數(shù)， 由汽車結(jié)構(gòu)參數(shù)所決定。同步附著系數(shù)：0 Lbhg由以上計(jì)算公式，可計(jì)算出空、滿載同步附著系數(shù)，計(jì)算結(jié)果見下表9:表9同步附著系數(shù)相關(guān)參數(shù)參數(shù)代號數(shù)值（空載）數(shù)值（滿載）同步附著系數(shù)00.7831.034由上可知，實(shí)際空載同步附著系數(shù)為 0.783,實(shí)際滿載同步附著系數(shù)為1.034。而 我國目前的道路路面狀況有較大改善，一

14、般可達(dá) 巾= 0.8左右，在高速路上可更高?？?載時巾=0.783滿足一般路面要求，滿載時因路面附著系數(shù) < 1在任何路面下均滿足前 輪先抱死。由于本車采用ABS調(diào)節(jié)前后制動器的制動力，故在任意附著系數(shù)路面時，實(shí)際前、后制動器制動力分配是近似符合 I曲線的，同時也減輕了 ABS系統(tǒng)工作壓力。說 明前后制動器選型合理。3.2.2 制動強(qiáng)度和附著系數(shù)利用率由公式F iF 2Lbz hgFz22 1 8 6 491 1 OOOQ衰陪-s三運(yùn)接空冢宜珀空欷m福清裁弟造烹冢虧柏(2+H 04)/0, 7Z/0.9 了 z hg式中：f 前軸利用附著系數(shù);r后軸利用附著系數(shù);a 前軸到質(zhì)心水平距，m

15、b 后軸到質(zhì)心水平距，m；z 制動強(qiáng)度。可繪出前后軸利用附著系數(shù)與制動強(qiáng)度的關(guān)系曲線，如圖4000. 2 0. 40, 6 0. 8制動強(qiáng)麥圖4利用附著系數(shù)與制動強(qiáng)度的關(guān)系曲線為了防止后軸抱死發(fā)生危險的側(cè)滑并提高制動效率，前軸附著系數(shù)曲線應(yīng)總在45度對角線上方，同時還應(yīng)靠近圖中的對角線(=Z)。由上圖可知，設(shè)計(jì)滿足要求。GB2167C®動法規(guī)要求：(1)利用附著系數(shù)在0.20.8之間，前后軸曲線應(yīng)都在直線=(z+0.04 )/0.7 下方，從上圖可知，制動系統(tǒng)設(shè)計(jì)滿足該要求。(2)車輛處于各種載荷狀態(tài)時，當(dāng)制動強(qiáng)度 Z處于0.150.8之間時，后軸的附著 系數(shù)利用曲線不應(yīng)位于前軸的附

16、著系數(shù)利用曲線之上， 從上圖可知，制動系統(tǒng)設(shè)計(jì)滿足 該要求。(3)當(dāng)制動強(qiáng)度Z處于0.150.8之間時，后軸曲線應(yīng)位于直線Z=0.9下方。從 上圖可知，制動系統(tǒng)設(shè)計(jì)滿足該要求。因此，LF7133車型制動系統(tǒng)滿足法規(guī)關(guān)于制動力在前后軸之間分配的協(xié)調(diào)性要求。由于LF7133車型制動系統(tǒng)采用ABS系統(tǒng)，前后軸制動力分配會更加合理。3.3 管路壓強(qiáng)計(jì)算3.3.1 管路工作極限壓強(qiáng)1)、制動器產(chǎn)生極限制動力時所需管路壓強(qiáng)管路的極限壓強(qiáng)在不考慮管路壓強(qiáng)損失時即為制動器產(chǎn)生極限制動力時的輪缸壓 強(qiáng)。理論上在不考慮ABS系統(tǒng)的作用應(yīng)該是在地面的附著系數(shù)達(dá)到同步附著系數(shù)時管路 中的壓強(qiáng)。但滿載同步附著系數(shù) 1.

17、034大于1,實(shí)際附著系數(shù)最大為1,即附著系數(shù)為 1路面上滿載時制動器產(chǎn)生的制動力為極限制動力。根據(jù)制動器制動力公式： d2P BF rFz=RP=4 2Fz Rd BF r4 1919.964 293一 2 一一19.052.24 1008.81Mpa式中：P為液壓系統(tǒng)中的壓強(qiáng)d為輪缸活塞的直徑BF為制動器效能因數(shù)r為制動器的作用半徑R為車輪的滾動半徑Fz由制動器制動力矩產(chǎn)生的車輪周緣力，即制動器制動力經(jīng)過計(jì)算，管路壓強(qiáng)：RmaxP2max=8.81 Mpa ；max m max2）、制動系統(tǒng)所能施加的極限壓強(qiáng)當(dāng)制動踏板力施加到500N時，主缸產(chǎn)生的壓強(qiáng)為制動系統(tǒng)能達(dá)到的極限壓強(qiáng)。Finpu

18、tFp ip p 500 2.77 0.85 1178NFp 制動踏板力ip 制動踏板杠桿比p制動踏板機(jī)械效率圖5真空助力器與總泵曲線特性通過查圖5。輸入力對應(yīng)1178N時主缸輸出的壓強(qiáng)約為9.4 Mpa經(jīng)過以上計(jì)算，可知制動過程中經(jīng)過駕駛員操縱制動踏板，制動系統(tǒng)所能提供的極 限壓強(qiáng)大于理論制動所需要的極限壓強(qiáng)。說明設(shè)計(jì)符合要求。而且液壓制動系統(tǒng)管路的 極限工作壓強(qiáng)小于10Mpa,因此本系統(tǒng)管路壓強(qiáng)符合要求3.3.2管路一般工作壓強(qiáng)車輛一般行駛路面附著系數(shù)取 0.8,在這樣的路面上制動過程分析：在附著系數(shù)為0.8 （0.8 < o 1.034）的路面上制動時，前輪的壓力首先達(dá)到抱死拖滑狀

19、態(tài)，當(dāng)管路中壓力繼續(xù)升高時，后輪制動力卻隨壓力的升高繼續(xù)增大，直到后輪也抱死拖滑。那么，后輪抱死拖滑時，管路中的壓強(qiáng)已經(jīng)足夠大，此時管路壓強(qiáng)為一般常見工作狀態(tài)壓 強(qiáng)（簡稱：一般工作壓強(qiáng)）。同3.3.1計(jì)算方法得：管路壓力：Pi P2=8.11Mpa;液壓制動系統(tǒng)管路的一般工作壓強(qiáng)小于10Mpa ,因此本系統(tǒng)管路壓強(qiáng)符合要求。3.4 制動效能計(jì)算3.4.1 行車制動效能由法規(guī)要求，制動效能在滿載狀態(tài)下計(jì)算。為此，以車輛在良好路面（附著系數(shù)0 0.8）上滿載行駛狀態(tài)進(jìn)行計(jì)算。1）、ABS系統(tǒng)不參與制動作用時的制動效能滿載同步附著系數(shù)為1.034,那么在附著系數(shù)0 0.8的路面上前輪先抱死托滑。此時

20、前輪制動力由表3-1查得：Fb1 4015.9N總制動力：FB色器5416NFb 25416 22域速度：j max 7.34 m. sm21475制動距離公式為：3.6''尹V225.92 jmaxV制動初速度，km/hjmax最大制動減速度，m/S2制動器的作用時間，取0.20.9s取0.5s當(dāng)0 0.8時,jmax 7.34 m S2當(dāng) V=100 km/h 計(jì)算得S= 66.4m制動距離S< 70m 符合GB 21670-2008的規(guī)定；當(dāng) V=50 km/h 計(jì)算得S= 19.9m制動距離S< 20m 恰好符合 GB 7258-2004的規(guī)定2）、ABS系

21、統(tǒng)參與制動作用時的制動效能因?yàn)锳BS參與作用，前后車輪受ABS調(diào)節(jié)而同時停止運(yùn)轉(zhuǎn)，同步附著系數(shù)即為附著 系數(shù)0。8。減速度：jmax 0.8 9.8 7.84 ms2當(dāng) 00.8 時，jmax 7.84m/s2當(dāng) V=100 km/h 計(jì)算得 S = 63m制動距離S< 70m 符合GB 21670-2008的規(guī)定；當(dāng) V=50 km/h 計(jì)算得 S = 19.25m制動距離S< 20m 符合GB 7258-2004的規(guī)定3.4.2 失效制動效能1）、一條制動回路失效時制動效能由于制動管路采用雙回路 X型布置，其最大優(yōu)點(diǎn)是任一回路失效時，仍能保持對 角線兩個車輪制動器的工作。由于同

22、軸左、右制動器的對稱性，任一回路失效時，仍能剩余50%的制動力。為此，以車輛在良好路面（附著系數(shù)0 0.8 ）上滿載行駛狀態(tài)計(jì)算。ABS系統(tǒng)不參與制動作用時的制動效能減速度為行車制動的50%jmax 12 7.34 3.67m. s2制動距離公式為：1'2'V2S （）V 3.6 2 225.92jmaxV制動初速度，km/hjmax最大制動減速度，m/s2當(dāng) V=100 km/h 計(jì)算得 S =119m制動距離S< 168m 符合GB 21670-2008的規(guī)定；當(dāng) V=50 km/h 計(jì)算得 S = 33.2m制動距離S< 38m 符合GB 7258-2004的

23、規(guī)定ABS系統(tǒng)參與制動作用時的制動效能減速度為行車制動的50%jmax 12 7.84 3.92 m. s2制動距離公式為：21 ,2V2S （2-）V 2 .6 2225.92 jmaxV制動初速度，km/h2jmax取大制動減速度，m/S；制動器的作用時間,取0.20.9s取220.5s當(dāng) V=100 km/h 計(jì)算得 S = 112.3m制動距離S< 168m 符合GB 21670-2008的規(guī)定；當(dāng) V=50 km/h 計(jì)算得 S = 31.5m制動距離S< 38m 符合GB 7258-2004的規(guī)定2）、真空助力器失效時制動效能P 4 Fp 1P d2真空助力器失效時，制

24、動效能計(jì)算如下：4 500 2.774.1420.64 20.64P制動壓力，MpaFp 制動品S板力，N根據(jù)法規(guī)要求，最大輸入力為500N。ip 制動杠桿比 pd 制動主缸直徑，mm制動力計(jì)算公式:d2P BF r4R前軸制動力（單側(cè)）5424.14 0.76 105.242932286.9N后軸制動力（單側(cè)）-219.054.14 2.24 1004293902N總制動力：FB(2286.9 902) 2 6977.8N減速度:j max1 S 4.73m s2 m21475制動距離公式為:S A 23.6''尹V225.92jmax制動初速度，km/hj max最大制動減

25、速度,m/s2'22-2制動器的作用時間，取0.20.9s取0.5s當(dāng)V=100 km/h計(jì)算得S = 95.5m制動距離S< 168ml符合GB 21670-2008的規(guī)定;當(dāng) V=50 km/h 計(jì)算得 S = 27.3m制動距離S< 38ml符合GB 7258-2004的規(guī)定3.5 制動踏板及傳動裝置校核3.5.1主缸工作行程根據(jù)V次完全制動過程中輪缸的行程）得:12 3 （ 1制動間隙，2摩擦塊變形量，3制動盤（鼓）變形量試驗(yàn)確定）前輪缸工作容積 V1 = 3.14X 542X0.8 + 4=1832mm3 （盤式：1=0.4, 2=0.2, 3=0.2）后輪缸工作

26、容積 V2 =3.14X 19.052X2.5-4=712.5 mm3 （鼓式：=2.5）考慮軟管變形，L左前=0.328 m； L右前=0.328 m；L左后=0.182 m； L 右后=0.182 m；軟管變形量V3 = 1.1 x （L左前+L右前+L左后+L右后）=1.12 mL （系數(shù)1.1表示單位長度 的變形量，單位：mL/m主缸容積為 Vm=2 （V1+V2） +V3 = 6210.4mm3活塞空行程：1.5mm活塞與推桿間隙:1.5mm真空助力器反饋盤變形量：3mm主缸工作行程 S°=Vm/, dm）+1.5+1.5+3=24.56mm 小于主缸總行程43mm滿足設(shè)計(jì)

27、要求。3.5.2制動踏板力及行程1）制動踏板工作行程Sp ip &ip：制動踏板杠桿比，2.77So :主缸行程，24.56mmSp=2.77 X 24.5=68 mm 工作行程與總行程比68/87=0.78制動踏板全行程約為87mm滿足GB7258-2004的規(guī)定：液壓型車制動在達(dá)到規(guī)定 的制動效能時，制動工作行程不得超過踏板全行程的 4/5。同時全行程小于乘用車法規(guī) 要求120mm可見制動踏板行程滿足設(shè)計(jì)要求。2）制動踏板力校核：由3.3計(jì)算可知，制動系統(tǒng)管路一般工作壓力（以滿載狀態(tài)在路面附著系數(shù)為0.8的路面制動）為 8.11MPa （81.1bar）真空助力器和總泵特性曲線（供

28、應(yīng)商BOSCH®供），見圖6:圖6 S08真空助力器和總泵特性曲線從真空助力器和總泵特性曲線中可以查出：需要輸出液壓為8.11 Mpa時，所對應(yīng)的真空助力器輸入端施加力應(yīng)為 590N1由 Finput Fp ip p 可得 Fp " p 590277 0.85 250.6NFp 制動踏板力ip 制動踏板杠桿比p制動踏板機(jī)械效率由以上計(jì)算可知，制動踏板力 F<500N,符合GB12676-1999的規(guī)定，根據(jù)設(shè)計(jì)經(jīng) 驗(yàn)。制動踏板力200300是比較適宜駕駛員操縱的力。所以在采用配套真空助力器與總 泵的情況下，制動踏板力能夠滿足法規(guī)要求。3.6 駐車制動計(jì)算3.6.1 停

29、駐極限傾角根據(jù)汽車后軸車輪附著力Ff與制動力相等的條件，汽車在角度為9的上坡路和下坡 路上停駐時的制動力Fzu、Fzd分別為：mg /Fzu= l (a coshg sin ) = Ff = mgsinmg ,Fzd= l (a cos hg sin ) = Ff= mgsin 式中坡度角hg質(zhì)心圖度m汽車滿載質(zhì)量L汽車軸距a汽車質(zhì)心至前軸中心線的距離可得汽車在上、下坡路上停駐時的坡度傾角u、 d分別為:u= arctanL hgd= arctan Lhg因此經(jīng)過計(jì)算，滿載時汽車可能停駐的極限上、下坡傾角見下表。表10停駐極限上、下坡傾角(° )u max l/H ( O )dmax

30、 l/0.514.5187711.958420.617.6322914.015290.720.7795215.965590.823.9418317.813220.927.1000419.562533.6.2 手柄操縱力根據(jù)汽車停駐在12° (20%上坡的坡度上計(jì)算地面對后輪附著力：F1 =mg ( - cos 螞sin ) =5750.2NLL對調(diào)隙桿端點(diǎn)取矩:F 領(lǐng) 20=F 拉 101根據(jù)桿受力平衡：F領(lǐng)+ F拉"F從F領(lǐng)=5 F拉 F從=6 F拉根據(jù)力矩平衡：1FiR= F 領(lǐng) r2+ F 從 r22F 拉=765.1N此時制動鼓內(nèi)受力簡圖如下圖7所示:圖7:駐車制動

31、鼓受力簡圖駐車制動裝置采用領(lǐng)從蹄式，具制動效能因數(shù)BF為2.24,根據(jù)公式由公式： 后=2& / iz =2X765.1/7.2/0.9得 F手=236.4(N)按照GB12676-1999規(guī)定，駐車制動必須使?jié)M載車輛在 20%(12o)的坡道上停駐，M1 類車制動手柄力不超過400N,設(shè)計(jì)方案合理。3.6.3 駐車制動效能采用GB2167CM規(guī)要求計(jì)算駐車制動效能。以滿載狀態(tài)進(jìn)行計(jì)算。根據(jù)M1類車制動手柄力不超過400N,取手操控力最大為400N,此時作用于車輛的制動力 FB : (5 X 1.74 X400+6X 0.5 X 400) X 0.9 X 100X 2/293=2875

32、.1N減速度： jmax 2875.1 1.95 m s2 1.5m s2 m21475減速度大于1.5m/s2滿足CB21670ft規(guī)要求。說明駐車系統(tǒng)方案合理3.7 襯片磨損特性計(jì)算制動器的能量負(fù)荷常以其比能量耗散率作為評價指標(biāo)。比能量耗散率又稱為單位功 負(fù)荷或能量負(fù)荷，它表示單位摩擦面積在單位時間內(nèi)耗散的能量。雙軸汽車的單個前輪制動器和單個后輪制動器的比能量耗散率分別為:公式:式中:ei/一 21 maV12 2tAi21 maV12 2tA2V1V2(1)ma 滿載質(zhì)量;V1 制動初速度;轎車取 V1100 Kmh(27.8ms)j 制動減速度；取j 0.6gt制動時間A1)A2 前后制動器襯片的摩擦面積經(jīng)過計(jì)算得:ei5.59W2mme21.33W2mm轎車盤式制動器的比能量耗散率應(yīng)不大于6.。%方2，鼓式制動器的比能量耗散 率應(yīng)不大于1.8%m2 ,說明前后制動摩擦塊選擇符合要求。4總結(jié)通過以上計(jì)算分析可知制動系統(tǒng)零件選型合理，制動性能滿足要求，但是其中很多 數(shù)據(jù)為經(jīng)驗(yàn)值，尚待裝車做進(jìn)一步優(yōu)化。具體可得出如下結(jié)論:1)、制動系統(tǒng)中前后制動器選型合理，前后軸制動力分配合理;2）、制動系統(tǒng)設(shè)計(jì)，滿足行車制動