制動系統(tǒng)匹配設(shè)計計算

1、制動系統(tǒng)匹配設(shè)計計算只有制動性能良好、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)計中制動系統(tǒng)的匹配計算尤為重要。一、概述根據(jù)AA車型整車開發(fā)計劃，AA車型制動系統(tǒng)在參考BB轎車底盤制造平臺的基礎(chǔ)上進(jìn)行逆向開發(fā)設(shè)計，管路重新設(shè)計。本計算是以選配C發(fā)動機為基礎(chǔ)。AA車型的行車制動系統(tǒng)采用液壓制動系統(tǒng)。前、后制動器分別為前通風(fēng)盤式制動器和實心盤式制動器，制動踏板為吊掛式踏板，帶真空助力器，制動管路為雙回路對角線（X型）布置，采用ABS駐車制動系統(tǒng)為機械式手動后盤式制動，采用遠(yuǎn)距離棘輪拉索操縱機構(gòu)。因AA車型與參考樣車BB的整車參數(shù)接近，制動系統(tǒng)采用了BB樣車制動系統(tǒng)，因此

2、，計算的目的在于校核前/后制動力、最大制動距離、制動踏板力、駐車制動手柄力及駐坡極限傾角。設(shè)計要符合GB12676汽車制動系統(tǒng)結(jié)構(gòu)、性能和試驗方法；GB13594機動車和掛車防抱制動性能和試驗方法和GB7258機動車運行安全技術(shù)條件的要求，其中的踏板力要求W500N,駐車制動停駐角度為20%（12齒），駐車制動操縱手柄力W400M二、制動系統(tǒng)設(shè)計的輸入條件整車基本參數(shù)見表1,零部件主要參數(shù)見表2。空找質(zhì);皿kg1112滿4攵質(zhì)V曲:kg1517軸柜（空裁，滿投）Lnun25502512交戰(zhàn)順心而心666iS4支康心而匕618,空我前里網(wǎng)荷外671空載后軸軸荷臉471滿投前軸軸荷叫;781滿較后

3、軸軸荷0記736空載舐軸到質(zhì)心水平蹌離Lft|1052空戰(zhàn)后軸到質(zhì)心水平距離Lrtmm1198滿我旅軸到質(zhì)心水平距離飛mm1233滿被后軸到血心水平距惠LrS師1309乍輪流動半徑Rmi296表1整車基本參數(shù)E前/后制動器耦砌半徑rZj,nun1上工jIU7.73澧依前/后解前港摩擦片爆擦系數(shù)力/珞0.38琴哥仙前/后需動帶效能網(wǎng)數(shù)BF/SF,0.760.76參考值制動主缸口徑d.螂*1QO*?設(shè)沖值制勘主旅總行程3胸32設(shè)計值前/后輪缸直往&/電uiiu5733,9改訃防前/后假動罌輪缸行程&J3mm0.5/0.5參茗侑真空助力比工，一r/.0設(shè)計值制動踏板杠桿比Jp/1HHK制動踏板企仃程

4、丸nun100設(shè)itffi轉(zhuǎn)。制他手桶紅桿比jr79計值5E卡制動促動裝乾杠桿比一U5.35設(shè)計俏表2零部件主要參數(shù)三、制動系統(tǒng)設(shè)計計算（法規(guī)校核）1、地面對前、后車輪的法向反作用力地面對前、后車輪的法向反作用力如圖1所示。圖1制動工況受力簡圖由圖1,對后輪接地點取力矩得F，=Gb+tndudt式中：FZ1(N):地面對前輪的法向反作用力；G(N):汽車重力；b(m:汽車質(zhì)心至后軸中心線的水平距離；m(kg):汽車質(zhì)量；hg(成：汽車質(zhì)心高度；L(m)：軸距；du/dt(m/s2):汽車減速度。對前輪接地點取力矩，得:FL=Gni-h一dt式中：FZ2(N):地面對后輪的法向反作用力；a(m)

5、:汽車質(zhì)心至前軸中心線的距離。2、理想前后制動力分配在附著系數(shù)為少的路面上，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Fp1、Fp2分別等于各自的附著力，即:%+七2=2(3)根據(jù)式（1）、（2）及（3）,消去變量少，得:(4)由（1）、（2）、（3）及此時du/dt=z*g,z=4=40,可得:前軸：后軸:1rG用立=Z（。一二與）0（6）由此可以建立由Fu1和Fu2的關(guān)系曲線，即I曲線。3、3曲線ABS的作用就公式（4）表明了理想的前后制動力的關(guān)系，但是實際的制動力分配是一個線性關(guān)系。是不停的調(diào)節(jié)實際的制動力分配關(guān)系，使之盡可能接近理

6、想曲線。制動力分配系數(shù)：由制動器效能因數(shù)定義:BF-(9而由制動器制動力矩產(chǎn)生的制動器制動力等于制動力矩與車輪滾動半徑的比值，故(10尸_P兀屋攵4(11p（Mpa）:液壓系統(tǒng)中的壓力；d:輪缸活塞的直徑（mm）;BF：制動器效能因數(shù)；r：制動器的有效制動半徑；R（mm:車輪的滾動半徑；Mm（mi）:制動器摩擦副間的制動力矩；F0（N）:制動器輪缸的輸出力；Fb（N）:由制動器制動力矩產(chǎn)生的車輪周緣力，即制動器制動力。由公式（12）、（11）代入（7）得：-d/BEr,BI；_1（12dfBErtBEn同步附著系數(shù)Lf3-b(13I%由以上公式可以計算得到AA車型前后制動器制動力分配系數(shù)：3=

7、故同步附著系數(shù)：滿載時少01=0.91;空載時少02=0.6。根據(jù)以上計算，可繪出空滿載狀態(tài)理想前后制動力分配曲線（I線）和實際前后制動力分配曲線（3線）（見圖2）。Pa=0,7&I空轂i滿載一區(qū)第曲線QQQ干千千千*，安孕qq前軸制動力(陽圖2前后制動力分配曲線由上可知，實際滿載同步附著系數(shù)=0.91,而我國目前的道路路面狀況有較大改善，一般可達(dá)少=0.8左右，在高速路上可達(dá)1.0,因此少=0.91滿足一般設(shè)計的要求。在少=0.91時前、后輪同時抱死，在此之前如無ABS系統(tǒng)作用總是前輪先抱死。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，實際前、后制動器制動力分配是近似符

8、合I曲線的，同時也減輕了ABS系統(tǒng)工作壓力。因此設(shè)計方案合理。4、前后軸利用附著系數(shù)與制動強度的關(guān)系曲線由公式：式中：f：前軸利用附著系數(shù)；少r：后軸利用附著系數(shù)；a(m)：前軸到質(zhì)心水平距；b(m)：后軸到質(zhì)心水平距；z：制動強度。可作出前后軸利用附著系數(shù)與制動強度的關(guān)系曲線（見圖3）。器痣春茶林眠.-*節(jié)端強.度M06空粗前擔(dān)淺空tj后住H翼荷載而轉(zhuǎn)NOBSItttet|?T之于0.07；0,時4=240.05-力Z圖3利用附著系數(shù)與制動強度的關(guān)系曲線比較以上圖表，我們可以得出結(jié)論：空、滿載利用附著系數(shù)滿足GB12676標(biāo)準(zhǔn)要求，因此本車的制動力分配滿足法規(guī)要求。四、管路壓力校核管路的極限

9、壓力如不考慮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)時管路中的壓力。前后制動器同時抱死時，根據(jù)前、后輪制動器制動力公式：式中：Fu1、Fu2（N）:前、后輪制動器制動力；pl、p2（Pa）:前、后輪缸液壓；di、d2（同前、后輪缸直徑；n1、n2:前、后制動器單側(cè)油缸數(shù)目（僅對于盤式制動器而言）；BF1、BF2:前、后制動器效能因數(shù)；ri、r2（m）:前、后制動器制動半徑；R（向：車輪滾動半徑。由（15）可以推導(dǎo)出管路壓力公式：p=2FJ?（rBF兀dn）（16由此可得到p1=p2=6.86Mpa,液壓制動系統(tǒng)管路的一般工作壓力小于10Mpa,因此本系統(tǒng)管路壓力符合要求。五、制動

10、距離校核制動距離公式為:1IKiS=（丁+）K+（173.622592V（km/h）:制動初速度；Jmax（m/s2）：最大制動減速度；i2、i2：制動器的作用時間，0.20.9s.取72nr+=0.5s22當(dāng)少=0.8時，jmax=少*g=7.84m/s2,當(dāng)V=80km/h由式（17）得S=42.6m50.7m,符合GB12676的規(guī)定。當(dāng)V=50km/h由式（17）得S=19.3m20m,符合GB7258的規(guī)定。制動距離滿足法規(guī)要求，設(shè)計方案合適。表1市新類坦MbM.nl%徜朧車削塾徹患廢km%時的HU鐘2k高必IS線GB12676對制動距離的要求機動車類型制動初速度km/h滿載檢驗制動

11、距離要求m空載檢驗制動距離要求m試驗通道寬度m三輪汽車2002.5乘用車5020.0司9.02.5總質(zhì)量不大于3500kg的低速貨車30迫0名02.5其它總質(zhì)量不大于3500kg的汽車5022.021.02.5其它汽車、汽車列車3010.09.03.0兩輪摩托車3040邊三輪摩托車308.02.5正三輪摩托車30452.3輕便摩托車2040輪式拖拉機運輸機組206.56.03.0手扶變型運輸機206.52.3GB7258對制動距離的要求六、真空助力器主要技術(shù)參數(shù)校核本車由于平臺化的考慮采用BB原樣車真空助力器，其為單膜片式，膜片直徑為9,真空助力比為7.5。制動主缸行程校核根據(jù)V=1/4Ttd

12、28,得：前輪缸工作容積V1=2550.47（立方毫米）；后輪缸工作容積V2=902.13（立方毫米）；考慮軟管變形，主缸容積為：Vm=1.1X2（V1+V2）=7595.71（立方毫米）；主缸實際行程:S0=Vm(1/4dd2nr)=19.6(mm)32mm,小于主缸總行程32mm滿足設(shè)計要求。七、制動踏板行程和踏板力校核1、制動踏板行程制動踏板工作行程：S*=ip（s+力產(chǎn)B02）（ip:制動踏板杠桿比，2.77;801:主缸推桿與活塞間隙，1.5mm；802：主缸活塞空行程，1.5mmoSp=2.77X（19.6+1.5+1.5）=62.6（mm5.8（法規(guī)限值），滿載狀態(tài)下，所需踏板力

13、FV500N,符合GB12676的規(guī)定的制動強度Z=5.8時制動踏板力的要求，設(shè)計方案合適。八、一個回路失效制動效能的驗證由于本車型制動管路采用雙回路X型布置，其最大優(yōu)點是任一回路失效時，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，故當(dāng)?shù)孛娓街禂?shù)為0.8時，制動減速度為J=1/2g=3.92m/s2,大于GB7258規(guī)定的應(yīng)急制動效能2.9m/s2,及GB12676中規(guī)定的剩余制動效能1.7m/s2,符合法規(guī)要求。九、駐車制動校核1、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0的坡路時上坡和下坡停駐時的制動力Fzu、Fzd分別為:夕+41。)5nigsiii，(19)=(ucos-/sinO)=斤=mgsin。(20)可得汽車在上、下坡路上停駐時的坡度傾角、分別為:(22)因此，滿載時汽車可能停駐的極限上、下坡傾角見表3。表3極限上、下坡傾角般要求的駐坡能力為20%41120,故此車駐車角度滿足要求。2、手柄力校核AA車型駐車制動裝置為浮動鉗盤式制動器，駐車制動促動機構(gòu)在制動鉗內(nèi)，其杠桿比為5.35,駐車制動手柄杠桿比為7.2,駐車