制动系统设计计算报告

制动系统设计计算报告 Document number：NOCG-YUNOO-BUYTT-UU986-1986UT

目录

1系统概述

系统设计说明

只有制动性能良好、制动系统工作可靠的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的匹配计算尤为重要。

LF7133是在标杆车的基础上设计开发的一款全新车型，其制动系统是在标杆车制动系统为依托的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，以确保制动系统的正常使用，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的要求。

系统结构及组成

经双方确认的设计依据和要求，LF7133制动系统采用同国内外大量A级三厢轿车一致的液压制动系统。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的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的情况下，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.制动轮缸控制器

系统设计原理及规范

本计算报告根据总布置提供的整车参数、制动器与总泵及真空助力器厂家提供的数据、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的合理性。本报告基于ABS不介入制动作用的前提下进行计算。

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

表2应急制动性能要求

GB21670-2008《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%的上下坡道上保持静止。

④操纵力要求

GB7258-2004《机动车运行安全技术条件》的要求，其中的踏板力要求≤500N，踏板行程不超过120mm，驻车制动操纵手柄力≤400N。

2输入条件

整车基本参数

LF7133整车输入参数见表3：

表3整车输入参数

制动器参数

制动器基本参数见表4：

表4制动器参数

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

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

3系统计算及验证

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、后车轮的法向反作用力如图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：1z F ——地面对前轮的法向反作用力，N ；

G ——汽车重力，N ； b

——汽车质心至后轴中心线的水平距离，m ；

m ——汽车质量，kg ；

g h ——汽车质心高度，m ；

L ——轴距，m ；

dt

du

——汽车减速度，m/s 2。 对前轮接地点取力矩，得:

式中：2z F ——地面对后轮的法向反作用力，N ；

a ——汽车质心至前轴中心线的距离，m 。

3.1.2理想制动力与力矩

在不同附着系数的路面上，前、后车轮同步抱死的条件是：前、后轮制动器制动力之和等于汽车的地面附着力；并且前、后轮制动器制动力21μμF F 、分别等于各自的附着力，即为理想的前后制动力与力矩。

汽车附着力与力矩计算公式：

前轮（一个）??μ)(211g h b L G F +=R h b L G

M g ??μ)(211+= 后轮（一个）??μ)(212g h a L G F -=

R h a L

G

M g ??μ)(212-= 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

3.1.3实际制动力分配比

制动力分配系数u

u F F 1

=

β

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：

r

F M BF b

?=

0得r BF F M b ??=0 而由制动器制动力矩产生的车轮周缘力R M b b F =

故R

BF

r F F o b ??=

b F =

R

r

BF d P ????

42

π

p ——为液压系统中的压力 d ——为轮缸活塞的直径

BF ——为制动器效能因数 r ——为制动器的作用半径 R ——为车轮的滚动半径

M μ——为制动器摩擦副间的制动力矩 F 0——制动器轮缸的输出力

F μ——由制动器制动力矩产生的车轮周缘力，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

3.1.4I 曲线与曲线

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）和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，制动时总是前轮先抱死。

2

22211211

12

1r .BF .d r .BF .d r .BF .d +=β

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 曲线与曲线交点处的附着系数为同步附着系数，其为制动性能的一个重要参数，由汽车结构参数所决定。

同步附着系数：g

h b

L -=

β?0 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

由上可知，实际空载同步附着系数为，实际满载同步附着系数为。而我国目前的道路路面状况有较大改善，一般可达ψ＝左右，在高速路上可更高。空载时ψ=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 调节前后制动器的制动力，故在任意附着系数路面时，实际前、后制动器制动力分配是近似符合I 曲线的，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制动强度和附着系数利用率

由公式：

()()()g z r g z f h z a L

z F F h z b L z

F F ?-?-==

?+?=

=

1

11

2

211β?β?μμ 式中：f ?——前轴利用附着系数；

r ?——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的关系曲线，如图4。

图4利用附着系数与制动强度的关系曲线

为了防止后轴抱死发生危险的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，同时还应靠近图中的对角线（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～之间，前后轴曲线应都在直线Φ=（z+）/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～之间时，后轴的附着系数利用曲线不应位于前轴的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～之间时,后轴曲线应位于直线Z=Φ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的协调性要求。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。

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

管路的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的轮缸压强。理论上在不考虑ABS 系统的作用应该是在地面的附着系数达到同步附着系数时管路中的压强。但满载同步附着系数大于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的制动力为极限制动力。

根据制动器制动力公式：

z F =

R

r

BF d P ????42

π

P =

r

BF d R

F z ?????24π

式中：P ——为液压系统中的压强

d ——为轮缸活塞的直径 BF ——为制动器效能因数 r ——为制动器的作用半径 R ——为车轮的滚动半径

F z ——由制动器制动力矩产生的车轮周缘力，即制动器制动力

经过计算，管路压强：max 2max 1P P ==Mpa ； 2）、制动系统所能施加的极限压强

当制动踏板力施加到500N 时，主缸产生的压强为制动系统能达到的极限压强。

p F ——制动踏板力

p i ——制动踏板杠杆比

p η——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 时主缸输出的压强约为Mpa

经过以上计算，可知制动过程中经过驾驶员操纵制动踏板，制动系统所能提供的极限压强大于理论制动所需要的极限压强。说明设计符合要求。而且液压制动系统管路的极限工作压强小于10Mpa ，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，在这样的路面上制动过程分析：在附着系数为（≤034.10=φ）的路面上制动时，前轮的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的升高继续增大，直到后轮也抱死拖滑。那么，后轮抱死拖滑时，管路中的压强已经足够大，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：21P P ==Mpa ；液压制动系统管路的一般工作压强小于10Mpa ，因此本系统管路压强符合要求。

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

8.00=φ）上满载行驶状态进行计算。

1）、ABS 系统不参与制动作用时的制动效能

满载同步附着系数为，那么在附着系数8.00=φ的路面上前轮先抱死托滑。此时前轮制动力由表3-1查得：N F B 9.40151= 总制动力：N F F B B 5416741

.09

.40151

==

=

β

减速度：22max 34.71475

2

54162s m m F j B =?=?=

制动距离公式为：

V ——制动初速度，km/h

m ax j ——最大制动减速度，m/s 2

2

"2

'

2ττ+

——制动器的作用时间，取～取

当8.00=φ时，2max 34.7s m j = 当V=100 km/h 计算得S ＝66.4m

制动距离S ＜70m ，符合GB21670-2008的规定； 当V=50 km/h 计算得S ＝19.9m

制动距离S ≤20m ，恰好符合GB7258-2004的规定 2）、ABS 系统参与制动作用时的制动效能

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8.00=φ。

减速度：2max 84.78.98.0s m j =?= 当8.00=φ时，2max 84.7s m j = 当V=100 km/h 计算得S ＝63m

制动距离S ＜70m ，符合GB21670-2008的规定； 当V=50 km/h 计算得S ＝19.25m

制动距离S ≤20m ，符合GB7258-2004的规定

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，其最大优点是任一回路失效时，仍能保持对角线两个车轮制动器的工作。由于同轴左、右制动器的对称性，任一回路失效时，仍能剩余50％的制动力。为此，以车辆在良好路面（附着系数8.00=φ）上满载行驶状态

计算。

①ABS 系统不参与制动作用时的制动效能 减速度为行车制动的50％ 制动距离公式为：

V ——制动初速度，km/h

m ax

j ——最大制动减速度，m/s2

2"2

'

2ττ+

——制动器的作用时间，取～取

当V=100 km/h 计算得S ＝119m

制动距离S ＜168m ，符合GB21670-2008的规定； 当V=50 km/h 计算得S ＝33.2m

制动距离S ≤38m ，符合GB7258-2004的规定 ②ABS 系统参与制动作用时的制动效能 减速度为行车制动的50％ 制动距离公式为：

V ——制动初速度，km/h

m ax j ——最大制动减速度，m/s 2

2

"2

'

2ττ+

——制动器的作用时间，取～取

当V=100 km/h 计算得S ＝112.3m

制动距离S ＜168m ，符合GB21670-2008的规定； 当V=50 km/h 计算得S ＝31.5m

制动距离S ≤38m ，符合GB7258-2004的规定 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：

P ——制动压力，Mpa

p F ——制动踏板力，N 根据法规要求，最大输入力为500N 。

p i ——制动杠杆比

d ——制动主缸直径，mm

制动力计算公式：F =R

r

BF d P ???∏?42

前轴制动力（单侧）：

N 9.2286293

2

.10576.04

5414.42

=????

π

后轴制动力（单侧）：

N 902293

100

24.2405.1914.42

=????

π

总制动力：B F N 8.697729029.2286=?+）（ 减速度：22max 73.41475

8

.6977s m m F j B ===

制动距离公式为：

V ——制动初速度，km/h

m ax j ——最大制动减速度，m/s 2

2

"2

'

2ττ+

——制动器的作用时间，取～取

当V=100 km/h 计算得S ＝95.5m

制动距离S ＜168m ，符合GB21670-2008的规定； 当V=50 km/h 计算得S ＝27.3m

制动距离S ≤38m ，符合GB7258-2004的规定

制动踏板及传动装置校核 3.5.1主缸工作行程

根据δπ24

1

d V =（δ—一次完全制动过程中轮缸的行程）得：

321δδδδ++=（1δ制动间隙，2δ摩擦块变形量，3δ制动盘（鼓）变形量试验确定）

前轮缸工作容积1V ＝×542

×÷4=1832mm 3

（盘式：1δ=，2δ=，3δ=） 后轮缸工作容积2V ＝××÷4=712.5 mm 3（鼓式：δ=）

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3V ＝×（L 左前+L 右前+L 左后+L 右后）＝（系数表示单位长度的变形量，单位：mL/m ）

主缸容积为m V ＝2（1V +2V ）+3V ＝6210.4mm

3

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S 0＝)4

1/(2

m m d V π+++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

i p ：制动踏板杠杆比，

0S ：主缸行程，24.56mm

S p =×=68 mm 工作行程与总行程比68/87=

制动踏板全行程约为87mm ，满足GB7258-2004的规定：液压型车制动在达到规定的制动效能时，制动工作行程不得超过踏板全行程的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的路面制动）为（）

真空助力器和总泵特性曲线（供应商BOSCH 提供），见图6：

图6S08真空助力器和总泵特性曲线

从真空助力器和总泵特性曲线中可以查出：需要输出液压为Mpa 时，所对应的真空助力器输入端施加力应为590N 。

由p p p input i F F η??=可得N F p p INPUT i F p 6.25085.077.2590===??η

p F ——制动踏板力

p i ——制动踏板杠杆比

p η——制动踏板机械效率

由以上计算可知，制动踏板力F ＜500N ，符合GB12676-1999的规定，根据设计经验。制动踏板力200~300是比较适宜驾驶员操纵的力。所以在采用配套真空助力器与总泵的情况下，制动踏板力能够满足法规要求。

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F f 与制动力相等的条件，汽车在角度为θ的上坡路和下坡路上停驻时的制动力u z F 、d z F 分别为：

)sin cos (F z θθ?

g u h a L

mg +＝＝θm gsin F f ＝ )sin cos (F z θθ?

g d h a L

mg -＝

＝θm gsin F f ＝

式中θ——坡度角

g h ——质心高度 m ——汽车满载质量

L ——汽车轴距

a ——汽车质心至前轴中心线的距离

可得汽车在上、下坡路上停驻时的坡度倾角

u θ、d θ分别为：

因此经过计算，满载时汽车可能停驻的极限上、下坡倾角见下表。

表10停驻极限上、下坡倾角

3.6.2手柄操纵力

根据汽车停驻在o 12（20%）上坡的坡度上计算: 地面对后轮附着力：1F ?=mg ?(βαsin cos 1L

hg L L +)= 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：

2

1

1F ??R=F 领

?r 2+F 从

?r 2

F 拉=

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，根据公式 由公式：手F =2拉F /z i =2×

得手F =(N)

按照GB12676-1999规定，驻车制动必须使满载车辆在20%（o 12）的坡道上停驻,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,此时作用于车辆的制动力B F ：(5××400+6××400)××100×2/293=

减速度：222max 5.195.11475

1.2875s m s m m F j B ≥===

减速度大于25.1s m 满足CB21670法规要求。说明驻车系统方案合理

衬片磨损特性计算

制动器的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的能量。

双轴汽车的单个前轮制动器和单个后轮制动器的比能量耗散率分别为：

公式：??

???

???

???-=-=

=j v v t tA v m e tA v m e a a 2

12

2121

2

11)1(221221ββ

式中：a m ——满载质量；

1v ——制动初速度；轿车取)8.27(1001s m h Km v =

j ——制动减速度；取g j 6.0=

t ——制动时间

1A ，2A ——前后制动器衬片的摩擦面积

经过计算得：2

159.5mm

W

e =2

233.1mm W

e =

轿车盘式制动器的比能量耗散率应不大于2

0.6mm W ，鼓式制动器的比能量耗散率

应不大于2

8.1mm W

，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 提供的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。

制动系统的计算结果参数见表11：