制动主缸总成综合性能测试系统的研制
制动主缸总成综合性能测试系统的研制
汽车在制动过程中，为提高制动效果、制动的安全性、制动的平稳性及其舒适性，以及降低驾驶人员的操作强度，现代汽车制动系统广泛采用伺服助力式液压制动，即真空助力器-制动主缸总成。真空助力器-制动主缸总成是汽车制动系统的一个重要组成部件，是利用发动机空气进气岐管形成的真空与外部大气压力的压差，借助于膜片式活塞将制动力放大，推动串列双腔制动主缸输出液压力，经制动力调节元件-比例阀，推动制动轮缸即制动分泵进行制动。因此其质量、性能直接影响汽车在制动过程中的安全性、可靠性。真空助力器和制动主缸在组装成总成之前分别经过了相应的密封性、性能检测。为使行车安全和确保总成的出厂质量，仍需按有关标准检测助力器-制动主缸总成的主要性能。
1 真空助力器-制动主缸总成主要测试项目
依据国家专业标准真空助力器及制动主缸技术条件，真空助力器-制动主缸基本性能包括：密封性、空行程、反应时间、释放时间、输人-输出特性、静强度、常温性能、高低温性能、振动耐久性、耐腐蚀性及耐压性能等。本试验装置的制作为生产车间所用，主要以密封性、输人-输出特性、释放时间为测试内容。
1.1密封性
助力器在非工作状态，即常压室温真空度达到-66.7±3.3 kPa，且其推杆在原始位置、推杆没有输人力时，切断真空源，系统稳定后，检测15s时的真空下降值不大于3.3 kPa及制动主缸输出油压的下降值不大于0.2 MPa；在工作状态分二种情况进行检测，即最大助力点以下密封性和最大助力点以上密封性。最大助力点以下密封性即常压室温真空度达到66.7±3.3 kPa，且其推杆在26.95 -30.8 mm（全行程38.5 mm的70%-80%）、推杆的输人力为750-1 050 N（最大助力点输人力1 500 N的50%-70%）时，切断真空源，系统稳定后，检测15s时的真空下降值不大于3.3 kPa及制动主缸输出油压的下降值不大于0.2 MPa；最大助力点以上密封性即常压室温真空度达到-66.7±3.3 kPa，且其推杆在26.95-30.8 mm（全行程38.5 mm的70%-80%）、推杆的输人力为1 800-2 250 N最大助力点输人力1500 N的120%-140%）时，切断真空源，系统稳定后，检测15s时的真空下降值不大于3.3 kPa及制动主缸输出油压的下降值不
大 于0.2 MPao
1.2输入-输出特性
保持真空度为-66.7±3.3 kPa，调整负载，使推杆行程在28.875mm（全行程38.5 mm的75%）以上，在助力器的输入推杆以150~300 N/s的速率连续加载到最大助力点时输出油压的130%以上，测定加载过程中输人力-输出油压必须满足下面三种关系：①当输入力为50±10 N时，制动主缸二腔有输出油压；
②输人力为450±10 N时，制动主缸二腔输出油压在4.0±0.5 MPa之间；③输人力为750±10 N时，制动主缸二腔输出油压在7.4±0.5 MPa之间。
1.3释放时间
将真空助力器与真空源连接，排尽主缸中的空气，保持真空度为-66.713.3 kPa，调整负载（轮缸），助力器的输入推杆加力使其快速推进，达到18.25-25.025 mm（全行程的50%~65%），输出油压达到12.48~13 MPa（即最大助力点的130％），保持2s，随后迅速解除推杆上的力，测定输出油压降到1.248-1.3 MPa 的时间。
2 测试系统
依据国家专业标准转化的62EQC-106-2001,62EQC-107-2001真空助力器-制动主缸试验条件、试验方法以及试验装置具体规定，结合目前此类产品测试装置的现状，机电控制技术水平，对多种方案进行了全面分析、比较、评审，最后确定如下方案。
图1是其测试系统组成。它由真空系统、加力装置、气缸夹紧装置、真空比例阀、输人力传感器、产品制动液回收系统、输出压力传感器等组成。
助力器-制动主缸总成试验装置为台式框架结构，真空泵、真空罐、二位二通真空电磁阀、气控球阀、真空比例阀、真空传感器安装在工作台的下方；压力传感器、高压气动球阀、油箱、回收制动液箱、气液转换器置于真空元器件后方；步进电机、滚珠丝杆、夹紧装置、输人力传感器、总成支架、制动液回收盘在工作台面上，如图1所示。
2．1真空系统
真空系统由真空泵组、二位三通真空电磁阀、真空罐、二位二通真空阀、真空比例阀、真空传感器、真空表及真空管道等组成，为系统提供所需的真空。真空泵经二位三通真空电磁阀接在25 L的真空罐上，真空助力器的常压室接人真空管路。在工件与真空罐之间依次是真空压力表、真空传感器、真空比例阀和二位二通的真空电磁阀。真空压力表为0.4级，范围为-100~0 kPa，直接安装在面板上，主要用于
在试验的过程中观察判断计算机显示的真空度数据真实与否。真空传感器和先导真空比例阀均为国际知名品牌，直接与控制系统的端子板连接。前者的使用压力范围是-101~0 kPa，0-5V DC电压式输人，模拟输出，供应电源为直流12~24 V，其线性、稳定性及滞后误差分别为满量程的0.5%，重复精度为满量程的0.3%，测量精度为0.25%。先导真空比例阀使用压力范围也是-101-0 kPa，先导调节压力范围为0.05-0.5 MPa, 0-5 V直流电压式输人，模拟输出，供应电源为直流12~24 V，其线性、稳定性及滞后误差分别为满量程的0.5％，重复精度为满量程的0.3％，测量精度为0.25％，敏感度为0.2％。
2.2液压排气处理[2]
为了测试产品的真实性能，提高制动效果，试验前务必将工件的主缸、轮缸、压力表及相应连接管道中的空气尽量排尽。气体和液体相比，其密度相对较轻，气液混合，气体向上的原理，我们采用液压系统的正压排气。试验时，工件安装好后，按排气操作按钮，二位三通电磁阀12通电，经减压阀6已调好的0.18 MPa的压缩空气进人制动液箱15。压缩空气迫使制动液顺着已接通的二位二通电磁阀23、高压气动球阀26和27、压力传感器32和33、压力表及制动分泵37和38分别从进油口进人主缸，再分别从出油口出来。通过对制动液显示器43和44的制动液中气泡现象的观察，可判断工件总成中气体是否排除干净。
2.3加力装置
加力装置主要由五相混合式步进电机50驱动滚珠丝杆组成的加力器49和弹簧推杆48等组成。力传感器直接与弹簧顶杆相联，测量输人力F，数据经由A/D转换送计算机处理。计算机控制加力装置的启动、前进、后退与停止，并按测试程序控制前进、后退厂的速度，同时也根据程序计算出步进电机的位移量，并将力和位移的相应数据通过显示器显示出来。力传感器0~5 V直流电压式输人，模拟输出，供应直流电源为12~24 V，其线性、稳定性及滞后误差为满量程的0.5％，重复精度为满量程的0.3％，测量精度为0.25%。
2.4夹紧装置
试验时，助力器-制动主缸总成通过T型手动M8的螺母安装在支架39上。工件固定在支架39中心、夹紧气缸支架47中心与加力器支架41中心在同一中心线上。各支架都是用T型螺钉与工作台板T型槽固定。这种方式安装、调整、维修方便，同时也可适用于不同规格不同品种的产品的试验测试。
2.5测试系统[3]
采用溅射薄膜压力传感器（量程为20 MPa）测量总成的密封性、输入-输出特性、释放时间。传感器固定在进口的液压回路上，随着推杆移动，系统中的压力值显示在屏幕上。在每一要求的状态下，系统都一一进行测试，并将结果一一显示出来。测试释放时间时，在满足的条件下，即保持真空度为-66.7±3.3 kPa，推杆加力使其达到18.25-25.025mm（全行程的50%~65%），输出油压达到12.48~13 MPa（即最大助力点的130%），保持2s。此时二位三通电磁阀13得电，夹紧气缸47夹持弹簧顶杆48，步进电机50急速返回到起点位置。1s 后，二位三通电磁阀13失电，夹紧气缸松开弹簧顶杆，弹簧顶杆在弹簧力的作用下快速返回，同时，制动主缸活塞也在工件弹簧作用下快速返程，当输出油压降到1.248~1.3 MPa的时间，即为释放时间。它由屏幕上的时间-压力、曲线显示，亦可用打印机打印（夹紧气缸为国际知名品牌，使用弹簧力在所需的任意位置夹紧圆形物体，通过对夹紧装置加压力来释放夹紧力。在出现供气故障时，仍能保证自动安全的夹紧，即使在负载变化，气压波动和系统泄漏情况下，仍能停止并保持夹紧很长时间。其静态夹持工件力为5 000 N）。
2.6制动液回收系统
工件试验完后，主缸内剩有制动液，无论是对现场的文明生产还是对产品的存放搬运乃至产品本身留给用户的外观印象，都不够理想。于是试验完后，必须对主缸内的制动液加以回收。本装置采用真空对其进行回收处理。回收过程：真空二位二通电磁阀36得电，气液转换器31动作，二位二通电磁．阀25、气动高压球阀26和27打开，在负压作用下，制动主缸一中的制动液就得以回收。
3 计算机控制系统[4]
图2为计算机控制系统。控制系统除计算机原有的硬件资源外，还有步进电机驱动电源和驱动板、电源、D/A和A/D转换板、按钮操作面板、各种模板、端子板等组成。模板通过端子板同受控器件及各类传感器、真空比例阀、步进电机等相连。板卡782,pc1785及880分别自备有光电隔离功能，可降低外界干扰。系统亦可根据助力器-制动主缸总成各项密封性能试验要求控制命令实现对测试系统各单元的控制、数据处理、显示特性曲线。若增加打印机的话，各种特性曲线也可以打印。
4 测试系统的使用效果
（1）该测试系统仿助力器-制动主缸总成实际工作状况所设计，主要以密封性、输入-输出特性、释放时间为测试内容，但也可以实现总成的真空度、耐压性能、单腔失效等性能的检测，并可生成、显示和打印相应的曲线。
（2）该测试系统操作简单、测试精度高、检测性能稳定、测试时间符合工艺节拍要求、曲线形成较快。该装置的使用表明试验装置达到了设计要求和目标。
（3）该测试系统采用步进电机与滚珠丝杆作为加力器，运动精度高，单位脉冲位移量为0.01 mm。
（4）该测试系统通用性较好，能适用于制动主缸直径为32 cm以下的助力器-制动主缸总成各种性能的仿实际工况的在线测试。
（5）由于测试数据齐全和曲线的完整，可对总成存在的缺陷提供改进的依据。
（6）该测试系统带有多种自动保护功能，如力超出范围，系统自动停止测试；真空度不足，不能进行下一步测试；电机不在初始位置，测试不能启动；液面位置不够，不能进行测试等。
大学生方程式赛车制动系统设计和优化
大学生方程式赛车制动系 统设计和优化 Prepared on 22 November 2020
摘要 Formula SAE比赛由美国车辆工程师学会（SAE）于1979年创立，每年在世界各地有600余支大学车队参加各个分站赛，2011年将在中国举办第一届中国大学生方程式赛车，本设计将针对中国赛程规定进行设计。 本说明书主要介绍了大学生方程式赛车制动的设计，首先介绍了汽车制动系统的设计意义、研究现状以及设计目标。然后对制动系统进行方案论证分析与选择，主要包括制动器形式方案分析、制动驱动机构的机构形式选择、液压分路系统的形式选择和液压制动主缸的设计方案，最后确定方案采用简单人力液压制动双回路前后盘式制动器。除此之外，还根据已知的汽车相关参数，通过计算得到了制动器主要参数、前后制动力矩分配系数、制动力矩和制动力以及液压制动驱动机构相关参数。最后对制动性能进行了详细分析。 关键字：制动、盘式制动器、液压
Abstract Formula SAE race was founded in 1979 by the American cars institute of Engineers every year more than 600 teams participate in various races around the world,China will hold the first Formula one for Chinese college students,the design will be for design of the provisions of the Chinese calendar. This paper mainly introduces the design of breaking system of the Formula of all,breaking system's development,structure and category are shown,and according to the structures,virtues and weakness of drum brake and disc brake analysis is done. At last, the plan adopting hydroid two-backway brake with front disc and rear , this paper also introduces the designing process of front brake and rear break,braking cylinder,parameter's choice of main components braking and channel settings and the analysis of brake performance. Key words:braking,braking disc,hydroid pressure
制动主缸与真空助力器结构及原理知识分享
制动主缸与真空助力器结构及原理
真空助力器带制动主缸和比例阀的结构原理及故障分析 真空助力器带制动主缸和比例阀的结构原理及故障分析
一真空助力器与制动主缸的结构及原理 （一）液压管路联接形式 奇瑞轿车采用液压对角线双回路制动系统联接，如图1所示。 制动主缸3的第一腔出油口通过比例阀与右前轮、左后轮的制动管路4联接相通。制动主缸3的第二腔出油口通过比例阀与左前轮、右后轮的制动管路5联接相通。两个制动管路4、5呈交叉型对角线布置。 这种液压对角线双回路制动系统的联接形式，能保证在某一个回路出现故障时仍能得到总制动效率的50%。此外，这种制动系统结构简单，而且直行时紧急制动的稳定性好。 (二)串联式双腔制动主缸
1 带补尝孔串联式双腔制动主缸 奇瑞轿车采用补尝孔串联式双腔制动主缸，其结构原理如图2所示。 制动时，驾驶员踩下制动踏板，真空助力器推动第一活塞13左移，在主皮碗盖住补尝孔15后，第一工作腔9的制动液建立起压力，在此压力下及第一回位簧的抗力作用下，又推动第二活塞7，并克服第二回位簧抗力2左移，在主皮碗盖住补尝孔4后，第二工作腔3随之产生压力，制动液通过四个出油口进入前、后制动管路，对汽车施行制动。 解除制动时，驾驶员松开制动踏板，活塞在弹簧作用下开始回位，高压制动液顺管路回流入制动主缸。由于活塞回位速度迅速，工作腔内容积相对增大，致使制动液压力迅速降低，管路中的制动液受到管路阻力的影响，制动液来不及充分流回工作腔充满活塞移动让出的空间，这样使工作腔形成一定的真空度，贮液罐里的制动液便经回油孔14、16和活塞上面的四个小孔推开阀片6经主皮碗5、11的边缘流入工作腔。当活塞完全回到位时，工作腔通过补尝孔
驻车制动装置的设计
驻车制动装置的设计 黄键李薇辜振宇 (福州大学机械工程学院 福州 350002) 摘要：本文比较详细地介绍了驻车制动装置的结构形式和设计方法。 关键词：驻车制动设计 1前言 驻车制动装置是使汽车在路面（包括斜坡）上停驻时，为防止车辆滑行，以及汽车在坡道上起步时，用以防止车辆后退的装置。驻车制动装置有别于行车制动装置，它们各自有相互独立的操纵装置，驻车制动装置常采用手操纵机构，所以通常又称为手制动，但驻车制动装置既可以是手操纵也可以是脚操纵。一般小汽车和轻型卡车采用手操纵机构，而大型车辆则采用脚操纵的驻车制动踏板机构。本文主要介绍手操纵的驻车制动装置。 2驻车制动装置的结构 驻车制动装置包括驻车制动器和驻车驱动机构两 部分。驻车制动器按其作用部位分为两种类型，一种是 制动传动轴的中央制动器，另一种是与行车制动器共用 的车轮制动器，目前，多采用作用于后轮的驻车机构。 驻车驱动机构因其对可靠性的要求较高，一般都采用机 械式的驱动机构，但究竟是采用中央制动器驻车还是采 用车轮制动器驻车，其驻车驱动机构有所不同，而不管 是哪一种的驻车类型，制动器都有鼓式和盘式之分，所 以，驻车驱动机构还有所差异。 图1为采用盘式中央制动器的驻车制动装置， 在鼓式制动器中利用行车制动器作手制动器使用时，如 图3，一般是在它的后制动蹄上通过固定销装有一个制 动蹄杠杆，在这个杠杆的中间通过一根制动蹄推杆同前 制动蹄连接。驻车制动时，拉紧或摆动手制动操纵杆， 经一系列杠杆和拉绳传动，将驻车制动杠杆的下端向前 拉，使之绕固定销转动，其中间支点推动制动推杆左移，将前制动蹄推向制动鼓。当前制动蹄压靠到制动鼓上之后，推杆停止移动，此时制动杠杆 绕中间支点继续转动，于是制动杠杆的上 端向右移动，使后制动蹄压靠到制动鼓上， 从而产生驻车制动作用。 对于带有驻车驱动的盘式车轮制动 器，如图4，驻车时是通过驻车拉索的拉 动使位于制动钳体内的指销推动辅助活塞 移动，辅助活塞进而顶住活塞移动，先使 活塞一侧的制动块压靠到制动盘，接着， 此反作用力则推动制动钳体连同另一侧的 制动块压靠到制动盘，从而产生驻车制动 作用。 3驻车制动装置的设计 3.1 结构设计 驻车制动装置的设计其实应在行车制动系设计时加以考虑，首先应选择驻车制动装置的类型：轿车上一般
制动主缸与真空助力器结构及原理
真空助力器带制动主缸和比例阀的结构原理及故障分析 真空助力器带制动主缸和比例阀的结构原理及故障分析 一真空助力器与制动主缸的结构及原理 （一）液压管路联接形式 奇瑞轿车采用液压对角线双回路制动系统联接，如图1所示。 制动主缸3的第一腔出油口通过比例阀与右前轮、左后轮的制动管路4联接相通。制动主缸3的第二腔出油口通过比例阀与左前轮、右后轮的制动管路5联接相通。两个制动管路4、5呈交叉型对角线布置。 这种液压对角线双回路制动系统的联接形式，能保证在某一个回路出现故障时仍能得到总制动效率的50%。此外，这种制动系统结构简单，而且直行时紧急制动的稳定性好。 (二)串联式双腔制动主缸 1 带补尝孔串联式双腔制动主缸 奇瑞轿车采用补尝孔串联式双腔制动主缸，其结构原理如图2所示。 制动时，驾驶员踩下制动踏板，真空助力器推动第一活塞13左移，在主皮碗盖住补尝孔15后，第一工作腔9的制动液建立起压力，在此压力下及第一回位簧的抗力作用下，又推动第二活塞7，并克服第二回位簧抗力2左移，在主皮碗盖住补尝孔4后，第二工作腔3随之产生压力，制动液通过四个出油口进入前、后制动管路，对汽车施行制动。 解除制动时，驾驶员松开制动踏板，活塞在弹簧作用下开始回位，高压制动液顺管路回流入制动主缸。由于活塞回位速度迅速，工作腔内容积相对增大，
致使制动液压力迅速降低，管路中的制动液受到管路阻力的影响，制动液来不及充分流回工作腔充满活塞移动让出的空间，这样使工作腔形成一定的真空度，贮液罐里的制动液便经回油孔14、16和活塞上面的四个小孔推开阀片6经主皮碗5、11的边缘流入工作腔。当活塞完全回到位时，工作腔通过补尝孔与贮液罐相通，这时多余的制动液经补尝孔流回到贮液罐。等待下一次制动，这样往复循环进行。 2 带ABS的中心阀式双腔制动主缸 ABS系统配备于奇瑞豪华轿车，大大提高了整车的安全性和制动稳定性，为了提高ABS系统工作的可靠性，奇瑞轿车采用了中心阀式双腔制动主缸，其结构如图3所示。 其特点是取消了串联式双腔制动主缸的补尝孔，采用中心单向阀来取代它们的作用。该中心单向阀结构安装在第一、二活塞内，其结构如图4所示。 制动时，活塞在助力器的推力作用下开始左移，当中心阀芯5、14脱离控制销8、17时，中心阀芯在中心阀簧作用下将中心阀口关闭，这时工作腔3、12建立起液压并通过出油口传递给制动管路。
制动系统匹配设计计算分解
制动系统匹配设计计算 根据AA车型整车开发计划，AA车型制动系统在参考BB轿车底盘制造平台的基础上进行逆向开发设计，管路重新设计。本计算是以选配C发动机为基础。 AA车型的行车制动系统采用液压制动系统。前、后制动器分别为前通风盘式制动器和实心盘式制动器，制动踏板为吊挂式踏板，带真空助力器，制动管路为双回路对角线(X型)布置，采用ABS。驻车制动系统为机械式手动后盘式制动，采用远距离棘轮拉索操纵机构。因AA车型与参考样车BB的整车参数接近，制动系统采用了BB样车制动系统，因此，计算的目的在于校核前/后制动力、最大制动距离、制动踏板力、驻车制动手柄力及驻坡极限倾角。 设计要符合GB 12676-1999《汽车制动系统结构、性能和试验方法》；GB 13594-2003《机动车和挂车防抱制动性能和试验方法》和GB 7258-2004《机动车运行安全技术条件》的要求，其中的踏板力要求≤500N，驻车制动停驻角度为20％（12），驻车制动操纵手柄力≤400N。 制动系统设计的输入条件 整车基本参数见表1，零部件主要参数见表2。 表1 整车基本参数
表2 零部件主要参数制动系统设计计算 1.地面对前、后车轮的法向反作用力 地面对前、后车轮的法向反作用力如图1所示。 图1 制动工况受力简图由图1，对后轮接地点取力矩得:
式中：FZ1（N）：地面对前轮的法向反作用力；G（N）：汽车重力；b（m）：汽车质心至后轴中心线的水平距离；m（kg）：汽车质量；hg（m）：汽车质心高度；L（m）：轴距；（m/s2）：汽车减速度。 对前轮接地点取力矩，得： 式中：FZ2（N）：地面对后轮的法向反作用力；a（m）：汽车质心至前轴中心线的距离。 2.理想前后制动力分配 在附着系数为ψ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Fm1、Fm2分别等于各自的附着力，即：
制动系统设计计算报告
制动系统设计计算 报告
文档仅供参考，不当之处，请联系改正。 目录 1 系统概述 .......................................................................... 错误!未定义书签。 1.1 系统设计说明......................................................... 错误!未定义书签。 1.2 系统结构及组成 ..................................................... 错误!未定义书签。 1.3 系统设计原理及规范 ............................................. 错误!未定义书签。 2 输入条件 .......................................................................... 错误!未定义书签。 2.1 整车基本参数......................................................... 错误!未定义书签。 2.2 制动器参数............................................................. 错误!未定义书签。 2.3 制动踏板及传动装置参数 ..................................... 错误!未定义书签。 2.4 驻车手柄参数......................................................... 错误!未定义书签。 3 系统计算及验证 .............................................................. 错误!未定义书签。 3.1 理想制动力分配与实际制动力分配...................... 错误!未定义书签。 3.2 附着系数、制动强度及附着系数利用率 .............. 错误!未定义书签。 3.3 管路压强计算......................................................... 错误!未定义书签。 3.4 制动效能计算......................................................... 错误!未定义书签。 3.5 制动踏板及传动装置校核 ..................................... 错误!未定义书签。 3.6 驻车制动计算......................................................... 错误!未定义书签。 3.7 衬片磨损特性计算 ................................................. 错误!未定义书签。 4 总结.................................................................................. 错误!未定义书签。 5 制动踏板与地毯距离....................................................... 错误!未定义书签。参考文献 ........................................................................... 错误!未定义书签。
驻车制动装置的设计.教学提纲
驻车制动装置的设计.
设计技术 驻车制动装置的设计 黄键李薇辜振宇 (福州大学机械工程学院福州 350002) 摘要：本文比较详细地介绍了驻车制动装置的结构形式和设计方法。 关键词：驻车制动设计 1 前言 驻车制动装置是使汽车在路面（包括斜坡）上停驻时，为防止车辆滑行，以及汽车在坡道上起步时，用以防止车辆后退的装置。驻车制动装置有别于行车制动装置，它们各自有相互独立的操纵装置，驻车制 动装置常采用手操纵机构，所以通常又称为手制动，但驻车制动装置既可以是手操纵也可以是脚操纵。一 般小汽车和轻型卡车采用手操纵机构，而大型车辆则采用脚操纵的驻车制动踏板机构。本文主要介绍手操 纵的驻车制动装置。 2 驻车制动装置的结构 驻车制动装置包括驻车制动器和驻车驱动机构两 部分。驻车制动器按其作用部位分为两种类型，一种是 制动传动轴的中央制动器，另一种是与行车制动器共用 的车轮制动器，目前，多采用作用于后轮的驻车机构。 驻车驱动机构因其对可靠性的要求较高，一般都采用机 械式的驱动机构，但究竟是采用中央制动器驻车还是采 用车轮制动器驻车，其驻车驱动机构有所不同，而不管 是哪一种的驻车类型，制动器都有鼓式和盘式之分，所 以，驻车驱动机构还有所差异。 图 1 为采用盘式中央制动器的驻车制动装置， 在鼓式制动器中利用行车制动器作手制动器使用时，如 图 3，一般是在它的后制动蹄上通过固定销装有一个制 动蹄杠杆，在这个杠杆的中间通过一根制动蹄推杆同前 制动蹄连接。驻车制动时，拉紧或摆动手制动操纵杆， 经一系列杠杆和拉绳传动，将驻车制动杠杆的下端向前 拉，使之绕固定销转动，其中间支点推动制动推杆左移，将前制动蹄推向制动鼓。当前制动蹄压靠到制动 鼓上之后，推杆停止移动，此时制动杠杆 绕中间支点继续转动，于是制动杠杆的上 端向右移动，使后制动蹄压靠到制动鼓上， 从而产生驻车制动作用。 对于带有驻车驱动的盘式车轮制动 器，如图 4，驻车时是通过驻车拉索的拉 动使位于制动钳体内的指销推动辅助活塞 移动，辅助活塞进而顶住活塞移动，先使 活塞一侧的制动块压靠到制动盘，接着， 此反作用力则推动制动钳体连同另一侧的 制动块压靠到制动盘，从而产生驻车制动 作用。 3 驻车制动装置的设计 3.1 结构设计 驻车制动装置的设计其实应在行车制动系设计时加以考虑，首先应选择驻车制动装置的类型：轿车上一般
汽车制动真空助力器带制动主缸总成的轻量化设计
汽车制动真空助力器带制动主缸总成的轻量化设计 作者：葛宏马闯卜凡彬 摘要：从轻量化的概念出发，对汽车制动 真空助力器的轻量化的方法进行总结，并利用计算机的拓补优化，实现真空助力器带制动主缸总成的轻量化设计。 主题词：轻量化真空助力器汽车 0 引言 汽车的轻量化是指在保证汽车的强度和安全性能的前提下，尽可能多地降低整备质量，从而提高汽车的动力性，减少燃料消耗以降低排气污染。研究显示，若汽车整车重量降低10%，燃油效率可提高6%～8%；汽车整备质量每减少100kg，百公里油耗可降低0.3～0.6L，汽车重量降低1%，油耗可降低0.7%。此外，车辆每减重100kg，CO2的排放量可减少约5g/km。 当前，出于环保和节能的需要，汽车的轻量化已经成为世界汽车发展的潮流。 1 汽车真空助力器带制动主缸总成 1.1 汽车真空助力器带制动主缸的主要作用 汽车制动真空助力器总成产品是整车制动系统中的安全件，利用发动机或其他真空源提供的真空，通过控制腔内的真空与大气的压强差，实现对驾驶员制动踏板力的放大，并通过制动主缸转换为制动液压，驱动基础制动部件，实现整车的制动。 1.2 汽车真空助力器带制动主缸总成的主要构成 汽车真空助力器带制动主缸总成根据结构不同，约由40～60个不同零件组成（见图1）。其中助力器的前后壳体和制动主缸缸体的重量约占整体重量的62%～80%，因此，本产品的轻量化设计主要针对这3个零件。
2 汽车真空助力器总成的轻量化设计方法 汽车真空助力器的轻量化设计，绝不是等同于减轻材料，它是在保证产品性能和整车安全性能的前提下，充分利用最新设计技术，新材料以及最先进的分析手段和试验技术对现有产品的优化设计。现阶段，主要从以下方面进行。 2.1 结构设计-利用贯穿杆结构取代传统结构 传统结构的汽车真空助力器的前后壳体，是主要的承力部件；贯穿杆结构的汽车真空助力器的主要承力部件是贯穿杆，助力器的前后壳体是辅助的承力部件（见图2）。由此工作原理的优化，可大幅度减薄前后壳体的材料厚度，从而降低产品重量。
制动系统匹配计算
打印本文 关闭窗口 制动系统匹配设计计算 作者：杨得新 文章来源：浙江吉奥汽车有限公司 点击数1846 更新时间：2008-9-6 14:43:19 文章录入：waibao 责任编辑：chenyao 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。 概述 根据AA车型整车开发计划， AA车型制动系统在参考BB轿车底盘制造平台的基础上进行逆向开发设计，管路重新设计。本计算是以选配C发动机为基础。 AA车型的行车制动系统采用液压制动系统。前、后制动器分别为前通风盘式制动器和实心盘式制动器，制动踏板为吊挂式踏板，带真空助力器，制动管路为双回路对角线(X型)布置，采用ABS。驻车制动系统为机械式手动后盘式制动，采用远距离棘轮拉索操纵机构。因AA车型与参考样车BB的整车参数接近，制动系统采用了BB样车制动系统，因此，计算的目的在于校核前/后制动力、最大制动距离、制动踏板力、驻车制动手柄力及驻坡极限倾角。 设计要符合GB 12676-1999《汽车制动系统结构、性能和试验方法》；GB 13594-2003《机动车和挂车防抱制动性能和试验方法》和GB 7258-2004《机动车运行安全技术条件》的要求，其中的踏板力要求≤500N，驻车制动停驻角度为20％（12），驻车制动操纵手柄力≤400N。 制动系统设计的输入条件 整车基本参数见表1，零部件主要参数见表2。 表1 整车基本参数
表2 零部件主要参数 制动系统设计计算 1.地面对前、后车轮的法向反作用力 地面对前、后车轮的法向反作用力如图1所示。 图1 制动工况受力简图 由图1，对后轮接地点取力矩得:
制动主缸装车基础理论及常出问题汇总解说
制动主缸装车基础理论及常出问题汇总简析图例一
按图说明：图为制动主缸在车身上正确安装图例，任何的故障或现象均在“正确安装的基础之上进行判断、验证” 1.首先保证制动主缸活塞与助力器挺杆之间的间隙或过盈配合合理。即总成的主缸空行程在1- 2.5mm之间; 2.图中尺寸2除以尺寸1为踏板比、在踏行程和制动力判断上均会考虑到此数值。见尺寸3，此尺寸只允许短不允许长， 这里的长、短只表示在未踩刹车时不能让主缸有预压缩而导致主缸无空行程。这也是各种故障及现象查找验证的基础条件之一； 3.在现场处理问题时如发现有踏板预压情况，可适当调节刹车灯开关来解决，或调整推叉的尺寸即尺寸3。 注：原则上制动踏板的高度与油门踏板的高度持平或高于油门踏板，不允许低于油门踏板的高度； 知识：商品承用车制动踏板的设计要满足制动主缸的全行程及主缸单腔失效后的制动效果，但是制动踏板全程不允许超过150mm； 踏板力不允许超500N；综合路面的整车减速度达0.8g时的踏板有效行程约为踏板总行程的三分之一为适，管路液压一般不超10MPa。 GB/T7258的标准里有相关规定
二、真空助力器带制动总泵总成基本原理/主要技术参数介绍 基本功能： 真空助力器带泵总成是由真空助力器、制动主缸、贮液油壶三部分组成。真空助力器带制动主缸总成为制动系统中的驱动机构。制动主缸、制动油管、ABS/ESP压力调节系统（比例阀、三通）、制动轮缸组成一个封闭的液压回路系统。当驾驶员踩刹车时，由制动踏板将驾驶员的下踩力，成比例的传递到真空助力器，再由助力器产生助力后成比例的传递到制动主缸，由助力推杆推动主缸活塞。主缸活塞再推动液压回路中的制动液，使之在这个回路中建立起相应的压力。然后再由制动系统中执行机构――制动器，将回路中的压力转换成理想制动力，因而达到一个良好的制动效果。 真空助力器的基本结构及工作原理简述： 真空助力器原则是不可拆卸的零部件总成，它是由前壳、后壳铆接成型的，其内部结构分：真空腔、变压腔、皮膜、控制阀体、阀门总成、柱塞总成等重要部件，皮膜前端为真空腔皮膜后端为变压腔，阀门总成与控制动阀体组成大气通道与真空通道的开启机构，由柱塞总成来完成大气通道与真空通道的开启与关闭。 工作原理：即无工作时真空腔与变压腔是相通，两腔均为真空状态，当助力器推杆向前推动柱塞，关闭真空阀门，此时两腔为第一个平衡点即两腔均为真空平衡状态，继续向前推动柱塞则会打开打气阀门，此时外部的大气进入到变压腔。那么皮膜的前端的为真空腔为真空状态，皮膜后端的变压腔冲入大气，此时会有一个伺服力产生，助力器开始助力并会向前移动，而推动制动主缸活塞。 制动主缸的基本结构及工作原理简述： 制动主缸是可拆卸，可更换内部零件（需专业人员），制动主缸为双腔串列式主缸。其特性是其中一腔失效另一腔仍能建立起最高工作液压。其内部结构分为第一腔（与助力器连接端）与第二腔（尾端），如果为补偿孔结构，不易与ABS或ESP连接使用。它是由第一活塞、第一副皮碗、主皮碗、第二活塞、第二副皮碗、主皮碗、阀门、回位弹簧等主要部件组成。 工作原理：当助力器推杆推动第一活塞时，由于是串连结构且第二回位弹簧力小于第一回位弹簧力，所以两腔活塞会带动皮碗同时向前移动，当第二腔阀门关闭第一腔主皮碗走过补偿孔时开始建压，0.1MPa时为此制动主缸的初始建压行程（空行程），再向前推动开始建压直至制动所需要的液压，即良好的制动压力。
汽车制动主缸标准
汽车液压制动主缸 1范围 本标准规定了汽车液压制动主缸总成的产品分类，技术要求，试验方法，检验规则及标志、包装、运输与贮存。 本标准适用于使用非石油基制动液的汽车单腔制动主缸与串联双腔式制动主缸总成（以下简称主缸）。 2规范引用文件 下列文件中的条款通过本标准的引用而成为本标准的条款。凡是注日期的引用文件，其随后所有的修改单（不包括勘误的内容）或修订版均不适用于本标准，然而，鼓励根据本标准达成协议的各方研究是否可使用这些文件的最新版本。凡是不注日期的引用文件，其最新版本适用于本标准。 GB/T1031-1995 表面粗糙度参数及其数值 GB/T1801-1999 极限与配合公差带和配合的选择 GB12981-2003 机动车辆制动液 GB/T13384-1992 机电产品包装通用技术条件 HG2865-1997 汽车液压制动橡胶皮碗 3产品分类 3.1按工作条件分为二类见表1 3.2 按最高工作液压为10ＭPa。 4.技术要求 4.1基本要求 4.1.1主缸应按规定程序批准的图样和文件制造,并应符合本标准的要求。 4.1.2主缸表面应清洁.无锈蚀.毛刺.裂纹和其它缺陷。 4.1.3活塞皮碗应满足HG2865--1997的要求 4.1.4制动液应符合GB12981-2003 的要求 4.2总成性能要求 4.2.1常温性能 4.2.1.1残留阀性能 当向进液孔通入不大于0.1ＭPa气压时在排液孔应有气体排出(即残留阀开启压力不大于0.1ＭPa) 当向排液孔通入气压低于残余压力值时，无气体由补偿孔排出，当高于残余压力值时有气体从补偿孔排出。 主缸残余压力值按表２选取。特殊情况除外。 第一、二活塞行程不大于3mm或由供需双方商定。 4.2.1.3输出功能 活塞在推杆的反复作用下，动作灵活，每次皆在各自的排液孔排出制动液。一腔失效后，在另一腔仍能建立起最高工作液压。 4.2.1.4 排量各制动腔的平均排液量应不低于设计值的90％。 4.2.1.5活塞回位时间 第一活塞回位时间不大于1.5S 4.2.1.6高压密封性能
制动系统设计计算报告
编号：-DPJS-011制动系统设计计算报告 项目名称：A级三厢轿车设计开发项目代 号: 编制: 日期: 校对: 日期: 审核: 日期: 批准: 日期: 2011年03月
目录 1 系统概述. ............................................ 错误! 未定义书签 系统设计说明.......................... 错误! 未定义书签 系统结构及组成........................ 错误! 未定义书签 系统设计原理及规范....................... 错误! 未定义书签 2 输入条件. ............................................ 错误! 未定义书签 整车基本参数.......................... 错误! 未定义书签 制动器参数........................... 错误! 未定义书签 制动踏板及传动装置参数 ...................... 错误! 未定义书签 驻车手柄参数.......................... 错误! 未定义书签 3 系统计算及验证. ......................................... 错误! 未定义书签 理想制动力分配与实际制动力分配 .................. 错误! 未定义书签 附着系数、制动强度及附着系数利用率 ................. 错误! 未定义书签管路压强计算.......................... 错误! 未定义书签 制动效能计算.......................... 错误! 未定义书签 制动踏板及传动装置校核 ...................... 错误! 未定义书签 驻车制动计算.......................... 错误! 未定义书签 衬片磨损特性计算......................... 错误! 未定义书签 4 总结. ................................................ 错误! 未定义书签 5 制动踏板与地毯距离. ...................................... 错误! 未定义书签 参考文献. ............................................ 错误! 未定义书签
制动系统设计计算分析
制动系统计算分析 一制动技术条件： 1. 行车制动： 2. 应急制动： 3. 驻车制动： 在空载状态下，驻车制动装置应能保证机动车在坡度20%（对总质量为整备质量的1.2倍以下的机动车为15%），轮胎与地面的附着系数不小于0.7的坡道上正反两个方向上保持不动，其时间不应少于5分钟。
二制动器选型 1.最大制动力矩的确定 根据同步附着系数和整车参数，确定前后轴所需制动力矩的范围，最大制动力是汽车附着质量被完全利用的条件下获得的，设良好路面附着系数φ=0.7。满载情况下，确定前后轴制动器所需要的最大制动力矩。 为：前轴 Mu1=G*φ(b+φ*h g)*r e /L (N.m) 后轴 Mu2=G*φ(a-φ*h g)*r e /L (N.m) 或者 Mu1=β/(1-β)* Mu2 【β=(φ*h g+b)/L】 其中 r e -轮胎有效半径 a-质心到前轴的距离 b-质心到后轴的距离 h g -质心高度 L-轴距φ-良好路面附着系数 G-满载总重量（N；g=9.8m/s2） 同理：空载亦如此。 前轴；Mu11 后轴：Mu21 根据满载和空载的情况，确定最大制动力矩，此力满足最大值。 所以：前轮制动器制动力矩（单个）≥Mu1或Mu11/2 后轮制动器制动力矩（单个）≥Mu2或Mu21/2 2.行车制动性能计算（满载情况下） 已知参数：前桥最大制动力矩Tu1(N.m) 单个制动器 后桥最大制动力矩Tu2(N.m) 单个制动器 满载整车总质量M（kg）
Mu1= Tu1*φ*2 (N.m) Mu2= Tu2*φ*2 (N.m) Fu= (Mu1+ Mu2)/r e (N) ②制动减速度 a b=Fu/M (m/s2) ③制动距离 S= U a0*(t21+ t211 /2)/3.6+ U a02 /25.92* a b 其中：U a0 (km/h)-制动初速度， t21+ t211 /2 为气压制动系制动系作用时间（一般在0.3-0.9s） 3.驻车制动性能计算 满载下坡停驻时后轴车轮的附着力矩：Mf Mf=M*g*φ(a*cosα/L -h g*sinα/L)*r e (N.m) 其中附着系数φ=0.7 坡度20%（α=11.31o） 在20%坡上的下滑力矩：M滑 M滑=M*g*sinα*r e (N.m)驻车度α=11.31o 则Mf>M滑时，满足驻车要求。 三储气筒容量校核 设储气筒容积为V储，全部制动管路总容积为∑V管，各制动气室压力腔最大容积之和为∑V s , 其中∑V管约为∑Vs的25%-50%,V储/∑V s=20-40（推荐值）。
制动系统设计流程
制动系统的开发和设计 1．设计依据和原则 1．1 根据况、使用条件及用户群体等）确定制动系统的总体方案，为系统各零部件的选型提供产品信函（或项目描述书）所描述的整车的使用情况（含道路状依据； 包括：制动形式、制动器形式、制动总、分泵（阀）形式等。 1．2 根据车型提供的整车参数，结合各项强制法规的要求，初步分析各所选制动零部件与整车匹配的合理性； 所需参数：质心距前轴a、质心高hg、总质量Ga、前轴负荷G1、前轴质量分配％、后轴负荷G2、后轴质量分配等。 1．3 根据强制法规的要求，制定试验方案进一步验证整车制动系统匹配和各制动元件选型的合理性。 2．设计方案初步规划 2．1 各主要零部件的选型及相关注意事项： 2．1．1 制动器总成 2．1．1．1 通过对所开发车型与已开发同类车型（或标杆车）的比较，初步确定系统各零部件的型式、结构和相关参数，而单纯从整车对制动力的需求方面来说，制动器的制动力越大越好，但由于制动器所产生的制动力与制动器的结构型式、制动器直径、制动器的分泵直径、制动器摩擦副的相对摩擦系数、制动管路压力等等因素有关，故在选取时应遵循以下原则； 2．1．1．2 制动器结构型式的选型原则：根据整车档次、使用地区、用户群体等确定制动器的结构型式；
2．1．1．3 制动器直径的选型原则：由于制动器的直径与轮辋直径有关，在选型时应根据整车布置及轮辋的要求，考虑制动鼓的散热问题，一般制动鼓与轮辋的间隙应不小于10mm，否则会导致制动器散热不良，引起制动鼓早期龟裂、制动衬片烧结、炭化，大大降低制动器的制动效能；另外，制动器与轮辋的间隙太小，制动过程所产生的热量也将大量传导至轮辋上，对轮胎不利。 2．1．1．4 制动器衬片摩擦系数的确定：由于制动器衬片的摩擦系数是决定制动器制动力的主要原因之一，在同型、同规格的制动器中，制动衬片的摩擦系数越高，制动器所产生的制动力越大，但对于不同结构的制动器来说，并不是摩擦系数越高越好，摩擦系数太高对制动鼓（或盘）的磨损也越大，且对于双向自增力式制动器，摩擦系数越高，制动过程越粗暴，对制动底板、制动蹄铁、制动鼓的刚性要求越高，否则在制动过程中越易产生制动器颤动、整车发抖的现象，故对于摩擦系数的选取根据本人的经验建议：双向自增力式制动器的取0.38左右，其它结构型式的制动器取0.45~0.5左右，盘式制动器取0.35左右。 2．1．1．5 制动器分泵直径的选型和确定：在上述参数选定以后，根据整车所需的各轴制动力来确定制动器分泵的直径。对于单个制动器而言，制动器所产生的制动力与制动分泵活塞的有效面积（直径的平方——液压制动器）成正比，在选取过程中应兼顾国家标准规格和社会成熟资源，液压制动器的分泵直径最大不超过32mm。
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
刹车设计
制动器(非电子刹车器)设计的计算过程 摘要由于全液压盘式制动系统具有操作力轻、蓄能时间短、无水分冻结和锈蚀、结构紧凑、免维护调整、可靠性好等特点，将越来越多地应用于轮式装载机的制动系统设计中。本问介绍系统的制动起设计计算方法步骤。 关键词：轮式装载机湿式全盘式制动器 目前，轮式装载机制动系统的设计有两大发展有两大发展趋势。其一是行车制动起向封闭式湿式全盘式发展。这种制动器全封闭防水防尘，制动性能稳定，耐磨损使用寿命长，不需调整。散热效果良好，摩擦副温度显著降低。不增大径向尺寸的前提下改变摩擦盘数量，可调节制动力矩，实现系列化标准化。其二是制动传动装置由气推油向全液压动力制动发展。这种制动装置的制动踏板直接操纵制动液压阀，可省去气动元件，结构简单紧凑，冬季不会冻结，不需放水保养，阀和管路不会锈蚀，制动可靠性提高。所以在轮式装载机的制动系统中被越来越多地得到应用。本文对此系统的设计计算方法和步骤简单介绍。 全液压行车制动系统原理如图1，停车制动系统原理如图2。 1 假设条件和制动性能要求 1.1 假设条件 忽略空气阻力，并假定四轮的制动器制动力矩相等且同时起作用；驻车制动器制动力矩作用于变速器的输出端或驱动桥的输入端。 1.2 制动性能要求 1.2.1 对制动距离的要求 根据GB8532-87（与ISO 3450-85等效），非公路行驶机械的制动距离的（水平路面）要求如表1。 表1 非公路行驶机械的制动距离最高车速 (km/h) 最大质量 (kg) 行车制动系统的制动距离 (m) 辅助制动系统的制动距离 (m) ≥32 / θ≤32000 V2/68+（V2/124）.（G/32000）V2/39+（V2/130）.（G/32000） ≥32000 V2/44 V2/30 ≤32 / θ≤32000 V2/68+（V2/124）.（G/32000）+0.1(32-V) V2/39+（V2/130）.（G/32000）+0.1(32-V) ≥32000 V2/44+0.1(32-V) V2/30+0.1(32-V) * V——制动初速度（Km/h）G——整机工作质量（kg） 1.2.2 对行车系统的性能要求 除了满足制动距离要求外，还要求行车制动系统能满足装载机空载在25%（14.0）的坡度上停住。 1.2.3 对辅助制动系统的性能要求 满载时，应在15%（8.5）的坡道上驻车无滑移；空载时，应在18%（10.2）的坡道上无滑移。行车制动系统失效时，应能作为紧急制动。 2 制动力矩计算 2.1 按所需制动距离计算 在水平路面上四轮制动的轮式装载机的，其行车制动总制动力矩MB1: MB1=δ.G.a1.rk (N.m) a1=V02/[25.92(S0-V0.t1/3.6)] (m/S2) 式中G—整机工作质量（kg） a1 —制动减速度（m/s2) rk—车轮滚动工半径（m） δ—回转质量换算系数 δ=1+[4Jk+∑（Jm.Im2)]/(rk2.G) Jk—轮胎和轮辋的转动惯量（kg.m2) Jm__m转动件转动惯量（kg.m2) Im—m转动件到车轮的传动比
FSAE制动系统的设计计算
目录 1绪论 (2) 1.1 制动系统工作原理 (2) 1.2 制动系统组成 (2) 1.3 设计制动系应满足的条件 (3) 2 制动系统方案分析及选型 (3) 2.1制动方案 (3) 2.2制动管路的多回路系统 (4) 3 赛车制动系统理论分析 (6) 3.1 制动时车轮的受力 (6) F (6) 3.1.1 地面制动力 xb 3.1.2 制动器制动力 (6) 3.2 理想制动力分配曲线 (8) 3.3 实际制动力分配曲线 (10) 4 制动力分配系数的优化计算 (11) 4.1 目标函数 (11) 4.2 约束条件 (11) 4.3 实例计算 (12) 5制动系统相关参数的设计计算 (13) 5.1 整车参数与同步附着系数 (13) 5.1.1 赛车主要技术参数 (13) 5.1.2 同步附着系数的确定 (13) 5.2制动器参数计算与选用 (13) 5.3液压驱动机构的设计计算 (14) 5.3.1前后制动器制动力矩的计算 (14) 5.3.2轮缸直径和管路压力 (15) 5.3.3 轮缸的工作容积计算 (15) 5.3.4制动主缸的工作容积计算 (16) 5.4 制动踏板力和踏板行程 (16)
5.4.1 制动踏板力 (16) 5.4.2 制动踏板工作行程 (17) 6 制动系的作用效果的评价 (17) 6.1 制动减速度j (17) 6.2制动距离S (17) 1绪论 1.1 制动系统工作原理 汽车上用以使外界（主要是路面）在汽车某些部分（主要是车轮）施加一定的力，从而对其进行一定强度的制动的一系列专门装置称为制动系统。其作用是使行驶中的汽车按照驾驶员的要求强制减速甚至停车，和使已停止的汽车在各种道路条件下稳定驻车，及使下坡行驶的汽车速度保持稳定。 制动系统的一般工作原理：利用车身（或车架）相连的非旋转原件和与车轮（或传动轴）相连的旋转元件之间的相互摩擦来阻止车轮的转动或转动的趋势。 1.2 制动系统组成 一般来说，每辆汽车的制动系都由供能装置，控制装置，传能装置，和制动器组成。其中制动器是保证汽车安全行驶的最重要的安全件。目前广泛使用的制动器是摩擦式制动器，即鼓式和盘式制动器。而F1上通常采用的是盘式制动器。 对于制动驱动机构，根据动力源的不同，可分为:简单制动，动力制动，以及伺服制动三类。简单制动又有机械式和液压式之分，机械式靠杆系和钢丝绳传力，其结构简单，造价物廉，工作可靠，但是机械效率低。此次设计一方面由于FSAE规则限定不允许使用拉索，一方面由于车辆重量较轻的缘故，选用简单液压制动最为合适。