1、制動系統匹配設計計算只有制動性能良好、制動系統工作可靠的汽車才能充分發揮其動力性能。因此， 在整車新產品開發設計中制動系統的匹配計算尤為重要。一、概述根據 AA 車型整車開發計劃， AA 車型制動系統在參考 BB 轎車底盤制造平臺的 基礎上進行逆向開發設計，管路重新設計。本計算是以選配 C 發動機為基礎。AA 車型的行車制動系統采用液壓制動系統。 前、后制動器分別為前通風盤式制動 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。駐車制動系統為機械式手動后盤式制動，采用遠距離棘 輪拉索操縱機構。 因 AA 車型與參考樣車 BB 的整車參數

2、接近， 制動系統采用了 BB 樣 車制動系統，因此，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、 駐車制動手柄力與駐坡極限傾角。設計要符合 GB 12676 汽車制動系統結構、性能和試驗方法； GB 13594 機 動車和掛車防抱制動性能和試驗方法和 GB 7258 機動車運行安全技術條件的要 求，其中的踏板力要求冬500N，駐車制動停駐角度為（12齒），駐車制動操縱手柄力冬 400N。二、制動系統設計的輸入條件整車基本參數見表 1 ，零部件主要參數見表 2ke1 112満栽質庭kg1 517軸距（空域/満找）Lnun2 550 2 542仝狡質心譏iHUB666滿我質心高6

3、18空較訶抽軸商叫671空載后輔 軸荷471満載就抽軸術mti781満歿后軸軸荷國欄736空戰詢紬到質心水平距離1 052空找后軸到質心水平距離Lrlnun1 198満找詢軸到質心水平孤離_Lemm|M|1 233 滿疲總柚到質心水平距離nni1 309牟輪滾動半輕mi296 咗：丄總L樣好»表1整車基本參數臨/后制動；S制功半程r/rs|Jlnz 5 107. 75前/后制動器摩採片降擦聚數0. 38證/后制動程效箍因數叭遲第0.76/0, 76參考值制mmjyrj -7* w設計值制動左扯總打程化njiQ32設汁伯前/后輪屜板hdj/ 3$HUD57- 33+ 9設訃値前拆拊幼囂

4、輪肛行程IHD0.5/0.5奧空助力比L F/. 5設汁仇制功踏扳杠桿比2t 77設計值制研踏戰傘仃捏nm100戰計侏業兀制動廬WHI：桿比7.2設計値駐車制動促動裝程枉桿比5.35設汁他表2零部件主要參數三、制動系統設計計算（法規校核）1、地面對前、后車輪的法向反作用力圖1制動工況受力簡圖由圖1，對后輪接地點取力矩得JU：（。式中：FZ1 （ N ）:地面對前輪的法向反作用力；G （N ）:汽車重力；b （ m ）:汽車質心至后軸中心線的水平距離；m （ kg ）:汽車質量；hg （ m ）:汽車質心高度；L（ m ）:軸距；du/dt （ m/s2 ）:汽車減速度。對前輪接地點取力矩，得:

5、FjL=Ga - m h dt式中：FZ2 （ N ）:地面對后輪的法向反作用力；a（m ）:汽車質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為 如的路面上，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F、F說分別等于各自的附著力，即：5 +巧左=<pG 巧 d = （pF：、3）耳2 =貶2J根據式（1）、（ 2）與（3），消去變量 A得:(4)由（1）前軸：(2)、( 3)與此時 du/dt = z*g , z= ip = ip 0,可得:5卡 +如卩(5)后軸:由此可以建立由Fu1和Fu2的關系曲線，即I曲線。3、B

6、曲線公式（4）表明了理想的前后制動力的關系，但是實際的制動力分配是一個線性關系。ABS的作用就是不停的調節實際的制動力分配關系，使之盡可能接近理想曲線。制動力分配系數：(7)由制動器效能因數定義:Mh RF r而由制動器制動力矩產生的制動器制動力等于制動力矩與車輪滾動半徑的比值,X BF(1017_ P 兀 &尸o -(iip（Mpa ）:液壓系統中的壓力；d :輪缸活塞的直徑（mm） ； BF:制動器效能因數； r:制動器的有效制動半徑；R（mm ）:車輪的滾動半徑；Mm （mu ）: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 生的

7、車輪周緣力，即制動器制動力。(12由公式（12 ）、（ 11 ）代入（7）得:dJBE rf 十 dJ BE aft I同步附著系數Lp-b工0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：B =故同步附著系數：滿載時 如01 =0.91 ;空載時如02 =0.6。根據以上計算，可繪出空滿載狀態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（B線）（見圖2）。BF 0.7bI空載満栽皿釘曲紐4 000-|-卓竊孝點密卓左奮點戍點 、 j m *知姑 如 臨前軸制動力（同圖2前后制動力分配曲線由上可知，實際滿載同步附著系數=0.91 ,而我國目前的道路路面狀況有較大改善，一般

8、可達 如=0.8左右，在高速路上可達1.0 ,因此Jj =0.91滿足一般設計的要求在如=0.91時前、后輪同時抱死，在此之前如無ABS系統作用總是前輪先抱死。 由于本車采用ABS調節前后制動器的制動力，故在任意附著系數路面時，實際前、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系統工作壓力。因此設計方案 合理。4、前后軸利用附著系數與制動強度的關系曲線由公式：式中： 忙：前軸利用附著系數；如r :后軸利用附著系數m)：前軸到質心水平距；b (m )：后軸到質心水平距；z :制動強度。可作出前后軸利用附著系數與制動強度的關系曲線(見圖<3 射 * Q v q a q 令-

9、MW寄善眾拒呵黑粒擊杜-NOBjM后軸心Z10.07|. 0.85寸=2 40.05<|> -Z圖3利用附著系數與制動強度的關系曲線比較以上圖表，我們可以得出結論：空、滿載利用附著系數滿足GB12676標準要求，因此本車的制動力分配滿足法規要求。四、管路壓力校核管路的極限壓力如不考慮 ABS系統的作用應該是在地面的附著系數達到同步附著系數時管路中的壓力。前后制動器同時抱死時，根據前、后輪制動器制動力公式：- 2卩乞4- q BF 4R71朮町昭匸4- R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 （ m ）:前、后輪

10、缸直徑；n1、n2 :前、后制動器單側油缸數目（僅 對于盤式制動器而言）；BF1、BF2 :前、后制動器效能因數；r1、r2 （ m ）:前、后 制動器制動半徑；R （ m ）:車輪滾動半徑。由（15 ）可以推導出管路壓力公式：p- 2F R （rBF dn） （ 16r 由此可得到p1=p2=6.86Mpa ，液壓制動系統管路的一般工作壓力小于10 Mpa，因此本系統管路壓力符合要求。五、制動距離校核制動距離公式為: r廠"梟匸+亍）八25.92丿皿（1?V （km/h ）:制動初速度；Jmax（ m/s2）:最大制動減速度；i 、i '22 :制動器 的作用時間，0.20

11、.9s.當 如=0.8 時，jmax =*g = 7.84 m/s2 ，當 V=80 km/h 由式（17 ）得 S= ，符合 GB 12676 的規定。當 V=50 km/h 由式（17 ）得 S =19.3m<20m ，符合GB 7258的規定。制動距離滿足法規要求，設計方案合適。我1弟輸黃型MlNi5FtNa試驗王罰證初遮鷹is km/hdU«D50制型廉離°-15GB12676對制動距離的要求制動初速滿載檢驗制空載檢驗制試驗通機動車類型度動距離要求動距離要求道寬度km/hmmm二輪汽車205.02.5乘用車50< 20.0< 19.02.5總質量不

12、大于3500kg的低速貨車30< 9.0< 8.02.5其它總質量不大于 3500kg的汽車50< 22.0< 21.02.5其它汽車、汽車列車30< 10.0< 9.03.0兩輪摩托車307.0邊二輪摩托車308.02.5正三輪摩托車307.52.3輕便摩托車20< 4.0輪式拖拉機運輸機組20< 6.5< 6.03.0手扶變型運輸機20< 6.52.3GB7258對制動距離的要求六、真空助力器主要技術參數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

13、據 V=1/4 n d2 3,得：前輪缸工作容積 V1=2 550.47（立方毫米）；后輪缸工作容積 V2=9 02.13（立方毫米）;考慮軟管變形，主缸容積為：Vm = 1.1 X 2V（+V2 ）= 7 595.71（立方毫米）;主缸實際行程：S0 = Vm （ 1/4 n d2m =19.6（mm） <32mm，小于主缸總行程 32mm，滿足設計要求。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廠i p ( So十J十3 02)(佝ip :制動踏板杠桿比，2.7701 :主缸推桿與活塞間隙，1.5mm02 :主缸活塞空行程，1.5mm 。Sp=2.77 X 19

14、.6+1.5+1.5) =62.6(mm ) <100 X4=80mm ，滿足 GB7258的規定。729液壓行車制動在達到規定的制動效時，踏刪亍程不應大干踏扳全行程的四分之三；制動器裝有自 動調整間隙裝蚤的機動車的踏板行程不應大于踏板全行程的五分之四，且乘用車不應大于120 mm，耳它 機動車不應大于GB7258對制動踏板行程的要求2、制動踏板力校核分析整個制動過程，在附著系數為0 )的路面上制動時，前輪的壓力首先達到抱死拖滑狀態，當管路中壓力繼續升高時，前輪制動力不再隨管路中壓力的升 高而增大，但后輪制動力卻隨壓力的升高繼續增大，直到后輪也抱死拖滑。那么，后 輪抱死拖滑時，管路中的壓

15、力已經足夠大，此時的踏板力即是整車在附著系數為如(<0)的路面上制動時所需要的最大踏板力。顯然，當如=0時，前后輪同時抱死，此時所需要的踏板力既是整車制動的極限踏板力。我國的道路條件下，附著系數一般取0.8，故當如=0.8時，利用（16）計算出p=6.69MPa 。圖4真空助力器和總泵特性曲線由圖4特性曲線中可以查得，F入=562.7N （當然也可以根據公式計算），考慮踏板的機械效率 n =0.8，踏板杠桿比p=2.77，則踏板力F = =253 9NC500No此時制動強度z=7.84>5.8（法規限值），滿載狀態下，所需踏板力Fv 500N，符合GB12676的規定的制動強度Z

16、=5.8時制動踏板力的要求，設計方案合適。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，故當地面附著系數為0.8時，制動減速度為J=1/2 如g=3.92m/s2 大于GB7258規定的應急制動效能 2.9m/s2，與GB12676中 規定的剩余制動效能1.7m/s2，符合法規要求。九、駐車制動校核1、極限傾角根據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的坡路時上坡和下坡停駐時的制動力Fzu、Fzd分別為:卜“-(dcos + 嘰 sin 0)片mgsiii" ( 19)L'J1;誌=人sin/7) Ff mgsin (20)可得汽車在上、下坡路上停駐時的坡度傾角、分別為:e9J=arctaiir(21)<p aarc tail T"口一叫（22）因此，滿載時汽車可能停駐的極限上、下坡傾角見表妙化0515« 5左210.618914. 1oK22?41600.8125,917.8表3極限上、下坡傾角一般要求的駐坡能力為 20%，約12。，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