制动力匹配校核报告模板.docx
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制动力匹配校核报告模板
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制动力匹配校核报告
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目录
1.设计选型概述2
2．整车基本参数2
3．制动系统原理图3
4．制动法规基本要求3
5．制动器结构参数确定:
4
5.1前后制动器在空载和满载情况下的状况4
5.1.1基本理论4
5.1.2理想前后制动力分配5
5.2前后制动器结构参数确定7
5.3理想前后制动器输入压力曲线10
6．真空助力制动总泵的参数确定11
7．制动距离和制动减速度12
8．制动踏板力的校核计算13
9．驻车制动的计算15
10.总结16
11.参考文献17
1.设计选型概述
汽车制动系是汽车的一个重要组成部分，直接影响汽车的行驶安全性能。
为了保证汽车有良好的制动效能和高速行驶的安全性，应该合理地确定汽车制动系统布置形式及制动系统各零部件的结构参数。
另外也只有制动性能良好、制动系工作可靠的汽车，才能充分发挥其动力性能。
2．整车基本参数
基本参数专案
参数数值
轴距L（mm）
2515
整车整备质量m（Kg）
1060
整备状态前轴载荷mf（Kg）
527.88
整备状态后轴载荷mr（Kg）
532.12
空载时质心高度hg（mm）
717
空载质心到前轴距离a（mm）
1262.53
满载质量（Kg）
1585
满载状态前轴负载（Kg）
708
满载状态后轴负载（Kg）
8773
满载时质心高度（mm）
796
满载质心到前轴距离（mm）
1391.58
前轮、后轮滚动半径R轮（mm）
316
3．制动系统原理图
由于设计车型的前悬架主销偏距为正偏距，且偏距值较大（24.6mm），故制动系统的管路布置只能采用H型布置形式（如图3-1）。
H型管路布置的制动系统
1、带真空助力的制动主缸
2、前车轮
3、后车轮
图3-1制动管路原理图
4．制动法规基本要求
1）、GB12676-1999汽车制动系统结构性能和试验方法
2）、GB7258-2004 机动车运行安全技术条件
3）、GB13594-92汽车防抱制动系统性能要求和试验方法
4）、轿车制动规范对行车制动器制动时的部分要求
项目
中国
ZBT24007-89
欧洲经济共同体
ECE71/320
中国GB7258-1998
美国
联邦135
试验路面
干水泥路面
附着良好
Φ≥0.7
Skidno81
载重
满载
一个驾驶员或满载
任何载荷
轻、满载
制动初速度
80km/h
80km/h
50km/h
96.5km/h
制动时的稳定性
不许偏出3.7m通道
不抱死跑偏
不许偏出2.5m通道
不抱死跑偏3.66（m）
制动距离或制动减速度
≤50.7m
≤50.7m
≥5.8m/s2
≤20m
≤65.8m
踏板力
<500N
<490N
<500N
<667N
5．制动器结构参数确定:
5.1前后制动器在空载和满载情况下的状况
5.1.1基本理论
对于一般的汽车而言，根据其前后轴制动器制动力的分配、载荷情况及道路附着系数和坡度等因数，当制动器的制动力足够时，制动过程可能出现如下三种情况：
1）前轮先抱死拖滑，然后后轮抱死拖滑。
2）后轮先抱死拖滑，然后前轮抱死拖滑。
3）前后轮同时抱死拖滑。
情况1）是稳定工况，但在制动时汽车丧失了转向的能力，附着条件没有充分利用；情况2），后轴可能出现侧滑，是不稳定工况，附着利用率也低；而情况3）可以避免后轴侧滑，同时前转向轮只有在最大的制动强度下才能使汽车失去转向能力，较之前两种工况，附着条件利用情况较好。
前后制动器制动力分配的比例将影响汽车制动时的方向稳定性和地面附着条件的利用程度，是设计汽车制动系必须妥善处理的问题。
5.1.2理想前后制动力分配
在分析前、后轮制动器制动力分配比例以前，首先了解地面作用于前、后车轮的法向反作用力。
图5-1：
制动工况受力简图
由图5-1，对后轮接地点取力矩得:
式中：
——地面对前轮的法向反作用力；
——汽车重力；
Fj——加速阻力
——汽车质心至后轴中心线的距离；
——汽车质量；
——汽车质心高度；
——汽车减速度。
对前轮接地点取力矩，得:
式中
——地面对后轮的法向反作用力；
——汽车质心至前轴中心线的距离。
则可求得地面法向反作用力为
若在不同附着系数的路面上制动，前、后轮都能抱死（无论是同时抱死、或分别先后抱死），此时du/dt=φg。
地面作用于前、后轮的法向反作用力为
由整车参数可绘出理想制动力分配曲线（见图5-2）：
图5-2理想制动力分配曲线I线和β线
5.2前后制动器结构参数确定
由于XX加宽车的总质量和整备质量与原XX车变化不大，故XX加宽车的前、后制动器拟借用XX车零件，现对该系统能否满足使用要求进行校核。
XX原车前后制动器的规格尺寸见下表：
前后制动器型式
前盘后鼓
盘式制动轮缸活塞直径Df/mm
φ51.1
前制动器有效半径re/mm
R97.7
制动盘厚度/mm
12
制动鼓工作直径De/mm
φ220
制动鼓轮缸缸径Dr/mm
φ17.4625
前制动器效能因数Bf
0.76
后制动器效能因数Br
2.2
前后轮缸数量
2（前），2（后）
由此可算出实际制动器制动力分配系数
=1/[1+（Dr2·Br·0.5De/（Df2·Bf·re））]=0.7243
线见图5-2。
为了确认前后制动器结构参数是否能符合ECE324/84No13制动法规的要求，我们绘制了设计车的利用附着系数与制动强度的关系曲线（见图5-3）。
图5-3利用附着系数与制动强度的关系曲线
ECE制动法规要求：
1、在z=0.2～0.8之间，前轴利用附着系数曲线应在后轴利用附着系数曲线的上方，且制动强度z≥0.1+0.85（-0.2）；
2、当z=0.3～0.5时，在后轴利用附着系数曲线不超过直线=z+0.05的条件下，允许后轴利用附着系数曲线在前轴利用附着系数曲线的上方。
从上图可以看出，前后制动器结构参数的选择能够满足ECE法规的要求。
因此可以将前面所选定的前后制动器参数确认下来。
图5-4为前后轴附着效率曲线，从图中可以看出在0.4～0.8的常用附着系数路面上后轮不抱死时，汽车最少能利用可供制动的附着力的79.2%以上，附着效率较高。
图5-4前后轴附着效率曲线
同时可求得空满载状态下前后轮同步抱死时对应的前后制动器制动力分别为：
空载状态：
Fu1=5972.95NFu2=2273.36N
满载状态：
Fu1=9906.99NFu2=3773.04N
对应的空载同步附着系数和满载同步附着系数分别为：
空载
；
满载
；
5.3理想前后制动器输入压力曲线
根据理想前后制动器制动力分配曲线和确定的前后制动器结构参数，我们绘出理想前后制动器输入压力分配曲线（见图5-5）：
5-5空载和满载时的I曲线和β曲线
在满载同步附着工况时的系统压力为：
=10.12MPa
在空载同步附着工况时的系统压力为：
=6.20MPa
6．真空助力制动总泵的参数确定
拟用原XX车的真空助力泵在校核时发现踏板力偏重，故需要重新选择真空助力泵。
由于前后制动器分泵尺寸已经确定，可计算出前后分泵所需供油油量：
前分泵所需供油油量
=2
×51.12×0.7÷4=2871.18mm3
后分泵所需供油油量
=2
×17.46252×4÷4=1915.99mm3
则总泵所需排量
=5265.88mm3
总泵为φ20.6375，则满足所需排量的活塞行程为
=15.74mm
总泵全行程为29.5mm（13.5+16……..同XX总泵）
则：
实际行程/总行程＝15.74/29.3＝0.53。
制动总泵的使用行程一般在总行程的40～60%，由此可确定制动总泵的排量满足要求。
要达到满载同步抱死工况油压的总泵活塞推杆力为：
=11.22×
×20.63752/4=3753.16N
则真空泵的直径可下式初步计算
268mm
根据厂家提供的产品经对比分析，并结合设计车型的需要，我们在某车型的基础上选用9英寸真空助力泵（助力比为3.4）并要求真空助力总泵满足图6-1所示的输入输出特性曲线（曲线拐点压力为8.13MPa，F推杆＝2720N）。
图6-1输入力-输出液压特性曲线
7．制动距离和制动减速度
下面为本车在GB7258法规要求下，其制动距离和充分发出的平均减速度。
制动初速度u＝50km/h。
j:
减速度j≤φ0g φ0为同步附着系数
取经验值：
在附着系数为0.7的路面上进行制动，空载附着效率为96.3％，满载附着效率为92.3%
评价参数
空载状态
满载状态
制动距离（m）
18.67
19.93
充分发出的平均减速度MFDDmin，m/s2
6.61
6.08
由以上计算可知，制动距离小于20m，符合GB7258的规定，上述确定的前后制动器方案能满足法规要求，设计方案合适。
8．制动踏板力的校核计算
制动踏板的杠杆比：
3
制动踏板力：
Fp=
ip——踏板传动比；
i助——真空助力器助力比
（1）、空载同步抱死工况时，总泵输出油压为6.20MPa，制动踏板力为：
Fp＝203N
（2）、在真空助力器拐点处，总泵输出油压为8.13Mpa，制动踏板力为：
Fp＝267N
（3）、满载同步抱死工况时，总泵输出油压为10.12MPa,此时真空助力器失效,制动踏板力为：
Fp＝452N
图8-1为踏板力与系统油压的关系曲线，从曲线趋势看，在常用压力区间踏板力在100N～300N范围。
图8-1踏板力-油压曲线
各国法规规定，制动的最大踏板力一般为500N（轿车）～700N（货车）。
设计时，紧急制动（约占制动总次数的5％～10％）踏板力的选取范围，轿车为200～300N。
一般制动管路的压力不超过10～12MPa，所以此制动踏板力满足使用要求。
9．驻车制动的计算
αu——汽车在上坡时可能停驻的极限上坡倾角；
αd——汽车在下坡时可能停驻的极限下坡倾角；
（1）、当＝0.6时
空载驻车极限上坡路倾角：
19.98°
空载驻车极限下坡路倾角：
14.43°
满载驻车极限上坡路倾角：
22.30°
满载驻车极限下坡路倾角：
15.60°
（2）、当＝0.7时
空载驻车极限上坡路倾角：
23.71°
空载驻车极限下坡路倾角：
16.34°
满载驻车极限上坡路倾角：
26.47°
满载驻车极限下坡路倾角：
17.60°
（3）、当＝0.8时
空载驻车极限上坡路倾角：
27.50°
空载驻车极限下坡路倾角：
18.12°
满载驻车极限上坡路倾角：
30.67°
满载驻车极限下坡路倾角：
19.46°
按照国家规定：
驻车制动必须使满载车辆在18％的坡道上（10.2°）停住,由以上计算可以看出空满状态下，极限上下坡驻破坡角均大于10.20，所以满足要求。
10.总结
通过上述计算，所计算的结果均能满足条件，符合法规要求。
真空助力泵规格
9英寸
真空助力比
3.4
制动主缸直径Dm（mm）
φ20.6375
制动主缸行程（mm）
13.5+16
前后制动器型式
前盘后鼓
盘式制动轮缸活塞直径Df/mm
φ51.1
前制动器有效半径re/mm
R97.7
制动盘厚度/mm
12
制动鼓工作直径De/mm
φ220
制动鼓轮缸缸径Dr/mm
φ17.4625
前制动器效能因数Bf
0.76
后制动器效能因数Br
2.2
前后轮缸数量
2（前），2（后）
踏板的杠杆比
3
11.参考文献
1、GB7258-1997机动车运行安全技术条件
2.汽车理论余志生主编机械工业出版社2000.10
3、汽车设计刘维信主编机械工业出版社2000.5
4、汽车工程手册设计篇人民交通出版社
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