四轮碟刹制动系统校核计算书

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：根据式（1）、（2）及（3），消去变量ψ，得：由（1）、（2）、（3）及此时＝zg，z=ψ=ψ0，可得：前轴：后轴：由此可以建立由Fu1和Fu2的关系曲线，即I曲线。

K01H-PD-PK-034制动系统计算校核报告概述

目录1. 任务来源 (1)2．K01H车型基本参数 (1)3．制动系统原理图 (1)4．制动法规基本要求 (2)5．制动器结构参数校核 (3)5.1 前后制动器在空载和满载情况下的状况 (3)5.2前后制动器结构参数的匹配校核 (5)5.3超载时的前后制动器结构参数的匹配校核 (5)5.4 利用附着系数曲线 (5)5.5 感载比例阀参数设定 (7)5.6 加感载比例阀后的利用附着系数曲线 (8)6真空助力制动总泵的参数确定及踏板力校核 (9)7.制动距离和制动减速度校核 (10)7.1 行车制动性能校核 (10)7.2 部分管路失效时的制动性能校核 (11)7.3 真空助力器失效时的制动性能校核 (12)8．驻车制动的计算 (13)9．结论、说明 (14)参考文献 (15)1. 任务来源根据东风小康汽车有限公司要求，对K01H项目制动系统进行匹配校核计算。

2．K01H车型基本参数表1 制动系统相关参数注：以上参数由原报告输入，空载状态按GB21670-2008《乘用车制动系统技术性能及试验方法》规定为“整备质量+110Kg”3．制动系统原理图图1制动系统原理图4．制动法规基本要求（1）GB 12676-1999 汽车制动系统结构性能和试验方法（2）GB 7258-2004 机动车运行安全技术条件（3）GB21670-2008 乘用车制动系统技术性能及试验方法（4）乘用车制动规范对行车制动器制动时的部分要求表2 制动系统相关法规及要求5．制动器结构参数校核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素，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。

制动系统计算说明书

制动器的计算分析整车参数2、制动器的计算分析2.1前制动器制动力前制动器规格为ɸ310×100mm，铸造底板，采用无石棉摩擦片，制动调整臂臂长，气室有效面积。

当工作压力为P=6×105Pa时，前制动器产生的制动力：F1=2*A c*L/a*BF*ɳ*R/R e*P桥厂提供数据在P=6×105Pa时，单个制动器最大制动力为F1=3255kgf以上各式中：A c—气室有效面积L—调整臂长度a—凸轮基圆直径BF—制动器效能因数R—制动鼓半径R e—车轮滚动半径ɳ—制动系效率P—工作压力2.2后制动器制动力后制动器规格为ɸ310×100mm，铸造底板，采用无石棉摩擦片，制动调整臂臂长，气室有效面积。

当工作压力为P=6×105Pa时，前制动器产生的制动力：F2=2*A c*L/a*BF*ɳ*R/R e*P桥厂提供数据在P=6×105Pa时，单个制动器最大制动力为F2 =3467kgf2.3满载制动时的地面附着力满载制动时的地面附着力是地面能够提供给车轮的最大制动力，正常情况下制动气制动力大于地面附着力是判断整车制动力是否足够的一个标准。

地面附着力除了与整车参数有关之外，还与地面的附着系数有关，在正常的沥青路面上制动时，附着系数ϕ值一般在0.5~0.8之间，我们现在按照路面附着系数为0.7来计算前后地面附着力：F ϕ前=G 满1×ϕ+G hgL×ϕ2=2200×0.7+6000×6123300×0.72=2002kgfF ϕ后=G 满2×ϕ-GhgL×ϕ2=3800×0.7-6000×9463300×0.72=1487kgf因为前面计算的前后制动器最大制动力分别为F1=3255kgfF2=3467kgf3、制动器热容量、比摩擦力的计算分析 3.1单个制动器的比能量耗散率的计算分析前制动器的衬片面积A 1=2×πR 1×w1180×L 1=mm 2式中（L 1=100mm 摩擦片的宽度 w 1=110°）后制动器的衬片面积A 2=2×πR 2×w2180×L 2=mm 2式中（L 2=100m m 摩擦片的宽度 w2=）比能量耗散率e 1=GV 124tA 1β= e 2=GV 124tA 2β=上式中：G —满载汽车总质量V 1—制动初速度，计算时取V 1=18m/s β—满载制动力分配系数 t —制动时间，计算时取t=3.06s鼓式制动器的比能量耗散率以不大于1.8W/mm 2为宜，故该制动器的比能量耗散率满足要求。

某车型制动系统设计计算书

因空载质量由1134+110Kg调整为1130+110Kg满载质量由1507Kg调整为1505Kg,空载质心高度由567mm调整为570mm满载质心高度由576mm调整为579mm引起以下数据变化：目录1 概述 (1)2 引用标准 (1)3 计算过程 (1)3.1 整车参数 (1)3.2 理想的前、后制动器制动力分配曲线. (1)3.3 NA01制动系统性能校核 (3)3.3.1 NA01 制动系统基本参数 (3)3.3.2 制动力分配曲线绘制及同步附着系数确定 (4)3.3.3 前、后轴利用附着系数曲线绘制 (5)3.3.4 空、满载制动距离校核 (7)3.3.5 真空助力器失效时制动减速度校核 (7)3.3.6 ESP 系统失效制动减速度校核 (8)3.3.7 任一管路失效制动减速度校核 (8)3.3.8 制动踏板力校核 (8)3.3.9 制动主缸排量校核 (9)3.3.10 制动踏板行程校核 (9)3.3.11 驻车制动校核 (10)4 结论 (12)参考文献 (13)1概述根据NA01乘用车设计开发目标，设计和开发NA01制动系统，要求尽量沿用M2 零部件。

NA01制动系统共有三种配置：ESP前盘后盘式制动器，ABS前盘后鼓式制动器，比例阀+前盘后鼓式制动器，此三种配置需分别校核其法规要求符合性。

本计算书是根据整车室提供的NA01整车的设计参数(空载质量、满载质量、轴荷、轴距及质心高度)，对经过局部改善(制动主缸直径由22.22mm更改为20.64mm)的制动系统(ESP+前盘后盘式制动器)的适宜性进行校核计算，以选择合适的参数作为NA01制动系统的设计值。

2引用标准GB 21670-2008乘用车制动系统技术要求及试验方法。

GB 7258-2004 机动车运行安全技术条件3 计算过程3.1整车参数表整车参数3.2理想的前、后制动器制动力分配曲线制动时前、后车轮同时抱死，对附着条件的利用、制动时汽车方向稳定性均较为有利，此时的前、后轮制动器制动力F!和F2的关系曲线，常称为理想的前、后轮制动器制动力分配曲线。

制动系统设计计算书

制动系统设计计算书(Φ 式制动器，前：后= ：）1.结构简述:XX 系列车型制动系统前后均采用X 式制动器结构,且前后制动器均为XX 式,并具有X 联式双管路制动总泵（阀）的液（气）压制动驱动系统。

3.1 动轴荷计算:当汽车以减速度jt制动时,由于减速度而产生的惯性力,使轴荷分配相应改变:式中: G1＇制动时前轴负荷 G2＇制动时后轴负荷 jt/g=φ 道路附着系数其中减速度jt为了计算方便，通常取以重力加速度的若干倍。

表一是根据不同的jt/g值计算出汽车空载和满载时动轴荷分配值：对汽车在不同的减速度jt/g值时前后轴动载荷分配比按下式计算：前轴动轴荷：G1＇/Ga ×100% 后轴动轴荷：G2＇/Ga ×100%表二为汽车制动时前后在不同减速度jt/g值时动轴荷分配比：表二(见下页）：()0//1=-×-××-×a L G hg G g jt L G a a ()//2=×-××-×L G hg g jt G a G a a4.1.汽车制动时所需的制动力P τ(轴制动力)当汽车以减速度jt/g制动时,前后各自所需的制动力为: 前轴: P τ1=G1＇×jt/g ×9.8 (N) 后轴: P τ2=G2＇×jt/g ×9.8 (N)4.2.1.汽车前轴制动器所产生的制动力P τ1＇: 前轴制动扭矩: #######P 0(Nm)#VALUE!P 0(N)式中: M T1:单个前轮能发出的制动扭矩 BEF1:前制动器效率因数X d1:前制动器分泵直径(φ) m X R k1:前轮滚动半径(m)XR r1:前制动器有效半径(m)X4.2.2.汽车后轴制动器所能产生的制动力P τ2＇:#VALUE!P 0(Nm)#VALUE!P 0(Nm)式中: M T2:单个后轮能发出的制动扭矩 BEF2:后制动器效率因数X d2:后制动器分泵直径m X R k2:后轮滚动半径m XR r2:后制动器有效半径(m)X#VALUE!4.3 同步附着系数：#VALUE!#VALUE!4.4 满载时前后轴附着力矩：（道路附着系数Φ=0.65时的附着力矩）前轴附着力矩:######(N)后轴附着力矩:######(N)4.5 最大管路压力 :产生最大管路压力矩时(Φ=0.65)的管路压力为最大管路压力,故当Φ=0.65时,#VALUE!此时前轮制动所需的油压大于后轮制动所需油压: 即:######P 0 =#VALUE!P 0=######(Pa)4.6 制动踏板力计算:式中:P p :制动踏板力 S m :制动总泵活塞面积总泵直径为: d=XmS m =π/4×d 2=######m 2P 0:制动管路压力 I :踏板杠杆比I=X 故:Pp=######P 0(N)汽车满载时制动管路油压P0为(Φ=0.65):P τ2=G 2＇×jt/g ×9.8######P 0 =#VALUE!P p =######(N)因BJ1043VBPE7制动系统采用真空助力机构,所以实际踏板力取决于真空助力器的助力比K,因而实际踏板力为P =P /K(见表四）,现该车型真空助力器的K=X 表四:=´=1'1k t R P M Ç°j IP S P m p /0´==´=2'2k t R P M ºój Ç°j MM t ='1式中: Va:汽车制动时的初速度(Km/h)jt:制动减速度 jt=g ·Φ实际上,在汽车制动时,由踏下踏板到开始产生制动力尚有一段作用时间,取此值为0.2秒,所以际制动距离St必须考虑这一作用时间。

汽车制动系统计算

后
b.
F1
Gb L hg
jd1 max
F1 m
g b L hg
前
F 2
Ga L hg
j d 2 max
F 2 m
g a L hg
制
S
1 3.6
(t1
t2 ) v 2
v2 25.92 jmax
根
a
2
b
L
g g
0 .8
各个设计方案均能满足法规对行车制动性能的要求，同时也满足设计要求。 4 ）助施力器失效时，制动力完全由人力操纵踏板产生，最大踏板力要求：N1类车700N。加
△g2—鼓式制动器的蹄、鼓间隙
△g3—鼓式制动器摩擦衬片的厚度公差
（3）储油壶总容量Vmax
空载同步附着系数
0
车满载同步附着系数
' 0
型
标杆
方案
P201-NAM-SD-DP-G3-2
选配方案（四轮盘式）
Fif
Fir
图2 车型的I曲线与β线 ©版权归江淮汽车股份有限公司所有未经授权禁止复制
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制动系统方案设计计算说明书
P201-NAM-SD-DP-G3-2
通过 1、在空载状态下，地面附着系数为0.8，标杆管路压力达到6MPa，管路压力达到5MPa，选配方案管路压力达到5MPa，制动器发生抱死，此时后轴早于前轴抱死，这时整车稳定性非常差。需要ABS进行调节。
n1、n2—前、后制动器单侧油缸数目（仅对盘式制动器而言）
Kv—考虑软管膨胀时的主缸容积系数，汽车设计推荐：轿车 =1.1，货车 =1.3
其中要根据制动器的类型、参考同类车型确定，对鼓式制动器：汽车设计推荐δ=2-2.5mm；汽车工程手册推荐3.5-5.5（考虑软管膨胀量及磨损间隙不能自调的影响），公司目前车型均可实现间隙

盘式制动器制动计算

制动计算制动系统方面的书籍很多，但如果您由于某事需要找到一个特定的公式，你可能很难找到。

本文面将他们聚在一起并作一些的解释。

他们适用于为任何两轴的车辆，但你的责任就是验证它们。

并带着风险使用.....车辆动力学静态车桥负载分配相对重心高度动态车桥负载（两轴车辆）车辆停止制动力车轮抱死制动力矩制动基本原理制动盘的有效半径夹紧力制动系数制动产生系统压力伺服助力踏板力实际的减速度和停止距离制动热制动耗能动能转动能量势能制动功率干式制动盘温升单一停止式温升逐渐停止式温升斜面驻车车桥负荷牵引力电缆操纵制动的损失液压制动器制动液量要求制动基本要求制动片压缩性胶管膨胀钢管膨胀主缸损失制动液压缩性测功机惯性车辆动力学静态车桥负载分配这里： Mf=静态后车桥负载（kg）；M=车辆总质量（kg）；Ψ=静态车桥负载分配系数注：对于满载和空载的车辆的变化往往是不同的。

相对重心高度这里： h=重心到地面的垂直距离（m）；wb=轴距；X=相对重心高度;动态车桥负载（仅适用于两轴车辆）制动过程中车桥负载的变化与哪个车桥制动无关。

它们只依赖于静态负载条件和减速度大小。

这里：a=减速度（g）；M=车辆总质量（kg）；Mfdyn=前桥动态负载（kg）；注：前桥负荷不能大于车辆总质量。

后桥负荷是车辆质量和前桥负荷之间的差值，并不能为负数。

它可能脱离地面。

（摩托车要注意）！车辆停止制动力总制动力可以简单地用牛顿第二定律计算。

这里：BF=总制动力（N）；M=车辆总质量（kg）；a=减速度（g）；g=重力加速度（s/m2）；车轮抱死如果车轮不抱死只能产生制动力，因为轮子滑动摩擦力比滚动摩擦力低得多。

在车轮抱死前特定车轴可能的最大制动力计算公式如下：这里：FA=车桥可能的总制动力（N）；Mwdyn=动态车桥质量（kg）；g=重力加速度（s/m2）；μf=轮胎与地面间摩擦系数；制动力矩决定了哪个车轮需要制动来产生足够的制动力，每个车轮扭矩的要求需要确定。

制动系统设计计算报告

制动系统设计计算报告引言：制动系统是现代车辆中非常重要的一部分，它对车辆的安全性能起着至关重要的作用。

制动系统的设计需要综合考虑多个因素，如车辆的速度、重量、制动距离等。

本报告将以款小型轿车制动系统设计为例，详细介绍制动系统设计中的相关计算。

设计目标：为确保车辆在不同速度下能够在较短的距离内停下，设计目标是使车辆在制动过程中的平均减速度为4m/s^2设计计算：1.制动力的计算制动力的大小与车辆质量和车辆的速度有关。

根据经验公式，制动力可由以下公式计算得出：制动力=车辆质量*减速度选择减速度为4m/s^2，则制动力可以由车辆质量乘以4得出。

2.制动距离的计算制动距离是指车辆从制动开始到完全停止所需要行驶的距离。

根据经验公式，制动距离可以由以下公式计算得出：制动距离=初速度^2/(2*加速度)在制动过程中，加速度是负值(减速)，所以加速度取为-4m/s^2、根据具体车辆的初始速度，可以计算出相应的制动距离。

3.制动盘和制动钳的尺寸计算制动盘和制动钳的尺寸需要考虑车辆的速度和质量。

根据经验公式，制动盘的直径与车速和减速度有关，可以通过以下公式计算得出：制动盘直径=停车速度*车辆质量*系数/制动力在本设计中，选择停车速度为60 km/h，车辆质量为1000 kg，系数为0.7、根据以上参数，可以计算出制动盘的直径。

根据制动盘的直径，可以确定制动钳的尺寸。

制动盘和制动钳的尺寸需要满足制动力的需求，并能够有效散热，以免在制动过程中过热导致制动力减弱。

4.制动液系统的计算制动液的压力和制动钳的工作效果有关。

根据经验公式，制动液的压力可以由以下公式计算得出：制动液压力=制动力/制动钳有效面积制动液压力需要根据制动钳的效率和制动力来选择合适的值。

根据经验，选择制动液压力为5MPa。

结论：根据以上计算结果，制动系统的设计可以满足要求。

制动力、制动距离、制动盘和制动钳的尺寸以及制动液压力的计算都能够保证车辆在制动过程中的安全性。

制动系统毕业设计计算参考

盘式基本参数5.2 凸轮张开力的确定及蹄自锁性校核5.2.1 张开力P1与P2的确定在计算鼓式制动器时，必须建立制动蹄对制动鼓的压紧力与所产生的制动力矩之间的关系。

为计算有一个自由度的制动蹄片上的力矩1Tf T ，在摩擦衬片表面上取一横向单元面积，并使其位于与1y 轴的交角为α处，单元面积为αbRd 。

，其中b 为摩擦衬片宽度，R 为制动鼓半径，αd 为单元面积的包角，如图4-1所示。

由制动鼓作用在摩擦衬片单元面积的法向力为：αααd bR q qbRd dN sin max == (5-1)而摩擦力fdN 产生的制动力矩为ααd f bR q dNfR dT Tf sin 2max ==在由α'至α''区段上积分上式，得)cos (cos 2max αα''-'=f bR q T Tf (5-2) 当法向压力均匀分布时，αbRd q dN p = )(2αα'-''=f bR q T p Tf (5-3)由式(46)和式(47)可求出不均匀系数)cos /(cos )(αααα''-''-''=∆式（46）和式（47）给出的由压力计算制动力矩的方法，但在实际计算中采用由张开力P 计算制动力矩1Tf T 的方法则更为方便。

增势蹄产生的制动力矩1Tf T 可表达如下：111ρfN T Tf = （5-4）式中 1N ——单元法向力的合力；1ρ——摩擦力1fN 的作用半径(见图5-3)。

如果已知制动蹄的几何参数和法向压力的大小，便可用式(17—46)算出蹄的制动力矩。

1N 与张开力1P 的关系式，写出为了求得力制动蹄上力的平衡方程式：0)sin (cos cos 111101=+-+δδαf N S P x01111=+'-N f C S a P x ρ (5-5)式中 1δ——1x 轴与力1N 的作用线之间的夹角；x S 1——支承反力在x1轴上的投影。

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Mu21/22.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）①整车制动力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：MfMf=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。

制动系统设计与计算

1.432774275
从上述计算和图表中可以看到，该车的制动器附着系数利用曲线负荷ECE 标准。
空载
附着系数利用法规线 GB21670
GB21670 -2008中要求：在车辆所有载荷状态下，当制动强度z处于0.15~0.80之间时，后轴附着系数利用于前轴上方；当附着系数ψ在0.2~0.8之间时，制动强度z≥0.1+0.7（ψ-0.2）。
G* （b+z*hg ）/L 10457.36 N
φ*Fz1
8124.393 N 2372.323 N.m G*（az*hg）/L 7079.145 φ*Fz2 5499.833 N 1605.951 N.m
空载
G*
汽车前轮最大法向反作用力Fz1‘
（b+z*hg ）/L
8768.286 N
汽车前轮空载最大地面附着力Fxb1' φ*Fz1
7077.212377 3255.907623
0.9
2.46178968
8266.739706 3358.020294
1
2.807471264
9524.017208 3392.382792
β曲线（与制动系统的参数有关，制动系统参数定义完成后，β曲线就定义完成）
前制动器所能提供的最大制动力
后制动器所能提供的最大制动力
制动强度前轴的利用附着系数 0
后轴的利用附着系数
0.1
0.2
0.3
0.4
0.5
0.6
同上
0.7
0.8
0.9
同上空载
1
1.1
满载制动强度前轴的利用附着系数
0 0.1
0.2
0.3
0.4

制动系统计算程序

K ΔS2
200 17.46 1.75 0.35
mm mm mm
0 满载φ f 0 满载φ r 0 空载φ f 0 空载φ r 0 φ =（Z+0.07）/0.85 0.082353 φ =Z+0.05 0.05 0 φ =Z
0.1 0.156027 0.03798 0.134933 0.045928 0.2 0.1502442 0.892051 0.544487 1.02353 0.85 0.8
利用附着系数与制动强度的关系曲线
1 0.9 0.8 0.7 0.6 0.5 0.4 0.3 0.2 0.1 0
满载φ f
0.81974257 0.813874
利用附着系数φ
满载φ r
空载φ f
0.2 0.30249 0.078715 0.262002 0.096331 0.317647 0.25 0.2
0.3 0.440241 0.122516 0.381876 0.151896 0.435294 0.35 0.3
0.4 0.570035 0.169743 0.495149 0.213461 0.552941 0.45 0.4
空载φ r
φ =Z
制动强度Z
X型布置前后盘式
前制动器参数摩擦块作用半径卡钳油缸直径摩擦系数 r1 d1
μ
117 57 0.38
mm mm
满载φ f 满载φ r
0 0 0
0.1 0.2 0.3 0.4 0.5 0.6 0.7 0.8 0.108068 0.208788 0.302884 0.39099 0.473659 0.55138 0.624585 0.693655 0.08646 0.183775 0.294125 0.420318 0.566028 0.736163 0.937428 1.179225

制动踏板行程校核计算报告

制动踏板行程校核计算报告制动系统达到制动效能时制动踏板行程计算过程如下：I d V V L p ⨯⎪⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛+*+=242021π 式中：p L ——制动踏板行程；1V ——主缸前腔排量；2V ——主缸后腔排量；0d ——主缸直径；I ——踏板杠杆比；主缸前、后腔排量为： 111121141L H S m n d V l w +⨯⨯⨯⨯=π 222222241L H S m n d V l w +⨯⨯⨯⨯=π 式中： 21,d d ——前、后制动器轮缸直径，60,48mm ；21,n n ——前、后制动器轮缸数目，2，2；21,m m ——前、后制动器每个轮缸的活塞数目，1，1；21,w w S S ——前、后制动器轮缸活塞行程，0.6mm （通过与制动器供应商交流，盘式制动器摩擦块与制动盘之间的双边间隙不超过0.6mm ）；1L ——前制动器软管总长度，2260mm ；2L ——后制动器软管总长度，2290mm ；l H ——制动软管膨胀率，0.45ml/m ；制动踏板最大行程：I d V V L p ⨯⎪⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛+*+=2420'21''π 式中：p L '——制动踏板行程；1'V ——主缸前腔总排量；2'V ——主缸后腔总排量；所以，达到制动效能时踏板行程与踏板总行程的比值为：2.511.257193.13176'21'21'==++==V V V V L L i p p% 即使按前、后制动器轮缸活塞行程是0.9mm ，则9.721.257193.13176'21'21'==++==V V V V L L i p p% 根据上述计算可知，L11制动系统设计方案符合GB7258中规定的制动器装有自动调整间隙装置的机动车的踏板行程不应大于踏板全行程的五分之四的要求。

制动系统设计计算书

底盘制动系统设计计算书目录1基本参数输入 ......................................................................................................................- 1 -2制动系统的相关法规 ..........................................................................................................- 2 -3整车制动力分配计算 ..........................................................................................................- 2 -3.1汽车质心距前后轴中心线距离的计算 ...........................................................................- 2 -3.2理想前后地面制动力的计算 ............................................................................................- 2 -3.3前后制动器缸径的确定 ..................................................................................................- 4 -3.4确定制动力分配系数 ......................................................................................................- 5 -3.5确定同步附着系数Φ0 ....................................................................................................- 5 -4制动力分配曲线的分析 ......................................................................................................- 5 -4.1绘制I曲线和β曲线 ......................................................................................................- 5 -4.2前后制动器制动力分配的合理性分析 ...........................................................................- 6 -4.2.1制动法规要求 ................................................................................................................- 7 -4.2.2前后轴利用附着系数曲线的分析 ................................................................................- 7 -5制动系统结构参数的确定 ..................................................................................................- 9 -5.1制动管路的选择 ..............................................................................................................- 9 -5.2制动主缸的结构参数的确定 ..........................................................................................- 9 -5.2.1轮缸容积的确定 ........................................................................................................- 10 -5.2.2软管容积增量的确定 ................................................................................................- 10 -5.2.3主缸容积的确定 ........................................................................................................- 10 -5.2.4主缸活塞直径的确定 ................................................................................................- 11 -5.2.5主缸行程的确定 ..........................................................................................................- 11 -5.3踏板机构的选择 ............................................................................................................- 11 -5.4制动踏板杠杆比的确定 ................................................................................................- 12 -5.4.1真空助力比的确定 ....................................................................................................- 12 -5.4.2踏板行程的确定 ........................................................................................................- 12 -5.4.3主缸最大压力的确定 ................................................................................................- 12 -5.4.4主缸工作压力的确定 ................................................................................................- 13 -5.4.5 最大踏板力的确定......................................................................................................- 13 -6驻车性能的计算 ................................................................................................................- 13 -7制动性能的校核 ..................................................................................................................- 14 -7.1制动减速度的计算 ..........................................................................................................- 15 -7.2错误！未定义书签。

制动系统匹配计算课件

图2 领从蹄式鼓式制动器简化受力图
20
2、制动系统主要参数的选择
2.2.4制动器效能因数的计算与选择
3、制动器效能因数的选择
在匹配设计时，一般鼓式制动器结构参数不能提供，可根据同类制动器参数或按照典形结构选择，典型结构如下表：不同类型制动器效能因素鼓式液压驱动制动器类型制动器效能因数BF（典型值）领从蹄（从领从蹄（从蹄无支承）蹄有支承） 2.2 2.6 双领单向蹄式增力 3.4 5.5
由上式及（2-18）得出后轮缸直径计算公式：
r1 (1 ) BF1 n1 R1 2 2 d2 d1 r2 BF2 n2 R2
………（2-17）
计算结果圆整。
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2、制动系统主要参数的选择
2.2.6制动器制动力分配系数计算前后轮缸直径、鼓式制动器制动鼓直径系列化后，前面选择的其他参数如：制动器制动力分配系数、同步附着系数就会变化，需要重新校核，如不合适，需要重新调整制动器参数计算，直到各参数确定合适为止。制动器制动力计算可简化如下
h f c b 1 f b
领蹄的制动蹄因数为:
BFTL
……（2-14）
19
2、制动系统主要参数的选择
2.2.4制动器效能因数的计算与选择从蹄的制动蹄因数为：
BFTC h f c b 1 f b
……（2-15）
BF 2 f
……（2-12）
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2、制动系统主要参数的选择
2.2.4制动器效能因数的计算与选择
鼓式制动器：
BF
2(TTf 1 TTf 2 ) ( P1 P2 ) r
……（2-13）

制动踏板行程校核计算报告

制动踏板行程校核计算报告制动系统达到制动效能时制动踏板行程计算过程如下：I d V V L p ⨯⎪⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛+*+=242021π 式中：p L ——制动踏板行程；1V ——主缸前腔排量；2V ——主缸后腔排量；0d ——主缸直径；I ——踏板杠杆比；主缸前、后腔排量为： 111121141L H S m n d V l w +⨯⨯⨯⨯=π 222222241L H S m n d V l w +⨯⨯⨯⨯=π 式中： 21,d d ——前、后制动器轮缸直径，60,48mm ；21,n n ——前、后制动器轮缸数目，2，2；21,m m ——前、后制动器每个轮缸的活塞数目，1，1；21,w w S S ——前、后制动器轮缸活塞行程，0.6mm （通过与制动器供应商交流，盘式制动器摩擦块与制动盘之间的双边间隙不超过0.6mm ）；1L ——前制动器软管总长度，2260mm ；2L ——后制动器软管总长度，2290mm ；l H ——制动软管膨胀率，0.45ml/m ；制动踏板最大行程：I d V V L p ⨯⎪⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛+*+=2420'21''π 式中：p L '——制动踏板行程；1'V ——主缸前腔总排量；2'V ——主缸后腔总排量；所以，达到制动效能时踏板行程与踏板总行程的比值为：2.511.257193.13176'21'21'==++==V V V V L L i p p% 即使按前、后制动器轮缸活塞行程是0.9mm ，则9.721.257193.13176'21'21'==++==V V V V L L i p p% 根据上述计算可知，L11制动系统设计方案符合GB7258中规定的制动器装有自动调整间隙装置的机动车的踏板行程不应大于踏板全行程的五分之四的要求。