轻型汽车制动系统设计计算书

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轻型车制动系统设计.(DOC)

轻型车制动系统设计.(DOC)

目录摘要 (Ⅰ)Abstract (Ⅱ)第1章绪论 (1)1.1 制动系统设计的意义 (1)1.2 制动系统研究现状 (1)1.3 制动系统设计内容 (2)1.4 制动系统设计要求 (2)第2章制动系统总体方案设计 (3)2.1 制动器的结构型式的选择 (3)2.2 制动驱动机构的结构型式的方案比较选择 (5)2.3 制动管路的多回路系统 (7)2.4 本章小结 (9)第3章制动器设计计算 (10)3.1 轻型商用车的主要技术参数 (10)3.2 制动系统的主要参数及其选择 (11)3.2.1 同步附着系数 (11)3.2.2 制动强度和附着系数利用率 (12)3.2.3 制动器最大的制动力矩 (14)3.3 制动器因数和制动蹄因数 (15)3.4 制动器的结构参数与摩擦系数 (18)3.4.1 鼓式制动器的结构参数 (18)3.4.2 盘式制动器的结构参数 (20)3.5 制动器的设计计算 (21)3.5.1 制动蹄摩擦面的压力分布规律 (21)3.5.2 制动器因数及摩擦力矩分析计算 (24)3.5.3 制动蹄片上的制动力矩 (25)3.6 摩擦衬片的磨损特性计算 (31)3.7 制动器的热容量和温升的核算 (32)3.8 驻车制动计算 (33)3.9 制动器主要零件的结构设计 (34)3.9.1 制动鼓 (34)3.9.2 制动蹄 (35)3.9.3 制动底板 (35)3.9.4 制动蹄的支承 (35)3.9.5 制动轮缸 (36)3.9.6 制动盘 (36)3.9.7 制动钳 (36)3.9.8 制动块 (37)3.9.9 摩擦材料 (37)3.9.10 制动摩擦衬片 (37)3.9.11 制动器间隙 (38)3.10 制动蹄支承销剪切应力计算 (39)3.11 本章小结 (40)第4章制动驱动机构的设计计算 (42)4.1 轮缸直径与工作容积 (42)4.1.1 盘式制动器直径与工作容积 (42)4.1.2 鼓式制动器直径与工作容积 (43)4.2 制动主缸直径与工作容积 (43)4.3 制动轮缸活塞宽度与缸筒的壁厚 (44)4.3.1 盘式制动轮缸活塞宽度与缸筒壁厚 (44)4.3.2 盘式制动器活塞宽度与缸筒壁厚 (45)4.4 制动主缸行程的计算 (45)4.5 制动主缸活塞宽度与缸筒的壁厚 (46)4.5.1 制动主缸活塞宽度 (46)4.5.2 制动主缸筒的壁厚 (46)4.6 制动踏板力与踏板行程 (46)4.7 真空助力器 (48)4.7.1 真空助力器的选择 (48)4.8 制动液的选择与使用 (49)4.9 制动力分配的调节装置 (49)4.9.1 感载比例阀 (50)4.10 本章小结 (51)结论 (52)参考文献 (53)致谢 (54)附录1 (55)附录2 60第1章绪论1.1制动系统设计的意义汽车是现代交通工具中用得最多,最普遍,也是最方便的交通运输工具。

轻型客车制动器的设计与计算

轻型客车制动器的设计与计算

制动器的设计与计算制动器主要参数及整车参数的确定整车结构参数的确定a G (Kg ) g h (mm) L (mm) a (mm)b (mm)整备质量 1625 548 2690 1183.6 1506.4 总质量234075026901348.51341.5表中a G 表示汽车空载或满载时的总质量;g h 表示汽车空载或满载时的质心高度;a 表示汽车空载或满载时质心距前轮的距离;b 表示汽车空载或满载时质心距后轮的距离;L 表示汽车的轴距;另外,车轮半径=R 314mm 。

制动器主要结构参数与摩擦系数制动鼓半径:135=r mm ;支销至轮心的距离(k,c):领蹄(29,98),从蹄(29,98); 促动力至轮心的距离:=a 105mm ;衬片起始角:领蹄=10β40°,从蹄=20β25°; 衬片包角: 领蹄=1β110°,从蹄=2β100°; 摩擦衬片宽度:=b 55mm ; 摩擦系数为:=f 0.35;制动盘有效作用半径:=e r 98.73mm ; 总泵直径:=0d 23.8mm ; 后分泵管路直径:=2d 23.81mm ; 前分泵管路直径:=1d 60mm ; 踏板杠杆比:=i 4; 驱动系统效率:=η0.92;确定制动力分配系数设制动器液压管路的油压为0P , 则前制动轮缸的制动压力为:210)2/(d P P π=≈0.002830P后制动轮缸的制动压力为:22021')2/(d P P P P π===≈0.000450P对于盘式制动器,在衬块的摩擦表面与制动盘接触良好,并且在各处的单位压力分布均匀的情况下,则盘式制动器的制动力矩为e f fNr T 2=式中:f ——摩擦系数;N ——单侧制动块对制动盘的压紧力;e r ——制动盘有效作用半径。

又因为,210)2/(d P P N π===0.002830P所以有e f r fP T 21=0000195406.0P =计算后轮力矩如图2所示,为了求得法向压力1N 与张开力P 的关系,写出制动蹄上力的平衡方程式:{0)sin (cos cos 11'11111101=+-=+-+N f c S a P f N S P x x ρδδα式中:x S 1——支承反力在1x 轴上的投影;1δ——1x 轴与1N 的作用线之间的夹角。

(毕业设计)阁瑞斯轻型客车制动系统设计说明书

(毕业设计)阁瑞斯轻型客车制动系统设计说明书

摘要随着高速公路的不断发展,汽车车速的不断提高,车流密度也不断增大。

现代汽车对制动系的工作可靠性要求日益提高。

因为只有制动性能良好,制动系工作可靠的汽车才能充分发挥出其高速行驶的动力性能并保证行驶的安全性。

由此可见,本次制动系统设计具有实际意义。

对于福田风景轻型客车的制动系统设计,首先制定出制动系统的结构方案,本设计确定采用前盘后鼓式制动器,串联双腔制动主缸,HH型交叉管路布置。

其次计算制动系统的主要设计参数(确定同步附着系数,制动力分配系数,制动器最大制动力矩),制动器主要参数设计和液压驱动系统的参数计算。

再次利用计算机辅助设计绘制装配图,布置图和零件图。

最终进行制动力分配编程,对设计出的制动系统的各项指标进行评价分析。

通过本次设计的计算结果表明设计出的制动系统是合理的、符合标准的。

其满足结构简单、成本低、工作可靠等要求。

关键词:福田风景轻型客车;制动系统设计;前盘后鼓式制动器;制动主缸AbstractWith the continuous development of highways, the continuous improvement of vehicle speed, traffic density has increased continuously. Hyundai Motor brake on the work of the increasing reliability requirements. Only good braking performance, the braking system of reliable car to give full play to its high-speed driving performance and to ensure that the momentum on security. Evidently, this braking system design of practical significance.For the design of Foton View Light Bus,First developed structure of the braking system, the design determined by pre-and post-drum brakes, dual-chamber tandem brake master cylinders, HH-cross-line layout. This was followed by calculation of the main braking system design parameters (attachment coefficient determined simultaneously, the braking force distribution coefficient, the biggest brake brake torque), the main parameters of design and brake hydraulic drive system parameters. Drawing once again use computer-aided design assembly drawing, layout plans and parts. Final braking force distribution of programming, the design of the braking system of indicators to evaluate the analysis.Through this design calculations designed to show that the braking system is reasonable, in line with standards. To meet its structure is simple, low cost, reliability requirements.Keywords:Foton View Light Bus;Brake System Design;Qianpanhougu brake;Brake master cylinders目录第1章绪论 (1)1.1制动系统工作原理 (1)1.2汽车制动系统的组成 (2)1.3汽车制动系统的类型 (2)1.4 汽车制动系统的功用和要求 (3)1.4.1 汽车制动系统的功用 (3)1.4.2 汽车制动系统的设计要求 (3)第2章制动系统设计方案 (4)2.1 制动器结构形式方案 (4)2.2液压制动管路布置方案 (6)2.3制动主缸的设计方案 (7)2.4制动驱动机构形式方案 (8)2.4.1简单制动系 (9)2.4.2动力制动系 (9)2.4.3伺服制动系 (9)第3章制动系统主要参数确定 (10)3.1 轻型货车主要设计参数 (10)3.2 同步附着系数的确定 (10)3.3 制动器制动力分配系数β的确定 (11)3.4 前后制动器最大制动力矩的确定 (12)3.5 制动器主要参数的确定 (12)3.5.1 制动鼓直径D的确定 (12)3.5.2 制动器主要参数的确定b和包角θ的确定 (13)θ的确定 (13)3.5.3 摩擦衬片起始角3.5.4 制动器中心到张开力作用线距离e的确定 (13)3.5.5 制动蹄支销连线至制动器中心值a的确定 (13)3.5.6 支销中心距c2的确定 (13)3.5.7 摩擦片摩擦系数μ的确定 (13)第4章制动器的设计与计算 (14)4.1 前、后鼓式制动器制动转矩计算 (14)4.1.1 制动蹄的压力中心 (14)4.1.2 制动蹄的效能因数 (14)4.1.3 每一制动器的制动转矩 (15)4.2 制动性能计算 (15)4.2.1 制动减速度j (15)4.2.2 制动距离 (15)第5章制动驱动机构设计 (17)5.1 制动轮缸直径d的确定 (17)5.2 制动主缸直径d的确定 (17)5.3 制动踏板力F的确定 (17)P5.4 制动踏板工作行程的确定 (18)第6章评价分析 (19)6.1 汽车制动性能评价指标 (19)6.2 制动效能 (19)6.3 制动效能的恒定性 (19)6.4 制动时汽车的方向稳定性 (19)6.5 前、后制动器制动力分配 (20)6.5.1 地面对前、后车轮的法向作用力 (20)6.5.2 理想的前、后制动器制动力分配曲线 (21)6.6 制动系统的发展趋势 (22)第7章结论 (26)参考文献 (27)致谢 (28)附录一外文翻译 (29)附录二相关程序 (38)第1章绪论汽车制动系是用于使行驶中的汽车减速或停车,使下坡行驶的汽车的车速保持稳定以及使已停驶的汽车在原地(包括在斜坡上)驻留不动的机构。

CA1041轻型车制动系统设计

CA1041轻型车制动系统设计

参数1.制动系统的主要参数及其选择同步附着系数对于前后制动器制动力为固定比值的汽车,只有在附着系数ϕ等于同步附着系数0ϕ的路面上,前、后车轮制动器才会同时抱死,当汽车在不同ϕ值的路面上制动时,可能有以下三种情况[4]。

1、当0ϕϕ<时2、当0ϕϕ>时3、当0ϕϕ=时附着条件的利用情况可以用附着系数利用率ε(或称附着力利用率)来表示,ε可定义为ϕϕεqG F B ==制动强度和附着系数利用率根据选定的同步附着系数0ϕ,已知:Lh L g02ϕβ+=制动器最大的制动力矩为保证汽车有良好的制动效能和稳定性,应合理地确定前、后轮制动器的制动力矩。

最大制动力是在汽车附着质量被完全利用的条件下获得的,这时制动力与地面作用于车轮的法向力21Z Z 、 成正比。

所以,双轴汽车前、后车轮附着力同时被充分利用或前、后轮同时抱死的制动力之比为:ggf f h L h L Z Z F F 01022121ϕϕ-+== 制动器所能产生的制动力矩,受车轮的计算力矩所制约,即e f f r F T 11=e f f r F T 22=对于选取较大0ϕ值的各类汽车,应从保证汽车制动时的稳定性出发,来确定各轴的最大制动力矩。

当0ϕϕ>时,相应的极限制动强度ϕ<q ,故所需的后轴和前轴制动力矩为e gf r qh L LGT ϕ)(1max 2-=max 2max 11f f T T ββ-=制动器因数和制动蹄因数制动器因数又称为制动器效能因数。

其实质是制动器在单位输入压力或力的作用下所能输出的力或力矩,用于评比不同结构型式的制动器的效能。

制动器因数可定义为在制动鼓或制动盘的作用半径上所产生的摩擦力与输入力之比,即PR T BF f=对于鼓式制动器,设作用于两蹄的张开力分别为1P 、2P ,制动鼓内圆柱面半径即 制动鼓工作半径为R ,两蹄给予制动鼓的摩擦力矩分别为1Tf T 和2Tf T ,则两蹄的效能因 数即制动蹄因数分别为:R P T BF Tf T 111=RP T BF Tf T 222=整个鼓式制动器的制动因数则为RP P T T RP P T T PRT BF Tf Tf Tf Tf f )()(2)(5.021212121++=++==当P P P ==21时,则2121T T Tf Tf BF BF PRT T BF +=+=蹄与鼓间作用力的分布,其合力的大小、方向及作用点,需要较精确地分析、计算才能确定。

汽车制动系统设计说明书

汽车制动系统设计说明书

目录第一章绪论 (1)1.1 本次制动系统设计的意义 (2)1.2 本次制动系统应达到的目标 (2)1.3 本次制动系统设计容 (3)1.4 汽车制动系统的组成 (3)1.5 制动系统类型 (3)1.6 制动系工作原理 (3)第二章汽车制动系统方案确定 (4)2.1 汽车制动器形式的选择 (5)2.2 鼓式制动器的优点及其分类 (6)2.3 盘式制动器的缺点 (8)2.4 制动驱动机构的结构形式 (8)2.4.1 简单制动系 (9)2.4.2 动力制动系 (9)2.4.3 伺服制动系 (10)2.5 制动管路的形式选择 (10)2.6 液压制动主缸方案的设计 (12)第三章制动系统主要参数的确定 (14)3.1 轻型货车主要技术参数 (14)的确定 (14)3.2 同步附着系数的3.3 前、后轮制动力分配系数 的确定 (15)3.4 鼓式制动器主要参数的确定 (16)3.5 制动器制动力矩的确定 (18)3.6 制动器制动因数计算 (19)3.6.1 制动器制动因数计算 (19)3.6.1 制动器制动因数计算 (20)3.7 鼓式制动器零部件的结构设计 (21)第四章液压制动驱动机构的设计计算 (24)4.1 制动轮缸直径d的确定 (24)的计算 (25)4.2 制动主缸直径d4.3 制动踏板力F (26)P4.4 制动踏板工作行程Sp (26)第五章制动性能分析 (27)5.1 制动性能评价指标 (27)5.2 制动效能 (27)5.3 制动效能的恒定性 (27)5.4 制动时汽车的方向稳定性 (28)5.5 前、后制动器制动力分配 (28)5.5.1 地面对前、后车轮的法向反作用力 (29)5.6 制动减速度j (29)5.7 制动距离S (29)5.8 摩擦衬片(衬块)的磨损特性计算 (30)5.9 汽车能够停留在极限上下坡角度计算 (32)第六章总结 (33)参考文献 (34)一.绪论汽车工业是一个综合性产业,汽车工业的生产水平,能够代表一个国家的整个工业水平,汽车工业的发展,能够带动各行各业的发展,进而促进我国工业生产的总体水品。

轻型载货汽车制动器设计

轻型载货汽车制动器设计

本科学生毕业设计轻型载货汽车制动器设计院系名称:汽车与交通工程学院专业班级:学生姓名:指导教师:职称:黑龙江工程学院二○一一年六月The Graduation Design for Bachelor's Degree Design of Light Bill’s AutomobileBrakeCandidate:Specialty:Class:Supervisor:Title:Heilongjiang Institute of Technology2011-06·Harbin摘要从汽车诞生时起,车辆制动器在车辆的安全方面就起着决定性作用。

目前,汽车所用制动器几乎都是摩擦式的,可分为鼓式和盘式两大类。

盘式制动器的主要优点是在高速刹车时能迅速制动,散热效果优于鼓式刹车,制动效能的恒定性好。

鼓式制动器的主要优点是刹车蹄片磨损较少,成本较低,便于维修、由于鼓式制动器的绝对制动力远远高于盘式制动器,所以普遍用于后轮驱动的卡车上,故本次轻型载货汽车采用前盘后鼓式制动器。

本设计前轴采用浮动钳盘式制动器,后轴采用制动器为领从蹄式鼓式制动器。

设计的主要内容包括:制动器的研究现状及意义、制动器方案的选择与分析、盘式制动器结构的设计、鼓式制动器结构的设计。

关键词:轻型载货汽车,盘式制动器,鼓式制动器,制动蹄,设计ABSTRACTThe brake has played a significant role in vehicular security since the car was born. In current, most of the brake is frictional, which concludes disc brake and drum brake. The chief advantages of disc brake are that it can apply the brake quickly in high-speed trig, that it has a better cooling function than drum trig, and that the application of the brake can have a long affection. While the chief advantages of drum brake are that trig hoof can have less abrasion and cost, and that it can be easily mended .As the drum brake has a higher drag force than disc brake, it use in rear wheel drive truck widely, due to these factions, We use before the disc brakes followed by the drum brake in this light shipment car.The front axle of this design use before the floating disc brakes, and the rear axle use brought from the hoof type drum brake.The first chapter of the design instruction chiefly introduces the current state and the purport of brake, the second chapter tells the choice and the analysis of the brake project mostly, the following chapter describes the calculation and check of the disc brake structural design, and the last chapter introduces the calculation and check of the drum brake structural design.Keywords: Light bills car,Disc brake ,drum brakes, Brake shoes, design.目录摘要 (I)ABSTRACT ...................................................... I I 第1章绪论. (1)1.1制动器的目的意义 (1)1.2制动器的研究现状 (1)1.3制动器的研究内容及方法 (3)1.4本章小结 (4)第2章制动器方案论证分析与选择 (5)2.1 制动器结构方案的确定 (5)2.1.1鼓式制动器结构方案的确定 (5)2.1.2盘式制动器结构方案的确定 (8)2.2制动器主要参数及其选择 (9)2.2.1制动器设计相关主要技术参数 (9)2.2.2同步附着系数 (10)2.2.3前后轴制动力矩分配系数b (10)2.2.4制动器最大制动力矩 (11)2.3本章小结 (11)第3章盘式制动器结构设计 (12)3.1盘式制动器的主要参数确定 (12)3.1.1 制动盘直径D (12)3.1.2 制动盘厚度h (12)3.1.3 摩擦衬片内半径R1与外半径R2 (12)3.1.4 摩擦衬片工作面积A..................... 错误!未定义书签。

(大学设计)福田轻型货车制动系统设计

(大学设计)福田轻型货车制动系统设计

封面作者:Pan Hongliang仅供个人学习摘要制动系统是汽车中最重要地系统之一.因为随着高速公路地不断发展,汽车地车速将越来越高,对制动系地工作可靠性要求日益提高,制动系工作可靠地汽车能保证行驶地安全性.由此可见,本次制动系统设计具有实际意义.本次设计主要是对轻型货车制动系统结构进行分析地基础上,根据对轻型货车制动系统地要求,设计出合理地符合国家标准和行业标准地制动系统.首先制动系统设计是根据整车主要参数和相关车型,制定出制动系统地结构方案,其次设计计算确定前、后鼓式制动器、制动主缸地主要尺寸和结构形式等.最后利用计算机辅助设计绘制出了前、后制动器装配图、制动主缸装配图、制动管路布置图.最终对设计出地制动系统地各项指标进行评价分析.另外在设计地同时考虑了其结构简单、工作可靠、成本低等因素.结果表明设计出地制动系统是合理地、符合国家标准地.关键词:轻型货车;制动;鼓式制动器;制动主缸;液压系统.AbstractBraking system is one of the most important system in the automotive . because of the continuous development with the highway. The car will become more and more high-speed, braking system on the work of the increasing reliability requirements,Brake work of a reliable car,guarantee the safety of travelling,This shows that, The braking system design of practical significance.The braking system is one of important system of active safety. Based on the structural analysis and the design requirements of intermediate car’s braking system, a braking system design is performed in this thesis, according to the national and professional standards.First through analyzing the main parameters of the entire vehicle, the braking system design starts from determination of the structure scheme. SecondlyCalculating and determining the main dimension and structural type of the front、rear drum brake,brake master cylinder ans so on,Finally use of computer-aided design drawing draw the engineering drawings of the front and rear brakes, the master brake cylinder, the diagram of the brake pipelines. Furthermore, each target of the designed system is analyzed for checking whether it meets the requirements. some factors are considered in this thesis, such as simple structure, low costs, and environmental protection, etc. The result shows that the design is reasonable and accurate, comparing with the related national standards.Key words:light truck;brake;drum brake;master cylinder;hydraulic pressure system目录第1章绪论 (7)1.1 本次制动系统设计地意义 (7)1.2 本次制动系统应达到地目标 (8)1.3 本次制动系统设计内容 (8)1.4 汽车制动系统地组成 (9)1.5制动系统类型 (9)1.6 制动系工作原理 (9)第2章汽车制动系统方案确定 (10)2.1 汽车制动器形式地选择 (10)2.2 鼓式制动器地优点及其分类 (11)2.3 盘式制动器地缺点 (12)2.4 制动驱动机构地结构形式 (13)2.4.1简单制动系 (13)2.4.2动力制动系 (13)2.4.3伺服制动系 (14)2.5 制动管路地形式选择 (14)2.6 液压制动主缸方案地设计 (15)第3章制动系统主要参数地确定 (17)3.1 轻型货车主要技术参数 (17)3.2 同步附着系数地地确定 (17)3.3 前、后轮制动力分配系数地确定 (18)3.4 鼓式制动器主要参数地确定 (18)3.5 制动器制动力矩地确定 (19)3.6 制动器制动因数计算 (20)3.7 鼓式制动器零部件地结构设计 (21)第4章液压制动驱动机构地设计计算 (24)4.1制动轮缸直径d地确定 (24)4.2 制动主缸直径d地计算 (25)4.3 制动踏板力 (25)4.4 制动踏板工作行程Sp (25)第5章制动性能分析 (25)5.1 制动性能评价指标 (26)5.2 制动效能 (26)5.3 制动效能地恒定性 (26)5.4 制动时汽车地方向稳定性 (26)5.5 前、后制动器制动力分配 (27)5.5.1 地面对前、后车轮地法向反作用力 (27)5.5.2 理想地前、后制动器制动力分配曲线 (27)5.5.3 实际地前、后制动器制动力分配曲线 (28)5.6 制动距离S (28)5.8 汽车能够停留在极限上下坡角度计算 (28)第6章总结 (29)参考文献 (30)致谢 (31)附录1 (31)附录2 (37)第1章绪论汽车工业是一个综合性产业,汽车工业地生产水平,能够代表一个国家地整个工业水平,汽车工业地发展,能够带动各行各业地发展,进而促进我国工业生产地总体水品.所以重视发展汽车工业,有着深远地现实意义.随着我国经济地发展,尤其我国对外贸易地不断扩大,汽车工业受到国外同行业地强烈竞争,而我国汽车工业起步比较晚,生成技术水平较低,因而改进和提高我国地汽车性能及其机构是一个迫在眉睫地问题,这关系到我国汽车工业地生存与发展地大事.汽车地行驶速度是汽车地一个重要性能参数.尽可能提高汽车地行驶速度,是提高运输生产率地主要技术措施之一,但必须保证行驶地安全性为前提.因此在道路宽阔平坦,人流和车流又较小地情况下,汽车可以用高速度行驶,而在转向或者行驶在不平路面或两车交会时,都必须降低车速,特别是在遇到障碍物,或者碰撞行人或其他车辆危险时,更需要在尽可能短地距离内将车速降低到最低,甚至为零.如果汽车不具备这一性能,高速行驶就不可能实现.汽车在下长坡时,在重力作用下,有不断加速到危险程度地倾向,此时应当将车速限制在一定地安全性以内,并保持稳定.此外对已停驶地汽车,应使其可靠地驻留在原地不动.上述使行驶中地汽车减速甚至行车,使下坡行驶地汽车速度保持稳定,以及使已静止地汽车保持不动,这些作用叫做制动.保证这些性能地系统叫制动系统因此对汽车制动系统地研究,开发是汽车工业地一个非常重要地课题,如何改善汽车地制动效能,改善制动器地结构使一个重要环节.1.1 本次制动系统设计地意义在交通运输中,公路运输日益成为主要地交通运输形式.高速公路地快速发展使汽车运输速度加快.但是,在提高车速地同时,汽车应能够及时地制动,减速,停车.特别是在人流、车流比较大地道路上行车,安全行驶是最重要地前提条件.对汽车起制动作用地只能是作用在汽车上且方向与汽车行驶方向相反地外力,作用在行驶汽车上地滚动阻力,上坡阻力,空气阻力都能对汽车起制动作用,但这些外力地大小都是随机地、不可控制地,因此汽车上必须装设一系列专门装置以便驾驶员能根据道路和交通情况,利用装在汽车上地一系列专门装置,迫使路面在汽车车轮上施加一定地与汽车行驶方向相反地外力,对汽车进行一定程度地强制制动.这种可控制地对汽车进行制动地外力称为制动力,用于产生制动力地一系列专门装置称为制动系统.制动系统地作用:使行驶中地汽车按照驾驶员地要求进行强制减速甚至停车;使已停驶地汽车在各种道路条件下稳定驻车;使下坡行驶地汽车速度保持稳定. 制动系直接影响着汽车行驶地安全性和停车地可靠性.本设计通过合理地结构分析,制动器形式地确定,并进行了科学合理地计算及结构设计,缩短了制动距离、保证制动系统具有良好地制动效能地热稳定性以及良好地操纵稳定性,对保证制动系统工作可靠具有理论与实际意义.1.2 本次制动系统应达到地目标1)具有良好地制动效能;2)工作可靠;3)在任何速度下制动时,汽车都不应丧失操纵性和方向稳定性;4)制动能力地热稳定性良好;5)作用滞后性应尽可能好;6)摩擦衬片(块)应有足够地使用寿命;7)摩擦副磨损后,应有能消除因磨损而产生间隙地机构,且调整间隙工作容易,最好设置自动调整间隙机构.1.3 本次制动系统设计内容1)制动系统参数计算及制动器结构设计;2)制动主缸计算与结构设计;3)制动管路布置设计;4)制动力分配计算编程.1.4 汽车制动系统地组成1)供能装置——包括供给、调节制动所需能量以及改善传能介质状态地各种部件.其中产生制动能量地部分称为制动能源.人地肌体也可作为制动能源.2)控制装置——包括产生制动动作和控制制动效果地各种部件,如制动踏板、制动阀等.3)传动装置——包括将制动能量传输到制动器地各个部件,如制动主缸和制动轮缸等.4)制动器——产生阻碍车辆地运动或运动趋势地力地部件.较为完善地制动系统还具有制动力调节装置、报警装置、压力保护装置等附加装置.1.5制动系统类型1)按制动系统地功用分类(1)行车制动系统——使行驶中地汽车减低速度甚至停车地一套专门装置.(2)驻车制动系统——使已停驶地汽车驻留原地不动地一套装置.(3)第二制动系统——在行车制动系统失效地情况下保证汽车仍能实现减速或停车地一套装置.(4)辅助制动系统——在汽车下长坡时用以稳定车速地一套装置.2)按制动系统地制动能源分类(1)人力制动系统——以驾驶员地肌体作为唯一制动能源地制动系统.(2)动力制动系统——完全依靠发动机动力转化成地气压或液压进行制动地制动系统.(3)伺服制动系统——兼用人力和发动机动力进行制动地制动系统.按照制动能量地传输方式,制动系统又可分为机械式、液压式、气压式和电磁式等.同时采用两种传能方式地制动系统可称为组合式制动系统.1.6 制动系工作原理一个以内圆面为工作表面地金属制动鼓固定在车轮轮毂上,随车轮一同旋转.在固定不动地制动底板上,有两个支承销,支承着两个弧形制动蹄地下端.制动蹄地外圆面上又装有一般是非金属地摩擦片.制动底板上还装有液压制动轮缸,用油管与装在车架上地液压制动主缸相连通.主缸中地活塞可由驾驶员通过制动踏板来操纵.制动系统不工作时,制动鼓地内圆面与制动蹄摩擦片地外圆面之间保持由一定地间隙,使车轮和制动鼓可以自由转动.制动系统看图1-6要使行驶中地汽车减速,驾驶员应踩下制动踏板,通过推杆和主缸活塞,使主缸内地油液在一定压力下流入轮缸,并通过两个轮缸活塞推动两制动蹄绕支撑销转动,上端向两边分开而以其摩擦片压紧在制动鼓地内圆面上.这样,不旋转地制动蹄就对旋转地制动鼓作用一个摩擦力矩,其方向与车轮行驶方向相反.制动鼓将该力矩传到车轮后,由于车轮与路面间有附着作用,车轮对路面作用一个向前地圆周力,同时路面也对车轮作用着一个向后地反作用力,即制动力.制动力由车轮经过车桥和悬架传给车架及车身,迫使整个汽车产生一定地减速度,制动力越大,则汽车减速度越大.当放开制动踏板时,复位弹簧将制动蹄拉回复位,摩擦力矩和制动力消失,制动作用即行终止.1-6制动系统图第2章汽车制动系统方案确定汽车制动系统地设计是一项综合性、系统性地设计,它涉及到制动系统地整体设计和零件设计,设计要求中既体现了对整体地要求,又有对各零件各自性能地要求.对制动系整体性能,除了上面所说地以外,还有使用性能良好,故障少等要求.对零部件除了能实现各自功能外,还要求它与其他组装起来地配合能力,协作能力良好,因此,在制动系统设计前,应先提出制动系统综合设计方案.2.1 汽车制动器形式地选择1)制动器按其直接作用对象地不同可分为车轮制动器和中央制动器.前者地旋转元件固定装在车轮或半轴上,即制动力矩直接作用在两侧车轮上.后者地制动力矩必须经过驱动桥在分配到两侧车轮上.车轮制动器一般用于行车制动,也有兼用第二制动和驻车制动地.中央制动器用于驻车制动,其优点式制动力矩须经过驱动轴放大后传到车轮.因而容易满足操纵手力小地要求,但在应急制动时往往造成传动轴超载.现在,由于车速高,对应急制动地可靠性要求更严格.在中、高级轿车及总重在15T以下地货车上,多在后轮制动器上附加手动机械驱动机构,也不再设置中央制动器.2)制动器所用张开式装置地型式可分为液压轮缸、非平衡式凸轮式、平衡凸轮式、楔块式机械张开机构3)制动系按制动能量地传输方式制动系统可分为机械式、液压式、气压式、电磁式等.同时采用两种以上传能方式地制动系称为组合式制动系统. 本次设计地轻型货车采用地是液压式制动系统.4)一般制动器都是通过其中地固定元件对旋转元件施加制动力矩,使后者地旋转角速度降低,同时依靠车轮与地面地附着作用,产生路面对车轮地制动力以使汽车减速.凡利用固定元件与旋转元件工作表面地摩擦而产生制动力矩地制动器都成为摩擦制动器.目前汽车所用地摩擦制动器就其摩擦副地结构型式可分为鼓式和盘式带式三大类.他们地区别在于前者地摩擦副中地旋转元件为制动鼓,其圆柱面为工作表面;后者地摩擦副中地旋转元件为圆盘壮制动盘,其端面为工作表面.带式之用做中央制动器.本次设计轻型货车制动器为双鼓式液压轮缸式制动器2.2 鼓式制动器地优点及其分类鼓式制动器具有自刹作用:由于刹车时令蹄片外张,车轮旋转连带着外张地刹车鼓扭曲一个角度,刹车时蹄片外张力(刹车制动力)越大,则情形就越明显,因此,一般大型车辆还是使用鼓式刹车,除了成本较低外,大型车与小型车地鼓刹,差别只有大型车采用气动辅助,而小型车采用真空辅助来帮助刹车. 鼓式制动器制造技术要求比较低,因此制造成本要比碟式刹车低.所以本次设计所采用地制动器为鼓式制动器.鼓式制动器有内张型和外束型两种.前者地制动鼓以内圆为工作表面,应用广泛.后者制动鼓地工作表面则是外圆柱面,应用较少.鼓式制动器按蹄地类型还分为领从蹄式制动器如图a,双领蹄式如图b,双向双领蹄式如图c,双从蹄式如图d,单向自增力式如图e,双向自增力式制动器如图f.比较各种制动器地效能因数于摩擦系数可知:增力式制动器效能最高、双领蹄次之、领从蹄又次之、而双从蹄效能最低.但若就效能因数稳定性而言,名词排列正好相反,双从蹄最好,增力式最差.双领蹄式制动器正向效能相当高,但倒车时则变成双从蹄式,效能大降.很多中级轿车地前轮制动器采用双领蹄式,这是由于这类汽车前进制动时前轴地动轴荷及附着力大于后轴,倒车制动时则相反,正与这种制动器地特点相适应.双向双领蹄式制动器在前进和倒退制动时效能不变,故广泛应用于中,轻型货车及部分轿车地前后轮.但用作后轮制动器时需另设中央制动器.双领蹄式制动器荷双向双领蹄式制动器中有两个轮缸.双领蹄式制动器两蹄片各有其固定支点,并用各具有一个活塞地两个轮缸张开蹄片.双向双领蹄式制动器,两蹄片浮动.用各有两个活塞地轮缸张开双蹄片.与双领蹄式制动器比较,双向双领蹄式制动器地特点式制动鼓无论朝哪个方向转动,制动效能都不变.增力式制动器地两蹄片之间相互连接,两蹄都式领蹄,次领蹄地轮缸张开后地作用效果很西欧啊或次领蹄地轮缸不存在张开.然而由主领蹄地自行增势作用所造成且比主领蹄张开力后大得多地支点反力F传到次领蹄地下端,成为次领蹄地张开力,采用增力式制动器后,及时制动驱动机构中不用伺服装置,也可以借很西欧啊地踏板力得到很大地制动力矩.但因其效能大不稳定且效能因数太高容易发生制动自馈,故设计时应妥善选择几何参数,把效能因数限制在一定程度,且需选用摩擦性能稳定地摩擦片.单向增力时制动器在倒车制动时效能大为降低,之有少数轻,中型货车和轿车用作前轮制动器.此外,双领蹄式制动器,由于其结构呈中心对称,因而领蹄对鼓作用地合力恰好相互平行,属于平衡式制动器.领从蹄与其他型式制动器均不能保证这种平衡,是非平衡式制动器.非平衡式制动器将对轮毂轴成造成附加径向载荷而且领蹄或次领蹄摩擦片表面单位压力大于从蹄磨损较严重,为使衬片寿命均衡可将从蹄式地衬片包角适当减小.由于本次设计地是轻型货车制动器,汽车在制动时轴荷要前移原理前轮地制动力应大于后轮,如果后轮制动力大于前轮且先制动于后轮即后轮先抱死时汽车将出现制动跑偏或侧滑现象,这将极易造成严重地交通事故!所以本次设计前轮选用双增力式鼓式制动器,后轮选用领从蹄式鼓式制动器.2.3 盘式制动器地缺点盘式制动器地缺点:1)效能较低.故用于汽车制动时所需制动促动管路压力较高.一般用于伺服装置2)难以完全防止尘污和锈蚀3)兼用于驻车制动时,需要加装地驻车制动传动装置较鼓式制动器复杂.盘式制动器又称为碟式制动器,这种制动器兼作驻车制动器时,所需附加地手驱动机构比较复杂,摩擦片地耗损量较大,成本贵,衬块工作面小,磨损快,使用寿命短,需要用高材质地衬块,需要地制动液压高,必须要有助力装置地车辆才能使用,所以只能适用于轿车和一些微型车上,不适合用于货车上,因此我们选用鼓式制动器.2.4 制动驱动机构地结构形式制动驱动机构用于将驾驶员或其它力源地力传给制动器,使之产生需要地制动转矩.制动系统工作地可靠性在很大程度上取决于制动驱动机构地结构和性能.所以首先保证制动驱动机构工作可靠性;其次是制动力地产生和撤除都应尽可能快,充分发挥汽车地制动性能;再次是制动驱动机构操纵轻便省力;最后是加在踏板上地力和踩下踏板地距离应该与制动器中产生地制动力矩有一定地比例关系.保证汽车在最理想地情况下产生制动力矩.根据制动力源地不同,制动驱动机构一般可以分为简单制动、动力制动和伺服制动三大类.2.4.1简单制动系简单制动系即人力制动系,是单靠驾驶员作用于制动踏板上或手柄上地力作为制动力源,而力地传递方式又有机械式和液压式两种.机械式地靠杆系或钢丝绳传力,结构简单,造价低廉,工作可靠,但机械效率低,传动比小,润滑点多,且难以保证前后轴制动力地正确比例和左右轮制动力地均衡所以在汽车地行车制动装置中已被淘汰.因为这种方式结构简单、经济性好,工作可靠等优点广泛地应用于中,小型汽车地驻车制动器中.液压制动用于行车制动装置.制动地优点是作用滞后时间短(0.1s~0.3s),工作压力大(可达10MPa~12MPa),缸径尺寸小,可以安装在制动器内部作为制动蹄地张开机构或制动块地压紧机构,而不需要制动臂等传动件.这样就减少了非黄载质量.液压制动也有器缺点.主要是过度受热后会有一部分制动液液化,在管路中形成气泡,严重影响液压传输,使制动系效能降低,甚至完全失效,液压制动广泛应用在轿车,轻型货车及一部分中型货车上.2.4.2动力制动系动力制动即利用发动机地动力转化而成,并表现为气压或液压形式地势能作为汽车制动地全部力源,驾驶员施加于踏板或手柄上地力仅用于回路中地控制元件地操纵.从而可式踏板力较小,同时又又适当地踏板行程.(1)气压制动系气压制动系是动力制动系最常见地型式,由于可获得较大地制动驱动力,且主车与被拖地挂车以及汽车列车之间制动驱动系统地连接装置结构简单、连接和断开均很方便,因此被广泛用于总质量为8t以上尤其是15t以上地载货汽车、越野汽车和客车上.但气压制动系必须采用空气压缩机、储气筒、制动阀等装置,使其结构复杂、笨重、轮廓尺寸大、造价高;管路中气压地产生和撤除均较慢,作用滞后时间较长(0.3s~0.9s),因此,当制动阀到制动气室和储气筒地距离较远时,有必要加设气动地第二级控制元件——继动阀(即加速阀)以及快放阀;管路工作压力较低(一般为0.5MPa~0.7MPa),因而制动气室地直径大,只能置于制动器之外,再通过杆件及凸轮或楔块驱动制动蹄,使非簧载质量增大;另外,制动气室排气时也有较大噪声.(2)气顶液式制动系气顶液式制动系是动力制动系地另一种型式,即利用气压系统作为普通地液压制动系统主缸地驱动力源地一种制动驱动机构.它兼有液压制动和气压制动地主要优点.由于其气压系统地管路短,故作用滞后时间也较短.显然,其结构复杂、质量大、造价高,故主要用于重型汽车上,一部分总质量为9t—11t地中型汽车上也有所采用.(3)全液压动力制动系全液压动力制动系除了具有一般液压制动系统地优点外,还具有操纵轻便、制动反应快、制动能力强、受气阻影响较小、易于采用制动力调节装置和防滑移装置,及可与动力转向、液压悬架、举升机构及其他辅助设备共用液压泵和储油罐等优点.但其结构复杂、精密件多,对系统地密封性要求也较高,并未得到广泛应用,目前仅用于某些高级轿车、大型客车以及极少数地重型矿用自卸汽车上.2.4.3伺服制动系伺服制动系是在人力液压制动系中增加由其他能源提供地助力装置,使人力与动力并用.在正常情况下,其输出工作压力主要由动力伺服系统产生,而在伺服系统失效时,仍可全由人力驱动液压系统产生一定程度地制动力.因此,在中级以上地轿车及轻、中型客、货车上得到了广泛地应用.按伺服系统能源地不同,又有真空伺服制动系、气压伺服制动系和液压伺服制动系之分.其伺服能源分别为真空能(负气压能)、气压能和液压能.综上所述,经过比较与分析,本次设计轻型货车采用液压传动.2.5 制动管路地形式选择为了提高制动驱动机构地工作可靠性,保证行车安全,制动管路一般都采用分立系统,即全车地所有行车制动器地液压或气压管路分属于两个或更多地相互隔绝地回路.这样,即使其中一个回路失效后,另一个回路仍然可以起作用.一般多设计成双回路.下图为双轴汽车地液压式制动驱动机构地双回路系统地5种分路方案图.选择分路方案时,主要是考虑其制动效能地损失程度、制动力地不对称情况和回路系统地复杂程度等.(a)(b)(c)(d)(e)图2—2双轴汽车液压双回路系统地5种分路方案图1—双腔制动主缸2—双回路系统地一个回路3—双回路系统地另一分路图2—2(a)为一轴对一轴II型,前轴制动器与后桥制动器各用一各回路.其特点是管路布置最为简单,可与传统地单轮缸鼓式制动器相配合使用,成本较低,目前在各类汽车特别使商用车上用地最广泛.对于这种形式,若后轮制动回路失效,则一旦前轮抱死即极易丧失转弯制动能力.对于采用前轮驱动因而前轮制动强于后轮地乘用车,当前制动回路失效而单用后桥制动时,制动力将严重不足,并且,若后桥负荷小于前轴负荷,则踏板力过大时易使后桥车轮抱死而汽车侧滑.图2—2(b)X型地结构也很简单,直行制动时任一回路失效,剩余地总制动力都能保持正常值地50%,但是,一旦某一管路破损造成制动力不对称,此时前轮超制动力大地一边绕主销转动,使汽车丧失稳定性.因此这种方案适用于主销偏移距为(达20mm)地汽车上,这时,不平衡地制动力使车轮反向转动,改善了汽车稳定性.图2—3(c)一轴版对半轴HI型.两侧前制动器地半数轮缸和全部后轮制动器轮缸属一个回路,其余地前轮缸属另一回路.图2—4(d)半轴一轮对半轴一轮LL型.两个回路分别对两侧前轮制动器地半数轮缸和一个后轮制动器器作用.图2—5(e)双半轴对双半轴HH型.每个回路均只对每个前、后制动器地半数轮缸器作用.这种形式地双回路制动效能最好.HI,LL,HH型地结构均比较复杂.LL型与HH型在任一回路失效时,前、后制动力地比值均与正常情况下相同,剩余地总制动力可达到正常值地50%左右.HI型单用一轴半回路时剩余制动力较大,但此时与LL型一样,紧急制动情况下后轮极易先抱死.综合各个方面地因素和比较各回路形式地优缺点.本次设计选择了为一轴对一轴II型2.6 液压制动主缸方案地设计为了提高汽车地行驶安全性,现代汽车地行车制动装置均采用双回路制动系统.双回路制动系统地制动主缸为串列双腔制动主缸,因此用与单回路制动系地单腔制动主缸已被淘汰.制动主缸由灰铸铁制造,也可以采用低碳钢冷挤成形;活。

BJ1039E2制动系统设计计算Word版

BJ1039E2制动系统设计计算Word版

1 / 9BJ1039E2制动系统设计计算1.结构简述:BJ1039E2柴油轻型载货汽车制动系前后均采用鼓式制动器结构,工作直径φ280mm ,摩擦片宽度64mm ,前制动器为单向双领蹄式制动器,后制动器为双向双领蹄式制动器,真空助力器为双膜片(8//+9//),助力比为1:6,行程为32mm ,并具有串联式双管路制动总泵的液压制动驱动系统。

3.汽车动轴荷分配计算: 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:()0//1=-⋅-⋅⋅-⋅a L G hg G g jt L G a ag jtLhg G G G a ⨯⋅+=1/1()0//2=⋅-⋅⋅-⋅L G hg g jt G a G a a g jt Lhg G G G a ⋅⋅-=2/2式中: G 1'制动时前轴负荷 G 2'制动时后轴负荷jt/g=φ 道路附着系数式中减速度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:2 / 93.2动载荷分配比: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:G 1'/Ga ×100% 后轴动轴荷:G 2'/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:4.汽车制动力的计算:4.1.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=G 1'×jt/g ×9.8 (N) 后轴: P τ2=G 2'×jt/g ×9.8 (N)4.2制动器实际所产生的制动力及制动力分配比: 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: 0211/142P R d BEF Mt ⨯⨯⨯⨯=π()0214.0032.040.32P ⨯⨯⨯⨯⨯=π()m N P •⨯=-041075.6()N P P R Mt Pt k 0304/1/11001.210336.075.6--⨯=⨯==式中: T 1:单个前轮能发出的制动扭矩BEF 1:前制动器效率因数(3.0) d 1:前制动器分泵直径(φ=32mm) R k :前轮滚动半径(336mm)4.2.2.汽车后轴制动器所能产生的制动力P τ2': 后轴制动扭矩:0222/242P R d BEF Mt ⨯⨯⨯⨯=π0214.00254.040.32P ⨯⨯⨯⨯⨯=π()m N P •⨯=-041025.4()N P P R Mt Pt k 0304/2/21026.110336.025.4--⨯=⨯==式中: T2:单个后轮能发出的制动扭矩BEF2:后制动器效率因数(3.0) d2:后制动器分泵直径(φ25.4mm) Rk:后轮滚动半径(336mm)4.2.3.前后制动器实际制动力分配比:615.010)26.101.2(1001.233'2'1'1=⨯+⨯=+=--t t t P P P β4.3 同步附着系数: 645.0786)15082600(615.026000=--⨯=-=hg b L βϕ 4.4 满载时前后轴附着力矩:(道路附着系数Φ=0.7时的附着力矩)前轴附着力矩: 1.4870336.02.14494=⨯=前ϕM 后轴附着力矩: 2840336.05.8452=⨯=后ϕM 4.5 最大管路压力max 0P :产生最大管路压力矩时(Φ=0.7)的管路压力为最大管路压力,故:当Φ=0.7时,后轮先抱死,此时前轮制动所需的油压大于后轮制动所需油压:即: at MP P P M M 2.71.48701075.6004'1=∴=⨯=-前ϕ4.6 制动踏板力计算:I P S P m p /0⨯=式中:Pp:制动踏板力Sm:制动总泵活塞面积 P0:制动管路压力 I :踏板杠杆比故: )(1055.12.51032440062N P P P p --⨯=⨯⨯⨯=π汽车满载时制动管路油压P0为(Φ=0.7): P τ1=G 1'×jt/g ×9.88.97.0)7.0260078633451405(8.9/)/(1001.2103⨯⨯⨯⨯+=⋅⋅⋅+=⨯-g jt g jt Lh G G P ga)(7.1117N P p =∴因BJ1039E2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因数K,现该车型采用的真空助力器的K=6,所以实际踏板力如表四(KP P pF =):从上表可以得出:制动踏板力PF ≤700N ,完全符合GB7258-1997《机动车运行安全技术条件》的规定和要求。

设计阁瑞斯轻型客车制动系统设计说明

设计阁瑞斯轻型客车制动系统设计说明

设计阁瑞斯轻型客车制动系统设计说明摘要随着高速公路的不断发展,汽车车速的不断提高,车流密度也不断增大。

现代汽车对制动系的工作可靠性要求日益提高。

因为只有制动性能良好,制动系工作可靠的汽车才能充分发挥出其高速行驶的动力性能并保证行驶的安全性。

由此可见,本次制动系统设计具有实际意义。

对于福田风景轻型客车的制动系统设计,首先制定出制动系统的结构方案,本设计确定采用前盘后鼓式制动器,串联双腔制动主缸,HH型交叉管路布置。

其次计算制动系统的主要设计参数(确定同步附着系数,制动力分配系数,制动器最大制动力矩),制动器主要参数设计和液压驱动系统的参数计算。

再次利用计算机辅助设计绘制装配图,布置图和零件图。

最终进行制动力分配编程,对设计出的制动系统的各项指标进行评价分析。

通过本次设计的计算结果表明设计出的制动系统是合理的、符合标准的。

其满足结构简单、成本低、工作可靠等要求。

关键词:福田风景轻型客车;制动系统设计;前盘后鼓式制动器;制动主缸AbstractWith the continuous development of highways, the continuous improvement of vehicle speed, traffic density has increased continuously. Hyundai Motor brake on the work of the increasing reliability requirements. Only good braking performance, the braking system of reliable car to give full play to its high-speed driving performance and to ensure that the momentum on security. Evidently, this braking system design of practical significance.For the design of Foton View Light Bus,First developed structure of the braking system, the design determined by pre-and post-drum brakes, dual-chamber tandem brake master cylinders, HH-cross-line layout. This was followed by calculation of the main braking system design parameters (attachment coefficient determined simultaneously, the braking force distribution coefficient, the biggest brake brake torque), the main parameters of design and brake hydraulic drive system parameters. Drawing once again use computer-aided design assembly drawing, layout plans and parts. Final braking force distribution of programming, the design of the braking system of indicators to evaluate the analysis.Through this design calculations designed to show that the braking system is reasonable, in line with standards. To meet its structure is simple, low cost, reliability requirements.Keywords:Foton View Light Bus;Brake System Design;Qianpanhougu brake;Brake master cylinders目录第1章绪论 (1)1.1制动系统工作原理 (1)1.2汽车制动系统的组成 (2)1.3汽车制动系统的类型 (2)1.4 汽车制动系统的功用和要求 (3)1.4.1 汽车制动系统的功用 (3)1.4.2 汽车制动系统的设计要求 (3)第2章制动系统设计方案 (4)2.1 制动器结构形式方案 (4)2.2液压制动管路布置方案 (6)2.3制动主缸的设计方案 (7)2.4制动驱动机构形式方案 (8)2.4.1简单制动系 (9)2.4.2动力制动系 (9)2.4.3伺服制动系 (9)第3章制动系统主要参数确定 (10)3.1 轻型货车主要设计参数 (10)3.2 同步附着系数的确定 (10)3.3 制动器制动力分配系数β的确定 (11)3.4 前后制动器最大制动力矩的确定 (12)3.5 制动器主要参数的确定 (12)3.5.1 制动鼓直径D的确定 (12)3.5.2 制动器主要参数的确定b和包角θ的确定 (13)θ的确定 (13)3.5.3 摩擦衬片起始角3.5.4 制动器中心到张开力作用线距离e的确定 (13)3.5.5 制动蹄支销连线至制动器中心值a的确定 (13)3.5.6 支销中心距c2的确定 (13)3.5.7 摩擦片摩擦系数 的确定 (13)第4章制动器的设计与计算 (14)4.1 前、后鼓式制动器制动转矩计算 (14)4.1.1 制动蹄的压力中心 (14)4.1.2 制动蹄的效能因数 (14)4.1.3 每一制动器的制动转矩 (15)4.2 制动性能计算 (15)4.2.1 制动减速度j (15)4.2.2 制动距离 (15)第5章制动驱动机构设计 (17)5.1 制动轮缸直径d的确定 (17)d的确定 (17)5.2 制动主缸直径5.3 制动踏板力F的确定 (17)P5.4 制动踏板工作行程的确定 (18)第6章评价分析 (19)6.1 汽车制动性能评价指标 (19)6.2 制动效能 (19)6.3 制动效能的恒定性 (19)6.4 制动时汽车的方向稳定性 (19)6.5 前、后制动器制动力分配 (20)6.5.1 地面对前、后车轮的法向作用力 (20)6.5.2 理想的前、后制动器制动力分配曲线 (21)6.6 制动系统的发展趋势 (22)第7章结论 (26)参考文献 (27)致谢 (28)附录一外文翻译 (29)附录二相关程序 (38)第1章绪论汽车制动系是用于使行驶中的汽车减速或停车,使下坡行驶的汽车的车速保持稳定以及使已停驶的汽车在原地(包括在斜坡上)驻留不动的机构。

制动系统计算说明书

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:Fϕ前=G满1×ϕ+G×ϕ2=2200×0.7+6000××=2002kgfFϕ后=G满2×ϕ-G×ϕ23800×0.7-6000××==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A1=2×πR1××L1=式中(L1=100mm摩擦片的宽度 w1=110°)后制动器的衬片面积A2=2×πR2××L2=式中(L2=100m m 摩擦片的宽度w2=)比能量耗散率e1=β=e2=β=上式中:G—满载汽车总质量V1—制动初速度,计算时取V1=18m/sβ—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/mm2为宜,故该制动器的比能量耗散率满足要求。

制动系统设计计算报告

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。

BJ1039E2制动系统设计计算word文档

BJ1039E2制动系统设计计算word文档

BJ1039E2制动系统设计计算1.结构简述:BJ1039E2柴油轻型载货汽车制动系前后均采用鼓式制动器结构,工作直径φ280mm ,摩擦片宽度64mm ,前制动器为单向双领蹄式制动器,后制动器为双向双领蹄式制动器,真空助力器为双膜片(8//+9//),助力比为1:6,行程为32mm ,并具有串联式双管路制动总泵的液压制动驱动系统。

2.3.汽车动轴荷分配计算: 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:()0//1=-⋅-⋅⋅-⋅a L G hg G g jt L G a ag jtLhg G G G a ⨯⋅+=1/1()0//2=⋅-⋅⋅-⋅L G hg g jt G a G a a g jt Lhg G G G a ⋅⋅-=2/2式中: G 1'制动时前轴负荷 G 2'制动时后轴负荷jt/g=φ 道路附着系数式中减速度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:3.2动载荷分配比: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:G 1'/Ga ×100% 后轴动轴荷:G 2'/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:4.汽车制动力的计算:4.1.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=G 1'×jt/g ×9.8 (N) 后轴: P τ2=G 2'×jt/g ×9.8 (N)4.2制动器实际所产生的制动力及制动力分配比: 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: 0211/142P R d BEF Mt ⨯⨯⨯⨯=π()0214.0032.040.32P ⨯⨯⨯⨯⨯=π()m N P •⨯=-041075.6()N P P R Mt Pt k 0304/1/11001.210336.075.6--⨯=⨯==式中: T 1:单个前轮能发出的制动扭矩BEF 1:前制动器效率因数(3.0) d 1:前制动器分泵直径(φ=32mm) R k :前轮滚动半径(336mm)4.2.2.汽车后轴制动器所能产生的制动力P τ2': 后轴制动扭矩:0222/242P R d BEF Mt ⨯⨯⨯⨯=π0214.00254.040.32P ⨯⨯⨯⨯⨯=π()m N P •⨯=-041025.4()N P P R Mt Pt k 0304/2/21026.110336.025.4--⨯=⨯==式中: T2:单个后轮能发出的制动扭矩BEF2:后制动器效率因数(3.0) d2:后制动器分泵直径(φ25.4mm) Rk:后轮滚动半径(336mm)4.2.3.前后制动器实际制动力分配比:615.010)26.101.2(1001.233'2'1'1=⨯+⨯=+=--t t t P P P β 4.3 同步附着系数: 645.0786)15082600(615.026000=--⨯=-=hg b L βϕ 4.4 满载时前后轴附着力矩:(道路附着系数Φ=0.7时的附着力矩)前轴附着力矩: 1.4870336.02.14494=⨯=前ϕM 后轴附着力矩: 2840336.05.8452=⨯=后ϕM 4.5 最大管路压力max 0P :产生最大管路压力矩时(Φ=0.7)的管路压力为最大管路压力,故:当Φ=0.7时,后轮先抱死,此时前轮制动所需的油压大于后轮制动所需油压:即: at MP P P M M 2.71.48701075.6004'1=∴=⨯=-前ϕ4.6 制动踏板力计算:I P S P m p /0⨯=式中:Pp:制动踏板力Sm:制动总泵活塞面积 P0:制动管路压力 I :踏板杠杆比故: )(1055.12.51032440062N P P P p --⨯=⨯⨯⨯=π汽车满载时制动管路油压P0为(Φ=0.7): P τ1=G 1'×jt/g ×9.8 8.97.0)7.0260078633451405(8.9/)/(1001.2103⨯⨯⨯⨯+=⋅⋅⋅+=⨯-g jt g jt Lh G G P ga)(7.1117N P p =∴因BJ1039E2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因数K,现该车型采用的真空助力器的K=6,所以实际踏板力如表四(KP P pF =):从上表可以得出:制动踏板力PF ≤700N ,完全符合GB7258-1997《机动车运行安全技术条件》的规定和要求。

轻型汽车制动系统设计计算书

轻型汽车制动系统设计计算书
制动器制动力分配系数 :

由公式(8)和(9)可得 :
F1 F

F1 F1 F 2
(9)

由于
d12 BF1 r1 2 d12 BF1 r1 d 2 BF2 r2
F (1 ) F 1
(10)
F1 F 2

(11)

图1
GA6420SE4 感载比例阀配置制动系统结构简图
4.制动管路 5.制动轮缸 6.六通阀 7.感载比例阀
1. 带制动主缸的真空助力器总成 2.制动踏板 3.车轮
1.4
计算目的
制动系统计算的目的在于校核前、后制动力是否足够,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等是否符合法规及标准要求、制动系统匹配是否合理。 2 制动法规基本要求 1、满足国内最新制动法规对制动效能,包括行车制动系、应急制动系、驻车制动系性能要求, 如表 1 所示:
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作者
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Байду номын сангаас
批准
制动系统设计计算报告
1 1.1 发。 1.2 GA6420SE4 制动系统基本介绍 GA6420SE4 车型的行车制动系统采用液压制动系统, 前制动器为空心盘式制动器, 后制动器为 鼓式制动器,制动踏板为吊挂式踏板,真空助力器为非贯穿式单膜片结构,制动主缸结构为补偿 孔式。基本车型为带六通阀及感载比例阀的双 I 型制动管路布置,配备的感载比例阀具有液压保 护结构,当制动主缸后腔及管路正常工作时,后腔管路液压与前制动器管路不通,当后腔管路失 效时,主缸前腔液压将与后制动器相通,保证后制动器正常工作。驻车制动系统为机械式后鼓式 制动,采用远距离棘轮拉索操纵机构。 1.3 GA6420SE4 制动系统的结构简图 对于装配感载比例阀的制动系统结构,见图 1: 概述 任务来源 根据 xx 汽车有限公司产品规划及新车型开发项目的要求, 进行 GA6420SE4 项目车型的设计开

轻型货车气压制动系统结构设计说明书

轻型货车气压制动系统结构设计说明书

轻型货车气压制动系统结构设计说明书摘要汽车制动系的功用是使汽车以适当的减速度降速行驶直至停车;在下坡行驶时,使汽车保持适当的稳定车速;使汽车可靠地停在原地或坡道上。

汽车的制动性是汽车主动安全性研究的重点容之一。

随着汽车行驶车速的不断提高,对汽车制动性能的要求也越来越高。

汽车的制动系统除了实现良好的制动性能外,还要尽可能地减小驾驶员的工作强度。

因此,动力制动系统在汽车上得到了广泛的应用。

气压动力制动是最常见的动力制动系统,多用于中重型汽车。

气压制动系统是发展最早的一种动力制动系统。

其供能装置和传动装置全部是气压式的。

其控制装置大多数是由制动踏板机构和制动阀等气压控制原件组成,也有的在踏板机构和制动阀之间还串联有液压式操纵传动装置。

本文以一种重型货车为研究对象,通过理论分析和计算对其气压制动系统结构进行设计。

关键词:气压制动;制动性;重型货车;传动装置;ABSTRACTAutomobile brake system function is to reduce the speed of cars to slow down and drive right up to parking,When traveling downhill, so that the stability of vehicle speed to maintain proper To make reliable cars parked in the ramp or in situ.The brake performance iS one of the most important safe performances for the automobile.With the increase of running speed of the vehicle;the requirements to the brake performance are getting more and more strict.Besides the good brake performance,the brake system of the automobile is required to reduce the pedal force of the driver.Therefore,the power servo brake system has made a great development in the automobile.The barometric brake system is the most familiar power servo brake system.The barometric brake system is the first development of a dynamic braking system. Its energy supply all equipment and gear-type pressure Most of the control device is a brake pedal and the brake and other institutions formed the original, Also some in the brake pedal between institutions and also in series with hydraulic control gear. In this paper, the application of a kind of heavy goods vehicles, Through theoretical analysis and calculation of the structure of its air brake system design.Key words;barometric brake syste;rake performance;heavy-duty truck;Drive Equipment;1绪论 (1)1.1制动系的作用 (1)1.2气压制动系的研究现状 (2)2制动系的总体设计 (3)2.1制动系统设计要求 (3)2.2制动系参数的选择 (4)2.3汽车总质量 (4)2.4制动力与制动力分配系数 (4)2.5制动器最大制动力矩 (9)3制动器的设计与计算 (12)3.1鼓式制动器的主要参数 (13)3.1.1制动鼓径 (13)3.1.2摩擦衬片宽度b及包角β (14)3.1.3摩擦衬片起始角β0 (15)3.1.4制动蹄支撑点位置坐标a和C (15)3.1.5制动器中心到开力F0作用线的距离e (15)3.1.6摩擦衬片的型号及摩擦系数 (15)3.2鼓式制动器的计算 (15)3.2.1计算有一个自由度的紧蹄摩擦片的径向变形规律 (15)3.2.2计算蹄片上的制动力矩 (16)3.2.3检查制动蹄有无自锁 (18)3.3 衬片磨损特性的计算 (19)3.3.1比能量耗散率(单位功负荷、能量负荷) (19)3.3.2衬片单位摩擦面积的制动器摩擦力f0(比摩擦力) (20)3.3.3驻车制动计算 (21)3.4制动鼓主要零部件的结构设计 (21)3.4.1制动鼓 (21)3.4.2制动蹄 (22)3.4.3制动底板 (23)3.4.4凸轮式开机构 (23)3.4.5摩擦材料 (23)3.4.6支承 (24)4气压制动驱动机构的设计计算 (25)4.1制动气室 (26)4.2贮气罐 (28)4.3空气压缩机 (30)5技术经济性分析 (31)6总结 (33)致 (34)参考文献 (35)附录A (36)附录B (44)1绪论1.1制动系的作用近百年来,汽车工业之所以常胜不衰主要得益于汽车作为商品在世界各处都有广阔的市场,生产批量大而给企业带来丰厚的利润。

汽车制动系统计算

汽车制动系统计算

2、基本参数设计计算2.1 制动系统性能匹配计算所需参数2.1.1 整车参数如下:2.1.2 设计方案参数如下:2.2 制动系统性能目标整车制动性能目标要求如下:2.3 制动系统性能参数匹配计算 2.3.1 整车理论制动力计算Z 1——汽车制动时水平地面对前轴车轮的法向反力,N;Z 2——汽车制动时水平地面对后轴车轮的法向反力,N;L——汽车轴距,mm;a——汽车质心离前轴的距离,mm;b——汽车质心离后轴的距离,mm;h g ——汽车质心高度,mm;G——汽车所受重力,N;m——汽车质量,kg;静态驻坡驻坡度≥18%制动减速度(m/s 2)≥2.2制动减速度(m/s 2)≥2.2满载失效制动(70km/h)前失效制动距离(m)≤95.7后失效制动距离(m)≤95.7后失效制动距离(m)≤95.7空载失效制动(70km/h)前失效制动距离(m)≤95.7制动减速度(m/s 2)≥2.2满载制动(80km/h)冷态制动距离-O型(m)≤61.2制动减速度(m/s 2)≥5.0设计要求空载制动(80km/h)冷态制动距离-O型(m)≤61.2制动减速度(m/s 2)≥5.0图1 整车受力简图制动减速度(m/s 2)≥2.2项目制动安全性能法规要求整车前、后轴理论需要的制动力计算公式如下:前、后制动器制动力计算式:其中: 、 ——前、后制动器制动力,NP 1、P 2——前、后制动器管路压力,MPa d 1、d 2——前、后制动器轮缸直径,mm ——前、后制动器单侧油缸数目r 1、r 2——前、后制动器有效半径,mm BF 1、BF 2——后制动器效能因数R——前、后轮滚动半径,mm制动器制动力分配系数:整车同步附着系数 计算式:其中:L L ——汽车轴距,mm;b ——汽车质心离后轴的距离,mm;h g ——汽车质心高度,mm;β——制动力分配系数根据整车参数,计算得出在各种状况下整车需要的理论制动力如下:表4 各附着系数路面下空、满载前、后轴理想制动力n 1、n2Rr BF n d p F 111211142⋅⋅⋅⋅⋅=πμ ()μμμg if h L G Z F +==b 1()μμμg ir h a LGZ F -==20ϕgh b L -=βϕ0211u u u F F F +=β1μF 2μF Rr BF n d p F 222222242⋅⋅⋅⋅⋅=πμ根据前、后制动器参数,计算出在不同管路压力下,前、后制动器输出制动力如下:此时,整车的同步附着系数计算如下:车型方案一的I曲线和β曲线图如下:标杆名称代号图2 车型的I曲线与β线压强MPa 标杆12空载同步附着系数满载同步附着系数表6 制动力分配系数和同步附着系数方案6783491011125方案选配方案(四轮盘式)irF if F 0ϕ'0ϕirF ifF if F irF通过对比整车理论制动力需求和制动器实际输出力,可以得出:2.3.2 整车利用附着系数与制动强度校核前、后轴利用附着系数:式中: ——前轴利用附着系数;——后轴利用附着系数;——前轴到质心水平距离,m;——后轴到质心水平距离,m;——制动强度。

制动系统设计计算书

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= :)
mm
轴距L= 1765
空载
满载
811.700565 827.34375
785
843.3
885
960
478
510
0.54
0.53
后轴负 荷G2 (kg) 后轴质 量分配 % 3.汽车动 轴荷分配 计算: 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:
=
Lb - b hg
=
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:
j0
=
Lb - b hg
=
Mj前 = Pt1' ? Rk1 =
#VALUE!
#VALUE! #VALUE!
后轴附着 力矩:
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,
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):
jt/g=φ
G1' 空载 满载
G2' 空载 满载
4.汽车制 动力的计 算: 4.1.汽车 制动时所 需的制动 力Pτ(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: Pτ1=G1 '×jt/g× 9.8 (N) 后轴: Pτ2=G2 '×jt/g× 9.8 (N)
0.1 58.5 57.9 41.5 42.1
0.2 62.2 61.9 37.8 38.1
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FZ 2 L Ga m du hg dt
(1)
(2 )
式中: FZ 1 ——地面对前轮的法向反作用力,N;
FZ 2 ——地面对后轮的法向反作用力,N; a b m G
——汽车质心至前轴中心线的水平距离,mm; ——汽车质心至后轴中心线的水平距离,mm; ——汽车质量,kg; ——汽车重力,N;
d12
(8)
式中: F1 、 F 2 ——分别为前、后制动器制动力,N;
p1 、 p2 ——分别为前、后轮缸液压,Pa; d1 、 d 2 ——分别为前、后轮缸直径,m; n1 、 n2 ——分别为前、后制动器单侧油缸数目; BF1 、 BF2 ——分别为前、后制动器效能因数; r1 、 r2 —— 分别为前、后制动器制动半径,m; R ——车轮滚动半径,m。
4.1.2 4.1.2.1
理想的前、后制动器制动力分配曲线及曲线 理想的前、后制动器制动力分配
在任何附着系数为 的路面上,前、后车轮同时抱死的条件是:前、后轮制动器制动力之和 等于附着力,并且前、后轮制动器制动力 F1 、 F 2 分别等于各自的附着力,即:
F 1 F 2 G F 1 FZ 1 F 2 FZ 2
2011 年 02 月
目 录
1 概述 ............................................................ 3 1.1 任务来源 ...................................................... 3 1.2 GA6420SE4 制动系统基本介绍 ................................. 3 1.3 GA6420SE4 制动系统的结构简图 ............................... 3 1.4 计算目的 ...................................................... 3 2 制动法规基本要求 ................................................ 3
F 2 1

F1
(12)
由公式(12)形成的直线即为实际前、后制动器制动力分配线,简称 线。 假设汽车在同步附着系数路面上制动时,前、后轮同时抱死,将公式(6)代入公式(11) , 得
法规
4
GB 21670-2008
5
6
7
踏板行程
GB 7258-2004
2、满足 GB12676-1999《汽车制动系统结构、性能和试验方法》 。 3、满足 GB7258-2004《机动车运行安全技术条件》 。 4、满足 GB21670-2008《乘用车制动系统技术要求及试验方法》 。 3 3.1 GA6420SE4 制动系统设计的输入条件 整车基本参数
(3)
若在不同附着系数的路面上制动,前、后轮都抱死(不论是同时抱死或分别先后抱死) ,此时
du g 。地面作用于前、后轮的法向反作用力为: dt
FZ 1 FZ 2 G b h g L G a h g L
(4)
式中: ——路面附着系数。
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制动系统设计计算报告
1 1.1 发。 1.2 GA6420SE4 制动系统基本介绍 GA6420SE4 车型的行车制动系统采用液压制动系统, 前制动器为空心盘式制动器, 后制动器为 鼓式制动器,制动踏板为吊挂式踏板,真空助力器为非贯穿式单膜片结构,制动主缸结构为补偿 孔式。基本车型为带六通阀及感载比例阀的双 I 型制动管路布置,配备的感载比例阀具有液压保 护结构,当制动主缸后腔及管路正常工作时,后腔管路液压与前制动器管路不通,当后腔管路失 效时,主缸前腔液压将与后制动器相通,保证后制动器正常工作。驻车制动系统为机械式后鼓式 制动,采用远距离棘轮拉索操纵机构。 1.3 GA6420SE4 制动系统的结构简图 对于装配感载比例阀的制动系统结构,见图 1: 概述 任务来源 根据 xx 汽车有限公司产品规划及新车型开发项目的要求, 进行 GA6420SE4 项目车型的设计开
3 GA6420SE4 制动系统设计的输入条件................................. 4 3.1 整车基本参数 .................................................. 4 3.2 制动系统零部件主要参数 ........................................ 4 4 GA6420SE4 制动系统设计计算....................................... 5 4.1 前、后制动器制动力分配 ........................................ 5 4.1.1 地面对前、后车轮的法向反作用力 .............................. 5 4.1.2 理想的前、后制动器制动力分配曲线及曲线 ..................... 7 4.1.3 GA6420SE4 制动力校核......................................... 9 4.1.4 GA6420SE4 制动力分配校核.................................... 10 4.2 制动距离校核 ................................................. 14 4.3 真空助力器主要技术参数 ....................................... 15 4.4 制动主缸行程校核 ............................................. 15 4.5 制动踏板行程和踏板力校核 ..................................... 16 4.5.1 制动踏板工作行程............................................. 16 4.5.2 制动踏板力校核 .............................................. 17 4.6 驻车制动校核 ................................................. 17 4.6.1 极限倾角 ................................................... 17 4.6.2 手柄力校核 ................................................. 18 5 参 结论 ........................................................... 18 考 文 献 .................................................... 19
hg ——汽车质心高度,mm; L ——轴距,mm; du ——汽车减速度,m/s2。 dt du 令 zg , z 称为制动强度,则可求得地面法向反作用力为: dt
Fz1 G (b zh g ) / L Fz 2 G ( a zh g ) / L
Fxb F G 或
表2 整车参数 整车质量 质心高度 质心至前轴的距离 质心至后轴的距离 轴距 车轮滚动半径 GA6420SE4 车型整车基本参数(质心位置参考标杆车型) 代 号 单 位 kg mm mm mm mm mm 空载 1318 695 1391 1259 2700 292 满载 1760 750 1626 1024
ku kl
3Mpa 7.2Mpa 0.25Mpa
4 4.1
GA6420SE4 制动系统设计计算 前、后制动器制动力分配 地面对前、后车轮的法向反作用力 地面作用于前、后车轮的法向反作用力如图 2 所示:
4.1.1
图2
制动工况受力简图
由图 2,对前、后轮接地点取力矩,得:
FZ1L Gb m
du hg dt
表1
制动法规基本要求
序号 1 2 3 行 车 制 动 应 急 制 动 驻 车 制 动
项目 试验路面 载重 制动稳定性 制动初速度 制动距离 充分发出的平均减速度 制动踏板力 制动初速度 制动距离 充分发出的平均减速度 制动踏板力 操纵手柄力 停驻角度(满载)
要求 附着系数约为 0.8 的路面 空载/满载 不许偏出 3.5m 通道 100km/h ≤70m ≥6.43m/s2 65 N ~500N 100km/h ≤168 m ≥2.44m/s2 65 N ~500N ≤400N 20%(11.31°) 踏板行程不大于踏板全行程的 五分之四 (制动器有间隙自调装 置) ,且不大于 120mm
GA6420SE4 轻型客车
制动系统设计计算报告
QY—GA6420SE4—SS2011—005

编 制 校 对 审 核 批 准
(7)
由此可以建立理想的前、后轮制动器制动力分配曲线,即 I 曲线。 4.1.2.2 实际制动器制动力分配系数
实际前、后轮制动器制动力:
r1 4 R r2 d 22 n2 BF2 F 2 2 p2 4 R F1 2 p1 n1 BF1
将公式(4)代入上式,得
(5)
F 1 F 2 G F 1 F 2 FZ 1 FZ 2
b hg a hg
(6)
根据公式(5)及(6),消去变量 ,得
1 G F 2 [ 2 hg
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