某车型制动系统设计计算书(后盘)

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)
3.3NA01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
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1μF 和2μF 的关系曲线，常称为理想的前、后轮制动器制动力分配曲线。

在任何附着系数ϕ的路面上，前、后车轮同时抱死的条件是：前、后制动器制动力之和等于附着力，并且前、后轮制动器制动力分别等于各自的附着力，即：
g F m F 21ϕμμ=+ (1)
g
g h L h L ϕϕμμ-+=
122
1F F (2)
经计算得：
22
1ϕϕμL h mg L L mg F g +=…………………………(3) 212
ϕϕμL
h mg
L
L
mg F g -= (4)
式中：
1μF 、2μF ——前、后轮制动器制动力，N ；
ϕ——路面附着系数；
m ——整车质量，kg ； hg ——汽车质心高度，ｍ； L ——汽车轴距，ｍ；
1L ——质心至前轴中心线的距离，ｍ；
2L ——质心至后轴中心线的距离，ｍ。

将NA01车基本参数带入式(3)和(4)中，按ϕ值（ϕ=0.1、0.2、0.3……1.0）计算得到NA01车理想的前、后轮制动器制动力(表2)，并可以根据该表格绘制出理想的前、后轮制动器制动力分配曲线(图1)。

表2 理想的空、满载附着力及制动强度
NA01
3.3.2 制动力分配曲线绘制及同步附着系数确定
前、后制动器制动力计算式：
e r R BF d p F 21
12
111πμ= (5)
e
r R BF d p F 22
22
2
22πμ= ……………………………(6) 2
11
μμμβF F F +=
……………………………………(7) 式中：
β——制动器制动力分配系数
1μF 、2μF ——前、后制动器制动力，N ；
1d 、2d ——前、后制动器分泵直径，mm ；
1R 、2R ——前、后制动器有效半径，mm ； 1BF 、2BF ——前、后制动器效能因数； e r ——前、后轮滚动半径，mm ；
1p 、2p ——为前、后制动管路液压，MPa 。

将前后制动器具体参数代入式（7），得β=0.7232。

根据β值绘制实际制动力分配曲线(图2)。

、0.2、0.3……1.0)(表4)。

由同步附着系数公式：
g
h L L 2
0-=
βϕ (8)
得实际满载同步附着系数01ϕ=0.9829，此时前、后轮同时抱死。

得实际空载同步附着系数02ϕ=0.6356，此时前、后轮同时抱死。

根据我国目前的道路情况，取ϕ=0.8作为常用路面附着系数。

实际空载同步附着系数02ϕ=0.6356<0.8，如不采取措施，在ϕ>0.6356的路面上将会出现后轮先抱死的情况，不满足GB21670-2008相关要求。

NA01配备了ESP 系统(包含ABS 模块)调节前后制动器制动力，当ESP 系统中ABS 模块起作用时，后轮趋近于抱死但不会出现抱死状态，所以不会出现后轮先抱死的情况，可以满足GB21670-2008中相关规定。

实际满载同步附着系数01ϕ=0.9829>0.8，满足GB21670-2008中相关规定。

因此NA01制动系统设计方案是合适的。

3.3.3 前、后轴利用附着系数曲线绘制
Gz F βμ=1................................................(9) Gz F )1(2βμ-= (10)
)(21g f
zh L L G
F +=ϕμ……………………………(11) )(12
g r zh L L
G
F -=ϕμ (12)
经整理得
g
f zh L zL
+=
2βϕ (13)
g
r zh L zL
--=
1)1(βϕ (14)
式中：
f ϕ、r ϕ——利用附着系数； z ——制动强度；
β——实际制动力分配系数； L ——汽车轴距，m ； hg ——汽车质心高度，ｍ；
1L ——质心至前轴中心线的距离，ｍ；
2L ——质心至后轴中心线的距离，ｍ。

将各参数代入公式(13)、公式(14)，按不同z 值(z=0.1、0.2、0.3……1.0)计算出前、后轴利用附着系数f ϕ、r ϕ(表3)，并根据该表格绘制制动强度-利用附着系数曲线(图3)。

表5 前、后轴利用附着系数
图3 利用附着系数曲线
GB21670-2008规定：车辆在所有载荷状态下，当制动强度z 处于0.15～0.80之间时，后轴附着系数利用曲线不应该位于前轴上方，从图3可以看出，满载时符合GB21670-2008要求；空载时，当z>0.6356(空载同步附着系数)时，后轴附着系数利
用曲线在前轴利用附着系数曲线上方，不满足GB21670-2008的要求。

后轴利用附着系数曲线在前轴利用附着系数曲线上方，其实就是后轮先于前轮抱死，而NA01配备了ESP 系统(包含ABS 模块)调节前后制动器制动力，当ESP 系统中ABS 模块起作用时，后轮趋近于抱死但不会出现抱死状态，所以不会出现后轮先抱死的情况，可以满足GB21670-2008中相关规定。

GB21670-2008规定：当附着系数ϕ在0.2～0.8之间时，制动强度
)2.0(7.01.0-+≥ϕz (图3ECE 法规线)。

从图3可以看出，空满载时均满足要求。

所以，NA01制动系统设计方案是适宜的。

3.3.4 空、满载制动距离校核
GB 21670-2008中规定：初速度100km/h ，整车最大制动距离
2max 006.01.0v v S +==70m ，充分发出的平均减速度m d ≥6.43m/s 2。

配有ESP 装置的制动系统，其充分发出的平均减速及制动距离计算公式如下：
j=ϕg (15)
)2/(2j v cv S += (16)
式中：
c ——制动器起作用的时间，取0.4(一般取值为0.3～0.5)；
v ——制动初速度，v =100km/h(27.8m/s)。

在良好的路面上(ϕ=0.8)，配有ESP 的NA01制动系统所能达到的充分发出的平均减速度m ax j =0.8g=7.84m/s 2≥6.43m/s 2，制动距离S=60m ≤70m 。

制动距离和充分发出的平均减速度满足法规要求。

由表4可知，在ϕ=0.8的路面上，当充分发出的平均减速度达到0.8g 时，前后轮趋近于抱死，此时最高管路压力达到7.927MPa(满载)，而通常管路压力最大值可达到10～12MPa ，可以满足要求。

3.3.5 真空助力器失效时制动减速度校核
真空助力器失效时管路压力:
P=4×(1η×1i ×F-i F )/(π×D ×D) (17)
式中：
P ——管路压力，MPa ；
1η——制动踏板机械效率；
1i ——制动踏板杠杆比；
F ——制动踏板力，500N ； D ——制动主缸直径，mm ；
i F ——真空助力器及制动主缸弹簧反力，N 。

将各参数带入公式(17)，得真空助力器失效时管路压力P=3.7897MPa 。

经计算,前后轴制动力： 前轴制动力1F =4596.21N ； 后轴制动力2F =1759.02N 。

满载制动减速度：j=(1F +2F )/m=4.217m/s 2，大于法规2.44m/s 2。

3.3.6 ESP 系统失效制动减速度校核
由表4可知，在良好的路面上(ϕ=0.8)，ESP 系统完全失效时，空载后轮先抱死，抱死时管路压力P 1=5.027MPa ；满载时前轮先抱死，抱死时管路压力P 2=6.625MPa 。

经计算，空载时前后轴制动力： 前轴制动力1F =6038.03N ； 后轴制动力2F =2310.82N 。

空载制动减速度：j=(1F +2F )/m=6.7113m/s 2，大于法规3.86m/s 2。

经计算，满载前后轴制动力： 前轴制动力1F =8012.9N ； 后轴制动力2F =3066.6N 。

满载制动减速度：j=(1F +2F )/m=7.352m/s 2，大于法规3.86m/s 2。

3.3.7 任一管路失效制动减速度校核
在良好的路面上(ϕ=0.8)，配有ESP 的NA01制动系统，任一管路失效时所能达到的最大减速度m ax j =0.8g/2=3.92m/s 2，大于法规要求2.44 m/s 2。

由表4可知，在ϕ=0.8的路面上，当充分发出的平均减速度达到0.8g 时，前后轮趋近于抱死，此时最高管路压力达到7.993MPa(满载)，而通常管路压力最大值可达到10MPa ～12MPa ，可以满足要求。

3.3.8 制动踏板力校核
真空助力器最大助力点管路压力：
Pmax=4×Fmax/(π×D ×D) (18)
式中：
Pmax ——真空助力器最大助力点管路压力，MPa ； Fmax ——真空助力器最大助力点输出力，N 。

将各参数带入式(18) 得Pmax=8.5212MPa 。

由表4可知，在良好的路面上(ϕ=0.8)，配有ESP 的NA01制动系统，满载时四轮趋近抱死时管路压力为P=7.993MPa ，小于真空助力器最大助力点管路压力8.5212MPa 。

制动踏板力为：
1
2124ηπi i P
D F = ………………………………………(19) 式中：
2i ——真空助力器助力比。

具体参数带入式(19)，得：F =174.79N ＜500N 。

制动踏板力满足要求。

3.3.9 制动主缸排量校核
NA01制动系统的管路为X 型布置，分别计算左前右后轮、右前左后轮排液量和主缸行程。

制动时一个前分泵排量1V ：
4/)(212
11δδπ+=d V (20)
式中：
1d ——前分泵直径，mm ；
1δ——前轮制动器摩擦片与制动盘间隙，取值0.30mm ； 2δ——分泵及摩擦片变形，取值0.25mm 。

制动时一个后分泵排量2V
4/)(212
22δδπ+=d V (21)
式中：
2d ——后分泵直径，mm ；
1δ——后轮制动器摩擦片与制动盘间隙，取值0.30mm ； 2δ——分泵及摩擦片变形，取值0.25mm 。

将具体参数带入式(20)、(21)得：
1V =1.26ml ； 2V =0.5ml 。

前制动软管在压力下的极限膨胀量：1V ∆=0.79×384/1000=0.303ml 。

后制动软管在压力下的极限膨胀量：1V ∆=0.79×352/1000=0.278ml 。

前腔所需的排量：2121V V V V V f ++∆+∆==2.341ml 。

后腔所需的排量：2121V V V V V r ++∆+∆==2.341ml 。

前腔制动时所需的制动主缸单腔行程：
)D /(42πf f V l ==7mm ＜18mm 。

后腔制动时所需的制动主缸单腔行程：
)D /(42πr r V l ==7mm ＜18mm 。

制动主缸排量满足制动系统排量要求。

3.3.10 制动踏板行程校核
制动主缸的有效工作行程：m S =7mm+7mm=14mm 。

制动主缸推杆间隙和空行程：m δ=1.75mm 。

踏板工作行程：
)(m 1δ+=m P S i X (22)
将各参数带入式（22），得：
=P X 3.4×(14+1.75)=53.6mm ＜0.8×120=96mm 。

主缸一腔失效后踏板最大行程：
）δδ＇s m p l i X ++=(1 (23)
式中：
s δ——失效腔的行程，最大行程18mm ；
l ——未失效腔对应的主缸工作行程。

选择失效行程和工作行程之和较大的一组数据，带入式(23)，得：
＇p X =3.4×(7+1.75+18)=90.94mm ＜0.8×120=96mm 。

GB7258-2004规定，具有间隙自调装置的制动系统，制动踏板总行程不大于全行程的五分之四，制动踏板行程符合标准要求。

3.3.11 驻车制动校核
a) 极限驻车坡度计算
汽车上、下坡驻车受力情况如图4、5所示，汽车在坡道上的极限停驻道路倾角由后轴附着力确定，由下图可以看出上坡驻车极限坡度大于下坡驻车极限坡度，因此只计算下坡驻车极限坡度。

图4 上坡驻车受力图
图5 下坡驻车受力图
下坡驻车极限坡度为：
)L /L tan 1g h ϕϕ+=（α＇ (24)
式中：
ϕ——地面附着系数，取0.8。

将满载具体参数带入式(24)得：
9758.026009
8218.0tan ⨯+⨯=
α＇=33.6%。

将空载具体参数带入式(24)得：
758.02600082
18.0tan ⨯+⨯=
α＇=28.3%。

GB 21670-2008规定驻车必须保证20%的坡道上车辆静止。

由以上计算得出NA01车空载最大驻车坡度为28.3%，满载最大驻坡度为33.6%，满足法规要求。

b) 20%坡道上的驻车操纵力 20%坡道倾角1α为：
2.arctan01=α=11.3°
在规定坡度上驻车操纵力：
2
2p2p11
1BF R i i sin p s g m r F ηα=
(25)
式中：
1m ——满载整车质量，kg ； s r ——车轮静负荷半径，m ；
p1i ——驻车制动操纵手柄杠杆比；
p2i ——驻车制动器驻车拉杆杠杆比； p η——驻车系统机械效率。

将具体参数带入式(25)，得20%坡道上驻车操纵力F 02： 02F =205.4(N)＜400(N)。

驻车操纵力满足要求。

c) 驻车制动减速度校核 驻车制动减速度计算公式：
1
2
p2p12BF i i R m r F j e p p η
(26)
式中：
p F ——驻车手柄输入力，取400N 。

将各参数带入式(26)，得驻车制动减速度j=3.5383m/s 2，大于法规1.5m/s 2。

4 结论
NA01采用直径为φ20.64的制动主缸，后制动器采用盘式制动器，其余部分完全沿用M2的制动系统，制动性能满足要求。

报告中计算结果都是理想状态下的性能，实际情况可能优于或差于计算结果。

参考文献
1.张洪欣. 汽车设计（第二版）. 北京：机械工业出版社，1989
2.刘惟信. 汽车设计. 北京：清华大学出版社，2002
3.王霄锋. 汽车底盘设计北京：清华大学出版社，2010。