汽车制动系统计算

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
第 4 页，共 13 页
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。
第 11 页，共 13 页
制动系统方案设计计算说明书
mz (1.72.5)m
P201-NAM-SD-DP-G3-2
对管路布置为X型的主缸，主缸第1、2室行程相同，有：
mz1
mz2
1 2
mz
对管路布置为II型的主缸，主缸第1、2室行程不相同，有：
mz1
n1
1
d
2 1
mz 2
n2
2
d
2 2
2 .
△p2—盘式制动器摩擦衬块与制动盘单面间隙。 △p3—盘式制动器摩擦衬块的厚度公差。
np—盘式制动器单侧油缸数目
（2）鼓式制动器所需的储油壶容量：Vgmax
2
4
d
2 g
4 ( g1
g2
g3 ) 103
式中： Vgmax—两侧鼓式制动器所需的储油壶容量（cm3）
dg—鼓式制动器轮缸直径
△g1—鼓式制动器摩擦衬片的极限磨损量
真空助力器在其最大助力点以上曲线工作时，输出力与输入力的比值将大大小于助
力比，将引起踏板力的迅速增加，在一般路面上紧急制动时，要求在最大助力点以下段
曲线工作。对普通型单膜片真空助力器，在不考虑复位弹簧力、助力器的机械效率及主
缸推杆截面积的影响时，真空助力器最大助力点输出力可用下式表示：
Fvo
D2 4(is
第 1 页，共 13 页
制动系统方案设计计算说明书
2 .整
车
空载制动 （80km/h）
项目
冷态制动距离-O型 （m）
制动减速度 （m/s2)
法规要求 ≤61.2 ≥5.0
制 动 安
满载制动 （80km/h）
冷态制动距离-O型 （m）
制动减速度 前失（效m制/s动2)距离
≤61.2 ≥5.0
全
（m）
pv is 1)
式中： Fv0—真空助力器最大助力点输出力;
Pv—真空压力，对汽油车，QC/T307-1999规定的试验真空度为66.7±1.3KPa，柴油
车装有独立的真空泵，一般可达90 Kpa;
D—膜片有效直径;
此时，主缸输出力 Fvo
d
2 m
p
/
4
由此得出膜片有效直径的计算公式：D
d
2 m
驻坡度
≥18%
.
2
P201-NAM-SD-DP-G3-2
设计要求
Z1
图1 整车受力简图
—
ZL2
—a
—b
—hg
—G
—m
—
©版权归江淮汽车股份有限公司所有 未经授权禁止复制
第 2 页，共 13 页
制动系统方案设计计算说明书
P201-NAM-SD-DP-G3-2
整
车
Fif
Z1
G L
b hg
Fir
△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
2、在满载状态下，地面附着系数为0.8，标杆管路压力达到12MPa，方案管路压力达到 10MPa，选配方案管路压力达到11MPa，制动器发生抱死，此时前轴早于后轴抱死，整车保持稳 定性。
2前
、
f
F Xb 1 FZ 1
z
1 L
(b
zh
g
)
式
r
FXb 2 FZ 2
(1 )z
1
(
Hale Waihona Puke Baidu—L
a
zh
g
)
中
f ——
制动系统方案设计计算说明书
2 、2
.2 .
P201-NAM-SD-DP-G3-2
车型
载荷
轴距 质心距前 L(mm) 轴距离
质心距后 轴距离
质心高度
a(mm) b(mm)
hg(mm)
空载
2
满载
.
序 号
前
1
制 动
器
项目
结构 分泵直径mm 制动盘外径mm 摩擦片有效半径mm
表2 设计方案参数
标杆
方案
结构
制动系统方案设计计算说明书
V4：软管膨胀量；
L4：软管长度
P201-NAM-SD-DP-G3-2
方案 总泵缸径mm 总泵最小行程mm 总泵排液量ml 制动器缸径和缸数mm 制动器紧急行程mm 单轴制动器吸液量ml 软管长度mm 软管单位膨胀量ml/m 软管总吸液量ml
供需比
前轴
后轴
乘用车经验值要求λ≤0.6时较为理想；其他车辆X型布置时可设定在0.65～ 2 0.75之间。因此，各方案的整车需液量满足要求。 .
式 F 真— F i p
中 i p ——
—
管
P
路
=
从计算结果可以看出：当真空助力器失效后，前、后制动器制动力均小于附着系数为0.8
的地面附着力（空、满载），因此在制动过程中，前、后轮均不抱死。可以计算出制动减速度
和制动距离。
开发方案 标杆
方案
踏板比
主缸径
©版权归江淮汽车股份有限公司所有 未经授权禁止复制
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
后
2
制 动
器
制动鼓内径mm 分泵直径mm 行车效能因数 驻车效能因数
驻车拉杆机构杠杆比
3
踏 板
真 空 4助 力 器
制动踏板杠杆比
尺寸 助力比 总泵类型 总泵缸径mm 第一腔行程mm
第二腔行程mm
驻
5
车 系
统
驻车手柄杠杆比
质量 m(kg)
车轮滚动 半径
Rd（mm）
©版权归江淮汽车股份有限公司所有 未经授权禁止复制
第 7 页，共 13 页
制动系统方案设计计算说明书
P201-NAM-SD-DP-G3-2
踏板力
油压
前轴
后轴
空载减速度 空载制动距
离 满载减速度 满载制动距
离
各个方案均满足法规对失效制动的要求。（GB12676,减速度大于2.2m/s²，制动距离小于
©版权归江淮汽车股份有限公司所有 未经授权禁止复制
r ——
a ——
b——
整
z—
车
图3 利用附着系数与制动强度的关系曲线
©版权归江淮汽车股份有限公司所有 未经授权禁止复制
第 5 页，共 13 页
制动系统方案设计计算说明书
P201-NAM-SD-DP-G3-2
根据GB 12676-1999制动法规要求： 1）当制动强度z处于0.2～0.8之间时，制动强度z≥0.1+0.85（φ-0.2）。 2）当制动强度z处于0.15～0.3之间时，各轴的附着系数利用曲线位于由φ=z+0.08和φ=z0.08确定的两条平行于理想附着系数利用曲线之间，其中后轴附着系数利用曲线允许与直线φ =z-0.08相交； 3）当制动强度z处于0.3～0.5和0.5～0.61之间时，分别满足公式φ≤z+0.08和φ≤2× （z-0.21) 由上图可以得出结论：当制动强度z处于0.3～0.5和0.5～0.61之间时，标杆满载前轴利用 附着系数不满足法规要求，必须通过ABS电磁阀调节制动力分配，才能满足法规要求。P201方 案前制动器对标，也须通过ABS电磁阀调节制动力分配。
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
2
制动距离，可用以下公式计算：
S
1 3.6
(t1
t2 ) v 2
v2 25.92 jmax
式中：t1—制动机构滞后时间，即踩下制动踏板克服回位弹簧力并消除制动蹄片
与制动鼓间的间隙所需的时间
t2—制动器制动力增长过程所需的时间 v—制动初速度，km/h
t1+t2—制动器作用时间 ，一般在0.2-0.9s
p
(is 1)
pv is
注：采用双膜片时，D2=两个膜片直径的平方和
注：上述计算中P值选取为在1.1附着系数路面前后轮均抱死所需的最大压力；
©版权归江淮汽车股份有限公司所有 未经授权禁止复制
第 10 页，共 13 页
制动系统方案设计计算说明书
P201-NAM-SD-DP-G3-2
2 .
油缸容积计算式为：V 1d2 4
另；考虑到主缸空行程、制动器零部件的弹性变形、热变形、制动衬片的磨损、适当的安全余量、 制动驱动系统信号指示的制动液体积等的影响，汽车设计推荐制动踏板工作行程为总行程的40%60%，因此，制动主缸总行程取工作行程的1.7-2.5倍。
mz (1.72.5)m
©版权归江淮汽车股份有限公司所有 未经授权禁止复制
制P
制
=
2动
. 真
空
S 2 L2 S3 L3 V4 L4
S1：总泵面积；
S1 L1 L1：总泵单腔行程；
S2：前轮缸面积；
L2：前轮缸紧急行程；
S3：后轮缸面积；
L3：后轮缸紧急行程；
V4：软管膨胀量；
L4：软管长度
©版权归江淮汽车股份有限公司所有 未经授权禁止复制
第 9 页，共 13 页
Z2
G L
a hg
前 、
F1 2p1
d12 4
n1
BF1
r1 R
其 中
F、P11 、d1 、
F 2 — ——
rn1、n2 、B F1
—— —— —— ——
制
R—
动
Fu1
Fu1 Fu2
整 车
0
其L 中 —b
0
L hg
b
—hg
—β
根
—
据
表4 各附着系数路面下空、满载前、后轴理想制动力
F2 2p2
动的
情式 中
jmax p g
Fu—前后轴总制动力 φs—路面滑动附着系数
φp—路面峰值附着系数
路面峰值附着系数的利用，决定于ABS的匹配，且其值大于路面滑动附着系数；在法
规要求的最大踏板力作用下，制动器制动力应远大于任何路面附着系数下的地面制动
（力；所以，可按jm式ax s g
近似计算制动减速度。
考虑软管膨胀因素，有公式：Vm 2(V1 V2 )kv
主缸工作行程计算式： m
kv (n1d121 n2d222) dm2
V1、V2、Vm—前、后制动器工作缸工作容积和主缸的工作容积；
d1、d2、dm—前、后制动器工作缸直径和主缸直径； δ1、δ2、δm—前、后制动器活塞工作行程和主缸活塞工作行程
2（ 1
在制动稳定性符合法规要求、制动器制动力足够的情况下，车辆的制动减速度主要
取决于路面附着系数及利用，装有ABS的制动系统可以很好的利用路面的峰值附着系数，
所以可以获得更大的制动减速度。在不考虑滚动阻力、风阻等的情况下车辆可获得的最
大减速度可用以下公式表示：
制
动在
jmax Fu / m
车制
jmax s g
制动液储油壶容量的要求如下：
1、液储油壶总容量应大于或等于制动器所需要的容量。
（1）盘式制动器所需的储油壶容量：Vpmax
2
4
d
2 p
2 np
( p1
P2
p3)
103
式中： Vpmax—两侧盘式制动器所需的储油壶容量（cm3）
dp—盘式制动器轮缸直径
△p1—盘式制动器摩擦衬块的极限磨损量。
第 8 页，共 13 页
制动系统方案设计计算说明书
P201-NAM-SD-DP-G3-2
2 .
表9 制动踏板主要参数
项目 杠杆比
参数
制
设计行程mm
动
其 Sm
中 主S1
制S2
主i
制Sp
制
=
动
最大踏板力700N，真空助力器最大助力点（566.6N，11.1MPa），制动总泵输出液压: （
其 DP
中主
Fi
≤95.7
性 能
空载失效制动 制后动失减效速制度动（距m/离s2)
（70km/h）
（m）
≥2.2 ≤95.7
制前动失减效速制度动（距m/离s2)
≥2.2
（m）
≤95.7
满载失效制动 制后动失减效速制度动（距m/离s2)
（70km/h）
（m）
≥2.2 ≤95.7
制动减速度（m/s2) ≥2.2
2
静态驻坡
对液压制动系统，GB7258-2004规定，达到规定的制动减速度的75%时的制动协调
时间不得超过0.35秒，所以
t1
t2 2
最大值近似取0.35秒。
©版权归江淮汽车股份有限公司所有 未经授权禁止复制
第 6 页，共 13 页
制动系统方案设计计算说明书
P201-NAM-SD-DP-G3-2
（
3对
于a.
d22 4
n2
BF2
r2 R
©版权归江淮汽车股份有限公司所有 未经授权禁止复制
第 3 页，共 13 页
制动系统方案设计计算说明书
根 据 表5 各管路压力下前后制动器制动力
压强 MPa
1
标杆
F if
Fir
方案
Fif
Fir
2
3
4
5
6 7
8
9
10
11
12
此 时 表6 制动力分配系数和同步附着系数
名称
代号