编号：-DPJS-011制动系统设计计算报告项目名称：A级三厢轿车设计开发项目代号:编制: 日期:校对: 日期:审核: 日期:批准: 日期:2011年03月目录1 系统概述. ............................................ 错误! 未定义书签系统设计说明.......................... 错误! 未定义书签系统结构及组成........................ 错误! 未定义书签系统设计原理及规范....................... 错误! 未定义书签2 输入条件. ............................................ 错误! 未定义书签整车基本参数.......................... 错误! 未定义书签制动器参数........................... 错误! 未定义书签制动踏板及传动装置参数 ...................... 错误! 未定义书签驻车手柄参数.......................... 错误! 未定义书签3 系统计算及验证. ......................................... 错误! 未定义书签理想制动力分配与实际制动力分配 .................. 错误! 未定义书签附着系数、制动强度及附着系数利用率 ................. 错误! 未定义书签管路压强计算.......................... 错误! 未定义书签制动效能计算.......................... 错误! 未定义书签制动踏板及传动装置校核 ...................... 错误! 未定义书签驻车制动计算.......................... 错误! 未定义书签衬片磨损特性计算......................... 错误! 未定义书签4 总结. ................................................ 错误! 未定义书签5 制动踏板与地毯距离. ...................................... 错误! 未定义书签参考文献. ............................................ 错误! 未定义书签1 系统概述系统设计说明只有制动性能良好、制动系统工作可靠的汽车才能充分发挥其动力性能。
因此，在整车新产品开发设计中制动系统的匹配计算尤为重要。
LF7133是在标杆车的基础上设计开发的一款全新车型，其制动系统是在标杆车制动系统为依托的前提下进行设计开发。
根据项目要求，需要对制动系统各参数进行计算与校核，以确保制动系统的正常使用，使系统中各零部件之间参数匹配合理，并且确保其满足国家相关法律法规的要求。
系统结构及组成经双方确认的设计依据和要求，LF7133制动系统采用同国内外大量A级三厢轿车- 致的液压制动系统。
制动系统包含以下装置：行车制动系统：根据车辆配置选择前后盘式或前盘后鼓制动器，制动踏板为吊挂式踏板，带真空助力器，管路布置采用相互独立的X 型双管路系统；驻车制动系统：为机械式手动后鼓式制动，采用远距离棘轮拉索操纵机构；应急制动系统：行车制动系统具有应急特性，应保证在行车制动只有一处管路失效的情况下，满足应急制动性能要求。
LF7133制动系统主要由如下部件组成。
结构简图如图1所示：图 1 制动系统结构简图1. 真空助力器带制动主缸总成2. 制动踏板3. 车轮4. 轮速传感器5. 制动管路6. 制动轮缸控制器系统设计原理及规范本计算报告根据总布置提供的整车参数、制动器与总泵及真空助力器厂家提供的数据、制动踏板、驻车操纵机构选型进行匹配计算，校核前/ 后制动力、制动效能、制动踏板力、驻车制动手柄力及驻坡极限倾角等，用以验证制动系统设计的合理性。
本报告基于ABS不介入制动作用的前提下进行计算。
制动系统设计规范1) 基本要求：车辆应具备行车制动、应急制动、驻车制动功能。
2) 法规要求：①行车制动性能要求表1行车制动性能要求②应急制动性能要求③驻车制动性能要求GB 21670-2008《乘用车制动系统技术要求及试验方法》规定能使满载车辆在20%的上下坡道上保持静止。
④操纵力要求GB7258-2004《机动车运行安全技术条件》的要求，其中的踏板力要求w 500N踏板行程不超过120mm驻车制动操纵手柄力w 400N。
2输入条件整车基本参数LF7133整车输入参数见表3:制动器参数制动器基本参数见表4:制动踏板及传动装置参数制动时脚操纵制动踏板输入力经踏板臂与真空助力器放大，以便减轻驾驶劳动强度。
制动踏板及传动装置参数见表5：表5制动踏板及传动装置参数驻车手柄参数制动手柄及机械效率因素参数见表6:表6驻车手柄参数3系统计算及验证理想制动力分配与实际制动力分配3.1.1 制动力理论分析地面作用于前、后车轮的法向反作用力如图2所示:图2制动工况受力简图由图2,对后轮接地点取力矩得：汽车重力，N;—汽车质心至后轴中心线的水平距离， m轴距，m对前轮接地点取力矩，得：du F z2L Ga m h,dt3.1.2 理想制动力与力矩在不同附着系数的路面上，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 F 1、F 2分别等于各自的附着力，即为理想的前后制动力与力矩。
汽车附着力与力矩计算公式：前轮(一个)F "丄G(b h g )M 1 --(b h g ) R 2 L g2 Lg式中：F zi地面对前轮的法向反作用力，N; h g汽车质量，kg ；-汽车质心高度，m du dt汽车减速度，m/s 2。
式中：F z2地面对后轮的法向反作用力，N; 汽车质心至前轴中心线的距离,m>4可得出不同附着系数时理想制动力与力矩，见下表7:表7理想制动力与力矩3.1.3 实际制动力分配比得M b F 。
BF rM b而由制动器制动力矩产生的车轮周缘力 F bRp ---- 为液压系统中的压力 d ――为轮缸活塞的直径后轮（一个）2T (ah g )2T (ah g ) R制动力分配系数F ui由汽车设计（吉林工大，张洪欣主编，第2版）制动器效能因数定义:BFF o rF bF 。
r BF RF od 2BFBF为制动器效能因数r――为制动器的作用半径R――为车轮的滚动半径M l ――为制动器摩擦副间的制动力矩F o――制动器轮缸的输出力F i――由制动器制动力矩产生的车轮周缘力，即制动器制动力联立以上可得d12.BF1.r12 2d1册“ d2.BF2.r2经过计算可得：见表8表8分配比相关参数3.1.4 I 曲线与曲线根据以上计算，可绘出空满载状态理想前后制动力分配曲线（I曲线）和实际前后制动力分配曲线（B曲线），如图3。
图3前后轴制动力分配曲线B曲线位于I曲线下方时，制动时前轮先抱死。
由上图可知：满载I曲线与B曲线交点处附着系数大于1,制动时总是前轮先抱死。
附着系数、制动强度及附着系数利用率3.2.1 同步附着系数I曲线与曲线交点处的附着系数为同步附着系数，其为制动性能的一个重要参数，由汽车结构参数所决定同步附着系数:h g由以上计算公式，可计算出空、满载同步附着系数，计算结果见下表9:由上可知，实际空载同步附着系数为，实际满载同步附着系数为。
而我国目前的道路路面状况有较大改善，一般可达书=左右，在高速路上可更高。
空载时书=满足一般路面要求，满载时因路面附着系数V1在任何路面下均满足前轮先抱死。
由于本车采用ABS调节前后制动器的制动力，故在任意附着系数路面时，实际前、后制动器制动力分配是近似符合I曲线的，同时也减轻了ABS系统工作压力。
说明前后制动器选型合理。
322 制动强度和附着系数利用率F ! Zf石帀二；由公式：LF 2 1 zF z2* a z h g式中：f ――前轴利用附着系数；r――后轴利用附着系数；a ――前轴到质心水平距，mb ――后轴到质心水平距，mz ――制动强度。
可绘出前后轴利用附着系数与制动强度的关系曲线，如图4。
图4利用附着系数与制动强度的关系曲线为了防止后轴抱死发生危险的侧滑并提高制动效率，前轴附着系数曲线应总在45度对角线上方，同时还应靠近图中的对角线(① =Z)0由上图可知，设计满足要求。
GB21670制动法规要求：(1)利用附着系数①在〜之间，前后轴曲线应都在直线①=(z+) /下方，从上图可知，制动系统设计满足该要求。
(2)车辆处于各种载荷状态时，当制动强度Z处于〜之间时，后轴的附着系数利用曲线不应位于前轴的附着系数利用曲线之上，从上图可知，制动系统设计满足该要求。
(3) 当制动强度Z 处于〜之间时，后轴曲线应位于直线Z=©下方。
从上图可知，制 动系统设计满足该要求。
因此，LF7133车型制动系统满足法规关于制动力在前后轴之间分配的协调性要求。
由于LF7133车型制动系统采用ABS 系统，前后轴制动力分配会更加合理。
管路压强计算3.3.1 管路工作极限压强1)、制动器产生极限制动力时所需管路压强管路的极限压强在不考虑管路压强损失时即为制动器产生极限制动力时的轮缸压 强。
理论上在不考虑ABS 系统的作用应该是在地面的附着系数达到同步附着系数时管路 中的压强。
但满载同步附着系数大于 1,实际附着系数最大为1,即附着系数为1路面 上满载时制动器产生的制动力为极限制动力。
根据制动器制动力公式：4 F z R d 2 BF r4 1919.964 293 219.052.24 1008.81Mpa式中：P ――为液压系统中的压强 d为轮缸活塞的直径BF 为制动器效能因数 r ――为制动器的作用半径R ――为车轮的滚动半径F z ――由制动器制动力矩产生的车轮周缘力，即制动器制动力2)、制动系统所能施加的极限压强PF z =—d 2 4BF r经过计算，管路压强:R maxP 2max = Mpa ；当制动踏板力施加到500N时，主缸产生的压强为制动系统能达到的极限压强。
F input F p i p p 500 2.77 0.85 1178NF p ――制动踏板力i p ——制动踏板杠杆比p ――制动踏板机械效率图 5 真空助力器与总泵曲线特性通过查图5。
输入力对应1178N时主缸输出的压强约为Mpa经过以上计算，可知制动过程中经过驾驶员操纵制动踏板，制动系统所能提供的极限压强大于理论制动所需要的极限压强。