目录1 系统概述 (1)1.1 系统设计说明 (1)1.2 系统结构及组成 (1)1.3 系统设计原理及规范 (2)2 输入条件 (3)2.1 整车基本参数 (3)2.2 制动器参数 (4)2.3 制动踏板及传动装置参数 (4)2.4 驻车手柄参数 (5)3 系统计算及验证 (5)3.1 理想制动力分配与实际制动力分配 (5)3.2 附着系数、制动强度及附着系数利用率 (9)3.3 管路压强计算 (10)3.4 制动效能计算 (13)3.5 制动踏板及传动装置校核 (16)3.6 驻车制动计算 (19)3.7 衬片磨损特性计算 (21)4 总结 (21)5 制动踏板与地毯距离 (23)参考文献 (24)1 系统概述1.1 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。

1.2 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级三厢轿车一致的液压制动系统。

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7.ABS控制器1.3 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 行车制动性能要求法规名称车辆类型制动初速度（Km/h）制动距离（m）减速度（m/s2）GB7528 乘用车50 ≤20 ≥5.9 GB21670 乘用车100 ≤70 ≥6.43表2 应急制动性能要求法规名称车辆类型制动初速度（Km/h）制动距离（m）减速度（m/s2）GB7528 乘用车50 ≤38 ≥2.9GB 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，踏板行程不超过120mm，驻车制动操纵手柄力≤400N。

2 输入条件2.1 整车基本参数LF7133整车输入参数见表3：表3 整车输入参数2.2 制动器参数制动器基本参数见表4：表4 制动器参数2.3 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拐点38.18daN 62.61bar 待供应商确认真空度，Kpa 66.7制动主缸结构型式中心阀式待供应商确认主缸直径，mm 20.64总行程，mm、43活塞空行程，mm 1.5推杆与活塞间隙，mm 1.52.4 驻车手柄参数制动手柄及机械效率因素参数见表6：表6 驻车手柄参数项目数值杠杆比7.2效率因数0.93 系统计算及验证3.1 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:g z h dtdu mGb L F +=1 式中：1z F——地面对前轮的法向反作用力，N ；G ——汽车重力，N ；b ——汽车质心至后轴中心线的水平距离，m ；m ——汽车质量，kg ；g h ——汽车质心高度，m ；L ——轴距，m ；dtdu——汽车减速度，m/s 2。

对前轮接地点取力矩，得:g z h dtdumGa L F -=2 式中：2z F ——地面对后轮的法向反作用力，N ；a ——汽车质心至前轴中心线的距离，m 。

3.1.2 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21μμF F 、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） ϕϕμ)(211g h b L G F += R h b L GM g ϕϕμ)(211+= 后轮（一个） ϕϕμ)(212g h a L G F -=R h a LGM g ϕϕμ)(212-= 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 实际制动力分配比制动力分配系数 uu F F 1=β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： rF M BF b ⨯=0得r BF F M b ⨯⨯=0而由制动器制动力矩产生的车轮周缘力R M b bF =故 RBFr F F o b ⨯⨯=42d P F o ⨯⨯=πb F =RrBF d P ⨯⨯⨯⨯42πp ——为液压系统中的压力 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M μ——为制动器摩擦副间的制动力矩F 0——制动器轮缸的输出力F μ——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β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（β曲线），如图3。

图3 前后轴制动力分配曲线β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β曲线222211211121r .BF .d r .BF .d r .BF .d +=β交点处附着系数大于1，制动时总是前轮先抱死。

3.2 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β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： gh b L -=βϕ0 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：表9 同步附着系数相关参数由上可知，实际空载同步附着系数为0.783，实际满载同步附着系数为1.034。

而我国目前的道路路面状况有较大改善，一般可达ψ＝0.8左右，在高速路上可更高。

空载时ψ=0.783满足一般路面要求，满载时因路面附着系数ϕ＜1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。

3.2.2 制动强度和附着系数利用率由公式 ： ()()()g z r g z f h z a L z F F h z b L zF F ⋅-⋅-==⋅+⋅==1112211βϕβϕμμ 式中：f ϕ——前轴利用附着系数；r ϕ——后轴利用附着系数；a ——前轴到质心水平距，m ；b ——后轴到质心水平距，m；z ——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（Φ=Z）。

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Φ在0.2～0.8 之间，前后轴曲线应都在直线Φ=（z+0.04）/0.7 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0.15～0.8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0.15～0.8之间时, 后轴曲线应位于直线Z=0.9Φ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。

3.3 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1.034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：z F =R r BF d P ⨯⨯⨯⨯42πP =rBF d R F z ⨯⨯⨯⨯⨯24π 10024.205.19293964.191942⨯⨯⨯⨯⨯=π Mpa 81.8=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，即制动器制动力经过计算，管路压强：max 2max 1P P ==8.81Mpa ；2）、制动系统所能施加的极限压强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。

N i F F p p p input 117885.077.2500=⨯⨯=⨯⨯=ηp F ——制动踏板力p i ——制动踏板杠杆比p η——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9.4Mpa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。

说明设计符合要求。

而且液压制动系统管路的极限工作压强小于10Mpa ，因此本系统管路压强符合要求。

3.3.2 管路一般工作压强车辆一般行驶路面附着系数取0.8，在这样的路面上制动过程分析：在附着系数为0.8（0.8≤034.10=φ）的路面上制动时，前轮的压力首先达到抱死拖滑状态，当管路中压力继续升高时，后轮制动力却随压力的升高继续增大，直到后轮也抱死拖滑。