制動系統(tǒng)匹配設計計算

制動系統(tǒng)匹配設計計算根據(jù)AA車型整車開發(fā)計劃，AA車型制動系統(tǒng)在參考BB轎車底盤制造平臺的基礎上進行逆向開發(fā)設計，管路重新設計。本計算是以選配C發(fā)動機為基礎。AA車型的行車制動系統(tǒng)采用液壓制動系統(tǒng)。前、后制動器分別為前通風盤式制動器和實心盤式制動器，制動踏板為吊掛式踏板，帶真空助力器，制動管路為雙回路對角線X型）布置，采用ABS。駐車制動系統(tǒng)為機械式手動后盤式制動，采用遠距離棘輪拉索操縱機構(gòu)。因AA車型與參考樣車BB的整車參數(shù)接近，制動系統(tǒng)采用了BB樣車制動系統(tǒng)，因此，計算的目的在于校核前/后制動力、最大制動距離、制動踏板力、駐車制動手柄力及駐坡極限傾角。設計要符合GB12676-1999《汽車制動系統(tǒng)結(jié)構(gòu)、性能和試驗方法》；GB13594-2003《機動車和掛車防抱制動性能和試驗方法》和GB7258-2004《機動車運行安全技術(shù)條件》的要求，其中的踏板力要求W500N，駐車制動停駐角度為20%（12）,駐車制動操縱手柄力W400N。制動系統(tǒng)設計的輸入條件整車基本參數(shù)見表1,零部件主要參數(shù)見表2。IMi空或質(zhì)量叫k?1142滿較質(zhì)搔加.kg1517軸距（空戰(zhàn)/滿教）Lnun25502542空裁質(zhì)心高%mm666滿毅質(zhì)心高/mm648_空段前軸軸荷嗎」kg「671一空戰(zhàn)后軸軸荷撰02kg171浦我前軸軸荷如a kg781滿段后軸軸荷加之'kg736空載前軸到皮心水平即離mm1052空我后軸到質(zhì)心水平距離工打mm1498滿載前軸到放心水平距離"H-nun1233滿陵后軸到質(zhì)心水平睡離nun1309車輪濠動半徑Rnun296表1整車基本參數(shù)

【,；■前/后制動罌制動半役 _0Goizn1L2.3-107.73淵JM前/后制動器摩擦片摩擦系數(shù)f/A—。,38參考他前/后制動端效能因數(shù)BF/卑一江76/0.76參考值制動主缸宜徑<4nunwwn11設計他制動生缸總行程63刖32設計值前/后輪缸直徑d/4廊57;33.9設計值前/一后。動罌輪缸行程萬//則鎏考值真空助力比lr~1.0設計他制動踏板杠桿比2.77設計值制動踏板全行程%IO100設計值駐軍制動F柄杠桿比兒7.2設計值肚什制動配功裝置杠桿比h5.35沒計他表2零部件主要參數(shù)制動系統(tǒng)設計計算.地面對前、后車輪的法向反作用力地面對前、后車輪的法向反作用力如圖1所示。圖1制動工況受力簡圖由圖1，對后輪接地點取力矩得:F..L=Gb+7〃—憶

dt§式中：FZ1(N)：地面對前輪的法向反作用力；G(N)：汽車重力；b(m)：汽車質(zhì)心至后軸中心線的水平距離；m(kg)：汽車質(zhì)量；hg(m)：汽車質(zhì)心高度；L(m)：軸距；(m/s2)：汽車減速度。對前輪接地點取力矩，得：F?L=Ga-m—h

dt式中：FZ2(N)：地面對后輪的法向反作用力；a(m)：汽車質(zhì)心至前軸中心線的距離。.理想前后制動力分配在附著系數(shù)為3的路面上，前、后車輪同步抱死的條件是：前、后輪制動器制動力之和等于汽車的地面附著力；并且前、后輪制動器制動力Fm1、Fm2分別等于各自的附著力，即:%+%=嗎F?a=（PFZ1,根據(jù)式（1）、（2）及（3）,消去變量g得：由（1）、（2）、（3）及此時=zg,z=g=g0,可得:du瓦=z?g,Z二3二"o后軸:萬G/7、Ful=彳（。一二%）（P由此可以建立由Fu1和Fu2的關(guān)系曲線，即I曲線。.理想￡曲線為了沿用樣車的部分制動系統(tǒng)零件，我們采用以下方案：前、后制動器沿用樣車零件（前后盤式制動器）；真空助力器帶制動泵總成采用BB樣車零件；制動踏板沿用BB樣車零件。制動力分配系數(shù):

由制動器效能因數(shù)定義:BF由制動器效能因數(shù)定義:BFMb- RFr而由制動器制動力矩產(chǎn)生的制動器制動力

pFq-BF

b~rF。P7tF。P7tC產(chǎn)4p（Mpa）：液壓系統(tǒng)中的壓力；d：輪缸活塞的直徑（mm）；BF：制動器效能因數(shù)；r：制動器的有效制動半徑；R（mm）：車輪的滾動半徑；Mm（mu）：制動器摩擦副間的制動力矩；F0（N）：制動器輪缸的輸出力；Fm（N）：由制動器制動力矩產(chǎn)生的車輪周緣力，即制動器制動力。由公式（11）、（12）代入（8）得：P()=P()=df2BFfr+d」B鳥r:同步附著系數(shù)_Lp-b二九由以上公式計算得到AA車型前后制動器制動力分配系數(shù)：同步附著系數(shù)：滿載時甲01=0.91；空載時V02=0.6o根據(jù)以上計算，可繪出空滿載狀態(tài)理想前后制動力分配曲線（I線）和實際前后制動力分配曲線（0線）（見圖2）。p(r0,75一?空裁滿載今府砰曲線4EQ——35CO 3000-2300'50022300'500。學雷聲￥￥章聲岸相*七'也，WWQ前軸制動力（N）圖2前后制動力分配曲線由上可知，實際滿載同步附著系數(shù)=0.91,而我國目前的道路路面狀況有較大改善，一般可達w=0.8左右，在高速路上可達1.0,因此w=0.91滿足一般設計的要求。在曠0.91時前、后輪同時抱死，在此之前如無ABS系統(tǒng)作用總是前輪先抱死。由于本車采用ABS調(diào)節(jié)前后制動器的制動力，故在任意附著系數(shù)路面時，實際前、后制動器制動力分配是近似符合曲

線的，同時也減輕了ABS系統(tǒng)工作壓力。因此設計方案合理。4.前后軸利用附著系數(shù)與制動強度的關(guān)系曲線由公式：式中：W?：前軸利用附著系數(shù)；wr：后軸利用附著系數(shù)；a（m）：前軸到質(zhì)心水平距；b（m）：后軸到質(zhì)心水平距;z：制動強度。可作出前后軸利用附著系數(shù)與制動強度的關(guān)系曲線（見圖3）。圖3利用附著系數(shù)與制動強度的關(guān)系曲線

比較以上圖表，我們可以得出結(jié)論：空、滿載利用附著系數(shù)滿足GB12676-1999標準要求，因此本車的制動力分配滿足法規(guī)要求。管路壓力校核萬d；管路的極限壓力如不考慮ABS萬d；h.BF士1 1R=2pzn2BF2=2pz式中：Fu1、Fu2（N）：前、后輪制動器制動力；pl、p2（Pa）：前、后輪缸液壓；d1、d2（m）：前、后輪缸直徑；n1、n2：前、后制動器單側(cè)油缸數(shù)目（僅對于盤式制動器而言）;BF1、BF2：前、后制動器效能因數(shù)；r1、r2（m）：前、后制動器制動半徑；R（m）：車輪滾動半徑。由（11）可以推導出管路壓力公式:p=2FmR/(rBFnd2np=2Fi{R/(rBF〃片n)由此可得到p1=p2=6.86Mpa，液壓制動系統(tǒng)管路的一般工作壓力小于10Mpa，因此本系統(tǒng)管路壓力符合要求。制動距離校核制動距離公式為:1,八 /一S=——（r+二）嗯 3-622 25.92%招V(km/h)：制動初速度；Jmax(m/s2)：最大制動減速度；i'2、T2制動器的作用時間，0.2?0.9s.取ff. 八.t+—=0.5s當w=0.8時，jmax=wg=7.84m/s2,當V=80km/h由式(13)得S=42.6m<50.7m,符合GB12676-1999的規(guī)定。當V=50km/h由式(13)得S=19.3m<20m,符合GB7258-2004的規(guī)定。制動距離滿足法規(guī)要求，設計方案合適。真空助力器主要技術(shù)參數(shù)本車由于平臺化的考慮采用BB原樣車真空助力器，其為單膜片式，膜片直徑為T,真空助力比為7.5。制動主缸行程校核根據(jù)V=1/4nd26,得：前輪缸工作容積V1=2550.47(立方毫米)；后輪缸工作容積V2=902.13(立方毫米)；考慮軟管變形，主缸容積為：Vm=1.1x2(V1+V2)=7595.71(立方毫米)；主缸實際行程：S0=Vm(1/4nd2m)=19.6(mm)<32mm,小于主缸總行程32,滿足設計要求。制動踏板行程和踏板力校核.制動踏板行程制動踏板工作行程：SR=i口 （S。十,0廣602）ip：制動踏板杠桿比，2.77；301：主缸推桿與活塞間隙，1.5mm；302：主缸活塞空行程，1.5mm。Sp=2.77x（19.6+1.5+1,5）=62.6（mm）＜100x415=80mm，滿足GB7258-2004的規(guī)定。.制動踏板力校核分析整個制動過程，在附著系數(shù)為V（WWW。）的路面上制動時，前輪的壓力首先達到抱死拖滑狀態(tài)，當管路中壓力繼續(xù)升高時，前輪制動力不再隨管路中壓力的升高而增大，但后輪制動力卻隨壓力的升高繼續(xù)增大，直到后輪也抱死拖滑。那么，后輪抱死拖滑時，管路中的壓力已經(jīng)足夠大，此時的踏板力即是整車在附著系數(shù)為V（VW4V0）的路面上制動時所需要的最大踏板力。顯然，當V=V。時，前后輪同時抱死，此時所需要的踏板力既是整車制動的極限踏板力。我國的道路條件下，附著系數(shù)一般取0.8，故當v=0.8時，利用（11）計算出p=6.69MPa>6.261MPa。護勖?W 140 E40 F紡圖4真空助力器和總泵特性曲線由圖4特性曲線中可以查得，F(xiàn)入=562.72考慮踏板的機械效率n=0.8,踏板杠桿比ip=2.77,則踏板力F.F=—八―=253.9NV500N口■%n此時制動強度z=7.84>5.8（法規(guī)限值），滿載狀態(tài)下，所需踏板力 F<500N,符合GB12676-1999的規(guī)定的制動強度Z=5.8時制動踏板力的要求，設計方案合適。一個回路失效制動效能的驗證由于本車型制動管路采用雙回路X型布置，其最大優(yōu)點是任一回路失效時，仍能保持對角線兩個車輪制動器的工作。由于同軸左、右制動器的對稱性，任一回路失效時，仍能剩余50%的制動力，故當?shù)孛娓街禂?shù)為0.8時，制動減速度為J=1/2wg=3.92m/s2,大于GB7258—2004規(guī)定的應急制動效能2.9m/s2,及GB12676中規(guī)定的剩余制動效能1.7m/s2,符合法規(guī)要求。駐車制動校核1.極限傾角根據(jù)汽車后軸車輪附著力Ff與制動力相等的條件，汽車在角度為。的坡路時上坡和下坡停駐時的制動力Fzu、Fzd分別為：叫=些￡（口。0&曰+/sinff）丹―nigsin。=—^9cos。一4fin〃)=耳=mgsinff可得汽車在上、下坡路上停駐時的坡度傾角、分別為:(pa-aictan—~~—―-——L組.S1&?=arctan— " 口十因此，滿載時汽車可能停駐的極限上、下坡傾角見表3。"V……（。）??%J）l表3極限上、下坡傾角2.手柄力校核AA車型駐車制動裝置為浮動鉗盤式制動器，駐車制動促動機構(gòu)在制動鉗內(nèi)，其杠桿比為5.35,駐車制動手柄杠桿比為7.2,駐車制動操縱