汽车制动系统计算

.2.

轴距质心距前质心距后载荷轴距离L(mm)轴距离a(mm)b(mm)空载P201-NAM-SD-DP-G3-2

车型质心高度hg(mm)质量m(kg)车轮滚动半径Rd（mm）2.

序号前制1动器项目满载表2 设计方案参数标杆方案 结构分泵直径mm制动盘外径mm摩擦片有效半径mm结构后制2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踏板制动踏板杠杆比尺寸真空4助力器驻车5系统助力比总泵类型总泵缸径mm第一腔行程mm第二腔行程mm驻车手柄杠杆比©版权归江淮汽车股份有限公司所有 未经授权禁止复制第 1 页，共 13 页

制动系统方案设计计算说明书

2.整车

项目空载制动（80km/h）冷态制动距离-O型（m）制动减速度（m/s2)冷态制动距离-O型（m）制动减速度（m/s2)前失效制动距离（m）2制动减速度（m/s后失效制动距离)（m）2制动减速度（m/s前失效制动距离)（m）2制动减速度（m/s后失效制动距离)（m）制动减速度（m/s2)驻坡度法规要求≤61.2≥5.0≤61.2≥5.0≤95.7≥2.2≤95.7≥2.2≤95.7≥2.2≤95.7≥2.2≥18%P201-NAM-SD-DP-G3-2

设计要求制动安全性能满载制动（80km/h）空载失效制动（70km/h）满载失效制动（70km/h）静态驻坡2. 2

Z1

—ZL2—a—b—hg—G—m—

图1 整车受力简图

©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

整车

FifZ1GbhgLFirZ22P201-NAM-SD-DP-G3-2

GahgL前、

其中

制动整车

其中

L—b—hg—β—

FF2P、11—

、d1

——

、

——

n、nr12

——

、B——F1

——R

— d1r1F 2pnBF11114R d2r2F n2BF22p224R2Fu1Fu1Fu20Lbhg0根据

表4 各附着系数路面下空、满载前、后轴理想制动力

©版权归江淮汽车股份有限公司所有 未经授权禁止复制第 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MPa123456789101112标杆方案P201-NAM-SD-DP-G3-2

选配方案（四轮盘式）FifFirFifFirFifFir此时

表6 制动力分配系数和同步附着系数名称空载同步附着系数代号标杆方案0车型

满载同步附着系数0'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。

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FXb1z1FZ1(bzhg)Lr式中

FXb2(1)z1FZ2(azhg)Lf——r—

—a——b——

—

整

车

z—

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=z-0.08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。

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

jmaxFu/m动在车制

动的情

式

中

jmaxsgjmaxpgFu—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，可按式 近似计算制动减速度。jmaxsg（2

制动距离，可用以下公式计算：

t21v2S(t1)v3.6225.92jmax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

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t2最大值近似取0.35秒。

t12©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

（3对于a.后

F1P201-NAM-SD-DP-G3-2

b.前

F2GbLhgjd1maxF1mgbLhgGaLhgjd2maxF2mgaLhg制

t21v2S(t1)v3.6225.92jmax根

 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。施

加

F真—Fipip———

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。

式中开发方案踏板比主缸径标杆方案©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 未经授权禁止复制第 8 页，共 13 页

制动系统方案设计计算说明书

2.

表9 制动踏板主要参数项目杠杆比参数P201-NAM-SD-DP-G3-2

制动

设计行程mm其中

Sm主S1制S2主i

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制P=

制Sp=

制2动.真空

S1：总泵面积；S2：前轮缸面积；S3：后轮缸面积；V4：软管膨胀量；

S2L2S3L3V4L4S1L1L1：总泵单腔行程；L2：前轮缸紧急行程；L3：后轮缸紧急行程；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

制动系统方案设计计算说明书

L4：软管长度

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P201-NAM-SD-DP-G3-2

后轴2.

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0.65～0.75之间。因此，各方案的整车需液量满足要求。

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：

D2pvisFvo4(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p/42m由此得出膜片有效直径的计算公式：D2dmp(is1)注：采用双膜片时，D2=两个膜片直径的平方和

pvis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.

12V油缸容积计算式为：d4考虑软管膨胀因素，有公式：Vm22(V1V2)kv2kv(n1d11n2d22)m主缸工作行程计算式：2dmV1、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(1.72.5)m©版权归江淮汽车股份有限公司所有 未经授权禁止复制第 11 页，共 13 页

制动系统方案设计计算说明书

mz(1.72.5)mP201-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：对管路布置为II型的主缸，主缸第1、2室行程不相同，有：

mz1mz2mz1n11d12mz2n22d221mz22.

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2dp2np(p1P2p3)1034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。△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

Vgmax 2（2）鼓式制动器所需的储油壶容量：

dg—鼓式制动器轮缸直径

式中：Vgmax—两侧鼓式制动器所需的储油壶容量（cm3）

△g1—鼓式制动器摩擦衬片的极限磨损量△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dg4(g1g2g3)1034根据前、后制动器形式计算，与离合共用油杯时，需考虑离合系统容量。

储油杯总容量=前制动器所需的储油壶容量+后制动器所需的储油壶容量+离合系统所需的容量2.

©版权归江淮汽车股份有限公司所有 未经授权禁止复制第 12 页，共 13 页

制动系统方案设计计算说明书

手柄式中 BF θ η R BFr2θihFhuihisBFr2imRGsinr2—i

h

P201-NAM-SD-DP-G3-2

—is—imηisim RFhuN

1驻坡

汽

车

uarctanaLhg汽车

darctanaLhg表10 空、满载汽车可能停驻的极限上、下坡倾角（0.8附着下）地面附着系空载满载数u max(°)d max(°)u max(°)d max(°)法规由以

©版权归江淮汽车股份有限公司所有 未经授权禁止复制第 13 页，共 13 页