纯电动汽车制动系统计算方案设计

目 录

前言................................................................................................................................ 1 一、制动法规基本要求................................................................................................ 1 二、整车基本参数及样车制动系统主要参数............................................................ 2

2.1整车基本参数 .................................................................................................. 2 2.2样车制动系统主要参数 .................................................................................. 2 三、

前、后制动器制动力分配.............................................................................. 3

3.1地面对前、后车轮的法向反作用力 .............................................................. 3 3.2理想前后制动力分配曲线及曲线 .............................................................. 4

3.2.1理想前后制动力分配 ........................................................................... 4 3.2.2实际制动器制动力分配系数 ............................................................... 4

五、利用附着系数与制动强度法规验算.................................................................... 8 六、制动距离的校核.................................................................................................. 10 七、真空助力器主要技术参数.................................................................................. 11 八、真空助力器失效时整车制动性能...................................................................... 11 九、制动踏板力的校核.............................................................................................. 13 十、制动主缸行程校核.............................................................................................. 15 十一、驻车制动校核.................................................................................................. 16

1、极限倾角........................................................................................................ 16 2、制动器的操纵力校核.................................................................................... 17

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前言

BM3车型的行车制动系统采用液压真空助力结构。前制动器为通风盘式制动器，后制动器有盘式制动器和鼓式制动器两种，采用吊挂式制动踏板，带真空助力器，制动管路为双回路对角线（X型）布置，安装ABS系统。

驻车制动系统为后盘中鼓式制动器和后鼓式制动器两种，采用手动机械拉线式操纵机构。

一、制动法规基本要求

1、 2、 3、 4、 序号 GB21670《乘用车制动系统技术要求及试验方法》 GB12676《汽车制动系统结构、性能和试验方法》 GB13594《机动车和挂车防抱制动性能和试验方法》 GB7258《机动车运行安全技术条件》

项目 设计要求 （商品定义） 1 试验路面 —— 干燥、平整的混凝土或具有相同附着系数的其路面 2 3 4 5 载重 制动初速度 制动时的稳定性 制动距离或制动减速度 6 踏板力 满载 100km/h —— 空载≤42mm 满载≤44mm 110~130（0.6g减速度） 7 8 驻车制动停驻角度 驻车制动操纵手柄力 —— 180—210

20%( 12o) ≤400N ≤500N 满载 100km/h 不许偏出2.5m通道 ≤70m或≥6.43 m/s2 国标要求 文档大全

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二、整车基本参数及样车制动系统主要参数

2.1整车基本参数

项目 质量（整备/满载） 轴距（整备/满载） 质心距前轴中心线水平距离（整备/满载） 质心距后轴中心线水平距离（整备/满载） 质心高度（整备/满载） 车轮滚动半径（195/65R15） 代号 m1/m2 单位 数值 kg 1320/1845 mm L a1/a2 b1/b2 2750 mm 1183/1486 mm 1567/1264 hg1/hg2 mm 620/640 308 R mm 2.2样车制动系统主要参数

项目 前/后制动器制动半径 代号 r1/r2 单位 mm 盘/盘中鼓式 115/120 0.76/0.76 盘/鼓式 115/115 0.76/2.3 前/后制动器效能因数 BF1/BF2 制动主缸直径 制动主缸总行程 前/后轮缸直径 —— mm mm mm dm 23.81 15+15 23.81 15+15 m d1/d2 57.2/38.1 57.2/22.22 前/后轮缸行程 真空助力器规格 真空助力比 制动踏板杠杆比 驻车制动手柄杠杆比 1/2 —— ip mm 0.3/0.3 8+9 7 3.34 7.2 0.3/0.7 8+9 7 3.34 7.2 in is iz 本车型要求安装ABS

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三、 前、后制动器制动力分配

3.1地面对前、后车轮的法向反作用力

在分析前、后轮制动器制动力分配比前，首先了解地面作用于前后车轮的法向反作用力（图1）。 由图1，对后轮接地点取力矩得：

Fz1LGbmdudthg……………………（1）式中：Fz1—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； hg—汽车质心高度，m； L—轴距，m；

dudt—汽车减速度m/s2。 对前轮接地点取力矩，得：

Fduz2LGamdt……………………（2）式中：Fz2—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。

Fz1G(bhg)L……………………（3）Fz2GL(ahg)

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图1制动工况受力简图

3.2理想前后制动力分配曲线及曲线

3.2.1理想前后制动力分配

在附着系数为的路面上，前、后车轮同时抱死的条件是：前、后轮制动器制动力之和等于附着力；并且前后制动器制动力F1、F2分别等于各自的附着力，即：

F1F2G……………………（4） F1Fz1F2Fz24hgL1GGb2F2bF1(2F1)………………(5)

2Ghghg3.2.2实际制动器制动力分配系数

实际前、后制动器制动力公式如下：

n1BF1r1/R4……………………（6） 2d2F22p2n2BF2r2/R4F12p1式中：p1、p2：前后轮缸液压，Pa； d1、d2：前后轮缸直径，m；

n1、n2：前后制动器单侧油缸数目（仅对于盘式制动器而言）； BF1、BF2：前、后制动器效能因数； r1、r2：前、后制动器制动半径，m； R：车轮滚动半径，m。 又由公式：

d12由于

F1F1F2d12BF1r1……………………（7） 22d1BF1r1d2BF2r2文档大全

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F1F2得到

F21……………………（8）

1F1……………………（9）

根据以上计算，可绘出空、满载状态时理想前后制动器制动力分配曲线（I线）和实际前、后制动器制动力分配线（线），如图2：

图2：I线和线

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由公式：

0Lbhg……………………（10）

得实际同步附着系数0，此时前、后同时抱死。

由以上计算公式，可以算出制动器制动力分配系数，空、满载同步附着系数，计算结果见下表：

表1制动器制动力分配系数，空满载同步附着系数

名称 制动器制动力分配系数 满载同步附着系数 空载同步附着系数 符号 盘/盘中鼓式 盘、鼓式  0 0 0.684 0.962 0.50 0.686 0.975 0.52 因实际满载同步附着系数0=0.962（0.975）与=1接近，会出现前后轮同时抱死的稳定情况；空载状态下同步附着系数0=0.50（0.52）<=1,这需要通过BM3车装配的ABS系统的EBD标定来避免缺陷。设计方案可行。

在不同附着系数的路面上制动时，前、后轴都抱死，此时前后轴的制动力为：

GF(bhg)xb1L……………………（11） GF(ah)xb2gL满载状态下，在不同附着系数里面上的前、后轴的制动力如表2所示：

表2 满载时前、后制动力

 F（N） F(N) xb2xb10.1 0.2 0.3 0.4 873 1830 2872 3997 935 1786 2552 3235 文档大全

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0.5 0.6 0.7 0.8 0.9 1.0 5207 6501 7879 9341 10888 12518 3833 4348 4778 5123 5385 5563 将不同制动力代入到公式（6）可得到理想前后制动器的液压，再减去ABS的波动误差0.1Mpa可得到0.1~1的路面附着系数的实际轮缸液压具体如下表3所示：

表3

盘/盘中鼓式实际液压分配 空载 满载 PF/Mpa PR/Mpa PF/Mpa PR/Mpa 0.44 1.00 1.61 2.25 2.94 3.66 4.43 5.24 6.08 6.97 0.69 1.39 2.00 2.52 2.95 3.30 3.57 3.74 3.83 3.84

盘/鼓式实际液压分配 空载 满载 0.51 1.17 1.88 2.65 3.48 4.37 5.32 6.32 7.38 8.50 1.30 2.56 3.69 4.70 5.59 6.35 6.99 7.50 7.89 8.15 PF/Mpa PR/Mpa PF/Mpa PR/Mpa 0.44 1.00 1.61 0.70 1.41 2.02 0.51 1.17 1.88 1.31 2.59 3.74 文档大全

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2.25 2.94 3.66 4.43 5.24 6.08 6.97 2.55 3.00 3.35 3.62 3.80 3.89 3.89

2.65 3.48 4.37 5.32 6.32 7.38 8.50 4.77 5.67 6.44 7.09 7.61 8.00 8.27 表4 满载前、后制动器制动力

P(Mpa) 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 盘/盘中鼓式 F1（N） F2（N） 盘/鼓式 F1（N） F2（N） 1443 2901 4358 5816 7274 8731 10189 11647 13104 14562 668 1343 2018 2693 3367 4042 4717 5392 6067 6742 1443 2901 4358 5816 7274 8731 10189 11647 13104 14562 659 1325 1990 2656 3322 3987 4653 5319 5984 6650 表2与表3的数据对比，可以得出：前后制动器提供的制动力满足制动需求。

五、利用附着系数与制动强度法规验算

利用附着系数见图3.法规要求：

（1）、制动强度在0.1-0.61之间，前后轴曲线应在直线q=(z+0.07)/0.85以下。

（2）、车辆处于各种载荷状态时，前轴的附着系数利用曲线应位于后轴的附着系数利用曲线之上。但制动强度在0.15~0.8之间的M1车辆，对

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于Z值在0.3~0.45时，若后轴利用附着曲线位于q=z+0.05以下，则允许后轴附着系数利用曲线位于前轴附着系数利用曲线之上。

图3：利用附着系数曲线

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六、制动距离的校核

21V2)V制动距离公式为：S……………………（12） (23.6225.92jmax V—制动初速度，100km/h； jmax—最大制动减速度，m/s2；

2+2—制动器起作用时间，0.2~0.9s 取222=0.2s

在=1的路面上，jmaxg=9.8m/s2>6.43m/s2（=0.8，制动距离（V=100km/h），S44.9<70m（S57.5m）

jmax=7.84m/s2）文档大全

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七、真空助力器主要技术参数

真空助力器采用双模片式，膜片直径为8+9英寸 真空助力比：7

八、真空助力器失效时整车制动性能

助力器完全失效时，制动力完全由人力操纵踏板产生，最大踏板力要求：M1类车≤500N，此时真空助力器输入力：

FviippFp……………………（13）

Fp—最大制动踏板力，500N； ip—制动踏板杠杆比，3.34；

p—踏板机构传动效率，0.95,； 代入相关数据，可以得到：

Fvi1586.5N

根据真空助力器输入输出特性曲线可得到此时真空助力器的输出力：

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图：真空助力器输入输出特性曲线

Fvo1283.29N

系统压力通过下式计算：

P代入相关数据得：

4Fvo……………………（14） 2dmP2.88Mpa

在真空助力器失效后，制动力将会明显减小，首先需要判断无真空助力时，制动系统提供的制动力时候大于地面对车轮的摩擦力，即车轮是否抱死。 满载时，前后制动器制动力分别为：

表5

F1 盘/盘中鼓式 4140 盘/鼓式 4203.285 文档大全

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F21917 2003.007 满载时，在附着系数为0.7的路面上，前、后轮同时抱死时，地面对车轮的制动力：

Fxb1Fxb2G(bhg)=7879N LG(ahg)=4778N L从结果可以看出，当真空助力器失效后，制动器制动力小于地面对车轮的摩擦力，因此在制动过程中，前、后轮均不抱死。

由公式： j可以算出减速度。

表6

反应时间（0.2） 减速度m/s GB7258-2012 GB21670-2008 GB7258-2004 GB12676-1999 2F1+F2m ……………………（15）

初速度 —— 50km/h 100 km/h 50 km/h 80 km/h 法规要求 —— ≤38(a≥2.9) ≤168m ≤38 m ≤93.3 m 盘/盘中鼓式 3.33 31.7 m 121.3 m 31.7 m 78.5 m 盘/鼓式 3.32 31.45 m 121.8 m 31.84 m 78.8 m 由以上计算可知，当真空助力器失效后，在满载状态下，制动减速度和制动距离均满足各法规的应急制动性能要求。

九、制动踏板力的校核

分析整个制动过程，在附着系数为（≤0）的路面上制动时，前轮的压力首先抱死，当管路中压力继续升高时，前轮制动力不再随管路中压力的升高而增大，但后轮制动力却随压力的升高继续增大，直到后轮也抱死，后轮抱死拖滑时，管路中的压力已经足够大，此时的踏板力即是整车在附着系数（≤0）的路面上制动所需的最大踏板力，显然，当=0时，前后轮同时抱死，此时所

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需要的踏板力即是整车制动的极限踏板力。若不考虑ABS作用，管路的抱死压力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力，满载状态时，

=1，校核前轮刚要抱死时的踏板力。

此时， F1Fxb112518N 代入公式（6），得

P=8.60Mpa

由液压公式（13）得满载状态下，

表5

0.6G 满载前轮制动力 系统液压（Mpa） 踏板力 （Mpa） 1G 空载 满载 空载 满载 盘/盘中鼓式 6501 3.66 6.35 87 151 12518 6.97 8.60 166 202 盘/鼓式 6501 3.66 6.44 87 153 12518 6.97 8.60 166 202 满载前轮制动力 系统液压（Mpa） 踏板力 （Mpa） 空载 满载 空载 满载 所需踏板力：踏板力小于500N，符合法规对制动踏板的要求，设计方案合理。

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十、制动主缸行程校核

制动主缸工作行程可通过下式计算：

2d121d222VVV+2fr软44……………………（16） 2dm4软管膨胀量计算：

V软KHLHPL……………………（17）

式中：1、2 前、后制动器制动行程，实验数据：0.2~0.4mm，取0.3mm； Vf、Vr、V软 前、后轮缸及软管因膨胀而吸收的液量，cm3； KH 常数，4.39106cm3/Ncm；

前、后轮缸及软管因膨胀而吸收的液量通过做PV试验得到。 当在附着系数为1的路面上，管路抱死压力见表3，

表3

由上图曲线得到前、后轮缸的需液量分别为Vf2.84cm3，Vr0.89cm3。 软管膨胀量：

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V软=0.61cm3

总需液量：

V总=2(VfVr)V软=8.06cm3

主缸工作行程：

V总+2（d121d222412dm4+4）1029013.1423.812423.1mm<30mm

23.1/3076.7%缸有效行程大于主缸全行程的60%，建议将主缸行程增大至18+18。

十一、驻车制动校核

1、极限倾角

根据汽车后轴车轮附着力与制动力相等的条件，汽车在角度为的上坡路和下坡路上停驻时的制动力Fzu、Fzd分别为：

mg(acoshgsin)Ffmgsin LmgFzd(acoshgsin)Ffmgsin

LFzu可得汽车在上坡路和下坡路上停驻时的坡度角u、d分别为：

uarctana

Lhgdarctana

Lhg因此，满载时汽车可能停驻的极限上、下倾角见表6。

表6

 0.1 umax (o) 3.14 dmax(o) 3.00 文档大全

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0.2 0.3 0.4 0.5 0.6 0.7 0.8 0.9 1 6.42 9.81 13.31 16.88 20.51 24.16 27.80 31.41 34.96 5.85 8.55 11.10 13.51 15.77 17.89 19.89 21.76 23.51 2、制动器的操纵力校核

驻车制动系统参数主要有杠杆比、驻车制动器效能因数（或杠杆比、杠杆长度）。满载时，在坡度为的坡道上驻车，理论上所需制动力：

Fuzmagsin （2-14）

式中：Fuz 坡度为的坡道上驻车所需的制动力，N； ma 汽车满载质量，kg； 驻车制动时制动力矩平衡，有：

Fuzr0BFzFhihirr驻h （2-15） 故：Fhmagsinr0 （2-16）

BFzr驻ihirhFh 驻车制动手柄力，N； ma 汽车满载质量，kg; r0 车轮静半径，mm；

BFz 驻车制动器效能因数； r驻 制动器驻车制动半径，mm；

ih 驻车制动手柄杠杆比；

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ir 制动器拉杆杠杆比；

h 驻车制动效率；

后制动器为盘式制动器且与驻车机构共用一个制动器，驻车机构采用双向增力。表2-2为驻车制动系统的相关参数。

表7

驻车机构 摩擦因数 上坡效能因素 下坡效能因素 制动器驻车有效半径 制动手柄杠杆比 制动器拉杆杠杆比 驻车制动效率 得到满载时。驻车手柄力为

表8

盘/盘中鼓式 166.7 法规要求≤500N，通常设计阶段≤200N,能满足要求。

盘/鼓式 182.7 盘/盘中鼓式 盘/鼓式 0.38 3.5 3.5 86.5mm 7.2 6 0.5 0.38 2.3 2.3 115 7.2 6.27 0.5 文档大全