某车型制动系统设计计算报告分析解析

目录

1 概述 (1)

1.1 任务来源 (1)

1.2 制动系统基本介绍 (1)

1.3 制动系统的结构简图 (1)

1.4 计算目的 (1)

2 制动系统设计的输入条件 (1)

2.1 制动法规基本要求 (2)

2.2 整车基本参数 (2)

2.3 制动系统零部件主要参数 (2)

3 制动系统设计计算 (3)

3.1 前、后制动器制动力分配 (3)

3.2 制动减速度及制动距离校核 (10)

3.3 真空助力器主要技术参数 (11)

3.4 制动主缸行程校核 (11)

3.5 制动踏板行程和踏板力校核 (12)

3.6 驻车制动校核 (12)

3.7 应急制动校核 (13)

3.8 传能装置部分失效剩余制动力校核 (14)

3.9 制动器能容量校核 (14)

4 数据输出列表 (16)

5 结论及分析 (16)

参考文献 (17)

制动系统设计计算报告

1概述

1.1任务来源

根据B35-1整车开发要求，按照确认的设计依据和要求，并依据总布置的要求对制动系统的选型并作相应的计算。

1.2制动系统基本介绍

1.8T-AT车型的行车制动系统采用液压制动系统。前制动器为带有双制动轮缸的通风盘式制动器，后制动器为单制动轮缸的实心盘式制动器。制动踏板为吊挂式踏板，带真空助力器，制动管路为双回路对角线(X型)布置,采用ABS 以防止车辆在紧急制动情况下发生车轮抱死。驻车制动系统为杠杆式，作用于后轮。

ABS控制系统以及匹配计算由供应商完成，本文计算不做讨论。

1.3制动系统的结构简图

制动系统的结构简图如图1：

1. 带制动主缸的真空助力器总成

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控制单元

图1 制动系统的结构简图

1.4计算目的

制动系统计算的目的在于校核前、后制动力，最大制动距离、制动踏板力及驻坡极限倾角等是否符合法规及标准要求、制动系统匹配是否合理。

2制动系统设计的输入条件

2.1制动法规基本要求

（1）GB 12676-1999《汽车制动系统结构、性能和试验方法》（2）GB 13594-2003《机动车和挂车防抱制动性能和试验方法》（3）GB 7258-2004《机动车运行安全技术条件》

表1-1是对相关法规主要内容的摘要。

表1-1 制动相关法规摘要

2.2整车基本参数

2.3制动系统零部件主要参数

3 制动系统设计计算 3.1 前、后制动器制动力分配

3.1.1 地面对前、后车轮的法向反作用力

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 dt

du

m

Gb L F +=1 …………………………（3-1） 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 ； dt

du ——汽车减速度，m/s 2

。 对前轮接地点取力矩，得:

g z h dt

du

m

Ga L F -=2…………………………（3-2） 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 。

令

zg dt

du

=，z 称为制动强度，则可求得地面法向反作用力为 L

zh b G F g z /)(1

+=

L

zh a G F g z /)(2-=……………………（3-3）

若在不同附着系数的路面上制动，前、后轮都抱死（不论是同时抱死还是分别先后抱死），此时φ?G F F Xb ==或g dt

du

?=（?为同步附着系数）

。地面作用于前、后车轮的法向反作用力为

?????

?

?

-=+=

)()(21g z g z h a L G

F h b L

G F ??…………………………（3-4） 3.1.2 理想前后制动力分配曲线及β线 3.1.2.1 理想前后制动力分配曲线

在附着系数为?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(

2

1μμF F F u +=)等于汽车与地面附着力

)

(21φφφF F F +=；并且前、后

轮制动器制动力

2

1μμF F 、分别等于各自的附着力

2

1??F F 、，即：

?

?

?

?

?

===+2

21121z z F F F F G F F ???μμμμ………………………………（3-5）

或

???

?

?

==+2

12121z z F F F F G F F μμμμ?

将式（3-4）代入上式，得

???

?

?

-+=

=+g g h a h b F F G F F ???μμμμ2121………………………………（3-6）

根据式（3-4）、（3-5）及（3-6）式，消去变量?，得

)]2(

4[

211122μμμF h Gb

F G

L h b h G F g

g g

+-+

=………………（3-7）

由（3-4）式，得 前制动器制动力：???μ)(11g h b L G

F F +==…………………（3-8） 后制动器制动力：???μ)(22g h a L G

F F -=

=…………………（3-9）

由此可以建立由1

μF 和

2

μF 的关系曲线，即I 曲线。

3.1.2.2 β线

为了沿用样车的部分制动系统零件，我们采用以下方案：

前、后制动器的主要参数沿用标杆车（前：带有两个制动轮缸的通风盘式；后：带有单个制动轮缸的实心盘式）；

真空助力器带制动泵总成的主要参数、助力曲线沿用标杆车； 制动踏板参照原件重新造型设计。

常用前制动器制动力与汽车总制动器制动力之比来表明分配比例，称为制动器制动力分配系数；

制动力分配系数：2

111

μμμβF F F F F u u +==

……………………（3-10） 1) 制动器制动力矩的计算

盘式制动器的计算用简图如图3所示，假设衬块的摩擦表面与制动盘接触良好，且各处的单位压力分布均匀，则盘式制动器的制动力矩为： fNr

T f 2=……………………………（3-11）

式中 f ——摩擦系数；

N ——单侧制动块对制动盘的压紧力，241

d p N π=；

p ——轮缸液压压强MPa ；

r ——作用半径(取平均半径m

R

)；

2) 制动器效能因数的计算

由《汽车设计》（清华大学，刘惟信主编）知，制动器效能因数可定义为在制动盘的作用半径上所产生的摩擦力与输入力之比， 即

Pr f T BF =

式中

f

T ——制动器的摩擦力矩；

r ——制动盘的作用半径(取平均半径m R )；

P ——盘式制动器两衬块上的压紧力的平均值，N 。

对于钳盘式制动器，设两侧制动块对制动盘的压紧力均为P ，则制动盘两侧工作面的作用半径上所受的摩擦力为fP 2,f 为制动盘与制动衬块间的摩

（典型值0.8）

图4 盘式制动器的受力简图

3) 作用半径的计算

常见的扇形摩擦衬块其径向尺寸不大，取r 为平均半径m R 或有效半径e R ，则计算其平均半径为：

22

1

R R R m +=……………………………（3-13） 式中 1R ，2R ——扇形摩擦衬块的内半径和外半径。

由公式（3-10）、（3-11）代入（3-12）式，得

0β=r r r f f f f

f f BF r d p BF r d p BF r d p ??+????2

2212122 ……………………（3-14）

计算过程：

0β=1μF /(1μF ＋2μF )

=1

f T /(

1

f T +

2

f T )

=

)

22/(2221111r f f r N f r N f r N f +

=)41412/(412222121r r r f

f f f f f r d p BF r d p BF r d p BF ???+????????πππ

4) 同步附着系数

β线和I 曲线在图中交于一点处的附着系数为同步系数，该系数是由汽车结构参数决定的、反映汽车制动性能的一个参数。 式（3-10）又可表达为：

β

β

μμ-=11

2F F ……………………（3-15）

将式（3－6）代入上式，得，同步附着系数：

g

g

h a h b 001??β

β

-+=-

g

h b L -=

β?0…………………………（3-16）

式中，L 为汽车轴距，b a L +=。

将表2－2所给参数代入以上公式得， 前、后制动器制动力分配系数：0β＝0.712 同步附着系数：空载时ou ?＝0.5

满载时l 0?＝0.78

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线）（如图5）。

图5 I 曲线和β线

由上可知，实际上满载的同步附着系数φ=0.78，而我国目前的道路路面状况有较大改善，一般可达φ＝0.8左右，因此φ=0.78满足一般设计的要求。在φ=0.78时，前、后轮同时抱死，在此之前如无ABS 系统作用总是前轮先抱死。由于样车采用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。因此设计方案合适。 3.1.3 制动力及管路压力校核 前、后轮制动器制动力公式：

??

???

??

?

????=?????=R r BF n d p F R r BF n d p F r r r r u f f f f

u 4242222211ππ………………………（3-17） 式中：1μF 、2μF ——前、后轮制动器制动力，N ；

1p 、2p ——前、后轮缸液压压强，MPa ；

f

d 、r d ——前、后轮缸直径，m ；

f

n 、r n ——前、后制动器单侧油缸数目(仅对于盘式制动器而言)；

f

BF 、r BF ——前、后制动器效能因数；

f

r 、r r ——前、后制动器制动半径，m ； R ——车轮滚动半径，m ；

取制动管道压强为：

f

p ＝r p =10MPa

可得,前后制动器提供的制动力为：1

μF =14765N ，

2

μF =5978N

此时的制动力分配系数为：0β=0.712。

在满载φ=0.78时，前、后轮同时抱死。由式（3-8），（3-9）可计算出此时前、后轴的地面附着力为：1φF

=11802N ，2

φF =4785N 。

由（3-17）可以推导出管路压力公式

r

BF n d R F p ??????=2/2πμ………………………（3-18） 由上式计算在满载时，前、后轮同时抱死的管路压强为：

f

p ＝7.902MPa r p =7.914Mpa

制动器提供的制动力大于满载、前后轮同时抱死时的前后轴制动力。因此，选用的制动器满足整车制动要求。

液压制动系统管路的一般工作压力要求小于10 Mpa ，因此本系统管路压力符合要求。

3.1.4 前、后轴利用附着系数与制动强度的关系曲线

由公式 ：

()()()g z r g z f h z a L z F F h z b L

z

F F ?-?-==

?+?=

=

1

11

2

211β?β?μμ ………………………（3-19） 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； b ——后轴到质心水平距； z —— 制动强度。

可作出前后轴利用附着系数与制动强度的关系曲线：（如图6）

图6 利用附着系数与制动强度的关系曲线

比较以上图表，我们可以得出以下结论：在不装ABS 的情况下，空满载利用附着系数满足GB12676-1999《汽车制动系统结构，性能和试验方法》要求。 3.2 制动减速度及制动距离校核

3.2.1 地面附着系数和整车参数决定的制动减速度

按照GB7258-2004《机动车运行安全技术条件》规定的路面进行满载和空

载制动试验，路面附着系数要求?≥0.7，因此，计算?=0.75无ABS 时的制动减速度。

满载时，路面附着系数0.75小于满载同步附着系数0.78，在满载时前轮先抱死，后轮后抱死；可能得到的满载最大总制动力为： F B2=G 2b 2φ/b 2+(φ-φo)hg 2…………………………（3-20）

制动减速度2

22max m F j B ＝

＝g

h b b g 2

022)(φφφ

-+

空载时，路面附着系数0.75大于同步附着系数为0.5，空载制动时后轮先抱死，前轮后抱死；可能得到的空载最大总制动力为：

1

01111)(g B h a a G F ψψψ-+=

…………………………（3-21）

制动减速度

1

11max m F j B ＝

＝

g

h a a g 1

11)0(φφφ

-+

计算结果如下：

满载时制动减速度2max j ＝7.24m/s2

空载时制动减速度1max j ＝8.67m/s2

GB7258-2004《机动车运行安全技术条件》要求：满载乘用车辆平均减速度应大于等于5.9m/s2；空载乘用车辆平均减速度应大于等于6.2m/s2。空满载制动减速度符合要求。以上制动减速度计算值是在没有ABS 控制的情况下所得值。

3.2.2 制动距离的计算 制动距离公式为：

max 2

'

'2

'92.25)2(6.312j V V S +

+=ττ…………………………（3-22）

V ——制动初速度，km/h

m ax

j ——最大制动减速度，m/s2 '

'2

'2

ττ+

0.2s ～0.9s

: ( 制动减速度按3.2.1计算)

当V=80 km/h 由式（3-22）得 满载u s ＝41.9m 、空载l s ＝36.3m

当V=50 km/h 由式（3-22）得 满载u s ＝18.2m 、空载l s ＝15.98m

按GB12676-1999《汽车制动系统结构，性能和试验方法》规定，车辆在7.0≥?的试验场进行制动试验，制动初速度为80km/h ，制动距离不得大于50.67m 。制动距离满足法规要求，设计方案合适。 按GB7258-2004《机动车运行安全技术条件规定》，车辆在7.0≥?的试验场进行制动试验，制动初速度为50km/h ，满载制动距离不得大于20m ，空载制动距离不得大于19m ，制动距离满足法规要求，设计方案合适。

以上制动减速度及制动距离计算值是在没有ABS 控制的情况下所得值，仅供参考。

3.3 真空助力器主要技术参数

真空助力器采用双膜片式，前膜片直径为230mm ，后膜片直径为205mm 。 3.4 制动主缸行程校核

根据δ

π241

d V =，得：

d 前后轮缸直径:

前轮缸工作容积:1V ＝2×3.14×42.9×42.9×0.7÷4=2022.6(mm 3) 后轮缸工作容积:2V ＝3.14×38.2×38.2×0.7÷4=801.8(m m 3) 考虑软管变形，主缸容积为 m

V ＝1.1×2（1V +2V ）＝6213.7(mm 3) 主缸实际行程：

S0＝)

41/(2

m m d V π＝6213.7÷（3.14×25.4×25.4÷4）=12.3(mm) 主缸实际行程为12.3mm 小于主缸总行程30.7mm ，满足设计要求。

3.5 制动踏板行程和踏板力校核

忽略各种间隙和泄露，制动踏板工作行程为： m

p i δ= S p ………………………………………….（3-23）

ip ：制动踏板杠杆比4.3

m δ：主缸活塞工作行程

Sp=4.3×12.3=52.89（mm ）

踏板总行程S≤ ip×m δ=4.3×30.7=132.01mm

踏板设计最大行程为132.01mm ，远大于所需要的行程52.89mm 。

踏板工作行程与总行程的比值为42.3%，满足GB7258-2004《机动车运行安全技术条件》的规定：液压型车制动在达到规定的制动效能时，制动工作行程不得超过踏板全行程的4/5。可见使用原车总泵、缸径及行程满足要求。 踏板的杠杆比 4.3：1

制动踏板踏板力： η

πs p m i i p d 4 F 2=

………………………………（3-24）

η：踏板机构及液压传动效率，0.9 is ：真空助力比 ip ：踏板杠杆比 dm ：主缸直径，mm p ：管路压力，MPa

管路压力：p ＝10MPa ，计算所需踏板力 ：

F =3.14×25.4×25.4×10÷（4×4.3×7.5×0.9）=174.5N

由以上计算可知，制动踏板力F ＜500N ，符合GB 12676-1999《汽车制动系统结构，性能和试验方法》的规定，设计方案合适。 3.6 驻车制动校核

3.6.1 极限倾角

根据汽车后轴车轮附着力F f 与制动力相等的条件，汽车在角度为θ的上坡路和下坡路上停驻时的制动力ZU F 、d Z F 分别为：

)sin cos (F z θθ?

g u h a L mg +＝

＝θm gsin F f ＝………………（3-25） )sin cos (F z θθ?g d h a L

mg -＝＝θm gsin F f ＝………………（3-26）

可得汽车在上、下坡路上停驻时的坡度倾角u θ、d θ分别为： g

h L arctan

??θ－＝a

u g h L arctan

??θ+a

d ＝

因此满载时汽车可能停驻的极限上、下坡倾角见表3

制动必须使满载车辆在18%（10.2o ）的坡道上停驻,设计方案满足设计要求。 3.6.2 手柄力校核

由于后制动器为钳盘式制动器，驻车制动促动机构在制动钳内，现在没有相关参数，为此，这里不做详细的计算。待厂家确认后，进一步校核计算。 3.7 应急制动校核

计算单回路制动系统的应急制动减速度。

单回路制动时，总制动力为双回路制动的1/2，因此，制动减速度计算公式为： 满载：

m ax

2单j ＝

g

h b b g 2022)(5.0???

-+

空载：m ax 1单j

＝g

h a a g 1

011)(5.0???

-+ 制动距离计算公式同式（3-22）， 计算结果如下表4：

3.8 在真空助力器失效之后，制动力将会明显减小，这样需要判断无真空助力

制动系统决定的制动力是否能够使前轮或后轮抱死。 3.8.1 制动器提供的制动力计算

由公式3-18可得，液压系统压力

24p m

s p d i Fi πη

=

其中：踏板力F 为法规规定的最大踏板力500N 真空助力比is 取1。 计算结果：p=3.82MPa

由公式3-17计算得前、后制动器制动力分别为： Fu1=5640.2N Fu2= 2283.4N

3.8.2 按地面附着系数计算的制动力

由公式（3-8）及（3-9）计算出在?＝0.78与?＝0.5时前、后轮抱死的地面制动力如下：

F φ1空=5974.6N F φ2空= 2414.2N F φ1满= 11802.2N F φ2满= 4785.3N

由以上可见满载时，前后制动器提供的最大制动力均小于地面制动力，前后轮均不能抱死，制动减速度按以下计算：

空1max j ＝2m F μ

=4.63m/s 2

满

1m ax j ＝2m F μ

= 3.65m/s 2

按照GB12676-1999《汽车制动系统结构，性能和试验方法》规定：制动

初速度为80km/h 时，满载平均制动减速度满

1m ax j =3.65m/s 2≥1.7 m/s 2， 空载

平均制动减速度空1max j =4.63m/s 2≥1.5 m/s 2 ，可见设计符合法规要求。 3.9 制动器能容量校核

制动器能容量反映了制动器的磨损寿命、热容量性能、吸收动能的能力等综合性指标，主要用来横向比较。通过与其它成功车型比较来判断制动器能容量是否合理。制动器能容量就是前、后制动器单位摩擦面积，在单位时间内，吸收的汽车的动能。计算式如下：

β

δ?-?=f

a f tA v v m e 2)(212

22

1

2

(W/mm ) （3-27） )1(2)

(212

22

1βδ-?-?=r a r tA v v m e

2

(W/mm ) （3-28） j v v t 2

1-=

（3-29）

式中：m a ——满载质量,kg ；

V 1、V 2——制动初速度、终速度，对于轿车取2V 0=， δ——汽车回转质量换算系数,紧急制动到2v =0时，δ可近似认为δ=1；

1V 100km /h=27.8m/s = ；

j ——制动减速度,取2

j 0.6g 5.89m /s ==；

A f 、A r ——每个前、后制动器摩擦面积，mm 2。

经测量，

前制动器摩擦面积Af ＝2758 mm 2 后制动器摩擦面积Ar ＝2758 mm 2

计算结果如下：

前制动器能容量：ef=22.93W/mm 2 后制动器能容量：er =9.28W/mm 2

轿车盘式制动器能量耗散率应不大于6.0 W/mm 2所以该制动蹄片不能满足性能要求，我们设定前制动能量耗散率为5.5 W/mm 2。后制动蹄片能量耗散率为4.8 W/mm 2根据公式3-27，3-28得到摩擦蹄片摩擦面积

β

??=1

2

112)(21te v m A a 3-45 )

1(2)

(212

2

12β-??=te v m A a 3-46

1A =11499.1 mm 2

2A =4651.3 mm 2

4数据输出列表

5

比较以上计算与参数，真空助力器带制动总泵总成参数、前后盘式制动器参数可以满足设计需要。

参考文献

1 刘惟信.《汽车设计》.北京：清华大学出版社，2001

2 余志生.《汽车理论》（第3版）.北京：机械工业出版社，2002

3 王望予.《汽车设计》（第3版）.北京：机械工业出版社，2003

4 刘惟信.《汽车制动系的结构分析与设计计算》.北京：清华大学出版社，2004

5 汽车工程手册编辑委员会编. 《汽车工程手册》（设计篇）. 北京：人民交通出版社，2001

制动器的设计计算

§3 制动器的设计计算 3.1制动蹄摩擦面的压力分布规律 从前面的分析可知，制动器摩擦材料的摩擦系数及所产生的摩擦力对制动器因数有很大影响。掌握制动蹄摩擦面上的压力分布规律，有助于正确分析制动器因数。在理论上对制动蹄摩擦面的压力分布规律作研究时，通常作如下一些假定： (1)制动鼓、蹄为绝对刚性； (2)在外力作用下，变形仅发生在摩擦衬片上； (3)压力与变形符合虎克定律。 1.对于绕支承销转动的制动蹄 如图29所示，制动蹄在张开力P 作用下绕 支承销O ′点转动张开，设其转角为θΔ，则蹄片 上某任意点A 的位移AB 为 AB =A O ′·θΔ 由于制动鼓刚性对制动蹄运动的限制，则其径向位移分量将受压缩，径向压缩为AC AC =AB COS β 即 AC =A O ′θΔCOS β 从图29中的几何关系可看到 A O ′COS β=D O ′=O O ′Sin ? AC =O O ′Sin ?θΔ? 因为θΔ?′O O 为常量，单位压力和变形成正比，所以蹄片上任意一点压力可写成 q=q 0Sin ? (36) 亦即，制动器蹄片上压力呈正弦分布，其最大压力作用在与O O ′连线呈90°的径向线上。 2.浮式蹄 在一般情况下，若浮式蹄的端部支承在斜支座面 上，如图30所示，则由于蹄片端部将沿支承面作滚动 或滑动，它具有两个自由度运动，而绕支承销转动的 蹄片只有一个自由度的运动，因此，其压力分布状况 和绕支承销转动的情况有所区别。 现分析浮式蹄上任意一点A 的运动情况。今设定蹄片和支座面之间摩擦足够大，制动蹄在张开力作用

下，蹄片将沿斜支座面上作滚动，设Q 为其蹄片端部圆弧面之圆心，则蹄片上任意一点A 的运动可以看成绕Q 作相对转动和跟随Q 作移动。这样A 点位移由两部分合成：相对运动位移和牵连运动位移BC ，它们各自径向位移分量之和为 (见图 30)。 AD =AB COS β+BC COS(?-α) 根据几何关系可得出 AD =(θΔ·OQ +BC Sin α) Sin ?+BC COS αCOS ? 式中θΔ为蹄片端部圆弧面绕其圆心的相对转角。 令 θΔ·OQ +BC Sin ?=C 1 BC COS α=C 2 在一定转角θΔ时，1C 和2C 都是常量。同样，认为A 点的径向变形量AD 和压力成正比。这样，蹄片上任意点A 处的压力可写成 q=q 1Sin ?+q 2COS ? 或 q=q 0Sin(?+?0) 也就是说，浮式蹄支承在任意斜支座面上时，其理论压力分布规律仍为正弦分布，但其最大压力点在何处，难以判断。 上述分析对于新的摩擦衬片是合理的，但制动器在使用过程中摩擦衬片有磨损，摩擦衬片在磨损的状况下，压力分布又应如何呢?按照理论分析，如果知道摩擦衬片的磨损特性，也可确定摩擦衬片磨损后的压力分布规律。根据国外资料，对于摩擦片 磨损具有如下关系式 fqv K W 11= 式中 W 1——磨损量； K 1——磨损常数； f ——摩擦系数； q——单位压力； v ——磨擦衬片与制动鼓之间的相对滑 动速度。 通过分析计算所得压力分布规律如图31所 示。图中表明在第11次制动后形成的单位 面积压力仍为正弦分布αsin 132=q 。如果摩 擦衬片磨损有如下关系： 2222v fq K W = 式中 2K ——磨损常数。 则其磨损后的压力分布规律为αsin C q =(C

大学生方程式赛车制动系统设计和优化

大学生方程式赛车制动系 统设计和优化 Prepared on 22 November 2020

摘要 Formula SAE比赛由美国车辆工程师学会（SAE）于1979年创立，每年在世界各地有600余支大学车队参加各个分站赛，2011年将在中国举办第一届中国大学生方程式赛车，本设计将针对中国赛程规定进行设计。 本说明书主要介绍了大学生方程式赛车制动的设计，首先介绍了汽车制动系统的设计意义、研究现状以及设计目标。然后对制动系统进行方案论证分析与选择，主要包括制动器形式方案分析、制动驱动机构的机构形式选择、液压分路系统的形式选择和液压制动主缸的设计方案，最后确定方案采用简单人力液压制动双回路前后盘式制动器。除此之外，还根据已知的汽车相关参数，通过计算得到了制动器主要参数、前后制动力矩分配系数、制动力矩和制动力以及液压制动驱动机构相关参数。最后对制动性能进行了详细分析。 关键字：制动、盘式制动器、液压

Abstract Formula SAE race was founded in 1979 by the American cars institute of Engineers every year more than 600 teams participate in various races around the world,China will hold the first Formula one for Chinese college students,the design will be for design of the provisions of the Chinese calendar. This paper mainly introduces the design of breaking system of the Formula of all,breaking system's development,structure and category are shown,and according to the structures,virtues and weakness of drum brake and disc brake analysis is done. At last, the plan adopting hydroid two-backway brake with front disc and rear , this paper also introduces the designing process of front brake and rear break,braking cylinder,parameter's choice of main components braking and channel settings and the analysis of brake performance. Key words:braking,braking disc,hydroid pressure

钢板弹簧悬架系统设计规范--完整版

钢板弹簧悬架系统设计规范 1范围 本规范适用于传统结构的非独立悬架系统，主要针对钢板弹簧和液力筒式减振器等主要部件设计参 数的选取、计算、验证等作出较详细的工作模板。 2规范性引用文件 下列文件中的条款通过本规范的引用而成为本规范的条款。凡是注日期的引用文件，其随后所有的 修改单（不包括勘误的内容）或修订版均不适用于本规范，然而，鼓励根据本规范达成协议的各方研究 是否可使用这些文件的最新版本。凡是不注日期的引用文件，其最新版本适用于本规范。 QC/T 491-1999汽车筒式减振器尺寸系列及技术条件 QCn 29035-1991汽车钢板弹簧技术条件 QC/T 517-1999汽车钢板弹簧用U形螺栓及螺母技术条件 GB/T 4783-1984汽车悬挂系统的固有频率和阻尼比测定方法 3符号、代号、术语及其定义 GB 3730.1-2001 汽车和挂车类型的术语和定义 GB/T 3730.2-1996 道路车辆质量词汇和代码 GB/T 3730.3-1992 汽车和挂车的术语及其定义车辆尺寸 QC/T 491-1999汽车筒式减振器尺寸系列及技术条件 GB/T 12549-2013汽车操纵稳定性术语及其定义 GB 7258-2017机动车运行安全技术条件 GB 13094-2017 客车结构安全要求 QC/T 480-1999汽车操纵稳定性指标限值与评价方法 QC/T 474-2011客车平顺性评价指标及限值 GB/T 12428-2005客车装载质量计算方法 GB 1589-2016道路车辆外廓尺寸、轴荷及质量限值 GB/T 918.1-1989 道路车辆分类与代码机动车 JTT 325-2013营运客车类型划分及等级评定 凡是注日期的引用文件，其随后所有的修改单（不包括勘误的内容）或修订版均不适用于本规范，凡是不注日期的引用文件，其最新版本适用于本规范。 4悬架系统设计对整车性能的影响 悬架是构成汽车的总成之一，一般由弹性元件（弹簧）、导向机构（杆系或钢板弹簧）、减振装置 （减振器）等组成，把车架（或车身）与车桥（或车轮）弹性地连接起来。主要任务是传递作用在车轮与车架之间的一切力与力矩，缓和由不平路面传给车架的冲击载荷，衰减由冲击载荷引起的承载系统的 振动，保证汽车的正常行驶。悬架结构、性能不仅影响汽车的行驶平顺性，还对操纵稳定性、燃油经济性、通过性等多种

制动系统匹配设计计算分解

制动系统匹配设计计算 根据AA车型整车开发计划，AA车型制动系统在参考BB轿车底盘制造平台的基础上进行逆向开发设计，管路重新设计。本计算是以选配C发动机为基础。 AA车型的行车制动系统采用液压制动系统。前、后制动器分别为前通风盘式制动器和实心盘式制动器，制动踏板为吊挂式踏板，带真空助力器，制动管路为双回路对角线(X型)布置，采用ABS。驻车制动系统为机械式手动后盘式制动，采用远距离棘轮拉索操纵机构。因AA车型与参考样车BB的整车参数接近，制动系统采用了BB样车制动系统，因此，计算的目的在于校核前/后制动力、最大制动距离、制动踏板力、驻车制动手柄力及驻坡极限倾角。 设计要符合GB 12676-1999《汽车制动系统结构、性能和试验方法》；GB 13594-2003《机动车和挂车防抱制动性能和试验方法》和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，驻车制动停驻角度为20％（12），驻车制动操纵手柄力≤400N。 制动系统设计的输入条件 整车基本参数见表1，零部件主要参数见表2。 表1 整车基本参数

表2 零部件主要参数制动系统设计计算 1.地面对前、后车轮的法向反作用力 地面对前、后车轮的法向反作用力如图1所示。 图1 制动工况受力简图由图1，对后轮接地点取力矩得:

式中：FZ1（N）：地面对前轮的法向反作用力；G（N）：汽车重力；b（m）：汽车质心至后轴中心线的水平距离；m（kg）：汽车质量；hg（m）：汽车质心高度；L（m）：轴距；（m/s2）：汽车减速度。 对前轮接地点取力矩，得： 式中：FZ2（N）：地面对后轮的法向反作用力；a（m）：汽车质心至前轴中心线的距离。 2.理想前后制动力分配 在附着系数为ψ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Fm1、Fm2分别等于各自的附着力，即：

钢板弹簧悬架系统设计规范--完整版

1 范围 本规范适用于传统结构的非独立悬架系统，主要针对钢板弹簧和液力筒式减振器等主要部件设计参数的选取、计算、验证等作出较详细的工作模板。 2 规范性引用文件 下列文件中的条款通过本规范的引用而成为本规范的条款。凡是注日期的引用文件，其随后所有的修改单（不包括勘误的内容）或修订版均不适用于本规范，然而，鼓励根据本规范达成协议的各方研究是否可使用这些文件的最新版本。凡是不注日期的引用文件，其最新版本适用于本规范。 QC/T 491-1999 汽车筒式减振器尺寸系列及技术条件 QCn 29035-1991 汽车钢板弹簧技术条件 QC/T 517-1999 汽车钢板弹簧用U形螺栓及螺母技术条件 GB/T 4783-1984 汽车悬挂系统的固有频率和阻尼比测定方法 3 符号、代号、术语及其定义 GB 3730.1-2001 汽车和挂车类型的术语和定义 GB/T 3730.2-1996 道路车辆质量词汇和代码 GB/T 3730.3-1992 汽车和挂车的术语及其定义车辆尺寸 QC/T 491-1999 汽车筒式减振器尺寸系列及技术条件 GB/T 12549-2013 汽车操纵稳定性术语及其定义 GB 7258-2017 机动车运行安全技术条件 GB 13094-2017 客车结构安全要求 QC/T 480-1999 汽车操纵稳定性指标限值与评价方法 QC/T 474-2011 客车平顺性评价指标及限值 GB/T 12428-2005 客车装载质量计算方法 GB 1589-2016 道路车辆外廓尺寸、轴荷及质量限值 GB/T 918.1-1989 道路车辆分类与代码机动车 JTT 325-2013 营运客车类型划分及等级评定 凡是注日期的引用文件，其随后所有的修改单（不包括勘误的内容）或修订版均不适用于本规范，凡是不注日期的引用文件，其最新版本适用于本规范。 4 悬架系统设计对整车性能的影响 悬架是构成汽车的总成之一，一般由弹性元件（弹簧）、导向机构（杆系或钢板弹簧）、减振装置（减振器）等组成，把车架（或车身）与车桥（或车轮）弹性地连接起来。主要任务是传递作用在车轮与车架之间的一切力与力矩，缓和由不平路面传给车架的冲击载荷，衰减由冲击载荷引起的承载系统的

悬架设计计算说明书

┊┊┊┊┊┊┊┊┊┊┊┊┊装┊┊┊┊┊订┊┊┊┊┊线┊┊┊┊┊┊┊┊┊┊┊┊┊ 毕业设计（论文）客车悬架系统设计计算说明书 院系：长安大学汽车学院 指导教师：张平 专业班级： 22010803 学生姓名：杨文亮 2012年6月18日

┊┊┊┊┊┊┊┊┊┊┊┊┊装┊┊┊┊┊订┊┊┊┊┊线┊┊┊┊┊┊┊┊┊┊┊┊┊ 摘要 目前我国的客车普遍采用的是传统钢板弹簧悬架，只有少数的高级客车才配置了空气悬架。传统钢板弹簧的结构简单，成本较低。而相对于传统机械钢板弹簧悬架而言，空气悬架具有乘坐更舒适、更好改善车辆的行驶平顺性等显著优点，但是造价也相对较高。 本文针对客车的悬架设计，在传统钢板弹簧悬架的基础上对前悬进行改进，前悬采用钢板弹簧与空气弹簧并联的混合式空气悬架，而后悬采用主副复合式钢板弹簧悬架。前悬的混合式空气悬架能满足驾驶员舒适性的要求，而后悬架的主副复合式钢板弹簧降低了整车的生产成本。 对前、后悬架的主要零部件的尺寸进行设计计算，并运用CATIA进行建模和装配。关键词混合式空气悬架，CATIA，主副复合式钢板弹簧悬架

┊┊┊┊┊┊┊┊┊┊┊┊┊装┊┊┊┊┊订┊┊┊┊┊线┊┊┊┊┊┊┊┊┊┊┊┊┊ ABSTRACT At present, buses generally use the traditional leaf spring suspension in our country , only a handful of senior buses was equipped with air suspension. Traditional leaf spring structure is simple and with low cost . In contrast to traditional mechanical leaf spring suspension, the air suspension has more significant advantages, such as , more comfortable to ride, better improvement of the vehicle ride comfort. However , the cost is relatively high. This paper is about the bus suspension design .to improve the front suspension on the basis of the traditional leaf spring suspension , front suspension uses hybrid air suspension combined parallel with leaf springs and air springs , and then rear suspension uses primary and secondary compound leaf spring suspension. the front air suspension can meet the requirements of driver comfort , but leaf spring in the rear suspension can reduce the manufacturing cost. Design and calculate the size parameters of the main components in the front and rear suspension, and modeling and assembly in use of CATIA. KEYWORDS: hybrid air suspension ,catia ,primary and secondary compound leaf spring suspension

制动系统计算说明书

制动器的计算分析 整车参数 2、制动器的计算分析 2.1前制动器制动力 前制动器规格为?310×100mm，铸造底板，采用无石棉摩擦片，制动调整臂臂长，气室有效面积。当工作压力为P=6×105Pa时，前制动器产生的制动力： F1=2*A c*L/a*BF*?*R/R e*P 桥厂提供数据在P=6×105Pa时，单个制动器最大制动力为F1=3255kgf

以上各式中：A c—气室有效面积 L—调整臂长度 a—凸轮基圆直径 BF—制动器效能因数 R—制动鼓半径 R e—车轮滚动半径 ?—制动系效率 P—工作压力 2.2后制动器制动力 后制动器规格为?310×100mm，铸造底板，采用无石棉摩擦片，制动调整臂臂长，气室有效面积。当工作压力为P=6×105Pa时，前制动器产生的制动力： F2=2*A c*L/a*BF*?*R/R e*P 桥厂提供数据在P=6×105Pa时，单个制动器最大制动力为 F2 =3467kgf

2.3满载制动时的地面附着力 满载制动时的地面附着力是地面能够提供给车轮的最大制动力，正常情况下制动气制动力大于地面附着力是判断整车制动力是否足够的一个标准。地面附着力除了与整车参数有关之外，还与地面的附着系数有关，在正常的沥青路面上制动时，附着系数?值一般在0.5~0.8之间，我们现在按照路面附着系数为0.7来计算前后地面附着力：F?前=G满1×?+G×? 2 =2200×0.7+6000×× =2002kgf F?后=G满2×?-G×? 2 3800×0.7-6000×× = =1487kgf

因为前面计算的前后制动器最大制动力分别为 F1=3255kgf F2=3467kgf 3、制动器热容量、比摩擦力的计算分析 3.1单个制动器的比能量耗散率的计算分析 前制动器的衬片面积A1=2×πR1××L1= 式中（L1=100mm摩擦片的宽度 w1=110°） 后制动器的衬片面积A2=2×πR2××L2= 式中（L2=100m m 摩擦片的宽度w2=） 比能量耗散率 e1=β= e2=β= 上式中：G—满载汽车总质量 V1—制动初速度，计算时取V1=18m/s β—满载制动力分配系数 t—制动时间，计算时取t=3.06s 鼓式制动器的比能量耗散率以不大于1.8W/mm2为宜，故该制动器的比能量耗散率满足要求。 3.2单个制动器的比摩擦力计算分析 计算时取制动减速度j=0.6g

大学生方程式赛车悬架系统设计

大学生方程式赛车悬架系统设计 中国大学生方程式汽车大赛，在XX年开始举办，至XX 年已举办三届，大赛目的是为了提高大学生汽车设计与团队协作等能力，而华南农业大学XX年才组队设计赛车，现在还没有派队参加比赛，本文初步探讨SAE赛车悬架设计的方案，为日后华南农业大学参赛打下基础。 本课题的重点和难点 1、根据整车的布置对FSAE赛车悬架的结构形式进行的选择。 2、对前后悬架的主要参数和导向机构进行初步的设计。 3、用Catia或Proe建立悬架三维实体模型。 4、在Adams/car中建立该悬架的虚拟样机模型，进行仿真，分析其运动学性能。 5、悬架设计方案确定后的优化改良。优化的方案一：用ADAMS/Insight进行优化，以车轮的定位参数优化目标，以上下横臂与车架的铰接点为设计变量进行优化。优化的方案二：轻量化，使用Ansys软件进行模拟悬架工作状况，进行受力分析，强度校核，优化个部件结构，受力情况。 1、查阅FSAE悬架的设计。 2、运用Pro/E或者Catia进行零件设计和仿真建模，设计出悬架的雏形。 3、在Adams/car中建立该悬架的虚拟样机模型，进行仿真，分析其运动学性能。 4、用ADAMS/Insight进行优化，改善操纵稳定性。

5、使用Ansys软件进行模拟悬架工作状况，进行受力分析，优化个部件结构及轻量化。 悬架设计流程如下： 首先要确定赛车主要框架参数，包括：外形尺寸、重量、发动机马力等等。 确定悬架系统类型，一般都会选用双横臂式，主要是决定选用拉杆还是推杆。 确定赛车的偏频和赛车前后偏频比。 估计簧上质量和簧下质量的四个车轮独立负重。 根据上面几个参数推算出赛车的悬架刚度和弹簧的弹性系数。 推算出赛车在没有安装防侧倾杆之前的悬架刚度初值，并计算车轮在最大负重情况下的轮胎变形。 计算没安装防侧倾杆时赛车的横向负载转移分布。 根据上面计算数值，选择防侧倾杆以获得预想的侧倾刚度和 LLTD。最后确定减振器阻尼率。 上面计算和选型完成后，再重新对初值进行校核。 运用Pro/E或者Catia进行零件设计和仿真建模，设计出悬架的雏形。在Adams/car中建立该悬架的虚拟样机模型，进行仿真，分析其运动学性能，并用ADAMS/Insight进行优化分析。 使用Ansys软件进行模拟悬架工作状况，进行受力分析，

大学生方程式赛车制动系统设计方案分析

大学生方程式赛车制动系统设计方案分析 摘要：本文介绍了大学生方程式赛车制动的设计，首先介绍了汽车制动系统的设计意义、研究现状以及设计目标，然后对制动系统进行分析与选择，确定方案采用简单人力液压制动双回路前后盘式制动器。最后对制动性能进行了详细分析。 关键词：方程式赛车，制动，盘式制动器 Abstract：This paper mainly introduces the design of breaking system of the Formula Student.First of all,breaking system's development,structure and category are shown.Then analysis and the choice of the braking system are done.At last, the plan adopting hydroid two-back-way brake with front disc and rear disc.Finally,the paper shows analysis of brake performance. Keywords：formula car,braking,braking disc 随着社会的迅速发展和人民生活水平的不断提高，汽车越来越成为现代交通工具中用得最多、最普遍、也运用得最方便的一种。汽车制动系统是汽车底盘上的一个重要系统，它是制约汽车运动的装置。汽车的制动性能直接影响汽车的行驶安全性。现在公路业的迅速发展和车流密度的日益增大，人们对安全性、可靠性的要求越来越高，为保证人身和车辆安全，汽车配备十分可靠的制动系统显得尤为重要。 一、制动系统的设计分析 车辆在形式过程中要频繁进行制动操作，由于制动性能的好坏直接关系到交通和人身安全，因此制动性能是车辆非常重要的性能之一，改善汽车的制动性能始终是汽车设计制造和使用部门的重要任务。当车辆制动时，由于车辆受到与行驶方向相反的外力，所以才导致汽车的速度逐步减小到0，对这一过程中车辆受力情况的分析有助于制动系统的分析和设计，因此制动过程受力情况分析是车辆试验和设计的基础，由于这一过程较为复杂，因此一般在实际中只能建立简化模型分析，通常人们从三个方面来对制动系统进行分析和评价：制动效能：即制动距离与制动减速度；制动效能的恒定性：即热衰退性；制动时汽车方向的稳定性。 二、制动装置的选择分析

悬架系统设计资料

目录 1 绪论 (2) 1.1 悬架的概述 (2) 1.2 悬架的分类 (3) 1.3 重型载货汽车悬架系统目前的工作状况 (4) 1.4 悬架技术的研究现状及发展趋势 (5) 1.4.1悬架技术的研究现状 (5) 1.4.2悬架技术的发展趋势 (5) 1.4.3悬架设计的技术要求 (5) 2 空气悬架结构 (6) 2.1 空气悬架结构简介 (6) 2.1.1空气悬架系统的基本结构 (6) 2.1.2空气弹簧的类型 (6) 2.1.3导向机构 (7) 2.1.4高度控制阀 (7) 2.2 空气悬架系统的工作原理 (7) 3 悬架主要参数的确定 (8) 3.1 载货汽车的结构参数 (8) 3.2 悬架静挠度 (8) 3.3 悬架动挠度 (9) 3.4 悬架弹性特性 (10) 4 弹性元件的设计 (11) 4.1 空气弹簧力学性能 (11) 4.1.1空气弹簧刚度计算 (11) 4.1.2空气弹簧固有频率的计算 (13) 4.1.3空气弹簧的刚度特性分析 (14) 4.2 高度控制阀 (16) 5 悬架导向机构的设计 (17) 5.1 悬架导向机构的概述 (17) 5.2 横向稳定杆的选择 (17) 5.3 侧顷力臂的计算方法 (18) 5.4 稳定杆的角刚度计算 (19) 5.5 悬架的侧倾角校核 (20) 6 减振器机构类型及主要参数的选择计算 (21) 6.1 分类 (21) 6.2 主要参数的选择计算 (22) 7 技术与经济性分析 (26)

1 绪论 1.1 悬架的概述 悬架是车架（或承载式车身）与车桥（或车轮）之间的一切传力连接装置的总称。它的功用是把路面作用于车轮上的垂直反力（支承力）、纵向反力（牵引力和制动力）和侧向反力以及这些反力所造成的力矩都要传递到车架（或承载式车身）上，以保证汽 车的正常行驶]1[。 现代汽车的悬架尽管有各种不同的结构形式，但是一般都由弹性元件、减振器和导向机构三部分组成。由于汽车行驶的路面不可能绝对平坦，路面作用于车轮上的垂直反力往往是冲击性的，特别是在坏路面上高速行驶时，这种冲击力将达到很大的数值。冲击力传到车架和车身时，可能引起汽车机件的早期损坏，传给乘员和货物时，将使乘员感到极不舒适，货物也可能受到损伤。为了缓和冲击，在汽车行驶系统中，除了采用弹性的充气轮胎之外，在悬架中还必须装有弹性元件，使车架（或车身）与车桥（或车轮）之间作弹性联系。但弹性系统在受到冲击后，将产生振动。持续的振动易使乘员感到不舒适和疲劳。故悬架还应当具有减振作用，使振动迅速衰减（振幅迅速减小）。为此，在许多结构形式的汽车悬架中都设有专门的减振器。 以下对悬架重要的组成部分进行简单的介绍。 (一)弹性元件 弹性元件主要是把车架或车身与车桥或车轮弹性的连接起来，主要有空气弹簧，钢板弹簧、螺旋弹簧、扭杆弹簧等。 (1)空气弹簧 空气弹簧是由橡胶囊所围成的一个密闭容器，在其中贮入压缩空气，利用空气的可压缩性实现其弹簧的作用。这种弹簧的刚度是可变的，因为作用在弹簧上的载荷增加时，容器内的定量气体气压升高，弹簧刚度增大。反之，当载荷减小时，弹簧内的气压下降，刚度减小，故空气弹簧具有较理想的弹性特性。 随着科学技术突飞猛进，生活水平的不断提高，人们对汽车的乘坐舒适性及各方面的性能提出了更高的要求，这便迫使各汽车生产厂家不断的引进先进技术，生产出更好的产品，保持强大的竞争能力。从而空气弹簧的设计与研究也越来越受到车辆设计人员的青睐。在本论文主要是对空气弹簧进行了研究与探讨。 (2)钢板弹簧 由多片不等长和不等曲率的钢板叠合而成。钢板弹簧除具有缓冲作用外，还有一定的减震作用。 (3)螺旋弹簧 只具备缓冲作用，多用于轿车独立悬挂装置。由于没有减震和传力的功能，还必须设有专门的减震器和导向装置。 (4)扭杆弹簧 将用弹簧杆做成的扭杆一端固定于车架，另一端通过摆臂与车轮相连，利用车轮跳动时扭杆的扭转变形起到缓冲作用，适合于独立悬挂使用。 (二)导向装置

制动系统设计手册(NEW)

王工： 总体上写得不错，需要进一步改进的建议如下： 1.主要零部件的典型结构图。 2.分泵、总泵、吊挂助力器和阀等试验验证与试制验证的方法与标准（结合参考上次L 项目验证计划）细化与补充。 3. 分泵、总泵、吊挂助力器和阀的DFMEA分析的主要内容。 3.做到图文并茂，无经验的年轻的设计人员（《设计手册》主要读者）一看就明白。 4.附一典型车型（如L3360奥铃）的制动系统计算书。 储成高 2003.8.23 制动系统的开发和设计 1.系统概述 一般情况下汽车应具备三个最基本的机能，即：行驶机能、转弯机能和停车机能，而其停车机能则是由整车的制动装置来完成的。作为汽车重要组成部分的制动系统，其性能的好坏将直接影响汽车的行驶安全性，也就是说我们希望在轻轻地踩下制动踏板时汽车能很平稳地停止在所要停车的地方，为了达到这一目的，我们必须充分考虑制动系统的控制机构和执行机构的各种性能。 制动系统一般可分为四种，即行车制动系、应急制动系（也称第二制动系）、驻车制动系和辅助制动系统（一般用于山区、矿山下长坡时）。 各种制动系统一般有执行机构和控制机构两个部分组成。其执行机构是产生阻碍车辆的运动或运动趋势的力（制动力）的部件，通常包括制动鼓、制动蹄、制动盘、制动钳和制动轮缸等；其控制机构是为适应所需制动力而进行操纵控制、供能、调节制动力、传递制动能量的部件，一般包括助力器、踏板、制动主缸、储油杯、真空泵、真空罐、比例阀、ABS、制动管路和报警装置等，有的还包括具有压力保护和故障诊断功能的部件。在其控制机构中如果按其制动能量的传输方式制动系统又可分为：机械式、液压式、气压式和电磁式（同时采用两种以上传能方式的制动系统可称为组合式制动系统，如气顶油等）。 制动系统是影响汽车行驶安全性的重要部分，通常其应具备以下功能：可以降低行驶汽

悬架的设计计算.doc

3.1 弹簧刚度 弹簧刚度计算公式为： 前螺旋弹簧为近似圆柱螺旋弹簧：前 n 8D Gd 3 14 1 1= Cs (1) 1 后螺旋弹簧为圆柱螺旋弹簧：后 n 8D Gd 3 24 2 2= Cs (2) 式中：G 为弹性剪切模量79000N/mm 2 d 为螺旋弹簧簧丝直径， 前螺旋弹簧簧丝直径d 1=11.5mm ， 后螺旋弹簧簧丝直径d 2=12mm ； 1D 为前螺旋弹簧中径，D 1=133.5mm 。 D 2为后螺旋弹簧中径，D 2=118mm 。 n 为弹簧有效圈数。根据《汽车设计》（刘惟信）介绍的方法，判断前螺旋弹簧有效圈数为4.25圈，即n 前=4.25；后螺旋弹簧有效圈数为5.5圈，即 n 后=5.5。 前螺旋弹簧刚度： =18.93 N/mm 后螺旋弹簧刚度： 后 n 8D Gd 324 2 2= Cs =22.6N/mm 螺旋弹簧刚度试验值： 前螺旋弹簧刚度：18.8N/mm ； 1 螺旋弹簧刚度计算公式，参考《汽车工程手册》设计篇 3 1 41 116n Gd D Cs 前=

后螺旋弹簧刚度：22.78N/mm 。 前螺旋弹簧刚度和后螺旋弹簧刚度计算值与试验值基本相符。G08设计车型轴荷与参考样车的前轴荷相差<2.0%，后轴荷相差<0.8%。设计车型直接选用参考样车的弹簧刚度,刚度为： Cs=18.8 N/mm； 1 Cs=22.6 N/mm。 2 3.5 减震器参数的确定 汽车的悬架中安装减振装置的作用是衰减车身的振动保证整车的行驶平顺性和操纵稳定性。下面仅考虑由减振器引起的振动衰减，Array不考虑其他方面的影响，以方便对减振器参数的计算。 汽车车身和车轮振动时，减振器内的液体在流经阻尼孔时的摩擦

制动系统设计计算报告

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

制动系统设计(DOC)

第七章 制动系统匹配与设计 第七章 制动系统设计 制动系是汽车的一个重要的组成部分。它直接影响汽车的行驶安全性。为了保证汽车有良好的制动效能，应该合理地确定汽车的制动性能及制动系结构。 7.1 制动动力学 7.1.1 稳定状态下的加速和制动 加速力和制动力通过轮胎和地表的接触面从车辆传送到路面。惯性力作用于车辆的重心，引起一阵颠簸。在这个过程中当刹车时，前后轮的负载各自增加或减少；而当加速时，情况正好相反。制动和加速的过程只能通过纵向的加速度a x 加以区分。下面，我们先来分析一辆双轴汽车的制动过程。 最终产生结果的前后轮负载ZV F '和Zh F '，在制动过 程中，图7.1随着静止平衡和制动减速的条件而变为： ()l h ma l l l mg F x V ZV --=' （7.1a ） l h ma l l mg F x V Zh +=' （7.1b ） 设作用于前后轴的摩擦系数分别为f V 和f h ,那么制动力为：

V ZV XV f F F '= （7.2a ） h Zh Xh f F F '=' （7.2b ） 图7.1双轴汽车的刹车过程 它们的总和便是作用于车辆上的减速力。 x Xh XV ma F F =+ （7.3） 对于制动过程，f V 和f h 是负的。如果要求两轴上的抓力相等，这种相等使 f V ＝f h ＝a x /g ，理想的制动力分配是： )/(])([gl h a l l g ma F x v x XV --= （7.4） )/(][gl h a gl ma F x v x Xh += （7.5） 这是一个抛物线F xh (F xv )和参数a x 的参数表现。在

悬架系统计算报告样本

悬架系统计算报告 项目名 称： 03月编号： 版本号：V1.0

修订记录

目次 1 概述 (1) 1.1 计算目的 (1) 1.2 悬架系统基本方案介绍 (1) 1.3 悬架系统设计的输入条件 (2) 2 悬架系统的计算 (3) 2.1 弹簧刚度 (3) 2.2 悬架偏频的计算 (3) 2.2.1 前悬架刚度计算 (4) 2.2.2 前悬架偏频计算 (4) 2.2.3 后悬架刚度计算 (5) 2.2.4 后悬架偏频计算 (6) 2.3 悬架静挠度的计算 (6) 2.4 侧倾角刚度计算 (7) 2.4.1 前悬架的侧倾角刚度 (7) 2.4.2 后悬架的侧倾角刚度.......... 错误! 未定义书签。 2.5 整车的侧倾角计算 (10) 2.5.1 悬架质量离心力引起的侧倾力矩 (11) 2.5.2 侧倾后, 悬架质量引起的侧倾力矩 (12) 2.5.3 总的侧倾力矩 (12) 2.5.4 悬架总的侧倾角刚度 (12) 2.5.5 整车的侧倾角 (12) 2.6 纵倾角刚度 (12)

2.7 减振器参数 (13) 2.7.1 减振器平均阻力系数的确定错误! 未定义书签。 2.7.2 压缩阻尼和拉伸阻尼系数匹配 (16) 2.7.3 减震器匹配参数 (16) 3 悬架系统的计算结果 (17) 4 结论及分析 (18) 参考文献 (18)

1概述 1.1 计算目的 经过计算，求得反映MA02-ME10Q纯电动车悬架系统性能的基本特征，为零部件开发提供参考。计算内容主要包括悬架刚度、悬架侧倾角刚度、刚度匹配、悬架偏频、静挠度和阻尼等。 1.2 悬架系统基本方案介绍 MA02-ME10 0纯电动车前悬架采用麦弗逊式独立悬架带横向稳定杆结构，后悬架系统采用拖曳臂式非独立悬架结构。 前、后悬架系统的结构图如图1、图2: 图1前悬架系统

实例悬架系统设计计算报告

编号：悬架系统设计计算报告项目名称：国内某车型 项目代码： 007 编制：日期： 校对：日期： 审核：日期： 批准：日期： 汽车设计有限公司 2011年11月

目次 1概述 ................................................................. 1.1 任务来源 ............................................................. 1.2 悬架系统基本介绍 ...................................................... 1.2.1 前悬架的结构形式..................................................... 1.2.2 后悬架的结构形式..................................................... 1.3 计算的目的............................................................ 2悬架系统设计的输入条件.................................................. 3悬架系统偏频的选取及悬架刚度计算......................................... 4弹簧计算.............................................................. 4.1 弹簧刚度的计算........................................................ 4.2 前螺旋弹簧钢丝直径的计算 ............................................... 5悬架系统静挠度计算..................................................... 6悬架侧倾角刚度计算..................................................... 6.1 前悬架侧倾角刚度计算................................................... 6.2 后悬架侧倾角刚度计算................................................... 6.3 整车侧倾角刚度计算..................................................... 6.4 整车的侧倾力矩........................................................ 6.5 整车的纵倾计算........................................................ 6.5.1 纵倾角的计算........................................................ 7减振器参数的确定....................................................... 7.1 减振器阻尼系数的确定................................................... 8参数列表.............................................................. 参考文献.................................................................

制动系统设计流程

制动系统的开发和设计 1．设计依据和原则 1．1 根据况、使用条件及用户群体等）确定制动系统的总体方案，为系统各零部件的选型提供产品信函（或项目描述书）所描述的整车的使用情况（含道路状依据； 包括：制动形式、制动器形式、制动总、分泵（阀）形式等。 1．2 根据车型提供的整车参数，结合各项强制法规的要求，初步分析各所选制动零部件与整车匹配的合理性； 所需参数：质心距前轴a、质心高hg、总质量Ga、前轴负荷G1、前轴质量分配％、后轴负荷G2、后轴质量分配等。 1．3 根据强制法规的要求，制定试验方案进一步验证整车制动系统匹配和各制动元件选型的合理性。 2．设计方案初步规划 2．1 各主要零部件的选型及相关注意事项： 2．1．1 制动器总成 2．1．1．1 通过对所开发车型与已开发同类车型（或标杆车）的比较，初步确定系统各零部件的型式、结构和相关参数，而单纯从整车对制动力的需求方面来说，制动器的制动力越大越好，但由于制动器所产生的制动力与制动器的结构型式、制动器直径、制动器的分泵直径、制动器摩擦副的相对摩擦系数、制动管路压力等等因素有关，故在选取时应遵循以下原则； 2．1．1．2 制动器结构型式的选型原则：根据整车档次、使用地区、用户群体等确定制动器的结构型式；

2．1．1．3 制动器直径的选型原则：由于制动器的直径与轮辋直径有关，在选型时应根据整车布置及轮辋的要求，考虑制动鼓的散热问题，一般制动鼓与轮辋的间隙应不小于10mm，否则会导致制动器散热不良，引起制动鼓早期龟裂、制动衬片烧结、炭化，大大降低制动器的制动效能；另外，制动器与轮辋的间隙太小，制动过程所产生的热量也将大量传导至轮辋上，对轮胎不利。 2．1．1．4 制动器衬片摩擦系数的确定：由于制动器衬片的摩擦系数是决定制动器制动力的主要原因之一，在同型、同规格的制动器中，制动衬片的摩擦系数越高，制动器所产生的制动力越大，但对于不同结构的制动器来说，并不是摩擦系数越高越好，摩擦系数太高对制动鼓（或盘）的磨损也越大，且对于双向自增力式制动器，摩擦系数越高，制动过程越粗暴，对制动底板、制动蹄铁、制动鼓的刚性要求越高，否则在制动过程中越易产生制动器颤动、整车发抖的现象，故对于摩擦系数的选取根据本人的经验建议：双向自增力式制动器的取0.38左右，其它结构型式的制动器取0.45~0.5左右，盘式制动器取0.35左右。 2．1．1．5 制动器分泵直径的选型和确定：在上述参数选定以后，根据整车所需的各轴制动力来确定制动器分泵的直径。对于单个制动器而言，制动器所产生的制动力与制动分泵活塞的有效面积（直径的平方——液压制动器）成正比，在选取过程中应兼顾国家标准规格和社会成熟资源，液压制动器的分泵直径最大不超过32mm。