制动系统标准设计.doc

第七章 制动系统设计

制动系是汽车一个关键组成部分。它直接影响汽车行驶安全性。为了确保汽车有良好制动效能，应该合理地确定汽车制动性能及制动系结构。
7.1 制动动力学
7.1.1 稳定状态下加速和制动
加速力和制动力经过轮胎和地表接触面从车辆传送到路面。惯性力作用于车辆重心，引发一阵颠簸。在这个过程中当刹车时，前后轮负载各自增加或降低；而当加速时，情况恰好相反。制动和加速过程只能经过纵向加速度ax加以区分。下面，我们先来分析一辆双轴汽车制动过程。
最终产生结果前后轮负载和，在制动过程中，图7.1伴随静止平衡和制动减速条件而变为：
（7.1a）
（7.1b）
设作用于前后轴摩擦系数分别为fV和fh,那么制动力为：
（7.2a）
（7.2b）

图7.1双轴汽车刹车过程

它们总和便是作用于车辆上减速力。
（7.3）
对于制动过程，fV和fh是负。假如要求两轴上抓力相等，这种相等使 fV＝fh＝ax/g，理想制动力分配是：
（7.4）
（7.5）
这是一个抛物线Fxh(Fxv)和参数ax参数表现。在图7.1右半部分，显示了一辆一般载人汽车理想制动力分配。实践中，向两边分配制动力通常被选择来预防过早过分制动，或是由刹车片摩擦偏差而引发后轮所死，因为后轮锁死后将几乎无法抓地，车辆将会失去控制。然而防抱死刹车系统将会减轻这个问题。
当然，每一个负载状态全部有它各自理想制动力分配。假如全部负载状态全部必需由一个固定分配去应对，那么最关键条件往往就是空车载司机情况。即使，固定分配在更多负载时无法实现最优化制动力分配，b线显示了当后轴制动力未超出理想值直到最大减速度为0.8g时制动力分配情况。弯曲分配曲线可经过以下方法应用。

图 7.2 半挂车刹车过程

情况（c）使用一个后轴限压阀，情况（d）使用减压阀。那些负载改变巨大车辆，比如说卡车，或火车站货车及很多前轮驱动车，全部有减压阀，而且带有一个可变突变点，具体要看静止时轴上负载（所谓“制动力调整器”）。
在一辆双轴车上，轮子在制动中负载只取决于减速度，而不取决于设定制动力分配。但这对于有三个或以上轴车辆来说并不适用。比如拖车，图7.2，高度协调了拖车接点hk,h1和h2,拖拉机和拖车重心，设定制动力分配决定了连接力Fxk和F2k，从而决定了各轴上力分布。
这里建立制订过程等式仍然有效，对于加速，加速度为正值。

7.2、制动系统设计和匹配总部署设计硬点或输入参数
新车型总体设计时能够基础估算以下基础设计参数, 这些参数作为制动系统匹配和优化设计输入参数.
已知参数
A车型
B车型
轴距（mm）
1840
2450
整车整备质量（Kg）
830
922
满载质量（Kg）
1410
1502
空载时质心距前轴中心线距离（mm）
864.6
1242
空载时质心高度（mm）
500
500
满载时质心距前轴中心线距离（mm）
978.7
1462
满载时质心高度（mm）
730
730

7.3、理想前、后制动器制动力分配曲线
7.3.1 基础理论
(1) 地面对前、后车轮法向反作用力
在分析前、后轮制动器制动力分配百分比以前，首先了解地面作用于前、后车轮法向反作用力。
图7.3.1

由图7.3.1，对后轮接地点取力矩得

式中：
——地面对前轮法向反作用力；
——汽车重力；
——汽车质心至后轴中心线距离；
——汽车质量；
——汽车质心高度；
——汽车减速度。
对前轮接地点取力矩，得

式中 ——地面对后轮法向反作用力；
——汽车质心至前轴中心线距离。
则可求得地面法向反作用力为

（7.3.1）
(2) 前、后制动器制动力分配曲线
在任何附着系数路面上，前、后车轮同时抱死条件是：前、后轮制动器制动力之和等于附着力；而且前、后轮制动器制动力分别等于各自附着力，即：

消去变量，得
（7.3.2）
7.3.2 计算算例和计算结果
由上述结果能够分别得出车型A和车型B前、后车轮同时抱死时前、后制动器制动力关系曲线——理想前、后轮制动器制动力分配曲线，简称I曲线。
(1) 车型BI曲线
下图为车型B空载和满载时候I曲线
（N）

(2) 车型AI曲线
下图分别为车型A空载、满载I曲线

（N）

7.4、前、后轮制动器制动力矩确实定
7.4.1车型B制动器制动力矩计算
车型B所采取为：前面为盘式制动器，后面为鼓式制动器。下面就两种制动器分别进行制动力矩计算。

已知制动总泵参数以下：
总泵缸径
22.22mm
总泵压力
87.7Kgf

(1) 盘式制动器制动力矩计算
(a) 基础参数

缸径
51.1mm
摩擦块面积
35.9cm2
摩擦块厚度
10mm
摩擦块有效厚度
9mm
有效半径
97.7mm
制动盘厚度
12mm

(b) 计算依据

假定衬块摩擦表面全部和制动盘接触，且各处单位压力分布均匀，则制动器制动力矩为：

式中——摩擦系数；
——单侧制动块对制动盘压紧力；
——作用半径

(c) 计算结果
下面为盘式制动器制动力矩和摩擦系数之间关系曲线。

（Nm）

由上图能够看出，当摩擦系数在0.35～0.42之间时，盘式制动器所能提供摩擦力矩在1205Nm～1447Nm之间。当f＝0.38时，鼓式制动器提供摩擦力矩为1309Nm。
(2) 鼓式制动器制动力矩计算
(a) 基础参数
缸径
19.05mm
制动鼓直径
220mm
制动蹄片包角
110°
制动蹄片宽度
40mm

(b) 计算依据
在摩擦衬片表面取一横向微元面积，由鼓作用在微元面积上法向力为：

对于紧蹄：

对于松蹄：

其中

(c) 计算结果
下图为鼓式制动器所能提供制动力矩——摩擦系数曲线。

（Nm）

由上图能够看出，摩擦系数在0.35～0.42之间时，制动力矩在524Nm～706.53Nm之间。当f＝0.38时，鼓式制动器提供摩擦力矩为598.316Nm。
(3) 确定同时附着系数
经过上述相关制动器制动力矩计算，能够得到前、后制动器之间制动力分配百分比：

经过这个曲线和I曲线交点处附着系数为同时附着系数。

7.4.2确定车型A制动器制动力矩

(1) 基础原理
选定同时附着系数φ0，确定为0.7。
并用下列计算前、后轮制动力矩比值。

然后，依据汽车满载在柏油、混凝土路面上紧急制动到前轮抱死，计算出前轮制动器最大制动力矩Mμ1max；在依据前、后轮制动力矩比值计算出后轮制动器最大制动力矩Mμ2max。

(2) 基础参数
已知参数
CH6370
轴距（mm）
2450
整车整备质量（Kg）
870
满载质量（Kg）
1502.2
空载时质心距前轴中心线距离（mm）
1242
空载时质心高度（mm）
500
满载时质心距前轴中心线距离（mm）
1462
满载时质心高度（mm）
730
同时附着系数
0.7

(3) 计算结果
所得参数
CH6370

0.619
满载时前轮制动器最大制动力矩Mμ1max
1771.7Nm
满载时后轮制动器最大制动力矩Mμ2max
1124 Nm
应急制动时，后桥制动力矩
1430Nm
前桥制动力矩
2323 Nm

7.4.3 车型A制动器改善结果

前桥制动力矩为2323 Nm，后桥制动力矩1430Nm。即所采取盘式制动器制动力矩为2323/2 =1161.5Nm，鼓式制动器为1430/2=715Nm。
经过确定前、后轮制动器最大制动力矩，能够用7.3中提及公式，用改变制动分泵直径来改变原来制动器制动力矩。
能够得出制动分泵改变情况以下：
摩擦系数f
改动后盘式制动器轮缸直径（m）
改动后鼓式制动器轮缸直径（m）
0.38
0.048
0.021

在车型A上，前桥采取盘式制动器，后桥采取鼓式制动器。盘式制动器缸径为48mm，鼓式制动器缸径为21mm。
7.5、百分比阀设计
因为，对于含有固定比值前、后制动器制动力制动系特征，其实际制动力分配曲线和理想制动力分配曲线相差很大，附着效率低。所以，现代汽车均装有制动力调整装置，可依据制动强度，载荷等原因来改变前、后制动器制动力比值，使之靠近于理想制动力分配曲线，满足制动法规要求。
7.5.1 基础参数

空载
满载
质量（Kg）
992
1502
轴荷分配（Kg）
489/503
606/896
质心至前轴中心线距离（m）
1.218
1.445
质心至后轴中心线距离（m）
1.232
1.005
质心高度（m）
0.5
0.73
0.7g前后轴荷分配（N）
5834/3201
9109/5612
0.8 g前后轴荷分配（N）
6019/3017
9548/5174

由上述参数，用前面讨论过盘式、鼓式制动器计算方法，能够得出以下结果：

前
后
空载
0.7g时理想制动力（N）
4084
2241
输入压力（MPa）

8.595
满载
0.7g时理想制动力（N）
6377
3929
输入压力（MPa）

8.595

7.5.2 GMZ1校核

经GZM1调整后，汽车在空、满载时状态以下：

后
空载
输出压力（MPa）
2.495
制动器所输出制动力（N）
1513
满载
输出压力（MPa）
8.595
制动器所输出制动力（N）
5174

以下图：

那么能够得出，空载时候，经百分比阀调整后，后面制动器提供制动力是小于当初情况下地面所能提供制动力；满载时候，经百分比阀调整后，后面制动器提供制动力是大于当初情况下地面所能提供制动力。

7.5.3 GZM2校核

经GZM2调整后，结果以下：

后
空载
输出压力（MPa）
2.885
制动器所输出制动力（N）
1749
满载
输出压力（MPa）
8.595
制动器所输出制动力（N）
5174

一样，空载时候，经百分比阀调整后，后面制动器提供制动力是小于当初情况下地面所能提供制动力；满载时候，经百分比阀调整后，后面制动器提供制动力是大于当初情况下地面所能提供制动力。
7.5.4新曲线
经过上面计算能够看出，GZM1和GZM2能够满足0.7g时空载时要求，不过不满足在满载时候要求。那么，理想调整曲线以下：

能够得出实际新曲线，以下：

上图中，1、4为GZM2曲线，2、3为新曲线。

比较上述图表，我们能够得出以下结论；
以下表对照可得：
空载状态

GMZ1调整后
GMZ2调整后
新曲线
理想调整状态
输入压力（MPa）
8.595
8.595
8.595
8.595
输出压力（MPa）
2.495
2.885
3.696
3.696
制动器提供制动力（N）
1513
1749
2241
2241
减速度
6.07
6.326
6.86
6.86
制动距离
40.7
39
36
36

满载状态

GMZ1调整后
GMZ2调整后
新曲线
理想调整状态
输入压力（MPa）
8.595
8.595
8.595
8.595
输出压力（MPa）
8.595
8.595
7
6.48
制动器提供制动力（N）
5174
5174
4244
3929
减速度
6.86
6.86
6.86
6.86
制动距离
36
36
36
36

新曲线更贴近理想调整状态，也更能充足利用地面附着系数。
7.6、总泵校核
因为相对和原车，前、后制动器轮缸直径发生了改变，所以需要校核原车总泵容积是否满足改动后容积要求。
7.6.1基础参数
改动前， 盘式制动器轮缸缸径，容积；
鼓式制动器轮缸缸径，容积；
总泵缸径为，前腔容积，后腔容积；
改动后， 盘式制动器轮缸缸径，容积；
鼓式制动器轮缸缸径，容积；
总泵缸径为；前腔容积，后腔容积；

改
动
前
盘式制动器轮缸缸径
51.1mm
鼓式制动器轮缸缸径
19.05mm
总泵缸径为
22.22mm
前活塞位移
16.5 mm
后活塞位移
12 mm
改
动
后
盘式制动器轮缸缸径
48 mm
鼓式制动器轮缸缸径
21 mm

7.6.2基础理论
假如原总泵前、后腔容量满足制动器需要，那么就认为原总泵是满足要求，反之，就认为是不满足。
7.6.3校核结果
参数
结果
2个盘式制动器所需制动液（mL）
1.08
2个鼓式制动器所需制动液（mL）
5.542
总泵前腔容积（mL）
6.398
总泵后腔容积（mL）
4.653

由上能够得出，前、后腔容积是满足前、后制动器需要。
7.7法规要求
7.7.1 GB12676-1999法规要求
因为GB12676-1999制动法规要求

发动机脱开0型试验性能要求。

空、满载试验车辆分别按6.6.2.1a）和6.6.2.2a）要求试验方法进行，在要求车速下，各类车辆试验结果必需达成下表要求最低性能要求。

车辆类型
试验车制动初速度v，Km/h
制动距离Smax，m
充足发出平均减速度MFDDmin，m/s2
最大控制力，N
M1
80

5.8
500

那么其要求制动距离为：50.667m。

下面为车型A在GB12676-1999法规要求下，其制动距离和充足发出平均减速度。
制动距离（m）
36
充足发出平均减速度MFDDmin，m/s2
6.86
由上能够得出，是符合GB12676-1999法规要求。
7.8 GB 7258-1997法规要求
GB 7258-1997法规要求：汽车、无轨电车和四轮农用运输车行车制动，必需采取双管路或多管路，当部分管路失效时，剩下制动效能仍能保持原要求值30％以上。
下面为车型A前失效和后失效情况下，剩下制动效能占原要求值比值。
前失效时，剩下制动效能占原要求值比值
38.6％
后失效时，剩下制动效能占原要求值比值
61.4％
能够看出，是符合GB 7258-1997法规要求。
7.9、结论
经过上面分析能够得到：
7.9.1 理论曲线
下面为前、后制动器匹配后，整车理想I曲线和曲线。

7.9.1匹配参数

同时附着系数
0.7
前、后制动器制动力矩比值
0.619

(1) 制动系统重新匹配结果

摩擦系数
0.38
盘式制动器轮缸直径
48mm
鼓式制动器轮缸直径
21mm
总泵缸径
22.22mm

(2) GP阀特征曲线
GP阀特征曲线上图。