制動系統(tǒng)設(shè)計

1、第七章 制動系統(tǒng)設(shè)計制動系是汽車的一個重要的組成部分。它直接影 響汽車的行駛安全性。為了保證汽車有良好的制動效 能，應(yīng)該合理地確定汽車的制動性能及制動系結(jié)構(gòu)。7.1 制動動力學7.1.1 穩(wěn)定狀態(tài)下的加速和制動 加速力和制動力通過輪胎和地表的接觸面從車 輛傳送到路面。慣性力作用于車輛的重心，引起一陣 顛簸。在這個過程中當剎車時，前后輪的負載各自增 加或減少；而當加速時，情況正好相反。制動和加速 的過程只能通過縱向的加速度 ax 加以區(qū)分。下面， 我們先來分析一輛雙軸汽車的制動過程。最終產(chǎn)生結(jié)果的前后輪負載 FZV和 FZh ，在制動過 程中，圖 7.1 隨著靜止平衡和制動減速的條件而變 為：F

2、ZV mg l lV l maxh l（7.1a ）FZh mglV l max h l（7.1b ）設(shè)作用于前后軸的摩擦系數(shù)分別為 f V 和 f h, 那么制 動力為：FXV FZV fV7.2a)FXh FZh fh7.2b)圖 7.1 雙軸汽車的剎車過程它們的總和便是作用于車輛上的減速力。FXV FXh max( 7.3 )對于制動過程， fV和 f h是負的。如果要求兩軸上 的抓力相等，這種相等使 f Vf hax/g ，理想的制動 力分配是：FXV max g(l lv ) axh/(gl)(7.4)FXh maxglv axh/(gl)(7.5) 這是一個拋物線 Fxh(F xv

3、)和參數(shù) ax 的參數(shù)表現(xiàn)。在 圖 7.1 的右半部分，顯示了一輛普通載人汽車的理想 制動力分配。實踐中，向兩邊分配制動力通常被選用 來防止過早的過度制動，或是由剎車片摩擦偏差而引 起的后輪所死，因為后輪鎖死后將幾乎無法抓地，車 輛將會失去控制。然而防抱死剎車系統(tǒng)將會減輕這個 問題。當然，每一個負載狀態(tài)都有它各自的理想制動力 分配。如果所有負載狀態(tài)都必須由一個固定的分配去 應(yīng)對，那么最重要的條件往往就是空車載司機的情 況。雖然，固定的分配在更多負載時無法實現(xiàn)最優(yōu)化 的制動力分配， b 線顯示了當后軸的制動力未超過理 想值直到最大減速度為 0.8g 時的制動力分配情況。 彎曲的分配曲線可通過如下

4、方法應(yīng)用。圖 7.2 半掛車的剎車過程情況（ c ）使用一個后軸限壓閥，情況（ d）使用減壓閥。那些負載變化巨大的車輛，比如說卡車，或 火車站貨車及很多前輪驅(qū)動車，都有減壓閥，并且?guī)?有一個可變的突變點，具體要看靜止時的軸上負載 （所謂的“制動力調(diào)節(jié)器” ）。在一輛雙軸車上，輪子在制動中的負載只取決于 減速度，而不取決于設(shè)定的制動力分配。但這對于有 三個或以上軸的車輛來說并不適用。例如拖車，圖 7.2 ，高度協(xié)調(diào)了拖車接點的 hk,h1 和 h2, 拖拉機和 拖車的重心，設(shè)定的制動力分配決定了連接力 Fxk 和 F2k，從而決定了各軸上力的分布。 這里建立的制定過程等式仍然有效，對于加速，加速

5、 度為正值。7.2、制動系統(tǒng)設(shè)計與匹配的總布置設(shè)計硬點或輸入 參數(shù)新車型總體設(shè)計時能夠基本估算如下基本設(shè)計參 數(shù) , 這些參數(shù)作為制動系統(tǒng)的匹配和優(yōu)化設(shè)計的輸入 參數(shù).已知參數(shù)A車型B車型軸距（ mm）18402450整車整備質(zhì)量（ Kg）830922滿載質(zhì)量（ Kg）14101502空載時質(zhì)心距前軸中心線的距離（ mm）864.61242空載時質(zhì)心高度（ mm）500500滿載時質(zhì)心距前軸中心線的距離（ mm）978.71462滿載時質(zhì)心高度（ mm）7307307.3、理想的前、后制動器制動力分配曲線7.3.1 基本理論（1） 地面對前、后車輪的法向反作用力在分析前、后輪制動器制動力分配比

6、例以前， 先了解地面作用于前、后車輪的法向反作用力。hgFz1Fz2圖 由圖 ，對后輪接地點取力矩得Fz1L Gb mdu hgz1 dt g式中：Fz1 地面對前輪的法向反作用力；G 汽車重力；b 汽車質(zhì)心至后軸中心線的距離；m 汽車質(zhì)量；hg 汽車質(zhì)心高度；du 汽車減速度。dt對前輪接地點取力矩，得Fz2L Ga mdudthg式中 Fz2 地面對后輪的法向反作用力； a汽車質(zhì)心至前軸中心線的距離。 則可求得地面法向反作用力為Fz1 G b hg duz1 L g dtz2a hg du g dt7.3.1)(2) 前、后制動器制動力分配曲線在任何附著系數(shù)的路面上，前、后車輪同時抱死 的

7、條件是：前、后輪制動器制動力之和等于附著力； 并且前、后輪制動器制動力分別等于各自的附著力， 即：F1 F 2 GF 1 Fz1F 2 Fz2消去變量 ，得F 2 12hG b 4hGgL F 1 (Ghb 2F 1)()7.3.2 計算算例與計算結(jié)果由上述結(jié)果可以分別得出車型 A 和車型 B 的 前、后車輪同時抱死時前、后制動器制動力的關(guān)系曲 線理想的前、后輪制動器制動力分配曲線，簡稱 I 曲線。(1) 車型 B的 I曲線下圖為車型 B空載和滿載時候的 I 曲線F 2 ( N)F1(2) 車型 A的 I曲線下圖分別為車型 A空載、滿載的 I 曲線F 2 （ N）7.4、前、后輪制動器制動力矩

8、的確定車型 B 制動器的制動力矩計算車型 B 所采用的為：前面為盤式制動器，后面為 鼓式制動器。下面就兩種制動器分別進行制動力矩的 計算。已知制動總泵的參數(shù)如下：總泵缸徑22.22mm總泵壓力87.7Kgf(1) 盤式制動器的制動力矩計算(a) 基本參數(shù)缸徑51.1mm摩擦塊面積35.9cm2摩擦塊厚度10mm摩擦塊有效厚度9mm有效半徑97.7mm制動盤厚度12mm(b) 計算依據(jù)假定襯塊的摩擦表面全部與制動盤接觸，且各處單位壓力分布均勻，則制動器的制動力矩為： M 2fF0R式中 f 摩擦系數(shù)；F0 單側(cè)制動塊對制動盤的壓緊力；R作用半徑(c) 計算結(jié)果下面為盤式制動器的制動力矩與摩擦系數(shù)

9、之間的 關(guān)系曲線。M （ Nm）由上圖可以看出，當摩擦系數(shù)在 0.350.42 之間 時，盤式制動器所能提供的摩擦力矩在1205Nm1447Nm 之間。當 f0.38 時，鼓式制動器提供的摩 擦力矩為 1309Nm。(2) 鼓式制動器的制動力矩計算(a) 基本參數(shù)缸徑 19.05mm制動鼓直徑220mm制動蹄片包角110°制動蹄片寬度40mm(b) 計算依據(jù) 在摩擦襯片表面取一橫向微元面積，由鼓作用在 微元面積上的法向力為：dF1 dF1fR pmaxbfR2 sin d對于緊蹄：對于松蹄：其中(c) 計算結(jié)果下圖為鼓式制動器所能提供的制動力矩摩擦系數(shù)曲線由上圖可以看出，摩擦系數(shù)在

10、0.35 0.42 之間 時，制動力矩在 524Nm706.53Nm 之間。當 f0.38 時，鼓式制動器提供的摩擦力矩為 598.316Nm。(3) 確定同步附著系數(shù)通過上述關(guān)于制動器的制動力矩的計算，可以得到前、后制動器之間的制動力分配的比例 ：通過這個曲線與 I 曲線的交點處的附著系數(shù)為同 步附著系數(shù)。7.4.2 確定車型 A 的制動器制動力矩(1) 基本原理選定同步附著系數(shù) 0，確定為 0.7并用下列計算前、后輪制動力矩的比值然后，根據(jù)汽車滿載在柏油、混凝土路面上緊急 制動到前輪抱死，計算出前輪制動器的最大制動力矩 M1max；在根據(jù)前、后輪制動力矩的比值計算出后輪 制動器的最大制動力

11、矩 M 2max。（2） 基本參數(shù)已知參數(shù)CH6370軸距（ mm）2450整車整備質(zhì)量（ Kg）870滿載質(zhì)量（ Kg）1502.2空載時質(zhì)心距前軸中心線的距離（mm）1242空載時質(zhì)心高度（ mm）500滿載時質(zhì)心距前軸中心線的距離（mm）1462滿載時質(zhì)心高度（ mm）730同步附著系數(shù)0.7（3） 計算結(jié)果所得參數(shù)CH63700.619滿載時前輪制動器的最大制動力矩 M1max1771.7Nm滿載時后輪制動器的最大制動力矩 M1124 Nm2max應(yīng)急制動時，后橋制動力矩1430Nm前橋制動力矩2323 Nm7.4.3 車型 A 的制動器改進結(jié)果前橋制動 力矩為 2323 Nm，后橋

12、制動力矩 1430Nm。即所采用的盤式制動器制動力矩為2323/2=1161.5Nm，鼓式制動器為 1430/2=715Nm。通過確定前、后輪制動器的最大制動力矩，可以用 7.3 中提及的公式，用改變制動分泵的直徑來改變 原來制動器的制動力矩。 可以得出制動分泵改變情況如下：摩擦系數(shù) f改動后盤式制動 器輪缸直徑 （m）改動后鼓式制動 器輪缸直徑 （m）0.380.0480.021在車型 A 上，前橋采用盤式制動器，后橋采用鼓式制 動器。盤式制動器的缸徑為 48mm，鼓式制動器的缸 徑為 21mm。7.5、比例閥的設(shè)計由于，對于具有固定比值的前、后制動器制動力的制 動系特性，其實際制動力分配曲

13、線與理想的制動力分 配曲線相差很大，附著效率低。因此，現(xiàn)代汽車均裝 有制動力調(diào)節(jié)裝置，可根據(jù)制動強度，載荷等因素來 改變前、后制動器制動力的比值，使之接近于理想制 動力分配曲線，滿足制動法規(guī)的要求?；緟?shù)空載滿載質(zhì)量（ Kg）9921502軸荷分配（ Kg）489/503606/896質(zhì)心至前軸中心線的 距離（ m）1.2181.445質(zhì)心至后軸中心線的 距離（ m）1.2321.005質(zhì)心高度（ m）0.50.730.7g 前 后 軸 荷 分 配（N）5834/32019109/56120.8 g 前 后 軸 荷 分 配（N）6019/30179548/5174由上述參數(shù)，用前面討論過的盤

14、式、鼓式制動器的計算方法，可以得出以下結(jié)果：前后空載0.7g 時理想 制 動力（ N）40842241輸入壓力（MPa）8.595滿載0.7g 時理想 制 動力（ N）63773929輸入壓力（MPa）8.595的校核經(jīng) GZM1 調(diào)節(jié)后，汽車在空、滿載時的狀態(tài)如下：后空載輸出壓力（ MPa）2.495制動器所輸出的制動力（N）1513滿載輸出壓力（ MPa）8.595制動器所輸出的制動力（N）5174那么可以得出，空載的時候，經(jīng)比例閥調(diào)節(jié)后，后面 的制動器提供的制動力是小于當時情況下的地面所能 提供的制動力的；滿載的時候，經(jīng)比例閥調(diào)節(jié)后，后 面的制動器提供的制動力是大于當時情況下的地面所 能

15、提供的制動力的。7.5.3 GZM2的校核經(jīng) GZM2 調(diào)節(jié)后，結(jié)果如下：后空載輸出壓力（ MPa）2.885制動器所輸出的制動力（N）1749滿載輸出壓力（ MPa）8.595制動器所輸出的制動力（N）5174同樣，空載的時候，經(jīng)比例閥調(diào)節(jié)后，后面的制動器 提供的制動力是小于當時情況下的地面所能提供的制動力的；滿載的時候，經(jīng)比例閥調(diào)節(jié)后，后面的制動器提供的制動力是大于當時情況下的地面所能提供的 制動力的7.5.4 新曲線通過上面的計算可以看出， GZM1和 GZM2 可以滿足0.7g 時空載時的要求，但是不滿足在滿載時候的要 求。那么，理想的調(diào)節(jié)曲線如下：可以得出實際的新曲線，如下：上圖中，

16、 1、4為 GZM2曲線， 2、3為新曲線比較上述圖表，我們可以得出以下結(jié)論；如下表對照可得：空載狀態(tài)GMZ1調(diào) 節(jié)后GMZ2調(diào) 節(jié)后新曲線理想調(diào)節(jié)狀態(tài)輸入壓力（ MPa）8.5958.5958.5958.595輸出壓力（ MPa）2.4952.8853.6963.696制動器提供的制動力（N）1513174922412241減速度6.076.3266.866.86制動距離40.7393636滿載狀態(tài)GMZ1調(diào) 節(jié)后GMZ2調(diào) 節(jié)后新曲線理想調(diào)節(jié)狀態(tài)輸入壓力（ MPa）8.5958.5958.5958.595輸出壓力（ MPa）8.5958.59576.48制動器提供的制動力（N）517451

17、7442443929減速度6.866.866.866.86制動距離36363636新曲線更貼近理想的調(diào)節(jié)狀態(tài)，也更能充分的利用地 面附著系數(shù)。7.6、總泵的校核由于相對與原車，前、后制動器輪缸直徑發(fā)生了變 化，因此需要校核原車總泵的容積是否滿足改動后的 容積要求。7.6.1 基本參數(shù)改動前， 盤式制動器輪缸缸徑 D1' ，容積 v1' ； 鼓式制動器輪缸缸徑 D2' ，容積 v2'； 總泵的缸徑為 D' ，前腔容積 v_ f ' ，后腔容積 v_b'；改動后， 盤式制動器輪缸缸徑 D1 ，容積 v1 ； 鼓式制動器輪缸缸徑 D1 ，容積

18、v2； 總泵的缸徑為 D ；前腔容積 v _ f ，后腔容積 v_b；盤式制動器輪缸缸 徑 D1'51.1mm改鼓式制動器輪缸缸19.05mm動徑 D2'前總泵的缸徑為 D '22.22mm前活塞位移16.5 mm后活塞位移12 mm改盤式制動器輪缸缸48 mm動徑 D1后鼓式制動器輪缸缸徑D221 mm7.6.2 基本理論 如果原總泵的前、后腔容量滿足制動器的需要，那么 就認為原總泵是滿足要求的，反之，就認為是不滿 足。7.6.3 校核結(jié)果參數(shù)結(jié)果2 個盤式制動器所需制動 液（ mL）1.082 個鼓式制動器所需制動 液（ mL）5.542總泵前腔容積（ mL）6.3

19、98總泵后腔容積（ mL）4.653由上可以得出，前、后腔的容積是滿足前、后制動器 的需要的。7.7 法規(guī)要求GB12676-1999 法規(guī)要求由于 GB12676-1999 制動法規(guī)要求發(fā)動機脫開的 0 型試驗性能要求?？铡M載試驗車輛分別按 ）和 ）規(guī)定 的試驗方法進行，在規(guī)定的車速下，各類車輛試驗結(jié) 果必須達到下表規(guī)定的最低性能要求。車輛 類型試驗車制動初 速度 v，Km/h制動距離 Smax，m充分發(fā)出的 平均減速度 MFDDmin ， m/s2最大 控制 力，NM1805.8500那么其規(guī)定的制動距離為： 50.667m下面為車型 A 在 GB12676-1999 法規(guī)要求下，其制動 距離和充分發(fā)出的平均減速度。制動距離（ m）36充分發(fā)出的平均減速度2MFDDmin，m/s26.86由上可以得出，是符合 GB12676-1999 法規(guī)要求的7.8 GB 7258-1997 法規(guī)要求GB 7258-1997 法規(guī)要求：汽車、