制动系统设计

1、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ax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Fzv和Fzh，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：Fzv mg l -lv l-max

2、h.丨（7.1a）Fzh =mg lv.丨 maxh 丨（7.1b）设作用于前后轴的摩擦系数分别为fv和fh,那么制动力为：Fxv = Fzv fv(7.2a)Fxh 二 Fzh fh(7.2b)L -&-6 10煦Jn = 15ODk$I =?7CCmmh；550nrrJ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。Fxv Fxh - max( 7.3)对于制动过程，fv和fh是负的。如果要求两轴上 的抓力相等，这种相等使fv=fh = ax/g ,理想的制动 力分配是：Fxv =maxg(l -axh/(gl)(7.4)Fxh =maxglv axh /(gl)(7.5)这

3、是一个抛物线Fxh(Fxv)和参数ax的参数表现。在 图7.1的右半部分,显示了一辆普通载人汽车的理想 制动力分配。实践中，向两边分配制动力通常被选用 来防止过早的过度制动，或是由刹车片摩擦偏差而引 起的后轮所死，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，每一个负载状态都有它各自的理想制动力 分配。如果所有负载状态都必须由一个固定的分配去 应对，那么最重要的条件往往就是空车载司机的情 况。虽然，固定的分配在更多负载时无法实现最优化 的制动力分配，b线显示了当后轴的制动力未超过理 想值直到最大减速度为0.8g时的制动力分配情况。弯曲的分配曲线可

4、通过如下方法应用。图7.2半挂车的刹车过程情况（c）使用一个后轴限压阀，情况（d）使用 减压阀。那些负载变化巨大的车辆，比如说卡车，或 火车站货车及很多前轮驱动车，都有减压阀，并且带 有一个可变的突变点,具体要看静止时的轴上负载（所谓的制动力调节器”）。在一辆双轴车上，轮子在制动中的负载只取决于 减速度，而不取决于设定的制动力分配。但这对于有 三个或以上轴的车辆来说并不适用。例如拖车，图 7.2，高度协调了拖车接点的hk,h1和h2,拖拉机和拖 车的重心，设定的制动力分配决定了连接力Fxk和F2k，从而决定了各轴上力的分布。这里建立的制定过程等式仍然有效，对于加速，加速 度为正值。7.2、制动

5、系统设计与匹配的总布置设计硬点或输入参数新车型总体设计时能够基本估算如下基本设计参 数，这些参数作为制动系统的匹配和优化设计的输入 参数.已知参数A车型B车型轴距（mm）18402450整车整备质量（Kg）830922满载质量（Kg）14101502空载时质心距前轴中心 线的距离（mm ）864.61242空载时质心高度（mm）500500满载时质心距前轴中心 线的距离（mm ）978.71462满载时质心高度（mm）7307307.3、理想的前、后制动器制动力分配曲线 基本理论 （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例以前 先了解地面作用于前、后车轮的法向反作用

6、力hfFz1 一 一一 b JFz2-L图 由图,对后轮接地点取力矩得Fz散g式中:Fzi地面对前轮的法向反作用力；G汽车重力；b汽车质心至后轴中心线的距离；m汽车质量；hg 汽车质心高度；dudt汽车减速度对前轮接地点取力矩，得Fz2L 二 Gamdudthg式中Fz2 地面对后轮的法向反作用力汽车质心至前轴中心线的距离则可求得地面法向反作用力为z2Ga-电曲L I g dt 丿G b + hgduL i g dtj(731)（2）前、后制动器制动力分配曲线在任何附看系数的路面上,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、后轮制动器制动力分别等于各自的附着力

7、， 即：F, Ft = GF,巴F.2 = ：Fz2消去变量，得F心吟！RF-（器2側（732）计算算例与计算结果由上述结果可以分别得出车型A和车型B的前、后车轮同时抱死时前、后制动器制动力的关系曲 线一一理想的前、后轮制动器制动力分配曲线，简称 I曲线。（1）车型B的I曲线下图为车型B空载和满载时候的I曲线f 七（N）车型A的I曲线下图分别为车型A空载、满载的I曲线F2 ( N )7.4、前、后轮制动器制动力矩的确定车型B制动器的制动力矩计算车型B所采用的为：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 的计算。已知制动总泵的参数如下：总泵缸径22.22mm总泵压力

8、87.7Kgf(1)盘式制动器的制动力矩计算(a) 基本参数缸径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) 计算依据假定衬块的摩擦表面全部与制动盘接触,且各处 单位压力分布均匀，则制动器的制动力矩为：M-2fFR式中f摩擦系数；Fo单侧制动块对制动盘的压紧力；R作用半径(c) 计算结果下面为盘式制动器的制动力矩与摩擦系数之间的 关系曲线。M）（ Nm ）由上图可以看出,当摩擦系数在0.350.42之 间时，盘式制动器所能提供的摩擦力矩在 1205Nm1447Nm 之间。当f = 0.38时，鼓式制动 器提供的摩擦力矩为

9、1309Nm。(2) 鼓式制动器的制动力矩计算(a)基本参数缸径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的法向力为：dF1 = dF1 fR = pmaxbfR2sin : d:对于紧蹄:M jitlFol f h R1cl(cos(5L) + f sin(Sl) - fRl对于松蹄:M jit2Fol fh R1cl(cos(5L) - f-sin(Sl) + fRl其中COS(2,al) - COS(2Q!2)ol ：=程tan ;- siti(2*a2) + sin(2*al)半R v(c

10、os(al) - cos(o2)R1 zJ(cos(2l) - COs(2tCV2)j + Q-0 - sill(2TC2) + sin(2-Q!l)2(c)计算结果下图为鼓式制动器所能提供的制动力矩摩擦系数曲线由上图可以看出,摩擦系数在0.350.42之间 时，制动力矩在 524Nm706.53Nm 之间。当f = 0.38时，鼓式制动器提供的摩擦力矩为 598.316Nm。(3) 确定同步附看系数通过上述关于制动器的制动力矩的计算,可以得 到前、后制动器之间的制动力分配的比例P:M $ + M |j2通过这个曲线与I曲线的交点处的附着系数为同 步附着系数。742确定车型A的制动器制动力矩(

11、1)基本原理选定同步附着系数忸，确定为0.7 并用下列计算前、后轮制动力矩的比值然后，根据汽车满载在柏油、混凝土路面上紧急 制动到前轮抱死,计算出前轮制动器的最大制动力矩M ,imax ；在根据前、后轮制动力矩的比值计算出后轮 制动器的最大制动力矩 M (j2max。（2）基本参数已知参数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的距离（mm）1242空载时质心高度（mm ）500满载时质心距前轴中心线的距离（mm）1462满载时质心高度（mm ）730同步附看系数0.7（3）计算结果所得参数CH6370P0.619满载时前轮制

12、动器的最大制动力矩 M 1771.7Nm(Tlmax满载时后轮制动器的最大制动力矩 M1124 Nm(j2max应急制动时,后桥制动力矩1430Nm前桥制动力矩2323 Nm743车型A的制动器改进结果前桥制动力矩为2323 Nm ,后桥制动力矩 1430Nm。即所采用的盘式制动器制动力矩为 2323/2=1161.5Nm， 鼓式制动器为1430/2=715Nm。通过确定前、后轮制动器的最大制动力矩，可以 用7.3中提及的公式，用改变制动分泵的直径来改变原来制动器的制动力矩。可以得出制动分泵改变情况如下：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)0.380.04

13、80.021在车型A上，前桥米用盘式制动器，后桥米用鼓式制动器。盘式制动器的缸径为48mm ,鼓式制动器的缸径为21mm。7.5、比例阀的设计由于，对于具有固定比值的前、后制动器制动力的制 动系特性，其实际制动力分配曲线与理想的制动力分 配曲线相差很大，附着效率低。因此，现代汽车均装 有制动力调节装置，可根据制动强度，载荷等因素来 改变前、后制动器制动力的比值，使之接近于理想制 动力分配曲线，满足制动法规的要求。基本参数空载满载质量（Kg）9921502轴荷分配（Kg）489/503606/896质心至前轴中心线的 距离（m）1.2181.445质心至后轴中心线的 距离（m）1.2321.00

14、5质心高度（m）0.50.730.7g前后轴荷分配（N）5834/32019109/56120.8 g前后轴荷分配（N）6019/30179548/5174由上述参数,用前面讨论过的盘式、鼓式制动器的计 算方法，可以得出以下结果：、八刖后空载0.7g时理想制动力（N）40842241输入压力（MPa）8.595满载0.7g时理想制动力（N）63773929输入压力（MPa）8.595的校核经GZM1调节后，汽车在空、满载时的状态如下：后空载输出压力（MPa）2.495制动器所输出的制动 力（N）1513满载输出压力（MPa）8.595制动器所输出的制动 力（N）5174如下图:那么可以得出,空

15、载的时候,经比例阀调节后,后面 的制动器提供的制动力是小于当时情况下的地面所能 提供的制动力的；满载的时候，经比例阀调节后，后 面的制动器提供的制动力是大于当时情况下的地面所 能提供的制动力的。的校核经GZM2调节后,结果如下：后空载输出压力（MPa）2.885制动器所输出的制动 力（N）1749满载输出压力（MPa）8.595制动器所输出的制动 力（N）5174同样，空载的时候,经比例阀调节后,后面的制动器 提供的制动力是小于当时情况下的地面所能提供的制 动力的；满载的时候，经比例阀调节后，后面的制动 器提供的制动力是大于当时情况下的地面所能提供的 制动力的。新曲线通过上面的计算可以看出，G

16、ZM1和GZM2可以满 足0.7g时空载时的要求，但是不满足在满载时候的 要求。那么，理想的调节曲线如下：8.59513.7愉出压力如下:可以得出实际的新曲线,输入匝力特性餓上图中,1、4为GZM2曲线，2、3为新曲线比较上述图表,我们可以得出以下结论；如下表对照可得：空载状态GMZ1调节后GMZ2调节后新曲线理想调节状态输入压力（MPa）8.5958.5958.5958.595输出压力（MPa）2.4952.8853.6963.696制动器提供的制动 力（N）1513174922412241减速度6.076.3266.866.86制动距离40.7393636满载状态GMZ1调节后GMZ2调节

17、后新曲线理想调节状态输入压力（MPa）8.5958.5958.5958.595输出压力（MPa）8.5958.59576.48制动器提供的制动 力（N）5174517442443929减速度6.866.866.866.86制动距离36363636新曲线更贴近理想的调节状态,也更能充分的利用地 面附着系数。7.6、总泵的校核由于相对与原车，前、后制动器轮缸直径发生了变 化，因此需要校核原车总泵的容积是否满足改动后的 容积要求。761基本参数改动前，盘式制动器轮缸缸径D1，容积vl； 鼓式制动器轮缸缸径D2，容积v2 ； 总泵的缸径为D，前腔容积v_f，后腔容积v_b；改动后，盘式制动器轮缸缸径D

18、1，容积V1 ；鼓式制动器轮缸缸径D1，容积v2 ；总泵的缸径为D ；前腔容积v_ f，后腔容积v_b ；盘式制动器轮缸缸径D151.1mm改鼓式制动器轮缸缸19.05mm动径D2、八刖总泵的缸径为D22.22mm前活塞位移16.5 mm后活塞位移12 mm改盘式制动器轮缸缸48 mm动径D1后鼓式制动器轮缸缸径D221 mm762基本理论如果原总泵的前、后腔容量满足制动器的需要，那么 就认为原总泵是满足要求的 ，反之，就认为是不满 足。763校核结果参数结果2个盘式制动器所需制动 液（mL）1.082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由上可以得出,前、后腔的容积是满足前、后制动器 的需要的。7.7法规要求法规要求由于GB12676-1999制动法规要求发动机脱开的0型试验性能要求。空、满载试验车辆分别按 ）和）规 定的试验方法进行，在规定的车速下，各类车辆