制動系統(tǒng)的設(shè)計規(guī)范

1、制動系統(tǒng)的設(shè)計規(guī)范目錄 概述11.1 制動系統(tǒng)基本介紹11.2 制動系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)簡圖2二 法規(guī)要求22.1 gb12676-1999 法規(guī)要求22.2 gb 7258-2012 法規(guī)要求3三 制動動力學33.1 穩(wěn)定狀態(tài)下的加速和制動33.2 制動系統(tǒng)設(shè)計與匹配的總布置設(shè)計硬點或輸入?yún)?shù)53.3 、理想的前、后制動器制動力分配曲線53.3.1 基本理論5四 計算算例與分析改進方法74.1 前、后輪制動器制動力矩的確定74.1.1 制動器的制動力矩計算74.1.2 確定車型的制動器制動力矩114.2 比例閥的設(shè)計124.2.1 舉例基本參數(shù)124.2.2 gmz1 的校核134.2.3 gzm2

2、的校核144.2.4 設(shè)計優(yōu)化曲線144.3 總泵的校核164.3.1 基本參數(shù)164.3.2 基本理論174.3.3 校核結(jié)果17 概述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，本規(guī)范指導(dǎo)汽車的制動性能及制動系結(jié)構(gòu)的設(shè)計。1.1 制動系統(tǒng)基本介紹微型電動貨車的行車制動系統(tǒng)采用液壓制動系統(tǒng)。前、后制動器分別為盤式制動器和鼓式制動器，前制動盤為空心通風盤，制動踏板為吊掛式踏板，帶真空助力器，制動管路為雙回路對角線(x 型)布置，采用 abs 以防止車輛在緊急制動情況下發(fā)生車輪抱死。駐車制動系統(tǒng)為機械式手動后輪鼓式制動，采用遠距離棘輪拉索操縱機構(gòu)。

3、1.2 制動系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)簡圖圖 1制動系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)簡1. 真空助力器帶制動主缸總成 2.制動踏板 3.車輪4.輪速傳感器 5. 制動管路 6. 制動輪缸 7.abs 控制器二 法規(guī)要求2.1 gb12676-1999 法規(guī)要求發(fā)動機脫開的 0 型試驗性能要求。發(fā)動機接合的 o 型試驗性能要求2.2 gb 7258-2012 法規(guī)要求gb 7258-2012 法規(guī)要求：汽車、無軌電車和四輪農(nóng)用運輸車的行車制動，必須采用雙管路或多管路，當部分管路失效時，剩余制動效能仍能保持原規(guī)定值的 30 以上。三 制動動力學3.1 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

4、用于車輛的重心，引起顛簸。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 a 加以區(qū)分。x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 f ¢ 和 f ¢ ，在制動過程中，圖 2 隨著靜止平衡和制動減速的條件而變?yōu)椋簔vzhf ¢= mg (l - l) l - mah l（3.1a）zvvxf ¢ = mg ll + mah l（3.1b）zhvx設(shè)作用于前后軸的摩擦系數(shù)分別為 fv和 f ,那么制動力為：hf= f ¢fxvzvv（3.2a）f 

5、2;= f ¢ f（3.2b）xhzhh圖 2 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。f+ fxvxh= max（3.3）對于制動過程，fv和 f 是負的。如果要求兩軸上的抓力相等，這種相等使 f hvf a /g，理想的制動力分配是：hxf= maxvxg (l - lv) - axh/(gl)（3.4）f= maxhxglv+ a h/(gl)（3.5）x這是一個拋物線 f(f )和參數(shù) a的參數(shù)表現(xiàn)。在圖 1 的右半部分，顯示了一輛xhxvx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

6、，因為后輪鎖死后將幾乎無法抓地，車輛將會失去控制。防抱死剎車系統(tǒng) 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載時的情況。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方法應(yīng)用。對于雙軸貨車，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。3.2 制動系統(tǒng)設(shè)計與匹配的總布置設(shè)計硬點或輸入?yún)?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

7、參數(shù)。參數(shù)名稱參數(shù)軸距（mm）3720整車整備質(zhì)量（kg）3225滿載質(zhì)量（kg）4500空載時質(zhì)心距前軸中心線的距離（mm）空載時質(zhì)心高度（mm）滿載時質(zhì)心距前軸中心線的距離（mm）滿載時質(zhì)心高度（mm）3.3 、理想的前、后制動器制動力分配曲線3.3.1 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例以前，首先了解地面作用于前、后車輪的法向反作用力。hgfz1fz2圖 2 地面對前、后車輪的法向反作用力由圖 2，對后輪接地點取力矩得f l = gb + m du hz1式中：fz1dtg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；

8、m汽車質(zhì)量；hg 汽車質(zhì)心高度；dudt 汽車減速度。對前輪接地點取力矩，得fl = ga - m du hz 2dtg式中z 2f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g æ+ hgdu öçbgdt ÷øg æç a- hggdu ö dt ÷øf=z1l èf=z 2l è(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

9、各自的附著力，即：f+ fm1m 2f= j fm1z1f= j f= j gm2z 2j消去變量，得ghb +4hglgfm1f= 1 - (gb + 2f)m 22ghm1g四 計算算例與分析改進方法由上述結(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。下圖為舉例車型空載和滿載時候的 i 曲線fm 2 （n）fm 1圖 3 i 曲線4.1 前、后輪制動器制動力矩的確定4.1.1 制動器的制動力矩計算制動器通常分為盤式制動器和鼓式制動器。下面就兩種制動器分別進行制動力矩的計算。舉例：已知制動總泵的參數(shù)

10、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 m = 2 ff0r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)之間的關(guān)系曲線。m m （nm）f圖 4 盤式制動器的制動力矩-摩擦系數(shù)的關(guān)系曲線由上圖可以看出，當摩擦系數(shù)在 0.350.42 之間時，盤式制動器所

11、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 = df1 fr = pmax bfr 2 sinada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。m（nm）f圖 5 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 0.350.42 之間時，制動

12、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b ：mmb =m1+ mm1m 2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)。4.1.2 確定車型的制動器制動力矩(1) 基本原理選定同步附著系數(shù) 0，舉例如確定為 0.7。并用下列計算前、后輪制動力矩的比值。mm1=bfh0gmm2af 0 hg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 m 1max；在根據(jù)前、后輪制動力

13、矩的比值計算出后輪制動器的最大制動力矩 m 2max。空載時質(zhì)心距前軸中心線的距離（mm）空載時質(zhì)心高度（mm）滿載時質(zhì)心距前軸中心線的距離（mm） 滿載時質(zhì)心高度（mm）同步附著系數(shù)0.7(2) 基本參數(shù)已知參數(shù)某車型軸距（mm）2600整車整備質(zhì)量（kg）1380滿載質(zhì)量（kg）2080所得參數(shù)某車型(3) 計算結(jié)果0.619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 m2max1124 nm應(yīng)急制動時，后橋制動力矩1430nm前橋制動力矩2323 nm4.2 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

14、配曲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。4.2.1 舉例基本參數(shù)質(zhì)量（kg）空載992滿載1502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)，用前面討論過的盤式、鼓式制動器的計

15、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）8.5954.2.2 gmz1 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如下圖：圖 6 gzm1 特性曲線那么可以得出，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

16、時情況下的地面所能提供的制動力的。4.2.3 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圖 7 gzm2 特性曲線同樣，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。4.2.4 設(shè)計優(yōu)化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)

17、曲線如下：圖 8 設(shè)計優(yōu)化后的理想曲線可以得出實際的新曲線，如下：圖 8 設(shè)計優(yōu)化后的特性曲線上圖中，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；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

18、出壓力（mpa）8.5958.59576.48制動器提供的制動力（n）5174517442443929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)。4.3 總泵的校核進行優(yōu)化設(shè)計后，前、后制動器輪缸直徑作出了調(diào)整，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。4.3.1 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v2 ；總泵的缸徑為 d ；前腔容積v _ f ，后腔容積v _ b ；后活塞位移12mm改