制動(dòng)系統(tǒng)匹配設(shè)計(jì)計(jì)算

1、制動(dòng)系統(tǒng)匹配設(shè)計(jì)計(jì)算作者：楊得新 文章來(lái)源：浙江吉奧汽車(chē)有限公司 點(diǎn)擊數(shù)：3428 更新時(shí)間：2008-9-6只有制動(dòng)性能良好、制動(dòng)系統(tǒng)工作可靠的汽車(chē)才能充分發(fā)揮其動(dòng)力性能。因此，在整車(chē)新產(chǎn)品開(kāi)發(fā)設(shè)計(jì)中制動(dòng)系統(tǒng)的匹配計(jì)算尤為重要。概述根據(jù)AA車(chē)型整車(chē)開(kāi)發(fā)計(jì)劃， AA車(chē)型制動(dòng)系統(tǒng)在參考BB轎車(chē)底盤(pán)制造平臺(tái)的基礎(chǔ)上進(jìn)行逆向開(kāi)發(fā)設(shè)計(jì)，管路重新設(shè)計(jì)。本計(jì)算是以選配C發(fā)動(dòng)機(jī)為基礎(chǔ)。AA車(chē)型的行車(chē)制動(dòng)系統(tǒng)采用液壓制動(dòng)系統(tǒng)。前、后制動(dòng)器分別為前通風(fēng)盤(pán)式制動(dòng)器和實(shí)心盤(pán)式制動(dòng)器，制動(dòng)踏板為吊掛式踏板，帶真空助力器，制動(dòng)管路為雙回路對(duì)角線(X型)布置，采用ABS。駐車(chē)制動(dòng)系統(tǒng)為機(jī)械式手動(dòng)后盤(pán)式制動(dòng)，采用遠(yuǎn)距離棘輪

2、拉索操縱機(jī)構(gòu)。因AA車(chē)型與參考樣車(chē)BB的整車(chē)參數(shù)接近，制動(dòng)系統(tǒng)采用了BB樣車(chē)制動(dòng)系統(tǒng)，因此，計(jì)算的目的在于校核前/后制動(dòng)力、最大制動(dòng)距離、制動(dòng)踏板力、駐車(chē)制動(dòng)手柄力及駐坡極限傾角。設(shè)計(jì)要符合GB 12676-1999汽車(chē)制動(dòng)系統(tǒng)結(jié)構(gòu)、性能和試驗(yàn)方法；GB 13594-2003機(jī)動(dòng)車(chē)和掛車(chē)防抱制動(dòng)性能和試驗(yàn)方法和GB 7258-2004機(jī)動(dòng)車(chē)運(yùn)行安全技術(shù)條件的要求，其中的踏板力要求500N，駐車(chē)制動(dòng)停駐角度為20（12），駐車(chē)制動(dòng)操縱手柄力400N。 制動(dòng)系統(tǒng)設(shè)計(jì)的輸入條件整車(chē)基本參數(shù)見(jiàn)表1，零部件主要參數(shù)見(jiàn)表2。 表1 整車(chē)基本參數(shù) 表2 零部件主要參數(shù)制動(dòng)系統(tǒng)設(shè)計(jì)計(jì)算1.地面對(duì)前、后車(chē)輪的法

3、向反作用力地面對(duì)前、后車(chē)輪的法向反作用力如圖1所示。 圖1 制動(dòng)工況受力簡(jiǎn)圖 由圖1，對(duì)后輪接地點(diǎn)取力矩得: 式中： FZ1（N）：地面對(duì)前輪的法向反作用力；G（N）：汽車(chē)重力；b（m）：汽車(chē)質(zhì)心至后軸中心線的水平距離；m（kg）：汽車(chē)質(zhì)量；hg（m）：汽車(chē)質(zhì)心高度；L（m）：軸距； （m/s2）：汽車(chē)減速度。對(duì)前輪接地點(diǎn)取力矩，得： 式中：FZ2（N）：地面對(duì)后輪的法向反作用力；a（m）：汽車(chē)質(zhì)心至前軸中心線的距離。2.理想前后制動(dòng)力分配在附著系數(shù)為的路面上，前、后車(chē)輪同步抱死的條件是：前、后輪制動(dòng)器制動(dòng)力之和等于汽車(chē)的地面附著力；并且前、后輪制動(dòng)器制動(dòng)力Fm1、Fm2分別等于各自的附著力，

4、即： 根據(jù)式（1）、（2）及（3），消去變量，得： 由（1）、（2）、（3）及此時(shí)zg，z=0，可得： 前軸： 后軸：由此可以建立由Fu1和Fu2的關(guān)系曲線，即I曲線。3.理想曲線為了沿用樣車(chē)的部分制動(dòng)系統(tǒng)零件，我們采用以下方案：前、后制動(dòng)器沿用樣車(chē)零件（前后盤(pán)式制動(dòng)器）；真空助力器帶制動(dòng)泵總成采用BB樣車(chē)零件；制動(dòng)踏板沿用BB樣車(chē)零件。制動(dòng)力分配系數(shù)： 由制動(dòng)器效能因數(shù)定義： 而由制動(dòng)器制動(dòng)力矩產(chǎn)生的制動(dòng)器制動(dòng)力故 p（Mpa）：液壓系統(tǒng)中的壓力；d：輪缸活塞的直徑(mm)；BF：制動(dòng)器效能因數(shù)；r：制動(dòng)器的有效制動(dòng)半徑；R（mm）：車(chē)輪的滾動(dòng)半徑；Mm（mu）：制動(dòng)器摩擦副間的制動(dòng)力矩；F

5、0（N）：制動(dòng)器輪缸的輸出力；Fm（N）：由制動(dòng)器制動(dòng)力矩產(chǎn)生的車(chē)輪周緣力，即制動(dòng)器制動(dòng)力。由公式（11）、（12）代入（8）得： 同步附著系數(shù) 由以上公式計(jì)算得到AA車(chē)型前后制動(dòng)器制動(dòng)力分配系數(shù)：同步附著系數(shù)：滿載時(shí)010.91；空載時(shí)020.6。根據(jù)以上計(jì)算，可繪出空滿載狀態(tài)理想前后制動(dòng)力分配曲線（I線）和實(shí)際前后制動(dòng)力分配曲線（線）（見(jiàn)圖2）。 圖2 前后制動(dòng)力分配曲線 由上可知，實(shí)際滿載同步附著系數(shù)=0.91，而我國(guó)目前的道路路面狀況有較大改善，一般可達(dá)0.8左右，在高速路上可達(dá)1.0，因此=0.91滿足一般設(shè)計(jì)的要求。在=0.91時(shí)前、后輪同時(shí)抱死，在此之前如無(wú)ABS系統(tǒng)作用總是前輪

6、先抱死。由于本車(chē)采用ABS調(diào)節(jié)前后制動(dòng)器的制動(dòng)力，故在任意附著系數(shù)路面時(shí)，實(shí)際前、后制動(dòng)器制動(dòng)力分配是近似符合I曲線的，同時(shí)也減輕了ABS系統(tǒng)工作壓力。因此設(shè)計(jì)方案合理。4.前后軸利用附著系數(shù)與制動(dòng)強(qiáng)度的關(guān)系曲線由公式 ： 式中 ： ?：前軸利用附著系數(shù)；r：后軸利用附著系數(shù)；a（m）：前軸到質(zhì)心水平距；b（m）：后軸到質(zhì)心水平距；z：制動(dòng)強(qiáng)度?？勺鞒銮昂筝S利用附著系數(shù)與制動(dòng)強(qiáng)度的關(guān)系曲線（見(jiàn)圖3）。 圖3 利用附著系數(shù)與制動(dòng)強(qiáng)度的關(guān)系曲線 比較以上圖表，我們可以得出結(jié)論：空、滿載利用附著系數(shù)滿足GB12676-1999標(biāo)準(zhǔn)要求，因此本車(chē)的制動(dòng)力分配滿足法規(guī)要求。管路壓力校核管路的極限壓力如不

7、考慮ABS系統(tǒng)的作用應(yīng)該是在地面的附著系數(shù)達(dá)到同步附著系數(shù)時(shí)管路中的壓力。前后制動(dòng)器同時(shí)抱死時(shí)，根據(jù)前、后輪制動(dòng)器制動(dòng)力公式： 式中：Fu1、Fu2 （N）：前、后輪制動(dòng)器制動(dòng)力；p1、p2 （Pa）：前、后輪缸液壓；d1、d2 （m）：前、后輪缸直徑；n1、n2 ：前、后制動(dòng)器單側(cè)油缸數(shù)目(僅對(duì)于盤(pán)式制動(dòng)器而言)；BF1、BF2：前、后制動(dòng)器效能因數(shù)；r1、r2 （m）：前、后制動(dòng)器制動(dòng)半徑；R （m）：車(chē)輪滾動(dòng)半徑。由（11）可以推導(dǎo)出管路壓力公式：p= 2FmR/（rBFd2n） 由此可得到p1=p2=6.86Mpa， 液壓制動(dòng)系統(tǒng)管路的一般工作壓力小于10 Mpa，因此本系統(tǒng)管路壓力符

8、合要求。制動(dòng)距離校核制動(dòng)距離公式為： V （km/h）：制動(dòng)初速度；Jmax( m/s2)：最大制動(dòng)減速度；'2 、"2：制動(dòng)器的作用時(shí)間，0.20.9s.取 當(dāng)0.8時(shí)， jmaxg7.84 m/s2，當(dāng)V=80 km/h由式（13）得S42.6m<50.7m，符合GB 12676-1999的規(guī)定。當(dāng)V=50 km/h由式（13）得S19.3m<20m，符合GB 7258-2004的規(guī)定。制動(dòng)距離滿足法規(guī)要求，設(shè)計(jì)方案合適。真空助力器主要技術(shù)參數(shù)本車(chē)由于平臺(tái)化的考慮采用BB原樣車(chē)真空助力器，其為單膜片式，膜片直徑為9"，真空助力比為7.5。制動(dòng)主缸行程

9、校核根據(jù)V=1/4d2，得：前輪缸工作容積V1=2 550.47(立方毫米)；后輪缸工作容積V2=9 02.13(立方毫米)；考慮軟管變形，主缸容積為：Vm1.1×2（V1+V2）7 595.71(立方毫米)；主缸實(shí)際行程：S0Vm（1/4d2m）=19.6(mm) <32mm，小于主缸總行程32，滿足設(shè)計(jì)要求。 制動(dòng)踏板行程和踏板力校核1.制動(dòng)踏板行程制動(dòng)踏板工作行程： ip：制動(dòng)踏板杠桿比，2.77；01：主缸推桿與活塞間隙，1.5mm；02：主缸活塞空行程，1.5mm。Sp=2.77×（19.6+1.5+1.5）=62.6（mm）<100×415

10、=80mm，滿足GB7258-2004的規(guī)定。2.制動(dòng)踏板力校核分析整個(gè)制動(dòng)過(guò)程，在附著系數(shù)為（0）的路面上制動(dòng)時(shí)，前輪的壓力首先達(dá)到抱死拖滑狀態(tài)，當(dāng)管路中壓力繼續(xù)升高時(shí)，前輪制動(dòng)力不再隨管路中壓力的升高而增大，但后輪制動(dòng)力卻隨壓力的升高繼續(xù)增大，直到后輪也抱死拖滑。那么，后輪抱死拖滑時(shí)，管路中的壓力已經(jīng)足夠大，此時(shí)的踏板力即是整車(chē)在附著系數(shù)為（40）的路面上制動(dòng)時(shí)所需要的最大踏板力。顯然，當(dāng)=0時(shí)，前后輪同時(shí)抱死，此時(shí)所需要的踏板力既是整車(chē)制動(dòng)的極限踏板力。我國(guó)的道路條件下，附著系數(shù)一般取0.8，故當(dāng)=0.8時(shí)，利用（11）計(jì)算出p=6.69MPa>6.261MPa。 圖4 真空助力器

11、和總泵特性曲線 由圖4特性曲線中可以查得，F(xiàn)入=562.7N，考慮踏板的機(jī)械效率=0.8，踏板杠桿比ip=2.77，則踏板力 此時(shí)制動(dòng)強(qiáng)度z=7.84>5.8(法規(guī)限值)，滿載狀態(tài)下，所需踏板力 F500N，符合GB 12676-1999的規(guī)定的制動(dòng)強(qiáng)度Z=5.8時(shí)制動(dòng)踏板力的要求，設(shè)計(jì)方案合適。一個(gè)回路失效制動(dòng)效能的驗(yàn)證由于本車(chē)型制動(dòng)管路采用雙回路X 型布置，其最大優(yōu)點(diǎn)是任一回路失效時(shí)，仍能保持對(duì)角線兩個(gè)車(chē)輪制動(dòng)器的工作。由于同軸左、右制動(dòng)器的對(duì)稱(chēng)性，任一回路失效時(shí)，仍能剩余50的制動(dòng)力，故當(dāng)?shù)孛娓街禂?shù)為0.8 時(shí)，制動(dòng)減速度為J=1/2g=3.92m/s2，大于GB72582004規(guī)定的應(yīng)急制動(dòng)效能2.9m/s2，及GB12676中規(guī)定的剩余制動(dòng)效能1.7m/s2，符合法規(guī)要求。駐車(chē)制動(dòng)校核1.極限傾角根據(jù)汽車(chē)后軸車(chē)輪附著力Ff與制動(dòng)力相等的條件，汽車(chē)在角度為的坡路時(shí)上坡和下坡停駐時(shí)的制動(dòng)力Fzu、Fzd分別為: 可得汽車(chē)在上、下坡路上停駐時(shí)的坡度傾角、分別為： 因此，滿載時(shí)汽車(chē)可能停駐的極限上、下坡傾角見(jiàn)表3。 表3 極限上、下坡傾角 2.手柄力校核AA車(chē)型駐車(chē)制動(dòng)裝置為浮動(dòng)鉗盤(pán)式制動(dòng)器，駐車(chē)制動(dòng)促動(dòng)機(jī)構(gòu)在制動(dòng)鉗內(nèi)，其杠桿比為5.35，駐車(chē)制動(dòng)手柄杠桿比為7.2，駐車(chē)制動(dòng)操縱機(jī)構(gòu)的機(jī)械效率為0.