汽車制動系統(tǒng)設(shè)計

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(xué)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(dāng)剎車時，前后輪的負(fù)載各自增加或減少；而當(dāng)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(fù)載和，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?yōu)椋?（7.1a） （7.1b）設(shè)作用于前后軸的摩擦系數(shù)分別為fV和fh,那么制動力為： （7.2a） （7.2b）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。 （7.3）對于制動過程，fV和fh是負(fù)的。如果要求兩軸上的抓力相等，這種相等使 fVfhax/g，理想的制動力分配是： （7.4） （7.5）這是一個拋物線Fxh(Fxv)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(dāng)然，每一個負(fù)載狀態(tài)都有它各自的理想制動力分配。如果所有負(fù)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(jī)的情況。雖然，固定的分配在更多負(fù)載時無法實現(xiàn)最優(yōu)化的制動力分配，b線顯示了當(dāng)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。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(fù)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)в幸粋€可變的突變點，具體要看靜止時的軸上負(fù)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(fù)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(jī)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?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?yún)?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例以前，首先了解地面作用于前、后車輪的法向反作用力。圖7.3.1由圖7.3.1，對后輪接地點取力矩得式中：地面對前輪的法向反作用力；汽車重力；汽車質(zhì)心至后軸中心線的距離；汽車質(zhì)量；汽車質(zhì)心高度；汽車減速度。對前輪接地點取力矩，得式中 地面對后輪的法向反作用力；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 （7.3.1）(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：消去變量，得 （7.3.2）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（N）(2) 車型A的I曲線下圖分別為車型A空載、滿載的I曲線（N）7.4、前、后輪制動器制動力矩的確定7.4.1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(jìn)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：式中摩擦系數(shù)；單側(cè)制動塊對制動盤的壓緊力；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。（Nm） 由上圖可以看出，當(dāng)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(dāng)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：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。（Nm） 由上圖可以看出，摩擦系數(shù)在0.350.42之間時，制動力矩在524Nm706.53Nm之間。當(dāng)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矩M2max。(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M2max1124 Nm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(jìn)結(jié)果前橋制動力矩為2323 Nm，后橋制動力矩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?？梢缘贸鲋苿臃直酶淖兦闆r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(qiáng)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。7.5.1 基本參數(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）8.5957.5.2 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：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(dāng)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(dāng)時情況下的地面所能提供的制動力的。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(dāng)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(dāng)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，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）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)。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，容積；鼓式制動器輪缸缸徑，容積；總泵的缸徑為，前腔容積，后腔容積；改動后， 盤式制動器輪缸缸徑，容積；鼓式制動器輪缸缸徑，容積；總泵的缸徑為；前腔容積，后腔容積；改動前盤式制動器輪缸缸徑51.1mm鼓式制動器輪缸缸徑19.05mm總泵的缸徑為22.22mm前活塞位移16.5 mm后活塞位移12 mm改動后盤式制動器輪缸缸徑48 mm鼓式制動器輪缸缸徑21 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(rèn)為原總泵是滿足要求的，反之，就認(rèn)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）6.398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7.7.1 GB12676-1999法規(guī)要求由于GB12676-1999制動法規(guī)要求 發(fā)動機(jī)脫開的0型試驗性能要求?？?、滿載試驗車輛分別按6.6.2.1a）和6.6.2.2a）規(guī)定的試驗方法進(jìn)行，在規(guī)定的車速下，各類車輛試驗結(jié)果必須達(dá)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MFDDmin，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、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(dāng)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。下面為車型A前失效和后失效的情況下，剩余制動效能占原規(guī)定值的比值。前失效時，剩余制動效能占原規(guī)定值的比值38.6后失效時，剩余制動效能占原規(guī)定值的比值61.4可以看出，是符合GB 7258-1997法規(guī)要求的。7.9、結(jié)論通過上面的分析可以得到：7.9.1 理論曲線下面為前、后制動器匹配后，整車的理想I曲線和曲線。7.9.1匹配參數(shù)同步附著系數(shù)0.7前、后制動器制動力矩比值0.619(1) 制動系統(tǒng)重新匹配的結(jié)果摩擦系數(shù)0.38盤式制動器輪缸直徑48mm鼓式制動器輪缸直徑21mm總泵缸徑22.22mm(2) GP閥特性曲線GP閥的特性曲線上圖。29