1、第七章 制动系统匹配与设计第七章 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7.1.1 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 和 ，在制动过ZVFh程中，图 7.1 随着静止平衡和制动减速的条件而变为：（7
2、.1a）lhmalgFxVZV（7.1b）lmxh设作用于前后轴的摩擦系数分别为 fV和 fh,那么制动力为：2VZXfF（7.2a）hZXhf（7.2b）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。（7.3）xXhVmaF对于制动过程，f V和 fh是负的。如果要求两轴上的抓力相等，这种相等使 fVf ha x/g，理想的制动力分配是：)/()(glhalgmFxvxXV（7.4）)/(llxvxXh（7.5）这是一个抛物线 Fxh(Fxv)和参数 ax的参数表现。3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
3、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4火车站货车及很多前轮驱动车，
4、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
5、车型轴距（mm） 1840 2450整车整备质量（Kg） 830 9225满载质量（Kg） 1410 1502空载时质心距前轴中心线的距离（mm）864.6 1242空载时质心高度（mm） 500 500满载时质心距前轴中心线的距离（mm）978.7 1462满载时质心高度（mm ） 730 7307.3、理想的前、后制动器制动力分配曲线7.3.1 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，首先了解地面作用于前、后车轮的法向反作用力。图 7.3.1hgFz126由图 7.3.1，对后轮接地点取力矩得 gzhdtumGbLF1式中：地面对前轮的法向反作
6、用力；1zF汽车重力；G汽车质心至后轴中心线的距离；b汽车质量；m汽车质心高度；gh汽车减速度。dtu对前轮接地点取力矩，得 gzhdtumGaLF2式中 地面对后轮的法向反作用力；2zF汽车质心至前轴中心线的距离。a则可求得地面法向反作用力为 dtughbLGFz1（7.3.1）dtughaLGFz27(2) 前、后制动器制动力分配曲线在任何附着系数的路面上，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，即： GF21z2z消去变量 ，得（7.3.2）)2(42111 FhGbgLbhGFgg7.3.2 计算算例与计算结果由上述
7、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（N）2F81F(2) 车型 A 的 I 曲线下图分别为车型 A 空载、满载的 I 曲线（N）2F91F7.4、前、后轮制动器制动力矩的确定7.4.1 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 87.7Kgf10(1) 盘式制动器的制动力矩计算
8、(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： RfFM02式中 摩擦系数；单侧制动块对制动盘的压紧力；0作用半径R(c) 计算结果11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。（Nm）Mf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 f0.38 时，鼓式制动器提供的摩擦力矩为 1309Nm。(2) 鼓式制动器的制动
9、力矩计算(a) 基本参数缸径 19.05mm12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： dbfRpfdFsin12max对于紧蹄：对于松蹄：其中(c) 计算结果下图为鼓式制动器所能提供的制动力矩摩擦13系数曲线。（Nm）Mf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 f0.38 时，鼓式制动器提供的摩擦力矩为 598.316Nm。(3) 确定同步附着系数通过上述关于制动器的制动力矩的计算，可以得14到前、后制动器之间的制动力分配的
10、比例 ：21M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。7.4.2 确定车型 A 的制动器制动力矩(1) 基本原理选定同步附着系数 0，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M1max ；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 M2max 。M1M2 b 0 hga 0 hg15(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
11、） 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同步附着系数 0.7(3) 计算结果所得参数 CH63700.619满载时前轮制动器的最大制动力矩M1max1771.7Nm满载时后轮制动器的最大制动力矩 1124 Nm16M2max应急制动时，后桥制动力矩 1430Nm前桥制动力矩 2323 Nm7.4.3 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
12、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）0.38 0.048 0.021在车型 A 上，前桥采用盘式制动器，后桥采用鼓式制动器。盘式制动器的缸径为 48mm，鼓式制动器的缸径为 21mm。177.5、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。7.5.
13、1 基本参数空载 满载质量（Kg） 992 1502轴荷分配（Kg） 489/503 606/896质心至前轴中心线的距离（m）1.218 1.445质心至后轴中心线的距离（m）1.232 1.005质心高度（m） 0.5 0.730.7g 前后轴荷分配（N）5834/3201 9109/56120.8 g 前后轴荷分配（N）6019/3017 9548/517418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：前 后0.7g 时理想制动力（N）4084 2241空载输入压力（MPa）8.5950.7g 时理想制动力（N）6377 3929满载输入压力（MPa）8.5
14、957.5.2 GMZ1 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） 2.49519制动器所输出的制动力（N）1513输出压力（MPa） 8.595满载制动器所输出的制动力（N）5174如下图：那么可以得出，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。207.5.3 GZM2 的校核经 GZM2 调节后，结果如下：后输出压力（MPa） 2.885空载制动器所输出的制动力（N）1749输出压力（MPa） 8.595
15、满载制动器所输出的制动力（N）517421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。7.5.4 新曲线通过上面的计算可以看出，GZM1 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：22可以得出实际的新曲线，如下：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；23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
16、（MPa） 8.595 8.595 8.595 8.595输出压力（MPa） 2.495 2.885 3.696 3.696制动器提供的制动力（N）1513 1749 2241 2241减速度 6.07 6.326 6.86 6.86制动距离 40.7 39 36 36满载状态GMZ1 调节后GMZ2 调节后新曲线 理想调节状态输入压力（MPa） 8.595 8.595 8.595 8.595输出压力（MPa） 8.595 8.595 7 6.48制动器提供的制动力（N）5174 5174 4244 3929减速度 6.86 6.86 6.86 6.86制动距离 36 36 36 3624新曲
17、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。7.6.1 基本参数改动前， 盘式制动器轮缸缸径 ，容积 ；1D1v鼓式制动器轮缸缸径 ，容积 ；22总泵的缸径为 ，前腔容积 ，后腔容积 _fv；_bv改动后， 盘式制动器轮缸缸径 ，容积 ；1D1v鼓式制动器轮缸缸径 ，容积 ；2总泵的缸径为 ；前腔容积 ，后腔容积 ；Dfv_bv_盘式制动器轮缸缸径 1D51.1mm鼓式制动器轮缸缸径 219.05mm改动前 总泵的缸径为 D22.22mm25前活塞位移 16.5 mm
18、后活塞位移 12 mm盘式制动器轮缸缸径 1D48 mm改动后 鼓式制动器轮缸缸径 221 mm7.6.2 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。7.6.3 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） 4.65326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7.7.1 GB12676-1999 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
19、验车辆分别按 6.6.2.1a）和 6.6.2.2a）规定的试验方法进行，在规定的车速下，各类车辆试验结果必须达到下表规定的最低性能要求。车辆类型试验车制动初速度v，Km/h制动距离Smax，m充分发出的平均减速度MFDDmin，m/s2最大控制力，NM1 80 5.8 500那么其规定的制动距离为：50.667m。27下面为车型 A 在 GB12676-1999 法规要求下，其制动距离和充分发出的平均减速度。制动距离（m） 36充分发出的平均减速度MFDDmin，m/s 26.86由上可以得出，是符合 GB12676-1999 法规要求的。7.8 GB 7258-1997 法规要求GB 72
20、58-1997 法规要求：汽车、无轨电车和四轮农用运输车的行车制动，必须采用双管路或多管路，当部分管路失效时，剩余制动效能仍能保持原规定值的30以上。下面为车型 A 前失效和后失效的情况下，剩余制动效能占原规定值的比值。前失效时，剩余制动效能占原规定值的比值38.6后失效时，剩余制动效能占原规定值的比值61.4可以看出，是符合 GB 7258-1997 法规要求的。7.9、结论通过上面的分析可以得到：287.9.1 理论曲线下面为前、后制动器匹配后，整车的理想 I 曲线和曲线。7.9.1 匹配参数同步附着系数 0.7前、后制动器制动力矩比值0.619(1) 制动系统重新匹配的结果29摩擦系数 0.38盘式制动器轮缸直径 48mm鼓式制动器轮缸直径 21mm总泵缸径 22.22mm(2) GP 阀特性曲线GP 阀的特性曲线上图。
