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制动系统设计DOC
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：
FZVmgl
lVlmaxhl
（7.1a）
FZhmglVl
maxhl
（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：
FXVFZVfV
（7.2a）
FXhFZhfh
（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。
FXVFXhmax（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：
FXVmax[g（llv）axh]/（gl）
（7.4）
FXhmax[glvaxh]/（gl）
（7.5）
这是一个抛物线Fxh（Fxv）和参数ax的参数表现。
在
2
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
3
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）
1840
2450
整车整备质量（Kg）
830
922
4
满载质量（Kg）
1410
1502
空载时质心距前轴中心
864.6
1242
线的距离（mm）
空载时质心高度（mm）500
500
满载时质心距前轴中心
978.7
1462
线的距离（mm）
满载时质心高度（mm）730
730
7.3、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。
g
h
Fz1Fz2
图7.3.1
5
由图7.3.1，对后轮接地点取力矩得
du
Fz1LGbmhg
式中：
Fz1——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；
du——汽车减速度。
dt
对前轮接地点取力矩，得
du
Fz2LGamhg
dt
式中Fz2——地面对后轮的法向反作用力；
a——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
Fz1
G
hgdu
b
g
dt
L
Fz2
Ga
hg
du
（
L
g
dt
6
（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：
F1
F2
G
F1
Fz1
F2
Fz2
消去变量
，得
F2
1
G
4hgL
Gb
（
[
b
F1（
2F1）]
2
hg
G
hg
7.3.2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——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
F2（N）
7
F1
（2）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）
8
F1
7.4、前、后轮制动器制动力矩的确定
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87.7Kgf
9
（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：
M2fF0R
式中f——摩擦系数；
F0——单侧制动块对制动盘的压紧力；
R——作用半径
（c）计算结果
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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）
f
由上图可以看出，当摩擦系数在0.35～0.42之间
时，盘式制动器所能提供的摩擦力矩在1205Nm～1447Nm之间。
当f＝0.38时，鼓式制动器提供的摩擦力矩为1309Nm。
（2）鼓式制动器的制动力矩计算
（a）基本参数
缸径19.05mm
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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：
dF1dF1fRpmaxbfR2sind
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
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系数曲线。
M（Nm）
f
由上图可以看出，摩擦系数在0.35～0.42之间时，制动力矩在524Nm～706.53Nm之间。
当f＝0.38时，鼓式制动器提供的摩擦力矩为598.316Nm。
（3）确定同步附着系数
通过上述关于制动器的制动力矩的计算，可以得
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到前、后制动器之间的制动力分配的比例：
M1
M1M2
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。
（1）基本原理
选定同步附着系数φ0，确定为0.7。
并用下列计算前、后轮制动力矩的比值。
M
M
1
2
b0hg
a0hg
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Mμ1max；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Mμ2max。
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（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
1242
（mm）
空载时质心高度（mm）
500
满载时质心距前轴中心线的距离
1462
（mm）
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
CH6370
0.619
满载时前轮制动器的最大制动力矩
M1771.7Nm
μ1max
满载时后轮制动器的最大制动力矩M1124Nm
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μ2max
应急制动时，后桥制动力矩
1430Nm
前桥制动力矩
2323Nm
7.4.3车型A的制动器改进结果
前桥制动力矩为2323Nm，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改动后盘式制动改动后鼓式制动
器轮缸直径器轮缸直径
（m）（m）
0.380.0480.021
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。
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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。
7.5.1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
1.218
1.445
距离（m）
质心至后轴中心线的
1.232
1.005
距离（m）
质心高度（m）
0.5
0.73
0.7g前后轴荷分配5834/3201
9109/5612
（N）
0.8g前后轴荷分配6019/3017
9548/5174
（N）
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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
空载0.7g时理想制40842241
动力（N）
输入压力
8.595
（MPa）
满载0.7g时理想制63773929
动力（N）
输入压力
8.595
（MPa）
7.5.2GMZ1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
18
制动器所输出的制动1513
力（N）
满载输出压力（MPa）8.595
制动器所输出的制动5174
力（N）
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。
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7.5.3GZM2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
1749
力（N）
满载
输出压力（MPa）
8.595
制动器所输出的制动
5174
力（N）
20
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。
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：
21
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；
22
如下表对照可得：
空载状态
GMZ1调GMZ2调新曲线
理想调
节后
节后
节状态
输入压力（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
1513
1749
2241
2241
力（N）
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GMZ2调新曲线
理想调
节后
节后
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
5174
5174
4244
3929
力（N）
减速度
6.86
6.86
6.86
6.86
制动距离
36
36
36
36
23
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。
改动前，盘式制动器轮缸缸径D1'，容积v1'；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D1，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51.1mm
径D1'
改鼓式制动器轮缸缸19.05mm
动
径D2'
前
总泵的缸径为D'
22.22mm
24
前活塞位移
16.5mm
后活塞位移
12mm
改
盘式制动器轮缸缸
48mm
动
径D1
后
鼓式制动器轮缸缸
21mm
径D2
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。
参数
结果
2个盘式制动器所需制动
1.08
液（mL）
2个鼓式制动器所需制动
5.542
液（mL）
总泵前腔容积（mL）
6.398
总泵后腔容积（mL）
4.653
25
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
7.7.1GB12676-1999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、满载试验车辆分别按，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。
车辆试验车制动初
制动距离
充分发出的最大
类型
速度v，Km/h
Smax，m
平均减速度控制
MFDDmin，力，N
m/s2
M1
80
5.8
500
那么其规定的制动距离为：
50.667m。
下面为车型A在GB12676-1999法规要求下，其制动
26
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6.86MFDDmin，m/s2
由上可以得出，是符合GB12676-1999法规要求的。
7.8GB7258-1997法规要求
GB7258-1997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38.6％的比值
后失效时，剩余制动效能占原规定值61.4％的比值
可以看出，是符合GB7258-1997法规要求的。
7.9、结论
通过上面的分析可以得到：
7.9.1理论曲线
27
下面为前、后制动器匹配后，整车的理想I曲线和曲线。
同步附着系数
0.7
前、后制动器制动力矩比
0.619
值
（1）制动系统重新匹配的结果
28
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。
29
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