制动系统设计DOC.docx
《制动系统设计DOC.docx》由会员分享，可在线阅读，更多相关《制动系统设计DOC.docx（24页珍藏版）》请在冰豆网上搜索。
制动系统设计DOC
制动系统设计第七章
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。
制动动力学7.1
稳定状态下的加速和制动7.1.1
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。
制动和加速加以区分。
下面，a的过程只能通过纵向的加速度x我们先来分析一辆双轴汽车的制动过程。
，在制动过最终产生结果的前后轮负载和?
?
FFZhZV随着静止平衡和制动减速的条件而变程中，图7.1为：
（7.1a）?
?
?
Flhl?
?
mgma?
llZVVx（7.1b）?
Flhl?
mgl?
maZhxV设作用于前后轴的摩擦系数分别为f和f,那么制hV动力为：
?
?
FFfZVVXV．
（7.2a）
?
?
Ff?
FXhZhh（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）maF?
F?
xXVXh对于制动过程，f和f是负的。
如果要求两轴上hV的抓力相等，这种相等使f＝f＝a/g，理想的制动xVh力分配是：
）glh]/（alg?
Fma[（l?
）?
xvXVx7.4（））gl/（?
gl[?
Fmaa]hxvxXh7.5（）的参数表现。
在）和参数（FF这是一个抛物线axxvxh的右半部分，显示了一辆普通载人汽车的理想7.1图
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
mm轴距（）
1840
2450
Kg整车整备质量（）
830
922
）Kg满载质量（．
1410
1502
空载时质心距前轴中心）线的距离（mm
864.6
1242
）mm空载时质心高度（
500
500
满载时质心距前轴中心）线的距离（mm
978.7
1462
mm）满载时质心高度（
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。
ghFz1Fz2图7.3.1
由图7.3.1，对后轮接地点取力矩得
duh?
mFL?
Gb
gz1dt
式中：
——地面对前轮的法向反作用力；
——汽车重力；
——汽车质心至后轴中心线的距离；
——汽车质量；
——汽车质心高度；
du——汽车减速度。
dt对前轮接地点取力矩，得
duh?
?
GamFL
g2zdt
式中——地面对后轮的法向反作用力；F2z——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
h?
?
Gdug?
?
?
Fb?
?
?
1zLgdt?
?
h?
?
Gdu（7.3.1）g?
?
?
a?
F?
?
2zdtLg?
?
（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：
?
G?
F?
F?
?
21?
FF?
?
11z?
FF?
?
22z?
消去变量，得1G4hgLGb（7.3.2））]（?
2F?
b?
F[?
F
?
?
?
112h2hGgg7.3.2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
）N（?
2F．
?
1F
（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（?
2F．
?
1F
7.4、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
87.7Kgf
（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
235.9cm
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：
R?
M2fF?
0式中——摩擦系数；f——单侧制动块对制动盘的压紧力；F0——作用半径
计算结果（c）
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）?
M
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
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：
2?
?
dsin?
?
dF1dF1fRpbfRmax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．
系数曲线。
（Nm）?
M
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．
到前、后制动器之间的制动力分配的比例：
?
M?
1?
?
MM?
?
?
21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φ，确定为0.7。
0并用下列计算前、后轮制动力矩的比值。
Mb?
h1?
g0
?
M
ha?
2?
g0
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M；在根据前、后轮制动力矩的比值计算出后轮1maxμ制动器的最大制动力矩M。
2maxμ
（2）基本参数
已知参数
CH6370
）轴距（mm
2450
整车整备质量（Kg）
870
Kg）满载质量（
1502.2
空载时质心距前轴中心线的距离（mm）
1242
mm空载时质心高度（）
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
计算结果（3）
所得参数
CH6370
?
0.619
满载时前轮制动器的最大制动力矩M1maxμ
1771.7Nm
M满载时后轮制动器的最大制动力矩．
1124Nm
2maxμ
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
上，前桥采用盘式制动器，后桥采用鼓式制A在车型，鼓式制动器的缸动器。
盘式制动器的缸径为48mm。
21mm径为
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m）距离（
1.218
1.445
质心至后轴中心线的m）距离（
1.232
1.005
）质心高度（m
0.5
0.73
配分荷轴后前0.7gN（）
5834/3201
9109/5612
轴前g0.8后配分荷）N（．
6019/3017
9548/5174
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
理想制0.7g时N）动力（
4084
2241
压输入力（MPa）
8.595
满载
理时想制0.7gN）动力（
6377
3929
输入压力MPa（）
8.595
的校核7.5.2GMZ1
GZM1调节后，汽车在空、满载时的状态如下：
经
后
空载
）MPa输出压力（
2.495
制动器所输出的制动力（N）
1513
满载
输出压力（MPa）
8.595
制动器所输出的制动N力（）
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。
．
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力（N）
1749
满载
）MPa输出压力（
8.595
制动器所输出的制动）力（N
5174
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：
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；
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（MPa
8.595
8.595
8.595
8.595
MPa输出压力（）
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
调理想节状态
）输入压力（MPa
8.595
8.595
8.595
8.595
MPa输出压力（）
8.595
8.595
7
6.48
制动器提供的制动N力（）
5174
5174
4244
3929
减速度
6.86
6.86
6.86
6.86
制动距离
36
36
36
36
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。
7.6.1基本参数
改动前，盘式制动器轮缸缸径，容积；''1v1D鼓式制动器轮缸缸径，容积；''2v2D总泵的缸径为，前腔容积，后腔容积''f_vD；'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；1D2v总泵的缸径为；前腔容积，后腔容积；Dbvv_f_
改动前
盘式制动器轮缸缸径'1D
51.1mm
鼓式制动器轮缸缸径'2D
19.05mm
总泵的缸径为'D．
22.22mm
前活塞位移
16.5mm
后活塞位移
12mm
改动后
盘式制动器轮缸缸径1D
48mm
鼓式制动器轮缸缸径2D
21mm
7.6.2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
1.08
个盘式制动器所需制动2）液（mL5.5422个鼓式制动器所需制动）液（mL6.398mL总泵前腔容积（）4.653mL总泵后腔容积（）
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
0发动机脱开的型试验性能要求。
）规定6.6.2.2a）和空、满载试验车辆分别按6.6.2.1a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。
辆车类型
试验车制动初，速度vKm/h
制动距离mSmax，
的出分充发速均平减度，MFDDmin2m/s
大最制控N力，
500
80
M15.8
。
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，其制动距离和充分发出的平均减速度。
制动距离（m）
36
度速减均平的出发分充2m/sMFDDmin，
6.86
GB12676-1999由上可以得出，是符合法规要求的。
7.8GB7258-1997法规要求法规要求：
汽车、无轨电车和四轮农7258-1997GB
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。
前失效和后失效的情况下，剩余制动效A下面为车型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％
法规要求的。
GB7258-1997可以看出，是符合、结论7.9通过上面的分析可以得到：
7.9.1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
制动系统重新匹配的结果
（1）
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阀特性曲线阀的特性曲线上图。
GP
升级会员 