制動系統(tǒng)的設(shè)計規(guī)范

制動系統(tǒng)的設(shè)計規(guī)范目錄TOC\o"1-5"\h\z\o"CurrentDocument"概述 1...\o"CurrentDocument"制動系統(tǒng)基本介紹 1\o"CurrentDocument"制動系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)簡圖 2法規(guī)要求 2...\o"CurrentDocument"GB12676-1999法規(guī)要求 2\o"CurrentDocument"GB7258-2012法規(guī)要求 3\o"CurrentDocument"制動動力學(xué) 3\o"CurrentDocument"穩(wěn)定狀態(tài)下的加速和制動 3\o"CurrentDocument"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) 5\o"CurrentDocument"、理想的前、后制動器制動力分配曲線 5\o"CurrentDocument"基本理論 5\o"CurrentDocument"計算算例與分析改進(jìn)方法 7..\o"CurrentDocument"前、后輪制動器制動力矩的確定 7\o"CurrentDocument"制動器的制動力矩計算 7\o"CurrentDocument"確定車型的制動器制動力矩 11\o"CurrentDocument"比例閥的設(shè)計 124.2.1舉例基本參數(shù) 12\o"CurrentDocument"GMZ1的校核 13\o"CurrentDocument"GZM2的校核 14\o"CurrentDocument"設(shè)計優(yōu)化曲線 14\o"CurrentDocument"4.3總泵的校核 164.3.1基本參數(shù) 16基本理論 17校核結(jié)果 17一概述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，本規(guī)范指導(dǎo)汽車的制動性能及制動系結(jié)構(gòu)的設(shè)計。制動系統(tǒng)基本介紹微型電動貨車的行車制動系統(tǒng)采用液壓制動系統(tǒng)。前、后制動器分別為盤式制動器和鼓式制動器，前制動盤為空心通風(fēng)盤，制動踏板為吊掛式踏板，帶真空助力器，制動管路為雙回路對角線（X型）布置，采用ABS以防止車輛在緊急制動情況下發(fā)生車輪抱死。駐車制動系統(tǒng)為機(jī)械式手動后輪鼓式制動，采用遠(yuǎn)距離棘輪拉索操縱機(jī)構(gòu)。

制動系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)簡圖圖1制動系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)簡1.真空助力器帶制動主缸總成2.制動踏板3.車輪4.輪速傳感器5.制動管路6.制動輪缸7.ABS控制器法規(guī)要求GB12676-1999法規(guī)要求發(fā)動機(jī)脫開的0型試驗性能要求。發(fā)動機(jī)接合的O型試驗性能要求FFZVmgllVlmaxhl 3.1a)GB7258-2012法規(guī)要求GB7258-2012法規(guī)要求：汽車、無軌電車和四輪農(nóng)用運(yùn)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。三制動動力學(xué)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FZV和FZh，在制動過程中，圖2隨著靜止平衡和制動減速的條件而變?yōu)椋?.1b)FZhmglVlmax3.1b)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：FXV FZVfV3.2a)FXh FZhfFXV FZVfV3.2a)FXh FZhfh3.2b)圖2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。FXVFXhmax (3.3)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fV＝fh＝ax/g，理想的制動力分配是：FXVmax[g(llv)axh]/(gl) (3.4)FXhmax[glvaxh]/(gl)(3.5)這是一個拋物線Fxh(Fxv)和參數(shù)ax的參數(shù)表現(xiàn)。在圖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。防抱死剎車系統(tǒng)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載時的情況。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。對于雙軸貨車，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)。參數(shù)名稱參數(shù)軸距（mm）3720整車整備質(zhì)量（Kg）3225滿載質(zhì)量（Kg）4500空載時質(zhì)心距前軸中心線的距離（mm）空載時質(zhì)心高度（mm）滿載時質(zhì)心距前軸中心線的距離（mm）滿載時質(zhì)心高度（mm）、理想的前、后制動器制動力分配曲線3.3.1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。hgFz1Fz2圖2地面對前、后車輪的法向反作用力由圖2，對后輪接地點取力矩得

duhgFz1hgdt式中：Fz1——地面對前輪的法向反作用力；G——汽車重力；b——汽車質(zhì)心至后軸中心線的距離；m——汽車質(zhì)量；汽車質(zhì)心高度；dudt——汽車減速度對前輪接地點取力矩，得Fz2LGamduhgz2dtg式中Fz2 ——地面對后輪的法向反作用力；a——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bhgdugdtFz2Fz2ahgduLgdt后制動器制動力分配曲線前、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、后輪制動器制后制動器制動力分配曲線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：F1F2GF1Fz1F2Fz2消去變量，得1G4hgLGbF212[hGgb4hGgLF1(Ghgb2F1)]四計算算例與分析改進(jìn)方法由上述結(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。下圖為舉例車型空載和滿載時候的I曲線F2（N）圖3I曲線前、后輪制動器制動力矩的確定4.1.1制動器的制動力矩計算制動器通常分為盤式制動器和鼓式制動器。下面就兩種制動器分別進(jìn)行制動力矩的計算。

舉例：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：M2fF0R式中f——摩擦系數(shù)；F0——單側(cè)制動塊對制動盤的壓緊力；R——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) 圖4盤式制動器的制動力矩-摩擦系數(shù)的關(guān)系曲線由上圖可以看出，當(dāng)摩擦系數(shù)在0.35～0.42之間時，盤式制動器所能提供的摩擦力矩在1205Nm～1447Nm之間。當(dāng)f＝0.38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：dF1dF1fRpmaxbfR2sind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。M(Nm)圖5鼓式制動器所能提供的制動力矩-摩擦系數(shù)曲線由上圖可以看出，摩擦系數(shù)在0.35～0.42之間時，制動力矩在524Nm～706.53Nm之間。當(dāng)f＝0.38時，鼓式制動器提供的摩擦力矩為598.316Nm。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：M1M1M2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)。確定車型的制動器制動力矩（1）基本原理選定同步附著系數(shù)φ0，舉例如確定為0.7。并用下列計算前、后輪制動力矩的比值。M1 b 0hgM2 a 0hg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Mμ1max；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Mμ2max。（2）基本參數(shù)已知參數(shù)某車型軸距（mm）2600整車整備質(zhì)量（Kg）1380滿載質(zhì)量（Kg）2080空載時質(zhì)心距前軸中心線的距離（mm）空載時質(zhì)心高度（mm）滿載時質(zhì)心距前軸中心線的距離（mm）滿載時質(zhì)心高度（mm）同步附著系數(shù)0.7

（3）計算結(jié)果所得參數(shù)某車型0.619滿載時前輪制動器的最大制動力矩Mμ1max1771.7Nm滿載時后輪制動器的最大制動力矩Mμ2max1124Nm應(yīng)急制動時，后橋制動力矩1430Nm前橋制動力矩2323Nm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。4.2.1舉例基本參數(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）5834/32019109/56120.8g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）8.595GMZ1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：圖6GZM1特性曲線那么可以得出，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。

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圖7GZM2特性曲線同樣，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。4.2.4設(shè)計優(yōu)化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：

圖8設(shè)計優(yōu)化后的理想曲線可以得出實際的新曲線，如下：圖8設(shè)計優(yōu)化后的理想曲線可以得出實際的新曲線，如下：圖8設(shè)計優(yōu)化后的特性曲線上圖中，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；

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