制動(dòng)系統(tǒng)的設(shè)計(jì)規(guī)范目錄TOC\o"1-5"\h\z\o"CurrentDocument"概述 1...\o"CurrentDocument"制動(dòng)系統(tǒng)基本介紹 1\o"CurrentDocument"制動(dòng)系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)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(dòng)動(dòng)力學(xué) 3\o"CurrentDocument"穩(wěn)定狀態(tài)下的加速和制動(dòng) 3\o"CurrentDocument"制動(dòng)系統(tǒng)設(shè)計(jì)與匹配的總布置設(shè)計(jì)硬點(diǎn)或輸入?yún)?shù) 5\o"CurrentDocument"、理想的前、后制動(dòng)器制動(dòng)力分配曲線 5\o"CurrentDocument"基本理論 5\o"CurrentDocument"計(jì)算算例與分析改進(jìn)方法 7..\o"CurrentDocument"前、后輪制動(dòng)器制動(dòng)力矩的確定 7\o"CurrentDocument"制動(dòng)器的制動(dòng)力矩計(jì)算 7\o"CurrentDocument"確定車型的制動(dòng)器制動(dòng)力矩 11\o"CurrentDocument"比例閥的設(shè)計(jì) 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(jì)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(dòng)系是汽車的一個(gè)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(dòng)效能，本規(guī)范指導(dǎo)汽車的制動(dòng)性能及制動(dòng)系結(jié)構(gòu)的設(shè)計(jì)。制動(dòng)系統(tǒng)基本介紹微型電動(dòng)貨車的行車制動(dòng)系統(tǒng)采用液壓制動(dòng)系統(tǒng)。前、后制動(dòng)器分別為盤式制動(dòng)器和鼓式制動(dòng)器，前制動(dòng)盤為空心通風(fēng)盤，制動(dòng)踏板為吊掛式踏板，帶真空助力器，制動(dòng)管路為雙回路對(duì)角線（X型）布置，采用ABS以防止車輛在緊急制動(dòng)情況下發(fā)生車輪抱死。駐車制動(dòng)系統(tǒng)為機(jī)械式手動(dòng)后輪鼓式制動(dòng)，采用遠(yuǎn)距離棘輪拉索操縱機(jī)構(gòu)。

制動(dòng)系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)圖圖1制動(dòng)系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)1.真空助力器帶制動(dòng)主缸總成2.制動(dòng)踏板3.車輪4.輪速傳感器5.制動(dòng)管路6.制動(dòng)輪缸7.ABS控制器法規(guī)要求GB12676-1999法規(guī)要求發(fā)動(dòng)機(jī)脫開的0型試驗(yàn)性能要求。發(fā)動(dòng)機(jī)接合的O型試驗(yàn)性能要求FFZVmgllVlmaxhl 3.1a)GB7258-2012法規(guī)要求GB7258-2012法規(guī)要求：汽車、無(wú)軌電車和四輪農(nóng)用運(yùn)輸車的行車制動(dòng)，必須

采用雙管路或多管路，當(dāng)部分管路失效時(shí)，剩余制動(dòng)效能仍能保持原規(guī)定值的 30％以上。三制動(dòng)動(dòng)力學(xué)穩(wěn)定狀態(tài)下的加速和制動(dòng)加速力和制動(dòng)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(gè)過程中當(dāng)剎車時(shí)，前后輪的負(fù)載各自增加或減少；而當(dāng)加速時(shí)，情況正好相反。制動(dòng)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(lái)分析一輛雙軸汽車的制動(dòng)過程。最終產(chǎn)生結(jié)果的前后輪負(fù)載FZV和FZh，在制動(dòng)過程中，圖2隨著靜止平衡和制動(dòng)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(dòng)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(duì)于制動(dòng)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(dòng)力分配是：FXVmax[g(llv)axh]/(gl) (3.4)FXhmax[glvaxh]/(gl)(3.5)這是一個(gè)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(dòng)力分配。實(shí)踐中，向兩邊分配制動(dòng)力通常被選用來(lái)防止過早的過度制動(dòng)，或是由剎車片摩擦偏差而引起的后輪所死，因?yàn)楹筝嗘i死后將幾乎無(wú)法抓地，車輛將會(huì)失去控制。防抱死剎車系統(tǒng)這個(gè)問題。當(dāng)然，每一個(gè)負(fù)載狀態(tài)都有它各自的理想制動(dòng)力分配。如果所有負(fù)載狀態(tài)都必須由一個(gè)固定的分配去應(yīng)對(duì)，那么最重要的條件往往就是空載時(shí)的情況。雖然固定的分配在更多負(fù)載時(shí)無(wú)法實(shí)現(xiàn)最優(yōu)化的制動(dòng)力分配，b線顯示了當(dāng)后軸的制動(dòng)力未超過理想值直到最大減速度為0.8g時(shí)的制動(dòng)力分配情況。彎曲的分配曲線可通過如下方法應(yīng)用。對(duì)于雙軸貨車，輪子在制動(dòng)中的負(fù)載只取決于減速度，而不取決于設(shè)定的制動(dòng)

力分配制動(dòng)系統(tǒng)設(shè)計(jì)與匹配的總布置設(shè)計(jì)硬點(diǎn)或輸入?yún)?shù)新車型總體設(shè)計(jì)時(shí)能夠基本估算如下基本設(shè)計(jì)參數(shù),這些參數(shù)作為制動(dòng)系統(tǒng)的匹配和優(yōu)化設(shè)計(jì)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(shí)質(zhì)心距前軸中心線的距離（mm）空載時(shí)質(zhì)心高度（mm）滿載時(shí)質(zhì)心距前軸中心線的距離（mm）滿載時(shí)質(zhì)心高度（mm）、理想的前、后制動(dòng)器制動(dòng)力分配曲線3.3.1基本理論（1） 地面對(duì)前、后車輪的法向反作用力在分析前、后輪制動(dòng)器制動(dòng)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(duì)前、后車輪的法向反作用力由圖2，對(duì)后輪接地點(diǎn)取力矩得

duhgFz1hgdt式中：Fz1——地面對(duì)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(duì)前輪接地點(diǎn)取力矩，得Fz2LGamduhgz2dtg式中Fz2 ——地面對(duì)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(dòng)器制動(dòng)力分配曲線前、在任何附著系數(shù)的路面上，前、后車輪同時(shí)抱死的條件是：前、后輪制動(dòng)器制后制動(dòng)器制動(dòng)力分配曲線動(dòng)力之和等于附著力；并且前、后輪制動(dòng)器制動(dòng)力分別等于各自的附著力，即：F1F2GF1Fz1F2Fz2消去變量，得1G4hgLGbF212[hGgb4hGgLF1(Ghgb2F1)]四計(jì)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(shí)抱死時(shí)前、后制動(dòng)器制動(dòng)力的關(guān)系曲線——理想的前、后輪制動(dòng)器制動(dòng)力分配曲線，簡(jiǎn)稱I曲線。下圖為舉例車型空載和滿載時(shí)候的I曲線F2（N）圖3I曲線前、后輪制動(dòng)器制動(dòng)力矩的確定4.1.1制動(dòng)器的制動(dòng)力矩計(jì)算制動(dòng)器通常分為盤式制動(dòng)器和鼓式制動(dòng)器。下面就兩種制動(dòng)器分別進(jìn)行制動(dòng)力矩的計(jì)算。

舉例：已知制動(dòng)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(dòng)器的制動(dòng)力矩計(jì)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(dòng)盤厚度12mm(b)計(jì)算依據(jù)假定襯塊的摩擦表面全部與制動(dòng)盤接觸，且各處單位壓力分布均勻，則制動(dòng)器的制動(dòng)力矩為：M2fF0R式中f——摩擦系數(shù)；F0——單側(cè)制動(dòng)塊對(duì)制動(dòng)盤的壓緊力；R——作用半徑(c)計(jì)算結(jié)果下面為盤式制動(dòng)器的制動(dòng)力矩與摩擦系數(shù)之間的關(guān)系曲線Nm) 圖4盤式制動(dòng)器的制動(dòng)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(shí)，盤式制動(dòng)器所能提供的摩擦力矩在1205Nm～1447Nm之間。當(dāng)f＝0.38時(shí)，鼓式制動(dòng)器提供的摩擦力矩為1309Nm。(2)鼓式制動(dòng)器的制動(dòng)力矩計(jì)算(a)基本參數(shù)缸徑19.05mm制動(dòng)鼓直徑220mm制動(dòng)蹄片包角110°制動(dòng)蹄片寬度40mm(b)計(jì)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(duì)于緊蹄：對(duì)于松蹄：其中(c)計(jì)算結(jié)果下圖為鼓式制動(dòng)器所能提供的制動(dòng)力矩——摩擦系數(shù)曲線。M(Nm)圖5鼓式制動(dòng)器所能提供的制動(dòng)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(shí)，制動(dòng)力矩在524Nm～706.53Nm之間。當(dāng)f＝0.38時(shí)，鼓式制動(dòng)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(dòng)器的制動(dòng)力矩的計(jì)算，可以得到前、后制動(dòng)器之間的制動(dòng)力分配的比例：M1M1M2通過這個(gè)曲線與I曲線的交點(diǎn)處的附著系數(shù)為同步附著系數(shù)。確定車型的制動(dòng)器制動(dòng)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(jì)算前、后輪制動(dòng)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(dòng)到前輪抱死，計(jì)算出前輪制動(dòng)器的最大制動(dòng)力矩Mμ1max；在根據(jù)前、后輪制動(dòng)力矩的比值計(jì)算出后輪制動(dòng)器的最大制動(dòng)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(shí)質(zhì)心距前軸中心線的距離（mm）空載時(shí)質(zhì)心高度（mm）滿載時(shí)質(zhì)心距前軸中心線的距離（mm）滿載時(shí)質(zhì)心高度（mm）同步附著系數(shù)0.7

（3）計(jì)算結(jié)果所得參數(shù)某車型0.619滿載時(shí)前輪制動(dòng)器的最大制動(dòng)力矩Mμ1max1771.7Nm滿載時(shí)后輪制動(dòng)器的最大制動(dòng)力矩Mμ2max1124Nm應(yīng)急制動(dòng)時(shí)，后橋制動(dòng)力矩1430Nm前橋制動(dòng)力矩2323Nm比例閥的設(shè)計(jì)由于，對(duì)于具有固定比值的前、后制動(dòng)器制動(dòng)力的制動(dòng)系特性，其實(shí)際制動(dòng)力分配曲線與理想的制動(dòng)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(dòng)力調(diào)節(jié)裝置，可根據(jù)制動(dòng)強(qiáng)度，載荷等因素來(lái)改變前、后制動(dòng)器制動(dòng)力的比值，使之接近于理想制動(dòng)力分配曲線，滿足制動(dòng)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(dòng)器的計(jì)算方法，可以得出以下結(jié)果：前后空載0.7g時(shí)理想制動(dòng)力（N）40842241

輸入壓力（MPa）8.595滿載0.7g時(shí)理想制動(dòng)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(shí)的狀態(tài)如下：后空載輸出壓力（MPa）2.495制動(dòng)器所輸出的制動(dòng)力（N）1513滿載輸出壓力（MPa）8.595制動(dòng)器所輸出的制動(dòng)力（N）5174如下圖：圖6GZM1特性曲線那么可以得出，空載的時(shí)候，經(jīng)比例閥調(diào)節(jié)后，后面的制動(dòng)器提供的制動(dòng)力是小于當(dāng)時(shí)情況下的地面所能提供的制動(dòng)力的；滿載的時(shí)候，經(jīng)比例閥調(diào)節(jié)后，后面的制動(dòng)器提供的制動(dòng)力是大于當(dāng)時(shí)情況下的地面所能提供的制動(dòng)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(dòng)器所輸出的制動(dòng)力（N）1749滿載輸出壓力（MPa）8.595制動(dòng)器所輸出的制動(dòng)力（N）5174圖7GZM2特性曲線同樣，空載的時(shí)候，經(jīng)比例閥調(diào)節(jié)后，后面的制動(dòng)器提供的制動(dòng)力是小于當(dāng)時(shí)情況下的地面所能提供的制動(dòng)力的；滿載的時(shí)候，經(jīng)比例閥調(diào)節(jié)后，后面的制動(dòng)器提供的制動(dòng)力是大于當(dāng)時(shí)情況下的地面所能提供的制動(dòng)力的。4.2.4設(shè)計(jì)優(yōu)化曲線通過上面的計(jì)算可以看出，GZM1和GZM2可以滿足0.7g時(shí)空載時(shí)的要求，但是不滿足在滿載時(shí)候的要求。那么，理想的調(diào)節(jié)曲線如下：

圖8設(shè)計(jì)優(yōu)化后的理想曲線可以得出實(shí)際的新曲線，如下：圖8設(shè)計(jì)優(yōu)化后的理想曲線可以得出實(shí)際的新曲線，如下：圖8設(shè)計(jì)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(dòng)器提供的制動(dòng)力（N）1513174922412241減速度6.076.3266.866.86制動(dòng)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