制动系统的设计规范

1、制动系统的设计规范目录 概述11.1 制动系统基本介绍11.2 制动系统的结构简图2二 法规要求22.1 gb12676-1999 法规要求22.2 gb 7258-2012 法规要求3三 制动动力学33.1 稳定状态下的加速和制动33.2 制动系统设计与匹配的总布置设计硬点或输入参数53.3 、理想的前、后制动器制动力分配曲线53.3.1 基本理论5四 计算算例与分析改进方法74.1 前、后轮制动器制动力矩的确定74.1.1 制动器的制动力矩计算74.1.2 确定车型的制动器制动力矩114.2 比例阀的设计124.2.1 举例基本参数124.2.2 gmz1 的校核134.2.3 gzm2

2、的校核144.2.4 设计优化曲线144.3 总泵的校核164.3.1 基本参数164.3.2 基本理论174.3.3 校核结果17 概述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，本规范指导汽车的制动性能及制动系结构的设计。1.1 制动系统基本介绍微型电动货车的行车制动系统采用液压制动系统。前、后制动器分别为盘式制动器和鼓式制动器，前制动盘为空心通风盘，制动踏板为吊挂式踏板，带真空助力器，制动管路为双回路对角线(x 型)布置，采用 abs 以防止车辆在紧急制动情况下发生车轮抱死。驻车制动系统为机械式手动后轮鼓式制动，采用远距离棘轮拉索操纵机构。

3、1.2 制动系统的结构简图图 1制动系统的结构简1. 真空助力器带制动主缸总成 2.制动踏板 3.车轮4.轮速传感器 5. 制动管路 6. 制动轮缸 7.abs 控制器二 法规要求2.1 gb12676-1999 法规要求发动机脱开的 0 型试验性能要求。发动机接合的 o 型试验性能要求2.2 gb 7258-2012 法规要求gb 7258-2012 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。三 制动动力学3.1 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

4、用于车辆的重心，引起颠簸。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 a 加以区分。x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 f ¢ 和 f ¢ ，在制动过程中，图 2 随着静止平衡和制动减速的条件而变为：zvzhf ¢= mg (l - l) l - mah l（3.1a）zvvxf ¢ = mg ll + mah l（3.1b）zhvx设作用于前后轴的摩擦系数分别为 fv和 f ,那么制动力为：hf= f ¢fxvzvv（3.2a）f 

5、2;= f ¢ f（3.2b）xhzhh图 2 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。f+ fxvxh= max（3.3）对于制动过程，fv和 f 是负的。如果要求两轴上的抓力相等，这种相等使 f hvf a /g，理想的制动力分配是：hxf= maxvxg (l - lv) - axh/(gl)（3.4）f= maxhxglv+ a h/(gl)（3.5）x这是一个抛物线 f(f )和参数 a的参数表现。在图 1 的右半部分，显示了一辆xhxvx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

6、，因为后轮锁死后将几乎无法抓地，车辆将会失去控制。防抱死刹车系统 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载时的情况。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。对于双轴货车，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。3.2 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

7、参数。参数名称参数轴距（mm）3720整车整备质量（kg）3225满载质量（kg）4500空载时质心距前轴中心线的距离（mm）空载时质心高度（mm）满载时质心距前轴中心线的距离（mm）满载时质心高度（mm）3.3 、理想的前、后制动器制动力分配曲线3.3.1 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。hgfz1fz2图 2 地面对前、后车轮的法向反作用力由图 2，对后轮接地点取力矩得f l = gb + m du hz1式中：fz1dtg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；

8、m汽车质量；hg 汽车质心高度；dudt 汽车减速度。对前轮接地点取力矩，得fl = ga - m du hz 2dtg式中z 2f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g æ+ hgdu öçbgdt ÷øg æç a- hggdu ö dt ÷øf=z1l èf=z 2l è(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

9、各自的附着力，即：f+ fm1m 2f= j fm1z1f= j f= j gm2z 2j消去变量，得ghb +4hglgfm1f= 1 - (gb + 2f)m 22ghm1g四 计算算例与分析改进方法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。下图为举例车型空载和满载时候的 i 曲线fm 2 （n）fm 1图 3 i 曲线4.1 前、后轮制动器制动力矩的确定4.1.1 制动器的制动力矩计算制动器通常分为盘式制动器和鼓式制动器。下面就两种制动器分别进行制动力矩的计算。举例：已知制动总泵的参数

10、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：m m = 2 ff0r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 m （nm）f图 4 盘式制动器的制动力矩-摩擦系数的关系曲线由上图可以看出，当摩擦系数在 0.350.42 之间时，盘式制动器所

11、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：df1 = df1 fr = pmax bfr 2 sinada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。m（nm）f图 5 鼓式制动器所能提供的制动力矩-摩擦系数曲线由上图可以看出，摩擦系数在 0.350.42 之间时，制动

12、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，可以得到前、后制动器之间的制动力分配的比例b ：mmb =m1+ mm1m 2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。4.1.2 确定车型的制动器制动力矩(1) 基本原理选定同步附着系数 0，举例如确定为 0.7。并用下列计算前、后轮制动力矩的比值。mm1=bfh0gmm2af 0 hg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 1max；在根据前、后轮制动力

13、矩的比值计算出后轮制动器的最大制动力矩 m 2max。空载时质心距前轴中心线的距离（mm）空载时质心高度（mm）满载时质心距前轴中心线的距离（mm） 满载时质心高度（mm）同步附着系数0.7(2) 基本参数已知参数某车型轴距（mm）2600整车整备质量（kg）1380满载质量（kg）2080所得参数某车型(3) 计算结果0.619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 m2max1124 nm应急制动时，后桥制动力矩1430nm前桥制动力矩2323 nm4.2 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

14、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。4.2.1 举例基本参数质量（kg）空载992满载1502轴荷分配（kg）489/503606/896质心至前轴中心线的距离（m）1.2181.445质心至后轴中心线的距离（m）1.2321.005质心高度（m）0.50.730.7g 前后轴荷分配（n）5834/32019109/56120.8 g 前后轴荷分配（n）6019/30179548/5174由上述参数，用前面讨论过的盘式、鼓式制动器的计

15、算方法，可以得出以下结果：前后空载0.7g 时理想制动力（n） 40842241输入压力（mpa）8.595满载0.7g 时理想制动力（n） 63773929输入压力（mpa）8.5954.2.2 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）2.495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力（n）5174如下图：图 6 gzm1 特性曲线那么可以得出，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

16、时情况下的地面所能提供的制动力的。4.2.3 gzm2 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满载输出压力（mpa）8.595制动器所输出的制动力（n）5174图 7 gzm2 特性曲线同样，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。4.2.4 设计优化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

17、曲线如下：图 8 设计优化后的理想曲线可以得出实际的新曲线，如下：图 8 设计优化后的特性曲线上图中，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；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）8.5958.5958.5958.595输出压力（mpa）2.4952.8853.6963.696制动器提供的制动力（n）1513174922412241减速度6.076.3266.866.86制动距离40.7393636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）8.5958.5958.5958.595输

18、出压力（mpa）8.5958.59576.48制动器提供的制动力（n）5174517442443929减速度6.866.866.866.86制动距离36363636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。4.3 总泵的校核进行优化设计后，前、后制动器轮缸直径作出了调整，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。4.3.1 基本参数改动前， 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 ；后活塞位移12mm改