1、制動系統匹配設計計算作者：楊得新 文章來源：浙江吉奧汽車有限公司 點擊數：3428 更新時間：2008-9-6只有制動性能良好、制動系統工作可靠的汽車才能充分發揮其動力性能。因此，在整車新產品開發設計中制動系統的匹配計算尤為重要。概述根據AA車型整車開發計劃， AA車型制動系統在參考BB轎車底盤制造平臺的基礎上進行逆向開發設計，管路重新設計。本計算是以選配C發動機為基礎。AA車型的行車制動系統采用液壓制動系統。前、后制動器分別為前通風盤式制動器和實心盤式制動器，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。駐車制動系統為機械式手動后盤式制動，采用遠距離棘輪

2、拉索操縱機構。因AA車型與參考樣車BB的整車參數接近，制動系統采用了BB樣車制動系統，因此，計算的目的在于校核前/后制動力、最大制動距離、制動踏板力、駐車制動手柄力及駐坡極限傾角。設計要符合GB 12676-1999汽車制動系統結構、性能和試驗方法；GB 13594-2003機動車和掛車防抱制動性能和試驗方法和GB 7258-2004機動車運行安全技術條件的要求，其中的踏板力要求500N，駐車制動停駐角度為20（12），駐車制動操縱手柄力400N。 制動系統設計的輸入條件整車基本參數見表1，零部件主要參數見表2。 表1 整車基本參數 表2 零部件主要參數制動系統設計計算1.地面對前、后車輪的法

3、向反作用力地面對前、后車輪的法向反作用力如圖1所示。 圖1 制動工況受力簡圖 由圖1，對后輪接地點取力矩得: 式中： FZ1（N）：地面對前輪的法向反作用力；G（N）：汽車重力；b（m）：汽車質心至后軸中心線的水平距離；m（kg）：汽車質量；hg（m）：汽車質心高度；L（m）：軸距； （m/s2）：汽車減速度。對前輪接地點取力矩，得： 式中：FZ2（N）：地面對后輪的法向反作用力；a（m）：汽車質心至前軸中心線的距離。2.理想前后制動力分配在附著系數為的路面上，前、后車輪同步抱死的條件是：前、后輪制動器制動力之和等于汽車的地面附著力；并且前、后輪制動器制動力Fm1、Fm2分別等于各自的附著力，

4、即： 根據式（1）、（2）及（3），消去變量，得： 由（1）、（2）、（3）及此時zg，z=0，可得： 前軸： 后軸：由此可以建立由Fu1和Fu2的關系曲線，即I曲線。3.理想曲線為了沿用樣車的部分制動系統零件，我們采用以下方案：前、后制動器沿用樣車零件（前后盤式制動器）；真空助力器帶制動泵總成采用BB樣車零件；制動踏板沿用BB樣車零件。制動力分配系數： 由制動器效能因數定義： 而由制動器制動力矩產生的制動器制動力故 p（Mpa）：液壓系統中的壓力；d：輪缸活塞的直徑(mm)；BF：制動器效能因數；r：制動器的有效制動半徑；R（mm）：車輪的滾動半徑；Mm（mu）：制動器摩擦副間的制動力矩；F

5、0（N）：制動器輪缸的輸出力；Fm（N）：由制動器制動力矩產生的車輪周緣力，即制動器制動力。由公式（11）、（12）代入（8）得： 同步附著系數 由以上公式計算得到AA車型前后制動器制動力分配系數：同步附著系數：滿載時010.91；空載時020.6。根據以上計算，可繪出空滿載狀態理想前后制動力分配曲線（I線）和實際前后制動力分配曲線（線）（見圖2）。 圖2 前后制動力分配曲線 由上可知，實際滿載同步附著系數=0.91，而我國目前的道路路面狀況有較大改善，一般可達0.8左右，在高速路上可達1.0，因此=0.91滿足一般設計的要求。在=0.91時前、后輪同時抱死，在此之前如無ABS系統作用總是前輪

6、先抱死。由于本車采用ABS調節前后制動器的制動力，故在任意附著系數路面時，實際前、后制動器制動力分配是近似符合I曲線的，同時也減輕了ABS系統工作壓力。因此設計方案合理。4.前后軸利用附著系數與制動強度的關系曲線由公式 ： 式中 ： ?：前軸利用附著系數；r：后軸利用附著系數；a（m）：前軸到質心水平距；b（m）：后軸到質心水平距；z：制動強度。可作出前后軸利用附著系數與制動強度的關系曲線（見圖3）。 圖3 利用附著系數與制動強度的關系曲線 比較以上圖表，我們可以得出結論：空、滿載利用附著系數滿足GB12676-1999標準要求，因此本車的制動力分配滿足法規要求。管路壓力校核管路的極限壓力如不

7、考慮ABS系統的作用應該是在地面的附著系數達到同步附著系數時管路中的壓力。前后制動器同時抱死時，根據前、后輪制動器制動力公式： 式中：Fu1、Fu2 （N）：前、后輪制動器制動力；p1、p2 （Pa）：前、后輪缸液壓；d1、d2 （m）：前、后輪缸直徑；n1、n2 ：前、后制動器單側油缸數目(僅對于盤式制動器而言)；BF1、BF2：前、后制動器效能因數；r1、r2 （m）：前、后制動器制動半徑；R （m）：車輪滾動半徑。由（11）可以推導出管路壓力公式：p= 2FmR/（rBFd2n） 由此可得到p1=p2=6.86Mpa， 液壓制動系統管路的一般工作壓力小于10 Mpa，因此本系統管路壓力符

8、合要求。制動距離校核制動距離公式為： V （km/h）：制動初速度；Jmax( m/s2)：最大制動減速度；'2 、"2：制動器的作用時間，0.20.9s.取 當0.8時， jmaxg7.84 m/s2，當V=80 km/h由式（13）得S42.6m<50.7m，符合GB 12676-1999的規定。當V=50 km/h由式（13）得S19.3m<20m，符合GB 7258-2004的規定。制動距離滿足法規要求，設計方案合適。真空助力器主要技術參數本車由于平臺化的考慮采用BB原樣車真空助力器，其為單膜片式，膜片直徑為9"，真空助力比為7.5。制動主缸行程

9、校核根據V=1/4d2，得：前輪缸工作容積V1=2 550.47(立方毫米)；后輪缸工作容積V2=9 02.13(立方毫米)；考慮軟管變形，主缸容積為：Vm1.1×2（V1+V2）7 595.71(立方毫米)；主缸實際行程：S0Vm（1/4d2m）=19.6(mm) <32mm，小于主缸總行程32，滿足設計要求。 制動踏板行程和踏板力校核1.制動踏板行程制動踏板工作行程： ip：制動踏板杠桿比，2.77；01：主缸推桿與活塞間隙，1.5mm；02：主缸活塞空行程，1.5mm。Sp=2.77×（19.6+1.5+1.5）=62.6（mm）<100×415

10、=80mm，滿足GB7258-2004的規定。2.制動踏板力校核分析整個制動過程，在附著系數為（0）的路面上制動時，前輪的壓力首先達到抱死拖滑狀態，當管路中壓力繼續升高時，前輪制動力不再隨管路中壓力的升高而增大，但后輪制動力卻隨壓力的升高繼續增大，直到后輪也抱死拖滑。那么，后輪抱死拖滑時，管路中的壓力已經足夠大，此時的踏板力即是整車在附著系數為（40）的路面上制動時所需要的最大踏板力。顯然，當=0時，前后輪同時抱死，此時所需要的踏板力既是整車制動的極限踏板力。我國的道路條件下，附著系數一般取0.8，故當=0.8時，利用（11）計算出p=6.69MPa>6.261MPa。 圖4 真空助力器

11、和總泵特性曲線 由圖4特性曲線中可以查得，F入=562.7N，考慮踏板的機械效率=0.8，踏板杠桿比ip=2.77，則踏板力 此時制動強度z=7.84>5.8(法規限值)，滿載狀態下，所需踏板力 F500N，符合GB 12676-1999的規定的制動強度Z=5.8時制動踏板力的要求，設計方案合適。一個回路失效制動效能的驗證由于本車型制動管路采用雙回路X 型布置，其最大優點是任一回路失效時，仍能保持對角線兩個車輪制動器的工作。由于同軸左、右制動器的對稱性，任一回路失效時，仍能剩余50的制動力，故當地面附著系數為0.8 時，制動減速度為J=1/2g=3.92m/s2，大于GB72582004規定的應急制動效能2.9m/s2，及GB12676中規定的剩余制動效能1.7m/s2，符合法規要求。駐車制動校核1.極限傾角根據汽車后軸車輪附著力Ff與制動力相等的條件，汽車在角度為的坡路時上坡和下坡停駐時的制動力Fzu、Fzd分別為: 可得汽車在上、下坡路上停駐時的坡度傾角、分別為： 因此，滿載時汽車可能停駐的極限上、下坡傾角見表3。 表3 極限上、下坡傾角 2.手柄力校核AA車型駐車制動裝置為浮動鉗盤式制動器，駐車制動促動機構在制動鉗內，其杠桿比為5.35，駐車制動手柄杠桿比為7.2，駐車制動操縱機構的機械效率為0.