制動系統(tǒng)設計(DOC)

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第七章 制動系統(tǒng)設計 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，應該合理地確定汽車的制動性能及制動系結構。 7.1 制動動力學 7.1.1 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，引起一陣顛簸。在這個過程中當剎車時，前后輪的負載各自增加或減少；而當加速時，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)生結果的前后輪負載和，在制動過程中，圖7.1隨著靜止平衡和制動減速的條件而變?yōu)椋? （7.1a） （7.1b） 設作用于前后軸的摩擦系數(shù)分別為fV和fh,那么制動力為： （7.2a） （7.2b） 圖7.1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。 （7.3） 對于制動過程，fV和fh是負的。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： （7.4） （7.5） 這是一個拋物線Fxh(Fxv)和參數(shù)ax的參數(shù)表現(xiàn)。在圖7.1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。然而防抱死剎車系統(tǒng)將會減輕這個問題。 當然，每一個負載狀態(tài)都有它各自的理想制動力分配。如果所有負載狀態(tài)都必須由一個固定的分配去應對，那么最重要的條件往往就是空車載司機的情況。雖然，固定的分配在更多負載時無法實現(xiàn)最優(yōu)化的制動力分配，b線顯示了當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用。 圖 7.2 半掛車的剎車過程 情況（c）使用一個后軸限壓閥，情況（d）使用減壓閥。那些負載變化巨大的車輛，比如說卡車，或火車站貨車及很多前輪驅動車，都有減壓閥，并且?guī)в幸粋€可變的突變點，具體要看靜止時的軸上負載（所謂的“制動力調(diào)節(jié)器”）。 在一輛雙軸車上，輪子在制動中的負載只取決于減速度，而不取決于設定的制動力分配。但這對于有三個或以上軸的車輛來說并不適用。例如拖車，圖7.2，高度協(xié)調(diào)了拖車接點的hk,h1和h2,拖拉機和拖車的重心，設定的制動力分配決定了連接力Fxk和F2k，從而決定了各軸上力的分布。 這里建立的制定過程等式仍然有效，對于加速，加速度為正值。 7.2、制動系統(tǒng)設計與匹配的總布置設計硬點或輸入?yún)?shù) 新車型總體設計時能夠基本估算如下基本設計參數(shù), 這些參數(shù)作為制動系統(tǒng)的匹配和優(yōu)化設計的輸入?yún)?shù). 已知參數(shù) A車型 B車型 軸距（mm） 1840 2450 整車整備質(zhì)量（Kg） 830 922 滿載質(zhì)量（Kg） 1410 1502 空載時質(zhì)心距前軸中心線的距離（mm） 864.6 1242 空載時質(zhì)心高度（mm） 500 500 滿載時質(zhì)心距前軸中心線的距離（mm） 978.7 1462 滿載時質(zhì)心高度（mm） 730 730 7.3、理想的前、后制動器制動力分配曲線 7.3.1 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。 圖7.3.1 由圖7.3.1，對后輪接地點取力矩得 式中： ——地面對前輪的法向反作用力； ——汽車重力； ——汽車質(zhì)心至后軸中心線的距離； ——汽車質(zhì)量； ——汽車質(zhì)心高度； ——汽車減速度。 對前輪接地點取力矩，得 式中 ——地面對后輪的法向反作用力； ——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 （7.3.1） (2) 前、后制動器制動力分配曲線 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： 消去變量，得 （7.3.2） 7.3.2 計算算例與計算結果 由上述結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系曲線——理想的前、后輪制動器制動力分配曲線，簡稱I曲線。 (1) 車型B的I曲線 下圖為車型B空載和滿載時候的I曲線 （N） (2) 車型A的I曲線 下圖分別為車型A空載、滿載的I曲線 （N） 7.4、前、后輪制動器制動力矩的確定 7.4.1車型B制動器的制動力矩計算 車型B所采用的為：前面為盤式制動器，后面為鼓式制動器。下面就兩種制動器分別進行制動力矩的計算。 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： 式中——摩擦系數(shù)； ——單側制動塊對制動盤的壓緊力； ——作用半徑 (c) 計算結果 下面為盤式制動器的制動力矩與摩擦系數(shù)之間的關系曲線。 （Nm） 由上圖可以看出，當摩擦系數(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： 對于緊蹄： 對于松蹄： 其中 (c) 計算結果 下圖為鼓式制動器所能提供的制動力矩——摩擦系數(shù)曲線。 （Nm） 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f＝0.38時，鼓式制動器提供的摩擦力矩為598.316Nm。 (3) 確定同步附著系數(shù) 通過上述關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： 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)。 7.4.2確定車型A的制動器制動力矩 (1) 基本原理 選定同步附著系數(shù)φ0，確定為0.7。 并用下列計算前、后輪制動力矩的比值。 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) CH6370 軸距（mm） 2450 整車整備質(zhì)量（Kg） 870 滿載質(zhì)量（Kg） 1502.2 空載時質(zhì)心距前軸中心線的距離（mm） 1242 空載時質(zhì)心高度（mm） 500 滿載時質(zhì)心距前軸中心線的距離（mm） 1462 滿載時質(zhì)心高度（mm） 730 同步附著系數(shù) 0.7 (3) 計算結果 所得參數(shù) CH6370 0.619 滿載時前輪制動器的最大制動力矩Mμ1max 1771.7Nm 滿載時后輪制動器的最大制動力矩Mμ2max 1124 Nm 應急制動時，后橋制動力矩 1430Nm 前橋制動力矩 2323 Nm 7.4.3 車型A的制動器改進結果 前橋制動力矩為2323 Nm，后橋制動力矩1430Nm。即所采用的盤式制動器制動力矩為2323/2 =1161.5Nm，鼓式制動器為1430/2=715Nm。 通過確定前、后輪制動器的最大制動力矩，可以用7.3中提及的公式，用改變制動分泵的直徑來改變原來制動器的制動力矩。 可以得出制動分泵改變情況如下： 摩擦系數(shù)f 改動后盤式制動器輪缸直徑（m） 改動后鼓式制動器輪缸直徑（m） 0.38 0.048 0.021 在車型A上，前橋采用盤式制動器，后橋采用鼓式制動器。盤式制動器的缸徑為48mm，鼓式制動器的缸徑為21mm。 7.5、比例閥的設計 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。 7.5.1 基本參數(shù) 空載 滿載 質(zhì)量（Kg） 992 1502 軸荷分配（Kg） 489/503 606/896 質(zhì)心至前軸中心線的距離（m） 1.218 1.445 質(zhì)心至后軸中心線的距離（m） 1.232 1.005 質(zhì)心高度（m） 0.5 0.73 0.7g前后軸荷分配（N） 5834/3201 9109/5612 0.8 g前后軸荷分配（N） 6019/3017 9548/5174 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，可以得出以下結果： 前 后 空載 0.7g時理想制動力（N） 4084 2241 輸入壓力（MPa） 8.595 滿載 0.7g時理想制動力（N） 6377 3929 輸入壓力（MPa） 8.595 7.5.2 GMZ1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： 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時情況下的地面所能提供的制動力的。 7.5.3 GZM2的校核 經(jīng)GZM2調(diào)節(jié)后，結果如下： 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 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時情況下的地面所能提供的制動力的。 7.5.4新曲線 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： 可以得出實際的新曲線，如下： 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論； 如下表對照可得： 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） 8.595 8.595 8.595 8.595 輸出壓力（MPa） 2.495 2.885 3.696 3.696 制動器提供的制動力（N） 1513 1749 2241 2241 減速度 6.07 6.326 6.86 6.86 制動距離 40.7 39 36 36 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） 8.595 8.595 8.595 8.595 輸出壓力（MPa） 8.595 8.595 7 6.48 制動器提供的制動力（N） 5174 5174 4244 3929 減速度 6.86 6.86 6.86 6.86 制動距離 36 36 36 36 新曲線更貼近理想的調(diào)節(jié)狀態(tài)，也更能充分的利用地面附著系數(shù)。 7.6、總泵的校核 由于相對與原車，前、后制動器輪缸直徑發(fā)生了變化，因此需要校核原車總泵的容積是否滿足改動后的容積要求。 7.6.1基本參數(shù) 改動前， 盤式制動器輪缸缸徑，容積； 鼓式制動器輪缸缸徑，容積； 總泵的缸徑為，前腔容積，后腔容積； 改動后， 盤式制動器輪缸缸徑，容積； 鼓式制動器輪缸缸徑，容積； 總泵的缸徑為；前腔容積，后腔容積； 改 動 前 盤式制動器輪缸缸徑 51.1mm 鼓式制動器輪缸缸徑 19.05mm 總泵的缸徑為 22.22mm 前活塞位移 16.5 mm 后活塞位移 12 mm 改 動 后 盤式制動器輪缸缸徑 48 mm 鼓式制動器輪缸缸徑 21 mm 7.6.2基本理論 如果原總泵的前、后腔容量滿足制動器的需要，那么就認為原總泵是滿足要求的，反之，就認為是不滿足。 7.6.3校核結果 參數(shù) 結果 2個盤式制動器所需制動液（mL） 1.08 2個鼓式制動器所需制動液（mL） 5.542 總泵前腔容積（mL） 6.398 總泵后腔容積（mL） 4.653 由上可以得出，前、后腔的容積是滿足前、后制動器的需要的。 7.7法規(guī)要求 7.7.1 GB12676-1999法規(guī)要求 由于GB12676-1999制動法規(guī)要求 發(fā)動機脫開的0型試驗性能要求。 空、滿載試驗車輛分別按6.6.2.1a）和6.6.2.2a）規(guī)定的試驗方法進行，在規(guī)定的車速下，各類車輛試驗結果必須達到下表規(guī)定的最低性能要求。 車輛類型 試驗車制動初速度v，Km/h 制動距離Smax，m 充分發(fā)出的平均減速度MFDDmin，m/s2 最大控制力，N M1 80 5.8 500 那么其規(guī)定的制動距離為：50.667m。 下面為車型A在GB12676-1999法規(guī)要求下，其制動距離和充分發(fā)出的平均減速度。 制動距離（m） 36 充分發(fā)出的平均減速度MFDDmin，m/s2 6.86 由上可以得出，是符合GB12676-1999法規(guī)要求的。 7.8 GB 7258-1997法規(guī)要求 GB 7258-1997法規(guī)要求：汽車、無軌電車和四輪農(nóng)用運輸車的行車制動，必須采用雙管路或多管路，當部分管路失效時，剩余制動效能仍能保持原規(guī)定值的30％以上。 下面為車型A前失效和后失效的情況下，剩余制動效能占原規(guī)定值的比值。 前失效時，剩余制動效能占原規(guī)定值的比值 38.6％ 后失效時，剩余制動效能占原規(guī)定值的比值 61.4％ 可以看出，是符合GB 7258-1997法規(guī)要求的。 7.9、結論 通過上面的分析可以得到： 7.9.1 理論曲線 下面為前、后制動器匹配后，整車的理想I曲線和曲線。 7.9.1匹配參數(shù) 同步附著系數(shù) 0.7 前、后制動器制動力矩比值 0.619 (1) 制動系統(tǒng)重新匹配的結果 摩擦系數(shù) 0.38 盤式制動器輪缸直徑 48mm 鼓式制動器輪缸直徑 21mm 總泵缸徑 22.22mm (2) GP閥特性曲線 GP閥的特性曲線上圖。 29