【某A級純電動SUV前、后制動器設(shè)計】交通學(xué)院--20134053--張成慶--李宏剛（畢業(yè)設(shè)計）

畢 業(yè) 設(shè) 計某A級純電動SUV前、后制動器設(shè)計學(xué)生姓名：張成慶專業(yè)班級：車輛工程2013級2班指導(dǎo)教師：李宏剛副教授、李浩工程師學(xué) 院：交通學(xué)院2017年6月某A級純電動SUV前、后制動器設(shè)計摘要隨著人們生活水平的提高，汽車主動安全性正逐漸進(jìn)入人們的視野，汽車的主動安全性主要體現(xiàn)在制動系統(tǒng)安全性上面，而制動系統(tǒng)的核心便是制動器，汽車制動器設(shè)計的優(yōu)劣在很大程度上能夠直接影響整車安全性的好壞，因此優(yōu)秀的制動器能夠讓人們的出行更加的安全，那么不斷對汽車制動器設(shè)計進(jìn)行優(yōu)化、完善、減少其故障率的發(fā)生對于整個汽車行業(yè)的發(fā)展具有很重要的意義。本人曾參與上海同捷科技股份有限公司某款新車型制動系統(tǒng)設(shè)計，對用于實(shí)際生產(chǎn)的汽車設(shè)計過程有了一定的認(rèn)識，通過查閱相關(guān)資料以及對自己日常工作的總結(jié)，梳理了制動器的設(shè)計開發(fā)流程。本文結(jié)合具體車型的設(shè)計開發(fā)過程，重點(diǎn)講述了制動器設(shè)計中的兩個重要重要組成部分：制動器結(jié)構(gòu)參數(shù)的確定和制動器結(jié)構(gòu)參數(shù)的校核。制動器以及制動系統(tǒng)某些主要零部件的參數(shù)確定需要經(jīng)過嚴(yán)格理論計算，部分?jǐn)?shù)值盡量采取以往的經(jīng)驗(yàn)值，并且進(jìn)行嚴(yán)格的對標(biāo)來最終確定制動器的結(jié)構(gòu)參數(shù)，以保證最終設(shè)計參數(shù)合理、可靠。制動器的結(jié)構(gòu)參數(shù)初步選定可以先參照標(biāo)桿車（主要確定輪缸直徑和有效制動半徑），但是由于設(shè)計車與標(biāo)桿車在整車設(shè)計參數(shù)上面有差異，盲目的照搬標(biāo)桿車制動器參數(shù)，可能會對設(shè)計車的性能產(chǎn)生一些不好的影響，因此需要對標(biāo)桿車的制動器設(shè)計參數(shù)進(jìn)行改動，以便達(dá)到制動性能對標(biāo)。制動器結(jié)構(gòu)參數(shù)確定好之后需要對制動效能進(jìn)行校核，以保證確定的制動器結(jié)構(gòu)參數(shù)能夠用于指導(dǎo)設(shè)計生產(chǎn)。對于制動效能的校核，應(yīng)主要針對制動減速度與制動距離、制動穩(wěn)定性、制動效能的恒定性校核。除了這三點(diǎn)之外，還應(yīng)對法規(guī)對制動系統(tǒng)提出明確要求的數(shù)據(jù)進(jìn)行校核，如前、后制動器制動力分配校核、應(yīng)急制動校核、制動踏板力校核、制動管路壓強(qiáng)校核等。關(guān)鍵詞盤式制動器；選型；校核Design of front and rear break of A class a pure electric SUVAbstractWith the improvement of peoples living standard, the active safety of vehicles is gradually entering peoples field of vision,The active safety of the vehicle is mainly reflected in the safety of the braking system, and the brake system is the core of the brake,The advantages and disadvantages of the automobile brake design can directly affect the safety of the vehicle,Therefore, good brake can make people travel more secure, then continue to brake design optimization, improvement, reduce the occurrence of the failure rate has a very important significance for the development of the entire automobile industry.I have been involved in the TJI braking system design of a new type of vehicle,For the actual production of the car design process has a certain understanding, through the access to relevant information and my daily work summary, and I finished the design of the brake development process.In this paper, the design and development process of specific models, focusing on the design of the brake in the two important components: the brake structure parameters and the brake structure parameters.The determination of the parameters of some main parts of the brake and brake system needs to be calculated by the rigorous theory,Part of the numerical value of the experience of the past, and a rigorous benchmark to determine the final structural parameters of the brake,To ensure that the final design parameters are reasonable and reliable.The preliminary selection of the structural parameters of the brake can refer to the benchmark vehicle (mainly determine the diameter of the wheel cylinder and the effective braking radius),But because of the design of car and car benchmarking have differences in vehicle design parameters above, blindly copy benchmark car brake parameter, may have some bad influence on the performance of the car brake design, design parameters of the benchmark vehicle therefore need to make changes in order to achieve the braking performance of the standard.英文題目：小二號，Times New Roman字體加粗。After the brake structure parameters need to check the braking efficiency, to ensure that the brake structure parameters which can be used to guide the design and production. To check the braking efficiency, should be aimed at braking distance and braking deceleration, braking stability, brake performance constant. In addition to these three points, should also put forward clear requirements of the regulations the data was checked, the brake system as before, after the brake force distribution check, check the brake pedal force, brake pipe pressure check, check the emergency brake.Keywords disc brake;model selection;check目錄摘要Abstract1 前言11.1 課題研究背景和意義11.2 制動器設(shè)計基本要求11.3 設(shè)計目標(biāo)11.4 制動器選型設(shè)計流程12 制動器選型設(shè)計32.1 制動器結(jié)構(gòu)方案分析32.1.1 制動器結(jié)構(gòu)形式32.1.2 鼓式制動器優(yōu)缺點(diǎn)32.1.3 盤式制動器優(yōu)缺點(diǎn)32.2 標(biāo)桿車的選取42.3 制動器主要參數(shù)確定43 制動器校核63.1 制動器校核指標(biāo)63.2 制動系統(tǒng)校核標(biāo)準(zhǔn)63.3 前、后制動器制動力分配校核73.3.1 地面對前后車輪的法向反力73.3.2 理想制動器制動力分配73.3.3 實(shí)際制動器制動力分配93.3.4 前、后制動器制動力分配系數(shù)103.3.5 制動力分配曲線和同步附著系數(shù)103.3.6 制動力分配關(guān)系評價113.4 制動減速度校核計算123.5 制動距離校核133.6 制動管路壓強(qiáng)校核143.7 制動踏板力校核153.8 應(yīng)急制動減速度校核153.9 應(yīng)急制動距離校核163.10 極限駐車坡度校核173.11 校核結(jié)果匯總18結(jié)論19參考文獻(xiàn)20致謝213 制動器校核1 前言1.1 課題研究背景和意義隨著人們生活質(zhì)量的提高以及汽車行業(yè)的蓬勃發(fā)展，汽車現(xiàn)已成為人們?nèi)粘Ｉ钪斜夭豢缮俚闹匾煌üぞ?。改革開放以后，我國汽車工業(yè)得到飛速發(fā)展，產(chǎn)能得到不斷擴(kuò)大，使得我國汽車保有量逐年增加。國家統(tǒng)計局有數(shù)據(jù)表明，2016年年底，我國民用汽車保有量已達(dá)到19440萬輛（其中包括低速貨車和三輪汽車和881萬輛），相比于2015年增長了2212萬輛，增長率達(dá)到12.8%。在如此多的汽車保有量的背景下導(dǎo)致了我國道路交通事故率居高不下。劇公報指出，2016年中國的道路交通事故近30萬起，因事故導(dǎo)致死亡人數(shù)約為40824人，與2015年的361789人相比，增加了4646人。在30萬起的交通事故中，其中有30%是由于制動器失靈造成的。交通事故的不斷發(fā)生，汽車安全性正逐漸進(jìn)入廣大車主的視野，使車主在購車時將汽車安全性作為很重要的一個考慮因素，安全系數(shù)越高的汽車被車主選擇的可能性就越大。在整車安全性中制動系統(tǒng)占有很大的比重，而制動系統(tǒng)的核心就是制動器，因此汽車制動器設(shè)計的優(yōu)劣在很大程度上能夠直接影響整車安全性的好壞，因此優(yōu)秀的制動器能夠讓人們的出行更加的安全，那么不斷對汽車制動器設(shè)計進(jìn)行優(yōu)化、完善、減少其故障率的發(fā)生對于整個汽車行業(yè)發(fā)展具有十分重要的意義。1.2 制動器設(shè)計基本要求為了更好的保證汽車行駛的安全性，在設(shè)計制動器時要滿足以下要求1：（1）工作可靠；（2）具有足夠的制動效能；（3）無論在何種車速下制動，汽車都應(yīng)具有操縱性及方向穩(wěn)定性；（4）能夠有效防止泥污和水進(jìn)入制動器的工作表面；（5）制動器應(yīng)具有良好的制動效能恒定性；（6）制動系統(tǒng)操縱機(jī)構(gòu)不僅要操縱輕便，并且還要具有良好的隨動性；（7）制動噪聲?。唬?）制動系統(tǒng)的滯后性好；（9）摩擦襯塊應(yīng)有足夠的使用壽命；（10）制動器應(yīng)具有能夠消除因摩擦副磨損而產(chǎn)生間隙的機(jī)構(gòu)，并且間隙調(diào)整方便，最好設(shè)計成間隙自動調(diào)整機(jī)構(gòu)；1.3 設(shè)計目標(biāo)根據(jù)所學(xué)知識并結(jié)合公司項目進(jìn)程，為某款純電動SUV的前、后制動器進(jìn)行對標(biāo)選型設(shè)計，確定制動器及制動系統(tǒng)主要零部件參數(shù)，并根據(jù)該參數(shù)為項目匹配合適的制動器數(shù)模，使其既滿足法規(guī)對制動系統(tǒng)的要求，又滿足任務(wù)書對制動器設(shè)計的要求。1.4 制動器選型設(shè)計流程（1） 根據(jù)整車設(shè)計參數(shù)選取標(biāo)桿車，參考標(biāo)桿車初步確定前、后制動器的結(jié)構(gòu)參數(shù)。（2） 查閱相關(guān)制動法規(guī)，明確制動法規(guī)對制動系統(tǒng)性能要求。（3） 根據(jù)初步確定的制動器結(jié)構(gòu)參數(shù)進(jìn)行前、后制動器制動力分配校核；制動減速度與制動距離校核；制動管路壓強(qiáng)校核；制動踏板力校核；應(yīng)急制動校核。（4） 將校核結(jié)果與制動法規(guī)進(jìn)行比較，觀察設(shè)計車的制動性能是否滿足法規(guī)要求。（5） 根據(jù)校核結(jié)果對制動器結(jié)構(gòu)參數(shù)進(jìn)行調(diào)整，最終初步確定一版各項制動性能均滿足法規(guī)要求的制動其結(jié)構(gòu)參數(shù)。（6） 根據(jù)校核好的制動器結(jié)構(gòu)參數(shù)，尋找供應(yīng)商，收集前、后制動器數(shù)模。（7） 將收集好的數(shù)模在底盤上初步布置，并將出現(xiàn)相互干涉以及無法正常布置的地方與供應(yīng)商進(jìn)行交流，使其更改數(shù)模結(jié)構(gòu)以滿足制動系統(tǒng)布置要求。（8） 根據(jù)項目的推進(jìn)以及整車設(shè)計參數(shù)的變動，不斷對前、后制動器結(jié)構(gòu)參數(shù)進(jìn)行校核、優(yōu)化，隨時保持和供應(yīng)商的交流溝通，使供應(yīng)商數(shù)據(jù)結(jié)構(gòu)不斷更新，確保最終數(shù)模能夠滿足整車性能對制動器的要求。 本文以某A及純電動SUV為研究對象，以上述設(shè)計流程為依據(jù)，重點(diǎn)介紹一下汽車設(shè)計過程中，制動器的選型設(shè)計與校核過程。2 制動器選型設(shè)計2.1 制動器結(jié)構(gòu)方案分析2.1.1 制動器結(jié)構(gòu)形式制動器2結(jié)構(gòu)形式主要有摩擦式、液力式、電磁式三種形式，其中摩擦式制動器應(yīng)用最為廣泛，摩擦式制動器按照摩擦副的結(jié)構(gòu)形式不同，可分為鼓式、盤式、和帶式三種形式；在鼓式制動器摩擦副中以制動鼓為旋轉(zhuǎn)元件，工作表面為圓柱面；盤式制動器以制動盤為旋轉(zhuǎn)元件，工作表面為端面；制動器結(jié)構(gòu)形式的不同導(dǎo)致其制動效能的不同，制動器效能通常用制動效能因數(shù)來評價；相同條件下制動效能因數(shù)越高就意味著制動效能越好，可是在選取制動器時，并不能盲目的選擇制動效能因數(shù)高的結(jié)構(gòu)形式，因?yàn)檩^高的制動效能因數(shù)往往就代表著較低的制動效能穩(wěn)定性，而制動效能穩(wěn)定性往往在主動安全中也是不可忽視的一面；在上述鼓式制動器中，制動效能因數(shù)由高到低的順序?yàn)椋涸隽κ街苿悠麟p領(lǐng)蹄式制動器領(lǐng)從蹄式制動器雙從蹄式制動器盤式制動器。制動效能穩(wěn)定性的排序和上述排序相反。鼓式與盤式制動器實(shí)物圖如下圖所示： （a）鼓式制動器 （b）盤式制動器圖2-1 制動器實(shí)物圖2.1.2 鼓式制動器優(yōu)、缺點(diǎn)2.1.3 鼓式制動器優(yōu)點(diǎn)3：（1） 鼓式制動器成本較低；（2） 對于車速較低的質(zhì)量較大的車來說，鼓式制動器的耐用性要高于盤式制動器。因此目前大多數(shù)重型車前后制動器均采用鼓式制動器；鼓式制動器缺點(diǎn)：（1）制動穩(wěn)定性差，在不同附著系數(shù)的路面上制動時，制動力波動較大；（2）鼓式制動器的散熱性較差，在制動過程中易發(fā)生熱衰退現(xiàn)象，使制動效率下降；（3）制動器間隙調(diào)整不易；2.1.4 盤式制動器優(yōu)、缺點(diǎn)盤式制動器優(yōu)點(diǎn)4：（1） 制動效能恒定性好；（2） 制動力矩與汽車行駛方向無關(guān)；（3） 易于構(gòu)成雙回路制動系，是系統(tǒng)有較高的可靠性和安全性；（4） 尺寸小、質(zhì)量小、散熱良好；（5） 摩擦襯塊磨損均勻；（6） 更換摩擦襯塊簡單容易；（7） 易于實(shí)現(xiàn)摩擦襯塊與制動盤之間的間隙自動調(diào)整；（8） 制動協(xié)調(diào)時間比較短；盤式制動器缺點(diǎn)：（1） 很難完全防止塵污和銹蝕；（2） 制動效能地，必須與助力器配合使用，否則很難滿足制動要求；（3） 由于摩擦襯塊的工作面積小，易磨損，因此一般使用高檔材質(zhì)的摩擦襯快以增加其使用壽命。2.2 標(biāo)桿車的選取在整車設(shè)計開發(fā)中，首先要確定設(shè)計車的整車設(shè)計參數(shù)，然后在市場上尋找已經(jīng)成熟的，并且與設(shè)計車整備質(zhì)量、軸荷分配相近的車型作為標(biāo)桿車，用以進(jìn)行性能對標(biāo)。目前對于制動系統(tǒng)而言，確定以五菱宏光作為設(shè)計車的標(biāo)桿車。表2-1 整車設(shè)計參數(shù)項目代號空載滿載單位總質(zhì)量m13001825Kg前軸荷m1573821.5Kg后軸荷m27271003.5Kg質(zhì)心高h(yuǎn)g550580mm質(zhì)心到前軸距離a1509.921484.63mm質(zhì)心到后軸距離b1190.081215.37mm軸距L27002700mm車輪滾動半徑R292292mm2.3 制動器主要參數(shù)確定制動器以及制動系統(tǒng)某些主要零部件的參數(shù)確定需要經(jīng)過嚴(yán)格理論計算，部分?jǐn)?shù)值盡量采取以往的經(jīng)驗(yàn)值，并且進(jìn)行嚴(yán)格的對標(biāo)來最終確定制動器的結(jié)構(gòu)參數(shù)，以保證最終設(shè)計參數(shù)合理、可靠。制動器的結(jié)構(gòu)參數(shù)初步選定可以先參照標(biāo)桿車（主要確定輪缸直徑和有效制動半徑），但是由于設(shè)計車與標(biāo)桿車在整車設(shè)計參數(shù)以及結(jié)構(gòu)上有差異，盲目的照搬標(biāo)桿車制動器參數(shù)，可能會對設(shè)計車的性能產(chǎn)生一些不良影響，因此需要對標(biāo)桿車的制動器設(shè)計參數(shù)進(jìn)行改動，以便達(dá)到制動性能對標(biāo)。無論是初期對制動器結(jié)構(gòu)參數(shù)的初步確定，還是在項目的過程中都要不斷的對制動器結(jié)構(gòu)參數(shù)進(jìn)行修改，因此在初期編制計算表格可以有效地提高計算效率。對制動性能校核的指標(biāo)主要有：同步附著系數(shù)，一般應(yīng)大于等于0.7；制動管路壓強(qiáng)小于7；制動踏板力取170-190；制動減速度與制動距離滿足國標(biāo)即可（因?yàn)橛嬎銜r忽略了空氣阻力，而空氣阻力在實(shí)際制動中占有相當(dāng)?shù)谋壤?，所以制動減速度與制動距離的理論值與實(shí)際值相差較大）。上述值均為經(jīng)驗(yàn)值，在修改制動器參數(shù)時僅供參考。設(shè)計任務(wù)書上面要求設(shè)計車的前制動器采用通風(fēng)盤式，后制動器采用盤式制動器；標(biāo)桿車前制動器為盤式制動器，后制動器為鼓式制動器。由于兩車后制動器結(jié)構(gòu)形式不同，因此需要將鼓式制動器某些結(jié)構(gòu)參數(shù)轉(zhuǎn)化為盤式制動器結(jié)構(gòu)參數(shù)，如制動效能因數(shù)、制動器輪缸直徑、制動器作用半徑。在參數(shù)轉(zhuǎn)化時要保證在制動管路壓強(qiáng)相同的前提下，轉(zhuǎn)化前后制動器產(chǎn)生的制動力不變。后制動器制動力與制動效能因數(shù)、制動器輪缸直徑、制動器作用半徑的關(guān)系式為（在后面會有詳細(xì)推導(dǎo)）： 其中：BF2后制動器效能因數(shù)，取值均參考標(biāo)桿車，鼓式制動器取2.2，盤式制動器取0.8 d2后制動器輪缸直徑，mm P2后制動管路壓強(qiáng)，Mpa，轉(zhuǎn)化前后取相同值 R2后制動盤作用半徑，mm，為減少未知數(shù)數(shù)量，先假設(shè)轉(zhuǎn)化前后取相同值，這樣可以先算出一組作用半徑/輪缸直徑的轉(zhuǎn)化值，如果不合適，后期再在轉(zhuǎn)化值的基礎(chǔ)上進(jìn)行調(diào)整。 R車輪滾動半徑，mm，轉(zhuǎn)化前后取相同值 后制動器制動力，N，轉(zhuǎn)化前后取相同值 機(jī)械效率，轉(zhuǎn)化前后取相同值將鼓式制動器與盤式制動器的制動力進(jìn)行相除，約掉相同值，最終得到轉(zhuǎn)化前后輪缸直徑平方的比等于制動效能因數(shù)的反比。將標(biāo)桿車的制動器結(jié)構(gòu)參數(shù)進(jìn)行不斷調(diào)整，使設(shè)計車的制動性能與標(biāo)桿車性能達(dá)到對標(biāo)后，初步確定設(shè)計車的制動器參數(shù)選取如下表所示：表2-2 制動器結(jié)構(gòu)參數(shù)項目代號數(shù)值單位前制動器作用半徑R1106mm前制動器摩擦片摩擦系數(shù)f10.4前制動器輪缸直徑d154mm前輪滾動半徑R292mm后制動器作用半徑R2110mm后制動器摩擦片摩擦系數(shù)f20.4后制動器輪缸直徑d241.3mm后輪滾動半徑R292mm制動主缸直徑dm22.22mm真空助力比iv5制動踏板杠桿比ip3.63 制動器校核3.1 制動器校核指標(biāo)在上述經(jīng)過對標(biāo)確定好制動器結(jié)構(gòu)參數(shù)后，需要對確定的制動器參數(shù)進(jìn)行校核，以確保設(shè)計車的制動效能能夠滿足法規(guī)以及任務(wù)書的要求。對于制動效能的校核，應(yīng)主要針對以下三點(diǎn)5：（1） 制動距離和制動減速度，該參數(shù)能夠直接反映出車輛的制動效果。（2） 制動穩(wěn)定性，該參數(shù)能夠直接反映出汽車在制動時的穩(wěn)定性能，在制動時如果發(fā)生跑偏、側(cè)滑、甩尾現(xiàn)象，很可能會嚴(yán)重的交通事故。（3） 制動效能的恒定性，即制動系統(tǒng)再遇到水或者高溫后依然保持良好的制動效果的能力。除了上述三點(diǎn)之外，還應(yīng)對法規(guī)對制動系統(tǒng)提出明確要求的數(shù)據(jù)進(jìn)行校核，如前、后制動器制動力分配校核、制動踏板力校核、制動管路壓強(qiáng)校核、應(yīng)急制動校核等。3.2 制動系統(tǒng)校核標(biāo)準(zhǔn)對于制動效能的校核標(biāo)準(zhǔn)，各個國家的判斷標(biāo)準(zhǔn)各不相同，因此本文將采用我國比較常用的兩個標(biāo)準(zhǔn)對制動器及其相關(guān)參數(shù)進(jìn)行校核，即GB 7258-2004機(jī)動車運(yùn)行安全技術(shù)條件，GB 21670-2008 乘用車制動系統(tǒng)技術(shù)要求及試驗(yàn)方法。上述標(biāo)準(zhǔn)對制動性能的部分要求如下表所示：表3-1 制動法規(guī)對制動性能的部分要求項目GB7258-2012GB21670-2008試驗(yàn)路面0.70.8制動穩(wěn)定性不偏出2.5m通道不偏出3.5m通道制動初速度50km/h100km/h（因最高設(shè)計車速限制而不能達(dá)到規(guī)定車速的車輛，可以試驗(yàn)時所能達(dá)到的最高車速進(jìn)行試驗(yàn)）制動減速度空載：6.2m/s2滿載：5.9m/s26.43m/s2應(yīng)急制動減速度2.9m/s22.44m/s2制動距離空載：19m滿載：20m0.1v+0.0060v2應(yīng)急制動距離38m0.1v+0.0158v2踏板力空載：400N滿載：500N（65-500）N停駐坡度空載，坡度20%滿載，坡度20%3.3 前、后制動器制動力分配校核由于該車帶有防抱死功能，而ESC的控制系統(tǒng)及匹配計算由供應(yīng)商來完成，因此本文是基于不帶ESC的前提下進(jìn)行計算的。3.3.1 地面對前后車輪的法向反力假設(shè)汽車以du/dt的減速度制動，在制動過程受力情況如圖16。（忽略空氣阻力、汽車的滾動阻力偶矩、忽略旋轉(zhuǎn)質(zhì)量在減速時產(chǎn)生的慣性力偶矩，忽略制動時車輪的邊滾邊滑過程，路面附著系數(shù)取定值。）圖3-1 制動工況受力簡圖分別對前后輪接地點(diǎn)取矩，可得：（3-1）上式中，F(xiàn)z1、Fz2地面對前、后車輪的法向反作用力，N m汽車質(zhì)量，kg G整車重力，N a汽車質(zhì)心到前軸中心線的水平距離，mm b汽車質(zhì)心到后軸中心線的水平距離，mm hg質(zhì)心高度，mm L軸距，mm 汽車減速度，m/s23.3.2 理想制動器制動力分配制動過程中，理想的制動狀態(tài)是前后車輪同時抱死。在附著系數(shù)為的路面上，前、后車輪同時抱死的條件是：前、后制動器制動力之和等于附著力；且前、后制動器的制動力分別等于各自的附著力，即：（3-2）當(dāng)兩車輪都抱死時，整車制動減速度為：=g；帶入式（3-1）可得：（3-3）將（3-3）帶入（3-2）可得：（3-4）消去變量，可得：（3-5） 根據(jù)公式（3-4）可以繪制出在不同路面附著系數(shù)的條件下，前、后輪同時抱死工況時，前、后制動器制動力的關(guān)系。表3-2 理想制動器制動力分配關(guān)系同步附著系數(shù)空載時制動器制動力滿載時制動器制動力前輪后輪前輪后輪0.1587.4933037686.5066963843.4897204945.01027960.21226.8903111321.1096891763.81871813.18130.31918.1910221903.8089782760.9869392604.5130610.42661.3954372434.6045633834.9944373319.0055630.53456.5035562913.4964444985.8411943956.6588060.64303.5153783340.4846226213.5272114517.4727890.75202.4309043715.5690967518.0524875001.4475130.86153.2501334038.7498678899.4170225408.5829780.97155.9730674310.02693310357.620825738.879183根據(jù)（3-5）畫出的曲線稱為“I曲線”理想的前、后輪制動器制動力分配曲線，即前、后車輪同時抱死時前、后制動器制動力關(guān)系曲線，如下圖所示：圖3-2 理想制動器制動力分配曲線3.3.3 實(shí)際制動器制動力分配3.3.3.1 前制動器制動力計算前制動器7為滑動鉗盤式制動器，制動盤為通風(fēng)盤。設(shè)兩側(cè)摩擦襯塊對制動盤的作用力均為N，則制動盤兩側(cè)的工作面所受到的摩擦力為2f1N。根據(jù)制動效能因數(shù)的定義（制動器效能因數(shù)：在制動轂或制動盤的作用半徑R上所得到的摩擦力（M/R）與輸入力F0之比。），可得前制動器效能因數(shù)9為：若制動管路壓強(qiáng)為P1，則；因此，前制動器制動力矩（兩輪）為：（3-6）前制動器制動力（兩輪）為： （3-7）上述各式中，f1前制動器摩擦片摩擦系數(shù) BF1前制動器效能因數(shù) d1前制動器輪缸直徑，mm P1前制動管路壓強(qiáng)，Mpa R1前制動盤作用半徑，mm R車輪滾動半徑，mm 前制動器制動力，N 前制動器制動力矩，N/mm 機(jī)械效率3.3.3.2 后制動器制動力計算前制動器亦為滑動鉗盤式制動器，其受力情況與前制動器相同，利用相同方式可以得出后制動器制動力（兩輪）為：（3-8）其中：BF2后制動器效能因數(shù) d2后制動器輪缸直徑，mm P2后制動管路壓強(qiáng)，Mpa R2后制動盤作用半徑，mm R車輪滾動半徑，mm 后制動器制動力，N 機(jī)械效率3.3.4 前、后制動器制動力分配系數(shù)前、后制動器制動力分配系數(shù)定義為：前制動器制動力與汽車總制動器制動力之比。即：（3-9）將式（3-7）和式（3-8）帶入式（3-9）中，可得到（假設(shè)前、后制動器機(jī)械效率相同）：（3-10） 因此，代入數(shù)據(jù)得到：=0.6223.3.5 制動力分配曲線和同步附著系數(shù)前面已經(jīng)推倒得出理想的前、后制動力分配關(guān)系為：而實(shí)際制動力分配關(guān)系為：（3-11）根據(jù)上述兩式可以分別作出理想制動力分配曲線（I曲線）和實(shí)際制動力分配曲線（曲線），如圖:圖3-3 理想與實(shí)際前、后制動器制動力分配曲線假設(shè)汽車在同步附著系數(shù)（前、后制動器制動力為固定比值的汽車，只有在同步附著系數(shù)的路面上制動時，才能使前、后車輪同時抱死）路面上制動時，且此時前、后輪同時抱死。即將式（3-4）中的2式與（3-11）聯(lián)立可以得出：（3-12）帶入數(shù)據(jù)可分別計算得出空、滿載時的同步附著系數(shù)為：空載：=0.891滿載：=0.801為了滿足法規(guī)要求，路面附著系數(shù)取0.8。在汽車設(shè)計過程中，同步附著系數(shù)等于路面附著系數(shù)為最理想狀態(tài)，可是在實(shí)際設(shè)計時很難達(dá)到這種理想狀態(tài)，所以在進(jìn)行汽車設(shè)計時，一般要求前輪先抱死，即同步附著系數(shù)大于路面附著系數(shù)。因此上述計算出的空、滿載時的同步附著系數(shù)均滿足要求。3.3.6 制動力分配關(guān)系評價前、后制動器制動力分配關(guān)系的好壞可以用利用附著系數(shù)-制動強(qiáng)度的關(guān)系曲線進(jìn)行評價8。利用附著系數(shù)定義：在某制動強(qiáng)度下，不發(fā)生任何車輪抱死的最小路面附著系數(shù)。一般利用附著系數(shù)越接近制動強(qiáng)度，地面附著條件發(fā)揮的越充分，汽車制動力分配越合理。當(dāng)利用附著系數(shù)等于制動強(qiáng)度等于同步附著系數(shù)時即前、后輪同時抱死時刻為最理想時刻。 設(shè)汽車9前輪剛要抱死或前、后車輪同時剛要抱死時產(chǎn)生的減速度（即不發(fā)生前輪抱死工況下所能夠產(chǎn)生的最大制動減速度），則： 即前軸利用附著系數(shù)為：（3-13）同理后軸利用附著系數(shù)為：（3-14）當(dāng)時，前輪先抱死，應(yīng)以曲線作為汽車?yán)酶街禂?shù)曲線；反之當(dāng)時，后輪先抱死，應(yīng)以曲線作為汽車?yán)酶街禂?shù)曲線。前面通過計算得出，=0.622，將和相關(guān)整車設(shè)計參數(shù)代入式（3-13）、式（3-14），可分別得出空、滿載時前、后軸利用附著系數(shù)-制動強(qiáng)度關(guān)系曲線，如圖：圖3-4 空、滿載時前、后軸利用附著系數(shù)-制動強(qiáng)度關(guān)系曲線根據(jù)GB21670-2008，M1類車輛的利用附著系數(shù)-制動強(qiáng)度關(guān)系曲線應(yīng)滿足以下要求：（1） 在0.2-0.8之間時，（2） z在0.15-0.8之間時，應(yīng)在上方；應(yīng)在以下 由圖可知，上述計算的制動強(qiáng)度與利用附著系數(shù)關(guān)系滿足國標(biāo)要求。即便出現(xiàn)某種非正常工況時，設(shè)計車也配有防抱死系統(tǒng)，當(dāng)輪速傳感器檢測到前后車輪將要抱死時，ESC可以通過調(diào)節(jié)前后各個管路油壓，進(jìn)而改變制動力分配系數(shù)，使制動力分配更加合理，滿足法規(guī)要求。 3.4 制動減速度校核計算 在制動穩(wěn)定性10符合法規(guī)要求、制動器制動力足夠的情況下，車輛的制動減速度主要取決于路面附著系數(shù)，裝有ABS的制動系統(tǒng)可以很好的利用路面的峰值附著系數(shù)，所以可以獲得更大的制動減速度。在不考慮滾動阻力、風(fēng)阻等的情況下車輛可獲得的最大減速度可用以下公式表示： 制動器制動力沒有達(dá)到附著力，車輪未抱死的情況下：（3-15）制動器制動力等于附著力，在車輪抱死滑移的情況下：（3-16）制動器制動力比附著力大時，對裝有ABS的車輛，車輪未抱死、輪胎滾動壓印的情況下：（3-17） 式中：地面總制動力。 路面滑動附著系數(shù)。 路面峰值附著系數(shù)。 M汽車質(zhì)量為了防止后軸側(cè)滑11和前輪失去轉(zhuǎn)向能力，汽車在制動過程中最好既不出現(xiàn)后軸車輪先抱死的危險工況，也不出現(xiàn)前輪先抱死或前后車輪都抱死的工況。所以，應(yīng)當(dāng)以即將出現(xiàn)車輪抱死但還沒有任何車輪抱死時的制動減速度作為能產(chǎn)生的最高制動減速度。為了滿足法規(guī)要求，取地面附著系數(shù)，前面計算得出，設(shè)計車在空載時同步附著系數(shù)=0.891；在滿載時同步附著系數(shù)=0.801，無論空載滿載均大于，即無論空載滿載均前輪先抱死，即可能得到的最大總制動力取決于前輪剛要抱死時的地面制動力。空載時可能達(dá)到地面最大總制動力為：空載最大制動減速度為：（3-18）滿載時可能達(dá)到的地面最大總制動力為：滿載最大制動減速度為：（3-19）代入數(shù)據(jù)，計算結(jié)果如下：空載時最大制動減速度：滿載時最大制動減速度： 根據(jù)GB21670-2008要求，乘用車平均減速度應(yīng)大于等于6.43。由于制動減速度從無到升到最大的時間非常短，在整個制動過程中幾乎都是以最大制動減速度進(jìn)行制動的，因此可近似將最大制動減速度作為平均制動減速度。所以上述計算的制動減速度滿足法規(guī)要求。3.5 制動距離校核制動距離計算公式為：（3-20）其中:最大制動減速度 制動初速度 制動器作用時間，一般在0.20.9s之間，這里取0.35s當(dāng)=50km/h時，代入數(shù)據(jù)有（車速帶km/h，算出的結(jié)果為m）：空載s=17.68m滿載s=17.17m當(dāng)=100km/h時，代入數(shù)據(jù)有（車速帶km/h，算出的結(jié)果為m）：空載s=61.00m滿載s=58.96mGB 7258-2012中規(guī)定:試驗(yàn)初速度50km/h空載時制動距離19m滿載時制動距離20mGB 21670-2008中規(guī)定：試驗(yàn)初速度100km/h制動距離 即制動距離70m因此上述計算得出的制動距離均滿足要求。3.6 制動管路壓強(qiáng)校核 分析整個制動過程：取路面附著系數(shù)，且整車處于滿載狀態(tài)。由于滿載時同步附著系數(shù)幾乎等于路面附著系數(shù)，因此當(dāng)踩下制動踏板時，制動管路壓力不斷升高，當(dāng)壓力達(dá)到一定值時，汽車前、后輪幾乎同時出現(xiàn)抱死拖滑現(xiàn)象，此時的制動管路壓強(qiáng)即是整車在附著系數(shù)為0.8的路面上所需要的最大制動管路壓強(qiáng)。根據(jù)前面推導(dǎo)，前后制動器制動力計算公式為：前制動器制動力（兩輪）為：后制動器制動力（兩輪）為：上述各式中：BF1、BF2前、后制動器效能因數(shù)，0.8 d1、d2前、后制動器輪缸直徑，54、41.3mm P1、P2前、后制動管路壓強(qiáng)，Mpa R1、R2前、后制動盤作用半徑，106、110mm R車輪滾動半徑，292mm 、前、后制動器制動力，N 機(jī)械效率,0.9（假設(shè)通向前、后制動器的機(jī)械效率相同）前后車輪同時抱死時，I曲線、曲線的交點(diǎn)處的制動器制動力即為最大管路壓強(qiáng)時刻所對應(yīng)的制動力。在表3-1中計算得出，當(dāng)路面附著系數(shù)，且整車處于滿載狀態(tài)下，前、后輪同時抱死時的前、后制動器制動力分別為、滿載前、后輪同時抱死臨界工況前、后制動器管路壓強(qiáng)：（3-22）（3-23）計算得：由于真空助力器最大助力壓力點(diǎn)大于9Mpa，因此本系統(tǒng)制動管路壓強(qiáng)滿足要求。3.7 制動踏板力校核上述的制動管路壓強(qiáng)即在最大制動踏板力時所產(chǎn)生的制動管路壓強(qiáng)，因此在校核制動踏板力時只需要校核此刻的制動踏板力即可。因此制動踏板力計算公式：（3-24）其中：F制動踏板力，N dm制動主缸直徑，22.22mm P制動管路壓強(qiáng)，7.4Mpa ip踏板杠桿比，3.6 iv真空助力比，5 機(jī)械效率，取0.9在路面附著系數(shù)，且整車處于滿載狀態(tài)下，前、后車輪均抱死臨界工況時所需要的制動踏板力,滿足國標(biāo)所要求的制動踏板力不大于500N。3.8 應(yīng)急制動減速度校核應(yīng)急制動校核分為兩種，一種是當(dāng)真空助力器失效時，制動力全部由人力提供，在采用法規(guī)要求的最大制動踏板力的條件下，進(jìn)行對制動效能計算校核，看是否滿足法規(guī)對應(yīng)急制動的要求；另外一種是當(dāng)行車制動失效時，即行車制動的雙回路全部失效，只能靠駐車制動進(jìn)行應(yīng)急制動，此時需要采用法規(guī)允許的最大手柄力進(jìn)行制動效能校核計算，看是否滿足法規(guī)對應(yīng)急制動的要求。由于該車配有電子駐車，沒有駐車手柄，因此應(yīng)急制動僅校核當(dāng)真空助力器失效的情況。當(dāng)真空助力器失效時，真空助力比為1，即此時的制動管路壓強(qiáng)均由制動踏板力提供，此時制動踏板力與制動管路壓強(qiáng)有如下關(guān)系：（3-25）其中：F制動踏板力，500N，這里取法規(guī)允許的最大制動踏板力 dm制動主缸直徑，22.22mm P制動管路壓強(qiáng)，Mpa ip踏板杠桿比，3.6 機(jī)械效率，取0.9代入數(shù)據(jù)計算得知，當(dāng)真空助力器失效時制動管路壓強(qiáng)根據(jù)制動管路壓強(qiáng)，可以求出此時前軸制動器制動力。其中：BF1前制動器效能因數(shù)，0.8 d1前制動器輪缸直徑，54mm P1前制動管路壓強(qiáng)， R1前制動盤作用半徑，106mm R車輪滾動半徑，292mm 前制動器制動力，N 機(jī)械效率，取0.9代入數(shù)據(jù)有空載時，取路面附著系數(shù)為0.8，由于空載時同步附著系數(shù)大于0.8，即前輪先發(fā)生抱死，聯(lián)立f曲線：與曲線：，解出的交點(diǎn)即為前輪剛抱死時刻。（在前輪發(fā)生抱死之前，制動器制動力均等于地面制動力）解得，大于真空助力器失效時計算得出的前軸制動器制動力，即在空載狀態(tài)下，真空助力器失效，且制動踏板力為500N時，前輪并沒有抱死，此時的制動器制動力等于地面制動力。滿載時，取路面附著系數(shù)為0.8，此時的同步附著系數(shù)十分接近路面附著系數(shù)，故可近似認(rèn)為滿載制動時，前、后輪會同時抱死。當(dāng)車輪抱死時前軸制動器制動力為，也大于真空助力器失效時計算得出的前軸制動器制動力。無論空載還是滿載狀態(tài)下，當(dāng)時，均未發(fā)生車輪抱死，即此時前、后制動器制動力均等于地面制動力，將帶入曲線計算公式中，計算得出應(yīng)急制動制動減速度：（3-26）代入數(shù)據(jù)計算得出空滿載時應(yīng)急制動減速度分別為：GB 21670-2008要求，應(yīng)急制動減速度應(yīng)不小于，因此設(shè)計車應(yīng)急制動制動效能滿足法規(guī)要求。3.9 應(yīng)急制動距離校核制動距離計算公式為：其中:應(yīng)急制動時最大制動減速度 制動初速度 制動器作用時間，一般在0.20.9s之間，這里取0.3s當(dāng)=50km/h時，代入數(shù)據(jù)有（車速帶km/h，算出的結(jié)果為m）：空載s=19.75m滿載s=26.04m當(dāng)=100km/h時，代入數(shù)據(jù)有（車速帶km/h，算出的結(jié)果為m）：空載s=70.66m滿載s=95.82mGB 21670-2008中規(guī)定：試驗(yàn)初速度100km/h應(yīng)急制動距離 即制動距離168m因此上述計算得出的制動距離均滿足要求。3.10 極限駐車坡度校核汽車在坡度角為1的上坡路上駐車時，受力情況如圖所示：圖3-5 汽車在上坡路上駐車受力簡圖對前輪接地點(diǎn)取矩有：（3-27）駐車時只有后輪制動，因此在極限駐坡狀態(tài)下，后輪地面附著力與汽車沿坡道方向的下滑力相等，即：（3-28）聯(lián)立（3-27）與（3-28）有：因此上坡極限駐車坡度為：（3-29）同理下坡極限駐車坡度為：（3-30）取路面附著系數(shù)為0.8，代入數(shù)據(jù)：空載時上、下坡極限駐車坡度分別為tan1=53.43，tan2=38.46滿載時上、下坡極限駐車坡度分別為tan1=53.12，tan2=37.54無論空滿載狀態(tài)均滿足法規(guī)要求的停駐坡度20%。3.11 校核結(jié)果匯總為了更加清晰地觀察設(shè)計車制動性能的校核結(jié)果，于是便將上述