制動系統(tǒng)匹配計算講義

1、講義開發(fā)（講師用）（制動系統(tǒng)匹配計算 講課提綱及內(nèi)容）課時一制動系統(tǒng)匹配計算 提綱及內(nèi)容1、制動系統(tǒng)匹配計算的目的與要求制動系統(tǒng)匹配設(shè)計主要是根據(jù)設(shè)計任務(wù)書的要求，整車配置、布置及參數(shù)，參考同類車型參數(shù)，選擇制動器型式、結(jié)構(gòu)及參數(shù)，然后校核計算，驗證所選參數(shù)是否滿足設(shè)計任務(wù)書及法規(guī)的要求，滿足要求后初步確定 參數(shù)。公司目前車型主要是 M1、N1類，操縱系統(tǒng)為液壓操縱、真空助力。因此，本匹配計算主要以上述車型及操縱系統(tǒng)為基礎(chǔ)進(jìn)行基礎(chǔ)制動系統(tǒng)及調(diào)節(jié)裝置的匹配計算，ABS或ESP的匹配計算由配套廠家完成。GB12676-1999汽車制動系結(jié)構(gòu)、性能和試驗方法、GB7258-2004機動車運行安全技術(shù)

2、條件，GB13594-2003機動車和掛車防抱制動性能和試驗方法等對制動系的性能、要求及試驗方法都作了詳細(xì)的規(guī)定，因此，制動系設(shè)計首先應(yīng)滿足以上法規(guī)的要求。同時，為提高整車性能，不同級別的車型，又會對制動性能提出高于以上標(biāo)準(zhǔn)的要求，這些要求會在設(shè)計任務(wù)書中體現(xiàn)，因此，對設(shè)計任務(wù)書要求高于法規(guī)要求的，要按設(shè)計任務(wù)書 要求設(shè)計。2、制動系統(tǒng)主要參數(shù)的選擇制動系統(tǒng)參數(shù)選擇形式多樣，可根據(jù)實際情況、用不同的方法確定，以最終保證設(shè)計參數(shù)合理為準(zhǔn)。如：軸荷、重心位置相近的車輛，可借鑒采用參考車型數(shù)據(jù)；平臺化產(chǎn)品，可借用部分參數(shù)，選擇其它參數(shù)；選擇參數(shù)后要進(jìn)行校核計算，滿足要求后就可以采用；下面以無參考樣車

3、時的設(shè)計為例，簡要說明制動系統(tǒng)主要參數(shù)選擇 的一般步驟。制動系統(tǒng)參數(shù)選擇的一般步驟如下：（1）了解整車配置并輸入與制動系統(tǒng)有關(guān)的整車參數(shù)及要求。輸入的參數(shù)及要求如表2表2與匹配計算有關(guān)的整車參數(shù)及要求序號參數(shù)代號單位數(shù)值備注1整車空/滿載質(zhì)量mk / mmkg通用代號m2軸距Lmm3空載/滿載質(zhì)心高h(yuǎn)gk / hgmmm通用代號hg4空載/滿載前軸到質(zhì)心水平距離ak / ammm通用代號a5空載/滿載后軸到質(zhì)心水平距離bk /bmmm通用代號b6前/后輪胎滾動半徑R1 / R2mm前后輪胎一致時代號 R7制動系統(tǒng)配置及其它要求1、裝配ABS還是ESP還是感載比例閥2、對前后制動器型式的要求。3

4、、對管路形式的要求(2)(3)(4)(NmmmmIjb2.1初步選擇系統(tǒng)主要參數(shù)在確定制動器參數(shù)之前，需初步選擇同步附著系數(shù)、制動力分配系數(shù)及液壓系統(tǒng)工作壓力。根據(jù)整車提供的參數(shù)，繪出理想制動力分配I曲線，參考同類車型、根據(jù) ABS或比例閥的一般要求，可以確定空載或滿載時的同步附著系數(shù)，然后，計算出制動器制動力分配系數(shù)，繪出B線。將I、B曲線進(jìn)行分析比較,初步選擇合適的制動力分配系數(shù)。理想制動力分配曲線繪制1、制動時地面對前、后車輪的法向反作用力不考慮制動時的空氣阻力、滾動阻力、軸承摩擦力、傳動系阻力、坡度等，制動時地面作用于前、后車輪的法向反作用力如圖 3-1所示:由圖3-1，對后輪接地點取

5、力矩得G 汽車重力，N;m汽車質(zhì)量，kg ；L軸距，mm圖1制動工況受力簡圖制動器及相關(guān)參數(shù)選擇及計算。操縱系統(tǒng)主要參數(shù)選擇及計算。2-1 )式中：Fz1地面對前輪的法向反作用力，b 汽車質(zhì)心至后軸中心線的水平距離,hg 汽車質(zhì)心高度,du 汽車減速度,dt2m/s 。對前輪接地點取力矩，得( 2-2 )4、其它要求。初步選擇系統(tǒng)主要參數(shù)。式中：Fz2 地面對后輪的法向反作用力，N；a 汽車質(zhì)心至前軸中心線的距離，m。2理想的前、后制動器制動力分配曲線一I曲線(1 )、地面制動力 Fb：地面作用于車輪上的制動力，即地面與輪胎之間的摩擦力，其方向與車輪旋轉(zhuǎn)方向相反。(2) 、制動器制動力 F ,

6、:輪胎周緣克服制動器摩擦力矩所需的力，又稱制動周緣力。與地面制動力方向相反，當(dāng)車輪角速度3 >0時，大小亦相等，且 F u僅由制動器結(jié)構(gòu)參數(shù)決定。即Fu及取決于制動器的結(jié)構(gòu)型式、結(jié)構(gòu)尺寸、摩擦副的摩擦系數(shù)及車輪有效半徑等，并與制動踏板力即制動系的液壓或氣壓成正比。F 訐幾/R (2-3 )式中：一制動器對車輪作用的制動力矩，即制動器的摩擦力矩，其方向與車輪旋轉(zhuǎn)方向相反。R車輪有效半徑。(3) 理想的前、后制動器制動力分配在附著系數(shù)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Fu( F , F 2)等于汽車與地面附著力F (F1 F2);并且前、后輪制動器制動力F 1、

7、F 2分別等于各自的附著力FF即：F 1 F 2F B1Fb2 FGF 1 F B1F1Fz1(2-4 )F 2 FB2F 2Fz2duF 1 F2在上述條件下，g，由(2-1 )、(2-2 )、(2-4 )可得以下公式：dtm(2-5 )(2-6 )1 G | 2 4hg LGbF2 3hJbhl (町 2F1) (2-7)式中：FF 2 前、后軸車輪的制動器制動力；Fb1、Fb2 前、后軸車輪的地面制動力；©附著系數(shù)；F 1> F 2 前、后軸附著力將(2-7 )可繪成以F u、F U2為坐標(biāo)的曲線，即為理想的前后、輪制動器制動力分配曲線，簡稱I曲線。根據(jù)式(2-4 )的第

8、一式，按不同e值作圖，得到一組與坐標(biāo)軸成45。的平行線，繪在I曲線圖上，以 便分析使用。同步附著系數(shù)及制動器制動力分配系數(shù)的初步選擇1、同步附著系數(shù)同步附著系數(shù)00是汽車制動時前、后輪同時抱死時的路面附著系數(shù)。同步附著系數(shù)的選擇首先要滿足制動穩(wěn)定性的要求， 然后要有高的制動效率并滿足應(yīng)急制動等的要求， 見表1。對制動穩(wěn)定性的法規(guī)進(jìn)行分析：附著系數(shù)在 0.2-0.8 之間時除個別很小的區(qū)段外，均要求前輪先抱死，所以同步附著系數(shù)應(yīng)0.8，但滿足此要求后， 制動時前軸負(fù)荷較大，制動效率低，所以一般都要加裝制動力調(diào)節(jié)裝置。另外，同步附著系數(shù)的選擇還要結(jié)合整車的使用條件、軸荷分配、管路布置、配置綜合考慮

9、。經(jīng)常在良好的 路面上使用且車速較高的車輛，為保證制動時的穩(wěn)定性，同步附著系數(shù)可選的大一點。對管路布置為II 型的制動系統(tǒng)，要考慮單回路失效的應(yīng)急制動效能；制動系統(tǒng)配置ABS時要滿足ABS匹配的基本要求。對裝ABS的車輛同步附著系數(shù)滿足ABS匹配要求即可，一般應(yīng)在0.5-1.0為宜。K1無ABS時的同步附著系數(shù)：空載0.48,滿載0.65。 CH071參考車：空載 0.60,滿載0.81裝感載比例閥時，拐點后的空、滿載同步附著系數(shù)應(yīng)0.8 oK1配感載比利閥時的同步附著系數(shù)：空載0.97,滿載0.85 o K2配感載比利閥時的同步附著系數(shù)：空載1.04,滿載1.30。2、制動器制動力分配系數(shù)

10、前制動器制動力與汽車總的制動器制動力之比，稱為制動器制動力分配系數(shù)。由于在附著條件所限定的 范圍內(nèi)，地面制動力在數(shù)值上等于相應(yīng)的制動周緣力，因此又通稱為制動力分配系數(shù)。（ 2-8 ）3、制動器制動力分配系數(shù)的初步選擇根據(jù)已作出的 I 曲線圖、法規(guī)要求、制動效率初步選擇空、滿載同步附著系數(shù)，然后計算制動器制動力分 配系數(shù)。I 曲線由整車參數(shù)確定，45°的平行線反映的是在某一附著系數(shù)下的前、后地面制動力間的關(guān)系。如果選定一個同步附著系數(shù)，與這一附著系數(shù)對應(yīng)的45°勺平行線與I曲線的交點，也應(yīng)是I曲線與B線的交點，過交點與原點的直線即為無制動力調(diào)節(jié)裝置時的曲線；B線與I曲線所包圍

11、的面積反映制動效率的高低，包圍面積越小，效率越高。裝感載比例閥時，制動力分配曲線如下圖2，可以參考同類車型、法規(guī)要求選擇拐點前的制動力分配線并確定拐點；再選擇拐點后的空載（或滿載）同步附著系數(shù)，作出拐點后的空載（或滿載）B線，一般空、滿載 拐點后的B線平行，所以可作出拐點后的另一條B線，再根據(jù)45 °勺平行線就可以確定滿載（或空載）的同步附著系數(shù)，拐點后的空、滿載同步附著系數(shù)應(yīng)0.8，且要使制動效率盡量高。通過作圖試選，結(jié)合法規(guī)要求，初步選擇制動力分配系數(shù)。圖2 K2制動力分配曲線不裝制動力調(diào)節(jié)裝置時，同步附著系數(shù)由式（2-5 ）及（2-8 ）推導(dǎo)得：（2-9）裝感載比例閥時，拐點以

12、前的制動力分配同上式。系統(tǒng)工作壓力的確定管路壓力越高，制動輪缸或主缸直徑就越小，但對系統(tǒng)密封、管路尤其是制動軟管及管接頭則提出了更高的要求，對軟管的耐壓性、強度以及接頭的密封性的要求就更加嚴(yán)格。因此，一般路面上制動時，管路壓力不要超過lOMpa同時，考慮到傳動效率、制動力調(diào)節(jié)裝置等的影響等，選擇管路壓力還要適當(dāng)減小。目前開發(fā)的轎車，管路壓力一般在 4.5-8MPa。2.2制動器主要參數(shù)的計算及選擇首先，需要確定前、后軸地面極限制動力，滿載及路面附著系數(shù)最大時，前后軸制動力最大?？紤]到制動效能試驗時對路面附著系數(shù)的要求，初選參數(shù)時可以以滿載工況同步附著系數(shù)計算。然后，選擇管路工作壓力、制動器型式

13、；并根據(jù)制動器形式及輪輞規(guī)格，選擇制動器制動半徑及效能因數(shù)；由 前后軸制動力，確定輪缸直徑；最后重新計算制動力分配系數(shù)。對裝感載比例閥的系統(tǒng)，以滿載前后軸同時抱死工況計算前軸制動力，選擇前制動器參數(shù)；再根據(jù)拐點 以前的前后制動力分配關(guān)系，選擇后制動器參數(shù)。并確定前后輪缸液壓關(guān)系。前、后軸制動力確定假定車輛在滿載時，前后輪同時抱死，由式（2-5 ）計算前軸制動力。（2-5 ）無制動力調(diào)節(jié)裝置的后軸制動力為：（2-10 ）制動器型式的確定制動器型式選擇要結(jié)合總布置共同確定，盤式制動器由于其熱穩(wěn)定性、水穩(wěn)定性、制動穩(wěn)定性好等優(yōu)點，廣泛用于轎車和部分客車和載貨汽車的前輪。 而后輪采用鼓式制動器較容易地

14、附加駐車制動的驅(qū)動機構(gòu)，兼作駐車制動器之用。所以，采用前盤后鼓制動器能夠達(dá)到一般制動性能要求，而且成本較低。高性能轎車前后輪均采用盤式，主要是為了保持制動力分配系數(shù)的穩(wěn)定；同時，配備ESP時，一般鼓式制動器不能滿足ESP的需求（博士新開發(fā)的IDE鼓式制動器可以配備 ESF）,所以采用盤式制動器。5 / 24223制動半徑的確定在有關(guān)的整車總布置參數(shù)和制動器的結(jié)構(gòu)型式確定后，即可參考已有的同類型、同等級汽車的同類制動器，輪輞尺寸，對制動器的結(jié)構(gòu)參數(shù)進(jìn)行初選。1鼓式制動器制動半徑鼓式制動器制動半徑就是制動鼓內(nèi)半徑，在輸入力一定時，制動鼓直徑越大，制動力矩越大。但其直徑受輪輞內(nèi)徑的限制，而且其直徑增

15、大也使制動鼓的質(zhì)量增加，非懸掛質(zhì)量增加，不利于汽車行駛平順性。另外，制動鼓與輪輞之間應(yīng)有一定的間隙，此間隙一般不應(yīng)小于20-30mm以利通風(fēng)散熱?？梢愿鶕?jù)輪輞直徑及整車布置初選制動鼓內(nèi)徑 ，轎車制動鼓內(nèi)徑一般比輪輞外徑小125-150mm載貨汽車和客車制動鼓內(nèi)徑一般比輪輞外徑小 80-100mm初選的制動鼓內(nèi)徑應(yīng)符合 QC/T309-1999制動鼓工作直徑及制 動蹄片寬度尺寸系列的規(guī)定(部分參考樣車為國外標(biāo)準(zhǔn)，與此標(biāo)準(zhǔn)不一致)。2、盤式制動器制動半徑盤式制動器制動半徑取決于摩擦襯塊的內(nèi)、外半徑，也即取決于制動盤直徑及輪轂法蘭盤直徑 ，制動盤直徑增大可以降低制動鉗的加緊力， 降低摩擦襯塊的單位壓

16、力和工作溫度。 制動盤直徑也受輪輞直徑的限制。 通常 制動盤的直徑為輪輞直徑的 70%-79 %。盤式制動器制動半徑可近似為r =( ri+ro) /2 , ri、ro為制動摩擦襯塊內(nèi)、外半徑。推薦rc/r i<1.5，以使摩擦襯塊磨損均勻。制動器效能因數(shù)的計算與選擇1、定義制動器效能因數(shù)是制動器在單位輸入壓力或力的作用下所能輸出的力或力矩，用于比較不同結(jié)構(gòu)型式的制動器的效能?？啥x在制動鼓或制動盤的作用半徑上所產(chǎn)生的摩擦力與輸入力之比，即 (211)式中：Tf制動器的摩擦力矩；r 制動鼓或制動盤的作用半徑；盤式制動器作用半徑可近似為r =( ri+ro) /2 , ri、ro為扇形制動

17、塊內(nèi)、外半徑。鼓式制動器作用半徑制動鼓內(nèi)半徑。P 輸入力，一般取加于兩制動蹄的張開力(或加于兩制動塊的壓緊力)的平均值為輸入力。2、制動器效能因數(shù)的計算制動器效能因數(shù)取決于制動器結(jié)構(gòu)、摩擦材料的摩擦系數(shù)。各種制動器用摩擦材料的摩擦系數(shù)的穩(wěn)定值約為0.3-0.5，般取 0.35-0.4。可以根據(jù)制動器結(jié)構(gòu)和摩擦材料的摩擦系數(shù)計算效能因數(shù)。盤式制動器的效能因數(shù)計算鉗盤式制動器：(2 12)鼓式制動器，若作用于兩蹄的張開力分別為Pl,P2,兩蹄給予制動鼓的摩擦力矩分別為TTfl、TTf2,則兩蹄的效能因數(shù)分別為:整個鼓式制動器的制動器效能因數(shù)為（2- 13）領(lǐng)從蹄式鼓式制動器的效能因數(shù)計算，如圖3:

18、領(lǐng)蹄的制動蹄因數(shù)為：（2- 14）從蹄的制動蹄因數(shù)為： （2- 15）領(lǐng)從蹄式鼓式制動器的效能因數(shù)計算，如圖3:領(lǐng)蹄的制動蹄因數(shù)為：（2- 14）從蹄的制動蹄因數(shù)為： （2- 15）圖3盤式及領(lǐng)從蹄式鼓式制動器簡化受力圖3、制動器效能因數(shù)的選擇在匹配設(shè)計時，一般鼓式制動器結(jié)構(gòu)參數(shù)不能提供，可根據(jù)同類制動器參數(shù)或按照典形結(jié)構(gòu)選擇，典型結(jié)構(gòu)如表3。在制動器確定后，再通過試驗驗證確定。表3不同類型制動器效能因素制動器類型鼓式液壓驅(qū)動鉗盤領(lǐng)從蹄（從蹄無支承）領(lǐng)從蹄（從蹄有支承）雙領(lǐng)蹄式單向增力制動器效能因數(shù) BF（典型值）2.22.63.45.50.8注：上表摩擦材料的摩擦系數(shù)為0.4輪缸直徑的確定在

19、以上參數(shù)確定后，可以計算輪缸直徑。1、無制動力調(diào)節(jié)裝置時，前后輪缸壓力一致，所以可以由以下公式計算輪缸直徑。不計輪缸的液壓損失，前、后制動器制動力計算式為:d.2lr12p1BF1 44R1 .d；r22p2BF 2 n24R2P1、P2刖、后輪缸液壓；d 1、d2刖、后輪缸直徑；r1> r2前、后制動器制動半徑；R、R2刖、后車輪使用半徑；nn2前后制動器單側(cè)油缸數(shù)目式中:（僅對盤式制動器而言）F uiFu22-16)，一般在一個油缸不能滿足要求或制動摩擦襯塊面積較大時，為使夾緊力均勻才采用2個或以上油缸。計算后，要將結(jié)果圓整，使其符合GB7524-87標(biāo)準(zhǔn)規(guī)定的尺寸系列：14.5 ,

20、16, 17.5 ,19, 20.5，22，（ 22.22），（23.81），24，（ 25.4）26，28,（ 28.58），30，32, 35，38，42，46, 50，56。由于國外較多的采用英制，因此，現(xiàn)產(chǎn)品常用規(guī)格還有：19.05 , 20.64 , 33.9 , 42.86 , 51, 54, 57 等。2、裝制動力調(diào)節(jié)裝置時，拐點以前的制動力分配符合公式（2-18）,所以先根據(jù)滿載前軸制動力，計算出前制動器輪缸直徑，再由拐點以前的制動力分配系數(shù)計算后輪缸直徑。由式（2-18 ）及（2-10 ）推導(dǎo)出后輪缸缸徑的計算公式為：(1)BF| ni -(2-17 )R1 d2 d1BF2

21、 n2 皂R2制動力分配系數(shù)的計算前后輪缸直徑、鼓式制動器制動鼓直徑系列化后，前面選擇的其他參數(shù)如：制動器制動力分配系數(shù)、同步附著系數(shù)、系統(tǒng)壓力就會變化，需要重新計算校核，如不合適，需要重新調(diào)整制動器參數(shù)計算，直到各參數(shù)確定合 適為止。制動器參數(shù)選定后，可計算制動力分配系數(shù)。式（2-18 ）可寫成如下：( 2-18 )其中:G 2C224d；4BF1BF2n1 n2(2-19 )R2F “F u1Fu2C1 p1C1 p1 C2 p2將（2-18 ） （2-20 ） （2-21 ）得制動力分配系數(shù)計算公式:2p1d1 BF1n1r1 / R1pd12BF1 n1 r1 / R1 p2df BF

22、2n2r2 / R28 / 24227同步附著系數(shù)的計算1同步附著系數(shù)0 0將I曲線與曲線繪在一張圖上，兩曲線的交點即表示制動系統(tǒng)決定的前、后制動力分配同時滿足附著系數(shù) 和整車參數(shù)決定的前、后制動力分配。這時，整車參數(shù)、地面附著系數(shù)和制動器參數(shù)全部滿足前、后輪同時抱死 的要求，這時的地面附著系數(shù)即是同步附著系數(shù)。2、無ABS或比例閥時的$0對于無ABS或比例閥的制動系統(tǒng)，前后制動器制動力為固定比值，B曲線與空載I曲線和滿載I曲線有兩個交點，即為空、滿載的同步附著系數(shù)。在同步附著系數(shù)00時，(2-5 )可寫為：F !F !L(b0hg)0b0hghF7G 0L( 2-21 )感載比例閥前后輪液壓

23、關(guān)系確定假定感載比例閥前、后輪缸的液壓關(guān)系如圖4,其表達(dá)式如下：P2P10k(piP10) (2-22 )式中：P1 前輪缸壓力。P2 后輪缸壓力。p10 前、后輪缸拐點壓力?？蛰d時，p10p10k，滿載時，p10p10mk A-A'、B-B液壓線斜率。圖4感載比例閥輸入-輸出特性曲線感載比例閥液壓關(guān)系計算步驟：1、計算出拐點以前的B值， 在I曲線圖上作出B線， 確定拐點位置，拐點位置稍低于B線與 I曲線的交點。般感載比例閥空2、從拐點作過同步附著系數(shù)點的直線，即確定出裝感載比例閥時的制動力分配關(guān)系。滿載后段制動力分配線平行。同時要保證空滿載同步附著系數(shù)均符合要求。3、由拐點及同步附著

24、系數(shù)點對應(yīng)的前后制動力，由公式（2-16 ）計算出前后輪缸壓力。從而確定拐點壓力及斜率k。2.3制動操縱系統(tǒng)參數(shù)的確定制動操縱系統(tǒng)參數(shù)主要有：主缸直徑、真空助力器規(guī)格及助力比、踏板杠桿比。系統(tǒng)工作壓力的初步計算按滿載、路面附著系數(shù) 0.8初步計算系統(tǒng)壓力制動系統(tǒng)前輪一般不裝壓力調(diào)節(jié)裝置，所以計算出前輪壓力即為系統(tǒng)壓力。G由公式F i （bhg），計算出前軸制動力。由式（2-16）推導(dǎo)出系統(tǒng)壓力計算公式，如下：主缸直徑、真空助力器助力比、踏板杠桿比的確定一般路面上緊急制動時，真空助力器工作點在助力段內(nèi)，踏板力可按如下公式計算：（2-23 ）n踏板機構(gòu)及液壓傳動效率，汽車工程手冊推薦：一級杠桿傳動

25、及串列雙腔制動主缸取0.8。汽車設(shè)計推薦0.85-0.95，前者較符合實際。dm：主缸直徑，mmis :真空助力比，現(xiàn)有產(chǎn)品真空助力比一般在5-9之間；ip :踏板杠桿比，踏板杠桿比在3-7之間（轎車取下限3-4 ），受總布置空間限制，可根據(jù)總布置踏板位置，助力器安裝空間需要確定p：液壓系統(tǒng)壓力，Mpa各國法規(guī)規(guī)定的最大踏板力一般為韋00N （轎車），£00N （貨車），這只能作為助力器失效等特殊情況下的踏板力極限值，不能作為緊急制動踏板力設(shè)計依據(jù)。根據(jù)汽車設(shè)計推薦，轎車的緊急制動踏板力為 200-300N，在初步設(shè)計階段，許多因素?zé)o法考慮，因此，轎車踏板力應(yīng)小于上述推薦值，皮卡或S

26、UV也應(yīng)取上述推薦值的下、中限。在確定踏板力目標(biāo)值后，真空助力比、踏板杠桿比、主缸直徑就要通過上述公式，結(jié)合總布置及現(xiàn)有產(chǎn)品綜合考慮確定，初步估算主缸直徑，并圓整到GB7524-87標(biāo)準(zhǔn)規(guī)定及常用規(guī)格。然后精確確定真空助力比及踏板杠 桿比。真空助力器直徑的確定真空助力器在其最大助力點以上曲線工作時，輸出力與輸入力的比值將大大小于助力比，將引起踏板力的迅速增加，在一般路面上緊急制動時，要求在最大助力點以下段曲線工作。對普通型單膜片真空助力器，在不考慮復(fù)位彈簧力、助力器的機械效率及主缸推桿截面積的影響時，真空助 力器最大助力點輸出力可用下式表示：（2-24）式中：Fvo 真空助力器最大助力點輸出力

27、。Pv 真空壓力， 對汽油車，QC/T307-1999規(guī)定的試驗真空度為 66.7 ±1.3KPa，柴油車裝有獨立的真空泵，一般可達(dá)90KPa。D膜片有效直徑。此時，主缸輸出力Fv。dm p/4由此得出膜片有效直徑的計算公式：P(isPvis1)(2-25 )8 8 89 8 78 8 8 8 86 5 4 3 2 )rb力壓腔一第88圖5真空助力器輸入輸出關(guān)系曲線2采用雙膜片時，D =兩個膜片直徑的平方和。真空助力器規(guī)格一般為英制，因此要把計算直徑系列化為英制規(guī)格。目前常用規(guī)格：單膜片8、9、10及雙膜片8+9 。駐車制動系統(tǒng)參數(shù)的確定駐車制動系統(tǒng)參數(shù)主要有手柄杠桿比、駐車制動器效

28、能因數(shù)（或杠桿比、杠桿長度）。首先根據(jù)法規(guī)要求計算在20%上、下坡道上駐車所需的制動力，再根據(jù)同類車型或參考車型確定手柄力，然后確定駐車制動器制動器效能因數(shù)及手柄杠桿比。1、滿載時，在坡度為a的坡道上駐車，所需的制動力為：F zmm g sin （2-26）式中：Fz 在坡度為a的坡度上駐車時所需的制動力。mm 整車滿載總質(zhì)量。2、根據(jù)同類車型選擇駐車制動手柄力，轎車、皮卡及SUV要遠(yuǎn)小于法規(guī)規(guī)定值。S08計算值為99N, Y08計算值為104N。3、駐車制動一般與行車制動共用一個制動器，因此其效能因數(shù)受結(jié)構(gòu)限制，最好根據(jù)同規(guī)格制動器選擇或根據(jù)參考車型結(jié)構(gòu)參數(shù)計算，領(lǐng)從蹄式鼓式制動器效能因數(shù)計

29、算如下：如圖5，領(lǐng)、從蹄的制動效能因數(shù)分別按式（2-16 ）及（2-17 ）計算，則可計算出上、下坡時的駐車制動效 能因數(shù)。上坡時：BFz1BFtl iz BFtc(1iz) (2-27)下坡時：BFz2BFtl(1 iz) BFtciz (2-28)式中：BFz1、BFz2 上、下坡駐車時駐車制動器的效能因數(shù)。BFtl、BFtc 領(lǐng)、從蹄的制動器效能因數(shù)。iz 駐車制動臂杠桿比，iz I2/I1上加時冊方向圖6駐車制動效能計算示意圖4、根據(jù)以上確定的參數(shù)，由駐車制動手柄力計算公式，初步確定手柄杠桿比。駐車時的制動力平衡關(guān)系如下:(2-29)(2-30)Fz R BFz Fh ih rmm g

30、 sin R BFz r ih h式中：Fh 駐車制動手柄力。BFz 駐車制動器效能因數(shù)。ih 駐車制動手柄杠桿比。R輪胎半徑。r制動器制動半徑。將以上選擇的制動系統(tǒng)參數(shù)整理列表，以便進(jìn)行系統(tǒng)校核計算，如表3：表3制動系統(tǒng)主要參數(shù)表（初步設(shè)計）序號參數(shù)代號單位數(shù)值備注1前/后制動器制動半徑r 1/r 2mm2前/后制動器效能因數(shù)BF /BF 23前 /后輪缸直徑ddd 2mm4前、后制動器單側(cè)輪缸數(shù)m/n 25前/后制動器摩擦片間隙（兩邊之和）1/ 2mm6制動主缸直徑dmmm7真空助力比is8真空助力器有效直徑Dmm9制動踏板杠桿比ip10駐車制動手柄杠桿比ih11上/下坡駐車制動效能因數(shù)B

31、Fz1 / BF z212前/后摩擦襯片面積A1/A22 mm13制動系統(tǒng)的其它信息（前后制動器型式、管路布置形式、配備 ABS還是感 載閥等）14感載比例閥參數(shù)空載拐點（MPa滿載拐點（MPa液壓關(guān)系方程注：1、應(yīng)在備注中注明數(shù)據(jù)來源：是測量參考車數(shù)據(jù)、還是經(jīng)過計算、試驗、廠家提供或根據(jù)資料選擇等。2 、其它主要參數(shù)的確定在匹配校核計算中進(jìn)行。3、制動系統(tǒng)匹配校核計算進(jìn)行制動力匹配校核計算時，要求輸入正確、符合實際的參數(shù)，因此，要在不同的設(shè)計階段不斷完善數(shù)據(jù)，以保證計算的準(zhǔn)確性。效能因數(shù)、真空助力器助力比及最大助力點最終以試驗數(shù)據(jù)為依據(jù)。對裝有ABS的車輛，制動穩(wěn)定性及效能是否符合法規(guī)要求，

32、要由ABS廠家匹配保證；在不裝 ABS時，一般裝感載比例閥，因此，主要以裝感載比例閥制動系統(tǒng)為例，說明匹配計算的一般方法。主要進(jìn)行前、后制動力分配校核、系統(tǒng)工作壓力校核、行車及駐車制動操縱系統(tǒng)的校核及計算、行車制動系統(tǒng)效能的校核、應(yīng)急制動及部分失效的制動效能校核、制動器能容量的校核。對液壓制動、真空助力系統(tǒng)來說，部分失效制動效能要求高于傳能裝置失效時的要求，所以不進(jìn)行傳能裝置失效制動效能計算。3.1前、后制動力分配校核汽車的實際制動力分配的合理性，可以用以下3種方法來描述：一是用理想制動力分配線（I線）與實際制動力分配線B來描述；二是用利用附著系數(shù)與制動強度之間的關(guān)系來描述；三是以路面附著系數(shù)

33、利用率來描述。用前兩種方法結(jié)合制動法規(guī)要求，即可分析前、后制動力分配是否符合設(shè)計及法規(guī)要求。制動力分配曲線I- B曲線將（2-7 ）繪成以F山為橫坐標(biāo)、理想的前、后制動器制動力分配曲線一I曲線Fq為縱坐標(biāo)的曲線，即為理想的前后、輪制動器制動力分配曲線,簡稱I曲線。F 2 Jb2 4hgLF 12 hg , G(Gb2F 1)2-7)3.1.1.2制動系統(tǒng)決定的制動力分配曲線一曲線1、無ABS或比例閥時的 值計算及 曲線在沒有ABS或感載閥控制系統(tǒng)壓力分配的情況下，制動系統(tǒng)前、后輪缸壓力是一致的，即2d1 BF1n1r1 / R1P1P2,Fu222d1 BF1 門苗 / R1d2 BF2n22

34、 / R2C2 Fu12d2 BF2n2r2 /R2 F1 F卜u1卜 12d1 BF1 n / R3-1)3-2)將上式繪成以F山、Fq為坐標(biāo)的曲線，即為無 ABS或感載閥時的前后制動器制動力分配曲線,簡稱曲線。2、裝感載比例閥時的曲線將感載比例閥前、后輪缸的液壓關(guān)系（2-21 ）代入（2-18 ），得到前、后制動器制動力關(guān)系式:P2 P10 k(p1P10)(2-21 )2-18)在 A-A'、B-B 段：F 2C2 (1 k) p10 k(3-3 )為便于計算,將上式簡化為:式中:F u13-4 )C2k d；d； BF| n13-5 )y C2 (1k) P102(1k)2P1

35、0d 2 BF2 n22 / R23-6)在OA 0B段:公式同（3-5 ）。將上式繪成以5、F吃為坐標(biāo)的曲線,即為裝感載閥時的前后制動器制動力分配曲線即曲線,將曲線畫在I曲線圖上。同步附著系數(shù)© o1、無ABS或比例閥時的$ o( 2-21 )2、裝感載比例閥時的$對于裝感載比例閥的制動系統(tǒng)，同步附著系數(shù)可由如下公式聯(lián)立求解:式（2-5）:式（2-6）:式（3-4）： F 2 x Fuiy由以上三式，可得到變量e的二次方程，如下:（x 1） hg（x b a）求出方程的根，得：01,2(x b a)(x b a)24(x 1) hg2 (x 1) hg(3-7)由以上方程根接合I、

36、曲線圖，可確定同步附著系數(shù)。說明：（1）在圖4液壓關(guān)系的0-A-B段，k=1，將上式簡化，結(jié)果同式（3-2 ）無ABS或比例閥時的$。值。（2）在圖4液壓關(guān)系的A-A或 B-B'段，可根據(jù)I、曲線圖確定上述方程一個或兩個有效根為同步附著系數(shù)。（3）上式可用于前、后輪缸液壓關(guān)系為線性（前、后制動器制動力關(guān)系為式（3-4 ）的同步附著系數(shù)的計算。B曲線及同步附著系數(shù)的分析在I- B曲線圖上，過同步附著系數(shù)點作45。斜線，再根據(jù)F,Fu2G，作出一組45。斜線，可以初步分析制動力分配是否合理。如果B線在I曲線下方，說明前輪先抱死；反之，后輪先抱死；結(jié)合法規(guī)要求，就可以判斷制動力分配是否合理；

37、同時，從B線與 I曲線所包圍的面積可以判斷制動效率的高低，包圍面積越小，說明B線越接近I曲線，制動效率就越高，匹配越合理。對匹配ABS的車輛，繪出的無 ABS時的I- B曲線可能不符合法規(guī)，只要符合ABS的匹配要求即可。前、后軸利用附著系數(shù)與制動強度的關(guān)系曲線3.1.4.1 概念1、制動強度Z汽車制動過程中所產(chǎn)生的制動減速度du/dt，可表示為：Z即為制動強度，可以評價制動減速度的大小，是無量綱的數(shù)值。（3-8 ）2、利用附著系數(shù)利用附著系數(shù)就是在某一制動強度Z下，不發(fā)生任何車輪抱死所要求的最小路面附著系數(shù)。.2利用附著系數(shù)的計算3.1.4.2 .1無ABS或比例閥時的利用附著系數(shù)計算無ABS

38、或比例閥時，前后制動器制動力分配系數(shù)為常數(shù)，因此：G Z Fu2(1) G Z又由公式（2-5 ）、（2-6 ）:（公式有誤，這是前后輪同時抱死時公式，應(yīng)該為某一車輪即將抱死時公式： 得，無ABS或比例閥時的利用附著系數(shù)公式如下：（3-9 ） （3-10 ）以制動強度Z為橫坐標(biāo)，利用附著系數(shù)為縱坐標(biāo)，繪出利用附著系數(shù)與制動強度的關(guān)系曲線。 3.142 .2感載比例閥同步附著系數(shù)計算1、拐點前段計算同無 ABS或比例閥時的同步附著系數(shù)計算拐點制動強度：（3-11 ）2、拐點后段當(dāng)前、后輪要冋時抱死或前、后輪有個剛要抱死時，有：F u1F B1、 F u2F B2將前、后制動器制動力關(guān)系F 2xF

39、u1 y代入式（3-8 ）得：Z j/gFB1F B2F u1Fu2(1x)Fu1 y (1 x)Fu2 ym gmgGx G(3-12 )3-13 )（1）感載比例閥前軸車輪利用附著系數(shù)計算當(dāng)前輪剛要抱死或前后輪要同時抱死時，由式（2-1 ）及式（3-13）計算12-1將上式中的減速度dU改為Z g,計算1如下:dtF B1 F 1 1石Z G y1 x G(b Z hg)(3-14 )（2 ）感載比例閥后軸車輪利用附著系數(shù)計算2當(dāng)后輪剛要抱死或前、后輪要同時抱死時，由式（2-2 ）及式（3-14 ）計算2( 2-2 )(3-15 )Fb2 F 2 Z x G y L FZ2Fz21 x G

40、(a Z hg)以制動強度Z為橫坐標(biāo)，利用附著系數(shù)為縱坐標(biāo)，繪出利用附著系數(shù)與制動強度的關(guān)系曲線。同時根16 / 24據(jù)車型類別，將法規(guī)要求的曲線繪在上曲線上，進(jìn)行分析、對比，核實是否符合要求，如不符合要求，制動器 相關(guān)參數(shù)就要調(diào)整。對匹配ABS的車輛，繪出的無ABS時的利用附著系數(shù)曲線可能不符合法規(guī)，只要符合ABS的匹配即可。3.2系統(tǒng)工作壓力校核需計算極限踏板力下的系統(tǒng)壓力及一般緊急制動時的工作壓力。各個車的同步附著系數(shù)不同，同步抱死時的壓力不同，所以，統(tǒng)一按滿載、路面附著系數(shù)為0.8，計算前、后輪均抱死時的系統(tǒng)壓力。極限踏板力下的系統(tǒng)壓力極限踏板力下的系統(tǒng)壓力校核目的主要是校核在法規(guī)允許

41、的踏板力作用下，系統(tǒng)壓力是否在管路許用壓力 范圍內(nèi)，能否滿足系統(tǒng)要求，且保證系統(tǒng)的安全使用。按照GB7258-2004機動車運行安全技術(shù)條件，滿載時乘用車行車制動最大踏板力不允許超過500N,其它車不大于700N,因此，根據(jù)應(yīng)根據(jù)車型的類別選取不同的輸入進(jìn)行計算。在上述踏板輸入力情況下，一般已超過真空助力器最大助力點的輸入力，其計算方法如下：1、有真空助力器輸入-輸出特性曲線時，計算出真空助力器輸入力，然后從曲線上查出對應(yīng)的主缸壓力即 系統(tǒng)的壓力。如特性曲線的輸出是力，可根據(jù)輸出力、主缸直徑計算系統(tǒng)壓力。輸入力 Fviip p Fp (3-16)2系統(tǒng)壓力：p4Fvo / dm (3-17 )

42、式中：Fvi、Fvo 真空助力器輸入、輸出力。i p 踏板杠桿比。P 踏板傳動效率，取 0.85-0.95dm 主缸直徑。2、無真空助力器輸入p 系統(tǒng)壓力。-輸出特性曲線時，踏板力產(chǎn)生的主缸推力與真空助力器的最大助力力之和即是主缸推力，因此有如下關(guān)系式：D2Pv(3-18 )Fpmax ip pD2 Pv/4dm p/4dm式中：Fp max 法規(guī)規(guī)定的最大踏板力。Pv 真空壓力，對汽油車，取66.7KPa，柴油車裝有獨立的真空泵，一般可達(dá)90KP&D 真空助力膜片有效直徑。用以上方法計算的系統(tǒng)壓力應(yīng)小于15MPa。3.2.2 滿載、路面附著系數(shù)為0.8制動時的系統(tǒng)壓力。由于同步附著系

43、數(shù)00不同，在附著系數(shù)為 0.8的路面上，車輪抱死的先后順序不同，一般情況下,如0 0<0.8，后輪先抱死；$ 0=0.8，前、后輪同時抱死；$0>0.8，前輪先抱死。、0 00.8時，后輪先抱死或前、后輪同時抱死，按前軸抱死時的地面制動力計算系統(tǒng)壓力。L(bhg)，計算出前軸制動力。由式(2-18)推導(dǎo)出系統(tǒng)壓力計算公式，如下:2 Fui Ri2d1 BF| n-i r1(3-19)2、$ o>O.8時，前輪先抱死，按后軸抱死時的地面制動力計算系統(tǒng)壓力。由公式，計算出后軸制動力。由式(2-18)推導(dǎo)出系統(tǒng)壓力計算公式，如下:P22 Fu2 R22d2 BF2 n2 r2(3

44、-20)再根據(jù)前后輪液壓關(guān)系， p2 p10 k(y p10)，計算系統(tǒng)壓力。以上計算出滿載、附著系數(shù)0.8路面制動的系統(tǒng)壓力 p, pw 10MPa。3.3行車制動操縱系統(tǒng)校核計算行車制動操縱系統(tǒng)校核計算主要校核踏板力、計算主缸行程、計算制動踏板工作行程及總行程。為統(tǒng)一標(biāo)準(zhǔn)，制動力校核確定的工況為滿載、路面附著系數(shù)0.8、制動時達(dá)到最大減速度0.8g。踏板力計算根據(jù)滿載同步附著系數(shù)分析車輪的抱死情況，由計算的系統(tǒng)壓力計算踏板力。1、有助力器輸入-輸出曲線時，按曲線計算比較準(zhǔn)確。由計算的系統(tǒng)壓力，根據(jù)助力器輸入-輸出曲線確定助力器輸入力，由以下公式計算踏板力。(3-21 )式中：Fvi 真空助

45、力器輸入力。i P 踏板杠桿比。p 踏板傳動效率，取0.85-0.95。2、無助力器輸入-輸出曲線時，由計算的系統(tǒng)壓力計算助力器輸出力，并與(2-24 )計算的最大助力點進(jìn)行比較，判斷工作點是在最大助力點以上還是以下。(2-24)(1) 工作點在最大助力點以下時，踏板力為(2-23 ):(2-23)(3-22 )(2) 工作點在最大助力點以上時，踏板力為：Ldm p D2 pv)i P 踏板杠桿比。踏板及助力器傳動效率，取0.8。dm 主缸直徑。P 系統(tǒng)壓力。Pv 真空壓力，對汽油車，取66.7KPa，柴油車裝有獨立的真空泵，一般可達(dá)90KP&D 真空助力膜片有效直徑。以上計算的踏板力

46、要與參考車或同類車進(jìn)行比較，公司目前轎車小于 述值，說明設(shè)計不合理，應(yīng)重新設(shè)計。332主缸行程校核及計算200N，SUV及皮卡小于 300N，如大于上油缸容積計算式為：（3-23 ）考慮軟管膨脹因素，有公式：Vm2(ViV2)kv(3-24 )將（3-23 ）式代入（3-24 ）式，得到主缸工作行程計算式:2 2kv( nidi1n2 d22)m2dm(3-25 )其中：V|、V2、Vm 前、后制動器工作缸工作容積和主缸的工作容積;d1> d2、dm 前、后制動器工作缸直徑和主缸直徑;1、 2、前、后制動器活塞工作行程和主缸活塞工作行程。=2-2.5m m；汽車其中1、2要根據(jù)制動器的類

47、型、參考同類車型確定，對鼓式制動器：汽車設(shè)計推薦3工程手冊推薦 3.5-5.5 （考慮軟管膨脹量及磨損間隙不能自調(diào)的影響），公司目前車型均可實現(xiàn)間隙自調(diào)，可根據(jù)現(xiàn)產(chǎn)品水平確定；對盤式制動器，汽車工程手冊推薦3=0.7-0.8mm，比較符合實際。n1> n2 前、后制動器單側(cè)油缸數(shù)目（僅對盤式制動器而言）kv 考慮軟管膨脹時的主缸容積系數(shù)，汽車設(shè)計推薦：轎車kv=1.1，貨車kv=1.3將油缸參數(shù)代入（3-25 ）式，可以計算出制動主缸工作行程?？紤]到主缸空行程、制動器零部件的彈性變形、熱變形、制動襯片的磨損、適當(dāng)?shù)陌踩嗔俊⒅苿域?qū)動系統(tǒng)信號指示的制動液體積等的影響，汽車設(shè)計推薦制動踏板工

48、作行程為總行程的40%-60%，因此，制動主缸總行程取工作行程的1.7-2.5倍。mz(1.72.5) m(3-26)對管路布置為 X型的主缸，主缸第1、2室行程相同，有：（3-27）對管路布置為II型的主缸，主缸第 1、2室行程不相同，有:（3-28）根據(jù)總行程計算出前后腔行程。333踏板行程的校核及計算1、制動踏板工作行程：Spgip( m 01) (3-29 )式中：ip :制動踏板杠桿比，即:01 :主缸活塞空行程，博士產(chǎn)品1.7-1.8 mm。2、 制動踏板總行程SPz應(yīng)稍小于由主缸總行程確定的踏板行程(是否用單缸失效校核即可！)Spzip mz (1 2) (3-30 )GB725

49、8-2004規(guī)定：乘用車 Spz 50 mm，貨車不應(yīng)大于 180 mm。制動液儲油杯容量的計算制動液儲油杯容量的要求如下：1、液儲油杯總?cè)萘繎?yīng)大于或等于制動器所需要的容量。(1) 盤式制動器所需的儲油杯容量：Vpmax 2 d：2 np ( p1P2p3)10 3 (曲3) (3-31 )4式中：Vpmax 兩側(cè)盤式制動器所需的儲油杯容量(Cm3)。d p 盤式制動器輪缸直徑。P1 盤式制動器摩擦襯塊的極限磨損量。p2 盤式制動器摩擦襯塊與制動盤單面間隙。p3 盤式制動器摩擦襯塊的厚度公差。np 盤式制動器單側(cè)油缸數(shù)目(2) 鼓式制動器所需的儲油杯容量：Vgmax 2 d( 4 ( g1g2

50、g3)10 '(測3) (3-32 )4式中：Vgmax 兩側(cè)鼓式制動器所需的儲油杯容量(Cm3 )。dg 鼓式制動器輪缸直徑。g1 鼓式制動器摩擦襯片的極限磨損量。g2 鼓式制動器的蹄、鼓間隙。g 3 鼓式制動器摩擦襯片的厚度公差。(3)儲油杯總?cè)萘縑max根據(jù)前、后制動器形式計算，與離合共用油杯時，需考慮離合系統(tǒng)容量。儲油杯總?cè)萘?前制動器所需的儲油杯容量+后制動器所需的儲油杯容量+離合系統(tǒng)所需的容量2、每個獨立部分的容量應(yīng)大于或等于主缸總行程所排出的量20 / 24(1)主缸第1室獨立部分的容量:Vm1 dm (Smzimzi) 10 3(測3) (3-33 )4式中：dm 主缸直徑。Smz1 制動主缸第1室行程。mz1 制動主缸第1室行程公差。(2)主缸第2室獨立部分的容量：Vm2 dm (Smz2mz2)10 '(曲3) ( 3-34 )4式中：dm 主缸直徑。Smz2 制動主缸第2室行程。mz2 制動主缸第2室行程公差。3、警報燈點亮?xí)r所剩下的容量Vb應(yīng)大于或等于共用部總?cè)萘縑gy的1/4。制動液儲油杯的共用部容量Vgy為：VgyVmaxz - Vm1 - Vm2 (卅)(3-35)警報燈點亮?xí)r所剩下的容量Vb為：VbVgy/4 (cm3) (3-36 )3.4行車制動減速度及制動距離計算按照GB7258