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容）課時_一 制動系統(tǒng)匹配計算提綱及內容1、 制動系統(tǒng)匹配計算的目的與要求制動系統(tǒng)匹配設計主要是根據(jù)設計任務書的要求，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、結構及參數(shù)，然后校核計算，驗證所選參數(shù)是否滿足設計任務書及法規(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)為基礎進行基礎制動系統(tǒng)及調節(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汽車制動系結構、性能和試驗方法、GB7258-2004機動車運行安全技術條

2、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的規(guī)定，因此，制動系設計首先應滿足以上法規(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準的要求，這些要求會在設計任務書中體現(xiàn)，因此，對設計任務書要求高于法規(guī)要求的，要按設計任務書要求設計。將M1、N1類車與匹配計算有關法規(guī)摘錄如下：表1M1、N1類車有關制動法規(guī)要求項目GB72582004GB126761999ECE行車制動1、試驗路面附著系數(shù)不小于 0.7 的水泥或瀝青路面干燥、平整的混凝土或具有相同附著系數(shù)的其他路面附著良好的路面2、車輛載荷空、滿載空、滿載

3、3、制動初速度（Km/h）M150Km/h80Km/hN150Km/h（總質量不大于 3500kg 的中高速貨車）80Km/h4、制動穩(wěn)定性不允許超出2.5m的試驗通道任何部位不偏離出3.7m通道5、制動減速度（m/s2）空載M16.25.8N15.85.0滿載M15.95.8N15.45.06、制動距離（m）空載M119.050.7N121.061.2滿載M120.050.7N122.061.27、液壓制動腳踏板力（N）空載M1400500N1450700滿載M1500500N17007008、液壓制動踏板行程要求踏板行程不應大于踏板全行程的3/4；裝有自動調整間隙裝置時不應大于踏板全行程的

4、4/5，且乘用車不應大于 120 mm ，其它機動車不應大于 150 mm。制動控制裝置和傳能裝置以及制動器零部件必須具有一定的儲備行程制動控制裝置和傳能裝置以及制動器零部件必須具有一定的儲備行程應急制動1、試驗路面附著系數(shù)不小于 0.7 的水泥或瀝青路面同行車制動2、車輛載荷空、滿載空、滿載3、制動初速度（Km/h）M150Km/h80Km/hN130Km/h70Km/h4、制動減速度（m/s2）M12.92.9N12.22.25、制動距離（m）M138.093.3N120.095.76、液壓制動腳踏板力（N）M1500500N1700700駐車制動1、試驗路面附著系數(shù)不小于 0.7 的20

5、%的正、反坡道。18干燥、平整的混凝土或具有相同附著系數(shù)的坡道上（上坡或下坡）。18良好路面的坡道上（上坡或下坡）。2、車輛載荷空載滿載3、手操縱力（N）M1400400N16006004、試驗效能要求停在規(guī)定坡度坡道上停在規(guī)定坡度坡道上；按應急制動條件試驗，減速度1.5 m/s2停在規(guī)定坡度坡道上；在30Km/h初速度下試驗，減速度1.5 m/s25、行程要求全行程的2/3以內產生規(guī)定的制動效能；裝有自動調節(jié)裝置時允許在全行程的3/4以內達到規(guī)定的制動效能具有一定的儲備行程具有一定的儲備行程剩余制動效能1、試驗路面當部分管路失效后，剩余制動效能保持原規(guī)定值的 30% 以上。同行車制動2、車輛

6、載荷空、滿載3、制動初速度（Km/h）M180Km/hN170Km/h4、制動減速度（m/s2）空載M11.7N11.3滿載M11.5N11.15、制動距離（m）空載M1150.2N1178.7滿載M1152.5N1177.46、液壓制動腳踏板力（N）700其它要求行車制動系統(tǒng)部分失效當真空助力器失效后，制動系統(tǒng)仍應能保持規(guī)定的應急制動性能。同應急制動行車制動反應時間（液壓制動系）制動協(xié)調時間:對液壓制動的汽車不應大于 0.35 s從開始促動控制裝置到最不利的車軸上的制動力達到規(guī)定的相應的制動性能時所經(jīng)歷的時間不得超過0.6s 從控制裝置被啟動到處于最不利位置的軸達到規(guī)定的性能所經(jīng)過的時間不超

7、過0.6s制動力分配（ECER13及GB12676-1999對不裝ABS車輛的要求）1、對于附著系數(shù)值在0.20.8之間的各類車輛Z0.1十0.85（-0.2）2、對于下列車輛，車輛處于各種載荷狀態(tài)時，前軸的附著系數(shù)利用曲線應位于后軸的附著系數(shù)利用曲線之上。2.1制動強度（Z）在0.150.8之間的M1車輛。但是，對于之值在0.30.45時，若后軸附著系數(shù)利用曲線不超出由公式=Z決定的直線以上0.05，則允許后軸附著系數(shù)利用曲線位于前軸附著系數(shù)利用曲線之上。2.2制動強度（Z）為0.150.5之間的N1類車輛。對于制動強度為0.150.30時，若各軸的附著系數(shù)利用曲線位于由公式kZ0.08和k

8、=Z-0.08確定的兩條平行于理想附著系數(shù)利用曲線之間，其中后軸附著系數(shù)利用曲線允許與直線K=Z-0.08相交，則認為滿足要求。 對于制動強度為0.30.5和制動強度為0.50.61時，若分別滿足公式Z-0.08和Z0.5+0.21，則認為滿足要求。注：以上數(shù)據(jù)為發(fā)動機脫開的O型試驗要求。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，以最終保證設計參數(shù)合理為準。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)；平臺化產品，可借用部分參數(shù)，選擇其它參數(shù)；選擇參數(shù)后要進行校核計算，滿足要求后就可以采用；下面以無參考樣車時的設計為例，簡要說明制動系統(tǒng)主要

9、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/滿載質量kg通用代號m2軸距Lmm3空載/滿載質心高mm通用代號4空載/滿載前軸到質心水平距離mm通用代號a5空載/滿載后軸到質心水平距離mm通用代號b6前/后輪胎滾動半徑mm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、 對管路形式的要求4、 其它要求。（2） 初步選擇系統(tǒng)主要參數(shù)。（3） 制動器及相關參數(shù)選擇及計

10、算。（4） 操縱系統(tǒng)主要參數(shù)選擇及計算。2.1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)，繪出線。將I、曲線進行分析比較，初步選擇合適的制動力分配系數(shù)。2.1.1 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，對后輪接地點取力矩得

11、: （2-1）式中：地面對前輪的法向反作用力，N； 汽車重力，N； 汽車質心至后軸中心線的水平距離，mm； 汽車質量，kg； 汽車質心高度，mm； 軸距，mm； 汽車減速度，m/s。圖1 制動工況受力簡圖對前輪接地點取力矩，得: （2-2） 式中： 地面對后輪的法向反作用力，N； 汽車質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，其方向與車輪旋轉方向相反。 （2）、制動器制動力F：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，當車輪角速度>0時，大小亦相等，且

12、F僅由制動器結構參數(shù)決定。即F及取決于制動器的結構型式、結構尺寸、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=T /R （2-3） 式中：T 制動器對車輪作用的制動力矩，即制動器的摩擦力矩，其方向與車輪旋轉方向相反。 R車輪有效半徑。 （）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等于汽車與地面附著力；并且前、后輪制動器制動力分別等于各自的附著力，即： （2-4）在上述條件下，由（2-1）、（2-2）、（2-4）可得以下公式： （2-5） （2-6） （2-7）式中：前、后軸車輪的制動器制動力；前

13、、后軸車輪的地面制動力；附著系數(shù)； 前、后軸附著力 將（2-7）可繪成以F1 、F2為坐標的曲線，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）的第一式，按不同值作圖，得到一組與坐標軸成45°的平行線，繪在I曲線圖上，以便分析使用。2.1.2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)0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急制動等的要求，見表1。對制動穩(wěn)定性的法規(guī)進行分析：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

14、系數(shù)應0.8，但滿足此要求后，制動時前軸負荷較大，制動效率低，所以一般都要加裝制動力調節(jié)裝置。另外，同步附著系數(shù)的選擇還要結合整車的使用條件、軸荷分配、管路布置、配置綜合考慮。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)

15、應0.8。K1配感載比利閥時的同步附著系數(shù)：空載0.97,滿載0.85。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)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，地面制動力在數(shù)值上等于相應的制動周緣力，因此b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系。如果選定一個同步附著系數(shù)，與這

16、一附著系數(shù)對應的45°的平行線與I曲線的交點，也應是I曲線與線的交點，過交點與原點的直線即為無制動力調節(jié)裝置時的b曲線；線與I曲線所包圍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）線，一般空、滿載拐點后的線平行，所以可作出拐點后的另一條線，再根據(jù)45°的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0.8，且要使制動效率盡量高。通過作圖試選，結合法規(guī)要求，初步選擇制動力分

17、配系數(shù)。圖2 K2制動力分配曲線不裝制動力調節(jié)裝置時，同步附著系數(shù)由式（2-5）及（2-8）推導得： （2-9）裝感載比例閥時，拐點以前的制動力分配同上式。2.1.3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格。因此，一般路面上制動時，管路壓力不要超過10Mpa，同時，考慮到傳動效率、制動力調節(jié)裝置等的影響等，選擇管路壓力還要適當減小。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

18、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；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系，選擇后制動器參數(shù)。并確定前后輪缸液壓關系。 2.2.1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） 無制動力調節(jié)裝置的后軸制動力為： （2-10）2.2.2制動器型

19、式的確定制動器型式選擇要結合總布置共同確定，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附加駐車制動的驅動機構，兼作駐車制動器之用。所以，采用前盤后鼓制動器能夠達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ESP），所以采用盤式制動器。2.2.3制動半徑的確定在有關的整車總布置參數(shù)和制動器的結構型式確定后，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

20、結構參數(shù)進行初選。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。但其直徑受輪輞內徑的限制，而且其直徑增大也使制動鼓的質量增加，非懸掛質量增加，不利于汽車行駛平順性。另外，制動鼓與輪輞之間應有一定的間隙，此間隙一般不應小于20-30mm，以利通風散熱。 可以根據(jù)輪輞直徑及整車布置初選制動鼓內徑，轎車制動鼓內徑一般比輪輞外徑小125-150mm，載貨汽車和客車制動鼓內徑一般比輪輞外徑小80-100mm；初選的制動鼓內徑應符合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準，與此標準不一致）。2、

21、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、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、外半徑。推薦rO/ri<1.5，以使摩擦襯塊磨損均勻。2.2.4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，用于比較不同結構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生的摩擦力與輸入力之比，即.

22、（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為扇形制動塊內、外半徑。鼓式制動器作用半徑制動鼓內半徑。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)取決于制動器結構、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0.3-0.5，一般取0.35-0.4?？梢愿鶕?jù)制動器結構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：（212）鼓式制動器,若作用于兩蹄的張開力分別為P1，P2，兩蹄給予制動鼓的摩擦力矩分別為

23、TTf1、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 （213）領從蹄式鼓式制動器的效能因數(shù)計算，如圖3： 領蹄的制動蹄因數(shù)為： （214）從蹄的制動蹄因數(shù)為： （215）圖3 盤式及領從蹄式鼓式制動器簡化受力圖3、制動器效能因數(shù)的選擇在匹配設計時，一般鼓式制動器結構參數(shù)不能提供，可根據(jù)同類制動器參數(shù)或按照典形結構選擇，典型結構如表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動鉗盤領從蹄（從蹄無支承）領從蹄（從蹄有支承）雙領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

24、2.2.5輪缸直徑的確定在以上參數(shù)確定后，可以計算輪缸直徑。1、無制動力調節(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： （2-16）式中：前、后輪缸液壓； 前、后輪缸直徑； 前、后制動器制動半徑；前、后車輪使用半徑；前后制動器單側油缸數(shù)目（僅對盤式制動器而言），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，要將結果圓整，使其符合GB7524-87標準規(guī)定的尺寸系列：14.5，16，17.5，19，20.5，22，（22.22），（23.81），24，（25.4）26，28，（28

25、.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）推導出后輪缸缸徑的計算公式為： （2-17）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，需要重新調整制動器參數(shù)

26、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： （2-19）將（2-18）（2-20）（2-21）得制動力分配系數(shù)計算公式： （2-20）2.2.7同步附著系數(shù)的計算1、同步附著系數(shù) 0將I曲線與b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，曲線與空載I曲線

27、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)0時，（2-5）可寫為： （2-21） 2.2.8感載比例閥前后輪液壓關系確定 假定感載比例閥前、后輪缸的液壓關系如圖4，其表達式如下： （2-22） 式中：前輪缸壓力。后輪缸壓力。前、后輪缸拐點壓力?？蛰d時，滿載時， A-A'、B-B液壓線斜率。 圖4 感載比例閥輸入-輸出特性曲線 感載比例閥液壓關系計算步驟：1、計算出拐點以前的值，在I曲線圖上作出線，確定拐點位置，拐點位置稍低于線與I曲線的交點。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系。一般感載比例閥空滿載后段制動力分配線平行。同

28、時要保證空滿載同步附著系數(shù)均符合要求。3、由拐點及同步附著系數(shù)點對應的前后制動力，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。2.3.1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節(jié)裝置，所以計算出前輪壓力即為系統(tǒng)壓力。由公式，計算出前軸制動力。 由式（2-16）推導出系統(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，踏板力可按如下公式計算： （2-23）：踏

29、板機構及液壓傳動效率，汽車工程手冊推薦：一級杠桿傳動及串列雙腔制動主缸取0.8。汽車設計推薦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500N（轎車），700N（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計依據(jù)。根據(jù)汽車設計推薦，轎車的緊急制動踏板力為200-300N，在初步設計階段，許多因素無法考慮，因此，轎車

30、踏板力應小于上述推薦值，皮卡或SUV也應取上述推薦值的下、中限。在確定踏板力目標值后，真空助力比、踏板杠桿比、主缸直徑就要通過上述公式，結合總布置及現(xiàn)有產品綜合考慮確定，初步估算主缸直徑，并圓整到GB7524-87標準規(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。2.3.3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）

31、 式中：真空助力器最大助力點輸出力。 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90 KPa。 D膜片有效直徑。 此時，主缸輸出力 由此得出膜片有效直徑的計算公式： （2-25）圖5 真空助力器輸入輸出關系曲線采用雙膜片時，D2=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。2.3.4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

32、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，在坡度為的坡道上駐車，所需的制動力為： （2-26）式中：在坡度為的坡度上駐車時所需的制動力。 整車滿載總質量。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)受結構限制，最好根據(jù)同規(guī)格制動器選擇或根據(jù)參考車型結構參數(shù)計算，領從蹄式鼓式制動器效能因數(shù)計算如下：如圖5，領、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

33、能因數(shù)。上坡時： （2-27）下坡時： （2-28） 式中：上、下坡駐車時駐車制動器的效能因數(shù)。 領、從蹄的制動器效能因數(shù)。 駐車制動臂杠桿比，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系如下： （2-29） （2-30）式中：駐車制動手柄力。 駐車制動器效能因數(shù)。 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r1/r2mm2前/后制動器效能因數(shù)BF1 /

34、BF23前/后輪缸直徑d1/d2mm4前、后制動器單側輪缸數(shù)n1/n25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8真空助力器有效直徑Dmm9制動踏板杠桿比10駐車制動手柄杠桿比11上/下坡駐車制動效能因數(shù)12前/后摩擦襯片面積 A1/A2mm213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）液壓關系方程注：1、應在備注中注明數(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行。3、制動系統(tǒng)匹配校核計算進行制

35、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，要在不同的設計階段不斷完善數(shù)據(jù)，以保證計算的準確性。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，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，所以不進行傳能裝置

36、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來描述；二是用利用附著系數(shù)與制動強度之間的關系來描述；三是以路面附著系數(shù)利用率來描述（）。用前兩種方法結合制動法規(guī)要求，即可分析前、后制動力分配是否符合設計及法規(guī)要求。3.1.1 制動力分配曲線I-曲線3.1.1.1理想的前、后制動器制動力分配曲線I曲線 將（2-7）繪成以F1 為橫坐標、F2為縱坐標的曲線，即為理想的前后、輪制動器制動力分配曲線，簡稱I曲線。 （2-7）3.1.1.2制動系統(tǒng)決定的制動力分配曲線b曲線 1、無ABS或比例閥時的b

37、值計算及b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，（3-1） （3-2）將上式繪成以F1 、F2為坐標的曲線，即為無ABS或感載閥時的前后制動器制動力分配曲線，簡稱b曲線。2、裝感載比例閥時的b曲線 將感載比例閥前、后輪缸的液壓關系（2-21）代入（2-18），得到前、后制動器制動力關系式： （2-21） （2-18） 在A-A'、B-B段： （3-3） 為便于計算，將上式簡化為： （3-4） 式中： （3-5） （3-6） 在OA、OB段：公式同（3-5）。將上式繪成以F1 、F2為坐標的曲線，即為裝感載閥時的前后制動器制動力分配曲線即b

38、曲線，將b曲線畫在I曲線圖上。3.1.2 同步附著系數(shù) 0 1、無ABS或比例閥時的0 （2-21） 2、裝感載比例閥時的0 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）： 由以上三式，可得到變量的二次方程，如下： 求出方程的根，得： （3-7） 由以上方程根接合I、b曲線圖，可確定同步附著系數(shù)。 說明：（1）在圖4液壓關系的0-A-B段，k=1，將上式簡化，結果同式（3-2）無ABS或比例閥時的0值。 （2）在圖4液壓關系的A-A'或B-B'段，可根據(jù) I、b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

39、）上式可用于前、后輪缸液壓關系為線性（前、后制動器制動力關系為式（3-4）的同步附著系數(shù)的計算。 3.1.3 I-曲線及同步附著系數(shù)的分析 在I-曲線圖上，過同步附著系數(shù)點作45°斜線，再根據(jù)，作出一組45°斜線，可以初步分析制動力分配是否合理。 如果線在I曲線下方，說明前輪先抱死；反之，后輪先抱死；結合法規(guī)要求，就可以判斷制動力分配是否合理；同時，從線與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-曲線可能不符合法規(guī)，只要符合ABS的匹配要求即可。3.1.4 前、后軸利用附

40、著系數(shù)與制動強度的關系曲線3.1.4.1 概念1、制動強度Z 汽車制動過程中所產生的制動減速度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)。3.1.4.2 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或比例閥時，前后制動器制動力分配系數(shù)為常數(shù)，因此： 又由公式（2-5）、（2-6）： 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，利用附著系數(shù)為縱坐標，繪出利用附著系數(shù)

41、與制動強度的關系曲線。 3.1.4.2 .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、拐點后段當前、后輪要同時抱死或前、后輪有一個剛要抱死時，有：、將前、后制動器制動力關系代入式（3-8）得： （3-12） （3-13）（1）感載比例閥前軸車輪利用附著系數(shù)計算1當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1 （2-1）將上式中的減速度改為Z g，計算1如下： （3-14）（2）感載比例閥后軸車輪利用附著系數(shù)計算2當后輪剛要抱死或前、后輪要同時抱死時，由式（2-2）及式（3-14）計算2 （2-2

42、） （3-15）以制動強度Z為橫坐標，利用附著系數(shù)為縱坐標，繪出利用附著系數(shù)與制動強度的關系曲線。同時根據(jù)車型類別，將法規(guī)要求的曲線繪在上曲線上，進行分析、對比，核實是否符合要求，如不符合要求，制動器相關參數(shù)就要調整。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。3.2.1 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)允許的

43、踏板力作用下，系統(tǒng)壓力是否在管路許用壓力范圍內，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)應根據(jù)車型的類別選取不同的輸入進行計算。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 （3-16）系統(tǒng)壓力： （3-17）式中：真空助力器輸入、輸出力。踏板杠桿比。踏板傳動效

44、率，取0.85-0.95。主缸直徑。系統(tǒng)壓力。2、無真空助力器輸入-輸出特性曲線時，踏板力產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，因此有如下關系式： （3-18）式中：法規(guī)規(guī)定的最大踏板力。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90 KPa。 真空助力膜片有效直徑。用以上方法計算的系統(tǒng)壓力應小于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。由于同步附著系數(shù)0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<0.8，后輪先抱死；0=0.8，前、后輪同時抱死；0>0.8，前輪先抱死。 1、0

45、0.8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。由公式，計算出前軸制動力。 由式（2-18）推導出系統(tǒng)壓力計算公式，如下： （3-19）2、0>0.8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）推導出系統(tǒng)壓力計算公式，如下： （3-20）再根據(jù)前后輪液壓關系，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，p10MPa。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)一標準，制動力校核確定的工況為滿載、路面附著系數(shù)0.8、制動時達到最大減速度0.8g。3.3.1 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3.2.2 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，按曲線計算比較準確。由3.2.2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：真空助力器輸入力。踏板杠桿比。踏板傳動效率，取0.85-0.95。 2、無助力器輸入-輸出曲線時，由3.2.2計算的系統(tǒng)壓力計算助力器輸出力，并與（2-24）計算的最