1X X X X有限公司企业标准制动系统设计规范20XX-XX-XX发布20XX-XX-XX实施XXXX研发中心发布1前言 (2)1.1适用范围 (2)1.2引用标准 (2)1.3总体设计要求 (3)2.制动系统整体设计 (3)2.1制动系统开发流程 (3)2.2制动系统方案的确定顺序 (4)2.3整车参数 (4)2.3.1制动系统的总体方案 (4)2.3.2整车参数输入 (5)2.4设计期望值 (5)2.4.1制动能力 (5)2.4.2制动踏板力与制动力的关系 (9)2.4.3驻车制动能力 (10)3.制动系统零部件设计 (11)3.1制动器设计 (11)3.1.1鼓式制动器 (11)3.1.2鼓式制动器的设计计算 (12)3.1.3盘式制动器 (15)3.1.4盘式制动器的设计计算 (16)3.1.5衬片磨损特性的计算 (17)3.1.6制动间隙调整装置 (17)3.2制动驱动机构 (18)3.2.1制动驱动机构的形式 (18)3.2.2分路系统 (19)3.2.3液压制动驱动机构的设计计算 (20)3.3制动力调节装置 (22)3.3.1ABS设计开发 (22)3.3.2ESP设计开发 (24)1前言1.1适用范围本设计指南适用于在道路上行驶的汽车制动系统。

1.2引用标准GB7258-2012机动车运行安全技术条件GB21670-2008乘用车制动系统技术要求及试验方法GB/T13594-2003机动车和挂车防抱制动性能和试验方法表1-1制动法规基本要求序号项目法规要求GB21670-2008GB7258-20121试验路面干燥、平整的混凝土或具有相同附着系数的其它路面2制动初速度Km/h100503制动减速度m/s2≥6.43空载≥6.2满载≥5.94制动距离m≤70空载≤19满载≤205驻车制动坡度≥20%≥20%6制动踏板力N65~500空载≤400满载≤5007应急制动减速度m/s2≥2.44≥2.98应急制动距离m≤168≤389制动稳定性不偏出3.5m通道不偏出2.5m通道1.3总体设计要求汽车应设置使汽车能按驾驶员要求减速、停车和保证汽车可靠停放的制动系统。

制动系统按功用可分为行车制动系和驻车制动系。

行车制动系应保证在任何速度下制动时，汽车不能丧失操纵性和方向稳定性，并有两套独立的管路，以保证在其中一套管路失效时，仍有一部分制动能力。

驻车制动系应保证汽车能在一定坡度的路面上停驻不动。

行车和驻车制动装置可以有共同的制动器，而驱动机构应各自独立，保证在其中一个系统的任何部件失效时，汽车仍具有应急制动功能。

制动系统应经久耐用，不能因振动或冲击而损坏。

2.制动系统整体设计2.1制动系统开发流程图2-1制动系统开发流程2.2制动系统方案的确定顺序图2-2制动系统方案设计2.3整车参数2.3.1制动系统的总体方案图2-3制动系统方案设计前制动器前制动器真空源装置助力器制动踏板制动管路后制动器后制动器驻车装置2.3.2整车参数输入表2-1整车参数输入车辆型号代号单位设计值轴距空载L u mm满载L l mm 轮胎型号//车轮滚动半径Rmm质量参数空载质量m ukg满载质量m l空载前后轴荷分配/kg满载前后轴荷分配质心参数空载重心高度h gu mm空载重心距前/后轴中心距离/mm满载重心高度h gl mm满载重心距前/后轴中心距离/mm2.4设计期望值2.4.1制动能力汽车制动时，地面作用于车轮的切线力称为地面制动力F xb，它是使汽车制动而减速行驶的外力。

在轮胎周缘克服制动器摩擦力矩Mμ所需的力称为制动器制动力Fμ,且地面制动力是滑动摩擦约束反力，其最大值受附着力的限制。

附着力Fφ与F xbmax的关系为：F xbmax＝Fφ＝F z•φF z为地面垂直反作用力，φ为轮胎-道路附着系数，其值受各种因素影响。

若不考虑制动过程中φ值的变化，即设为一常值，则当制动踏板力或制动系压力上升到某一值，而地面制动力达最大值即等于附着力时，车轮将抱死不动而拖滑。

踏板力或制动系压力再增加，制动器制动力F u 由于制动器摩擦力矩的增长，仍按直线关系继续上升，但是地面制动力达到附着力的值后就不再增加了。

制动过程中，这三种力的关系，如图2-4所示。

图2-4制动过程中，地面制动力、制动器制动力及附着力的关系汽车的地面制动力首先取决于制动器制动力，但同时又受轮胎-道路附着条件的限制。

所以只有当汽车具有足够的制动器摩擦力矩，同时轮胎与道路又能提供高的附着力时，汽车才有足够的地面制动力而获得良好的制动性。

假设汽车以dtdu的减速度在水平路面上制动（忽略汽车的滚动阻力偶矩、空气阻力以及旋转质量减速时产生的惯性力偶矩，附着系数只取一个定值φ)，则其制动过程受力情况如图2-5所示。

图2-5制动时的汽车受力图a.地面对汽车的法向反作用力分别对前后轮接地点取力矩得:⎪⎪⎩⎪⎪⎨⎧+=-=g z g z h dt du m Gb L F h dt du m Ga L F 12式中：F z1——地面对前轮的法向反作用力，N；F z2——地面对后轮的法向反作用力，N；m ——汽车质量，kg；g ——重力加速度，9.8m/s 2；G ——汽车重力，G =m •g ，N；A ——汽车质心至前轴中心线的距离，mm；b ——汽车质心至后轴中心线的水平距离，mm；h g ——汽车质心高度，mm；L ——轴距，mm；dtdu——汽车减速度，m/s 2。

b.理想的制动力分配曲线在任何附着系数为φ的路面上，前、后车轮同时抱死的条件是：前、后轮制动器制动力之和等于汽车的附着力；并且前、后轮制动器制动力分别等于各自的附着力，即：⎪⎪⎩⎪⎪⎨⎧===+z2μ2z1μ1μ2μ1F F F F G F F ϕϕϕ另外，两轮都抱死时，整车制动减速度为：g dtduϕ=消去变量φ，得：)]([21μ1gμ1g 2gμ22F h GLF G L 4h L h G F +-+=将整车各参数数值代入上式，可以绘制出理想前、后制动力分配曲线图——I曲线，如图2-6所示。

图2-6理想前、后制动力分配曲线c.制动距离汽车的制动能力常用制动效能反映。

制动效能是指汽车以一定初速迅速制动到停车的制动距离或制动过程中的制动减速度。

制动过程中典型的减速度与时间关系曲线如图2-7所示。

图2-7典型制动过程其中，t a为制动系反应时间，指制动时踏下制动踏板克服自由行程、制动器中蹄与鼓的间隙等所需时间。

一般液压制动系的反应时间为0.015~0.03s，气压制动系为0.05~0.06s；t b 为减速度增长时间，液压制动系为0.15~0.3s，气压制动系为0.3~0.8s。

制动距离与汽车的行驶安全有直接的关系。

制动距离是指在一定制动初速度下，汽车从驾驶员踩着制动踏板开始到停住为止所驶过的距离，按典型制动过程可求得：dtduV V t t S b a 25.9223.612++=)(2.4.2制动踏板力与制动力的关系在制动踏板上加力F，经过助力器放大后，再通过制动主缸转化为制动液的压力，最后作用在制动器的活塞上，使摩擦片或蹄片压紧在制动盘或制动鼓上，从而产生制动力，其传递过程如图2-8所示。

图2-8制动力的传递过程制动器产生的制动力与踏板力的关系可表示为：Rr BF S S ηi I F F m B μ⋅⋅⋅⋅⋅⋅=式中：F ——制动踏板力，N；F μ——单个制动器产生的制动力；I ——制动踏板杠杆比；i ——真空助力器的助力比；η——制动踏板和真空助力器总的机械效率；S B ——制动轮缸的活塞面积，m 2；S M ——制动主缸的活塞面积，m 2；r ——有效制动半径，m；R ——轮胎的滚动半径，m。

2.4.3驻车制动能力驻车制动系统一般都集成在后制动器上，由于上坡驻车和下坡驻车时，车辆后轮的法向正压力不同，如图2-9所示。

图2-9驻坡制动简图因此需要分别计算在轮胎-路面附着系数φ下的最大上坡驻坡角度和最大下坡驻坡角度。

a．假设汽车驻车在上坡道上处于临界滑动状态，地面给予车轮的制动力为：Z2μ2F F ϕ=,对后轮接地点取力矩得：Gsinθh aGcosθL F g u Z2+=式中：u θ——上坡驻车极限角度，°；因此，可得汽车在上坡驻车时的极限坡度为：gu u h L ai ϕϕθ-==tan 式中：u i ——上坡驻车度；b．假设汽车驻车在下坡道上处于临界滑动状态，地面给予车轮的制动力为：Z2μ2F F ϕ=,对后轮接地点取力矩得：Gsinθh aGcosθL F g u Z2-=式中：d θ——下坡驻车极限角度，°；因此，可得汽车在下坡驻车时的极限驻车坡度为：gd d h L ai ϕϕθ+==tan 式中：d i ——下坡驻车度。

3.制动系统零部件设计3.1制动器设计制动器的原理就是利用固定元件和旋转元件工作表面的摩擦而产生制动力矩，制动的整个过程就是把动能转化为热能的过程。

制动器又可分为鼓式和盘式两大类。

3.1.1鼓式制动器鼓式制动器可分为领从蹄式、双领蹄式、双向双领蹄式、双从蹄式、单向增力式、双向增力式等形式，如图3-1所示。

图3-1鼓式制动器的分类a)领从蹄式b)双领蹄式c)双向双领蹄式d)单向双领蹄式e)单向增力式f)双向增力式不同形式鼓式制动器的主要区别有：1）蹄片固定支点的数量和位置不同；2）张开装置和形式和数量不同；3）制动时两块蹄片之间有无相互作用。

因蹄片的固定支点和张开力的位置不同，使不同形式的鼓式制动器的领、从蹄的数量有差别，并使制动效能不同。

制动器在单位输入压力或力的作用下所输出的力或力矩，称为制动器效能。

制动器效能因数的定义为：在制动鼓或制动盘的作用半径R 上所得到摩擦力（M μ/R ）与输入力F 0之比，即，RF M K 0μ 表3-1列出各种制动器效能因数的典型值。

表3-1制动器效能因数的典型值制动器型式效能因数典型值领从蹄式：轮缸式及楔式2.2凸轮张开式2.0双领蹄、双向双领蹄：轮缸式及楔式3.4单向增力式、双向增力式5.5盘式0.8注：1、摩擦系数为0.4；2、制动鼓正向旋转。

制动器效能的稳定性的定义为：效能因数K 对摩擦因数f 的敏感性（dK/df ）。

图3-2表示不同鼓式制动器的效能因数与摩擦系数的关系。

3.1.2鼓式制动器的设计计算鼓式制动器的结构型式和尺寸应根据制动器能产生足够的地面制动力,以及具有足够的能量容量两个基本条件确定。

一般情况下，制动器的设计步骤如下：1）初定制动器型式和制动鼓内径、轮缸直径等参数轮缸式和凸轮张开式制动器的基本参数，可由制动器需要产生的制动力分别按多变量方程式初步确定。

①制动器效能因数可由选取的制动器结构型式和摩擦系数(取f =0.35~0.40)，近似的求出。