Q/XRFxxx公司Q/XRF-J009-2015xxxx制动系统设计规范编制:日期:校对:日期:审核:日期:批准:日期:2015-03-15发布 2015-03-15实施xxx公司发布目录一概述 (2)1.1 制动系统基本介绍 (2)1.2 制动系统的结构简图 (2)二法规要求 (3)2.1 GB12676-1999法规要求 (3)2.2 GB 7258-2012法规要求 (4)三制动动力学 (4)3.1 稳定状态下的加速和制动 (4)3.2 制动系统设计与匹配的总布置设计硬点或输入参数 (5)3.3、理想的前、后制动器制动力分配曲线 (6)3.3.1 基本理论 (6)四计算算例与分析改进方法 (7)4.1 前、后轮制动器制动力矩的确定 (8)4.1.1制动器的制动力矩计算 (8)4.1.2确定车型的制动器制动力矩 (11)4.2 比例阀的设计 (12)4.2.1 举例基本参数 (13)4.2.2 GMZ1的校核 (13)4.2.3 GZM2的校核 (14)4.2.4设计优化曲线 (15)4.3 总泵的校核 (17)4.3.1基本参数 (17)4.3.2基本理论 (18)4.3.3校核结果 (18)一概述制动系是汽车的一个重要的组成部分。
它直接影响汽车的行驶安全性。
为了保证汽车有良好的制动效能，本规范指导汽车的制动性能及制动系结构的设计。
1.1 制动系统基本介绍微型电动货车的行车制动系统采用液压制动系统。
前、后制动器分别为盘式制动器和鼓式制动器，前制动盘为空心通风盘，制动踏板为吊挂式踏板，带真空助力器，制动管路为双回路对角线(X型)布置，采用ABS以防止车辆在紧急制动情况下发生车轮抱死。
驻车制动系统为机械式手动后轮鼓式制动，采用远距离棘轮拉索操纵机构。
1.2 制动系统的结构简图图1 制动系统的结构简1. 真空助力器带制动主缸总成2.制动踏板3.车轮4.轮速传感器5. 制动管路6. 制动轮缸7.ABS控制器二法规要求2.1 GB12676-1999法规要求发动机脱开的0型试验性能要求。
发动机接合的O型试验性能要求2.2 GB 7258-2012法规要求GB 7258-2012法规要求：汽车、无轨电车和四轮农用运输车的行车制动，必须采用双管路或多管路，当部分管路失效时，剩余制动效能仍能保持原规定值的30％以上。
三 制动动力学3.1 稳定状态下的加速和制动加速力和制动力通过轮胎和地表的接触面从车辆传送到路面。
惯性力作用于车辆的重心，引起颠簸。
在这个过程中当刹车时，前后轮的负载各自增加或减少；而当加速时，情况正好相反。
制动和加速的过程只能通过纵向的加速度a x 加以区分。
下面，我们先来分析一辆双轴汽车的制动过程。
最终产生结果的前后轮负载ZVF '和Zh F '，在制动过程中，图2随着静止平衡和制动减速的条件而变为：()l h ma l l l mg F x V ZV--=' （3.1a ） l h ma l l mg F x V Zh+=' （3.1b ） 设作用于前后轴的摩擦系数分别为f V 和f h ,那么制动力为：V ZVXV f F F '= （3.2a ） h Zh Xhf F F '=' （3.2b ）图2 双轴汽车的刹车过程它们的总和便是作用于车辆上的减速力。
x Xh XV ma F F =+ （3.3）对于制动过程，fV 和fh是负的。
如果要求两轴上的抓力相等，这种相等使 fV＝f h ＝ax/g，理想的制动力分配是：)/(])([glhallgmaFxvxXV--=（3.4）)/(][glhaglmaFxvxXh+=（3.5）这是一个抛物线Fxh(Fxv)和参数ax的参数表现。
在图1的右半部分，显示了一辆普通载人汽车的理想制动力分配。
实践中，向两边分配制动力通常被选用来防止过早的过度制动，或是由刹车片摩擦偏差而引起的后轮所死，因为后轮锁死后将几乎无法抓地，车辆将会失去控制。
防抱死刹车系统这个问题。
当然，每一个负载状态都有它各自的理想制动力分配。
如果所有负载状态都必须由一个固定的分配去应对，那么最重要的条件往往就是空载时的情况。
虽然固定的分配在更多负载时无法实现最优化的制动力分配，b线显示了当后轴的制动力未超过理想值直到最大减速度为0.8g时的制动力分配情况。
弯曲的分配曲线可通过如下方法应用。
对于双轴货车，轮子在制动中的负载只取决于减速度，而不取决于设定的制动力分配。
3.2 制动系统设计与匹配的总布置设计硬点或输入参数新车型总体设计时能够基本估算如下基本设计参数, 这些参数作为制动系统的匹配和优化设计的输入参数。
3.3、理想的前、后制动器制动力分配曲线3.3.1 基本理论(1) 地面对前、后车轮的法向反作用力在分析前、后轮制动器制动力分配比例以前，首先了解地面作用于前、后车轮的法向反作用力。
由图2，对后轮接地点取力矩得g z h dt du mGb L F +=1式中：1z F ——地面对前轮的法向反作用力；G ——汽车重力；b ——汽车质心至后轴中心线的距离；m ——汽车质量；gh ——汽车质心高度；dt du——汽车减速度。
对前轮接地点取力矩，得g z h dt du mGa L F -=2式中2z F——地面对后轮的法向反作用力；a ——汽车质心至前轴中心线的距离。
则可求得地面法向反作用力为⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛+=dt du g h b L G F g z 1⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛-=dt du g h a L G F g z 2(2) 前、后制动器制动力分配曲线在任何附着系数的路面上，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：G F F ϕμμ=+2111z F F ϕμ= 22z F F ϕμ=消去变量ϕ，得)]2(4[21112μμμF h GbF G hgL b h G F gg +-+=四 计算算例与分析改进方法由上述结果可以分别得出车型A 和车型B 的前、后车轮同时抱死时前、后制动器制动力的关系曲线——理想的前、后轮制动器制动力分配曲线，简称I 曲线。
下图为举例车型空载和满载时候的I 曲线2μF （N ）1 F图3 I 曲线4.1 前、后轮制动器制动力矩的确定4.1.1制动器的制动力矩计算制动器通常分为盘式制动器和鼓式制动器。
下面就两种制动器分别进行制动力矩的计算。
举例：已知制动总泵的参数如下： 总泵缸径 22.22mm 总泵压力87.7Kgf(a) 基本参数 缸径 51.1mm 摩擦块面积 35.9cm2 摩擦块厚度10mm摩擦块有效厚度 9mm 有效半径 97.7mm 制动盘厚度 12mm(b) 计算依据假定衬块的摩擦表面全部与制动盘接触，且各处单位压力分布均匀，则制动器的制动力矩为：RfF M 02=μ式中f ——摩擦系数； 0F ——单侧制动块对制动盘的压紧力；R ——作用半径 (c) 计算结果下面为盘式制动器的制动力矩与摩擦系数之间的关系曲线。
μM （Nm ）f图4 盘式制动器的制动力矩-摩擦系数的关系曲线由上图可以看出，当摩擦系数在0.35～0.42之间时，盘式制动器所能提供的摩擦力矩在1205Nm ～1447Nm 之间。
当f ＝0.38时，鼓式制动器提供的摩擦力矩为1309Nm 。
(2) 鼓式制动器的制动力矩计算 (a) 基本参数 缸径 19.05mm 制动鼓直径 220mm 制动蹄片包角 110° 制动蹄片宽度 40mm(b) 计算依据在摩擦衬片表面取一横向微元面积，由鼓作用在微元面积上的法向力为：ααd bfR p fR dF dF sin 112max ==对于紧蹄：对于松蹄：其中(c) 计算结果下图为鼓式制动器所能提供的制动力矩——摩擦系数曲线。
μM （Nm ）f图5 鼓式制动器所能提供的制动力矩-摩擦系数曲线由上图可以看出，摩擦系数在0.35～0.42之间时，制动力矩在524Nm ～706.53Nm 之间。
当f ＝0.38时，鼓式制动器提供的摩擦力矩为598.316Nm 。
(3) 确定同步附着系数通过上述关于制动器的制动力矩的计算，可以得到前、后制动器之间的制动力分配的比例β：211μμμβM M M +=通过这个曲线与I 曲线的交点处的附着系数为同步附着系数。
4.1.2确定车型的制动器制动力矩(1) 基本原理选定同步附着系数φ0，举例如确定为0.7。
并用下列计算前、后轮制动力矩的比值。
M μ1M=b φ0h g然后，根据汽车满载在柏油、混凝土路面上紧急制动到前轮抱死，计算出前轮制动器的最大制动力矩Mμ1max；在根据前、后轮制动力矩的比值计算出后轮制动器的最大制动力矩Mμ2max。
(2) 基本参数(3) 计算结果4.2 比例阀的设计由于，对于具有固定比值的前、后制动器制动力的制动系特性，其实际制动力分配曲线与理想的制动力分配曲线相差很大，附着效率低。
因此，现代汽车均装有制动力调节装置，可根据制动强度，载荷等因素来改变前、后制动器制动力的比值，使之接近于理想制动力分配曲线，满足制动法规的要求。
4.2.1 举例基本参数果：4.2.2 GMZ1的校核经GZM1调节后，汽车在空、满载时的状态如下：图6 GZM1特性曲线那么可以得出，空载的时候，经比例阀调节后，后面的制动器提供的制动力是小于当时情况下的地面所能提供的制动力的；满载的时候，经比例阀调节后，后面的制动器提供的制动力是大于当时情况下的地面所能提供的制动力的。
4.2.3 GZM2的校核经GZM2调节后，结果如下：后空载输出压力（MPa） 2.885制动器所输出的制动力（N）1749满载输出压力（MPa）8.595制动器所输出的制动力（N）5174图7 GZM2特性曲线同样，空载的时候，经比例阀调节后，后面的制动器提供的制动力是小于当时情况下的地面所能提供的制动力的；满载的时候，经比例阀调节后，后面的制动器提供的制动力是大于当时情况下的地面所能提供的制动力的。
4.2.4设计优化曲线通过上面的计算可以看出，GZM1和GZM2可以满足0.7g时空载时的要求，但是不满足在满载时候的要求。
那么，理想的调节曲线如下：图8 设计优化后的理想曲线可以得出实际的新曲线，如下：图8 设计优化后的特性曲线上图中，1、4为GZM2曲线，2、3为新曲线。
比较上述图表，我们可以得出以下结论；空载状态满载状态4.3 总泵的校核进行优化设计后，前、后制动器轮缸直径作出了调整，因此需要校核原车总泵的容积是否满足改动后的容积要求。
4.3.1基本参数改动前， 盘式制动器轮缸缸径'1D ，容积'1v ；鼓式制动器轮缸缸径'2D ，容积'2v ；总泵的缸径为'D ，前腔容积'_f v ，后腔容积'_b v ；改动后， 盘式制动器轮缸缸径1D ，容积1v ；鼓式制动器轮缸缸径1D ，容积2v ；总泵的缸径为D ；前腔容积f v _，后腔容积b v _；4.3.2基本理论如果原总泵的前、后腔容量满足制动器的需要，那么就认为原总泵是满足要求的，反之，就认为是不满足。