浅谈微型载货汽车制动系统的匹配分析

秘锡胜

(河北长安汽车有限公司，河北 定州 073000）

1 微型载货汽车制动系统基本介绍

微型载货汽车制动系统一般分为行车制动和驻车制动，行车制动普遍采用液压制动，其中控制装置为脚踏板机构，传动装置为制动主缸带真空助力器，制动管路为双回路(HL型)布置，制动器采用前盘后鼓式，驻车制动装置为机械式手操纵装置，采用感载比例阀来调节后轮在不同载荷下的制动力分配。

2 微型载货汽车制动系统匹配计算

2.1 前、后制动器制动力计算

2.1.1 地面对前、后车轮的法向反作用力

地面作用于前、后车轮的法向反作用力如图1所示：由图1，对后轮接地点取力矩得：

图1

式中：Fz1——地面对前轮的法向反作用力，N；

G——汽车重力，N；

b——汽车质心至后轴中心线的水平距离，m；

m——汽车质量，kg；

hg——汽车质心高度，m；

L——轴距，m；

对前轮接地点取力矩，得：

式中：Fz2——地面对后轮的法向反作用力，N；

a——汽车质心至前轴中心线的距离，m。

2.1.2 地面附着力与制动器制动力计算

1）地面附着力计算

在附着系数为φ的路面上，前、后车轮同步抱死的条件是：前、后轮制动器制动力之和 Fu=(Fμ1+Fμ2)等于汽车与地面附着力 Fφ=(Fφ1+Fφ2)；并且前、后轮制动器制动力 Fμ1、Fμ2分别等于各自的附着力 Fφ1、Fφ2，即：

根据式（1）、（2）及（3），消去变量 φ，得

由（1）、（2）及（3）可得

按公式输入的整车的参数，可以建立由FΦ1和FΦ1的关系曲线，即I曲线。

2）制动器制动力校核

前、后轮制动器制动力校核

公式如下:

式中：

Fμ1、Fμ2：前、后制动器制动力（N）；

d1、d2：前、后轮缸直径，mm；

n1、n2：前、后制动器单侧油缸数目；

BF1、BF2：前、后制动器效能因数；

r1、r2：前后制动器制动半径，mm；

R:前、后轮滚动半径，mm；

P1、P2为前、后制动管路液压，MPa。采用感载比例阀时：

P1=P2；

Q为感载比例阀液压线折点后倾角，tanθ=0.3。P0为拐点液压(一般为2.7～3.5)MPa，取2.7MPa。P为主缸液压。

将前、后制动器具体参数代入式中，计算绘制前后制动力

根据计算结果，判定满足要求的是：满载时前后制动器制动力都应小于地面附着力，空载时前后制动器制动力都应大于地面附着力。

2.1.3 前后制动力、β系数、同步附着系数计算

将前后制动器参数带入式（8），

又由公式：

同步附着系数

可计算出空载、满载时的同步附着系数。

2.1.4 前后轴利用附着系数与制动强度的关系曲线

式中：φf——前轴利用附着系数；φr——后轴利用附着系数；

a——前轴到质心水平距；b——后轴到质心水平距；

z—— 制动强度。

可作出前后轴利用附着系数与制动强度的关系曲线：

根据以上关系曲线并对比空满载利用附着系数可确定该车是否满足GB 12676-1999的标准要求。

2.2 需液量计算

所加制动液为管路中所用制动液、制动主缸、轮缸及制动液壶中制动液之和。

2.3 制动主缸行程校核

制动时一个前轮缸排量V1

d1——前轮缸直径,mm；

δ1——前轮制动器摩擦片与制动盘间隙，mm。取值为0.3mm。

制动时一个后轮缸排量V2

d2——为了前轮缸直径，mm。

δ2——后轮缸完全制动时行程（2陪制动间隙+衬块变形+蹄变形+鼓变形）可取2～2.5mm。取2.3mm。

将具体参数带入式（12）（13）计算得前、后轮缸排量，

考虑软管变形，主缸容积为

主缸实际行程：

计算出主缸的实际行程应小于主缸总行程1，设计才满足要求。

2.4 制动踏板行程和踏板力校核

2.4.1 制动踏板行程

制动踏板工作行程：

ip：制动踏板杠杆比；

δ01：主缸推杆与活塞间隙；

δ02：主缸活塞空行程。

计算出得踏板的总行程要小于真空助力器主缸行程×踏板的杠杆比，即踏板总行程 SQ≤ip×Sm

通过计算踏板工作行程与总行程的比值，检查是否满足GB 7258-2004的规定。液压型车制动在达到规定的制动效能时，制动工作行程不得超过踏板全行程的4/5。

2.4.2 制动踏板力计算

分析整个制动过程，在附着系数为φ（φ≤φ0）的路面上制动时，前轮的压力首先达到抱死拖滑状态，当管路中压力继续升高时，前轮制动力不再随管路中压力的升高而增大，但后轮制动力却随压力的升高继续增大，直到后轮也抱死拖滑。那么，后轮抱死拖滑时，管路中的压力已经足够大，此时的踏板力即是整车在附着系数为φ（φ≤φ0）的路面上制动时所需要的最大踏板力。显然，当φ=φ0时，前后轮同时抱死，此时所计算的踏板力即是法规要求的踏板力。

踏板力可按如下公式计算：在φ=φ0，前后轮同时抱死时，真空助力器带制动总泵总成活塞

输出力F出大于真空助力器最大助力点,真空助力器的输出力完全提供，脚踏力所暂比例增大。踏板力按如下公式计算：

η：踏板机构及液压传动效率

is：真空助力比

ip：踏板杠杆比

dm：主缸直径，mm

p：管路压力，MPa

取的管路压力：p＝8MPa，计算所需踏板力 F

由以上计算可知，制动踏板力F，检查是否符合GB 7258-2004的规定。

2.5 双回路与单回路制动校核

单回路制动时，总制动力为双回路制动的1/2，因此，制动减速度计算公式为：

制动距离公式为：

V——制动初速度，(m/s)

jmax——最大制动减速度，m/s2

C——制动器起作用时间，取0.4（一般取值为0.3-0.5）s

计算结果如下填入如下表格，检查确认是否满足GB 12676-1999要求：

表2

2.6 驻车制动校核

根据汽车后轴车轮附着力Ff与制动力相等的条件，汽车在角度为θ的上坡路和下坡路上停驻时的制动力Fzu、Fzd分别为：

可得汽车在上坡路和下坡路上停驻时的坡度倾角θu、θd分别为：

因此满载时汽车可能停驻的极限上、下坡倾角。

根据汽车停驻在12°的坡道上计算：

F地面摩擦力=G*Sin12°

对单个车轮根据力矩平衡:

0.5 F地面摩擦力×R=2×F蹄片摩擦力×r2

计算出 F蹄片摩擦力

取矩：

F蹄片摩擦力/0.4×90.5=F蹄片摩擦力×75.4+F推×169.5

得：F推

根据 F推×36.5=F拉×90.5

得：F拉

F手=2F拉/iZ

得：F手

计算出得制动手柄力应小于GB 12676-1999法规要求。

[1]刘大维，主编.汽车工程概论[M].北京:机械工业出版社，2004.

[2]余志生，主编.汽车理论[M].5版.北京:机械工业出版社，2009.

[3]王望予，主编.汽车设计[M].4版.北京:机械工业出版社，2004.

[4]陈家瑞，主编.汽车构造[M].5版.北京:机械工业出版社，2006.

[5]刘惟信，主编.汽车制动系的结构分析与设计计算[M].北京：清华大学出版社，2004.