一款微型货车制动系统的匹配计算

陈 杰

（安徽江淮汽车股份有限公司，安徽 合肥 230601）

设计研究

一款微型货车制动系统的匹配计算

陈 杰

（安徽江淮汽车股份有限公司，安徽 合肥 230601）

目前在进行制动系统设计过程中常常借鉴标杆车的设计，标杆车的整车参数与预研车辆的参数存在一定的不同，容易造成预研车辆制动系统的制动疲软、制动时温度过高、摩擦片磨损加速等情况，而正向设计和匹配校核可以很好的避免这些情况。本文以某轻微载货车为研究对象，介绍了一种正向设计制动系统参数的方法，并进行校核计算，确认制动系统满足设计要求和法规。

制动系统；正向设计

CLC NO.:U461.3Document Code:AArticle ID:1671-7988(2014)08-09-06

引言

从1886年世界上第一辆汽车诞生以来，汽车工业的发展已有一百多年的历史。一百多年来，人们不断的将智慧融汇于汽车开发技术之中，促使汽车业发展突飞猛进。同时，汽车又迅速地改变着当代世界的面貌，激励着社会快节奏地运转。随着科学技术的发展，汽车的各项性能(动力性、经济性、舒适性、通过性、操纵稳定性、安全可靠性等)不断提高，汽车己成为当今世界上最重要的交通运输工具和人类社会活动中难以离开的必需品。汽车给人们带来文明与进步的同时，也带来了环境污染与交通事故等危害。随着汽车保有量的增长，道路交通安全问题己成为世界性的社会问题。全世界每年死于道路交通事故的人数估计超过50万人，伤1000万人，而我国则是世界上交通事故最严重的国家之一。

严峻的现实使人们不能不正视汽车安全性问题。汽车的制动性能直接关系到交通安全，重大交通事故往往与制动距离过长、紧急制动时发生侧滑等情况有关。据资料显示，发生人身伤亡交通事故中，在潮湿的路面上约有1/3与汽车侧滑、跑偏有关；在冰雪路面上70%一80%与侧滑、跑偏有关。而根据对侧滑、跑偏事故的分析，发现有50%是由制动引起的。因此，汽车的制动性能直接关系到人民的生命财产安全。从汽车诞生时起，制动系统在车辆的安全方面就扮演着至关重要的角色。制动过程中，制动系统需要吸收与转换的动能，与汽车制动初速度的平方和总质量成正比；其产生的制动力则与汽车总质量成正比，与制动初速度相对来说关系不大。在汽车发展的过程中，速度与总质量两个参数始终处于不断

攀高的状态，这就要求制动系统在更短的时间里吸收越来越多的能量，并产生接近车轮滑移界限的制动力。由于汽车技术的迅速发展和道路条件的不断改善，汽车速度普遍提高很快，对制动的性能提出了更高的要求。

本文主要是针对N1类车型（操纵系统为液压、真空助力形式）进行基础制动系统及调节装置的匹配计算，得出整车在空载、满载情况下制动强度和利用附着系数的关系曲线，并与ECE制动法规相对照，评价该车制动性能和附着条件利用程度。

1、整车参数输入

1.1 整车参数

制动系统匹配设计主要是根据整车配置、布置及参数，参考同类车型参数，选择制动器型式、结构及参数，然后校核计算，验证所选参数是否满足设计任务书及法规的要求，满足要求后初步确定参数。

因此，在设计初期，就需要获得制动设计需要的整车参数，包括轴距、空载质量、满载质量、质心、轴荷分配、轮胎大小等，本文参考的微型货车整车参数如下：

表1 整车参数

1.2 整车前后制动力计算

两轴汽车在水平路面上理论制动时的受力情况如图1所示。

计算时忽略了汽车所受的滚动阻力偶矩、旋转质量减速时产生的惯性力偶矩及空气阻力，还忽略了制动时车轮边滚边滑的情况，并且附着系数只取一定值φ。对上述汽车制动时的整车进行受力分析，可求得制动时水平地面对前、后车轮的法向反力Fz1、Fz2。

对后轮接地点取力矩得：

对前轮接地点取力矩得：

解上述方程可得前、后车轮的法向反力Fz1、Fz2：

式中：Fz1——地面对前轮的法向反力，N；Fz2——地面对后轮的法向反力，N；G——汽车所受重力，N；g——重力加速度，ms2；L——轴距，mm；a——汽车质心到前轴的距离，mm；b——汽车质心到后轴的距离，mm；H——汽车质心高度，mm；——汽车制动减速度，ms2；——制动强度。

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：

式中：Fμ1、Fμ2-前、后轴车轮的制动器制动力；

FB1、FB2-前、后轴车轮的地面制动力；

ф-附着系数；

Fφ1、Fφ2—前、后轴附着力

根据以上公式，计算出本车在制动时需要的制动力如下表：

表2 整车理想制动力

2、制动器参数的选择和校核

2.1 制动器参数的选择

为了有更好的制动舒适性，同时考虑成本要求，本车制动器的结构型式选择为前盘式制动器、后鼓式制动器。

本车前轮胎滚动半径为305mm，选用15寸轮辋，轮辋直径381mm，一般设计要求制动盘的直径为轮辋直径的70%-79%，因此选择制动盘的直径为274mm。

本车前轮胎滚动半径为205mm，选用12寸轮辋，轮辋直径304.8mm，一般设计要求载货汽车制动鼓内径一般比轮辋外径小80-100mm，制动鼓内径为轮辋直径的70%-83%。因此，选择后制动鼓的内径为220mm。

一般采用前盘后鼓的制动系统，在设计阶段常态的工作压力设定在9MPa，在此压力下，前、后制动器的输出力要能满足整车满载制动力的需求。

根据整车理论制动力的需求和以上限制条件，同时考虑借用现有的成熟产品，初步选择前、后制动器参数如下：

表3 制动器参数

前、后轴在各压力下的获得的制动器制动力如下表：

表4 单轴制动器制动力

2.2 制动器校核

2.2.1 制动器的热容量校核

制动器的热容量小，则只需要很少的能量，制动器的温度就会上升很多。所以制动器需要有足够的能量容量。一般用单位摩擦面积单位时间内吸收的动能即能量载荷e的大小来衡量[5]。计算方法如式（1）：

e1、e1分别为前后制动器的能量载荷

ma为整车最大总质量

V1、V2为汽车的制动初速度和终速度，V1取22.2m/s，V2=0；

j为制动减速度，取0.6g=5.89m/s2，

β为制动力分配系数，按计算此车β为0.69

A为制动器摩擦片的工作面积，

将参数带入上式，得表5：

表5 制动器能量载荷

盘式制动器能量载荷e≤6W/mm2（极限不能超过9W/mm2），鼓式制动器能量载荷e≤1.8W/mm2。由表5看，此车满载时后制动器能量载荷可以满足使用要求，但前轮能量负荷超出。考虑到下长坡时载荷前移的因素，容易造成前轮制动器出现摩擦片快速磨损和制动盘温度过高。因此，需要对制动器参数进行调整，β值需要调整。

由于轮胎的限制，不可能更换更大的制动器，因此更改后制动器分泵直径为19.05mm，此时，前、后轴在各压力下的获得的制动器制动力如下表：

表6 单轴制动器制动力

制动器的能量载荷如下：

表7 制动器能量载荷

由表7可知，此时制动器的能量载荷是满足设计要求的。

2.2.2 制动器热容量和温升的校核

要校核制动器温升按照如下公式计算：（MdCd+MhCh）△t≈L

Md-各制动鼓的质量；

Mh-与制动鼓受相连的受热金属件质量；

Cd-制动鼓材料的比热容，对铸铁C=482J/(kg·K)；

Ch-与制动鼓相连金属件的比热容；

△t-制动鼓温升(一次由V=30km/h到完全停车的强烈制动，温升应小于15℃)；

L-满载汽车制动时由动能转化的热能，全被制动器吸收，并按前、后制动力分配比率分配给前后制动器：L1=Ma*Va² β/2； L2=Ma*Va²(1-β)/2,（Va取30km/h）

带入数据后，计算得出：

表8 制动器能量载荷

由表8可知，前、后制动器的升温均满足设计要求。

3、真空助力器参数的选择和校核

3.1 真空助力器参数的选择

要确定真空助力器参数，首先要确定制动总泵的行程，而制动总泵的行程是由制动踏板来确定的。一般为了获得良好的制动踏板感觉，制动踏板的杠杆比在3-4左右，这样制动踏板行程比较适合。本车选择杠杆比为4的制动踏板，踏板总行程195mm，扣除制动开关安装位置15mm,制动踏板行程为180mm。

设计要求制动踏板行程：Sp=i（Sm+S1+S2）

Sm制动主缸有效行程，

S1制动踏板自由行程3-8mm，

S2主缸空行程，3mm，

i制动踏板杠杆比4

带入数据可以计算出制动主缸的最大行程在34mm。

一般主观感觉良好的制动系统，满足满载的制动液压应该是真空助力器拐点90%的输出力输出的液压。由表4可以得知，满载的制动液压为10MPa，同时本车采用柴油发动机，可以提供的最大真空度为负90kpa。由以上的参数，最后选择的真空助力器参数如下：

表9 真空助力器参数

已知真空助力器参数和踏板参数，可以得出在不同的踏板力下制动总泵的输出液压，如下表：

表10 踏板力下的输出液压

从上表可以看出，一般踏板力达到195N就可以满足整车满载时的紧急制动压力；在最大制动踏板力700N，总泵的输出液压为13.8MPa。

3.2 整车需液量校核

选定制动器和真空助力器后，需要对真空助力器的总泵排量进行校核，确认其满足整车需液量。

S1：总泵面积 S2：前轮缸面积

S3：后轮缸面积 V4：单位软管膨胀量

L1：总泵单腔行程 L2：前轮缸紧急行程

L3：后轮缸紧急行程 L4：软管长度

整车相关参数和计算结果如下表：

表11 需液量校核表

一般设计要求λ≤0.6时较为理想，由上表可以得知，真空助力器的总泵排量满足整车需液量。

4、驻车参数选择及校核

4.1 驻车参数选择

驻车系统参数主要是驻车手柄杠杆比和驻车制动器的尺寸。本车驻车制动器集成在后行车鼓式制动器中，驻车制动器的效能因素为2.27。驻车手柄的杠杆比参考与本车相类似的车型，最终确定为5。本车驻车制动系统参数如下：

表12 驻车参数表

4.2 驻车校核

整车在上坡时的受力情况如下图：

为了使汽车能在接近于由上式确定的坡度为 的坡路上停驻，则应使后轴上的驻车制动力矩接近于由所确定的极限值,并保证在下坡路上能停驻的坡度不小于法规规定值。

根据整车和驻车系统参数计算结果如下：

表13 驻车参数表

要求驻车制动系统必须使满载车辆停在18%坡道上（上坡或下坡）。本车满足设计要求。

5、整车法规校核

现在，整车制动系统参数都已经确定，对整车制动系统进行理论校核。

同步附着系数计算公式：ψ0=(Lβ-L2)/hg

带入整车参数后计算得到：空载同步附着系数为0.34，满载同步附着系数为1.05。

根据整车制动力需求和前后制动器的实际输出可以得到整车前、后制动力输出图，如下：

通过上图可以得知，在空载状态下，后制动器会远远早于前制动器抱死，此时制动的稳定性非常差。为了保证制动的稳定性，要求前制动器早于后制动器抱死。空载同步附着系数为0.34，偏小，理论上应该在0.5-0.7之间。

因此此车必须要有感载比例阀或ABS来进行调节，才能满足要求。

在前、后制动器参数以及确认的情况下，根据整车在空、满载状态下前、后轴理论上需要的制动力大小，可以计算出前、后制动器在各地面附着系数下抱死所需要的制动压力，再参考制动压力选择感载比例阀的曲线参数。选择感载比例

阀的拐点压力和拐点斜率时，尽量使修正后的制动力输出曲线贴近理论需求曲线，同时控制同步附着系数大于0.5。

本车匹配计算后得出感载比例阀参数如下：

表14 感载比例阀参数表

感载比例阀输出曲线如下图：

有了感载比例阀调节后，整车前、后制动力分配曲线如下：

由上图可知，本车在空满载状态下，前轴早于后轴抱死，满足制动稳定性要求。同时，空载同步附着系数为0.9，均满足设计要求。

为了保证制动时汽车的方向稳定性和有足够的制动效率，联合国欧洲经济委员会制动的ECE R13制动法规对双轴汽车前、后轮制动器制动力提出了明确分配要求：

a. 当φ=0.2～0.8的各种路况时，要求制动强度Z ≥0.1+0.85(φ-0.2)。

b. 车辆在各种装载状态时，前桥利用附着系数曲线应在后桥利用附着系数曲线之上。

c. 对于总质量＞3.5 t的货车，制动强度Z=0.15～0.3，每根轴的利用附着系数曲线位于φ=Z±0.08两条平行于理想的附着系数直线的平行线之间；而制动强度Z≥0.3时，后轴的利用附着系数满足关系式Z≥0.3+0.74(φ-0.38)，则认为也能满足法规的要求。

根据整车参数得到整车的利用附着系数与制动强度的关系曲线如下：

由上图可知，整车制动系统理论校核满足ECE法规要求。

对开发车型进行制动性能测试，试验结果如下表：

表15 整车制动试验数据

通过上表可以看出，整车制动性能满足法规要求，同时整车制动性能非常优秀。

6、结论

本文以一款微型货车为载体，介绍了制动系统的正向设计的过程，并对制动系统进行相关校核，确认制动系统满足设计和法规要求，对于类似的两轴汽车制动系统设计和制动力分析具有一定的参考价值。

[1] 清华大学 余志生.汽车理论.机械工业出版社.2000.

[2] 吉林工业大学 王望予. 汽车设计.机械工业出版社.2000.

[3] 《6×4重型自卸车的制动性能分析》《专用汽车》2008年第5期.

[4] 中华人民共和国国家标准.GB12676-1999《汽车制动系统结构、性能和试验方法》.

[5] ECE制动法规 ECE R13.2000.

Matching calculation of a minivan braking system

Chen Jie
（Anhui Jianghuai Automobile Co., Ltd., Anhui Hefei 230601）

The benchmark of vehicle was usually employed in development of design of brake system at present, the differences between benchmark vehicle and predevelopment which cause weak of brake, high temperature in braking and accelerate wear of friction discs, whereas these issues could be solved in forward design and check of matching. A method of forward design of brake system which take light truck as study object was present in this article, then calculation of matching were conduct to confirm to satisfy the requirement of design and relevant regulations.

brake system；forward design

U461.3

A

1671-7988(2014)08-09-06

陈杰，就职于江淮汽车技术中心商用车研究院。