陳 杰

（安徽江淮汽車股份有限公司，安徽 合肥 230601）

設(shè)計研究

一款微型貨車制動系統(tǒng)的匹配計算

陳 杰

（安徽江淮汽車股份有限公司，安徽 合肥 230601）

目前在進(jìn)行制動系統(tǒng)設(shè)計過程中常常借鑒標(biāo)桿車的設(shè)計，標(biāo)桿車的整車參數(shù)與預(yù)研車輛的參數(shù)存在一定的不同，容易造成預(yù)研車輛制動系統(tǒng)的制動疲軟、制動時溫度過高、摩擦片磨損加速等情況，而正向設(shè)計和匹配校核可以很好的避免這些情況。本文以某輕微載貨車為研究對象，介紹了一種正向設(shè)計制動系統(tǒng)參數(shù)的方法，并進(jìn)行校核計算，確認(rèn)制動系統(tǒng)滿足設(shè)計要求和法規(guī)。

制動系統(tǒng)；正向設(shè)計

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

引言

從1886年世界上第一輛汽車誕生以來，汽車工業(yè)的發(fā)展已有一百多年的歷史。一百多年來，人們不斷的將智慧融匯于汽車開發(fā)技術(shù)之中，促使汽車業(yè)發(fā)展突飛猛進(jìn)。同時，汽車又迅速地改變著當(dāng)代世界的面貌，激勵著社會快節(jié)奏地運(yùn)轉(zhuǎn)。隨著科學(xué)技術(shù)的發(fā)展，汽車的各項性能(動力性、經(jīng)濟(jì)性、舒適性、通過性、操縱穩(wěn)定性、安全可靠性等)不斷提高，汽車己成為當(dāng)今世界上最重要的交通運(yùn)輸工具和人類社會活動中難以離開的必需品。汽車給人們帶來文明與進(jìn)步的同時，也帶來了環(huán)境污染與交通事故等危害。隨著汽車保有量的增長，道路交通安全問題己成為世界性的社會問題。全世界每年死于道路交通事故的人數(shù)估計超過50萬人，傷1000萬人，而我國則是世界上交通事故最嚴(yán)重的國家之一。

嚴(yán)峻的現(xiàn)實使人們不能不正視汽車安全性問題。汽車的制動性能直接關(guān)系到交通安全，重大交通事故往往與制動距離過長、緊急制動時發(fā)生側(cè)滑等情況有關(guān)。據(jù)資料顯示，發(fā)生人身傷亡交通事故中，在潮濕的路面上約有1/3與汽車側(cè)滑、跑偏有關(guān)；在冰雪路面上70%一80%與側(cè)滑、跑偏有關(guān)。而根據(jù)對側(cè)滑、跑偏事故的分析，發(fā)現(xiàn)有50%是由制動引起的。因此，汽車的制動性能直接關(guān)系到人民的生命財產(chǎn)安全。從汽車誕生時起，制動系統(tǒng)在車輛的安全方面就扮演著至關(guān)重要的角色。制動過程中，制動系統(tǒng)需要吸收與轉(zhuǎn)換的動能，與汽車制動初速度的平方和總質(zhì)量成正比；其產(chǎn)生的制動力則與汽車總質(zhì)量成正比，與制動初速度相對來說關(guān)系不大。在汽車發(fā)展的過程中，速度與總質(zhì)量兩個參數(shù)始終處于不斷

攀高的狀態(tài)，這就要求制動系統(tǒng)在更短的時間里吸收越來越多的能量，并產(chǎn)生接近車輪滑移界限的制動力。由于汽車技術(shù)的迅速發(fā)展和道路條件的不斷改善，汽車速度普遍提高很快，對制動的性能提出了更高的要求。

本文主要是針對N1類車型（操縱系統(tǒng)為液壓、真空助力形式）進(jìn)行基礎(chǔ)制動系統(tǒng)及調(diào)節(jié)裝置的匹配計算，得出整車在空載、滿載情況下制動強(qiáng)度和利用附著系數(shù)的關(guān)系曲線，并與ECE制動法規(guī)相對照，評價該車制動性能和附著條件利用程度。

1、整車參數(shù)輸入

1.1 整車參數(shù)

制動系統(tǒng)匹配設(shè)計主要是根據(jù)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(jié)構(gòu)及參數(shù)，然后校核計算，驗證所選參數(shù)是否滿足設(shè)計任務(wù)書及法規(guī)的要求，滿足要求后初步確定參數(shù)。

因此，在設(shè)計初期，就需要獲得制動設(shè)計需要的整車參數(shù)，包括軸距、空載質(zhì)量、滿載質(zhì)量、質(zhì)心、軸荷分配、輪胎大小等，本文參考的微型貨車整車參數(shù)如下：

表1 整車參數(shù)

1.2 整車前后制動力計算

兩軸汽車在水平路面上理論制動時的受力情況如圖1所示。

計算時忽略了汽車所受的滾動阻力偶矩、旋轉(zhuǎn)質(zhì)量減速時產(chǎn)生的慣性力偶矩及空氣阻力，還忽略了制動時車輪邊滾邊滑的情況，并且附著系數(shù)只取一定值φ。對上述汽車制動時的整車進(jìn)行受力分析，可求得制動時水平地面對前、后車輪的法向反力Fz1、Fz2。

對后輪接地點(diǎn)取力矩得：

對前輪接地點(diǎn)取力矩得：

解上述方程可得前、后車輪的法向反力Fz1、Fz2：

式中：Fz1——地面對前輪的法向反力，N；Fz2——地面對后輪的法向反力，N；G——汽車所受重力，N；g——重力加速度，ms2；L——軸距，mm；a——汽車質(zhì)心到前軸的距離，mm；b——汽車質(zhì)心到后軸的距離，mm；H——汽車質(zhì)心高度，mm；——汽車制動減速度，ms2；——制動強(qiáng)度。

在附著系數(shù)為φ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Fu(=Fμ1+Fμ2)等于汽車與地面附著力Fφ(=Fφ1+Fφ2)；并且前、后輪制動器制動力Fμ1、Fμ2分別等于各自的附著力Fφ1、Fφ2，即：

式中：Fμ1、Fμ2-前、后軸車輪的制動器制動力；

FB1、FB2-前、后軸車輪的地面制動力；

ф-附著系數(shù)；

Fφ1、Fφ2—前、后軸附著力

根據(jù)以上公式，計算出本車在制動時需要的制動力如下表：

表2 整車?yán)硐胫苿恿?/p>

2、制動器參數(shù)的選擇和校核

2.1 制動器參數(shù)的選擇

為了有更好的制動舒適性，同時考慮成本要求，本車制動器的結(jié)構(gòu)型式選擇為前盤式制動器、后鼓式制動器。

本車前輪胎滾動半徑為305mm，選用15寸輪輞，輪輞直徑381mm，一般設(shè)計要求制動盤的直徑為輪輞直徑的70%-79%，因此選擇制動盤的直徑為274mm。

本車前輪胎滾動半徑為205mm，選用12寸輪輞，輪輞直徑304.8mm，一般設(shè)計要求載貨汽車制動鼓內(nèi)徑一般比輪輞外徑小80-100mm，制動鼓內(nèi)徑為輪輞直徑的70%-83%。因此，選擇后制動鼓的內(nèi)徑為220mm。

一般采用前盤后鼓的制動系統(tǒng)，在設(shè)計階段常態(tài)的工作壓力設(shè)定在9MPa，在此壓力下，前、后制動器的輸出力要能滿足整車滿載制動力的需求。

根據(jù)整車?yán)碚撝苿恿Φ男枨蠛鸵陨舷拗茥l件，同時考慮借用現(xiàn)有的成熟產(chǎn)品，初步選擇前、后制動器參數(shù)如下：

表3 制動器參數(shù)

前、后軸在各壓力下的獲得的制動器制動力如下表：

表4 單軸制動器制動力

2.2 制動器校核

2.2.1 制動器的熱容量校核

制動器的熱容量小，則只需要很少的能量，制動器的溫度就會上升很多。所以制動器需要有足夠的能量容量。一般用單位摩擦面積單位時間內(nèi)吸收的動能即能量載荷e的大小來衡量[5]。計算方法如式（1）：

e1、e1分別為前后制動器的能量載荷

ma為整車最大總質(zhì)量

V1、V2為汽車的制動初速度和終速度，V1取22.2m/s，V2=0；

j為制動減速度，取0.6g=5.89m/s2，

β為制動力分配系數(shù)，按計算此車β為0.69

A為制動器摩擦片的工作面積，

將參數(shù)帶入上式，得表5：

表5 制動器能量載荷

盤式制動器能量載荷e≤6W/mm2（極限不能超過9W/mm2），鼓式制動器能量載荷e≤1.8W/mm2。由表5看，此車滿載時后制動器能量載荷可以滿足使用要求，但前輪能量負(fù)荷超出?？紤]到下長坡時載荷前移的因素，容易造成前輪制動器出現(xiàn)摩擦片快速磨損和制動盤溫度過高。因此，需要對制動器參數(shù)進(jìn)行調(diào)整，β值需要調(diào)整。

由于輪胎的限制，不可能更換更大的制動器，因此更改后制動器分泵直徑為19.05mm，此時，前、后軸在各壓力下的獲得的制動器制動力如下表：

表6 單軸制動器制動力

制動器的能量載荷如下：

表7 制動器能量載荷

由表7可知，此時制動器的能量載荷是滿足設(shè)計要求的。

2.2.2 制動器熱容量和溫升的校核

要校核制動器溫升按照如下公式計算：（MdCd+MhCh）△t≈L

Md-各制動鼓的質(zhì)量；

Mh-與制動鼓受相連的受熱金屬件質(zhì)量；

Cd-制動鼓材料的比熱容，對鑄鐵C=482J/(kg·K)；

Ch-與制動鼓相連金屬件的比熱容；

△t-制動鼓溫升(一次由V=30km/h到完全停車的強(qiáng)烈制動，溫升應(yīng)小于15℃)；

L-滿載汽車制動時由動能轉(zhuǎn)化的熱能，全被制動器吸收，并按前、后制動力分配比率分配給前后制動器：L1=Ma*Va2 β/2； L2=Ma*Va2(1-β)/2,（Va取30km/h）

帶入數(shù)據(jù)后，計算得出：

表8 制動器能量載荷

由表8可知，前、后制動器的升溫均滿足設(shè)計要求。

3、真空助力器參數(shù)的選擇和校核

3.1 真空助力器參數(shù)的選擇

要確定真空助力器參數(shù)，首先要確定制動總泵的行程，而制動總泵的行程是由制動踏板來確定的。一般為了獲得良好的制動踏板感覺，制動踏板的杠桿比在3-4左右，這樣制動踏板行程比較適合。本車選擇杠桿比為4的制動踏板，踏板總行程195mm，扣除制動開關(guān)安裝位置15mm,制動踏板行程為180mm。

設(shè)計要求制動踏板行程：Sp=i（Sm+S1+S2）

Sm制動主缸有效行程，

S1制動踏板自由行程3-8mm，

S2主缸空行程，3mm，

i制動踏板杠桿比4

帶入數(shù)據(jù)可以計算出制動主缸的最大行程在34mm。

一般主觀感覺良好的制動系統(tǒng)，滿足滿載的制動液壓應(yīng)該是真空助力器拐點(diǎn)90%的輸出力輸出的液壓。由表4可以得知，滿載的制動液壓為10MPa，同時本車采用柴油發(fā)動機(jī)，可以提供的最大真空度為負(fù)90kpa。由以上的參數(shù)，最后選擇的真空助力器參數(shù)如下：

表9 真空助力器參數(shù)

已知真空助力器參數(shù)和踏板參數(shù)，可以得出在不同的踏板力下制動總泵的輸出液壓，如下表：

表10 踏板力下的輸出液壓

從上表可以看出，一般踏板力達(dá)到195N就可以滿足整車滿載時的緊急制動壓力；在最大制動踏板力700N，總泵的輸出液壓為13.8MPa。

3.2 整車需液量校核

選定制動器和真空助力器后，需要對真空助力器的總泵排量進(jìn)行校核，確認(rèn)其滿足整車需液量。

S1：總泵面積 S2：前輪缸面積

S3：后輪缸面積 V4：單位軟管膨脹量

L1：總泵單腔行程 L2：前輪缸緊急行程

L3：后輪缸緊急行程 L4：軟管長度

整車相關(guān)參數(shù)和計算結(jié)果如下表：

表11 需液量校核表

一般設(shè)計要求λ≤0.6時較為理想，由上表可以得知，真空助力器的總泵排量滿足整車需液量。

4、駐車參數(shù)選擇及校核

4.1 駐車參數(shù)選擇

駐車系統(tǒng)參數(shù)主要是駐車手柄杠桿比和駐車制動器的尺寸。本車駐車制動器集成在后行車鼓式制動器中，駐車制動器的效能因素為2.27。駐車手柄的杠桿比參考與本車相類似的車型，最終確定為5。本車駐車制動系統(tǒng)參數(shù)如下：

表12 駐車參數(shù)表

4.2 駐車校核

整車在上坡時的受力情況如下圖：

為了使汽車能在接近于由上式確定的坡度為 的坡路上停駐，則應(yīng)使后軸上的駐車制動力矩接近于由所確定的極限值,并保證在下坡路上能停駐的坡度不小于法規(guī)規(guī)定值。

根據(jù)整車和駐車系統(tǒng)參數(shù)計算結(jié)果如下：

表13 駐車參數(shù)表

要求駐車制動系統(tǒng)必須使?jié)M載車輛停在18%坡道上（上坡或下坡）。本車滿足設(shè)計要求。

5、整車法規(guī)校核

現(xiàn)在，整車制動系統(tǒng)參數(shù)都已經(jīng)確定，對整車制動系統(tǒng)進(jìn)行理論校核。

同步附著系數(shù)計算公式：ψ0=(Lβ-L2)/hg

帶入整車參數(shù)后計算得到：空載同步附著系數(shù)為0.34，滿載同步附著系數(shù)為1.05。

根據(jù)整車制動力需求和前后制動器的實際輸出可以得到整車前、后制動力輸出圖，如下：

通過上圖可以得知，在空載狀態(tài)下，后制動器會遠(yuǎn)遠(yuǎn)早于前制動器抱死，此時制動的穩(wěn)定性非常差。為了保證制動的穩(wěn)定性，要求前制動器早于后制動器抱死?？蛰d同步附著系數(shù)為0.34，偏小，理論上應(yīng)該在0.5-0.7之間。

因此此車必須要有感載比例閥或ABS來進(jìn)行調(diào)節(jié)，才能滿足要求。

在前、后制動器參數(shù)以及確認(rèn)的情況下，根據(jù)整車在空、滿載狀態(tài)下前、后軸理論上需要的制動力大小，可以計算出前、后制動器在各地面附著系數(shù)下抱死所需要的制動壓力，再參考制動壓力選擇感載比例閥的曲線參數(shù)。選擇感載比例

閥的拐點(diǎn)壓力和拐點(diǎn)斜率時，盡量使修正后的制動力輸出曲線貼近理論需求曲線，同時控制同步附著系數(shù)大于0.5。

本車匹配計算后得出感載比例閥參數(shù)如下：

表14 感載比例閥參數(shù)表

感載比例閥輸出曲線如下圖：

有了感載比例閥調(diào)節(jié)后，整車前、后制動力分配曲線如下：

由上圖可知，本車在空滿載狀態(tài)下，前軸早于后軸抱死，滿足制動穩(wěn)定性要求。同時，空載同步附著系數(shù)為0.9，均滿足設(shè)計要求。

為了保證制動時汽車的方向穩(wěn)定性和有足夠的制動效率，聯(lián)合國歐洲經(jīng)濟(jì)委員會制動的ECE R13制動法規(guī)對雙軸汽車前、后輪制動器制動力提出了明確分配要求：

a. 當(dāng)φ=0.2～0.8的各種路況時，要求制動強(qiáng)度Z ≥0.1+0.85(φ-0.2)。

b. 車輛在各種裝載狀態(tài)時，前橋利用附著系數(shù)曲線應(yīng)在后橋利用附著系數(shù)曲線之上。

c. 對于總質(zhì)量＞3.5 t的貨車，制動強(qiáng)度Z=0.15～0.3，每根軸的利用附著系數(shù)曲線位于φ=Z±0.08兩條平行于理想的附著系數(shù)直線的平行線之間；而制動強(qiáng)度Z≥0.3時，后軸的利用附著系數(shù)滿足關(guān)系式Z≥0.3+0.74(φ-0.38)，則認(rèn)為也能滿足法規(guī)的要求。

根據(jù)整車參數(shù)得到整車的利用附著系數(shù)與制動強(qiáng)度的關(guān)系曲線如下：

由上圖可知，整車制動系統(tǒng)理論校核滿足ECE法規(guī)要求。

對開發(fā)車型進(jìn)行制動性能測試，試驗結(jié)果如下表：

表15 整車制動試驗數(shù)據(jù)

通過上表可以看出，整車制動性能滿足法規(guī)要求，同時整車制動性能非常優(yōu)秀。

6、結(jié)論

本文以一款微型貨車為載體，介紹了制動系統(tǒng)的正向設(shè)計的過程，并對制動系統(tǒng)進(jìn)行相關(guān)校核，確認(rèn)制動系統(tǒng)滿足設(shè)計和法規(guī)要求，對于類似的兩軸汽車制動系統(tǒng)設(shè)計和制動力分析具有一定的參考價值。

[1] 清華大學(xué) 余志生.汽車?yán)碚?機(jī)械工業(yè)出版社.2000.

[2] 吉林工業(yè)大學(xué) 王望予. 汽車設(shè)計.機(jī)械工業(yè)出版社.2000.

[3] 《6×4重型自卸車的制動性能分析》《專用汽車》2008年第5期.

[4] 中華人民共和國國家標(biāo)準(zhǔn).GB12676-1999《汽車制動系統(tǒng)結(jié)構(gòu)、性能和試驗方法》.

[5] ECE制動法規(guī) 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

陳杰，就職于江淮汽車技術(shù)中心商用車研究院。