基于一款皮卡的制動系統設計開發計算分析

楊冰，常宏濤，張磊

（陜西徳仕汽車部件（集團）有限責任公司，陜西 西安 710200）

基于一款皮卡的制動系統設計開發計算分析

楊冰，常宏濤，張磊

（陜西徳仕汽車部件（集團）有限責任公司，陜西 西安 710200）

汽車制動系統是汽車最重要系統之一，從汽車誕生時起，該系統在車輛的安全方面就扮演著至關重要的角色，特別是近年來，隨著車輛技術的進步和汽車行駛速度的提高，這種重要性表現得越來越明顯。 汽車制動系統整車布置的合理性一直是影響制動效率及穩定性的主要因素，這就需要在整車項目開發過程中對制動系統各個部件的選型及整車制動管路的布置做到最優化選配，確保制動系統的可靠穩定，降低開發成本。

制動器；附著系數；整車參數；制動踏板

CLC NO.: U463.5 Document Code: A Article ID: 1671-7988(2015)02-65-03

引言

隨著汽車產業的迅速發展，汽車保有量呈逐年遞增狀態，道路的負載越來越重，為了確保出行安全，汽車行車制動系統的制動效率及穩定性在整車研發中占有重要地位。汽車制動系統是為了使高速行駛的汽車能減速或停車而設計的。如果該系統不能正常工作，車上的駕駛員和乘客將受到車禍的傷害，所以分析和研究汽車制動系統具有極其重要的意義。本文借助G202項目平臺對行車制動系統進行計算分析，運用汽車專業理論進行參數選型及系統匹配。

1、制動系統計算分析

1.1 主要參數的確認

（1）依據GB7258-2012相關要求，根據整車參數初步計算出前后制動器制動力的分配情況。

（2）繪制前后軸利用附著曲線。

（3）對制動踏板力及行程的匹配計算分析。

（4）根據法規GB12676-1999要求對應急制動進行分析。（5）對駐車制動匹配計算分析。

1.2 整車計算參數輸入

注：計算時空載前軸荷加110kg(試驗員及設備)。

1.3 整車前、后鼓式制動器系統參數

后鼓直徑 φ320后輪缸直徑 φ30.16前制動器單向雙領蹄制動蹄寬 85制動效能因數 3.4包角 112°后鼓直徑 φ320后輪缸直徑 φ28.57后制動器雙向雙領蹄制動蹄寬 85制動效能因數 3.4包角 112°真空助力器 9+10主缸直徑 φ30.16總泵及踏板真空助行程（第一腔（包括空行程）+第二腔） 16+16踏板杠桿比 4.85制動踏板總行程 155制動鼓直徑 φ200手柄杠桿比 力4.1(行程4.84)中央制動器制動器杠桿比 3.23制動效能因素（自增力式） 5

1.4 整車前、后鼓式制動器制動力分配

理想的制動力：

其中，G為整車滿載總質量，g為重力加速度，取9.8m/s2，hg為滿載質心高度，ψ為地面附著系數；a、b分別為質心距前后軸距離，L為軸距可按下面公式計算：

b＝前軸荷/總質量×軸距

a＝后軸荷/總質量×軸距

前、后制動器制動力：

其中d1，d2為前、后輪分泵的內徑，μ為前制動盤摩擦系數， K1、K2為前、后制動效能因數，D1、D2為前、后制動鼓直徑，R為車輪滾動半徑，Ps為液壓力。

1.5 前后軸利用附著曲線

利用附著系數如下圖所示。

法規要求：

（1）對于Φ值在0.2～0.8之間的各類車輛Z≥0.1十0.85（Φ-0.2）。

（2）對于下列車輛，車輛處于各種載荷狀態時，前軸的附著系數利用曲線應位于后軸的附著系數利用曲線之上。

（3）制動強度（Z）為0.15～0.30之間的N2類車輛。

對于制動強度在0.15～0.30之間，若各車軸的附著系數利用曲線位于公式Φ=Z±0.08 確 定的與理想附著系數利用直線平行的兩條直線之間，則認為滿足(2)條要求。

對于制動因數Z≥0.3，若后軸附著系數利用曲線能滿足公式Z≥0.3+0.74（Φ-0.38），則認為滿足(2)條要求。

從下圖中可看出，本車制動系統空不滿足該法規要求。所以本車型采用ABS系統，前后軸制動力分配會更加合理滿足該法規要求。

空載利用附著曲線：

滿載利用附著曲線：

1.6 制動器摩擦片磨損特性

其中：ma為滿載汽車總質量，v為18.1m/s，t為制動時間，j為0.6g，A為前、后制動摩擦片的面積（單片），β為制動力分配系數。

1.7 制動踏板力及行程的匹配計算

1.7.1 制動踏板行程計算分析

緊急制動單個前制動器所需液量不大于2.3 ml（根據前制動器輪缸φ30.16估計）單個后制動器所需液量不大于2.05ml（根據后制動器輪缸φ28.57估計）另估算制動管路變形所需液量為2.76ml（制動軟管長2000mm，按低膨脹軟管HL 1.38ml/m估算）因此所需總液量約為11.5ml踏板有效行程約為86mm，考慮到推桿處空行程按1.5mm，則最大工作行程94mm，約占總行程的0.6。

GB7258法規規定制動踏板工作行程不大于總行程的3/4，制動器總成為自調間隙的制動踏板工作行程不大于總行程的4/5。

本車型制動器為自調間隙，且所有計算值均考慮極限情況，所以制動踏板行程滿足要求。

1.7.2 制動踏板力的計算分析

根據法規要求制動減速度為5.0m/s2時(z=0.51)不大于700N。

在0.51g制動強度時制動主缸壓力為：

根據真空助力器特性曲線查得推桿力725N，按制動踏板效率為0.9，踏板回位力15N，則踏板力約為187N。

真空助力器曲線如下：

1.8 應急制動分析

根據GB12676分析應急制動如下表：

1.9 駐車制動匹配計算

1.9.1 駐車制動計算

手操縱力：

駐車制動力的驗算：Ft＝KDF×i1×i2×i3×ηp/2R

其中：R為車輪滾動半徑，F為法規規定駐車手制動操縱力，取600N，i1為制動手柄傳動比(手握點)，i2為后制動器拉桿傳動比，i3為后橋速比，ηp為整個系統效率，取0.47。

Ft =27929N

車輛停駐在20%的坡道上需要的制動力為10571N，小于27929N滿足要求。 停駐在20%的坡道上手剎制動力為216N。

駐車附著分析(20%坡道)：

如下表，車頭朝上或朝下均大于向下分析力：

車頭朝上（N） 車頭朝下（N） 向下分力（N）7947 6449 4872空載8121 6610 4882 8572 6967 5103 25053 21093 10571滿載26402 22434 10571 26891 22887 10571

1.9.2 駐車手柄行程計算

駐車拉桿臂行程按11mm(最大)，手剎行程效率應大于47%，手柄杠桿比為4.84，駐車操縱機構的工作行程約為103mm。手握點的最大行程為227mm。駐車機構的工作行程占總行程的45%，滿足法規在2/3之內的要求。

2、總結

本次設計是基于一款皮卡制動系統的設計。設計出工作可靠、制動效能的熱穩定性好、結構合理、安裝和維修方便的制動系統零部件是本次設計的主要目的。這次設計過程中工作量比較大，難免有不少錯誤和遺漏，希望各位同仁提出批評指正意見。

[1] 《汽車理論》余志生主編 機械工業出版社 2009.

[2] 《汽車構造》陳家瑞主編 機械工業出版社 2009.

[3] 《汽車設計》王望予主編 機械工業出版社 2004.

Analysis and calculation of design of brake system is developed based on a pickup

Yang Bing, Chang Hongtao, Zhang Lei

（Shaanxi Deshi Vehicle Componets（Group）Co., Ltd., Shaanxi Xi'an 710200）

Brake system is the most important one of the vehicle system, born from the car, the system plays a crucial role in the safety of the vehicle, especially in recent years, with the progress of vehicle technology and vehicle speed higher, the importance is becoming more and more obvious. The rationality of the arrangement of the whole car automobile braking system has been the major factors influencing the brake efficiency and stability, which requires the vehicle projects in development in the process of selection and vehicle brake lines of each part of the braking system layout to optimize the matching, To ensure the stable and reliable braking system, reduce the cost of development.

Brake; The coefficient of adhesion; Vehicle parameters；Brake pedal

U463.5

A

1671-7988(2015)02-65-03

楊冰，就職于陜西徳仕汽車部件（集團）有限責任公司。