昌河制动1204

制动系统匹配计算报告上海同济同捷科技股份有限公司昌河CH6370制动系统计算报告书设计分析人员：苏琼审核：批准：项目负责人：项目完成单位：上海同济同捷科技股份有限公司时间：2001年11月12日目录1、计算目的 (4)2、已知参数 (4)3、理想的前、后制动器制动力分配曲线 (5)3.1 基本理论 (5)3.1.1地面对前、后车轮的法向反作用力 (5)3.1.2前、后制动器制动力分配曲线 (6)3.2 计算结果 (7)3.2.1昌河CH1018B的I曲线 (7)3.2.2昌河CH6370的I曲线 (7)4、前、后轮制动器制动力矩的确定 (8)4.1原昌河车1018B制动器的制动力矩计算 (8)4.1.1盘式制动器的制动力矩计算 (9)4.1.2鼓式制动器的制动力矩计算 (10)4.1.3确定同步附着系数 (12)4.2确定昌河CH6370的制动器制动力矩 (13)4.2.1基本原理 (13)4.2.2基本参数 (13)4.2.3计算结果 (14)4.3 昌河CH6370的制动器改进结果 (14)5、比例阀的设计 (14)5.1基本参数 (15)5.2 GMZ1的校核 (15)5.3 GZM2的校核 (16)5.4新曲线 (17)6、总泵的校核 (20)6.1基本参数 (20)6.2基本理论 (20)6.3校核结果 (21)7、结语 (21)附图（特性曲线） (23)1、计算目的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，应该合理地确定汽车的制动性能及制动系结构。

2、已知参数3、理想的前、后制动器制动力分配曲线3.1 基本理论3.1.1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。

图1由图1，对后轮接地点取力矩得g z h dtdu 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；g h ——汽车质心高度；dtdu——汽车减速度。

对前轮接地点取力矩，得g z h dtdu 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 （3－1） 3.1.2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；幵且前、后轮制动器制动力分别等于各自的附着力，即：G F F ϕμμ=+21 11z 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 +-+= （3-2）3.2 计算结果由上述结果可以分别得出昌河CH1018B和CH6370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。

3.2.1昌河CH1018B的I曲线下图为昌河CH1018B空载和满载时候的I曲线3.2.2昌河CH6370的I曲线下图分别为昌河CH6370空载、满载的I曲线4、前、后轮制动器制动力矩的确定4.1原昌河车1018B制动器的制动力矩计算原昌河车1018B所采用的为：前面为盘式制动器，后面为鼓式制动器。

下面就两种制动器分别进行制动力矩的计算。

已知制动总泵的参数如下：4.1.1盘式制动器的制动力矩计算4.1.1.1 基本参数4.1.1.2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：R fF 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4.1.1.3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。

由上图可以看出，对于盘式制动器，在不改变其结构的基础上，摩擦系数不同，它的制动力矩也不同。

也就是说，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。

4.1.2鼓式制动器的制动力矩计算4.1.2.1基本参数4.1.2.2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4.1.2.3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。

由上图可以看出，对于鼓式制动器，在不改变结构的基础上，制动器所能提供的制动力矩随着摩擦系数的变化而变化。

也就是说，摩擦系数在0.35～0.42之间时，制动力矩在524Nm ～706.53Nm 之间。

4.1.3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。

4.2确定昌河CH6370的制动器制动力矩4.2.1基本原理选定同步附着系数φ0，确定为0.7。

幵用下列计算前、后轮制动力矩的比值。

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M μ1max ；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M μ2max 。

4.2.2基本参数M μ1M μ2=b φ0h g aφ0h g4.2.3计算结果4.3 昌河CH6370的制动器改进结果前桥制动力矩为2323 Nm ，后桥制动力矩1430Nm 。

即所采用的盘式制动器制动力矩为2323/2 =1161.5Nm ，鼓式制动器为1430/2=715Nm 。

通过确定前、后轮制动器的最大制动力矩，可以用4.1中提及的公式，用改变制动分泵的直径来改变原来制动器的制动力矩。

可以得出制动分泵改变情况如下：在昌河CH6370上，前桥采用盘式制动器，后桥采用鼓式制动器。

盘式制动器的缸径为48mm ，鼓式制动器的缸径为21mm 。

5、比例阀的设计由于GB12676-1999制动法规要求5.2.1.1 发动机脱开的0型试验性能要求。

空、满载试验车辆分别按6.6.2.1a）和6.6.2.2a）规定的试验方法进行，在规定的车速下，各类车辆试验结果必须达到下表规定的最低性能要求。

那么其规定的制动距离为：50.667m。

5.1基本参数由上述参数，用前面讨论过的盘式、鼓式制动器的计算方法，可以得出以下结果：5.2 GMZ1的校核经GZM1调节后，汽车在空、满载时的状态如下：如下图：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。

5.3 GZM2的校核经GZM2调节后，结果如下：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。

5.4新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：可以得出实际的新曲线，如下：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；如下表对照可得：空载状态满载状态新曲线更贴近理想的调节状态，也更能充分的利用地面附着系数。

6、总泵的校核由于相对与原车，前、后制动器轮缸直径发生了变化，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。

6.1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 _；6.2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。

6.3校核结果由上可以得出，前、后腔的容积是满足前、后制动器的需要的。

7、结语通过上面的分析可以得到：1、理论曲线下面为前、后制动器匹配后，整车的理想I曲线和 曲线。

2、匹配参数3、制动系统重新匹配的结果4、GP阀特性曲线GP阀的特性曲线见附图。

附图（特性曲线）。