乘用车制动系统开发设计流程课件

,AERI Chassis Department,Braking System Development,车辆制动系统开发,汽研院底盘部：李成,2011,年,5,月,10,日,车辆制动系统开发汽研院底盘部：李成,液压制动系统简介,制动系统开发理论计算,子系统的开发,制动系统零部件的开发,制动系统客观试验,制动系统主观评价,液压制动系统简介,1.,液压制动系统简介,液压制动系统是将驾驶人员施加到制动踏板上的力放大，并助力后反应到制动主缸，由制动主缸建立起整个制动管路的压力，压力将推动执行机构（制动器）限制车轮的转动而实现制动。,1.液压制动系统简介 液压制动系统是将驾驶人员施加到制,A,B,h,假设制动时车轮完全抱死，整车制动力就等于地面附着力,联立上式可以得出前后地面制动力与地面附着系数的关系如下,对同一车辆来说，上两式中，只有,u,为变量，取不同的,u,值便可得到不同,Fbf,和,Fbr,值。这便是理想制动力分配曲线。,2.1,制动系统开发理论计算,-,基础制动,ABh假设制动时车轮完全抱死，整车制动力就等于地面附着力联立,满载理想制动力分配曲线,空载理想制动力分配曲线,Ff,Fr,空满载理想制动力分配曲线差异,最理想状况，空满载理想制动力曲线完全重合。这样空满载同步附着系数都可以取到最常用附着系数点，要做到空满载重合，这里需要做到,1.,空满载前后轴荷比例相同（即质心在整车,X,方向位置不变）,2.,空满载车辆质心高度相同。,有乘用车车能做到这两点吗？,No,但还是要尽力去做到两条线接近。,方程式赛车勉强可以，且方程式赛车使用在单一附着系数路面工作，所以方程式赛车不必匹配,ABS,系统。,满载理想制动力分配曲线空载理想制动力分配曲线FfFr空满载理,实际制动力分配曲线（制动器制动力）,Fbf:,前轮制动器制动力,Fbr:,后轮制动器制动力,p:,制动管路压力，抱死压力控制在,12Mpa,以下,PtfPtr:,前后卡钳启动压力（选定初始卡钳之后，此参数可询问供应商或假设一个初始值（,0.5bar,左右）,AfAr:,前后卡钳活塞面积（卡钳为系列化产品，只需参考,Benchmark,及轮辋的尺寸来选定一个初始尺寸（,51,、,54,、,57.),UfUr:,前后卡钳摩擦块摩擦系数（,0.32-0.4,）,RefRer:,前后卡钳制动有效半径（根据轮辋及卡钳尺寸，并参考,Benchmark,并考虑三化原则设定或选定一个初始值）,R:,车轮滚动半径，一般乘用车前后轮滚动半径都相同。,在,A,、,u,、,Re,、确定初始值之后，取液压,P,（,0-12Mpa),计算出对应的前后轮制动器制动力，并叠加到理想制动力曲线图中。,实际制动力分配曲线（制动器制动力）Fbf:前轮制动器制动力,空载同步附着系数,满载同步附着系数,Ff,Ff,满载理想制动力分配曲线,U=1.0,A.,要保证,12Mpa,时的制动器制动力大于至少,1.0,的地面附着力，如果不满足，可同时增大,1.,前后轮缸,2.,摩擦系数,3.,有效半径（优先排序）,B.,在满足,A,的前提下，不断的调节前后,1.,轮缸直径,2,有效半径,3,摩擦系数（尽量取中值）来调节实际曲线斜率，终极目标是让空载同步附着系数落在（,0.4-0.6,）满载落在（,0.7-0.9),可分别取中值,0.5 0.8,为什么？,空载同步附着系数满载同步附着系数FfFf满载理想制动力分配曲,常见路面附着系数（,0.7-0.8,）为了满载时车辆后轮有足够的制动力，就必须将满载同步附着系数设置在常见附着系数之上。举例说明，如果某车型满载同步点,1.0,，在,0.8,的路面上，满载制动，后轮无论如何都抱不死，自然后轮的利用附着系数不足。整车的制动减速度也将不足（奇瑞车大都存在此问题，空载制动性能很好，满载很差）。,合适的同步附着系数（空,0.4-0.6,满,0.7-0.9,）有什么好处呢？,1.,满载后轮有足够的制动强度，对整车安全有保证。,2.,后轮制动力大一些对抗制动点头有好处。,这样的同步附着系数在空载时后轮岂不是很容易抱死？,ABS,工作岂不是很频繁？,回答：确实如此，但有两点需要明确，,1,不能为了空载的舒适性而牺牲满载的安全性；,2,一般乘用车（尤其前驱的车辆）空载时前轴载荷远大于后轴载荷，此时后轮的抱死压力很低，就是说空载时及时,ABS,对后轮起作用，它的工作负荷也很轻。对它的寿命影响不大。,那是否可以将同步附着点无限前移？那也不好,1.,后制动器尺寸太大，在,ABS,失效时后轮抱死将非常危险,2.,成本问题,常见路面附着系数（0.7-0.8）为了满载时车辆后,实际制动力分配曲线,R,线组,F,线组,理想制动力分配曲线,在附着系数等于,0.3,的路面上制动，随着制动器制动力的增加，当实际制动力与,0.3,的,f,线相交后，前轮抱死，此后前后轮的地面制动力沿,0.3,的,f,线变化，前轮地面制动力略有增加（重量前移）。后轮地面制动力按实际制动器制动力大幅增加，当,0.3f,线与理想制动力相交，后轮也抱死，制动器制动力再增加已无意义。,后轮制动器制动力亦地面制动力增量,前轮制动器制动力增量,前轮地面制动力增量,典型工况分析,-,低附着路面,实际制动力分配曲线R线组F线组理想制动力分配曲线 在附,实际制动力分配曲线,R,线组,F,线组,理想制动力分配曲线,后轮制动器制动力增量,后轮地面制动力增量（负值）,在附着系数等于,0.9,的路面上制动，随着制动器制动力的增加，超过同步附着系数仍未有车轮抱死。当实际制动力与,0.9,的,r,线相交后，后轮抱死，此后前后轮的地面制动力沿,0.9,的,r,线变化，后轮地面制动力有所减小（重量前移）。前轮轮地面制动力按实际制动器制动力大幅增加，当,0.9r,线与理想制动力相交，前轮也抱死，制动器制动力再增加已无意义。,前轮制动器制动力亦地面制动力增量,典型工况分析,-,高附着路面,实际制动力分配曲线R线组F线组理想制动力分配曲线后轮制动器制,基础制动匹配完成之后我们可以锁定如下参数,1.,前后制动钳缸径（系列化卡钳中选定）,有了前后制动钳缸径，可进一步活的卡钳所需液量曲线（一般由供应商试验得出）,2.,前后制动有效半径,有效半径是制动盘设计的重要参数之一,3.,前后摩擦块名义摩擦系数,摩擦块开发重要参数,4.,管路压力与制动力或制动减速度关系曲线,压力,减速度,基础制动匹配完成之后我们可以锁定如下参数压力减速度,2.2,制动系统开发理论计算,-,人机工程,原则：车有异，人相同,世面车型千差万别，但对于同一区域的驾驶者却无不同，所以对踏板力，踏板行程这一要求，不同车辆应有相同的要求。,基础制动与制动主缸的联络,-,卡钳与主缸,现已知卡钳缸径（或需液量）可选出主缸直径（因为主缸为直径,-,行程系列化产品,行程一般为,18+18,）,2.2制动系统开发理论计算-人机工程原则：车有异，人相同基础,2.,基础制动与制动主缸的联络,-,轮缸压力与主缸推力,现已知了主缸直径、主缸行程；基础制动系统的压力,-,减速度曲线，可以推导出主缸推力与制动减速度曲线。,轮缸压力,减速度,主缸压力,轮缸压力,主缸活塞推力,主缸压力,轮缸压力,=,主缸压力,轮缸推力,=,主缸压力,X,活塞面积,3.,制动主缸与人机控制联络,-,主缸行程与踏板行程,目前已知了活塞总行程,+,主缸空行程,+,助力器空行程,=,助力器推杆行程,基于人机工程的要求，制动踏板的行程有要求（,=130mm,）,A,助力器推杆所需行程,B,制动踏板要求的行程,踏板杠杆比,2.基础制动与制动主缸的联络-轮缸压力与主缸推力轮缸压,踏板机构杠杆比的计算要点。,4.,制动主缸与人机控制联络,-,帮助力,在确定踏板杠杆比之后，踏板的输出力也已知。,A,踏板输出力,B,主缸所需的推力,帮助力（助力比）,踏板机构杠杆比的计算要点。4.制动主缸与人机控制联络-,4.,助力器的选择,现已确定了助力比以及先前已确定的主缸行程，分析助力器的特性曲线，我们可以选择出合适的助力器,助力器推杆行程,A,B,C,D,最大帮助力，取决于助力器尺寸,助力比，取决于反馈盘面积比,对于同一个助力器，助力比和助力,行程是相互矛盾的，大助力比意味着短,的主力行程，,所以一般的原则是先确定助力比，,再通过行程来决定助力器尺寸（不同助,力器可以有相同的助力比，但最大帮助,力不同）。,助力器输出力,至此 系统性的匹配工作基本结束。,4.助力器的选择助力器推杆行程ABCD最大帮助力，取决于助,系统匹配工作结束,确定的参数,1.,前后卡钳缸径,2.,前后摩擦系数,3.,前后有效半径,4.,制动主缸直径,5.,踏板机构杠杆比,6.,助力器助力比,7.,助力器尺寸。,带着这些参数接下来该选取合适的零部件或者重新开发零部件，进入子系统布置阶段。,3.,子系统的开发,-,基础制动系统,3.1,前后制动钳的布置,A,圆周方向布置,卡钳在轮辋内圆周布置上，最佳位置为时针,4,：,30,优点：,1.,从力学角度分析，这样的布置制动时对轴承的径向载荷最小。,2.,从卡钳冷却角度，这个布置对卡钳迎风也较好，且降低了质心。,缺点：,1.,卡钳位置过低，车轮泥水更容易灌入。,2.,对转向节臂的位置影响较大（转向节臂前置,或者顶置）,系统匹配工作结束3.子系统的开发-基础制动系统3.1 前,地面制动力,Fx=FzXu,正压力,Fz,正压力,Fz,与地面制动力,Fx,的合力,摩擦块对制动盘的摩擦力,Fb=Fx X Re/Rr,Fb,平移到轮心处,只有将卡钳布置在,4:30,位置时 摩擦块对制,动盘的作用力与合力方向共线反向，合力,最小，轴承载荷最小,地面制动力Fx=FzXu正压力Fz正压力Fz与地面制动力Fx,制动盘中心尽量靠近轴承中心,轴承中心,作用在制动盘上的切向力,摩擦力力臂,轴承附加弯矩,只有将制动盘中心与轴承中心重合，摩擦力力臂才能为,0,，,轴承才不会有附加弯矩。对轴承寿命有益,3,前后制动钳的布置,B,轴向布置,制动盘中心尽量靠近轴承中心轴承中心作用在制动盘上的切向力摩擦,顺带提及轴承轴向布置,R,F,+,R,dyn,ABM-R,F,A,-,R,dyn,F,A,+,R,F,+,ABM-R,车轮中心,轴承中心,Fz,Fy,垂向力弯矩,侧向力弯矩,当轴承中心位于车轮中心内侧（轴承负偏距）转向时的侧,向力及正压力所产生的弯矩可以相互抵消一部分，对轴承,有益。一般取偏距量,5-10mm,不可过大，否侧转向时内侧,车轮工况恶化。,顺带提及轴承轴向布置RF+RdynABM-RFA-RdynF,3.2,踏板机构布置,A/B/C,踏板的平面布置有法规及人机要求，不在此次讨论范围，这里主要来讨论踏板机构踏板机构转点，,推点的设计。,H,点,踏点,R,转点,X(-20,20),Z(-20,20),P,推点,X(-20,20),Z(-20,20),由于设计人机,H,点一般固定，所以与之对应的踏点也是固定的。一个踏板机构中可动的将是转点,R,，和推点,P,，如何设置这两个或者其中一个点的位置对踏板机构至关重要，他直接决定踏板行程,-,加速度 以及踏板力,-,减速度两个关系，这里涉及到优化设计理论。,目前常用的方法是多因子单目标的优化方法。简单来说如左图所示，让转点及推点,X Z,方向（整车坐标）在给定的范围内（各因子范围可不同）步进变化，将踏点的行程作为输入，将推杆末端的行程作为输出。设置一理想的踏点,-,推杆输出点行程曲线伟伟目标。在整个因子变化过程中寻找出最接近目标曲线的一条实际曲线，并将该实际曲线所对应的点坐标作为设计输入。,Hyper Works Hyper study,或者,ADAMS insight,均可做为优化工具。,下一张便是,2010,年所写的一个,B21,四连杆踏板机构优化论文,3.2 踏板机构布置H 点踏点R 转点 P 推点 由,乘用车制动系统开发设计流程课件,3.3,制动控制模块布置,目前的制动控制模块主要是,ABS,或者,ESP(ESC),模块，模块的布置位置并没有严格的要求