毕业设计（论文）基于C++的汽车制动性模拟程序设计软件设计.doc

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1、目录一、 绪论 11.1背景及意义 11.2国内外研究状况及趋势 11.3本论文的主要工作 1二、 制动器历史现状发展 32.1制动控制系统的历史 32.2制动控制系统的现状 42.3制动控制系统的发展 52.4小结 6三、 理论分析 83.1制动系统性能分析 83.1.1人力制动系统的组成和工作原理 83.1.2制动驱动机构的设计计算 83.2制动系统性能计算的基本方程 123.2.1地面前后法向力 123.2.2制动力分配 133.2.3利用附着系数与附着效率 143.3制动器设计计算 163.3.1鼓式制动器设计计算 163.3.2盘式制动器设计计算 183.3.3摩擦衬片磨损特性计算

2、193.4制动法规对制动性能的要求 20四、 软件开发设计 224.1软件开发 224.2软件的组成及运行条件 234.2.1制动器设计计算模块 234.2.2制动力分配曲线模块 264.2.3制动驱动机构设计计算 314.2.4保存打开功能 324.3程序源代码 32结论及建议 44致谢 45参考文献 46附录一 程序框图 47一 绪论1.1背景及意义 随着汽车工业的发展，2010年中国汽车产销双超1800万辆蝉联全球第一。随着汽车保有量的大幅上升、高速公路、高等级公路的不断建设、汽车正逐渐进入每个家庭，成为人们生活的一部分。而驾驶员的非职业化、汽车密集化和汽车高速化，则更对汽车的安全性能提

3、出高要求，交通安全问题也随之日益突出。据统计，从2004年到2009年，我国道路交通事故从465万起减少到238万起，死亡人数从94万人减少到67万人，分别减少近50和30。目前我国交通事故死亡人数已经由多年的世界第一下降到世界第二。在交通事故中，约有半数以上是由于汽车制动性能不好引起的。不仅如此，汽车制动性能还直接影响汽车燃油经济型和运输生产效率。所以对汽车制动系统进行全面的理论与实验研究，具有积极的社会效益和明显的经济效益。1.2国内外研究状况及趋势 汽车的制动性能是汽车行驶的主要保障，改善汽车的制动性能始终是汽车设计制造和使用的重要任务。而传统的计算都是手工进行的，而影响制动性的参数众多

4、，故繁琐而效率底下。传统的设计方法，只能在汽车设计最后阶段或样车试验结束后才发现其主要参数与性能是否达到要求，在进行改造。这样不仅带来非常大的浪费，而且容易延误其它产品的研发。 综合上述，为改善设计人员的工作状况、减少研发周期、提高工作结果直观性以及降低，研发成本，有必要对汽车制动性借助计算机工具。进行制动性模拟，计算，分析。 从七十年代起，国外已经开始运用现代设计方法，如计算机模拟仿真、优化设计、可靠性设计、CAD等取代传统设计方法。从九十年代起，国外优秀制动设计软件不断涌现，如ADAMS软件、基于MATLAB的汽车制动系统设计与分析软件等。国内近年也做了很多工作，开发了部分设计软件。但工作

5、开发的晚，技术水平低，尚处于初级阶段，研究和开发扩展空间广阔。因此，开发制动性模拟程序设计软件是很有必要的。1.3本论文的主要工作从制动性的历史，现状，发展开始，到汽车制动性的计算，以VC+为程序开发语言，开发设计汽车制动性模拟程序设计软件。二 制动器历史现状发展2.1制动控制系统的历史最原始的制动控制只是驾驶员操纵一组简单的机械装置向制动器施加作用力，这时的车辆的质量比较小，速度比较低，机械制动虽已满足车辆制动的需要，但随着汽车自质量的增加，助力装置对机械制动器来说已显得十分必要。这时，开始出现真空助力装置。1932年生产的质量为2860kg的凯迪拉克V16车四轮采用直径419.1mm的鼓式

6、制动器，并有制动踏板控制的真空助力装置。林肯公司也于1932年推出V12轿车，该车采用通过四根软索控制真空加力器的鼓式制动器。 随着科学技术的发展及汽车工业的发展，尤其是军用车辆及军用技术的发展，车辆制动有了新的突破，液压制动是继机械制动后的又一重大革新。Duesenberg Eight车率先使用了轿车液压制动器。克莱斯勒的四轮液压制动器于1924年问世。通用和福特分别于1934年和1939年采用了液压制动技术。到20世纪50年代，液压助力制动器才成为现实。 20世纪80年代后期，随着电子技术的发展，世界汽车技术领域最显著的成就就是防抱制动系统(ABS)的实用和推广。ABS集微电子技术、精密加

7、工技术、液压控制技术为一体，是机电一体化的高技术产品。它的安装大大提高了汽车的主动安全性和操纵性。防抱装置一般包括三部分：传感器、控制器(电子计算机)与压力调节器。传感器接受运动参数，如车轮角速度、角加速度、车速等传送给控制装置，控制装置进行计算并与规定的数值进行比较后，给压力调节器发出指令。 1936年，博世公司申请一项电液控制的ABS装置专利促进了防抱制动系统在汽车上的应用。1969年的福特使用了真空助力的ABS制动器；1971年，克莱斯勒车采用了四轮电子控制的ABS装置。这些早期的ABS装置性能有限，可靠性不够理想，且成本高。 1979年，默本茨推出了一种性能可靠、带有独立液压助力器的全

8、数字电子系统控制的ABS制动装置。1985年美国开发出带有数字显示微处理器、复合主缸、液压制动助力器、电磁阀及执行器“一体化”的ABS防抱装置。随着大规模集成电路和超大规模集成电路技术的出现，以及电子信息处理技术的高速发展，ABS以成为性能可靠、成本日趋下降的具有广泛应用前景的成熟产品。1992年ABS的世界年产量已超过1000万辆份，世界汽车ABS的装用率已超过20%。一些国家和地区(如欧洲、日本、美国等)已制定法规，使ABS成为汽车的标准设备。2.2制动控制系统的现状当考虑基本的制动功能量，液压操纵仍然是最可靠、最经济的方法。即使增加了防抱制动(ABS)功能后，传统的“油液制动系统”仍然占

9、有优势地位。但是就复杂性和经济性而言，增加的牵引力控制、车辆稳定性控制和一些正在考虑用于“智能汽车”的新技术使基本的制动器显得微不足道。 传统的制动控制系统只做一样事情，即均匀分配油液压力。当制动踏板踏下时，主缸就将等量的油液送到通往每个制动器的管路，并通过一个比例阀使前后平衡。而ABS或其他一种制动干预系统则按照每个制动器的需要时对油液压力进行调节。 目前，车辆防抱制动控制系统(ABS)已发展成为成熟的产品，并在各种车辆上得到了广泛的应用，但是这些产品基本都是基于车轮加、减速门限及参考滑移率方法设计的。方法虽然简单实用，但是其调试比较困难，不同的车辆需要不同的匹配技术，在许多不同的道路上加以

10、验证；从理论上来说，整个控制过程车轮滑移率不是保持在最佳滑移率上，并未达到最佳的制动效果。 另外，由于编制逻辑门限ABS有许多局限性，所以近年来在ABS的基础上发展了车辆动力学控制系统(VDC)。结合动力学控制的最佳ABS是以滑移率为控制目标的ABS，它是以连续量控制形式，使制动过程中保持最佳的、稳定的滑移率，理论上是一种理想的ABS控制系统滑移率控制的难点在于确定各种路况下的最佳滑移率，另一个难点是车辆速度的测量问题，它应是低成本可靠的技术，并最终能发展成为使用的产品。对以滑移率为目标的ABS而言，控制精度并不是十分突出的问题，并且达到高精度的控制也比较困难；因为路面及车辆运动状态的变化很大

11、，多种干扰影响较大，所以重要的问题在于控制的稳定性，即系统鲁棒性，应保持在各种条件下不失控。防抱系统要求高可靠性，否则会导致人身伤亡及车辆损坏。 因此，发展鲁棒性的ABS控制系统成为关键。现在，多种鲁棒控制系统应用到ABS的控制逻辑中来。除传统的逻辑门限方法是以比较为目的外，增益调度PID控制、变结构控制和模糊控制是常用的鲁棒控制系统，是目前所采用的以滑移率为目标的连续控制系统。模糊控制法是基于经验规则的控制，与系统的模型无关，具有很好的鲁棒性和控制规则的灵活性，但调整控制参数比较困难，无理论而言，基本上是靠试凑的方法。然而对大多数基于目标值的控制而言，控制规律有一定的规律。 另外，也有采用其

12、它的控制方法，如基于状态空门及线性反馈理论的方法，模糊神经网络控制系统等。各种控制方法并不是单独应用在汽车上，通常是几种控制方法组合起来实施。如可以将模糊控制和PID结合起来，兼顾模糊控制的鲁棒性和PID控制的高精度，能达到很好的控制效果。 车轮的驱动打滑与制动抱死是很类似的问题。在汽车起动或加速时，因驱动力过大而使驱动轮高速旋转、超过摩擦极限而引起打滑。此时，车轮同样不具有足够的侧向力来保持车辆的稳定，车轮切向力也减少，影响加速性能。由此看出，防止车轮打滑与抱死都是要控制汽车的滑移率，所以在ABS的基础上发展了驱动防滑系统(ASR)。 ASR是ABS的逻辑和功能扩展。ABS在增加了ASR功能

13、后，主要的变化是在电子控制单元中增加了驱动防滑逻辑系统，来监测驱动轮的转速。ASR大多借用ABS的硬件，两者共存一体，发展成为ABS/ASR系统。 目前，ABS/ASR已在欧洲新载货车中普遍使用，并且欧共体法规EEC/71/320已强制性规定在总质量大于3.5t的某些载货车上使用，重型车是首先装用的。然而ABS/ASR只是解决了紧急制动时附着系数的利用，并可获得较短的制动距离及制动方向稳定性，但是它不能解决制动系统中的所有缺陷。因此ABS/ASR功能，同时可进行制动强度的控制。 ABS只有在极端情况下(车轮完全抱死)才会控制制动，在部分制动时，电子制动使可控制单个制动缸压力，因此反应时间缩短，

14、确保在任一瞬间得到正确的制动压力。近几年电子技术及计算机控制技术的飞速发展为EBS的发展带来了机遇。德国自20世纪80年代以来率先发展了ABS/ASR系统并投入市场，在EBS的研究与发展过程中走到了世界的前列。 德国博世公司在1993年与斯堪尼公司联合首次在Scania牵引车及挂车上装用了EBS。然而EBS是全新的系统，它有很大的潜力，必将给现在及将来的制动系统带来革命性的变革。2.3制动控制系统的发展今天，ABS/ASR已经成为欧美和日本等发达国家汽车的标准设备。 车辆制动控制系统的发展主要是控制技术的发展。一方面是扩大控制范围、增加控制功能；另一方面是采用优化控制理论，实施伺服控制和高精度

15、控制。 在第一方面，ABS功能的扩充除ASR外，同时把悬架和转向控制扩展进来，使ABS不仅仅是防抱死系统，而成为更综合的车辆控制系统。制动器开发厂商还提出了未来将ABS/TCS和VDC与智能化运输系统一体化运用的构想。随着电子控制传动、悬架系统及转向装置的发展，将产生电子控制系统之间的联系网络，从而产生一些新的功能，如：采用电子控制的离合器可大大提高汽车静止启动的效率；在制动过程中，通过输入一个驱动命令给电子悬架系统，能防止车辆的俯仰。 在第二个方面，一些智能控制技术如神经网络控制技术是现在比较新的控制技术，已经有人将其应用在汽车的制动控制系统中。ABS/ASR并不能解决汽车制动中的所有问题。

16、因此由ABS/ASR进一步发展演变成电子控制制动系统(EBS)，这将是控制系统发展的一个重要的方向。但是EBS要想在实际中应用开来，并不是一个简单的问题。除技术外，系统的成本和相关的法规是其投入应用的关键。 经过了一百多年的发展，汽车制动系统的形式已经基本固定下来。随着电子，特别是大规模、超大规模集成电路的发展，汽车制动系统的形式也将发生变化。如凯西-海斯(K-H)公司在一辆实验车上安装了一种电-液(EH)制动系统，该系统彻底改变了制动器的操作机理。通过采用4个比例阀和电力电子控制装置，K-H公司的EBM就能考虑到基本制动、ABS、牵引力控制、巡航控制制动干预等情况，而不需另外增加任何一种附加

17、装置。EBM系统潜在的优点是比标准制动器能更加有效地分配基本制动力，从而使制动距离缩短5%。一种完全无油液、完全的电路制动BBW(Brake-By-Wire)的开发使传统的液压制动装置成为历史2.4小结综上所述，现代汽车制动控制技术正朝着电子制动控制方向发展。全电制动控制因其巨大的优越性，将取代传统的以液压为主的传统制动控制系统。同时，随着其他汽车电子技术特别是超大规模集成电路的发展，电子元件的成本及尺寸不断下降。 汽车电子制动控制系统将与其他汽车电子系统如汽车电子悬架系统、汽车主动式方向摆动稳定系统、电子导航系统、无人驾驶系统等融合在一起成为综合的汽车电子控制系统，未来的汽车中就不存在孤立的

18、制动控制系统，各种控制单元集中在一个ECU中，并将逐渐代替常规的控制系统，实现车辆控制的智能化。但是，汽车制动控制技术的发展受整个汽车工业发展的制约。有一个巨大的汽车现有及潜在的市场的吸引，各种先进的电子技术、生物技术、信息技术以及各种智能技术才不断应用到汽车制动控制系统中来。同时需要各种国际及国内的相关法规的健全，这样装备新的制动技术的汽车就会真正应用到汽车的批量生产中。三 理论分析3.1制动系统性能分析1.前轮制动器 2.制动轮缸 3.6.8.油管 4.制动踏板机构 5.制动主缸 7.后轮制动器3.1.1人力液压制动系统的组成和工作原理人力液压制动系统的基本组成和回路示于图24-32。作为

19、制动能源的驾驶员所施加的控制力，通过作为控制装置的制动踏板机构4传到容积式液压传动装置的主要部件-制动主缸5。制动主缸属于单项作用活塞式油泵，其作用是将自踏板机构输入的机械能转换成液压能。液压能通过油管3、8、6输入前后轮制动器1和7中的制动轮缸2。制动轮缸属于单项作用的活塞式油缸，其作用是将输入的液压能再转换成机械能，促使制动器进入工作状态。 3.1.2液压制动驱动机构的设计计算制动驱动机构将来自驾驶员或其他力源的力传给制动器，使之产生制动力矩。根据制动 力源的不同，制动驱动机构一般可分为简单制动、动力制动和伺服制动三大类。简单制动单靠驾驶员施加的踏板力或手柄力作为制动力源，亦称人力制动。其

20、中，又有机械式和液压式两种。机械式完全靠杆系传力，由于其机械效率低，传动比小，润滑点多，且难以保证前、后轴制动力的正确比例和左、右轮制动力的均衡，所以在汽车的行车制动装置中已被淘汰。但因其结构简单，成本低，工作可靠（故障少）、还产泛地应用于中、小型 汽车的驻车制动装置中。液压式简单制动（通常简称为液压制动）用与行车制动装置。液压制动的优点是：作用 滞后时间较短（0.1-0.3s）工作压力高(可达10-20MPa），因而轮缸缸寸小，可以安装在 制动器内部，直接作为制动蹄的张开机构（或制动块的压紧机构，而不需要制动臂等传动 件，使之结构简单，质量小；机械效率较高（液压系统有自润滑作用、液压制动的主

21、要缺点是：过度受热后,部分制动液汽化，在管路中形成气泡，严重影响液压传输，使制动系统 的效能降低，甚至完全失效。液压制动曾广泛运用在乘用车和总质量不大的商用车上。动力制动即利用由发动机的动力转化而成，并表现为气压或液压形式的势能作为汽车制动的全部力源。驾驶员施加于踏板或手柄上的力，仅用于回路中控制元件的操纵。因此，简单制动中的踏板力和踏板行程之闻的反比例关系，在动力制动中便不复存在，从而可使踏板力较小，同时又有适当的踏板行程。气压制动是应用最多的动力制动之一。其室荽优点是：操纵轻便；工作可靠，不易出故障，维修保养方便；此外,其气源除供制动用外、，还可以供其他装置使用。其主要缺点是： 必须有空气

22、压缩机、储气筒、制动阔等装置，使结构复杂、笨重、成本高；管路中压力的建立和撤除都较慢，即作用滞后时间较长(0.3-0.9s）因而增加了空驶距离和停车距离，为 此，在制动阀到制动气室和储气筒的距离过远的情浞下，有必要加设气动的第二级元件一 继动阀（亦称加速阔以及快放阀；管路工作压力低，一般为0.5-0.7MPa，因而制动气室 的直径必须设计得大些，且只能置于制动器外部，再通过杆件和凸轮或楔块驱动制动蹄，这就增加了簧下质量；制动气室排气时有很大噪声。气压制动在总质量8t以上的商用车上得到广泛应用。由于主、挂车的摘和挂都很方便，所以汽车列车也多用气压制动。用气压系统作为普通的液压制动系统主缸的驱动力

23、源而构成的气顶液制动，也是动力制 动。它兼有液压制动和气压制动的主要优点；因气压系统管路短，作用滞后时间也较短。但因结构复杂、质量大、成本高，所以主要用在总质量较大的商用车上。全液压动力制动，用发动机驱动液压泵产生的；液压作为制动力源，有闭式（常压式）与开式（常流式）两种。开式（常流式）系统在不制动时，制动液在无负荷情况下由液压泵经制动阀到贮液罐不断循环流动；而在制动时，则借阀的节流作用而产生所需的液压并传入轮缸。闭式回路因平时总保持着高液压，对密封的要求较高，但对制动操纵的反应比开式的快。在液压泵出故障时，开式的即不起制动作用，而闭式的还有可能利用蓄能器的压力继续进行若干次制动。全液压动力制

24、动除了有一般液压制动系统的优点以外，还有制动能力强、易于采用制动 力调节装置和防滑移装置，即使产生汽化现象也没有什么影响等好处。但结构相当复杂，精密件多，对系统的密封性要求也较髙，故目前应用并不广泛。各种形式的动力制动在动力系统失效时，制动作用即全部丧失。 伺服制动的制动能源是人力和发动机并用。正常情况下，其输出工作压力主要由动力伺服系统产生；在伺服系统失效时，还可以全靠人力驱动液压系统，以产生一定程度的制动 力。因此，从排量1.6L以上的乘用车到各种商用车，都广泛采用伺服制动。按伺服力源不同，伺服制动有真空伺服制动、空气伺服制动和液压伺服制动三类。 真空伺服制动与空气伺服制动的工作原理基本一

25、致，但伺服动力源的相对压力不同。真空伺服制动的伺服用真空度（负压）一般可达0.05-0，07MPa，空气伺服制动的伺服气压一般能达到0.6-0.7MPa、故在输出力相同的条件下，空气伺服气室直径比真空伺服气室的小 得多。但是，空气伺服系统其他组成部分却较真空伺服系统复杂得多。真空伺服制动多用于 总质量在1.10-1. 35t以上的乘用车和载质量在6t以下的商用车，空气伺服制动则广泛用于 载质量为6 -12t的商用车，以及少数几种排量在4.0L以上的乘用车上3.1.2.1制动轮缸直径d的确定 制动轮缸对制动蹄（块）施加的张开力与轮缸直径d和制动管路压力p的关系为 （3-1）制动管路压力一般不超过

26、1012MPa，对盘式制动器可更高。轮缸直径d应在标准规定的尺寸系列中选取（HG28651997），具体为19mm、22mm、24mm、25mm、28mm、30mm、32mm、35mm、38mm、40mm、45mm、50mm、55mm 。3.2.2.2制动主缸直径的确定第i个轮缸的工作容积为 （3-2）式中，为第i个轮缸活塞的直径；n为轮缸中活塞的数目；为第i个轮缸活塞在完全制动时的行程，初步设计时，对鼓式制动器可取=2.02.5mm。所有轮缸的总工作容积为，式中，m为轮缸数目。制动主缸应有的工作容积为，式中，为制动软管的变形容积。在初步设计时，制动主缸的工作容积可取为；对于乘用车；对于商用车

27、 。主缸活塞行程和活塞直径为 （3-3）一般=（0.81.2） 。主缸直径应符合QC/T3111999中规定的尺寸系列，具体为19mm、22mm、26mm、28mm、32mm、35mm、38mm、40mm、45mm。3.1.2.3制动踏板力制动踏板力为 （3-4）式中，为制动踏板的传动比；为踏板机构及液压主缸的机械效率，可取=0.820.86。制动踏板力应满足一下要求：最大踏板力一般为500N（乘用车）或700N（商用车）。设计时，制动踏板力可在200350N的范围内选取。3.1.2.4制动踏板工作行程 （3-5）式中，为主缸中推杆与活塞间的间隙，一般取=1.52.0mm；为主缸活塞的空行程，

28、即主缸活塞从不工作的极限位置到使其皮碗完全封堵主缸上的旁通孔所经过的行程。 制动器调整正常时的踏板工作行程，只应占计及制动衬片（衬块）的容许磨损量在内的踏板行程的40%60%。 为了避免空气侵入制动管路，在计算制动主缸活塞回位弹簧（同时也是回油阀弹簧）时，应保证踏板放开后，制动管路中仍保持0.050.14MPa的残余压力。 最大踏板行程（计入衬片或衬块的容许磨损量），对乘用车不大于100150mm，对商用车不大于180mm。此外，作用在制动手柄上最大的力，对乘用车不大于400N，对商用车不大于600N。制动手柄最大行程，对乘用车不大于160mm，对商用车不大于220mm。3.2制动系统性能计算

29、的基本方程3.2.1地面前后法向力 图中忽略了汽车的滚动阻力偶矩、空空气阻力以及旋转质量减速时产生的惯性力偶矩。此外，下面的分析中还忽略制动时车轮边滚边滑的过程，附着系数只取一个定值 。由图对后轮接地点取力矩得 （3-6）式中，为地面对前轮的法相反作用力（N）；G为汽车重力（N）；b为汽车质心至后轴中心线的距离（m）；m为汽车质量（kg）；为汽车质心高度（m）；为汽车减速度（m/）。对前轮接地点取力矩，得 （3-7）式中为地面对后轮的法向反作用力；a为质心至前轴中心线的距离。令=zg，z称为制动强度，则可求得地面法向反作用力为 (3-8)若在不同附着系数的路面上制动，前、后轮都抱死（不论是同时

30、抱死或分别先后抱死），此时或。地面作用于前、后轮的法向反作用力为 (3-9)3.2.2制动力分配 制动时前、后车轮同时抱死，对附着条件的利用、制动时汽车方向稳定性均较为有利。此时的前、后轮制动器制动力和的关系曲线，常称为理想的前、后轮制动器制动力 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：前后车轮制动器制动力之和等于附着力，并且前、后轮制动器制动力分别等于各自的附着力，即 （3-10） 将式（3-9）代入上式，得 （3-11）消去变量，得 （3-12）由式（3-12）画成的曲线，即为前、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

31、线。3.2.3利用附着系数与附着效率为了防止后轴侧滑和前轮失去转向能力，汽车 在制动过程中最好既不出现后轴车轮先抱死的危险工况，也不出现前轴车轮先抱死或前、后车轮都抱死的工况。所以。应当以即将出现车轮抱死但还没有任何车轮抱死时的制动减速度作为汽车能产生的最高制动减速度。从上面的分析可知，若在同步附着系数的路面上制动，则汽车的前、后车轮将同时达到抱死的危险工况，此时的制动强度，为同步附着系数。在其他附着系数的路面上制动时，达到前轮或后轮抱死前的制动强度比路面附着系数小，即不出现前轮或后轮抱死的制动强度必小于地面附着系数，也就是。因此可以说，只有在的路面上，地面的附着条件才得到较好的利用。而在或的

32、路面上，出现前轮或后轮提前抱死情况时，地面附着条件均未得到较好的利用。这个结论也常常这样来描述：汽车以一定减速度制动时，除去制动强度以外，不发生车轮抱死所要求的（最小）路面附着系数总大于其制动强度。为了定量说明这一点，我们引进利用附着系数的概念，又称为被利用的附着系数，其定义为 （3-13） 式中，为对应于制动强度z，汽车第轴产生的地面制动力；制动强度为时，地面对第轴的法向反力；为第轴对应于制动强度的利用附着系数。显然，利用附着系数越接近制动强度，地面的附着条件发挥的越充分，汽车制动分配的合理程度越高。下面分别求出前轮或后轮提前抱死时，前轴和后轴的利用附着系数。设汽车前轮刚要抱死或前、后轮同时

33、刚抱死时产生的减速度为，式中为制动强度，则 （3-14）而 （3-15）故 （3-16）同理，后轴的利用附着系数可求得如下 （3-17） （3-18）故 （3-19）通常还用制动效率的概念来描述地面附着条件的利用程度，并说明实际制动力分配的合理性。制动效率定义为车轮不锁死的最大制动强度与车轮和地面间附着系数的比值。也就是车轮将要抱死时制动强度与被利用的附着系数之比。不难看出，由式（3-11）和式（3-14）即可得到前轴的制动效率为 （3-20）后轴的制动效率为 （3-21）3.3制动器设计计算制动器主要有摩擦式、液力式和电磁式等几种形式。电磁式制动器虽有作用滞后性好、易于连接而且接头可靠等优点

34、，但因成本高，只在一部分总质量较大的商用车上用作车轮制动器或缓速器；液力式制动器一般只用作缓速器。目前广泛使用的仍为摩擦式制动器。 摩擦式制动器按摩擦副结构形式不同，可分为鼓式，盘式和带式三种。带式制动器只用作中央制动器；鼓式和盘式制动器的结构形式有多种，如下所示：领从蹄式单向双领蹄式单向增力式双向双领蹄式双从蹄式双向增力式鼓式盘式带式钳盘式全盘式固定钳式浮动钳式滑动钳式摆动钳式制动器 3.1鼓式和盘式制动器的结构形式图3.3.1鼓式制动器设计计算不同形式鼓式制动器的主要区别有：蹄片固定支点的数量和位置不同。张开装置的 形式与数量不同。制动时两块蹄片之间有无相互作用。因蹄片的固定支点和张开力位

35、置不同，使不同形式鼓式制动器的领、从蹄数量有差别， 并使制动效能不一样。制动器在单位输人压力或力的作用下所输出的力或力矩，称为制动器效能。在评比不同 形式制动器的效能时，常用一种称为制动器效能因数的无因次指标。制动器效能因数的定义为：在制动鼓或制动盘的作用半径R上所得到的摩擦力（/R）与输入力之比，即： （3-22）式中，K为制动器效能因数；为制动器输出的制动力矩。 根据书中计算，对于紧蹄，其制动力矩为 （3-23）对于松蹄，其制动力矩为 （3-24）制动器有两块蹄片，鼓上的制动力矩等于他们的摩擦力矩之和，即 （3-25）3.3.2盘式制动器设计计算按摩擦副中固定元件的结构不同，盘式制动器分为

36、钳盘式和全盘式两类。 钳盘式制动器的固定摩擦元件是制动块，装在与车轴连接且不徒绕车轴轴线旋 转的制动钳中。制动衬块与制动盘接触面很小，在盘上所占的中心角一般仅30-50，故这种盘式制动器又称为点盘式制动器。全盘式制动器中摩擦副的旋转元件及固定元件均为画盘形，制动时各盘庫擦表面全部接 軋作用原理如同离合器，故又称离合器式制动器。全盘式中用得较多的是多片全盘式制动 多片全盘式制动器既可用作车轮制动器，也可用作缓行器。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，则制动的制动力矩为 （3-26）式中，为摩擦因数；为单侧制动块对制动盘的压紧力；R为作用半径。对于常见的具有扇形摩擦表面的衬

37、块，若其径向宽度不很大，取R等于平均半径或有效半径，在实际中已经足够精确。平均半径为 （3-27）式中，和为摩擦衬块扇形表面的内半径和外半径。有效半径是扇形表面的面积中心至制动盘中心的距离，如下式所示 （3-28）式中，。3.3.3摩擦衬片磨损特性计算摩擦衬片（衬块）的磨损受温度、摩擦力、滑磨速度、制动鼓（制动盘）的材质及加工情 况，以及衬片（衬块）本身材质等许多因素的影响，因此在理论上计算磨损性能极为困难。 但试验表明，影响磨损的最重要的因素还是摩擦表面的温度和摩擦力。从能量的观点来说，汽车制动过程即是将汽车的机械能（动能和势能）的一部分转变为热量而耗散的过程。在制动强度很大的紧急制动过程中

38、，制动器几乎承担了汽车全部动能耗散的任务。此时，由于制动时间很短，实际上热量还来不及逸散到大气中就被制动器所吸收，致使制动器温度升高。这就是所谓制动器的能量负荷。能量负荷越大，则衬片（衬块）的磨损越严重。对于盘式制动器的衬块，其单位面积上的能量负荷比鼓式制动器衬片大许多倍，所以制动盘的表面温度比制动鼓的高。各种汽车的总质量及其制动衬片（衬块）的摩擦面积各不相同，因而有必要用一种相对 的量作为评价能量负荷的指标。目前，各国常用的指标是比能量耗散率，即单位时间内衬片 (衬块)单位摩擦面积耗散的能量，通常所用的计量单位为W/mm。比能量耗散率有时也称 为单位功负荷，或简称能量负荷。双轴汽车的单个前轮

39、及后轮制动器的比能量耗散率分别为 （3-29） （3-30） （3-31）式中，为汽车总质量（t）;为汽车回转质量换算系数；、为制动初速度和终速度（m/s）；j为制动减速度（m/s）；t为制动时间（s）；、为前、后制动器衬片（衬块）的摩擦面积（mm）；为制动力分配系数。3.4制动法规对制动性能的要求制动性能关系交通安全，为确保车辆安全行驶，很多国家都颁布 了各自的汽车制动法规。这些法规大多明确规定各类车型要经过严格 的认证程序，达到一定的性能及结构要求，不符合法规要求的汽车， 不允许在市场上出售，不允许在公路上行驶。制动法规可分为以ECE R13为代表的欧洲制动法规和以FMVSS105为代表的

40、北美洲制动法规。其中，ECE/EEC法规在世界范围内较有影响，种种迹象表明，汽车制动法规已日益国际化。我国先后颁布有GB7258 87和ZBT24007 89两套法规。前者规定的指标主要计对60 70年代生产的车辆而提出的，ZBT24则是为提高汽车产品质量，与国际法规接轨，其内容在很大程度上与 ECE R13相同。不同的车型，有不同的法规要求，下面以轿车为例，阐述各主要 法规对制动性能要求。表2.1为一些制动法规对轿车制动性能的要求， 从表中可知，除了 GB7258外，其余法规都不承认车轮抱死以后所表现出来的制动效能。此外，GB7258规定的试验车速较低，这与它主要针对六七十年代的车辆有关。E

41、CE R13及我国的ZBT24除对一般制动效能作了规定外，特别对制动稳定性及其试验方法作了明确规定，见表2.2。这是为适应当今车辆高速化而制定的，有着重要意义。有资料表明，当制动速度在 50km/h以上时，只要后轮比前轮提前0.5秒抱死，就会出现危险的恻滑、甩尾现象。故在设计制动系时，合理分配前后轴制动力是关键所 在，在汽车制动过程模拟中，预测制动稳定性也应占有相当比重。表2.1 些制动法规对轿车制动性能的要求法规试验路况、车况试验车速Km/h制动距离m减速度m/s制动稳定性要求ECE R13良好路面满 载80515.8无抱死，不偏离行驶方向FMVSS135滑移数 81满 载100656.4不

42、离开3.5m车道，偏航 角15，不允许有车轮抱死GB7258附着系数0.7 满载3076.4跑偏不大于80mm， 40-60Km/h点刹不跑偏ZBT24附着系数0.8满载80515.8不离开3.7m的车道表2,2 ZBT24及ECE R13对轿车前后轴制动力分配的要求车辆装载情况1名乘员至额定载荷规定1当规定2当时，要求规定3当时，在条件下，允许四 软件的开发设计4.1软件开发 根据上一章对汽车液压制动系统设计、汽车制动过程以及汽车制动性能理论的研究和分析，以VC+为程序语言，开发设计了汽车制动性模拟程序软件。该软件设计引入“工程”概念，每一车型以其输入参数与计算结果生成工程文档，软件以文档为

43、管理对象不同车型进行管理。软件设计流程图如下所示：数据输入制动器设计计算制动驱动机构设计计算制动力分配曲线鼓式制动器设计计算前后制动效率曲线利用附着系数曲线I线和曲线液压机构的设计计算盘式制动器设计计算摩擦衬片磨损特性计算领从蹄式计算与制动强度关系曲线ECE法规软件的系统模块采用工程管理模式，车型（文档）管理模块包含了与访问文档相关的各个选项（创建新文件、打开现有文件、关闭、保存和打印文档等）。该模块实现了多文档管理系统，文档切换自如，操作简便。4.2软件的组成及运行条件软件主窗口（启动窗口）如图所示，它显示制动器设计计算，制动力分配曲线，制动驱动机构设计计算等功能模块组成。1. 制动器设计计算模块：该模块包含鼓式、盘式制动器设计计算，摩擦衬片磨损特性计算。2 .制动力分配曲线模块：主要包括I线和曲线，利用附着系数曲线