车辆制动系统研究设计方案的发展翻译Word格式.docx

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车头，车尾的实际线压力，kgf/cm2TPF，TPR：

车头，车尾的门槛压力，kgf/cm2CF，CR：

前轮，后轮制动恒定，kgf/cm2PC：

阀截止点的压力，kgf/cm2Fpedal：

踏板的努力，kgf

F0：

踏板力损失，kgf

：

带够，踏板，增压比ηP，ηB：

带够，踏板，制动效率Finp,Fout：

增压器的输入输出力，kgf

K：

助推器伺服比例

R：

轮胎半径，mm

REff：

轮胎的有效半径，mm

AC:

面积卡尺，EA

NP：

数字活塞，EA

BF：

制动因数

1．引言

为了车辆的安全，在各种车辆的驾驶特点中，制动性能应该是首要考虑因素。

制动系统由许多部件组成,如踏板，总泵，助力器，阀门和刹车车轮。

为了设计出满足制动性能要求的系统，必须考虑到整个系统的每个部分同时进行的特性影响。

然而，通过一个实际的汽车测试来预测制动性能需要大量的时间，劳动和成本。

为了克服这一点，大多数公司科研院研究制动系统，并开发出有针对性的方案，把它用于设计当中。

迄今完成一个很大的制动性能的研究。

Puleo（1970）研究制动力分发设备而Limpert（1971，1974）和Nakaura（1977）介绍了理论和实验方法来计算制动力的分布。

由多个组员Gatt（1977），Bisimis（1979），IvanovandBelous（2005年）来调查研究防抱死制动系统（ABS）和其能力，以保证车辆转向安全。

Bosch（2003），开发汽车零部件，研究的ABS，介绍了车辆的位置控制理论并通过经验和实验支持获得的数据。

也用电脑调查预测车辆的制动性能。

Choi（2004）等用轮胎有限元的模型研究制动距离及Hong和Huh（2004）使用轮胎的动态模型系数估计刹车力和路面摩擦的方法。

特别感兴趣的Suhetal.（2001）等开发了一个程序来计算半挂汽车列车车辆的制动性能。

Kim和Rhim（1992）调查踏板努力的制动效果装置的特点，Jung和Lee（2004）根据减速的变化和踏板努力预测的是车辆一个包容性的制动性能。

而许多发达国家的方案取决于使用车辆动态运动的制动性能计算，他们是无法考虑到在制动过程中可能发生的光盘温度上升和增压压力的变化。

特别是在车辆配备负载传感比例阀（LSPV）的情况下，阀门削减压力只需根据前后重量的变化来计算，不考虑变化阀门减速的特点。

因此，结果往往不同于那些真正的实验。

此外，根据当前汽车行业全球化趋势，部分生产和相关技术的发展世界各地都在进步。

因此，为更有效地研究和发展，在开发设计数据的基础上，利用它分享个人材料部件和整个系统的设计是必要。

在本文中，一个程序，可以准确地估计了车辆的制动性能，并建立设计数据基地。

助推器特性的变化反映到车辆的制动性能分析。

因此，计算和实验数据之间的误差数据是减少的。

通过计算截止压力，根据悬挂位移LSPV结构和运行机制的基础上，可以更准确预见LSPV配备车辆的运动动态。

该方案的用户界面也加强，使设计人员能够轻松使用该程序。

因为所有的输入和输出数据在MicrosoftExcel格式的基础上，可以很容易地使用设计数据。

设计师可以使用图表检查得到的数据，对话框和文本文件。

此外，数据库可用于交互验证车辆的制动性能是否满足内部和外部法规。

2．计算性能理论

移动固定身体所需的力量比必须保持运动中的物体运动大些。

这是因为其余摩擦超过运动磨擦。

如果一个车轮被锁定了，由于车轮的制动操作过于强烈，轮胎和负载表面之间的摩擦等于运动摩擦。

如果车轮制动操作低于此点，车轮不断旋转，摩擦接近其它摩擦。

基本上，刹车力不应该比轮胎和路面之间的摩擦力大。

因此，车辆最大的减速是路面的摩擦系数。

图1轴重动态分布

2.1制动力的计算

为了获得理想的制动力，根据车辆减速动态权重变化应首先被计算出来。

制动过程中与静态中的重量分配相比，前轴重量增加，而后轴重量降低。

根据车辆减速动态权重分布如图1所示，方程

（1）和

（2）为轴重。

WDF=（

）W

（1）

）W

（2）

理想的制动方面轴重如下。

BF=WDF

（3）

BR=WDF

（4）

长期制动压力与线压力交替使用。

虽然它的定义与制动力不同，但是方程和表达式几乎是相同的。

在任何道路上最大的理想制动压力是

LPIF=

（5）

LPIR=

（6）

实际制动压力应该是被应用到轮缸所得到的制动压力。

制动压力根据阀特性来变化。

因为汽车的重量转移到前轴，所以在制动过程中，前制动压力必须大于后轮制动压力。

图2显示的是比例阀的特点。

图2比例阀性能曲线

2.1.1无阀

在制动系统没有阀门的情况下，制动压力如下。

减速α，刹车力为

B=BF+BR=W

（7）

通过把方程（5）和方程（6）代入方程（7），方程（7）式可以写成方程（8）

B=CF（LPAF-TPF）+CR（LPAR-TPR）（8）

因为有没有阀门，在公式（9）中前制动压力与后制动压力相同。

LPAF=LPAR=

（9）

2.1.2压力阀

在切点之前，正如在以前没有阀门的情况下，LPAF​​等于LPAR。

在切点后，压力拆分如方程（10）所示。

（10）

在制动过程中，配备卡尺制动装置产生的实际刹车力如图3所示。

对轮胎中心的力矩平衡方程是

（11）其中FC是卡尺力和FB是实际的制动力。

因此，实际制动力是

（12）

在这里，卡尺力是指分泵在轮缸垫和盘之间产生的摩擦力。

如果压力（P）应用到轮缸，推垫力是P（ACNP）

B和由此产生的摩擦力成为P（ACNP）

BBF。

P是当制动开始出现的压力。

P也是通过减去阈压（TP）得到的压力，这是制动开始工作前的压力损失，从一个真正的车辆管道线的压力（LP）形成的。

（P=LP-TP），因此，适用于车轴的实际制动力可以写成如下。

（13）

图3轮上卡钳的刹车力

2.2估计光碟温度

在制动时，动能转换为热能，其中一些是用来增加盘温度的。

盘温度上升会影响摩擦系数，因此，总的制动性能改变。

在这个过程中，简化盘一站式温升在不断减速中的计算。

方程为

（14）

其中V0是车辆的初始速度，

是光盘密度，

是光盘的体积和c是光盘比热。

在这个公式中，假设制动过程中只发生通过垫和盘之间的摩擦力，总动能用于增加光盘的温度。

虽然这个公式不能给出确切的上升温度，它提供了一个光盘的温度变化估计的好方法。

目前还未发展不利用三维热分析垫的摩擦系数和盘温度之间关系的定量计算的方法。

作为一个结果，根据盘温度的变化引起垫的摩擦系数的变化，应该通过的发电机测试或实车测试获得。

一旦准备垫的摩擦系数数据基础上，垫摩擦系数对应一个特定的盘温度可以发现，随后，可更准确的估计制动性能。

2.3根据真空比率助力特性的变化踏板的努力，这是司机踩踏板时产生的力量，定量范围从0kgf到70kgf。

“力通过踏板转移并被助推器放大。

考虑的踏板损失力量，踏板的比例和踏板效率，助推器输入力为

（15）

没有输出力的助推器，直到输入力超过助推器的抵抗力量，如图4所示F1。

目前，投入的力量比F1更大，输出力显著上升。

在今后一个时期，输出力增加如增压比和增压效率之间的产品。

在图4的F2，当助推器的放大动作结束时，产生的输出力与助推器是成正比的，这就是所谓的助推器故障。

这些方程对应每种情况如下。

图4物业曲线一助推器

2.3.1助推器协助（伺服协助）

Finp<

F1

Fout=0的F1≤Finp<

F2

Fout=K（下Finp-F1）+上升

Finp>

F2Fout=（Finp􀀐

F2），+F3

2.3.2助推器故障（伺服故障）

拐点的位置根据助推器里面的真空比改变。

拐点通过增压器的设计参数，真空比和力跳来计算。

在一个真空助力器的情况下，当没有由一名司机起源的踏板努力，助推器的里面通常保持在真空状态。

然而，助推器里面的真空比例是可以改变的。

当外界的空气被吸入到里面时，助推器内部压力作为一个辅助力，那样会严重影响助推器操作。

根据真空比给出的助推器特性曲线如图5。

图5助力特性曲线

图6配备PValve与LSPV的车辆制动力曲线

2.4配备LSPV的车辆动态特性的计算

当他们相比满载略有加载时车辆遇到一个重要的载荷变化，制动压力传输到车轮来响应后轴重量的变化是由感应负荷控制比例阀（LSPV）来控制的。

图6显示了在车辆配备压力阀和车辆配备了负荷传感压力阀之间制动力的差异。

在此图中，IBFL意味着负载下的理想制动力，IBFU意味着空载下的理想制动力，ABF意味着实际的制动力。

配备车辆的实际制动力量与P-阀保持不变，无论车辆的重量。

然而，当车辆配备LSPV根据车辆的重量调整实际制动力。

为了获得LSPV的拐点压力，根据减速后轴重量变化应使用方程

（1）及

（2）计算。

然后，根据后轴重量的悬挂位移变化必须通过悬架刚度计算

（16）

其中x为被悬挂位移，k是弹簧刚度和W的是车辆的重量。

最后，在此基础上内部结构和LSPV的运行机制，根据悬挂位移测量拐点压力。

3程序的开发

3.1该计划的结构

该计划由三部分组成。

第一部分，预处理，了解程序的数据并在输入车辆制动系统的设计参数组件之前计算盘和助推器的性能。

第二，进行所有数据的分析求解。

最后，后处理器，由此产生的数据如图形，对话框和文本文件。

此外，使用后处理器，可自动打印在MS-EXCEL格式下输出的文件报告。

该方案的总体结构如图7。

图7结构方案和分析过程

3.2预处理器

输入的数据包括车辆的数据，前/后/停车刹车数据，数据的助推器，主缸的数据，阀门数据和所需的流体数据。

由于所有输入文件为MS-EXCEL格式，它是非常有用的设计管理数据，并构建一个数据库。

输入数据也可以在MS-EXCEL格式保存。

3.3求解

该方案从预处理器的输入数据中可计算各种制动性能。

根据减速和踏板的努力完成分析。

减速计算的结果，包括载荷分布、制动力、制动压力、制动距离等等。

在这个方案中，减速范围从0g到1.2g以0.01g为一步。

程序来以减速获得实际的刹车力如图9。

另一方面，就踏板的努力方面的结果，包括减速、线的压力和踏板行程。

当程序估计踏板的行程时，流体数据是必需的。

根据踏板的努力，以取得减速程序，在图10中。

通过一个独立的对话框完成LSPV车辆的动态特性的计算。

图9处理输入减速计算制动力和行压力程序

图10处理输入减速计算踏板力程序

4核查和分析数据结果

由此产生的各种图表，根据减速绘制的制动力/压力分布曲线，欧洲经济共同体制动曲线，制动效能曲线和后轴的载荷分布曲线。

然而，减速曲线、线压力分布曲线和踏板行程曲线得出踏板的努力。

如图11的4轴图表显示踏板努力之间的关系，同时显示增压器输入/输出力和线压力。

设计师可以重叠曲线和改变轴设置。

此外，各轴的最高值根据每条曲线最大数据自动重新调整。

图11四轴图表

此外，所有的结果数据可以作为文本文件进行检查，乘用车和商用车的制动性能测试结果是能够通过另一个对话框得到验证数值。

一些输出图在图12中。

图12结果图

力分布和压力分布代表理想/实际制动力曲线与理想/实际当车辆满载，制动压力曲线分别略有载货。

踏板的努力与线压力显示制动时，踏板的努力变化的压力从0kgf至70kgf。

如制动压力曲线，变异线压力时提出的助推器工作和不工作，以及当车辆充分和轻微的载货。

此外重叠，设计师们能够很容易分析数据结果，因为所有的数据都可以验证和纠正定量。

在特定的，因为图可尽快更新纠正输入数据，用户可以更有效设计制动系统。

表1中，一些估计数据的计算结果和实车试验数据进行了比较。

发生错误的主要原因之一是，由于发动机进气管压力的原因，真空助力器的压力变化不会自动反映。

在这个程序中，不考虑空气从外面流入真空助推器和从真空助力器的空气流动到发动机进气管。

因此，错误在表1中显示，似乎是由发动机影响的转速和车速。

然而，估计的最大的错误结果与实验结果之间的误差只有6.3％。

因此，开发的程序是预测证明车辆产生合理制动性能数据的。

表1估计的数据和实验数据之间的比较

5结论

在这项研究中，开发了一个估计汽车制动性能的程序并建立了设计数据的基础。

使用这个程序，很容易验证制动性能元素，如制动力，制动压力，制动效能，和LSPV动态特性。

此外，由于制动系统部件的设计和制动特性的数据使用MS-EXCEL文件管理，每个制动系统组件，可以插入或分居独立，设计师可以一目了然从整个系统验证制动性能的变化。

此外，制动系统的设计数据，可以用来做车辆其他的零件或系统的基础材料。

输入面板和程序图由商业软件构成，它提供很多方便并具有强大的功能。

有了这个软件，用户可以快速，简便，有效的设计制动系统。

最后，如果方案可以分析那些加入ABS和TCS控制逻辑的最新制动系统的性能，利用一种算法，可以更有效地的设计制动系统。

预测道路轮胎摩擦系数，可以适当的分配后分泵制动力。