制动器性能

制动器性能（精选十篇）

制动器性能 篇1

电梯制动器是电梯曳引机的重要组成部分,制动器的功能是在电梯停站时保持电梯轿厢的静止状态,当电梯发生故障时使轿厢能够紧急减速停车并保持其静止状态。电梯事故统计分析表明,在用电梯发生冲顶或蹲底的严重安全事故多数来自于电梯制动器失效[1,2]。GB7588-2003《电梯制造与安装规范》和欧洲标准EN81-1:1998《电梯制造与安装安全规范》构成了电梯行业的安全技术标准,但它们只是规范了电梯整机的安全性标准,并没有电梯制动器的技术条件、性能要求和试验规范等技术标准。目前,国内检验检测技术机构均在电梯整机上进行电梯制动器的型式试验,此种试验方法的检测设备结构庞大,致使检测人员操作不便,检测参数较少,无法对电梯制动器进行全面客观的试验和评估。

本文通过研究电梯行业的安全标准和与电梯制动器相关的型式试验细则,总结出了电梯制动器的试验工况,并建立了试验工况下制动器的动力学模型。通过对试验工况下制动器动力学模型进行分析,提出了实施电梯制动器性能检测的新方法,并设计了性能检测试验样机。建立了试验样机中加载电机的数学模型,并基于能量补偿方法建立了电机的加载算法。

1 制动器试验工况的建立

通过研究与电梯制动器相关的安全和技术标准以及型式试验细则,得出电梯制动器需要进行如下试验:①静载荷试验。即电梯整机中,平衡系数ψ为0.4~0.5,轿厢加上150%额定载荷下,制动器的可靠性能试验。②125%动载荷试验。即当轿厢载125%额定载荷,并以额定速度v向下运行时,制动器的制动性能试验。③上行超速保护试验。即当空载轿厢以一定速度v0向上运行时,制动器的上行超速保护型式试验[3,4,5,6]。每种试验工况下,都要进行制动距离、制动减速度、制动力矩、摩擦片温升和主轴转速5个参数的测量。

2 制动器试验工况的动力学模型

2.1 曳引电梯系统的模型简化

按照制动器与曳引轮轴之间的连接方式,制动器可分为外抱式制动器和盘式制动器[7]。不论哪种制动器,其在工作的过程中,都受到摩擦力fs和重力fg的作用,其中,摩擦力fs是产生扭矩使曳引轮停转的力,重力fg是由电梯系统引起的作用在制动器上的力,重力fg的作用会最终通过转化为摩擦力的形式体现。因此,对制动器进行受力分析可知,制动器摩擦力产生的扭矩使曳引轮停转,并使电梯停止运行。以外抱式制动器为例,其受力示意图如图1所示。

根据上述分析,不论哪种曳引式电梯系统,最终都可简化为如图2所示的模型,电梯制动器依靠摩擦力使电梯系统停转,基于能量转化原理对制动器制动进行动力学分析可得:电梯制动器工作时,一方面要克服由系统(包括轿厢、对重、载荷和钢丝绳等)在速度v下引起的惯性载荷;另一方面要消耗由系统(包括轿厢、对重、载荷和钢丝绳等)负载引起的偏载载荷。

2.2 静载荷试验时制动器的动力学模型

根据曳引电梯系统的简化模型,电梯整机中,平衡系数ψ为0.4~0.5,轿厢加上150%额定静载荷时,系统简化模型如图3所示。

假设钢丝绳与曳引轮之间无相对滑动,易知制动器所承受力矩为

${\rm T}{}_{\text{a}}=\frac{1}{2}D[Q(1.5-\psi )+{\rm H}]$

当考虑曳引比时,得到制动器承受的力矩为

${\rm T}{}_1=\frac{1}{2}D[\frac{Q(1.5-\psi )}{i}+{\rm H}](1)$

式中,D为曳引轮直径;Q为额定载荷;ψ为平衡系数;i为曳引比;H为钢丝绳引起的差重;Q0为电梯轿箱的重量。

2.3 动载荷试验时制动器的动力学模型

当轿厢承受125%额定载荷,并以额定速度v向下运行时,系统的简化模型如图4所示。假设钢丝绳与曳引轮之间无相对滑动。

在这种情况下,制动器承受的载荷由两部分构成:偏载载荷和惯量动载荷。偏载是由轿厢、对重和钢丝绳系统的重力引起的。

偏载引起的制动器制动力矩与150%静载下的情况分析相似,因此易知,制动器制动偏载力矩为

${\rm T}{}_{\text{s}}=\frac{1}{2}D[\frac{Q(1.25-\psi )}{i}+\rho gn(R{}_1-R{}_2+2{\displaystyle {\int }_0^{t{}_0}v}\text{d}t)](2)$

式中,ρ为钢丝绳的线密度;n为钢丝绳的根数;R1为初始状态下,轿厢与曳引轮间钢丝绳长度;R2为初始状态下,对重物到曳引轮间钢丝绳长度;g为重力加速度。

惯性载荷是由轿厢、对重和钢丝绳系统的惯性引起的,由刚体力学计算公式[8]及牛顿力学公式得

$\begin{array}{l}\frac{1}{2}({\rm I}{}_{\text{s}}-{\rm I}{}_{\text{z}})\omega {}^2=\frac{1}{2}mv{}^2\\ F=\frac{2Q{}_0+Q(1.25+\psi )}{i}+\\ \rho gn(R{}_1-R{}_2+2{\displaystyle {\int }_0^{t{}_0}v}\text{d}t)\\ m=\frac{F}{g}\\ v=\frac{\omega D}{2i}\end{array}\}(3)$

式中,F为电梯系统(轿箱、对重和钢丝绳)的合力;m为与F相对应的质量;ω为曳引轮的角速度;Is为电梯系统的等效转动惯量;Iz为曳引机系统等旋转部件的等效转动惯量。

由式(3)可得电梯系统的等效转动惯量为

Is=

$\frac{[2Q{}_0+Q(1.25+\psi )+i\rho gn(R{}_1-R{}_2+2{\displaystyle {\int }_0^{t{}_0}v}\text{d}t)]D{}^2}{4gi{}^2}+{\rm I}{}_{\text{z}}(4)$

故进行125%动载荷试验时,电梯制动器制动的惯性力矩为

Tv=Isβ (5)

式中,β为电梯制动器制动时的角减速度。

所以,此种情况下制动器的制动总扭矩为

T2=Ts+Tv

2.4 上行超速保护试验时制动器的动力学模型

当空载轿厢以一定速度v0向上运行,制动器做上行超速保护型式试验时,系统的简化模型如图5所示。假设钢丝绳与曳引轮之间无相对滑动。

在这种情况下,制动器承受的载荷也由两部分构成:偏载载荷和惯量载荷。同2.3节中的分析,可得此种情况下电梯制动器制动的偏载力矩为

${\rm T}{}_{\text{s}1}=\frac{1}{2}D[\frac{Q\psi }{i}+\rho gn(R{}_2-R{}_1+2{\displaystyle {\int }_0^{t{}_0}v}{}_0\text{d}t)](6)$

电梯系统的等效转动惯量为

${\rm I}{}_{\text{s}1}=\frac{[2Q{}_0+Q\psi +i\rho gn(R{}_2-R{}_1+2{\displaystyle {\int }_0^{t{}_0}v}\text{d}t)]D{}^2}{4gi{}^2}+{\rm I}{}_{\text{z}}(7)$

故进行上行超速保护试验时,制动器制动的惯性力矩为

Tv1=Is1β0 (8)

式中,β0为电梯制动器制动时的角减速度。

制动器的制动总力矩为

T3=Ts1+Tv1

3 制动器性能检测方法与试验样机

3.1 制动器的性能检测方法

针对在电梯整机上进行电梯制动器的型式试验存在检测参数少、结构庞大、操作不便和检测范围小等缺点,本文通过模拟电梯制动器试验工况下的动力学特性,开发出用于制动器检测的模拟试验机,该试验机能够模拟加载制动器制动操作时的能量状况。图6为模拟试验机的原理框图,试验机加载系统是一种水平放置的旋转加载装置,它能模拟加载制动器试验工况下的能量状况,使制动器满足试验工况下的动力学特性,制动器系统通过制动操作消耗掉加载系统加载的能量。与此同时,装在试验机上的各种传感器进行信号采集,经过信号调理后,采集到的信号经数据线传送到计算机建立测控系统。本文采用一种水平模拟试验机对制动器进行型式试验,该试验样机具有操作方便、结构尺寸小、检测范围大等优点,克服了在电梯整机上进行电梯制动器的型式试验存在的缺点。

3.2 性能检测试验样机

制动器的性能检测试验样机如图7所示,它由被测曳引机、制动器系统、加载电机、制动器测控系统、惯性飞轮组、应变式扭矩传感器、光电编码盘和试验台体等组成。

该试验样机采用电机和惯性飞轮组模拟加载的方式,即电梯系统的偏载由加载电机加载,惯性载荷采用飞轮组和电惯量混合加载的方式加载[9,10]。加载电机既要对系统的偏载进行模拟加载,又要对电梯系统的等效转动惯量和惯性飞轮组的惯量级差进行电惯量加载,加载电机的加载效果直接决定着试验样机开发的成败。

3.2.1 加载电机的加载数学模型

钢丝绳重量(小于系统总重量的0.5%)相对于轿厢、对重和载荷的重量可以忽略不计。故由式(1)、式(2)和式(5)可得三种试验工况下,加载电机模拟系统偏载的加载力矩为

$\begin{array}{l}{\rm T}{}_{\text{Ρ}1}=\frac{1}{2}D\frac{Q(1.5-\psi )}{i}(150\%\text{静}\text{载})\\ {\rm T}{}_{\text{Ρ}2}=\frac{1}{2}D\frac{Q(1.25-\psi )}{i}(125\%\text{动}\text{载})\\ {\rm T}{}_{\text{Ρ}3}=\frac{1}{2}D\frac{Q\psi }{i}(\text{上}\text{行}\text{超}\text{速}\text{保}\text{护})\end{array}\}(9)$

由式(9)可知,当确定试验制动器型号后,加载电机模拟系统偏载的加载力矩可计算出,是一个恒定变量。

电梯系统的等效转动惯量与飞轮组的转动惯量之差是由加载电机进行电惯量模拟的,当忽略钢丝绳重量,假设试验样机的基础转动惯量和电梯系统中曳引机等旋转部件的转动惯量Iz相等时,设飞轮组的转动惯量为If。此时由式(4)和式(6)可得三种试验工况下,加载电机加载的电惯量为

$\begin{array}{l}{\rm I}{}_{\text{e}}=0(150\%\text{静}\text{载})\\ {\rm I}{}_{\text{e}}={\rm I}{}_{\text{s}}-{\rm I}{}_{\text{f}}=\\ \frac{[2Q{}_0+Q(1.25+\psi )]D{}^2}{4gi{}^2}-{\rm I}{}_{\text{f}}(125\%\text{动}\text{载})\\ {\rm I}{}_{\text{e}1}={\rm I}{}_{\text{s}}-{\rm I}{}_{\text{f}}=\\ \frac{[2Q{}_0+Q\psi ]D{}^2}{4gi{}^2}-{\rm I}{}_{\text{f}}(\text{上}\text{行}\text{超}\text{速}\text{保}\text{护})\end{array}\}(10)$

Te=Ieβe (11)

式中,βe为电机主轴的角减速度,即电梯制动器制动时的角减速度;Te为电惯量加载的等效力矩。

综合式(5)、式(8)、式(10)和式(11)可得,三种试验工况下电机进行电惯量加载的等效力矩为

$\begin{array}{l}{\rm T}{}_{\text{e}}=0(150\%\text{静}\text{载})\\ {\rm T}{}_{\text{e}}=\frac{{\rm I}{}_{\text{e}}}{{\rm I}{}_{\text{s}}}({\rm T}{}_{\text{s}}-{\rm T}{}_{\text{p}2})={\rm K}({\rm T}{}_{\text{s}}-{\rm T}{}_{\text{p}2})(125\%\text{动}\text{载})\\ {\rm T}{}_{\text{e}1}=\frac{{\rm I}{}_{\text{e}1}}{{\rm I}{}_{\text{s}1}}({\rm T}{}_{\text{s}1}-{\rm T}{}_{\text{p}3})={\rm K}{}_1({\rm T}{}_{\text{s}1}-{\rm T}{}_{\text{p}3})\\ (\text{上}\text{行}\text{超}\text{速}\text{保}\text{护})\end{array}\}(12)$

可见,电惯量加载的等效力矩正比于制动器的制动力矩与偏载力矩之差。只要由传感器测出制动器的制动力矩,由式(9)计算出偏载力矩,并使电机加载的惯性等效力矩跟随制动力矩,就可以实现对惯量差(系统的等效转动惯量和惯性飞轮组的惯量之差)的电惯量加载。

由式(9)和式(12)可得三种试验工况下,加载电机的加载力矩的数学模型为

$\begin{array}{l}{\rm T}{}_{\text{d}1}={\rm T}{}_{\text{Ρ}1}(150\%\text{静}\text{载})\\ {\rm T}{}_{\text{d}2}={\rm K}({\rm T}{}_{\text{s}}-{\rm T}{}_{\text{Ρ}2})+{\rm T}{}_{\text{Ρ}2}(125\%\text{动}\text{载})\\ {\rm T}{}_{\text{d}3}={\rm K}{}_1({\rm T}{}_{\text{s}1}-{\rm T}{}_{\text{Ρ}3})+{\rm T}{}_{\text{Ρ}3}(\text{上}\text{行}\text{超}\text{速}\text{保}\text{护})\end{array}\}(13)$

三种试验工况下,电机加载的力矩可用一个通用模型来表示:

Td=K0(Ts0-TP)+TP (14)

式中,Td为电机加载的力矩;K0为电惯量补偿系数(三种试验工况分别取0、K、K1);Ts0为制动器的制动力矩;TP为电机模拟系统偏载的加载力矩。

3.2.2 基于能量补偿的电机加载算法

电梯制动器制动时,设电梯系统的总能量为Es,惯性飞轮组的动能为Ef,那么电机的加载能量为

$E{}_{\text{e}}=E{}_{\text{s}}-E{}_{\text{f}}=\frac{1}{2}{\rm I}{}_{\text{s}0}\omega {}^2+mgh-\frac{1}{2}{\rm I}{}_{\text{f}}\omega {}^2(15)$

式中,Is0为电梯系统的等效转动惯量(三种工况下分别取0、Is、Is1);ω为曳引轮的角速度;m为电梯系统的等效质量;h为制动器制动过程中电梯系统的下降距离。

综合式(10)~式(15)可得

$E{}_{\text{e}}=\frac{1}{2}{\rm K}{}_0{\rm I}{}_{\text{s}0}\omega {}^2+mgh(16)$

由式(16)可计算电机加载的过程中,电机应施加的能量。电机实际的施加能量为

E′e=∫t0Tdωdt=∫t0(K0Ts0+TP)ωdt=

∫t0K0Ts0ωdt+mgh (17)

式中,t为计算时间;Ts0和ω取传感器实时测取值。

比较Ee和E′e,得到误差为

$\text{Δ}E=E{}_{\text{e}}-E^{\prime }{}_{\text{e}}=\frac{1}{2}{\rm K}{}_0{\rm I}{}_{\text{s}0}\omega {}^2-{\displaystyle {\int }_0^t{\rm K}}{}_0{\rm T}{}_{\text{s}0}\omega \text{d}t(18)$

根据以上分析,将电梯制动器的整个制动过程分为N0个时间段,每个时间段为ΔT,从t0时刻开始制动,间隔ΔT后为时刻t1(t1=t0+ΔT)。下面就每个时间段,对电机的加载补偿过程进行分析。

电机的能量补偿以K0为杠杆,通过对加载电机的输出力矩进行调节来实现,在t0~t1时间段,电机的电惯量补偿系数为K0,由式(14)得

Td0=K0(Ts0-TP)+TP (19)

式中,Td0为t0时刻计算出的应用于t0~t1时间段的电机加载力矩。

到t1时刻,由式(16)计算出电机的加载能量为

$\begin{array}{l}E{}_{\text{e}1}=\frac{1}{2}{\rm K}{}_0{\rm I}{}_{\text{s}0}\omega {}_0^2-\\ \frac{1}{2}{\rm K}{}_0{\rm I}{}_{\text{s}0}\omega {}_1^2+mg(h{}_1-h{}_0)(20)\end{array}$

式中,ω0、ω1分别为t0、t1时刻曳引轮的角速度;h1、h2分别为t0、t1时刻电梯系统下降的距离。

再根据式(17)计算出在该段时间内电机实际加载的能量:

E′e1=∫t1t0K0Ts0ωdt+mg(h1-h0) (21)

然后,根据式(18)计算出误差ΔE1,为了保证电梯制动器制动的规律和实际工况一致,有必要在电机加载的下个时段进行能量补偿,使得

Ee2=E′e2+ΔE1 (22)

式中,Ee2为第二阶段电机施加的能量;E′e2为以K0为计算值时在第二阶段施加的能量。

由式(22)可得:

$\frac{1}{2}{\rm K}{}_1{\rm I}{}_{\text{s}0}(\omega {}_1^2-\omega {}_2^2)+mg(h{}_2-h{}_1)=$

$\frac{1}{2}{\rm K}{}_0{\rm I}{}_{\text{s}0}(\omega {}_1^2-\omega {}_2^2)+mg(h{}_2-h{}_1)+\text{Δ}E{}_1(23)$

整理得

${\rm K}{}_1=\frac{\frac{1}{2}{\rm K}{}_0{\rm I}{}_{\text{s}0}(\omega {}_1^2-\omega {}_2^2)+\text{Δ}E{}_1}{\frac{1}{2}{\rm I}{}_{\text{s}0}(\omega {}_1^2-\omega {}_2^2)}(24)$

式中,ω2为t2时刻曳引轮的角速度,它近似表示为$\omega {}_2=\omega {}_1-\frac{({\rm T}{}_{\text{s}0}-{\rm T}{}_{{\rm P}})}{{\rm I}{}_{\text{s}0}}\text{Δ}{\rm T}$;Ts0为传感器测得的制动器力矩;TP可由式(9)计算得到。

故可得加载电机在t1~t2时间段的加载力矩为

Td1=K1(Ts0-TP)+TP (25)

依此类推,可得tn时刻的模拟系数为

${\rm K}{}_n=\frac{\frac{1}{2}{\rm K}{}_{n-1}{\rm I}{}_{\text{s}0}(\omega {}_{n-1}^2-\omega {}_n^2)+\text{Δ}E{}_n}{\frac{1}{2}{\rm I}{}_{\text{s}0}(\omega {}_{n-1}^2-\omega {}_n^2)}(26)$

则tn时刻的电机的加载力矩为

Tdn=Kn(Ts0-TP)+TP (27)

输出转速ωn,直到ωn=0;计算结束。

本算法从能量角度出发,保证了制动器在试验机上的制动规律和在电梯整机系统上的制动规律相一致。

4 结论

(1)通过研究电梯行业的安全标准和电梯制动器型式试验细则,得出了电梯制动器的试验工况。

(2)建立了试验工况下电梯制动器制动时的动力学模型。

(3)针对在电梯整机上进行电梯制动器的型式试验存在操作不便、检测参数少和范围小等缺陷,提出了实施电梯制动器性能检测的新方法。

(4)设计了电梯制动器性能检测试验样机,基于试验工况下电梯制动器制动的动力学模型和电惯量加载原理,建立了试验样机进行电机转矩加载的数学模型。

(5)基于电机转矩加载的数学模型和能量补偿的方法,建立了电机进行转矩加载的算法,保证了电梯制动器在试验机上的制动规律和在电梯整机系统上的制动规律相一致。

参考文献

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[2]陈家盛.电梯结构原理及安装维修[M].北京:机械工业出版社,2006.

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[6]中华人民共和国国家质量监督检验检疫总局.TSGT7017-2005电梯曳引机型式试验细则[S].北京:中国标准出版社,2005.

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[9]盛朝阳,谢昭丽.基于电惯量的汽车惯性式制动试验系统的设计[J].重庆大学学报(自然科学版),2005,28(1):90-92.

制动器性能 篇2

方法

基本信息

【英文名称】Characteristics evaluation of brake linings for automobile―Small sample bench test method 【标准状态】现行 【全文语种】中文简体 【发布日期】1998/8/19 【实施日期】2013/9/1 【修订日期】2012/12/31 【中国标准分类号】Q69 【国际标准分类号】43.040.40

关联标准

【代替标准】GB/T 17469-1998 【被代替标准】暂无

【引用标准】暂无

适用范围&文摘

本标准规定了汽车制动器衬片（以下简称“衬片”）摩擦磨损性能的小样台架试验程序及摩擦系数的级别和标记。

研究汽车电控液压制动系统动态性能 篇3

摘 要：电控液压制动作为一种新型的汽车制动系统受到了越来越多人的关注，它的主要特点是采用高压油的制动方式取代汽车传统的人力功能的方式，它的优点有很多，主要包括相应的速度快、易于控制、方便节能等等，逐渐成为了研究的热点，汽车的制动性主要指的是在比较短的距离之内停车所需要的时间以及形式方向的稳定性，它是衡量汽车动态性能的主要标志，同样也与交通安全息息相关，本文研究的主要内容是电控液压制动系统的建模与必要的性能分析，包括在设计过程中的方案，实际系统的主要部件，同样包括在设计过程中的安全性考虑因素。

关键词：电控液压制动；制动系统；功能

中图分类号： U463 文献标识码： A 文章编号： 1673-1069（2016）11-179-2

0 引言

自从19世纪世界上诞生的第一辆汽车以来，人们都非常的重视汽车中的制动系统，汽车制动系统大致经历的阶段主要包括以下几个方面：人力的制动到伺服制动、动力制动等等，前几年汽车的制动系统发展的比较缓慢，但是一直都在不断的更新和完善之中，同样也得到了良好的效果，为了能够进一步的去改善系统相应的速度，需要对系统的装配和性能进行深入的研究，将我国的汽车电控液压制动系统的动态性能上升到一个新的高度。

1 电控液压制动系统的结构与工作原理

首先是电控液压制动系统的结构，电控液压制动系统主要包括的内容有制定系数、能量的回馈和整个车的控制器，在制动能量回馈系统中，主要包括可逆电机控制器、蓄电池、电机和变速器等等，另外还有电子控制单元、传感器单元、车轮的制动器等部件，其中电子采集单元主要的作用是传递物理信号，并且向液压调节其发出控制命令，其中液压调节器主要包括进油阀、出油阀、隔离阀等等，具体的内容如图1所示。

电控液压制动系统主要是由制动踏板的感觉模拟器、电控液压制动系统电控单元、电控液压制动系统液压控制单元组成，具体的图解如下图2所示。

其次是电控液压制动系统的工作原理。在电控液压制动系统工作的状态正常的情况之下，隔离阀的状态一般是关闭的，有效的阻断了车轮的制动器与主缸之间的制动，但是在储能器和液压泵失效的情况之下，隔离阀便会打开，通过驾驶员的操作实现制动的功能[1]。

2 电控液压制动系统的建模和性能的分析

在进行对电控液压制动系统建模的过程中，一般的方法很难清晰的表达出电控液压制动系统强非线性关系和强耦合关系，但是如果使用键合图的话就可以将这种关系体现的淋漓尽致，特别适合比较复杂的设计系统。

首先是键合图的介绍。所谓的键合图也就是经常说的功率键合图，它是一种非常重要的系统动力学的建模方法，可以通过多种多样的图形方式来表达出系统内部的结构，并且可以进行必要的仿真处理，可以让人们更加清晰的了解到其内部的结构，是一种十分有效的动态建模的分析方法，在键合图中有很多端口和多口的元件，另外还有很多的能量键，其中的指向是通过箭头形式来表达的，理解了一定的图文规则之后，图形的表达就一目了然。

其次是电控液压制动系统的动态性能的表现主要是通过参数来体现和表达的，在增压过程参数模型分析中，首先打开进油阀此时蓄能器中的高压油就会进入到轮缸，在轮缸压力上升的过程也是电控液压制动系统增压的过程，如果在整个过程中，控制压力的上升速度只受电控液压制动系统参数的影响，以下从两个方面对电控液压制动系统动态性能进行分析。

2.1 轮缸压力上升的时间和蓄能器的关系

一般情况下，蓄能器的最高压力不会低于20mpa，在国外的一些汽车中蓄能器的工作压力一般为16～18mpa，另外还有电控液压制动系统的压力在14～16mpa，从图中可以看出，随着轮缸压力的不断增大，上升的时间也在不断的增加，在蓄能器的压力越来越高的情况之下，轮缸压力也越来越大，电控液压制动系统越来越稳定，在这个过程中不能完全的反应轮缸响应的速度，因此要选择目标压力的上升时间进行比较。

2.2 蓄能器预充气体的体积与工作次数的关系

选用的主要目标是0.25L的蓄能器，其中的变化幅度在±20%，其他的参数保持不变，进而进行仿真，从下图3来看，随着气体不断的增加，工作的次数也在不断的增加，工作次数的上升有利于工作效率的提高[2]。

3 控制器控制结果的比较

为了能够更好的去提高电控液压制动系统的动态性能，一般都会选用必要的控制算法进行控制，控制的效果一般都是通过方针来实现的，仿真的比较主要从以下三个方面进行，首先是控制器在一个新的环境中的控制效果分析，其次是在参数变化之后的控制效果，最后是预测未来的随机干预的效果，在此次研究中主要对控制器在典型工况中的相应物效果进行分析，主要从PID、鲁棒、模糊方面进行比较分析，PID的控制速度比较快但是在减压的过程中出现了一定的延迟，在0.6～1.2s这段时间中，三种控制器都出现了不同情况的静差，但是PID控制的静差最小。

4 结束语

综上所述，电控液压制动系统是一种线性的控制系统，因为具有独特的优势使得它的应用更加的广泛，应用的前景也更加的广阔，本文主要从电控液压制动系统的结构和工作的原理进行分析，在明确了具体的工作模式之后，对反应电控液压制动系统的各个参数进行分析研究，总结出了蓄能器和轮缸气体压力的关系，然后对三种控制器的控制效果进行分析，研究发现综合各方面的结果来说，PID控制器的控制效果是最好的，它的反应比较的灵敏，但是特别容易出现超调震荡，控制起来不方便，模糊控制是一种比较中庸的控制方式，控制效果适中，抗干扰的性能比较强，电控液压制动系统中还存在这一定的问题，需要不断的去研究，及时的去调整参数，使得汽车电控液压制动系统动态的性能越来越好。

参 考 文 献

[1] 金智林，郭立书，施瑞康，赵又群，施正堂.汽车电控液压制动系统动态性能分析及试验研究[J].机械工程学报，2012（12）：127-132.

[2] 金智林，段博文，王睿，杨维妙.基于AMESim的电控液压制动系统动态性能分析[J].重庆理工大学学报（自然科学），2014（03）：1-5.

电力液压鼓式盘式制动器的性能比较 篇4

两个对称布置的制动瓦块在径向抱紧制动轮产生制动力矩, 从而使制动轮轴所受制动力抵消, 鼓式制动器结构紧凑, 紧闸和松闸动作快, 但冲击力大。在桥架类型起重机上大多采用这种制动器。

2 制动性评价指标

评价制动性常用的两个指标是:

制动效能:制动效能指制动时所产生的制动减速度所经过的制动距离和制动时间;

制动效能的恒定性:制动效能的恒定性指制动器抵抗制动效能变坏的能力, 如抗热衰退性能, 即长时间反复制动使制动器发热时, 制动效能的保持能力。

3 电力液压鼓式制动器的结构特点

根据现有鼓式制动器的制动臂形状特征分为直臂结构、双弯臂结构、单弯臂结构、弯臂结构;弹簧的安装形式分为横簧和竖簧。

直臂结构:简单、工艺性好, 使用中制动臂不受横向力, 适应制动轮正反转向性能好、但是它的闸瓦摩擦片上、下两片磨损不均, 上边在开闸状态还易于浮贴制动轮, 加快磨损和轮的发热, 因此开闸间隙必须加大而延长了制动时间。

弯臂结构:克服了摩擦不均的弊病, 可使退距尽量变小, 提高制动性能。

横簧结构:动作较灵敏, 但刚度要求高, 且制动衬垫摩擦过程中, 力矩降的快。

竖簧结构:制动力矩直接显示, 调整方便直观。

性能安全可靠, 制动平稳, 动作频率高;主要摆动铰点装有自润滑轴承, 传动效率高, 寿命长, 使用过程中无需润滑;无石棉制动衬垫与制动瓦块采用卡装插入式、安全可靠, 更换方便, 快捷;联锁式等退距装置, 使用过程中始终保持两侧瓦块退距均等, 避免因退距不均使一侧制动衬垫浮贴制动轮的现象。

4 电力液压盘式制动器工作原理

其上闸力是轴向力, 成对互相平衡, 但其摩擦力对制动轮轴产生制动力矩, 其大小依制动块的数目与安装而定。这种制动器的优点是对同一直径的制动盘可采用不同数量的制动块以达到不同的制动力矩。制动块的形状是平面的, 摩擦面易于跑合, 有时制动盘做成通风盘, 更易于散热。体积小、质量小, 动作灵敏, 摩擦面积大, 制动力矩大。它较多地应用于各类起重中。

5 电力液压盘式制动器的优点

(1) 结构简单紧凑, 摩擦片磨损均匀, 使用寿命长。

(2) 制动盘对摩擦片无摩擦增势作用, 制动效能受摩擦系数的影响较小。因此, 制动器的稳定性较好。

(3) 两摩擦面为平面接触, 制动瓦退距小, 因此两摩擦面贴合面积较大, 制动平稳冲击小。

(4) 易采取有效的散热措施 (如在制动盘中开设通风道) , 散热面积大, 因此散热性能好。

6 电力液压鼓式制动器和电力液压臂盘式制动器的结构比较

6.1 制动臂

鼓式制动器的制动臂现在大都由两片钢板组成, 形状做成直的或弯的, 主要由铰点的位置决定。直的制动臂可以保证制动轮轴不受弯曲力, 弯的制动臂使下铰点 (固定铰点) 向内移, 可以增大制动瓦块的包角。而液压臂盘式制动器的制动臂也是由两片钢板组成, 形状做成了半直半弯的。

6.2 等退距结构

液压臂盘式制动器的联锁式等退距均等装置, 在使用过程中可始终保持两侧瓦块退距均等, 完全避免了因退距不均使一侧制动衬垫浮贴制动盘的现象, 并设有瓦块自动随位装置。

6.3 衬垫磨损自动补偿装置

制动器在使用寿命期间不需要更换衬垫, 若使用磨损补偿装置, 则不需人工调节推杆的补偿行程, 可使瓦块退距和制动器力矩在使用过程中保持恒定。

6.4 润滑轴承

主要摆动铰点均设有自润滑轴承, 传动效率高。

(1) 鼓式制动器的杠杆结构简单, 横簧结构不分左右式手动装置, 竖簧结构和液压臂盘式制动器分左右式手动装置。

(2) 制动瓦与制动臂采用销轴链接, 制动衬垫铆接或插装在制动瓦上, 更换十分方便。

总之, 液压臂盘式制动器将向高频、高效、长寿命的工作制动器和大型化、高可靠性、长寿命的安全制动器两个方向发展。虽然体积较大, 较重, 但它仅接三相交流电, 方便使用, 既具有盘式的特点, 又具有液压推杆的特点, 所以在港机工作制动器上得到广泛使用。

制动器性能 篇5

告

项目编制单位：北京智博睿投资咨询有限公司

资金申请报告编制大纲（项目不同会有所调整）第一章 高性能伺服电机及驱动器项目概况 1.1高性能伺服电机及驱动器项目概况

1.1.1高性能伺服电机及驱动器项目名称 1.1.2建设性质

1.1.3高性能伺服电机及驱动器项目承办单位 1.1.4高性能伺服电机及驱动器项目负责人

1.1.5高性能伺服电机及驱动器项目建设地点

1.1.6高性能伺服电机及驱动器项目目标及主要建设内容

1.1.7投资估算和资金筹措

1.2.8高性能伺服电机及驱动器项目财务和经济评论

1.2高性能伺服电机及驱动器项目建设背景

1.3高性能伺服电机及驱动器项目编制依据以及研究范围

1.3.1国家政策、行业发展规划、地区发展规划

1.3.2项目单位提供的基础资料

1.3.3研究工作范围

1.4申请专项资金支持的理由和政策依据

第二章 承办企业的基本情况 2.1 概况 2.2 财务状况 2.3单位组织架构

第三章 高性能伺服电机及驱动器产品市场需求及建设规模 3.1市场发展方向

3.2高性能伺服电机及驱动器项目产品市场需求分析

3.3市场前景预测

3.4高性能伺服电机及驱动器项目产品应用领域及推广

3.4.1产品生产纲领

3.4.2产品技术性能指标。

3.4.3产品的优良特点及先进性

3.4.4高性能伺服电机及驱动器产品应用领域

3.4.5高性能伺服电机及驱动器应用推广情况

第四章 高性能伺服电机及驱动器项目建设方案

4.1高性能伺服电机及驱动器项目建设内容

4.2高性能伺服电机及驱动器项目建设条件

4.2.1建设地点

4.2.2原辅材料供应

4.2.3水电动力供应

4.2.4交通运输

4.2.5自然环境

4.3工程技术方案 4.3.1指导思想和设计原则

4.3.2产品技术成果与技术规范

4.3.3生产工艺技术方案

4.3.4生产线工艺技术方案

4.3.5生产工艺

4.3.5安装工艺

4.4设备方案

4.5工程方案

4.5.1土建

4.5.2厂区防护设施及绿化

4.5.3道路停车场

4.6公用辅助工程

4.6.1给排水工程

4.6.2电气工程

4.6.3采暖、通风

4.6.4维修

4.6.5通讯设施

4.6.6蒸汽系统

4.6.7消防系统

第五章 高性能伺服电机及驱动器项目建设进度

第六章 高性能伺服电机及驱动器项目建设条件落实情况 6.1环保

6.2节能

6.2.1能耗情况

6.2.2节能效果分析

6.3招投标

6.3.1总则

6.3.2项目采用的招标程序

6.3.3招标内容

第七章 资金筹措及投资估算 7.1投资估算

7.1.1编制依据

7.1.2编制方法

7.1.3固定资产投资总额

7.1.4建设期利息估算

7.1.5流动资金估算

7.2资金筹措

7.3投资使用计划

第八章 财务经济效益测算

8.1财务评价依据及范围 8.2基础数据及参数选取

8.3财务效益与费用估算

8.3.1年销售收入估算

8.3.2产品总成本及费用估算

8.3.3利润及利润分配

8.4财务分析

8.4.1财务盈利能力分析

8.4.2财务清偿能力分析

8.4.3财务生存能力分析

8.5不确定性分析

8.5.1盈亏平衡分析

8.5.2敏感性分析

8.6财务评价结论

第九章 高性能伺服电机及驱动器项目风险分析及控制

9.1风险因素的识别

9.2风险评估

9.3风险对策研究

第十章 附件

10.1企业投资项目的核准或备案的批准文件； 10.2有贷款需求的项目须出具银行贷款承诺函； 10.3项目自有资金和自筹资金的证明材料； 10.4环保部门出具的环境影响评价文件的批复意见；

10.5城市规划部门出具的城市规划选址意见（适用于城市规划区域内的投资项目）；

10.6有新增土地的建设项目，国土资源部门出具的项目用地预审意见；

10.7节能审查部门出具的节能审查意见； 10.8项目开工建设的证明材料；

制动器性能 篇6

关键词：单片机；制动性能；检测仪器

中图分类号：TP3 文献标识码：A 文章编号：1009-3044（2014）09-2087-02

制动性能是机动车安全检测的重点指标之一 ，检验的方法有路试法和台架法。根据 GB7258—1997规定，路试 法主要在道路上对汽车制动性能进行检测 ，其检测的参数有制动距离 ；充分发出的平均减速度、制动踏板力、制动协调时间等。在道路上对汽车制动性能进行检 测，其测试仪器主要是车速传感器，通过对汽车在道路上制动时的车速变化对汽车整车制动性 能进行评价。现在普遍使用的制动性能检测仪大多是在车身上安装传感器。对于这种方法在使用和维护都存在很大的问题和困难。在机动车辆制动性能检测和交通事故的勘查以及汽车维修行业中，能够使用一种在很短的时间之内测算出汽车在运行条件下快速制动和得到相关的制动距离和制动时间的模式方法，这样就起到了方便快捷，智能化 ，高精度 ，性价比高的作用。这样一来就不用在与车辆进行机械和电气安装连接的汽车制动性能测试仪显的特别重要。为提高检测的自动化水平和检测的精度，我本文中我们就设计了一种基于 C8051F206单片机和加速度传感器的汽车制动性能检测仪，并对该检测仪的性能做出评价。

1 基于C8051F206单片机中传感系统

这里我们谈到的传感应变电阻仪可以很好的控制机动车值制动方面的检测方式。所谓的传感感应就是一种新型的传感器，通过电阻的变化作为一种感应值的判断标准进行计算和采集数据。具体的做法是在汽车制动片上粘贴高灵敏度的感应片，通过力的传递将物体上受到即时的力传递到感应片上，以备技术人员收集。在物体的中心或者是机械的隔断处，使用丙酮溶液进行擦拭，以保证物体的表面洁净和贴合度较高。当液体充分风干的情况下将感应片贴在已涂丙酮的物体上（注意感应片的正反），再使用导线和感应片相互连接，从而形成了一个完整的闭合电路体系，在通电的情况下，在计算机终端上可以显示出来。以便技术人员可以在任何时候掌握机械原件的使用情况，一旦汽车在智能化计算出安全距离的过程出现后，传感器就会出现指示，就会在计算机图形中显示出来。于此同时，它还可以对汽车运行中所处的具体位置做到应力感应，车速的变化直接转换为信号能量传输到传感器上，传感器接收短结构会出现结构上的略微变化，这个仪器就能第一时间以信号的方式传送到计算机终端，让技术人员掌握汽车制动的及时的情况。

在整套制动传感器中，存在有数据的存储功能，以及对于时间节点的控制作用，对于一些使用简单，测试效果良好的制动检测仪器可以满足大部分的制动检测需要。在数据终端的串口中存有大量的对比数据，可以在任何情况下，对现有的制动情况进行比对，并根据传感器提供的信息记录下汽车的使用性能，并对再次采集的数据进行存储和编号，以便下次再次使用数据资源。

2 基于C8051F206单片机的汽车制动性能检测仪设计

基于C8051F206单片机的汽车制动性能检测仪设计的特征，科学合理地建立一个充分考虑各方面因素尤其是汽车制动距离的危险性评价模型就显得很有必要，为此，国内外很多专家学者做了大量的实验研究，也提出了一些评价模型，其中最具代表性的是“定点式刹车区域”模型，在此模型的基础上引入了诸如AADCPA、AFDCPA、AATCPA等基本概念，这样的一套理论体系综合地模拟了汽车在高速运行中突然制动的特点，将很多影响因素考虑其中，并且接受了实践的检验，也受到了客户的赞许与好评。

2.1 基本概念

如前文所述，汽车在快速运行过程中，可以将汽车简化为质点式的运动，主要考察该质点的运动姿态与轨迹，但是在制动范围内，“定点式刹车区域”模型认为汽车的形状也应该被考虑进来，即以车身长度为参考点，分别赋予汽车车身的长度与宽度，则汽车的运动数据就以这样一个非质点式的模型为载体进行传输，这一点尤其适合于大型汽车的模拟分析，如图1。

制动道“定点式刹车区域”模型基本上可以分为三种领域，即危险领域、安全相会领域、动界领域，这三种领域分别代表汽车运行时不同状态下的领域范围，具体如下：

①危险领域（RD）：如图1所示，平行直线连接RDA与RDF的端点，既可以形成一个围绕模型汽车制动的范围，这个范围就是所说的危险领域（RD），人们通常形象地称之为非安全区域。实际上，危险领域的边界线属于一个危险与安全的临界区域，如果汽车与目标物的距离小于这个临界距离，那么很有可能会发生碰撞事故，单片机检测系统就会及时做出报警。评价系统也会及时地发出警告信息，告知操作人员潜在的碰撞危险。此外，危险领域的评价也不是一成不变的，因为汽车属于运动体，即速度也是影响因素之一，所以该模型通过函数的形式计算危险领域，其中自变量就包括速度、长度、宽度等，这样一来，危险领域的计算更加贴近实际。

②安全相会领域（SD）：安全相会领域指的是保证汽车在安全制动过程内安全运行所必须的有效领域，如图1所示，通过平行直线连接SDA与SDF所形成的的区域就是安全相会领域，与上文中的危险领域一样，SD在模型中也不是定值，模型亦引入函数，通过自变量的变化来模拟本船SD的范围，自变量为速度、长度、宽度。

③动界领域（AD）：安全相会领域指的是保证检测到汽车的动能检测区域内的安全，性友有效的区域管理。但是在实际情况中，汽车驾驶员发现险情时会立即作出避碰操作，这里避碰措施时与目标的距离就是动界领域（AD）。

2.2 模型参数

动能制动检测区域划分中汽车评价模型是一个复杂的系统，需要很多的参数采集以及模拟计算，下面将简单介绍几种主要模型参数：①FFRL：汽车运行参考点与目标物头部参考点的相对运动轨迹；②FARL：汽车制动参考点与目标物尾部参考点的相对运动轨迹；③AFRL：汽车加速参考点与目标物头部参考点的相对运动轨迹；④AARL：汽车减速参考点与目标物尾部参考点的相对运动迹；其他模型参数具体详见图1，此处不再一一赘述。

2.3 检测仪使用方法

基于C8051F206单片机检测仪使用方法主要是引入数学算法，当汽车在制动安全道内运行时，模拟即将遇到安全危险的过程中，通过时时采集的数据参数，科学地计算出汽车的与目标物的参考点的安全距离，保证在动能制动中降低发生碰撞的危险性指数，即最终的检测是通过四个危险指数来监测汽车是否处于安全制动状态，步骤如下：

①首先通过计算确定模型参数的变化范围，如FFDCPA的变化域为Uffd，对于这些参数的变化范围，通过模糊集的方法，建立这些模糊集的数学隶属函数；

②分别建立动态汽车与目标物接近与离开时的数学评估模型，其中应用模糊集中的评价准则；

③基于评价模型，计算所得危险性指标，判断汽车是否处于安全状态，如果有相撞危险，则立即发出警告或者终止模拟器的训练。

3 结束语

为了避免汽车在运行过程中被撞，以及在发生碰撞后将动态制动的危害降至最低，中文章中对于整套仪器的使用原理和内部的原件进行了介绍，并对原件中的传感器做出详细的评价，使用C8051F206单片机目的是在研究汽车制动性能的过程中，模拟出了现实的碰撞场景，对于制动检测仪做出了系统的分析，寻找更加方便有效且便于操作的制动性能检测仪器。

参考文献：

[1] 王翔.一种汽车制动性能检测仪的研制[J].传感器技术，2004，23（19）：124-126.

[2] 曹健.汽车制动性能的检测[J].中南汽车运输 ，2008，6（13）：213-214.

汽车制动性能分析方法 篇7

关键词：制动性能,主成分分析,汽车设计,主观评价

近年来, 汽车保有量逐年增长, 人们对汽车性能也提出了更高的要求。制动性能是评价整车性能的关键因素, 而良好的制动性能不仅要求车辆要“停得住”, 还要求其制动品质要靠得住。在日常生活中, 人们常常抱怨刹车“不好用”, 但是, 很难具体定义“不好用”。

1 制动性试验

试验是一种基于测试数据的分析方法, 它不会因为用户感受不同而存在偶然性。

汽车的制动性能关系着行人、车内人员的安全, 而国标严格规范了制动试验。虽然国标规定了汽车上路的最基本要求, 但并未对制动品质提出具体的要求。与此同时, 各汽车企业也对制动性试验提出了一定的要求, 希望通过量化影响制动品质, 从而优化汽车的制动性能。

试验中的主要测试包括制动力分配、制动减速度试验、制动衰退试验、制动直线稳定性试验、踏板力与踏板行程试验和制动过程NVH等。这些测试指标均由试验设备直接或间接获取, 而且试验数据能够反映制动品质。

2 主观评价

在工程师研究品质问题时, 主要采用的是主观评价法。因为测试数据无法反映驾驶者的细微感受, 所以, 其主观评价是非常重要的。

成熟的整车企业都有一套完整的主观评价体系, 训练有素的评价工程师可通过汽车工况为其某一性能打分。主观评价指标一般不容易量化, 它偏重于工程师的驾驶感受, 而评价指标是企业常年积累的结果, 对改善汽车性能有很大的指导意义, 也对评价工程师有较高的要求。

3 主成分分析方法

一般情况下, 整车企业是用制动性试验结合主观评价的方法分析车辆的制动性能。对于国内评价体系尚未完善的整车企业, 可以借鉴成熟的试验方式和试验指标完成对车辆的客观评价。然而, 主观评价受工程师主观感受的影响较大。在完善评价体系、改善车辆制动性能的过程中, 有必要尊重用户的感受。

不同的分析指标都是相互关联的, 它们有非线性关系。比如, 制动力与制动踏板行程是矛盾的, 要想将制动力变小, 就要牺牲制动踏板行程。由此可见, 人机工程指标与操作力指标有一定的关联性。在具体工作中, 不能简单地分析每项指标来判断换挡性能, 要综合考虑多方面因素。多元分析主要针对的是多个变量, 它能够表明各变量之间的关系、相互依存性及其相对重要性。具有代表性的分析方法有主成分分析、聚类分析、典型相关分析和判别分析等。

3.1 主成分分析的特点

主成分分析是尽可能用简单的方式表达所研究的现象, 而又不能损失很多有价值的信息。它能将原来多而冗杂的信息转换为不关联的综合指标, 起到了解释统计、分析结果的作用。

用户调查中涉及到的指标比较多, 很难判断孰轻孰重。主成分分析的主要任务是综合分析用户在使用车辆制动系统时对其性能提出的要求。这种方法将众多指标转化为少数不相关的综合指标, 以解释全部资料中几个变异的变量, 即所谓的“主成分”, 进而解释资料的综合性指标。另外, 在此过程中, 要系统地分析制动性能方面存在的问题, 深入分析严重影响用户换挡的问题, 并找出品质不佳的原因。

3.2 主成分分析的过程

要想使制动性能评价得分标准化, 就要改进评价指标。改进的评价指标共有n个, 有m个打分用户, 设第i个用户的第j个指标的分数为Xij, 则各指标值Xij可转换为标准化指标.

在计算用户调查数据的相关系数矩阵R时, 要计算其特征值和对应的特征向量, 由特征向量组成m个新的指标变量。在这些评价指标中, 选则P个用户使用体验中比较重要的指标, 即主成分, 然后计算综合评价值, 并计算特征值 λj的信息贡献率和累积贡献率。

已知主成分yj制动性能不佳的贡献率, 则综合得分的计算公式为:

分析目标的过程就是寻找对制动性能影响较大的指标, 由用户打分确定某一指标的劣化程度。

3.3 主成分分析的应用

与主观评价一样, 主成分分析中列举出了一系列指标。因为分析结果面对的是一般消费者, 所以, 要简化和筛选相关指标。一般消费者难以完成极限工况, 因此, 主成分考量的是一般制动情况下消费者对整车制动性能的认识。

使用者能够感受到且比较敏感的指标如表1 所示。

经过相关计算得出特征值和贡献率。前4 个特征值的贡献率达到85%以上, 主成分分析良好。第一主成分代表的是制动踏效感、制动点头、制动踏入感和制动力振颤。这说明, 4 个评价指标是影响用户体验感的因素。

4 结束语

建立完善的评价体系需要企业长期积累相关数据。通过市场导向和用户评价, 企业能够很快掌握市场对汽车制动性能提出的需求, 还能帮助它建立自己的评价体系。运用主成分分析方法, 可以从大量统计数据中提取出用户敏感之处以及其他的产品不足之处, 让企业了解自己产品的制动性能, 增强产品改进的目的性, 以满足市场发展的需要。

参考文献

[1]贝尔恩德·海森英, 汉斯·于尔根·布兰德尔.汽车行驶动力性性能的主观评价[M].北京:人民交通出版社, 2010.

[2]徐赟, 陈真.整车制动性动态主观评价研究[J].机械, 2014 (12) .

汽车制动性能分析与研究 篇8

关键词：制动稳定性,汽车动力学,制动力分配

随着汽车保有量的迅速增加以及车速的不断提高,由汽车引发的交通事故也呈上升的趋势。汽车的安全性得到了人们的广泛关注,特别是主动安全性已成为研究人员研究的重点。而与汽车行驶安全性关系最为密切的是制动性,它密切关系到乘员的人身安全,同时制动性是汽车各种性能中最基本也是最重要的性能,研究汽车制动性对于提高行车安全性具有重要意义。以汽车在平路上加速与制动为例进行分析进而对汽车最佳驱动力与制动力分配进行分析研究。

1 汽车加速与制动时的轮胎载荷计算

1.1 加速时的轮胎载荷计算

如图1所示,一辆汽车在水平路面上加速行驶,其参数在图1中已经标出。

首先定义a1,a2为汽车质心的纵向位置,h为汽车质心的垂向位置,即高度。以后的章节中如无特殊声明,a1,a2,b1,b2,h均表示汽车质心的位置。

根据受力分析,可以得到以下方程组:

根据图示参数扩展上述方程可以得到与四个未知力Fx1,Fx2,Fz1,Fz2有关的三个方程:

整理式(2)可得出:

采用矩阵的形式求解上述数学模型,设三个矩阵[A]、[B]、[F],其中:

它们表示为:

为了进行下面的分析,需要前、后轮胎载荷的表达式,由公式(3)和公式(4)解得:

其中静态部分为:

这说明汽车重力分配决定于质心的纵向位置,而动态部分为:

而这表明重力分配又与加速度有关并且决定于质心的高度。由以上分析计算可以很明显地看出,汽车在加速行驶时,前轮胎法向载荷小于静载荷,后轮胎法向载荷大于静载荷[1]。

当汽车采用前轮驱动时,Fx2=0,但由公式(3)和公式(4)仍能够得到相同的轮胎垂直载荷。并且要求作用在汽车前轮胎上的纵向力能够使汽车产生同样大的加速度a;当汽车采用后轮驱动时,Fx1=0,轮胎垂直载荷不变,这时要求作用在汽车后轮胎上的纵向力能够使汽车产生同样大的加速度a。

1.2 最大加速度的计算

一辆汽车的最大加速度与轮胎承受的摩擦力成比例关系[2]。假定前后轮胎摩擦系数相等并且所有车轮能够同时达到最大牵引力:

现在,方程2Fx1,+2Fx2,=ma可以写成:

将其代入公式(13)中,可以得到:

因此,水平路面上汽车行驶的最大加速度直接取决于摩擦系数。

下面分析单轴驱动汽车的最大加速度。当汽车为后轮驱动时,Fx1=0,将其与Fx2=μxFz2代入方程组式(2)中的第一个方程,然后运用Fz2的表达式可以得到后轮驱动汽车最大加速度arwd:

整理可得:

对于前轮驱动的汽车,我们将Fx2=0,Fx1=μxFz1代入方程组式(2)中第一个方程,运用Fz2的表达式可以得到前轮驱动汽车最大加速度afwd。

由公式(16)和式(17)可以看出,汽车的最大加速度与汽车质心的位置有关[3]。为了更加直观的看到质心位置的变化对于最大加速度的影响,我们设图1的汽车模型参数为:

以a1/l作为变量绘制a/g的曲线图,观察汽车质心位置的变化对加速度的影响,见图2。

图中黑线为arw/g,红线为afwd/g。分析得知,乘用车一般有0.4<a1/l<0.6,且前轮驱动汽车的a1/l趋向于0.4,后轮驱动汽车的a1/l趋向于0.6。在这个范围内arwd/g>afwd/g,因此后轮驱动的汽车能达到的前向加速度大于前轮驱动的汽车。所以赛车一般都采用后轮驱动的形式[4]。

1.3 制动时的轮胎载荷计算

仍然以图1中的汽车为模型进行分析。当其以减速度a在水平路面上制动时,可以列出这辆汽车制动过程中的平衡方程:

与加速工况不同的是,这里的a与汽车运动方向相反,因此轮胎切向力对质心的矩的符号也要改变。扩展上述方程可以得到以下方程组:

采用矩阵的形式进行求解:

三个矩阵表示为:

通过[F]=[A][B]可以解出轮胎载荷。

在方程组式(19)中第一个和第三个方程之间消去2Fx1+2Fx2,然后得到垂直载荷Fz1和Fz2的表达式:

式(24)当中,称之为静态部分,称之为动态部分。

由以上可以得出,当汽车制动时,前轮胎垂直载荷大于其静载荷,而后轮胎垂直载荷小于其静载荷,与加速工况正好相反。加速或者制动时汽车质心纵向位置的变化造成了这样的结果。

1.4 最大减速度的计算

接着我们讨论单轴制动汽车的最大减速度。考虑汽车为前轮制动,将Fx2=0,Fx1=-μxFz1代入公式(19)中的第一个方程,并利用Fz1可以得到在水平路面行驶的前轮制动汽车的最大制动减速度afwb:

整理得:

同理,可以得到后轮制动汽车的最大制动减速度:

图3所示为汽车质心位置对最大制动减速度的影响,该车参数如下:

汽车的a1/l取值一般为0.4到0.6,在这个范围内有(afub/g)<(arwb/g)。因此在正向行驶时,前轮制动汽车会获得较后轮制动汽车更大的制动减速度。所以,前轮的制动要比后轮制动应用广泛。

2 最佳驱动力与制动力分配

在汽车的设计当中,使汽车能够有理想的前后驱动力或者是制动力分配比,将使汽车有良好的动力性能与制动性能。实现最佳的驱动力与制动力分配就是要使汽车能够达到最大的加速度或者是减速度,因此分析计算汽车的最佳驱动力和制动力分配比使汽车设计中要妥善处理的环节。根据上述研究以汽车在平路上加速与制动为例,从轮胎所受的纵向力入手分析计算前后驱动力或者是制动力的最佳分配比[5]。

通过对图1的分析,我们得到水平路面上加速行驶的汽车的纵向牛顿方程如下:

汽车的每个轮胎所能产生的最大的牵引力与其所受的垂直载荷和摩擦系数有关,再设前后轮胎与地面之间的摩擦系数相同,那么它们之间的函数关系是:

假设汽车在加速或者制动的过程中能够最大程度地利用地面附着条件,也就是说前后轮胎同时达到最大牵引力状态,即:

将两个公式代入公式(28)中,再根据前面所得到的Fz1,和Fz2,我们可以获得下面的表达式:

同时可以得到μx=a/g,将其代入上述两式可得:

利用这两个方程可以计算出汽车前、后轮驱动力或者是制动力的理论值。由公式可以看出在汽车参数确定之后汽车所能获得的驱动力或者是制动力是有关a/g的函数。以a/g为自变量分别绘制x1/mg和Fx2/mg的曲线,这样能够更好地显示汽F车的最佳驱动力或者制动力。设此汽车有如下参数,可得图4。

h=0.56 m;l=2.6 m;a1=a2=l/2。

如图4所示,当加速度a大于零时随着加速度值的增大后轮的最佳驱动力快速上升,而前轮的最佳驱动力值在上升到最大值后反而开始下降。汽车可能获得的最大加速度值出现在前轮即将与地面失去接触之时,反应在图上就是a/g=a2/h的点,我们将这时的加速度成为倾斜加速度;当加速度a小于零,即汽车在制动时会出现与加速行驶时相反的状况。前轮所能获得的最佳制动力随着减速度值的增加快速上升,而后轮的最佳制动力值在增加到最大值后开始减少。汽车可能获得的最大减速度值出现在后轮即将与地面失去接触之时,反应在图上就是a/g=-a1/h的点。可见加速行驶汽车的驱动力主要由后轮提供,而制动时前轮的作用较大[6]。

我们将公式(35)和公式(36)做一下比较,可以得到:

以Fx1/mg为纵轴,Fx2/mg为横轴绘制如下曲线,可以看出汽车运动过程中作用在前、后轮胎上的切向力与汽车可能获得的最大加速度或者最大减速度之间的关系,如图5所示。

曲线与横轴合纵轴的交点代表汽车可能获得的最大加速度和最大减速度。在牵引力或制动力分配的最初阶段,即曲线趋于零时,我们取公式(37)的极限值:

可见驱动力和制动力分配的最初阶段只与汽车的质心位置有关。

3 结论

以制动为例,良好的前、后轮制动力分配可以保证制动时汽车的方向稳定性和有足够的制动效率。为了实现这一目的,现代汽车上均装有比例阀或载荷比例阀等制动力调节装置,可以根据制动强度a/g的不同、轮胎载荷等因素来改变前后制动力的比值,使汽车的制动性能符合要求。对于这些制动力分配装置来说,沿直线进行制动力分配是很容易实现的。因此加装制动力调节装置来调节前、后制动力之比的最佳值,是通过两段或三段直线近似拟合成最佳的制动力分配曲线,这几段直线应该在理想的分配曲线之下。这样在制动的过程中后轮的的制动力始终要小于可能获得最大制动力,降低了对附着条件的利用,从而就限制了可能获得的最大制动减速度,但是后轮不会出现抱死的情况,相对地增加了汽车制动时的方向稳定性。

我们将前后车轮制动力分配的调节称作制动平衡。制动平衡随着制动减速度的改变而改变。刹车越急,就有越多的载荷转移到前轮同时前轮也能够对制动起到更大的作用。与此同时,后轮载荷减小,所以后轮分配的制动力有所降低。再考虑到汽车质心对制动的影响,如果汽车的质心越高,也会有更多的载荷转移到前轮上,所以,为了改善制动性能,质心的高度要尽可能地低并尽可能地后移。但这并非对所有车辆都可行,尤其是前轮驱动的汽车。不过,要想设计一辆具有良好制动性能的汽车时应当考虑这个情况。

参考文献

[1]张滨刚,姜正根.汽车制动过程的理论分析与试验.兵工学报, 1998;(4):1-5

[2]王亚晴,张代胜,沈国清.汽车制动力分配比的优化设计与仿真计算.合肥工业大学学报,2005;28(11):1393-1396

[3]郭大俊,徐达.浅析汽车制动力分配.北京汽车,2008;43(4): 43-46

[4]李兵.汽车动力性与制动性主观评价方法研究[硕士学位论文].长春:吉林大学,2008

[5]清华大学汽车教研组.汽车的制动性能.北京:清华大学出版社,1975

汽车制动性能检测系统的研究 篇9

1 测试机构

1.1 检测机构的结构设计及原理

图1是测试系统硬件部分, 驱动电机作为动力源直接为机构提供动力, 并通过蜗轮蜗杆进行能量的输入, 将动能传递给滚筒, 主轴上安装有离合器, 这样就避免了对两侧滚筒进行人工调速的麻烦。由于滚筒本身的转动惯量不足以模拟实际地面的情况, 所以可以在输出轴上加装飞轮来弥补滚筒在额定转速下不能达到整个汽车动能另外一部分动能。刹车后电机停转, 由于整个机构的转动惯量形成的动能恰好是汽车在此速度时候的动能, 所以用滚筒从刹车到停转过程中转过的圈数乘以其周长来模拟车轮在路上走过距离。

1.2 滚筒飞轮的参数以及电机转速的确定

检测系统上的滚筒飞轮具体参数可以通过车速计算得到, 根据动能守恒模拟真是工况, 进而算出电动机的转速。

2 传感器的选择与安装

本测试机构选取的是角位移编码器, 因为需要通过测量滚筒从制动开始到停止转动为止, 滚筒所转过的圈数。由于实际测试中要求测量误差近似为±0.01m即可, 所以要求的传感器的精度为:线编码器选用2500线HJW-II型角位移传感器, 通过联轴节与初测滚筒轴连接, 将轴角位移转换成2500P/r的A、B两相数字脉冲, 当顺时针方向旋转时, A信号超前于B信号90°同时还输出一路零脉冲信号, 作为零位标记, 该系统只检测速度, 故z相信号可不用。

3 数据采集与处理

HJW-II型角位移传感器将物理量转化为电信号, 然而直接的电信号是无法被计算机识别的, 所以在测试过程中需要PCI-1711L数据采集控制卡进行A/D转换, 将模拟量转化为数字量。

PCI-1711数据采集卡。PCI-1711是12位的低损耗多功能采集卡, 具有独特的电路设计和完善的数据采集与控制功能, 支持即插即用, 具有16通道单端模/数输入、16通道数字I/O和2通道数模输出, 采集速率可达100kHz, 可编程的计数/计时器可作为A/D转换的速度触发。内部结构主要有单端模拟输入通道、模拟输出通道和触发源连接三部分。

4 测试步骤

4.1 测试过程

(1) 接通试验台电源。 (2) 将被测车输出车速信号的车轮尽可能与滚筒成垂直状态地停放在实验台上。 (3) 用挡块抵住位于试验台滚筒之外地一对车轮, 防止汽车在测试时滑出试验台。 (4) 起动电动机, 给滚筒加速, 当汽车车速表的指示值达到检测车速时, 读出试验台速度指示仪表的指示值。 (5) (1) 电动机断电, 合试验台离合器。 (2) 驾驶人员立即踩刹车。 (6) 测试结束后, 升起举升器, 去掉挡块, 汽车驶离试验台。 (7) 切断试验台的电源。

4.2 软件实现

测试开始之前先要打开计算机, 点击“试验平台”进入主界面, 界面上分左右两大部分, 分别显示两个滚筒的状态, 下方有两个按钮, 分别为“启动”和“停止”, 点击“启动按钮”后, 软件调用C++驱动函数开始开动电动机给滚筒加速, 当滚筒的转速达到模拟实际输入时, 停止电动机, 并在同一时刻踩刹车, 进行测试。由于传感器所测角位移经过PCI-1711采集卡输入到计算机里, 计算机可采集该信号, 并通过调用正弦波信号子函数, 将信号显示出主界面上, 并记录转过的圈数, 及记录编码器的所传送给计算机的脉冲个数。

在Visual C++的环境下实现PCI-1711数据采集的一段程序, 程序提纲罗列如下:

void CStable2View::OnCtrStart ()

{//TODO:添加命令句柄代码

//Step 1:注册设备

//Step 2:配置设备

//Step 3:采集数据

//step 4:处理数据 (发送)

//Step 5:释放设备

DRV_DeviceClose (&DriverHandle) ;}

4.3 试验结果与处理

实验系统在制动期间, 微机高速采集左右滚筒编码器脉冲计数值nli和nri, 直至左右滚筒完全停止时, 数据采集总数N个。设采样频率为f赫兹, 左右编码器的脉冲线数都为K, 左右滚筒半径都为R米, 左右滚筒的中心距离为L米, 左右驱动系统的转动惯量为J, 则左制动距离为ls、右制动距离左右为rs, 制动距离差∆s及左右跑偏量x的计算式为:

汽车制动过程中, 左右轮的制动力的计算表达式为:

刹车系统是确保汽车运行安全的重要机构。通过理论计算和试验可知, 汽车的制动性能与道路的摩擦因数、制动系作用时间、制动力增长时间场和制动器提供的摩擦因数、接触面积等因素有关。由于设计不周和检测维修、保养不当等原因, 使刹车系统的技术状况变坏, 应用上述检测方法可以方便地对刹车性能进行检测和处理, 确保汽车的运行安全。整个测试系统在计算机的控制下自动控制试验并对实验数据处理、曲线绘制、试验结果显示。

参考文献

汽车制动性能检测试验台简介 篇10

1. 惯性式滚筒制动法

1.1 基本结构

惯性式滚筒制动试验台由结构相同的左右两套对称的车轮制动测试单元和一套指示控制装置组成, 包括滚筒轴承、驱动电机、储能飞轮和一系列传感器。

1.2 制动原理

惯性式滚筒制动台是利用储能飞轮储存和汽车在运动过程中具有的同样的动能, 通过对轮胎对飞轮的制动性能的检测来等效检测轮胎对车身的制动性能。汽车在运动时, 由于自身质量的存在而具有一定的动能T, 飞轮选择合适的转速, 使其所具有的能量E与汽车动能T相同。此时踩下制动踏板, 由于车轮对滚筒摩擦力的存在, 飞轮会慢慢减速直至停止。测出整个制动过程中的时间、飞轮转动角度以及初始转速等参数, 就可以对制动过程中制动力、侧移量和制动距离等指标进行计算。

1.3 特点

惯性式滚筒制动方法的试验条件接近汽车实际行驶条件, 可以在任何车速下进行测试。但其试验台结构较复杂, 占地面积大, 且检验的车型范围受到一定限制。

2. 平板式制动法

2.1 基本结构

平板式制动试验台主要由几块测试平板、传感器和数据采集系统等组成。其中数据采集系统由力传感器、放大器、多通道数据采集板等组成。

2.2 制动原理

平板式制动试验台检测以牛顿第二定理为基础, 即制动力等于质量乘 (负) 加速度。检测时只要知道轴荷与减速度即可求出制动力。

检验时汽车以低速驶上平板, 置变速器于空档并紧急制动。汽车在惯性作用下, 通过车轮在平板上附加与制动力大小相等方向相反的作用力, 使平板沿纵向位移, 经传感器测出各车轮的制动力、动态轮重并由数据采集系统处理计算出轮重、制动、及悬架性能的各参数值, 并显示检测结果。

2.3 特点

平板式制动试验台结构简单、用电量少、日常维护工作量小, 工作可靠性高。测试过程与实际路试条件较接近, 能反映车辆的实际制动性能, 即能反映制动时轴荷转移带来的影响, 以及汽车其他系统 (如悬架结构、刚度等) 对汽车制动性能的影响。该试验台不需要模拟汽车转动惯量, 较容易将制动试验台与轮重仪、侧滑仪组合在一起, 使车辆测试方便且效率高。但这种试验台存在测试操作难度较大 (测试重复性主要处决于车况及检验员踩刹车快慢) 、对不同轴距车辆适应性差, 占地面积大、需要助跑车道等缺点。

3. 反力式滚筒制动法

3.1 基本结构

反力式滚筒制动试验台由结构相同的左右对称的两套车轮制动力测试单元和一套指示、控制装置组成。每一套车轮制动力测试单元由框架、驱动装置、滚筒组、举升装置、测量装置等构成。

3.2 制动原理

检测时, 被检汽车驶上制动试验台, 车轮置于主、从动滚筒之间, 放下举升器。通过延时电路起动电动机, 经减速器、链传动和主、从动滚筒带动车轮低速旋转, 待车轮转速稳定后驾驶员踩下制动踏板。车轮在车轮制动器的摩擦力矩作用下开始减速旋转。此时电动机驱动的滚筒对车轮轮胎周缘的切线方向作用制动力以克服制动器摩擦力矩, 维持车轮继续旋转。与此同时车轮轮胎对滚筒表面切线方向附加一个与制动力方向反向等值的反作用力, 在反作用力矩作用下, 减速机壳体与测力杠杆一起朝滚筒转动相反方向摆动, 测力杠杆一端的力或位移量经传感器转换成与制动力大小成比例的电信号。从测力传感器送来的电信号经放大滤波后, 送往A/D转换器转换成相应数字量, 经计算机采集、贮存和处理后, 检测结果由数码显示或由打印机打印出来。

3.3 特点

反力式滚筒制动法具有迅速、准确、经济、安全, 不受自然条件的限制的优点, 而且实验重复性好和能定量低。但是汽车车轮容易抱死在滚筒上打滑, 不能充分测出制动力。

摘要：制动性能的检测对所有车辆都极其重要, 它关系到人的安全, 是车辆全行驶的重要保障。测试汽车制动性能的方法分两大类, 第一类有路测法, 第二类是制动试验台检测法。根据测试原理不同, 制动试验台检测法可分为反力式和惯性式两类, 按检验台支撑车轮形式不同, 可分为滚筒式和平板式两类。

关键词：试验台,反力式,惯性式,滚筒式,平板式

参考文献

[1]吉林大学交通学院汽车运用试验室.汽车综合性能检测[EB/OL].http://trp.jlu.edu.cn/software/net/qcyygc/zhsy/j4/zhd432.htm.