制动器实验台

2024-06-05

制动器实验台（精选九篇）

制动器实验台篇1

关键词：能量误差分析,汽车制动,反馈控制

汽车的制动器联接在车轮上,它的作用是在行驶时使车辆减速或者停止。汽车制动器的设计是车辆设计中最重要的环节之一,影响着人身和车辆的安全。为了检验制动器设计的优劣,必须进行路试。因车辆设计阶段无法路试,只能在专门的制动器试验台上对所设计的路试进行模拟试验。模拟试验的原则是试验台上制动器与路试车辆上制动器的两个制动过程尽可能一致,以提高仿真效果。

1汽车制动器试验台的控制过程分析

制动器试验台通常由安装了飞轮组的主轴、驱动主轴旋转的电动机、底座、施加制动的辅助装置以及测量和控制系统等组成。被试验的制动器安装在主轴的一端,当制动器工作时会使主轴减速。路试车辆的指定车轮制动时承受载荷在车辆平动时具有的能量,等效地转化为飞轮和主轴等机构转动时具有的等效转动惯量Ja。主轴等不可拆卸机构具有基础惯量加上飞轮组的惯量之和就是机械惯量Jb。但是试验台的机械惯量并不一定与等效转动惯量相同,为了使两制动器的制动过程尽可能一致,使用一个电动机在一定规律的电流控制下参与工作,以补偿由于机械惯量Jb不足而缺少的能量。

评价控制方法优劣的一个重要数量指标是设计的路试制动器与实验台制动器在制动过程中能量误差的大小[1]。采用惯性飞轮对汽车行驶惯量进行模拟,给出了优化重组的方法,模拟的惯量大小在一定范围内可调并达到一定精度,但精度一般。本文在分析了能量误差的基础上,建立了基于补偿的电流反馈控制模型,以提高试验台和路试的仿真程度。

1.1车轮的等效转动惯量

路试车辆的单个前轮在制动时承受载荷F和车辆单个前轮的滚动半径r,故其等效的转动惯量就是承受载荷F所等效的质量M具有的转动惯量。把车辆的单个前轮看作是一个质量为M并且分布均匀的半径为r的圆环,由圆环的转动惯量公式[2],得等效转动惯量:ja=Mr2(1)

由F=Mg,得:

取F=6 230N,g=9.8N/kg,r=0.286m(该实验数据取自CUMCM 2009—A题,下同),得车轮的等效转动惯量为52kg·m 2。

1.2飞轮组组合产生的机械惯量

飞轮(见图1)为一个半径为R2,内径为R1,厚度为hii=1,2,3的圆筒,设飞轮上某一点到中心轴的距离为R(如图1所示),其微元为dR,圆筒的质量微元为dm,飞轮转动惯量的微元为djc,可得

dm=ρdV=ρhi2πRdR,由djc=R2dm,

因此 djc=ρhi2πR3dR, (3)

$j_{c} = \int_{R_{1}}^{R_{2}} d j_{c} = \int_{R_{1}}^{R_{2}} 2 π ρ h_{i} R^{3} d R = \frac{1}{2} π ρ h_{i} (R_{2}^{4} - R_{1}^{4}) (4)$

取h1=0.039 2 m,h2=0.078 4 m,h3=0.156 8 m,

ρ=7 810 kg/m3,R1=0.1 m,R2=0.5 m,可得jc1,jc2,jc3=30,60,120 kg·m2,从而与基础惯量可组合成C $_{3}^{0}$ +C $_{3}^{1}$ +C $_{3}^{2}$ +C $_{3}^{3}$ =8种机械惯量。由电动机所能补偿的能量-30≤Δj≤30,而Δj=ja-jb,ja=52 kg·m2,从而jb的范围:

22≤jb≤82, $| Δ j |$ 越小,在试验台过程中产生的能量误差也就越小,需补偿Δj=12 kg·m2。

2 基于能量误差补偿的电流控制模型

试验台采用的电动机的驱动电流I与其产生的扭矩Me成正比(比例系数为k),试验台工作时主轴的瞬时转速n与瞬时扭矩M是可观测的离散量。即 I=k·Me (5)

由物理公式[2]: $Μ = J \frac{d ω}{d t} = J α$ 。其中J为电流补偿后试验台的实际转动惯量,ω为主轴的角速度,α为主轴的角加速度。故得

$Μ_{e} = (J_{b} - J) \frac{d ω}{d t}$ (6)

从而有 $Ι = k (J_{b} - J) \frac{d ω}{d t}$ (其中 $ω = \frac{π}{30} n) (7)$

电动机驱动电流与时间之间的精确关系是很难得到的。记测到的瞬时转速为n与瞬时扭矩为M,考虑在一段时间Δt内,将微分方程(7)离散化,转化为差分方程。得出第i段Δt内的控制电流

$Ι = k (J_{b} - J) \frac{ω_{i + 1} - ω_{i}}{Δ t} = k (J_{b} - J) α_{i}$ (8)

式(8)中ωi为第i段Δt内的初角速度,ωi+1为第i段Δt内的末角速度,αi为第i段Δt内的角加速度。

2.1 电流控制方法

由式(8),设前面i-1个时间段的观测量M0,…,Mi-1和n0,…,ni是已知的,从而得到

$Ι_{i} = k (J_{b} - J_{i}) \frac{ω_{i + 1} - ω_{i}}{Δ t} = k (J_{b} - J_{i}) α_{i}$ (9)

2.2 驱动电流控制模型的建立

2.2.1 理论制动的模拟过程

通常汽车在制动过程中一般先慢慢踩下制动踏板,踩到底后以恒定的力踩住制动踏板。在设计中理想的认为加力的过程是匀速的,直到压力恒定。因此得汽车制动过程中F,α的变化如图2所示:

设αm为角速度的最大理论值,ω0为初始角速度,ωt为t1时刻的末角速度。理想地,

$ω_{t} - ω_{0} = \int_{0}^{t_{_{1}}} α_{i} d t + α_{m} (t_{1} - t_{0}) = α_{m} t_{1} - \frac{1}{2} α_{m} t_{0} (10)$

有 $α_{m} = \frac{ω_{t} - ω_{0}}{t_{1} - \frac{1}{2} t_{0}} (11)$

根据调研现实中汽车制动过程知,一般在1 s左右可将制动踏板踩到底使得压力恒定,因此不妨设

t0=1 s,所以 $α_{m} = \frac{ω_{t} - ω_{0}}{t_{1} - \frac{1}{2}}$ (12)

再根据α的理论变化图形,可得出:

由得到的角加速度α可以计算出角速度从ω0变化到ωt的变化函数为:

$ω = {\begin{cases} ω_{0} + \frac{ω_{t} - ω_{0}}{t_{1} - \frac{1}{2}} \frac{t^{2}}{2} ‚ (t \leq 1) \\ ω_{0} + \frac{ω_{t} - ω_{0}}{t_{1} - \frac{1}{2}} (t - \frac{1}{2}) ‚ (1 < t \leq t_{1}) \end{cases} (14)$

2.2.2 驱动电流的控制模型

通过监测得出t0时刻到ti时刻的观测量M0,…,Mi-1和n0,…,ni,再用这些观测量求出ti时刻的能量误差ΔWi。在预测第i个时间段的驱动电流Ii时,用能量补偿的方法使得ti+1时刻的能量误差ΔWi+1为零。这是该控制方法的核心。

根据刚体绕定轴转动的动能定理[2],得出ti时刻的能量误差ΔWi为:

$Δ W_{i} = \frac{1}{2} \sum_{k = 0}^{i - 1} [(J_{k} - J_{a}) (ω_{k + 1}^{2} - ω_{k}^{2})]$ (15)

在第i个时间段内进行能量补偿,所以有:

$\begin{array}{l} Δ W_{i + 1} = \frac{1}{2} \sum_{k = 0}^{i - 1} [(J_{k} - J_{a}) (ω_{k + 1}^{2} - ω_{k}^{2})] + \\ \frac{1}{2} (J_{i} - J_{a}) (ω_{i + 1}^{2} - ω_{i}^{2}) = 0 (16) \end{array}$

得 $J_{i} = J_{a} - \frac{\sum_{k = 0}^{i - 1} [(J_{k} - J_{a}) (ω_{k + 1}^{2} - ω_{k}^{2})]}{ω_{i + 1}^{2} - ω_{i}^{2}} (17)$

而 $J_{k} = \frac{Μ_{k}}{α_{k}} = \frac{Μ_{k}}{\frac{ω_{k + 1} - ω_{k}}{Δ t}} = \frac{Μ_{k} Δ t}{ω_{k + 1} - ω_{k}}$ ,代入式(17)得

$J_{i} = J_{a} - \frac{\sum_{k = 0}^{i - 1} [(\frac{Μ_{k} Δ t}{ω_{k + 1} - ω_{k}} - J_{a}) (ω_{k + 1}^{2} - ω_{k}^{2})]}{ω_{i + 1}^{2} - ω_{i}^{2}} (18)$

建立了驱动电流的控制模型:

${\begin{cases} Ι_{i} = k (J_{b} - J_{i}) \frac{ω_{i + 1} - ω_{i}}{Δ t} \\ J_{i} = J_{a} - \frac{\sum_{k = 0}^{i - 1} [(\frac{Μ_{k} Δ t}{ω_{k + 1} - ω_{k}} - J_{a}) (ω_{k + 1}^{2} - ω_{k}^{2})]}{ω_{i + 1}^{2} - ω_{i}^{2}} \\ ω_{i + 1} = ω_{0} + \frac{ω_{t} - ω_{0}}{t_{1} - \frac{1}{2}} \frac{t_{i + 1}^{2}}{2}, (t_{i + 1} \leq 1) \\ ω_{i + 1} = ω_{0} + \frac{ω_{t} - ω_{0}}{t_{1} - \frac{1}{2}} (t_{i + 1} - \frac{1}{2}), (1 ＜ t_{i + 1} \leq t_{1}) \\ t_{i} = i Δ t \end{cases} (19)$

3 实验台模拟分析与评价

3.1 计算相对能量误差

根据动能定理,当路试的初、末速度和试验台的初、末速度相等末速度相等时,ΔW为试验台与路试过程中消耗的能量之差,Wl为路试时消耗的能量,R为相对能量误差。有

$Δ W = \sum_{t = 1}^{\frac{t_{1}}{Δ t}} Δ W_{i} = \frac{1}{2} \sum_{i = 1}^{\frac{t_{1}}{Δ t}} [(j_{i} - j_{a}) (ω_{i + 1}^{2} - ω_{i}^{2})]$ ,

$W_{l} = \frac{1}{2} j_{a} (ω_{0}^{2} - ω_{t}^{2}) (20)$

得 $R = \frac{Δ W}{W_{l}} = \frac{\sum_{i = 1}^{\frac{t_{1}}{Δ t}} [(j_{i} - j_{a}) (ω_{i + 1}^{2} - ω_{i}^{2})]}{j_{a} (ω_{0}^{2} - ω_{t}^{2})} (21)$

3.2 模拟实例求解

3.2.1 实验参数

设Ja=48 kg·m2,Jb=35 kg·m2,

$n_{0} = \frac{30 ω_{0}}{π} = 514 r / \min$ , $n_{t} = \frac{30 ω_{t}}{π} = 257 r / \min$ ,

k=1.5,t1=5 s,Δt=0.01 s,i=1,2,…,500。

3.2.2 编程求解及实验结果

利用MATLAB编写驱动电流I的模型程序,该程序先利用在M和ω理论曲线上每20个点加上一个随机量的方法,来生成一组观测数据M0,…,Mi-1和ω0,…,ωi-1,再利用生成的观测数据反馈求出主轴转动惯量J和驱动电流I的实际值,同时程序还计算出驱动电流I的理论值。编写的Matlab程序:

求解得能量绝对误差ΔW和相对能量误差R的值:

ΔW=292.620 2J,R=0.56%。

主轴转动惯量及驱动电流结果数据如图3,图4所示。

3.3 实验结果评价

1)通过记录并利用前面时间段的观测数据,进行了能量误差补偿,因此能量绝对误差很小,相对能量误差也大大降低。从而大大提高了汽车制动试验台的仿真效果。2)通过反馈参数,反复修正其实际值与理论值的偏差,使得试验台的过程非常地逼近于路试的过程。

4 结束语

所设计的电流控制方法准确把握了电动机驱动电流与主轴的瞬时扭矩、瞬时转速之间的内在联系,设计的试验台驱动电流反馈控制模型,使得能量的绝对误差和相对误差大幅度降低,二制动过程非常接近,大幅度提高了试验台的仿真效果。模型准确清晰,贴近于实际,可行性高,适用于诸多的反馈控制系统,在各种试验台仿真分析、通信信号分析处理中,有着很强的实践意义,值得推广。

参考文献

[1]杨丽英,李旗号,谢峰.汽车制动器试验台飞轮组及其装卸系统设计.组合机床与自动化加工技术,2008;(10):83—85

能耗制动的实验报告篇2

篇一：机电实验报告

姓名：

学号：

班级：

201X年7月2日

机床电气控制虚拟实验

实验一：三相异步电动机两地控制实验

一.实验目的

1.通过对三相异步电动机正、反转控制线路的模拟安装接线，掌握由电气原理图转换成实际操作电路的知识。

2.熟悉用接触器联锁控制三相异步电动机正、反转的原理和方法。

二.实验器件

三相交流异步电机1台;负荷开关1个;熔断器：主回路3个，控制回路1个;接触器2个;热继电器1个;控制按钮3个。

三.实验步骤与内容

①在实验前先熟悉电路图。②根据实验要求，按图用鼠标接线。③合上负荷开关，分别按下正、反转控制按钮和停止按钮，观察电机运行情况和各个电器元件的动作。

实验二：能耗制动控制实验

一.实验目的

1.通过模拟接线，掌握由电气原理图转换成实际操作电路的知识。

2.进一步熟悉能耗制动控制的原理、特点及功能实现。

二.实验器件

三相交流异步电机1台;负荷开关1个;熔断器：主回路3个，控制回路1个;交流接触器2个;热继电器1个;时间继电器1个;常开按钮1个，复合按钮1个;电流表1个;26V整流电路一个。

三.实验步骤与内容

①实验前先熟悉电路图。②根据实验要求，按图用鼠标接线。③合上负荷开关，启动电动机后再按下停止按钮，观察各个电器元件的动作并记下能耗制动时间。

实验三：Y-Δ降压启动控制实验

一.实验目的

1.通过模拟接线，掌握由电气原理图转换成实际操作电路的`知识。

2.进一步熟悉三相异步电动机Y-Δ降压启动的控制原理、

特点及功能实现。

3. 掌握降压启动控制中时间继电器的原理和应用。

二.实验器件

三相交流异步电机1台;负荷开关1个;熔断器：主回路3个，控制回路1个;交流接触器2个;热继电器1个;时间继电器1个;常开按钮1个，常闭按钮1个，复合按钮1个;电流表1个。

三.实验步骤与内容

①实验前先熟悉电路图。②根据实验要求，按图用鼠标接线。③合上负荷开关，启动电动机后观察各个电器元件的动作、电动机运行情况，观察并记下启动阶段和正常运行阶段电流表的读数。

四.实验思考与建议

制动器实验台篇3

摘要：

分析了双回路制动阀的动态工作过程，探讨了双回路制动阀上、下阀芯对其前、后桥输出口的遮盖量对动态工作特性的影响.基于AMESim液压/机械多场耦合仿真平台建立了双回路制动阀的仿真模型，研究了遮盖量变化对制动压力输出特性的影响规律以及单回路制动安全性能.搭建了全液压制动系统的实验台架，对具有不同遮盖量的制动阀样品的制动性能进行了实验对比测试.实测结果表明：遮盖量与制动空行程成正相关，与前、后桥的最大制动压力成负相关；双回路制动阀的前、后回路相互独立，当其中一条回路失效时，另一条回路仍能正常工作.实验结果与仿真结果具有良好的一致性，验证了该仿真模型的有效性.

关键词：

全液压制动系统；双回路制动阀；遮盖量； AMESim仿真；制动压力输出特性

中图分类号： TH 137.52+1文献标志码： A

Abstract：

The dynamic movement process of dual circuit braking valve was analyzed.The influence of the overlapping lengths between the upper core and the rear output port as well as the lower valve core and the front output port on its dynamic characteristics was investigated.According to the simulation model of dual circuit braking valve built by AMESim software，the effects of overlapping length on the braking output pressure characteristics and the safety of single circuit brake valve were studied.The experimental bench with a full hydraulic braking system was established to determine the braking valves output characteristics with different overlapping lengths.The experimental results showed that there were positive correlations between overlapping lengths and the length of braking spare travelling process.And the overlapping lengths were negatively correlated with the maximum output pressure.Each circuit could work independently.Therefore，when one circuit lost efficacy，the other could work well.The experimental results were consistent with the simulation results，which verified the great validity of the simulation model and its simulation method.

Keywords：

full hydraulic braking system； dual circuit hydraulic braking valve； overlapping length； AMESim simulation；brake pressure output characteristics

全液压制动系统具有制动力矩大、制动灵敏、稳定性强的特点，与气液制动系统相比具有显著的性能优势，已成为工程机械制动系统的主流发展趋势.由于目前国内并未完全掌握全液压制动系统的核心技术，仍依靠国外进口的系统元件，造成系统成本昂贵、升级困难.因此，实现全液压制动系统元件的国产化非常重要.双回路制动阀作为全液压制动系统压力输出的控制元件，其性能的优劣直接影响车辆制动的安全性.目前国内学者只对国外双回路制动阀样品的动、静态特性进行了仿真与实验研究[1-4]，尚未深入开展不同关键结构参数对双回路制动阀性能影响规律的研究.

本文建立了双回路制动阀工作过程的数学模型，分析了阀芯受力平衡以及动态运动过程，并基于AMESim液压/机械多场耦合仿真平台，建立了制动阀的液压仿真模型，通过变参数仿真和实验研究了关键结构参数对制动阀性能的影响规律.研究对于双回路制动阀的国产化开发具有一定的参考价值.

1双回路制动阀工作原理

1.1工作过程分析

双回路制动阀的液压原理图如图1所示，其中：A1、A2分别为前、后桥输出口；T1、T2分别为前、后桥回油口；P1、P2分别为前、后桥进油口；F为踏板力，N.双回路制动阀内部结构图如图2所示，其中：Xu为上阀芯对P1的遮盖量；Xd为下阀芯对P2的遮盖量.

双回路制动阀具有上、下两个阀芯（近制动踏板端为上阀芯，远制动踏板端为下阀芯），其工作过程可分为三个阶段：制动空行程阶段、比例制动输出阶段、制动撤销阶段.

制动空行程阶段是指上、下阀芯在F作用下左移，制动阀的前、后桥输出口A1、A2分别与回油口T1、T2由接通到逐渐断开，并与进油口P1、P2由断开到临界接通的过程.

比例制动输出阶段是指随着阀芯位移逐渐增大，A1、A2分别开始与P1、P2接通，双回路制动阀开始输出制动压力，制动输出压力与阀芯位移成比例关系.当阀芯位移达到最大值时，制动输出压力达到最大值并保持不变.

当F撤销时，阀芯在复位弹簧的作用下右移，双回路制动阀A1、A2分别与T1、T2接通，前、后桥制动器中的液压油回流至油箱，制动过程结束.

根据阀芯在不同工作阶段的受力情况，可得到其受力平衡方程.当制动阀处于空行程阶段时，阀芯受力平衡情况及动态运动方程可表示为

综上可得，上、下阀芯分别对进油口P1、P2的遮盖量Xu、Xd决定了制动过程中空行程的长短.此外，由式（4）可知，在双回路制动阀其他结构参数不变的情况下，Xu、Xd与双回路制动阀输出压力成比例关系.由于在双回路制动阀加工中主要是通过改变Xu、Xd调节不同的双回路制动阀的输出压力，因此，Xu、Xd是双回路制动阀的关键结构参数.

2双回路制动阀性能仿真

基于AMESim液压/机械多场耦合仿真平台建立的双回路制动阀仿真模型[5-6]如图3所示.为了保证该仿真模型能正确进行运算，在模型中增加了蓄能器及前、后制动器[7].主要仿真参数如表1所示.

2.1制动压力输出特性

双回路制动阀仿真模型中阀芯位移输入信号如图4（a）所示，阀芯位移变化范围为0～9 mm.双回路制动阀前、后桥输出压力仿真结果如图4（b）所示，双回路制动阀的空行程为2 mm，满足制动输出压力响应速度的要求.此后，经过一个短暂的压力脉动阶段，前、后桥制动输出压力与阀芯位移成正相关，随着阀芯位移的增大其输出压力相应增大.由于上、下阀芯运动存在不同步性，因此在输出压力比例增大阶段，后桥输出压力略小于前桥.当阀芯位移达到最大值时，双回路制动阀前、后桥的制动输出压力也达到最大值（10.4 MPa）并保持不变.

2.2制动阀特性变参数仿真

利用AMESim仿真平台中的批处理模块对制动阀上、下阀芯的Xu、Xd进行了变参数仿真分析（阀芯位移输入信号同2.1节），以确定Xu、Xd与前、后桥制动输出压力之间的关系.Xu、Xd仿真参数如表2所示.

图5为不同Xu、Xd时的仿真结果.随着Xu不断减小，双回路制动阀前桥输出口A1的最大输出压力逐渐增大；随着Xd不断减小，双回路制动阀后桥输出口A2的最大输出压力也逐渐增大.随着Xu、Xd逐渐减小，双回路制动阀前、后桥的制动空行程变小.因此，可通过改变Xu、Xd的大小改变双回路制动阀的空行程长短和前、后桥的最大输出压力.

2.3单回路安全性仿真

将双回路制动阀仿真模型的其中一条回路断开，对另一条回路的输出压力特性进行了仿真.仿真结果如图6所示.当一条回路失效时，另一条回路的制动空行程以及前、后桥最大输出压力与未失效时基本一致，即能正常实施制动，两条回路相互独立，从而提高了制动安全性.

3实验结果分析

为了对双回路制动阀的工作特性进行分析，搭建了全液压制动系统的实验台架，如图7所示.实验台架主要元件参数如表3所示.

3.1制动压力输出特性

利用由舵机、摇臂及连杆等组成的制动踏板控制机构对踏板进行匀速控制.制动踏板控制机构如图8所示.双回路制动阀的前、后桥制动输出压力的实验结果如图9所示，制动空行程约为2 mm.由图9

4结论

（1）通过对双回路制动阀阀芯的动态运动方程进行分析，得出双回路制动阀上、下阀芯对其前、后桥输出口的遮盖量为其关键结构参数.

（2）对双回路制动阀上、下阀芯对其前、后桥输出口的遮盖量进行了变参数仿真，发现该参数与双回路制动阀的空行程成正相关，与最大输出压力成负相关；此外，对双回路制动阀的单回路安全性进行了仿真，结果显示，双回路制动阀在其中一条回路失效的情况下，另一条回路仍能正常输出压力，表明双回路制动阀具有较高的安全性.

（3）通过搭建全液压制动系统的实验台架，对双回路制动阀的输出压力特性、单回路安全性进行了实验，并对比了不同遮盖量时的制动输出压力特性.

实验结果与仿真结果具有较好的一致性，说明建立的仿真模型能对双回路制动阀的制动特性进行较准确的模拟计算.研究为双回路制动阀的产品开发尤其是结构优化提供了一定的理论参考.

参考文献：

[1]程振东，田晋跃，刘刚.工程车辆全液压制动系统性能分析及仿真研究[J].工程机械，2005，36（12）：50-53.

[2]陈晋市，刘昕晖，王同建，等.全液压制动系统液压制动阀的动态特性[J].哈尔滨工业大学学报，2013，45（5）：75-79.

[3]张锦.全动力液压制动系统动态响应特性研究[D].太原：太原科技大学，2008.

[4]ZHAN C，LIU X H，WANG Z，et al.Analysis of the regenerative brake system parameters for concrete mixing truck basded on AMESim[J].Electronic and Mechanical Engineering and Information Technology，2011：2124-2127.

[5]余佑官，龚国芳，胡国良.AMESim仿真技术及其在液压系统中的应用[J].液压气动与密封，2005（3）：28-31.

[6]程振东，田晋跃，刘刚.车辆全液压制动系统执行机构建模及仿真[J].系统仿真学报，2006，18（3）：778-780.

[7]王磊.皮囊式蓄能器在液压系统中的应用[J].能源研究与信息，2005，21（2）：100-105.

[8]王展.全液压制动系统仿真分析与实验研究[D].长春：吉林大学，2012.

制动器试验台的控制方法探究篇4

汽车的制动性能是确保车辆行驶安全和提升车辆行驶动力性的决定因素之一。重大交通事故往往与制动距离太长、紧急制动时发生侧滑等情况有关，制动器是制动系统中直接作用并制约汽车运动的一个关键装置，其性能的优劣直接影响到整车的安全性能[1]。进行制动器实验，检测其装配质量及其综合性能，成为改善制动器制动性能不可或缺的一部分[2]。因此，研制一种模拟性能好、试验精度高的制动器综合性能试验台十分必要。制动器试验台就是测定和分析制动器性能和质量的实验装置。

2. 数学建模

为了检测制动器的综合性能，需要在各种不同情况下进行大量路试。但是，车辆设计阶段无法路试，只能在专门的制动器试验台进行模拟试验。模拟试验的原则是试验台上制动器的制动过程与路试车辆上制动器的制动过程尽可能一致[3]。一般假设试验台采用的电动机的驱动电流与其产生的扭矩成正比，且试验台工作时主轴的瞬时转速与瞬时扭矩是可观测的离散量。计算机控制方法是：把整个制动时间离散化为许多小的时间段，然后根据前面时间段观测到的瞬时转速与/或瞬时扭矩，设计出本时段驱动电流的值，这个过程逐次进行，直至完成制动[4]。

3. 研究方法

3.1已知电动机的驱动电流I (t）与其产生的扭矩M (t）成正比，及其比例系数为K，可以求得电动机产生的扭矩，进而求得其驱动电流。补偿惯量是由电动机提供的，其对应的能量记为Ek, 此能量为电动机驱动电流所做的功，对此可以求制动器的速度v (t）关于时间的偏导，a (t）为制动器的角加速度。

根据功率和扭矩之间的关系，，由所给的电动机驱动电流I (t）与电动机产生的扭矩M (t）之间的比例关系以及物理学知识，最终建立电动机驱动电流依赖于可观测的数学模型，即：

由能量守恒定律可得在整个制动过程中制动器产生的扭矩做的功与路试对应的消耗能量。根据可观测量主轴的瞬时转速我们可以对所分的各时间段内制动力矩所做的功求和，所求得的结果可近似为对应路试所消耗的能量。假设所取的时间间隔为，则有：

由电动机驱动电流产生的扭矩之间的比例关系，得出电动机驱动电流依赖于可观测变量瞬时转速n (t) 的微分方程模型如下：

代入数据可求得I=174.85A和-262.24A

3.2由转动惯量与能量的关系式，计算出路试制动过程中损失的动能。再运用附表中给各时刻的数据，利用求和的方法可求试验台模拟过程中损失的能量，两者之差即为能量误差，能量误差小，则可说明试验台此种控制制动方法较合理；反之亦然[5]。

利用动能公式，由转动惯量求出初动能及末动能，初末动能之差为整个路试中过程能量损失：

求和得到试验台上模拟制动过程的能量消耗：

利用MALAB编程计算得：η=5.47%

此相对误差值大于标准误差，说明该计算机控制方法得到的数据未能较好的模拟实际路试制动过程，有待于进一步改进。

3.3由于制动器性能的复杂性, 很难对模型进行全面完整的评价。在此考虑以下两种情况以来减少误差:

一、制动器飞轮的角加速是定值。时间很短可认为是连续的，则有：

显然这种方法在时间间隔很小的情况下，可以取得很好的效果，在完全理想的状况下误差可以减小到零。但这样会大大增加计算机处理数据的时间，不利于计算机的控制实现。

二、制动器飞轮的角加速度改变量是定值。角加速度不稳定，因此在下一时间段补偿前一时间段产生的误差会大大减小能量误差，是实验台上的制动模拟过程更符合实际路试。由此可得出改进后的驱动电流Ii+1'公式：

改进后的相对能量误差η'为：

和改进前的比较，可以得出改进后的误差更小了。进而减小了能量损失。

4. 结束语

随着我国汽车工业和技术的快速发展，无疑给车辆制动器的性能质量和控制方式提出了更新更高的要求，该制动器系统试验台的研究，为进行制动器的基础研究和性能测试提供了有利的技术手段，对确保汽车、摩托车、制动系统正常可靠工作至关重要，可满足企业准确、快速、有效的对制动器各种综合性能检测的需要，具有广泛的应用前景。

摘要：采用微分方程模型及相关的物理学知识对制动器试验台的控制方法进行分析与研究, 本文考虑到模拟过程中出现的影响试验结果的多种因素, 一步步改进模型使误差减小到最小。对检测机动车辆装配质量, 改善制动器性能做出了重要贡献。该方法还可用于其他机动车辆的研究, 该理论应用于车辆制动性能的研究的方法是科学的、有效的。

关键词：制动器试验台,等效惯量,微分方程,误差补偿

参考文献

[1]杨耀峰, 吴春英.西北轻工业学院学报.第三卷.第13期.1995.9.

[2]王玉群.林向阳.汽车电子机械制动器的发展研究.2009.9.

[3]韩忠庚.数学建模方法及其应用.北京:高等教育出版社, 2005.6.

[4]姜启元, 谢金星, 叶俊.数学模型.北京:高等教育出版社, 2003.7.

制动器试验台的控制方法模型分析篇5

汽车制动器的设计成为检测其综合性能的重要指标之一,它直接影响人身和车辆的安全。为检验设计的优劣必须进行相应测试,除了路试,在实际阶段还须对其进行试验台模拟试验。模拟试验时应尽可能与路试相符,即路试时的载荷平动时具有的能量必须等效地转化为试验台上飞轮和主轴等机构转动时具有的能量。当机械惯量不能精确地模拟试验时,在制动过程中需要电动机在一定规律的控制下补偿由于机械惯量不足而缺少的能量,从而满足模拟试验的原则。在试验时,主轴的瞬时速度与瞬时扭矩是可观测的量,电动机的驱动电流可通过这些值设计出来,并可通过比较路试与试验台上制动过程的能量误差评价控制方法的优劣。

需要解决的问题如下:

1.设车辆单个前轮的滚动半径为0.286m,制动时承受的载荷为6230N,求等效的转动惯量。

2.飞轮组由3个外直径1m、内直径0.2m的环形钢制飞轮组成,厚度分别为0.0392m、0.0784m、0.1568m,钢材密度为7810kg/m3,基础惯量为10kg·m2,问可以组成哪些机械惯量?设电动机能补偿的能量相应的惯量的范围为[-30,30]kg·m2,对于问题1中得到的等效的转动惯量,需要用电动机补偿多大的惯量?

二、基本假设

1.路试时轮胎与地面的摩擦力为无穷大,轮胎与地面无滑动;

2.模拟试验中,主轴的角速度与车轮的角速度始终一致;

3.忽略车轮自身转动具有的能量;

4.误差评估中观测误差、随机误差和连续问题离散化所产生的误差无穷小,可以忽略;

5.试验台上制动器的制动过程与路试车辆上制动器的制动过程几乎一致;

6.飞轮所具有的转动惯量都是整数;

7.制动过程中,电动机在一定规律的电流下参与补偿能量。

三、问题分析

问题一要求将车辆平动的载荷数转化为等效的转动惯量,其载荷数容易化为平动动能,再将平动动能转化为飞轮的转动能量,根据刚体运动的定轴转动的动能定理,便可得到等效惯量的推导式。

问题二要求在已知飞轮各种数据后,求解他们能够组成的机械惯量,并求在已知电动机能补偿的能量相应惯量范围的条件下,求解问题一中的等效转动惯量需要补充的惯量值。我们根据飞轮的转动惯量公式,依次计算出飞轮组的3个飞轮的转动惯量的大小,然后利用组合知识进行组合。然后用每种机械惯量与问题一中的等效转动惯量进行比较,计算差值,再根据电动机能补偿能量的相应惯量范围,确定需要电动机补偿的惯量值。

四、模型的建立与求解

(一)等效的转动惯量的计算

台架试验中,应尽量使被试制动器的工作状况与汽车制动器的实际工作状况相同。为此,需推导出制动器在这两种状况下的能量关系。假设汽车(质量为m kg)行驶初速度为v0,制动时载荷为F;在试验台上,以惯量J和角速度w来模拟汽车动能。当汽车进行制动时,速度下降到v1,由动能的概念可知:

进一步推导便得到:

代入数据:F=6230N;

(二)机械惯量及电动机补偿的惯量

根据机械惯量等于转动惯量与基础惯量之和,对于个不同厚度的飞轮来说,其惯量也不同。它们与不可拆卸机构的惯量相组合,组合条件为任意的j(0≤j≤n)个飞轮与装置组合。由排列组合公式得出结论:可以组成2n个机械惯量。

对于每个飞轮的转动惯量的计算满足以下条件:

而对于每一种组合的机械惯量

综合(2.1)(2.2)(2.3)(2.4)得

那么依次代入数据,得到结果:

J1=220kg﹒m2;(1号飞轮、2号飞轮和3号飞轮全部组合)

J2=190kg﹒m2;(2号飞轮和3号飞轮组合)

J3=160kg﹒m2;(1号飞轮和3号飞轮组合)

J4=100kg﹒m2;(1号飞轮和2号飞轮组合)

J5=70kg﹒m2;(只有2号飞轮组合)

J6=130kg﹒m2;(只有3号飞轮组合)

J7=40kg﹒m2;(只有1号飞轮组合)

J8=10 kg﹒m2;(没有飞轮组合)

由于上一步中所求出的8个机械惯量都不与第一题的转动惯量相等,那么对于第一题的等效转动惯量52kg﹒m2,需要用电动机补偿。由于J7最接近J0,而且小于J0,那么不妨选择J7,令J9=J0-J7;又有J0-J7=(52-40)kg·m2=12kg·m2∈[-30,30]kg·m2,所以得到需要电动机补偿的惯量为

五、模型的检验、评价与改进

通过参考了一系列的相关文章,再了解试验台汽车制动原理的基础上,建立了离散迭代模型。我们运用了一些连续离散化方法建立了试验台制动器方法控制模型。在本文中,我们不是单一的利用模型对问题进行分析求解,而是综合运用了多种数学建模知识,而且还增加了一定的检验环节。这样就增加了我们所建模型求得数据的合理性,同时也增加了论文的参考价值。

而美中不足的是,由于制动器性能的复杂性,电动机驱动电流与时间之间的精确关系是很难得到的。虽然用计算机通过离散整个过程为很多小时间段,但不可避免离散化所产生的连续问题,再加上试验台上制动器的制动过程与路试车辆上制动器的制动过程始终存在差异,与实际操作仍有很大空间有待改进。

参考文献

[1]盛朝强.基于电惯量的汽车惯性式制动试验系统的设计.重庆大学学报(自然科学版),2005.28(1).[1]盛朝强.基于电惯量的汽车惯性式制动试验系统的设计.重庆大学学报(自然科学版),2005.28(1).

[2]胡重庆.基于瞬时转速测量的指示扭矩估计技术评述.小型内燃机与摩托车,2008,37(5).[2]胡重庆.基于瞬时转速测量的指示扭矩估计技术评述.小型内燃机与摩托车,2008,37(5).

[3]程守洙.普通物理学.北京:高等教育出版社,2006.[3]程守洙.普通物理学.北京:高等教育出版社,2006.

[4]张可村.数值计算的算法与分析.北京:科技出版社,2003.[4]张可村.数值计算的算法与分析.北京:科技出版社,2003.

[5]姜启源.数学模型.北京:高等教育出版社,2003.[5]姜启源.数学模型.北京:高等教育出版社,2003.

制动器实验台篇6

为了检验汽车行车制动器设计的优劣, 需对其进行路试。但在车辆设计阶段, 制动器无法进行路试, 只能在专门的制动器试验台上对所设计的路试进行模拟试验, 即进行试验台测试。

试验台测试法要求制动器的制动过程与路试车辆上制动器的制动过程尽可能一致。然而, 对于等效的转动惯量, 有些情况下不能精确地用机械惯量进行模拟。解决这个问题的一种方法是:在制动过程中, 让电动机在一定规律的电流控制下参与工作, 补偿由于机械惯量不足而缺少的能量, 从而满足模拟试验的原则。因此, 对制动器试验台控制方法[1]中如何控制能量补偿问题的研究是非常必要的。

本文针对补偿能量分配问题, 采用对制动过程进行无限分割的思想, 把整个测试过程中需要补偿的能量问题分配到各个时间段内分段补偿, 建立驱动电流依赖于可观测量的数学模型, 并进行了模型的分析和评价。

1 制动器试验台工作原理

通常试验台仅安装、试验单轮制动器, 而不是同时试验全车所有车轮的制动器。制动器试验台一般由安装了飞轮组的主轴、驱动主轴旋转的电动机、底座、施加制动的辅助装置以及测量和控制系统等组成, 如图1所示。被试验的制动器安装在主轴的一端, 试验台工作时, 电动机拖动主轴和飞轮旋转, 达到与设定的车速相当的转速 (模拟试验中, 可认为主轴的角速度与车轮的角速度始终一致) 后, 电动机断电同时施加制动使主轴减速, 当满足设定的结束条件时就称为完成一次制动[2]。

1—基础底座系统;2—直流调速电机;3—导向键;4—联轴器;5—轴承座;6—中心转轴;7—飞轮组;8—制动器装夹处;9—测力臂;10—尾座滑移系统

2 补偿能量分配模型

建立电动机驱动电流依赖于可观测量 (主轴瞬时扭矩即制动扭矩TZ (t) 与瞬时转速n (t) ) 的数学模型。把整个制动时间离散为N个控制时间段 (例如10 ms为一段) , 然后根据前面时间段观测到的瞬时转速与瞬时扭矩, 设计出本时段驱动电流的值, 这个过程逐次进行, 直至完成制动。

数学模型如下:

式中:I (ti) ——某时刻驱动电流;

ω (ti) ——某时刻角速度。

假设步长时间为ts, 驱动力偶矩Tq (Δti) 作用时间为Δti, 需要N个步长使主轴完全停止或者主轴转速降到某个特定的值。控制步长示意图如图2所示。

以第i个步长为例进行模型解说, 把要补偿的能量分配到步长时间Δti完成。N个步长所补偿的能量为:

式中: J——机械惯量;

ωi ——ti时刻主轴的角速度;

ΔJ ——补偿惯量。

每次补偿的时候角速度变化量为:

在t (i) 到t (i+Δti) 时刻内, 驱动力偶矩做能量补偿。每个步长补偿的能量ΔEb为:

在第N步长完成能量的补偿后, 整个制动过程结束。则由式 (3) 和式 (5) 可知, 式 (3) 可改写为:

另由图3知, 驱动力偶矩作用产生的角加速度αb为:

将要补偿的能量平均分配到每一个步长时间Δti完成, 由能量守恒得:

将式 (8) 按平方差公式展开, 将式 (4) 代入推导得关于角速度增量Δωi的表达式:

根据补偿的ΔJ的正负, 确定Δωi的正负。当ΔJ>0 (表示减少能量) 时, Δωi取负值;当ΔJ<0 (表示增加能量) 时, Δωi取正值。制动扭矩在时间t (i+Δti) 到t (i+1) 时刻内, 对系统做功, 完成本步长时间内的制动。应用能量守恒定律得:

一般假设试验台采用的电动机的驱动电流与其产生的扭矩成正比 (比例系数取为1.5 A/ (N·m) ) , 且试验台工作时主轴的瞬时转速与瞬时扭矩是可观测的离散量[3]。用代数式表示为:

由运动学关系可知, 制动力矩产生的角加速度α为:

由力矩与角加速度的关系知:

结合图3, 根据运动学关系由ωi+Δt这一中间量推导得:

联立式 (5) 、式 (10) 、式 (12) 和式 (14) 推出:

3 模型的分析与评价

参考2009年全国大学生数学建模竞赛题A题中的附表试验数据进行模型分析与评价, 评价模型优劣的指标是能量误差最小。公式 (9) 的MATLAB图见图4。

理论制动要损耗的总能量ΔEt为:

式中:Je——等效转动惯量。

时间步长内损耗的能量ΔE (ti) 为:

对每一步能量损耗进行叠加求和, 得该种模型控制方法所消耗的总能量ΔEs:

制动能量损耗的相对误差Δr为:

代入已知数据, 得Δr=4.13%。

4 结论

制动力矩是衡量制动器的重要参数之一, 同时也是制动器惯性试验系统性能测试的主要数据之一, 因此, 能否准确测量这一参数对模拟试验的效果有很大影响[4]。

本文建立的模型解决了补偿能量的分配问题, 便于补偿能量的分配达到最优化。本模型考虑因素比较全面, 实际物理意义明确, 精度较高。模型建立的假设条件少, 模型适应性强, 形式简练, 可为制动器试验台能量补偿控制方法的改进提供参考。

摘要：通过分析汽车制动器试验台的工作原理, 对制动过程中由于机械惯量不足而缺少的能量进行补偿。针对能量如何补偿并分配到各时间步长的问题进行了理论分析, 建立了电动机驱动电流依赖于可观测量的数学模型。所得模型各变量的物理意义明确, 接近实际路试情况。该模型可为制动器试验台能量补偿控制方法的改进提供参考。

关键词：汽车制动器试验台,补偿能量分配,驱动电流

参考文献

[1]刘武胜, 路建湖.制动器的国内外现状及发展趋势[J].港口装卸, 2000 (s1) :22-30.

[2]郝玉峰, 华小洋.制动器试验方法[J].起重运输机械, 2002 (7) :37-38.

[3]李之中, 杨洪刚.起重机械制动器试验系统[J].山西科技, 2004 (1) :57-58.

制动器实验台篇7

关键词：滚筒反力式,检测,制动

制动协调时间是汽车制动性能的一项重要评价指标, 直接影响到制动距离的长短, 对行车安全起着至关重要的作用, 国内外的相关法规都有明确的规定。在车辆的性能检测包括综合性能检测和安全性能检测的项目中对此也有要求, 但大多数检测站对此项检测不够严谨或是没有检测, 本文提出一种在滚筒反力制动检验台上检测整车制动协调时间的一种方法, 仅供参考。

1 制动协调时间的理解

1.1 GB7258-2004《机动车运行安全技术条件》中定义:

制动协调时间是指急踩制动时, 从脚接触制动踏板 (或手触动制动手柄) 时起至机动车减速度 (或制动力) 达到表中规定的机动车充分发出的平均减速度 (或表所规定的制动力) 的75%时所需的时间。

定义中的两个技术参数, 即充分发出的平均减速度和制动力可任选其一, 由于制动检验台所检测的制动力值最为直观, 因此可选用制动力值做为制动协调时间检测的参数依据。

标准对台架检验制动力规定如表1所示:

GB7258-2004中对制动协调时间的限值要求为:对液压制动的汽车不应大于0.35s, 对气压制动的汽车不应大于0.60s;汽车列车和铰接客车、铰接式无轨电车的制动协调时间不应大于0.80s。

1.2 制动协调时间应是指整车的制动协调时间。

目前汽车综合性能检测站大部分采用滚筒反力式制动检验台, 平板式制动检验台采用的较少, 利用滚筒反力式制动检验台检测制动力是按每轴单独检测, 并按标准的规定进行相关参数的评价, 而作为制动协调时间应是整车的制动协调时间, 而非单列的前轴、后轴的协调时间。因车辆后轴的制动力值没有明确的限值要求, 且车辆在遇障碍或采取紧急制动时, 每个制动器都同时发挥作用, 结合车辆安全行驶的实际制动情况, 单独强调哪一轴的协调时间没有实际意义, 因此标准中规定的制动协调时间理解为整车制动协调时间是比较合理的。但在"GB7258-2004《机动车运行安全技术条件》理解与实施"宣贯教材中提到:"细化了检验制动性能时应测取参数的要求 (C.1.3、C.1.4、C.2.1第二段) , 规定用滚筒式制动检验台检验行车制动时, 不需要测取制动协调时间", 但机动车检测站主要是利用台架检测设备开展工作, 而C.1.3、C.1.4是路试制动性能的检验, 大多数检测站不具备这些设备, 且C.2.1第二段是对车轮阻滞力、制动力平衡、制动力检测解释, 因此这种提法值得探讨。

注:C.1.3是指用制动距离检验行车制动性能时, 采用速度计、第五轮仪或用其他测试方法测量机动车的制动距离, 对除气压制动外的机动车还应同时测取踏板力 (或手操纵力) 。

C.1.4是指用充分发出的平均减速度检验行车制动性能时, 采用能够测取充分发出的平均减速度 (MFDD) 和制动协调时间的仪器测量机动车充分发出的平均减速度 (MFDD) 和制动协调时间, 对除气压制动外的机动车还应同时测取踏板力 (或手操纵力) 。

C.2.1是指驾驶员将机动车驶上滚筒, 位置摆正, 置变速器于空挡。启动滚筒, 在2s后测取车轮阻滞力;使用制动, 测取制动力增长全过程中的左右轮制动力差和各轮制动力的最大值, 并记录左右车轮是否抱死。

2 整车制动协调时间的检测原理

采用的检测设备:滚筒反力式制动检验台、制动踏板力计。

检测原理:在测取各轮制动力的全过程中, 以制动踏板力计起作用时计时开始;在制动力检测的全过程中, 储存轮制动力采样的各记录点 (时间) 所对应的制动力值;在同一时刻 (即同一记录点) 各轮制动力值总和, 达到受检车辆总重量与标准中限值的百分比之积的75%时, 做为制动协调时间计算的终止点。

说明:

2.1 首先应将制动踏板力计固定在制动踏板上, 输出信号与工位机联网, 将制动踏板力计起作用时做为计时的起点;

2.2 采样时的各记录点的时间间隔由组网单位测试给出。按JT/T478-2002《汽车检测站计算机控制系统技术规范》中的要求, 各记录点之间的时间间隔应不大于10ms, 各同步信号记录时刻的同步误差不超过0.5ms;

2.3 制动协调时间计时终止点的确定。在测试制动力时, 受检车辆的重量已被测试出结果, 按车辆类型、车辆空载或满载的状态, 即可得出受检车辆整车制动协调时间时终止点所对应的制动力大小:整车重量×标准中限值的百分比×75%。例如:对于空载的汽车列车整车制动协调时间计时终止点所对应的制动力应为:整车重量×60%×75%, 此记录点即为终止点。

2.4 在同一时刻即相当于同一记录点 (同步误差在此可忽略) , 各轮制动力值总和符合上述第3条的要求时 (也可能在其左右, 找最佳点) , 将计时开始到计时终止点时的记录点个数和组网单位提供的记录点之间的间隔相乘, 即为整车制动协调时间。以上技术数据的采集和控制过程计算机都可自动处理。

汽车制动性能检测试验台简介篇8

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.

制动器实验台篇9

1 系统功能

1.1 测试对象

轿车制动机构的制动器进行多项参数的性能检测及科学试验研究,本试验台以STN2000某性号制动系统作为具体测试对象,设计测试方案。本测试系统测试将制动系统中的防抱死装置ABS断开,不作为系统控制范围。

1.2 试验测试测试参数

模拟惯量0~65kg·m2,最大制动力矩1500 N·m,制动轮转速0~1200 r/min,制动盘温升600℃,制动踏板力:0~500 N。

1.3 测量参数

制动性能参数为制动器性能分析提供数据支持,总的来说,包括以下几个:

(1)转速(车速),包括开始转速(车速),结束转速(车速)。国标GB12676-1999规定:初速度是指驾驶员开始促动制动控制装置时的车速。初速度不应低于相应试验规定车速的98%。

(2)制动力矩,包括本次制动过程最大力矩、最小力矩,以及制动过程大的平均力矩。

(3)制动管路压力,包括制动过程中制动管路的最大压力、最小压力,以及制动过程的平均压力。

(4)制动衬片(盘)温度,包括本次制动开始的温度和制动过程的最高温度。

(5)制动时间,包括制动开始时间,结束时间以及制动过程耗费的时间。

(6)制动距离,制动距离是指从驾驶员促动制动系控制装置开始至车辆停止行驶所驶过的距离,制动试验中,一般把制动距离定义为从开始制动到速度低于某值(通常为测试初速的百分之十左右,具体数值参见相关的制动标准)为止。

除了以上可以直接通过采集数据获得的参数外,还要通过系统的有效计算获得以下有用参数提供给测试人员:

(1)衬片摩擦系数,包括最大摩擦系数和最小摩擦系数,以及平均(工作)摩擦系数;

(2)制动减速度,制动减速度的计算根据标准的不同通常分为两种,一种是根据制动距离计算的减速度,这种减速度计算方式在国外标准比较常见,还有一种是根据单位时间速度变化来计算减速度;

(3)充分发出的平均减速度MFDD。MFDD的计算公式国标GB12676-1999规定:充分发出的平均减速度MFDD应根据车速从vb(0.8v,其中v为初速度,单位m/s)到ve(0.1v)期间行驶的距离平均减速度计算[5]:

式中,Se、Sb分别对应0.1v和0.8v车速时的制动距离。

(4)制动过程中制动器所作的功。计算可根据能量守恒来计算。

2.4 Lab VIEW控制采集平台[3,4]

(1)图形化编程

Lab VIEW与Visual C++、Visual Basic、Lab Windows/CVI等编程语言不同,后几种都是基于文本的语言,而LabVIEW则是使用图形化程序设计语言G语言,用框图代替了传统的程序代码,编程的过程即是使用图形符号表达程序行为的过程,源代码不是文本而是框图。框图是程序代码的图形表示。

(2)数据流驱动

宏观上讲,Lab VIEW的运行机制已不再是传统意义上的计算机体系结构的执行方式。传统计算机语言(如C语言)中的顺序执行结构在Lab VIEW中被并行机制所代替。本质上讲它是一种带有图形控制流结构的数据流模式,程序中的每一个函数节点只有在获得它的全部输入数据后才能够被执行。

2 系统设计

2.1 系统结构设计

制动器试验台结构的设计分为三个部分:

(1)测量部分,包括:扭矩传感器、转速传感器、(红外)温度传感器、压力传感器、踏板力计、采集卡、工控机及软件系统。

(2)电惯量模拟部分,包括:直流电机、直流调速器、测速发电机、减速机。

(3)制动部分,包括:制动器总成。

其硬件结构可简易设计如图1所示

2.2 系统控制设计

由于制动试验台对制动器的测试结果,会直接决定汽车制动性能,与汽车主动安全性直接关联,因此,其检测数据的准确性是尤为重要的,应用成熟可靠的机电设备和自控技术,使系统运行安全、稳定、可靠;利用国内标准化的制动器试验模式,建立各类测试模板,为企业产品分析、预测和决策管理提供信息支持;并具有数据报表和测试诊断的友好界面,提供数据接口。

本试验台测试软件建立在NI公司的Lab VIEW编程平台上,采用了虚拟仪器的设计理念,系统进行开发,除了基本操作功能外,系统开发主要对象面向底层数据采集卡,对采集卡的驱动程序进行研究,应用其相应的驱动程序开发出相应功能的试验台试验底层采集程序。

本课题为制动控制系统开发的软件从结构上可为两大部分[1,6]:

(1)用户交互界面部分。

主要包括:用户选择菜单、各种显示仪表、数据采集输出实时显示几个模块。

本部分主要实现系统与用户的直接交流,使用户能够将试验中的外界限定条件输人到试验系统当中,并在试验过程中,同过报警信号指示灯和图形化数据控制和采集图形观察当先设备运行状况,试验结束后,通过保持的试验数据,直观地分析了解他们所需要的信息,用户交互界面在PC机上直观的显示为主窗口界面,它直接与用户进行交互。

(2)后台的应用程序部分。

包含控制信号的输出、传感器信号采集、数据处理、控制算法四个部分。其中信号采集部分的功能是通过用户界面获得试验时的外界条件和试验中所测的信号,包括模拟信号采集、数字滤波和开关量采集与处理;数据处理的功能包含对试验数据的处理、试验数据存储等部分;控制算法包含力矩处理、压力分析、转速控制三部分。

软件系统具体功能结构参看表1。

根据以上相关功能,编制相关分析和显示界面,由于Lab VIEW为G语言编程,可以通过截图了解程序过程本身。数据采集模块共涉及到了两个程序功能模块:采集卡设置和数据采集显示。

首先是数据采集卡的设置模块,如图2左所示为,数据采集卡设置的前面板布置图。

采集卡参数设置主要包括三个部分,第一为采集通道数选择,由于系统共采集转速、扭矩、压力、制动盘温度和制动衬片温度五路信号,因此系统默认采集通道数为5,采集的信号依次为以上五个信号。预留一路通道以备扩展使用。采集频率系统默认值为5KHz,5 KHz对于本系统采集信号处理已经足够,测试人员也可以不同的测试项目需要进行设置。

如图2右所示,就是采集卡参数设置的后面板,从图可以看出,参数设定后被转换成数组的形式传输给卡初始化函数(Init Device Pro AD),图中还有两个参数的设置是前面板没有出现的,原因是这两个参数都被设置成默认值,是不允许测试人员修改的,这两个参数分别是采集方式和触发方式。

如图3左所示,是数据存储的前显示面板,主要提供三个功能区,一个是采集数据的动态图形显示;一个是关键制动数据采集表格,用来显示系统采集和计算出来的关键制动参数;还有一个区域是报警系统,报警系统提供两个作用,当前采集数据的数字显示仪表和数据超过安全范围的报警,报警是左边的指示灯会被点亮,提醒工作人员检查相关的设备是否出现异常,如果出现常亮异常,就需要对设备停止运行,进行检查。这里一般异常出现时候,只需要按正常的停止方法进行停止,如果系统出现无法控制的异常时候,测试人员可以按下紧急停止按钮,停止测试系统软件的运行,初始化输出数据。图3右是数据采集的程序图,通过简单的设置就可以实现对采集卡采集数据的采集任务,较一般的软件上手更快。

3 结束语

基于Lab VIEW的制动器试验台测试技术,从电惯量技术基本原理出发,对电惯量制动器试验控制算法进行分析,应用在制动器测试软件编制过程中。基于Lab VIEW的制动器试验台测试系统的自投入使用以来,运行情况良好,功能齐全,数据采集和处理精度高,测量速度快,可靠性好,配套适应性强,操作简便。

参考文献

[1]任丽莉,赵鹏,韩塞北.制动器试验台软件系统设计[J],长春师范学院学报,2006年12月,(50-52).

[2]盛朝强,谢昭莉.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年28卷1期,(90-92,101).

[3]刘君华主编.2003年,基于LabVIEW的虚拟仪器设计[M],电子工业出版社,ISBN-5053-8277-2.

[4]张羽.虚拟仪器的技术研究[D],硕士学位论文,南京航空航天大学,2000年3月,(4-20).

[5]中华人民共和国国家标准QC/T582-1999轿车制动器性能要求.

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