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刹车制动力对大跨度悬索桥的振动分析综述

刹车制动力对大跨度悬索桥的振动分析综述

刹车制动力对大跨度悬索桥的振动分析综述

1、引言:

随着国民经济的不断发展,我国客运与货运量日益增长,行车速度和载重量也有大幅提高,车辆因交通事故,恶劣天气等原因而突然刹车的现象时有发生[1],加上新型高强材料的应用,桥梁结构设计与施工逐渐向着大、细、柔的方向发展。制动力对悬索桥的振动效应变得更加突出,而振动过大一方面会使桥梁原有的工作性能发生变化,长期以往将直接影响其承载能力和使用寿命;另一方面也将严重影响行车的舒适性和安全性。因此,研究刹车制动力对桥梁振动的影响,对桥梁使用性能和行车安全都有着极为重要的意义。

移动车辆荷载对桥梁振动的影响是工程师和研究人员关注的课题,并且往往将车-桥问题作为一个耦合系统来进行研究。影响车-桥耦合振动的因素有很多,总结一下大致可以分为:路面平整度、桥梁跨度、桥梁自重、桥梁阻尼、车行速度、车辆制动力、车辆悬挂系统、车辆轴距、车辆重量九个方面。随着电子计算机的出现和有限元技术的发展,许多数值分析方法被提出用于研究各种因素对车-桥耦合振动的影响,车桥耦合振动研究得到迅速发展。

2、国内研究现状:

前后制动器制动力分配 - 前后制动器制动力分配

第四章 汽车制动性 第四节 制动力分配 一、制动力分配要求 根据制动稳定性的要求,前轮的附着率应大于后轮,即b1b2j j >,也就是说μ1 1μ22Z Z F F F F >制动方向稳定性的极限条件为: g g 210μ12g 1g g 1μ221g 20Z Z Z Z h h l F mg z z F l h z F l l l h h l F F l h z F mg z z l l l +++====--- (4-16)式中:μ1F 、μ2F —前、后轮的理想制动力。 又由式(4-14),得: μ2μ1F F z mg mg =- (4-17) 当给定一个μ1 F mg 值,即可从式(4-16)和(4-17)求出z 值和μ2 F mg 值,这样就可得出如图4- 16所示制动方向稳定性极限曲线。制动力处于该曲线上时,可使车辆制动距离最短,是理想的前后制动器制动力分配曲线,称为I 线。欧洲制动法规规定,轿车在0.150.8z ??范围内应满足b1b2j j >的要求。只要车辆制动力分配处于I 线下方,就可保证前轮先抱死,使车辆处于制动稳定状态。

图4-16 稳定性界限(I 曲线)和最大制动距离界限 为使制动距离不至于过长,上述法规又要求满足: p 0.10.85(0.2)z j ?+- (4-18) 因为在I 线下方,前轮先达到峰值附着率,这时前轴制动力为: 21p ()g h l F mg z l l m j =+ (4-19)给定p j 值,即可从式(4-18)求出z 取值范围,由式(4-19)得到μ1 F mg 的范围,随即从式(4- 17)求得μ2 F mg 的范围,这样可在图4-16上画出制动距离允许的极限曲线。 车辆前后轴制动力分配不得超越上述两条极限曲线。对于前后轴制动力定比分配的车辆,有: μ2 μμ2μ1F k F F =+; μ2μμ1μ1F k F mg k mg =- (4-20)式中:μk 为常数,是前后轴制动力的分配比。

汽车制动性能

第一节制动性能的评价指标 制动性能:指汽车行驶时,能在短时间内停车,并维持行驶方向稳定。下长坡时能维持一定车速的能力。 评价指标: 1、制动效能:即制动距离与制动减速度。 2、制动效能的恒定性:抵抗制动效能的热衰退和水衰退的能力。 3、制动时,汽车方向的稳定性:即制动时,不跑偏、侧滑,即失去转向能力的性能。 第二节制动时车轮受力 一、地面制动力(T——车轴的推力;W——车轮垂直载荷)FXb=Tu/r?N 因为:FXb受到轮胎与地面附着力,Fφ=Fzφ的限制。 所以:FXb=Tu/r≤Fzφ,当FXb=Fzφ(Xb=zφ)时,Tu上升,则FXb不再上升,即:FXbmax=Fzφ 二、制动器制动力:在轮胎周缘克服制动器摩擦力矩所需的力Fu(Fu=Tu/r)。 取决于制动器的型式,结构尺寸、摩擦片摩擦系数、车轮半径与踏板力——制动系的油压(气压)成 正比。 三、地面制动力FXb,制动器制动力Fu及附着力Fφ之间的关系。 1、当FXb小于Fφ时,踏板力上升则Fu上升。 2、当Xb=Fφ时,踏板力上升,则Fu上升,而FXb=Fφ,此时,车轮抱死不转而出现滑拖现象。如果要提高地面制动力FXb,只有提高附着系数φ。即:FXbmax=Fzφ 所以:地面制动力FXb首先取决于Fu,同时又受Fφ的限制,只有Fu、Fφ都足够大时,FXb才比较大。 例:Fu很大,但在结冰路上FXb几乎为0。 四、硬路面上的附着系数φ,φ与车轮的运动状况(滑动程度)有关。 1、滑动率S:S=Vw-rωw/Vw Vw——车轮中心速度 ωw——车轮角速度 r——不制动时的滚动半径 (1)车轮纯滚动时:Vw≈rωw,S=0,制动印痕与胎纹基本一致。 (2)车轮边滚边滑时,Vw大于rωw,0小于S小于100%,胎迹逐渐模糊。 (3)车轮纯滑动时,ωw=0,Un>>roωw,S=100%,制动印痕形成粗黑的印痕。 S的数值说明了制动过程中,滑动成分的多少,S越大,滑动越多,S不同时,φb不同(obi=制动系数)。 2、φb——S关系曲线 (1)纵向φ,沿车轮旋转平面方向。因为:FXb=Fzφb,所以:φb=FXb/Fz (2)φb峰值附着系数S=15——20%时,纵向φ的最大值——φp。 (3)φs滑动附着系数S=100%时的纵向φ——φs。(滑动附着系数) 干路面φp与φs相差不大; 湿路面φp与φs相差很大。 r =φs/φp=1/3——1

刹车制动力分配试验方法09

编制部门:技术部文件编号:SAF-P009 XXXX汽车工业有限公司 刹车制动力分配试验方法 第(1)版 编制:日期:年月日 审核:日期:年月日 批准:日期:年月日发布日期:2004年月日实施日期:2004年月日

刹车制动力分配试验方法修订一览表 页次 1/1 版次 日 期 修订人 修订页次 修订内容概述 第一版 2004/11/4 新出

1、目的 本标准是测定车辆的前轮及后轮制动力分配的相关试验方法。 2、适用范围 乘用车、商用车。 3、试验方法 3.1.试验条件 3.1.1.供试部品 (1)蹄片(PAD)、刹车碟片(ROTOR)、来令(LINING)及刹车鼓(DRUM),在试验时原则上使用新品,但开发需要时PAD的μ值,LINING的BEF值已知品亦可实施; (2)车装置需符合正规式样、并具有正常机能。 3.1.2.供试车辆 (1)车辆之重量在同一车型、同一刹车规格中,取最大的积载(G.V.W.)重量式样实施, 重量包含试验人员及试验用计测器的状态,但LOCK试验时为1名成员状态的重量分配; (2)使用标准装配之轮胎,必要时选用件轮胎亦实施,胎压为一般道路走行之正规胎压。 3.1.3.路面及气象 (1)试验路为标准铺装良好路面(如水泥路等); (2)需为干燥的路面。 3.1. 4.计测器 (1)数字显示型温度计; (2)踏力及液压SENSOR及踏力或液压指示计; (3)U-字管(减速度计); (4)车轮扭力计(Wheel Torque meters); (5)信号放大器; (6)AR1100或相当的记录器。 3.2.试验方法 试验时需注意以下要点 (1)原则上需要磨合200回,但如有必要于PAD及LINING于新品时、磨合途中及热履历 后亦可; (2)试验时需监测和记录PAD和LINING温度; (3)以得到图1减速度的波形来操作刹车踏板,但车辆在车轮锁死(LOCK)的条件下得到如图2的波形亦可。

EBD EBV电子制动力分配系统

电子制动力分配系统( EBD/EBV) 第一节概述 EBD即Electronic Brake - force Distribution的英文简称,其含义是电子制动力分配系统。当汽车制动时产生汽车重心的移动,为了发挥最佳制动效果,各车轮根据载重需要有效的分配制动力。前后轮同时抱死的制动力分配叫做理想制动力分配。 当车轮抱死滑移时,车轮与路面间的侧向附着力完全消失。如果只是前轮(转向轮)制动到抱死滑移而后轮还在滚动,汽车将失去转向能力;如 果只是后轮制动到抱死滑移而前轮还在滚动,即使受到侧 向干扰力,汽车也 将产生侧滑(甩尾)现象。这些都极易造成严重的交 通事故。 为了避免此类现象的发生,根据重心的移动需要自动 分配每个轮的制动力。在一些车型中采用机械式分配阀 ( Proportionig V alve)又叫P阀来完成这个作用。P阀是 为了在急制动时提高前后轮的制动均衡力,在发生高压 时,减少后轮制动油压上升速度。但机械式分配阀不能实 现理想的制动力分配,它在轻微制动时不起作用。理想制 动力控制曲线如图7-1所示。 一、EBD/EBV系统作用 电子制动力分配系统( EBD)主要作用有: (1)紧急制动时,防止因后轮先被抱死造成汽车滑动及甩尾。 (2)取代P阀(又称比例阀)的功能,比机械式分配阀提高后轮制动力,缩短制动距离。 (3)可分别控制四轮的制动。 (4)确保ABS工作时的制动安全性。 (5)实现后轮制动压力左右独立控制,确保转向制动时的安全性。 (6)提高后轮的制动效果,减少前轮制动摩擦片的磨损量及温度的上升,一般轿车把前、后轮制动力比例分配在约30:70。 二、制动力分配 1.前后轮制动力分配 因前后轮荷重不同,所需的制动力不同,在车辆后部无负荷时,适当增大车辆前轮的制动力.如图7-2所示,随着车辆后部的负荷重量加大时,就要加大后轮的制动力。

制动力计算

汽车制动力计算 G4 6个电池组6X28=168KG 总重量530KG 车辆中心位置(x,y,z ): -8 , 261, 1559 (原点在前轮轴中间) 车轮轴距离地面的距离为230; 轴间距L=2370 地面对前轮的法向反作用力为:F1=(mg/L)[b+(h g/g)(du/dt)] 地面对后轮的法向反作用力为:F2=(mg/L)[a-(h g/g)(du/dt)] L——汽车轴距;=2370mm a --- 重心到前轴中心线的距离;=1559mm b——重心到后轴中心线的距离;=2370-1559=811mm hg -- 汽车重心高度;261+230=490mm du/dt ――汽车制动减速度; 国家规定汽车的制动数据为:制动初速度为80km/h,制动的距离为50m 2 因此:du/dt=4.9m/s 所以地面对后轮的法向反作用力F2: =(450*9.8/2370){1558-[ (200+89)/9.8]*4.9} =2630N B = (b+? hg) /L=(811+0.7*490)/2370=0.49 汽车的前后轮制动力为: F U1+F U2=?G; F U1/F U2= (b+ ?h) /(a- ? h) ? ――附着系数,(干沥青路面,取0.7 ) F U1 < (mg ? /L) (b+? h g) F U2W (mg? /L) (a- ? h g) F U2W (mg ? /L) (a- ? h g) 所以G4的后轮制动力为: =530*9.8*0.7*(1559-0.7*490)/2370 =1865N

对于轮缸式制动器和盘式制动器,制动力F: F ui=2p*(Pi*D i2/4)*n i*C i*R i/r d F U2 =2p2*(Pi*D 22/4)*n 2*C2*RJr d F ui, U2――分别为前、后轮的制动力,N; D , D2—分别为前、后轮缸直径,m n i,n2 ------ 分别为前、后制动器单侧油缸数目(仅对于盘式制动器而言); C,C2――分别为前、后制动器的效能因数; R,R――分别为前、后制动器的工作半径,m r d ------ 轮胎动负荷半径; 效能因数是指在制动鼓或制动盘的作用半径上所得到的摩擦力与输入力之比。 C=(M/r)/F 0 M制动器输出的制动力矩 r――制动鼓或者制动盘的作用半径 F。一一为制动器输入力 制动器的效能因数取决与制动器的类型、结构特点和结构参数等因素,并受摩擦片的摩擦系数变化的影响。(参见“汽车工程手册设计篇”,表格5-3-1和5-3.3) 鼓式刹车的效能因数:(参见“汽车工程手册基础篇191页”) 盘式刹车的效能因数:(参见“汽车工程手册基础篇195页”) 同步附着系数?。=(LB -b ) / h g B――制动力分配系数;既前轴制动器制动力与前、后轴制动器总制动力的比值表示。一般取0.6

制动力分配调节装置

前后轮制动力分配的调节装置 一、概述 1.目的 如本章第一节所述,最大制动力f bmax,受轮胎与地面之间附着力fψ的限制。即: f ≤fψ=gψ bma x 当f b一旦等于fψ后,车轮便停止转动被“抱死”,而在地面上滑拖。制动管路中的工作压力再增大,也不可能使制动力f b增加。车轮一旦抱死便会失去抗侧滑的能力。如前轮抱死时,会使汽车失去方向操纵性,无法转向;如后轮抱死而前轮滚动时,会使汽车失去方向稳定性,丧失了对侧向力的抵抗能力而侧滑(甩尾),造成极为严重的恶果。可见,后轮抱死的危险性远大于前轮。因此,要使汽车既能得到尽可能大的制动力,又能保持行驶方向的操纵性和稳定性(不失控、不甩尾),即最佳制动状态,就必须使汽车前后轮同时达到“抱死”的边缘。其同步条件是:前后车轮制动力之比等于前后车轮对路面垂直载荷之比。 但是,随着装载量不同和汽车制动时减速度所引起载荷的转移不同,汽车前后车轮的实际垂直载荷比是变化的。因此,要满足最佳制动状态的条件,汽车前后轮制动力的比例也应是变化的。 2.前后轮制动管路压力分配特性曲线 (1)无制动力调节装置的汽车,其前后车轮控制管路的工作压力p1、p2基本是相等的,其压力比p2/ p1永远等于1(如图20-71虚线所示)。这就使得不论前后车轮制动器的型式、尺寸如何不同,但制动力的分配比例却永远是个常数,不可能使汽车在各种条件下都能获得最佳的制动状态。

图20-71 理想的前后轮制动管路压力分配特性曲线 p1-前轮制动管路中的压力;p2-后轮制动管路中的压力;c-质心 (2)理想的前后轮制动管路压力分配特性曲线如图20-71实线所示。由于汽车满载较空载时质心c后移,p2应相应增加,故其曲线较空载曲线上移。又因制动强度的增加(即工作压力p的增加),质心向前转移程度的增加,压力比p2/ p1应相应减小(小于1),故随压力p1的增加,曲线变得平缓。 为满足上述理想特性的要求,在一些汽车上采用了各种制动力调节装置,来调节前后车轮制动管路中的工作压力。常用的有限压阀、比例阀和感载比例阀。 二、液压式限压阀 1.安装位置 限压阀是一种最简单的压力调节阀,串联在制动主缸与后轮制动器的管路之间。 2.作用 它的作用是当前后制动管路压力p1和p2由零同步增长到一定值后,即自动将后轮制动器管路中的液压限定在该值不变,防止后轮抱死。

汽车制动的原理

汽车制动的原理 众所周知,当我们踩下制动踏板时,汽车会减速直到停车。但那个工作是怎么样完成的?你腿部的力量是如何样传递到车轮的?那个力量是如何样被扩大以至能让一台笨重的汽车停下来? 首先我们把制动系统分成6部分,从踏板到车轮依次解释每部分的工作原理,在了解汽车制动原理之前我们先了解一些差不多理论,附加部分包括制动系统的差不多操作方式。 差不多的制动原理 当你踩下制动踏板时,机构会通过液压把你脚上的力量传递给车轮。但实际上要想让车停下来必须要一个特别大的力量,这要比人腿的力量大特别多。因此制动系统必须能够放大腿部的力量,要做到这一点有两个方法:?杠杆作用 ?利用帕斯卡定律,用液力放大 制动系统把力量传递给车轮,给车轮一个摩擦力,然后车轮也相应的给地面一个摩擦力。在我们讨论制动系统构成原理之前,让我们了解三个原理:?杠杆作用 ?液压作用 ?摩擦力作用 制动踏板能够利用杠杆作用放大人腿部的力量,然后把那个力量传递给液压系统。

如上图,在杠杆的左边施加一个力F,杠杆左边的长度〔2X〕是右边〔X〕的两倍。因此在杠杆右端能够得到左端两倍的力2F,然而它的行程Y只有左端行程2Y的一半。 液压系统 事实上任何液压系统背后的差不多原理都特别简单:作用在一点的力被不能压缩的液体传递到另一点,这种液体通常是油。绝大多数制动系统也在此中放大制动力量。下图是最简单的液压系统: 如图:两个活塞〔红色〕装在充满油〔蓝色〕的玻璃圆桶中,之间由一个充满油的导管连接,假如你施一个向下的力给其中一个活塞〔图中左边的活塞〕那么那个力能够通过管道内的液压油传送到第二个活塞。由于油不能被压缩,因此这种方式传递力矩的效率特别高,几乎100%的力传递给了第二个活塞。液压传力系统最大的好处确实是能够以任何长度,或者曲折成各种形状绕过其他部件来连接两个圆桶型的液压缸。还有一个好处确实是液压管能够分支,如此一个主缸能够被分成多个副缸,如下图:

小型客车制动力分配比分析与优化

百度文库- 让每个人平等地提升自我 本科生毕业论文(设计)题目:小型客车制动力分配比分析与优化 专业代码:机械设计制造及其自动化(080301)作者姓名:陈哲 学号: 39 单位:汽车与交通工程学院 指导教师:楚晓华 2012 年5 月20日

原创性声明 本人郑重声明:所提交的学位论文是本人在导师指导下,独立进行研究取得的成果。除文中已经注明引用的内容外,论文中不含其他人已经发表或撰写过的研究成果,也不包含为获得聊城大学或其他教育机构的学位证书而使用过的材料。对本文的研究作出重要贡献的个人和集体,均已在文中以明确方式标明。本人承担本声明的相应责任。 学位论文作者签名:日期 指导教师签名:日期

摘要 汽车的制动性直接关系到交通安全。因此,改善汽车的制动性,成为了汽车设计制造和使用部门的重要任务。由于我国车辆种类繁多,为使本篇论文更有针对性,能够从一定程度上解决实际问题,所以只研究讨论了应用较为广泛的小型客车。 本文对汽车制动系统进行了全面的、系统的理论分析,在深入研究制动系统设计要求、制动性能的评价指标以及有关制动法规的基础上,在MATLAB环境下绘制了制动力分配曲线,通过对该曲线进一步研究分析,从而优化变量、设计确定目标函数、计算约束条件。 最后,本文结合小型客车实例对汽车制动力分配进行优化与制动性能计算,并最终得出结论。 关键词:小型客车,制动系统,制动力分配曲线

Abstract The car's braking is directly related to traffic safety. Therefore, to improve the braking of the car has become the automotive design and manufacturing and use of the important task of the department. A wide range of China's vehicle to make this paper more focused, to a certain extent to solve practical problems, so the only research and discussion is widely used mini-van. Automotive Brake Systems to conduct a comprehensive, systematic theoretical analysis, in-depth study of the braking system design requirements, evaluation of braking performance and brake regulations on the basis of the brake force distribution curve drawn in the MATLAB environment , further research and analysis of the curve, in order to optimize the variable, the design objective function to calculate the constraints. Finally, this paper minibuses instance to optimize the braking force distribution and brake performance computing, and finally concluded. Keywords: minivans, braking systems, brake-force distribution curve

汽车制动性能评价指标

汽车制动性能评价指标 Final approval draft on November 22, 2020

3-2 汽车制动性能评价指标 导入新课:制动性能的评价指标包括制动效能、制动效能的恒定性、制动时的方向稳定性三个方面。 一、制动效能 制动效能是指汽车迅速降低行驶速度直至停车,或在下坡时维持一定车速及坡道驻车的能力,是制动性能最基本的评价指标。一般用制动减速度、制动力、制动距离等来评价。 1、制动减速度 是指制动时单位时间内车速的变化量。它反映了地面制动力的大小,与制动器制动力及附着力有关。 2、制动力 1)地面制动力 2)制动器制动力 3)地面制动力、制动器制动力和附着力之间的关系 汽车的地面制动力越大,制动减速度越大,制动距离越短;而地面制动力首先取决于制动器制动力,同时受地面附着条件的限制。因此只有汽车具有足够的制动器制动力,同时地面又能提供高的附着力时,才能获得足够的地面制动力 3、制动距离 是指车辆在规定的出速度下,以规定踏板力急踩制动踏板时,从驾驶员右脚接触到制动踏板到车辆停止时车辆所使的距离。 影响制动距离的主要因素:制动器起作用的时间、最大制动减速度

(有附着力和制动器制动力决定)、制动出速度。因此及时维护车辆能缩短制动器起作用时间以及制动性能的稳定。 二、制动效能的恒定性 1)热衰退性 制动效能的稳定性是指汽车制动的抗热衰退性,是指汽车高速制动、短时间重复制动或下长坡连续制动时制动效能的热稳定性。因为制动产生大量的热量,使制动器温度上升,制动器在热状态下能否保持有效的制动效能是衡量制动性能的重要指标。 2)水衰退性 当制动器被水浸湿时,应在汽车涉水后多踩几次制动踏板,是制动蹄和制动鼓摩擦生热迅速干燥。 三、制动时的方向稳定性 制动时方向的稳定性是指汽车制动时不发生跑偏、侧滑及失支转向能力。 1、制动跑偏 主要是由于左、右轮(尤其是前轴)制动器制动力不相等。为限制制动跑偏,要求前轴左、右制动力之差不大于该轴符负荷的5%,后轴为8% 2、制动侧滑与制动时转向能力的丧失 侧滑是指制动时汽车的某一轴或两轴发生横向滑移。 制动时转向能力丧失是指弯道制动时。汽车不再按原来的弯道行驶而沿前线方向驶出,或直线行驶制动时转动转向盘不能改变方向的现象。原因是转向轮抱死。

汽车知识讲座-汽车制动时受力分析

汽车知识讲座-汽车制动时受力分析 1.摩擦阻力的因素 汽车在制动过程中,有两个地方会产生摩擦阻力。一个是车轮制动器产生的摩擦阻力,使车轮转速减慢;另一个是车轮与地面产生摩擦阻力使汽车减速。前者称制动器制动力,后者称地面制动力,也就是我们车在检测站检测的制动力。 如果制动器产生的摩擦力偶大于轮胎与路面之间的最大摩擦力偶时,车轮即完全停止滚动,也就是车轮被抱死。 在车轮未抱死前,地面制动力始终等于制动器制动力,此时制动器制摩擦力消耗一部份动能(发热),地面制动力消耗一部份动能。 在车轮抱死后,地面制动力等于地面附着力,它不再随制动器制动力的增加而增加,制动器制不再消耗动能(W=FS,∵S=0,∴W=0),只有轮胎与地面摩擦消耗动能。由于车轮抱死后,纵向附着系数(摩擦力)下降,制动器制也不消耗动能,侧向附着系数趋于0,所以刹车距离也就变长,易产生则滑。 2.前后轴载荷重心变动的因素 车辆在静止时,其前后轴的垂直载荷之比仅决定于汽车重心的纵向位置。但在车辆行驶中制动时,由于作用在重心上的向前的惯性力使汽车俯冲前倾,因而前后轴的垂直载荷比值变大,即前轴载荷加大,而后轴载荷减少;而且制动力越强,惯性力越大,前后轴垂直载荷的比值也越大。即刹车时前轴荷随加速度变大而增大,后轴荷减少。 80年后生产的国产及进口车轿车,前后轴制动力分配按欧共体的ECE R13标准制定,即按“前后轴附着糸数利用曲线”分配比例,不允许有车轮抱死现象,前轴所占总制动力通常为80%,上限为85%。 各种轿车都是按自身的悬挂糸统的动态重心分配特性去设计前后轴制动力分配,原车的前后轴制动力分配是经过各种实验优化定案,提供良好的制动平衡。 根椐北京理工大学做的路试,国产及进口轿车前轴刹车力在800kg-1100kg以上,后轴最低173kg,最高290kg(满载车重1684kg),路试刹车减速度、距离都符合要求。实试正实,后轮刹车即使一轮失效,30km/h刹车距离变化很小,不跑偏。国内现有的检测站的测试台是无法测试真正动态刹车力的。 急刹车时,前轮先抱死,汽车不能变方向,后轮先抱死则产生侧滑。后轮比前轮先抱死要危险得多!因此,我不认同随便改动“比例阀”去适应年审验车。 轿车前轴的制动力决定了制动距离效能,有关刹车距离长故障重点应放在前轴。 3.车轮抱死的影响因素 车轮抱死是制动侧滑的根本原因,制动强度太大也可导致汽车制动侧滑。路面状况不同,车轮与地面附着特性不同,在制动时,如果制动强度太大,可能导致车轮滑移率超过制动稳定的范围,从而导致制动方向失稳。因此,驾驶员应熟悉制动器和路面特性,把制动强度控制在制动方向稳定范围内,并发挥较大的制动效能。 根据车轮与地面的附着特性,当车轮抱死以后,地面横向附着系数降为零,这时车轮不能承受侧向外力作用。当前轮抱死并试图转向时,尽管操纵转向盘使前轮偏转,但由于地面不能对车轮产生侧向作用力,前轮将沿汽车纵向轴线

制动力计算方法

《机动车运行安全技术条件》(GB7258-2004)有关制动方面的: 1.1 台试检验制动性能 1.1.1 行车制动性能检验 1.1.1.1 汽车、汽车列车在制动检验台上测出的制动力应符合表 6 的要求。对空载检验制 动力有质疑时,可用表 6 规定的满载检验制动力要求进行检验。 摩托车及轻便摩托车的前、后轴制动力应符合表 6 的要求,测试时只允许乘坐一名驾 驶员。 检验时制动踏板力或制动气压按7.13.1.3 的规定。 表 6 台试检验制动力要求 1.1.1.2 制动力平衡要求(两轮、边三轮摩托车和轻便摩托车除外) 在制动力增长全过程中同时测得的左右轮制动力差的最大值,与全过程中测得的该轴左 右轮最大制动力中大者之比,对前轴不应大于20% ,对后轴(及其它轴)在轴制动力不小 于该轴轴荷的60% 时不应大于24%;当后轴(及其它轴)制动力小于该轴轴荷的60% 时,在制动力增长全过程中同时测得的左右轮制动力差的最大值不应大于该轴轴荷的8% 。 依据国标要求,对前轴以外的制动力平衡计算分两种情况: 1、当该轴制动制动率 >= 60%时,过程差最大差值点的两个力分别 为f1和f2,如果f1 >= f2 不平衡率 = (f1 –f2)/f1 * 100 ; 如果f1 < f2不平衡率 = (f2 –f1)/f2 * 100 2、当该轴制动制动率 < 60%时,过程差最大差值点的两个力分别

为f1和f2,如果f1 >= f2 不平衡率 = (f1 –f2)/轴重 * 100 ;如果f1 < f2不平衡率 = (f2 –f1)/轴重 * 100 注意:以上为简约的计算,较为准确的计算要注意单位之间的换算:轴重是kg,制动力的单位是10N 例如: 轴重最大左最大右差值左差值右制动率不平衡率 2074 543 508 543 508 50.7 1.7 二轴不平衡率( 543-508)*10/(2074*9.8)*100= 1.722% 有关制动台仪表 制动台仪表的不平衡率算法说明书没有给出,不清楚其算法,对于前轴有可能是对的,对于后轴等仪表算法可定是错误的,制动台本身不能得到车辆的轴重,也就不能判断制动率是否 >=60,也就不能得出不平衡率。

驻车制动设计计算

219 式中?——该车所能遇到的最大附着系数; q——制动强度 e r ——车轮有效半径。 一个车轮制动器应有的最大制动力矩为按上列公式计算结果的半值。 奥龙、德御系列车采用的是斯太尔前轴、后桥,制动器采用的是斯太尔领从蹄鼓式制动器,如图13.5所示,制动器的规格为前φ420×160/后φ420×185,制动器结构参数及制动力矩见表13.1、表13.2,由于奥龙、德御车制动系统中没有安装气压感载调节阀,所以整车制动力不可调节,对同一系列车,整车制动力分配系数为定值,所以,实际制动力分配曲线与理想的制动力分配曲线相差较大,制动效率较低,前轮可能因抱死而丧失转向能力,后轮也可能抱死使汽车有发生后轴侧滑的危险。 图13.5 领从蹄鼓式制动器结构示意图 因此,对奥龙、德御系列车来说,可以通过调整轴荷分配来调整重心位置,使车辆满载情况下的同步附着系数接近可能遇到的路面附着系数,才能获得稳定的制动工况。 表13.1 斯太尔前、后制动器结构参数 表13.2 斯太尔前、后制动器在各种制动气压下的制动力矩 4.驻车计算 图13.6为汽车在上坡路上停驻时的受力情况,由此可得出汽车上坡停驻时的后轴车轮的附着力为: 结构参数 STEYR (前) STEYR (后) L(mm) 155mm 155mm a(mm) 160mm 160mm M(mm) 38mm 38mm 摩擦片包角0β 95° 110° 摩擦片起始角 29°8′ 21°39′ 制动臂长l(mm) 122 145 摩擦片宽b(mm) 160 185 制动鼓半径(mm) 210 210 ()a MP P 0 0.5 0.6 0.7 0.8 m N M u ??/)(1前 10811 12974 15135 17299 m N M u ??/)(2后 13573 16287 19002 21717

第四章 汽车制动性能检测

第四章汽车制动性能检测 制动检验台常见的分类方法有:按测试原理不同,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;按检测参数不同,可分为测制动力式、测制动距离式、测制动减速度式和综合式四种;按检验台的测量、指示装置、传递信号方式不同,可分为机械式、液力式和电气式三类;目前国内汽车综合性能检测站所用制动检验设备多为反力式滚筒制动检验台和平板式制动检验台。目前国内外已研制出惯性式防抱死制动检验台但价格昂贵,短期内难以普及应用。本章内容重点介绍反力式滚筒制动试验台。 第一节制动台结构及工作原理 一、反力式滚筒制动检验台 1.基本结构 反力式滚筒制动检验台的结构简图如图2-4-1所示。它由结构完全相同的左右两套对称的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(多数试验台将左、右测试单元的框架制成一体)、驱动装置、滚筒组、举升装置、测量装置等构成。 图 2-4-1 反力式制动检验台结构简图 (1)驱动装置 驱动装置由电动机、减速器和链传动组成。电动机经过减速器减速后驱动主动滚筒,主动滚筒通过链传动带动从动滚筒旋转。减速器输出轴与主动滚筒同轴连接或通过链条、皮带连接,减速器壳体为浮动连接(即可绕主动滚筒轴自由摆动)。日式制动台测试车速较低,一般为0.1~0.18km/h, 驱动电动机的功率较小,为2×0.7~2×2.2kW;而欧式制动台测试车速相对较高,为2.0~5km/h,驱动电动机的功率较大,为2×3~2×11kW。减速器的作用是减速增扭,其减速比根据电动机的转速和滚筒测试转速确定。由于测试车速低,滚筒转速也较低,一般在40~100r/min范围(日式检验台转速则更低,甚至低于10r/min)。因此要求减速器减速比较大,一般采用两级齿轮减速或一级蜗轮蜗杆减速与一级齿轮减速。 理论分析与试验表明,滚筒表面线速度过低时测取协调时间偏长、制动重复性较差,过高时对车轮损伤较大,推荐使用滚筒表面线速度为2.5km/h左右的制动台。 (2)滚筒组

电动汽车制动力的分配分析及优化

电动汽车制动力的分配分析及优化 薛咏梅,郝彩红,鲁凤杰 (长安大学汽车学院,陕西西安710064) 摘要:新能源汽车中,特别是电动汽车,因其节能环保的优势,是社会和国家相关部门提倡的重点,在私人轿车中的比例也逐步增大。因此,当今对电动车的研究也更加深入,电动汽车的制动力分配作为电动汽车安全性的主要内容,也是本文重点研究的方向。本文主要介绍电动汽车制动力分配特点,兼顾制动力分配的制动系统能量回收以及制动力分配的相关理论曲线。并引入实际车型,通过其实际制动力分配曲线与理想制动力分配曲线的对比来验证其制动力分配的合理性,根据对比结论分析制动力分配的特点。并对制动力分配的优化方案进行介绍与展望。通过整个体系的阐述,强调制动力分配的重要性以及对电动汽车制动安全性、稳定性的意义,也是电动汽车今后发展的重要方向。为我们今后对电动汽车的研究奠定了一定的基础。 关键词:电动汽车制动;能量回收;制动力分配;分配优化 The braking force of electric car distribution optimization analysis XUE Yong-Mei,HA0 Cai-Hong,LU Feng-Jie School of automobile,Chang’an University,Xi’an,710064,China Abstract: this article expounds the electric car braking force distribution optimization , chapter five written in full. Was the center of the braking energy recovery and the optimization of braking force distribution of two parts, the two parts is also a corresponding content. The first chapter focuses on the overview of the electric car braking and research background; The second chapter mainly analyzes the braking energy recovery, recycling development present situation and the main methods of recycling and how to maximize the recovery of energy; The third chapter expounds the theory of braking force distribution, the theoretical basis of this is the fourth chapter; The fourth chapter mainly studies the optimal allocation of braking force, this is the ultimate goal of our research and results; The last chapter of this article has carried on the summary and prospect of the system. In this paper, based on the research of the electric car braking, based on the theory of braking force distribution optimization analysis to its, this paper expounds the current new technology of the car care point and deficiency, and on the analysis of the study and prospect. Key words: the electric car braking energy recovery, braking force distribution, distribution optimization 1绪论 新世纪以来,社会发展趋势使得电动汽车成为新时期轿车的主力之一。而且,当今能源和环境问题更加严重,电动汽车因节能环保很占优势。而将电动汽车的制动能量回收与制动力的分配相结合的优化设计,正是我们研究的重点。本文通过对制动系统能量回收和制动力的优化分配策略两大体系内容的研究与分析,对电动汽车进行系统研究。进而实现电动汽车的节能环保。本文的主要写作思路是:1.制动系统的能量回收。2.制动力优化分配策略。制动系统构型,制动强度二次再分数学模型,优化过程及实例分析。 2兼顾制动力分配的制动能量回收 同时,对电动汽车来说,制动力在优化分配的同时。还要考虑另一个重要的理论,就是电动汽车制动能量的回收。因其靠电机驱动,没有内燃机提供动力,因此电动汽车需要回收相应的制动能量以提高汽车行驶的动力性,而电动汽车能量的回收又与制动力的优化互不兼容。因此,我们需要对两者做详细的分析。主要是制动力的分配原理,因为电动汽车没有内燃机,故其动力性也是一个需要考虑在内的问题,我们不能只考虑制动力的优化分配,也要兼顾制动能量的回收。

03制动力分配曲线(空满载一起)-复制到MATLAB

% *****************制动力分配计算************************ % 红色是需要修改注意的地方 %----------------------------------------------------------------- % START %----------------------------------------------------------------- % ------------------ % 理想制动力线参数 (请更改) % ------------------ %空载总质量-------------------------------M_Unladen M_Unladen = 2295; %满载总质量-------------------------------M_Laden M_Laden = 3220 ; %空载质心高度-------------------------------H_Unladen H_Unladen = 0.745 ; %满载质心高度-------------------------------H_Laden H_Laden = 0.865 ; %轴距--------------------------------------L L = 3.110 ; %空载质心到后轴距离---------------------------b_Unladen b_Unladen = 1.862 ; %满载质心到后轴距离---------------------------b_Laden b_Laden = 1.513 ; %--------------------------------------------g g=9.8; % ---------------- % 实际制动力参数 ( 请更改) % ----------------

汽车制动性基础知识

教案(18)

一、导课 (一)汽车行驶时能在短距离内迅速停车且维持行驶方向稳定性,在下长坡时能维持一定安全车速,以及在坡道上长时间保持停驻的能力称为汽车的制动性。汽车制动性能直接关系到交通安全,重大交通事故往往与汽车制动性能差有关。制动距离太长或者紧急制动时发生侧滑等都会造成交通事故。在现有路况标准下,随着汽车行驶速度的提高,汽车制动性能对保障交通安全越发重要。 二、教学过程 (一).制动性的评价指标 1.制动效能,即制动距离和制动减速度; 2.制动效能的恒定性,即抗热衰退性能抗热衰退是指汽车高速行驶或下坡续 制动时受热影响后能保持制动性能的程度。 3.制动时汽车的方向稳定性,即汽车不发生跑偏、侧滑以及失去转向能力的性能、在良好的路面上,制动效能是汽车制动性能的首要考虑的因素,是最基本的评价指标。制动效能的恒定性是用来评定汽车连续制动的能力,因为连续制动中会产生很大的热量,所以我们必须考虑在高温情况下汽车的制动能力,此外,汽车涉水行驶,制动器还存在水衰退问题,必须加以考虑。制动时汽车的方向稳定性是评定汽车制动时能按给定路线行驶的能力。 汽车跑偏 后轴侧滑前轴丧失转向能力

(二).汽车制动时车轮受力分析 1 地面制动力 Mμ——制动器的摩擦力矩; FXb——车轮轮胎胎面与地面之间作用的地面制动力; G——车轮垂直载荷; FZ——地面对车轮的法向反作用力; T——车轴作用于车轮的推力。 从车轮受力平衡可得 Fxb=Mu/RT (4—1) 式中:RT——车轮滚动半径。 2 制动器制动力 Fb =Mu/FbRT (4—2)3 地面制动力、制动器制动力与附着力之间的关系 4 附着系数与车轮滑移率的关系 S=(Vw—r0ω)/Vw ×100% (4—5) 式中:Vw ——车轮中心的速度; r0 ——无地面制动力时车轮滚动半径; ω——车轮的角速度。

汽车制动曲线分析.

本文通过汽车制动曲线,分析了汽车制动性能检测时,车辆的技术状况、检测设备的精度、检测方法及操作规程的应用等因素对检测数据的影响。 目前,汽车制动性能的检测有路试和试验台检测两种方法。反力式制动试验台因为能迅速、准确、定量地显示出车轮的制动力、协调时间、阻滞力及驻车制动力而得到广泛的应用。下面,我利用所在的检测站的反力式制动试验台的典型汽车制动曲线,分析汽车制动性能检测时,车辆的技术状况、检测设备的精度、检测方法及操作规程的应用等因素对检测数据的影响。 1.车辆技术状况的影响 (1制动力不足 根据GB7258-2004《机动车安全运行技术条件》及GB18565-2001《营运车辆综合性能要求和检验方法》规定,整车制动力应大于或等于整车质量的60%;前轴制动力应大于或等于轴荷的60%。造成制动力不足的原因主要有以下几种: a.制动器的技术状况 合格的制动曲线如图1、图2。

若某个车轮出现制动器内有油污、制动毂/盘与摩擦片间隙过大、摩擦片磨损过度或新摩擦片与制动毂/盘结合面不足等情况时,都将造成制动力不足,如图3、图4。 b.制动操作系统的技术状况 若出现下列情况,将造成某轴或整车制动力不足:制动气室膜片破裂或制动分泵密封圈损坏;制动气管或油管漏气、漏油;制动气室推杆变形或卡死;制动分泵活塞发咬;制动踏板有效行程过大;制动总泵漏油、漏气,推杆或活塞卡死等。如图3、图4、图5、图6所示。 c.其它情况 GB7258-1997《机动车安全运行技术条件》及修改单1号和GB18565-2001《营运车辆综合性能要求和检验方法》对后轴制动力无要求,但后轴制动力不足可造成整车制动力不足。如:依维科等客、货车后轴装有感载比例阀,在空载检测制动性能时,感载比例阀未开启,制动力往往只有轴重的30~40%;长途大客车或大货车因增加大型淋水器、工具箱等附属设施,造成汽车自重或后轴超重;轮胎磨损严重等均可导致整车或某轴的制动力不足。

汽车制动受力

汽车制动时受力分析 1.摩擦阻力的因素 汽车在制动过程中,有两个地方会产生摩擦阻力。一个是车轮制动器产生的摩擦阻力,使车轮转速减慢;另一个是车轮与地面产生摩擦阻力使汽车减速。前者称制动器制动力,后者称地面制动力,也就是我们车在检测站检测的制动力。如果制动器产生的摩擦力偶大于轮胎与路面之间的最大摩擦力偶时,车轮即完全停止滚动,也就是车轮被抱死。在车轮未抱死前,地面制动力始终等于制动器制动力,此时制动器制摩擦力消耗一部份动能(发热),地面制动力消耗一部份动能。在车轮抱死后,地面制动力等于地面附着力,它不再随制动器制动力的增加而增加,制动器制不再消耗动能(W=FS,∵S=0,∴W=0),只有轮胎与地面摩擦消耗动能。由于车轮抱死后,纵向附着系数(摩擦力)下降,制动器制也不消耗动能,侧向附着系数趋于0,所以刹车距离也就变长,易产生则滑。 2.前后轴载荷重心变动的因素 车辆在静止时,其前后轴的垂直载荷之比仅决定于汽车重心的纵向位置。但在车辆行驶中制动时,由于作用在重心上的向前的惯性力使汽车俯冲前倾,因而前后轴的垂直载荷比值变大,即前轴载荷加大,而后轴载荷减少;而且制动力越强,惯性力越大,前后轴垂直载荷的比值也越大。即刹车时前轴荷随加速度变大而增大,后轴荷减少。 年后生产的国产及进口车轿车,前后轴制动力分配按欧共体的ECE R13标准制定,即按“前后轴附着糸数利用曲线”分配比例,不允许有车轮抱死现象,前轴所占总制动力通常为80%,上限为85%。各种轿车都是按自身的悬挂糸统的动态重心分配特性去设计前后轴制动力分配,原车的前后轴制动力分配是经过各种实验优化定案,提供良好的制动平衡。 根椐北京理工大学做的路试,国产及进口轿车前轴刹车力在800kg-1100kg 以上,后轴最低173kg,最高290kg(满载车重1684kg),路试刹车减速度、距离都符合要求。实试正实,后轮刹车即使一轮失效,30km/h刹车距离变化很小,不跑偏。国内现有的检测站的测试台是无法测试真正动态刹车力的。急刹车时,前轮先抱死,汽车不能变方向,后轮先抱死则产生侧滑。后轮比前轮先抱死要危险得多!因此,我不认同随便改动“比例阀”去适应年审验车。轿车前轴的制动力决定了制动距离效能,有关刹车距离长故障重点应放在前轴。

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