液压制动器(20130316)

液压制动系统的设计和热的抖动特性评估的系统性进程的发展Won Sun Chung1, Hyun Seok Song1, Do Hyun Jung1 and Tae Won Park2,*1Materials and Components Durability R&D Center, Korea Automotive Technology Institute, Chonan, 330-912, Korea2Department of Mechanical Engineering, Ajou University, Suwon, 443-749, Korea (Manuscript Received November 28, 2011; Revised June 14, 2012; Accepted July 23, 2012)摘要：本文提出了一种汽车用液压制动系统的设计过程和热的抖动特性的估计的系统过程。

利用MATLAB来编程系统过程，并且盘式制动器的热颤振特性的变化归因于液压元件的设计参数的变化，也可以通过使用这个程序进行计算。

制动压力传输过程中的数学推导。

通风盘式制动器的有限元分析模型的建立。

制动盘和刹车片之间的摩擦系数和在磁盘表面上的对流系数作为温度的函数来应用。

模拟结果的可靠性通过与一个发电机的测试结果的比较进行验证。

关键词：液压制动系统；热抖动特性；制动压力传递过程；有限元分析模型；摩擦系数；对流系数1.前言制动系统是保证乘客安全的一个关键组成部分。

随着车速的增加，制动性能变得越来越重要。

液压制动系统包括许多组件，包括一个助推器，主缸，阀，和游标卡尺。

设计一个可靠的液压制动系统，每个液压元件对整个系统的影响都要慎重考虑[1]。

制动压力转移过程在理论上已经是成立的[1-3]。

为了创建一个专门的可以计算出目标车辆的制动性能的制动系统的设计方案，大量的研究已经进行[4-6]。

颤振，主要是制动盘和刹车片之间的摩擦接触所产生的振动，是在液压盘式制动系统中的最严重的问题之一。

在制动过程中，车辆的动能改变热能。

随着反复制动，制动盘的温度升高，并使局部变形，光盘变薄。

因此，不稳定的摩擦片和制动盘之间的接触产生，并称为热颤振的振动产生[7]。

热抖动在液压盘式制动系统中只要使用摩擦接触使车辆减速就不会消失，。

因此，减少热的颤动的方法在液压制动器系统的设计阶段是必要的。

最近许多研究都利用有限元分析致力于预测盘式制动器热抖动性。

zagrodzki创建一个二维axissymmetric元件[8]，然后模拟在滑动方向上的热干扰的转移。

黄某[9]进行了热机械耦合的局部三维盘式制动模型分析，然后讨论在制动盘上的温度和接触压力分布。

Jung[10]通过制动盘和摩擦片的机械和热模型在制动盘表面上产生热点。

然而，这些研究并没有考虑车辆和制动在仿真模型中的信息。

制动盘的旋转速度和刹车片压力被设定为恒定值。

因此，液压制动系统中的设计参数和热颤振特性之间的关系尚未被确定在这项研究中，一个系统性的液压制动系统的设计和热抖动特性估计已经得到发展了。

传输过程中的制动压力由数学推导可得出[11]。

创建一个通风盘式制动器，摩擦片，和活塞有限元模型。

制动盘盘和刹车片之间的摩擦系数施加到模型中作为温度的函数以增强的仿真模型的准确性。

排气孔和制动盘的其它表面的对流系数进行了计算并且应用于模型。

通过使用MATLAB开发了一个把制动压力计算，仿真模型生成，求解和结果的公布联系在一起的系统程序。

通过使用所开发的程序，液压制动系统的设计和热颤振特性估计可以同时进行。

三种类型的制动踏板的制动压力可以被计算出以验证系统程序的有用性。

从模拟结果可以得到制动转矩变化（BTV）和制动盘盘厚度的变化（DTV）。

一个发电机进行测试，比较和BTV和DTV的实验值和模拟值。

图.1. 增压器的特性曲线。

图.2. P 阀的特性曲线。

2.液压制动系统中的制动压力传输过程当驾驶员的脚踩在制动踏板上时，制动系统开始工作。

由驾驶员对制动踏板施加的力而产生的踏板力通过助推器来增大。

通常使用的真空助力器，以及其机械特性示于图.1。

另外，在图.1，FINP和FOUT 是助推器的输入和输出力，“跳跃力”是当输入力大于阈值负载（F1），助力器的输出力。

α和β是所述第一和第二升压比。

升压比在助推器的输入和输出力分别为F2和F3的拐点处被改变。

助力器的输入力的计算公式为其中FP是踏板作用力，F0是所述踏板损失力，γP是踏板比，ηp 是在踏板效率。

助力器的输出力伺服辅助和伺服失败中分别计算。

（1）伺服辅助（2）伺服故障只有当助力器的输出力大于主缸作用在弹簧上的阻力，助力器的输力才会变为液压力（LPM）通过主缸。

LPM可以写为其中Floss是气缸阻力，AM是主缸活塞的横截面面积。

因为前轴重量增加，在制动过程中，转移到前轴的制动压力大于后轴。

阀用来控制前部和后部的制动压力。

图2示出的是比例阀的特性。

另外，如图2所示，制动压力被划分为前面（PFron t）和后方（PRear）制动模块。

PRear等于PFront之前的“切入点”。

切入点之后，PFront 的值以一个恒定的θ角增加。

切入的点处的压力称为临界压力PC。

转移到前部和后部的的制动的模块（PFront和PRear）的液压制动压力计算式为（1）在切入点之前（2）切入点之后直到制动开始时损失的阈值压力，因为它的值很小，在式（5）和（6），的计算中忽略不计。

如图3所示，卡钳拖动（FCD），它是制动盘和刹车片之间当车辆制动时产生的的摩擦力。

另外，在图3，V是车辆速度，ω是一个车轮的旋转速度，REFF和RD分别是有效的和动态的轮胎半径。

盘式制动器的卡钳阻力计算为其中，μ是盘和垫之间的摩擦系数，PB是制动压力，AC是卡钳活塞的横截面面积，ηC是卡钳效率。

在制动过程中，总的实际制动力（FB）通过使用在轮胎的中心O力矩平衡方程获得，并且被表示为其中，下标前方与后方表示前轴和后轴制动器。

总制动力作为该车辆惯性力是相同的。

因此其中，W是该车辆总重量，并且a是与单元克减速。

因此，车辆减速可以写为3。

生成有限元模型通风的盘式制动系统的有限元模型的示于图10中。

光盘和片构造采用八节点六面体单元。

该光盘包括30528个节点和19848元素，而垫包括2250个节点和1599元素。

施加压力到该压焊盘的活塞被创建通过使用6节点的五面体8节点六面体单元。

图.4.ETEK-3000的测试装置。

3.1刹车片的材料属性刹车片是由一种复合材料，并且该材料具有机械性能，如弹性模量和泊松比的变化沿其x-，γ-，和z轴。

一种高温弹性Konstant （ETEK-3000）测量系统，如图4所示。

用于测量沿轴刹车片的机械性能。

根据SAE J2725标准进行实验，并且将结果示于表1。

刹车片的热性能示于表2。

3.2制动盘的材料性能铝盘的机械和热性能示于表3和表4中3.3活塞的材料性能在高速反复制动中，刹车片和制动盘之间的摩擦产生的热被转移到卡钳，该热量使制动油得温度上升。

如果制动油的温度是大于它的蒸发点，刹车线的内压增加，导致制动压力迅速下降，被称为“气阻”，因此，转移到活塞的摩擦热将是一个重要的问题。

本研究中所用的活塞的机械和热性能示于表5和表6。

.3.4刹车pain的摩擦系数制动盘和刹车片之间的摩擦系数必须保持恒定，以实现稳定的车辆制动性能。

然而，摩擦系数根据接触面的温度变化而变化。

摩擦系数对接触表面的剪切应力的改变幅度有着很大的影响。

因此，为了得到热颤振特性的精确估计，在仿真模型中必须考虑到随温度改变而发生的摩擦系数的改变。

在这项研究中，摩擦性能试验按照SAE J661标准[12]通过使用制动片磨损试验机（BLW-01/DR）来进行，如图5所示。

制动盘盘尺寸25.4毫米×25.4毫米×6毫米的试样的制造，如图6所示。

表7示出的摩擦试验结果。

“第一次恢复”“第二次褪色”和“第二次恢复”的详细信息可以在参考文献[12] 中发现。

在表7中，“一般”，表示在第一和第二样本的摩擦系数的平均值。

图7示出的平均摩擦系数变化，根据温度标记为“测试结果”。

摩擦系数在130和200℃之间增加，在204处达到其最大值0.412℃。

摩擦系数减小，达到其最小值为0.319，在343℃下因为温度的原因最大变化的摩擦系数是0.093，这是最大摩擦系数0.412的22.6％。

因此摩擦系数根据温度而改变。

所以在摩擦接触条件下摩擦系数的变化必须考虑。

为了得到摩擦系数的变化的接触模型，一个最适合的测试结果的五阶多项式函数（Yf的）推导如下在公式（11）中，T是垫的温度，而且方程（11）范数的残差是0.0118。

式（11）具有足够的可靠性来表示试验结果。

因此，方程（11）被应用于仿真模型。

3.5制动盘的表面对流换热系数在制动过程中，车辆的动能转化成轮胎与路面的，制动盘和刹车片以及其他部位的摩擦热能量。

在制动盘和刹车片摩擦的情况下，一定的摩擦热被存储在制动盘和刹车片材料中，其余通过空气对流和辐射被释放出去。

大部分的能量通常是通过对流释放。

因此，确定适当的对流细数值是很重要的[13]。

在制动盘（HR（1））排气孔的表面对流系数可以被定义为[14]其中dh是水力直径，l是的长度的venthall，Re是雷诺数，Pr为普朗特数，κa是空气的热导率。

Re定义为其中ρa是空气的密度，Vs是空气的速度，和L是特征长度。

Pr定义为其中μA是空气的动态粘度，和αA是空气的热扩散系数。

在制动盘的剩余表面（HR（2））对流系数可以被定义为[14]其中Ds是出口直径。

通过使用示于图8的盘的几何形状的尺寸。

根据温度计算出HR（1）和HR（2）的对流系数，并将结果示于图9。

另外，在图9所示，实线和虚线分别表示表示HR（1）和HR（2）。

在温度为26.85℃时，HR（1）大约是HR（2）的十倍。

它们的差随着温度的增长而减小。

图10示出了热颤振的仿真模型。

初始转速被施加到制动盘的旋转轴线，摩擦片的压力定义为时间的函数。

制动盘和摩擦片摩擦接触，式（11）用于摩擦系数的计算。

HR（1）和HR（2）的表面对流系数应用于排气孔和制动盘的剩余表面。

4。

制动系统设计和热颤抖仿真的系统过程液压制动系统部件的设计参数变化引起的热抖动特性估计的变化的系统过程已经得到发展。

图11示出的系统过程的概念。

制动压力在第2节的传输过程中，在MATLAB编程。

当车辆和液压元件的设计参数改变时，计算出制动压力，然后施加到热颤振垫压力模型。

如摩擦系数，盘的初始转速，车轴的制动惯性模型的边界条件，进行了更新。

数据分析系统具有自动更新的功能。

模拟的结果，包括节点，节点位移，温度和制动扭矩，然后导入到MATLAB，BTV，DTV，温度的升高以图形和文本格式显示出来。