8×4重型自卸车制动性能分析

8×4重型自卸车制动性能分析
王洪伟;赵刚;章健国
【摘要】以某8×4重型自卸车为分析对象，建立了四轴汽车的制动力学模型，对该车在满载、超载情况下进行各轴载荷的计算，前、中、后桥制动力矩和制动力分配分析，在此基础上，提出了多轴汽车的行车制动性能分析方法，并与该车制动性能0型试验结果数据进行对比。

实例分析结果表明，该方法简单、实用，能对四轴汽车行车制动性能进行有效分析。

%Taking a 8 × 4 heavy-duty dump truck for the analysis of the object, the establishment of a four-axle system dynamics model car, the car at full load and overload conditions for the calculation of each axle load, front, middle and rear axle brake torque and manufacturing power distribution analysis. On this basis, an analysis method for braking performance of four-axle vehicle is proposed, and with the braking performance of the vehicle type-0 test result data are compared. The results of real sample analysis show that the method proposed is simple,pragmatic and can effectively analyze the braking performance of four-axle vehicles.
【期刊名称】《汽车实用技术》
【年(卷),期】2014(000)004
【总页数】4页(P27-30)
【关键词】多轴车;制动性能;轴荷;制动减速度
【作者】王洪伟;赵刚;章健国
【作者单位】安徽江淮汽车股份有限公司，安徽合肥 230601;安徽江淮汽车股份
有限公司，安徽合肥 230601;安徽江淮汽车股份有限公司，安徽合肥 230601【正文语种】中文
【中图分类】U463.5
CLC NO.:U463.5 Documentcode:A ArticleID:1671-7988(2014)04-27-04
通常情况下，汽车的制动性多以二轴车为分析研究对象，对四轴车的制动性能研究较少。

现以某8×4重型自卸车为例，建立多轴汽车的制动力学模型，对该车的前、中、后桥制动器的制动力、制动力矩以及制动力比例关系进行计算分析，并分析该车气室稳态值，得出整车在满载、超载情况下的平均减速度，并与该车制动试验结果对比，确定一种可行的多轴汽车制动性能分析方法。

1.1 静态轴荷计算模型的建立
由于该8×4自卸车中后桥采用平衡悬架，故中、后桥载荷相同，将8×4简化为
6×2建立力学模型。

一般地，我们认为车架的刚度要大于悬架的刚度，同时车架
在悬架支点的变形远小于悬架弹簧
的变形，因此在模型中我们认为车架为刚体，忽略了车架变形对轴荷的影响。

我们假定加载前车架在某一位置，加载后车架压迫悬架产生变形，并绕某一点旋转，如图1所示。

图中F1到F3分别表示第一轴到第三轴的载荷，a1、a2分别表示第一轴到第二轴、第三轴的距离，X0表示加载时第一轴到旋转点的距离，b0表示第一轴到质心的距离，G为整车质量，X1到X3表示每轴悬架在加载前后的变形量。

根据图1所示模型建立方程解得：
式中ki为第i轴的悬架刚度，当i=1时，令ai-1=0；若则χ0→∞，表示载荷G
使得车架产生平动，未发生旋转运动。

第j轴对应的轴荷：
同样的，当i=1时，令ai-1=0。

1.2 动态轴荷计算模型的建立
当车辆进行制动时，车辆产生惯性力，引起整车轴荷转移，即在后面的轴荷有减轻的趋势，而前面的轴荷则有加重的趋势，整车有产生俯仰的运动趋势，则在车架上必然有一点不动，整车的俯仰运动以此点为旋转中心，如图2所示。

图中y0为旋转中心到第一轴的距离，y1到y3为各轴悬架在动载荷的作用下产生的变形量，z为汽车第一轴车轮刚要抱死或各轴车轮同时抱死时整车的制动强度，hg表示质心到地面的距离，此处的Fj仅表示第j轴的动载荷。

根据图2所示模型建立方程解得：
式中ki为第i轴的悬架刚度；
对于第j轴的动载荷，
同样的，当j=1时，令aj-1=0；当Fj为正时，表示第j轴轴荷增加，当Fj为负时，表示第j轴轴荷减小。

1.3 整车载荷
对于整车在运行时制动，第j轴产生的载荷可由下面的式（5）决定：
此处的Nj表示整车在制动过程中第j轴的载荷，即包含静载荷与动载荷，1.1和1.2中的此处的
Fj仅作为当时公式推导的载荷表示符号。

2.1 制动力矩分析
在该8×4重型自卸车中，所有制动器均为气压鼓式领从蹄式制动器，其中双前桥
的4个制动器规格相同，均为Φ410×156，后桥制动器规格为Φ410 ×220。

取
气室工作气压P=0.6MPa，制动蹄片的摩擦系数f=0.38，根据文献[2]的计算方法，可算得单个前制动器制动力矩Tf1=12400N·m，单个后制动器制动力矩
Tf2=14100N·m；
2.2 制动力分配分析
前桥和第二桥制动器装置相同，中桥和后桥制动器装置相同，根据文献[1]，实际制动力分配系数β常用前制动器制动力与总制动器制动力之比来表示：
根据2.1的计算数据，代入上式可以得出制动力分配系数为：
3、制动系统性能分析
3.1 整车参数的确定
该8×4车型在空载和满载情况下，整车总质量m，轮胎滚动半径r，其中图1和图2的部分尺寸参数见表1。

3.2 制动性能分析
将该8×4重型自卸车中后桥等效为一根桥，计算时忽略了汽车所受的滚动阻力偶矩、旋转质量减速时产生的惯性力偶矩及空气阻力，还忽略了制动时车轮边滚边滑的情况，并且附着系数只取一定值μ=0.7，g=9.8m/s²，根据气室气压的变化，计算出相应制动器所能提供的制动力，得到制动强度，再根据1.3中的计算公式，计算出各轴在满载与超载时轴荷和地面制动力，并与制动器所能提供的制动力相比较，由计算结果作得曲线如下：
满载时由曲线中可以看出，当取气室压力为7bar时，整车制动强度为0.68，随着气室气压的增大，当气室气压达到7.5bar时，所有车轮均抱死，这时整车可以达到最大减速度：
超载时由曲线中可以看出，当取气室压力为7bar时，整车制动强度为0.48，随着气室气压的增大，当气室气压达到7.5bar时，所有车轮均不能抱死，制动强度
Z=0.53，这时整车可以达到的最大减速度：
3.3 气室气压确定
针对该8×4自卸车制动系统进行制动响应时间的台架试验，整车制动系统压力为
8.5bar，测得性能曲线如下图：
由台架试验结果可以得出，当气室气压趋于稳定数值时，前、中、后桥气室的气压接近7.5bar，故由3.2中所得的计算结果中，气室气压为7.5bar时，对应的制动强度数值更接近于真实的情况。

4、制动性能试验与制动性能分析对比
4.1 制动性能试验
该8×4重型自卸车于定远试验场分别进行31吨与50吨制动性能试验，0型脱开发动机制动试验结果如下图：
根据文献[3]，由图8制动性能曲线可以得出满载时平均减速度MFDD=6.8m/s²，由图9制动性能曲线可以得出超载时平均减速度MFDD=5.09m/s²。

4.2 制动性能试验与分析对比
在3.2中所分析的制动性能可知，当气室气压接近真实数值7.5bar时，满载时的
平均减速度为6.86m/s²，超载时的平均减速度为5.19m/s²；在4.1中所做的制动性能试验可知，满载时平均减速度MFDD=6.8m/s²，超载时平均减速度
MFDD=5.09m/s²，对比数据见下表：
从表2中可以看出，分析结果与试验结果均满足文献[3]中对0型发动机脱开试验
规定的制动性能要求，并且分析结果很接近试验结果，考虑到制动性能分析过程中忽略了汽车所受的滚动阻力偶矩、旋转质量减速时产生的惯性力偶矩及空气阻力，还忽略了制动时车轮边滚边滑的情况，故分析结果几乎与试验结果相同。

5、结束语
由以上分析可知，该8×4重型自卸车满载制动时制动效能可以满足国家法规[3]，并确定了当整车制动系统压力为8.5bar时，气室压力稳态值可以达到7.5bar，有利于计算制动器所能提供的制动力矩；通过建立四轴汽车制动力分析模型，分别得出了整车静态和制动动态下整车的轴荷关系，并对8×4重型自卸车制动性能进行
了简要分析，经过与试验数据的对比，验证了此力学模型与制动性能分析方法的可行性，对今后四轴汽车制动性能分析提供了一种方法。

【相关文献】
[1] 余志生.汽车理论.机械工业出版社.2000.
[2] 刘惟信.汽车制动系的结构分析与设计计算.2004.
[3] 中华人民共和国国家标准.GB12676-1999《汽车制动系统结构、性能和试验方法》.
[4] 王兴东，杨波，邹光明.多轴汽车轴荷分配和转移的计算方法研究.湖北工业大学学报.2000,6.
[5] 徐继，顾延平，彭莫.多轴汽车的特性参数.汽车工程,1996,18.。