配有盘式制动器的商用车制动系统的效率试验研究
摘要
利用现代计算机软件对车辆制动系统进行道路试验和台架试验，是一个实际的科学问题。本文介绍了采用硬件回路技术对车辆制动系统进行道路试验和台架试验的不同方法。它包括以下几个方面：对积极的反馈引入盘式制动器提供自增压效果的证明过程；介绍了具有自增压的盘式制动器的设计理念，其滞后效果最小且速度极快，该制动器可用于不同类型的车辆制动系统；介绍了基于台架测试来评估中型卡车的制动系统效率对盘式制动器滞后值的依赖性（通过分析能够得知制动距离对滞后值的相对变化的依赖性，并且根据盘式制动器的滞后值，分析结果可用于制动系统效率的定义）；介绍了基于道路试验结果，分析盘式制动器对卡车牵引车的制动系统效率的自增压影响。从这些方面来看，能够证实使用所提出的具有自增压的盘式制动器可以增强车辆制动系统的效率。
关键词
制动系统，盘式制动器，自增压，效率
简介
根据世界卫生组织统计，世界上每年有120万人死亡，大约50万人在交通事故中受伤。平均而言，2至3米的制动距离不足以防止70％的交通事故。预测显示，如果这个问题没有解决，交通事故在未来20年将增加约65％。
因此，安全车辆的生产是汽车制造商面临的主要问题之一。 维持有效制动是车辆安全的决定因素之一。 提高制动系统的效率是汽车制造商面临的一个关键的科学问题。 车辆制动系统中最重要的部件是车轮制动器，因为这些部件能够把来自制动齿轮的控制力转换成施加在车轮上的制动扭矩。
根据与盘式制动器设计相关的科学工作的详细回顾，可以得知，提高盘式制动器效率的一个预期转型就是与自增压的工作原理相结合。几乎所有已知的具有自增压的盘式制动器都使用所谓的“楔形原理”来获得这种效果。 通常，这意味着在衬垫和托架之间存在楔形元件，其将摩擦衬垫夹紧到制动盘上。 然而，这种制动器在工作条件下运行不稳定的概率很高。 因此有必要确保楔形尖点的定位，以防止这种负面影响。 因此，在提高制动元件的制造精度的要求的同时，它还要求开发相应高速率的控制算法，所以制动成本增加。
毫无疑问，最关键的因素之一是滞后，这对车辆主动安全系统的效率和整个制动系统的效率有着至关重要的影响。
改善滞后现象需要改变制动释放模式中的摩擦力，能够发生滞后是因为在制动器释放时仍然需要保持对制动衬块摩擦表面的足够压力。
文献调查显示，在许多方面已经研究了制动系统中减小滞后的问题。通过分析得出，滞后会对下面几种情况有着不同的影响。
- 制动钳和阀门的运行
- 盘式制动器的性能，尤其是重型车辆
- 防抱死系统的响应速度
这种现象还与以下几点有关：制动系统单元与主动安全系统元件的集成，“线控制动（brake-by-wire）”技术和具有自增压的车轮制动器的开发。
从上述研究问题出发，提出了一种自增压的盘式制动器设计，并在第二节中进行了说明。
文中所提出的自增压的盘式制动器具有降低能量损失和提高效率的作用，因为其向局部制动衬块与制动盘子系统提供了正反馈。自增压允许减小来自制动装置的力，以及减小整个制动器的尺寸，这又相应地可以减小自增压盘式制动器的滞后性。这种车轮制动器可以用于不同类型的制动系统（液压和气动），它也可以用于预期的电机制动系统。
本文的第三部分和第四部分专门用于商用车辆的制动系统效率的试验研究。这些测试的目的是分析如果车辆配备具有自增压的盘式制动器，那么车辆制动系统的效率将会如何改变。
具有自增压的盘式制动器的设计
具有自增压的盘式制动器包括托架，制动盘，具有摩擦衬垫的制动衬块和制动钳。 制动器的不同之处在于其具有附加元件，即增强塞。增强塞连接到制动衬块上并且支撑在托架上。 增强塞允许的制动转矩值在制动期间会自动增加。
制动器的工作基于以下事实：在制动盘与制动衬块的摩擦衬片的接触区域中存在摩擦力。该力使得制动衬块在制动盘旋转的方向上移动。 因此，由于增强插头，该力额外地施加到制动衬块，这自动地增加了来自制动齿轮的控制力Fdrive。
具有自增压的盘式制动器的功能方案见图2（a）。
根据该方案，盘式制动器是制动转矩作为输出参数的控制对象。 制动片和增压插头包括在该制动器的正反馈中。 从制动盘作用到衬垫的法向力的一部分用放大系数转换成将制动衬块夹紧到盘上的力。这些附加力合成后即为来自制动齿轮的压力。
具有自增压的盘式制动器的结构方案在其功能方案的基础上进行设计（图2（b））。 系统元件的转换特性通过输出信号与输入信号的比值确定，并在附录2中列出。
具有自增压功能的盘式制动器的制动转矩根据附录2中的计算确定，并由下式给出
（1）
如上所述，具有自增压的盘式制动器是基于制动齿轮力具有正反馈的系统。因此，在制动期间自增压的值应能排除制动器干扰和车轮阻塞。当由车轮制动器产生的制动扭矩超过在车轮和路面之间的接触中的摩擦扭矩时，就会发生车轮阻挡。
根据， （2），因此（3）
因此，在没有车轮阻挡的情况下，能够确定特定车辆的放大系数的所需值，其值取决于初始车辆参数。
为了防止在不同路面上制动时，具有自增压盘式制动器车辆的车轮发生阻塞，需要调节来自制动装置的力Fdrive来控制自增压效果的值。
因此，开发了用于这种盘式制动器的控制算法，其具有可变的滑动设置等，该滑动设置是基于滑动控制的工作原理。算法的方案如图3所示。
首先，在构建阶段得出了压力。在滑动设定的当前值si大于第一滑动设定s1的情况下，转移到压力释放相位。只要滑动设定s1大于滑动设定s2，就实现该阶段。然后进行压力保持阶段，压力保持阶段的开始取决于放大系数Ks。该算法在MATLAB/Stateflow软件中实现。
在ABS运行期间，借助于软件循环（SIL）技术，具有自增压的盘式制动器的直线紧急制动，以60km/h的初始速度在干沥青上进行模拟仿真。中型卡车的技术特性和使用的参数如表1所示。
沿直线移动的车辆模型以联立方程描述为：
（4）
图4表明在ABS运行期间，具有自增压的盘式制动器的直线紧急制动的仿真模拟结果。
对模拟结果进行的分析显示，具有自增压功能的盘式制动器与串行轮盘式制动器的车辆制动距离相比，其车辆制动距离减小了1m或4％的距离。
大致上可以得出，能够通过使用具有自增压的盘式制动器和相应的ABS控制算法来提高车辆制动系统的效率。
下一部分内容专门用于基于试验台试验结果，对具有自增压的已开发的盘式制动器效率的分析研究。
基于硬件回路技术的液压制动系统效率的实验模拟仿真
如上所述，与串联盘式制动器相比，所提出的具有自增压的盘式制动器的滞后值可以减小。进行台架试验的目的是分析制动系统效率的变化对盘式制动器滞后值的依赖性。
中型卡车的液压制动系统所做测试见表1。
模拟程序在硬件回路（HIL）测试台（图5）上进行。 该测试台由德国Ilmenau科技大学汽车工程系开发。
主装置包括制动主缸，四轮盘式制动器和车辆主动安全系统的液压控制单元（HCU）。
为了达到设想目的，开发了用于HCU的可修改的控制算法。该算法借助于dSPACE控制台，在MATLAB / Stateflow中实现。用于实现控制算法的输入参数是来自MATLAB / Simulink的车辆仿真模型的信息。硬件与车辆仿真模型的反馈通过压力传感器实现。
提出了将控制算法的压力保持相位值与盘式制动器中的滞后值成比例地改变，以便研究滞后对制动系统的效率的影响。 压力保持阶段的开端从100ms变为300ms。 因此分析得出，制动系统的效率的提高相对于滞后值增加了3倍。
在摩擦系数分别为0.8,0.5和0.2的道路上，以车辆制动时60km/h和90km/h的初始速度为进行模拟试验。
试验数据分析
例如，图6和图7表明了以下参数的分析依赖性，其中车辆速度Vx，车轮轮缘的速度（Vfr是右前轮的速度，Vfl左前轮的速度，Vrr右后轮的速度，Vrl为左后轮的速度），以及在摩擦系数为0.8的道路上制动时间t内的制动距离Sbr。
通过STATISTICA软件进行实验数据的统计处理。结果显示，制动距离Sbr对滞后的相对变化的分析依赖性拥有93％的置信区间。表2包含了以60km / h和90km / h的初始速度的车辆制动的实验结果。
试验所得到的分析依赖性可用于估计制动系统的盘式制动器的滞后值的效率，也可以分析研究制动系统的效率变化对具有自增压的盘式制动器减小滞后值的依赖性。
根据UNECE条例第13条，测试车辆（N2类别）的制动距离应小于36.7m，并且制动期间车辆极限减速度的平均值应不小于5m/s2 ，以60km / h的初始速度在干燥干净的沥青表面上制动直到完全停止。 由于具有初始滞后的车辆制动距离为34.3m，因此得出结论，被测试的中型卡车的制动系统效率符合联合国欧洲经济委员会第13条的要求。
因此，基于模拟和台架测试结果，可以推断出以上所提出使用具有自增压的盘式制动器的设计能够增强液压制动系统的效率。
通过下一部分所描述的道路测试，能够确认具有自增压盘式制动器的商用车辆的空气操作制动系统的效率也很有可能提高。
基于道路试验对空气制动系统效率的调查
基于道路试验，进行对卡车牵引车MAZ544008的气动制动系统效率的试验研究，以检查具有自增压的盘式制动器设计的车辆制动系统效率提高的可能性。试验测试在白俄罗斯国家科学院的共和国试验场进行。
卡车牵引车MAZ-544008的技术参数如表3所示。
借助于制动系统的效率对制动气室中的气压的依赖性，提出分析自增压效应对制动系统效率的影响。具有自增压的盘式制动器的制动转矩根据等式（1）计算并且可以表示为
（5）
在这种情况下，为方便估计自增压对制动系统效率的影响，有必要向制动器室输送过压并分析制动系统效率的变化。此时，总放大系数被定义为
（6）
也就是能够在知道KS值的情况下，获得制动齿轮力Ks的放大系数值，并且根据等式（6）得到（7），通过得知放大系数值和正反馈的转换系数，能够计算出来自制动齿轮的合力，该力可以转换成制动回路中的空气压力值。
具有自增压的盘式制动器的放大系数的临界值在附录3中列出。
最终得出结论，放大系数的值应小于1.48。因此，放大系数值的跨度很大。增强塞，托架，卡钳和整个盘式制动器的尺寸都能够从放大系数的基本值得到实质值。这转而又将对盘式制动器的滞后及其响应时间产生负面影响。此外，盘式制动器质量及其尺寸的增加可能对非簧载质量的值以及车辆可控性和光滑度产生负面影响。
而且，大尺寸的盘式制动器对总体布置提出了更高的要求。因为它可能需要改变轴梁的设计，这在本质上会增加这些车辆单元的成本。
基于对卡车牵引车的前桥布置的分析可以得知，在增压塞的放大系数不超过0.25的情况下，盘式制动器的卡钳和托架的质量和尺寸并没有明显地增加。因此，在放大系数等于0.23的条件下，最适合进行增强塞，托架和卡钳的设计研究。
在没有半挂车的装载卡车拖拉机上进行道路测试，原因是在制动期间需要排除来自半挂车的惯性力对卡车牵引车的影响，这样利于估计制动系统的效率对制动器齿轮压力的依赖性。
根据UNECE条例第13条，在干燥干净的清洁沥青表面上以60km / h的初始速度制动到完全停止（类型0的测试），以此来估计卡车拖车的制动系统效率。将制动齿轮施加的压力从0.1MPa变为0.9MPa，便能获得制动系统的效率对制动器室中的空气压力的依赖性。 在紧急制动期间，根据车辆的技术特性，制动系统中的最大气压等于0.75MPa。将制动系统的压力调节器的螺栓调节在0.75MPa至0.9MPa的范围内，就能够提供制动系统中的过压。
在卡车牵引车的制动系统中进行一些修正，使其能够对制动器室控制和提供强烈限定的气压值。在制动管中安装有两个管线阀TMV2和TMV3，其分别将气压传递到前轴和后轴的车轮制动器。 来自储存器R4的压力通过电磁螺线管S1和S2到达两个主阀。另外，压力计MN2和MN3相互连接用来控制传送到制动器室的制动压力值（图8）。
随后在道路测试中使用以下控制设备（图9）：
A，一套Peiseler VTS-WB III仪器，用来测量车辆运动参数；
B，压力计，用来测量制动回路中的气压。
接下来，使用上述控制设备测量以下参数：
- 车辆速度
- 制动时间
- 制动距离
- 减速度
- 前后轮制动回路中的气压
车辆极限减速度的平均值计算为（见联合国欧洲经济委员会条例13第87页）：
（8）
表4包含了制动期间借助公式（9）计算的车辆制动距离和减速度的值，以及前轮制动器和后轮制动器的制动回路中不同的气压值。前轮制动器和后轮制动器两者的制动回路中的气压不同，因为在车辆的制动系统中存在制动力调节器（在图8中未示出）。
根据UNECE条例第13条，测试车辆（N3类别）的制动距离应小于36.7m，车辆极限减速度的平均值应不小于5m / s2。
在试验数据处理（表4）后，经估
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