汽車制動穩(wěn)定性分析

汽車制動穩(wěn)定性分析

0汽車制動穩(wěn)定性的影響隨著道路上汽車流量的增加，汽車交通事故也在增加。在幾起交通事故中，由于轉向滑動和轉向距離過長，遏制側滑動和制動距離的比例較大。因此,汽車的制動穩(wěn)定性及制動效率,直接關系到人民的生命財產安全,同時也是汽車安全運行的重要保障。要提高汽車的制動性能,通常有以下兩種方法:a.提高車輪與地面間附著系數。b.改善汽車的前、后軸制動力分配。這里著重闡述第2種方法。1基于汽車前后軸的理想動力分配性能1.1制動動力學方程單個車輪制動時,如果忽略滾動阻力及回轉慣性,其受力分析,如圖(1)所示。根據力學方程得:Ν=GFB=ΜuReFB=Gj路面對車輪的制動動力受附著條件限制,其數值不可能大于車輪與路面間的附著力,即:FB≤Fφ=Gφ當制動力增大到FB=Fφ時,車輪即被抱死(ω=0),并在路面上滑移。1.2gal、jhp、fb三種常用力學方程當汽車制動時,其受力分析如圖(2)所示,由力學方程得:Ν1=GaL(L2+jhg)(1)Ν2=GaL(L1+jhg)(2)FB=FB1+FB2=Ga?jg1.3制動力的計算要使汽車在制動時的總制動力FB達到最大時,應使前、后軸的制動力FB1、FB2在同時達到其最大值Fφ1、Fφ2,即前、后輪同步抱死。此時FBI1=Fφ1=N1φ(3)FBI2=Fφ2=N2φ(4)將式(1)、式(2)分別代入式(3)、式(4)中,得:FBΙ1=Ga?φL(L2+jhg)=Ga?φL(L2+qh)(5)FBΙ2=Ga?φL(L1+jhg)=Ga?φL(L1+qh)(6)其中q=jg為制動強度。在前、后輪同步抱死時:FBI=FBI1+FBI2=Ga·q=G·φ即q=φ,此時前、后軸的制動力即為理想制動力。根據汽車相關的參數及式(5)、式(6)即可得出不同路面附著系數φ的前、后輪制動力的關系曲線,即理想的制動力分配曲線,簡稱I線,如圖(3)所示。2制動力分配系數設在某一制動強度q下,前輪已抱死(FBI1=Fφ1),而后輪尚在滾動(FBI2<Fφ2),其總制動力FB=Fφ1+FB2(7)由式(5)代入式(7)得Fφ1與FB2的函數關系:Fφ1=f(FB2)=φL-φh(GaL2-hFB2)(8)其圖線如圖(4)中虛線所示的以φ為變參數的直線族。同樣當后輪先抱死時,可得到Fφ2與FB1的函數關系;其圖線如圖(4)中實線所示的以φ為變參數的直線族。對應于同一φ值的前、后輪移滑界限的交點,即為該φ值下的前后輪同步抱死點,該點必在I線上。設β=FB1FB2?即為制動力分配系數。按照理想的制動力分配要求,系數β是可變的,但實際制動力分配特性多為線性,這種特性線稱為β線,其除了有少數幾個點與I線相交外,其余點均不在I線上,β線與I線基本上是相離的,如圖(5)所示,因而不可能在所有附著系數和汽車裝載情況下都使汽車實現理想制動。β線與I線的交點M稱為同步抱死點,此時的附著系數φ0稱為同步附著系數。例如,當β線處于I線下方時,汽車在附著系數為φa的道路上制動,前輪先抱死滑移,此時雖然已喪失轉向操縱性,不能在彎道上轉彎,但汽車仍保持良好的直行穩(wěn)定性。而當β線處在I線在上方時,汽車在附著系數為φb的道路上制動,后輪先抱死而喪失橫向附著,出現跑偏、甩尾現象,嚴重時甚至自動調頭。因此,前、后軸制動力分配系數β的確定,是在保持汽車制動穩(wěn)定性的前提下,盡量提高制動效能,即在一定的制動強度q范圍內,前輪首先抱死,并在相同的制動力矩下獲得盡可能大的總制動力。聯(lián)合國歐洲經濟委員會汽車制動法規(guī)對前、后軸制動力分配規(guī)定:在各種裝載情況下,轎車在0.15≤q≤0.8,其它車輛在0.15≤q≤0.3的范圍內,前輪必須首先抱死,在車輪尚未抱死情況下,在0.2≤φ≤0.8的范圍內,制動強度應滿足q≥0.1+0.85(φ-0.2)。3調節(jié)部分調節(jié)制動力為保持汽車的制動穩(wěn)定性,提高制動性能,許多汽車都在后制動管路中串聯(lián)一個壓力調節(jié)裝置,來調節(jié)后輪制動器的輸入壓力,以改變前、后軸制動力分配。五菱汽車使用的制動液壓調節(jié)裝置——后輪壓力滯后比例閥(簡稱滯后比例閥)是由我廠與柳州制動器廠引進國外的技術聯(lián)合開發(fā)出來的一種新型非感載式比例閥,其性能比較先進,目前在國內的其它汽車上還很少采用。3.1總泵輸出中壓pa>p2ppb時滯后比例閥是由一個比例閥與一個滯后閥并聯(lián)而成的組合閥,其結構如圖(6)所示。當總泵輸出低壓(P1≤Pa)時,前、后輪壓力相同,即P1=P2;當總泵輸出中壓(Pa<P1≤Pb)時,前、后輪壓力按比例關系增長;當總泵輸出高壓(P1>Pb)時,比例閥關閉,滯后閥開始工作,前、后輪壓力同步增長,并且保持后輪壓力低于前輪壓力一個滯后值,即P1-P2=△P0,其輸入——輸出特性如圖(7)所示。3.2滯后閥的使用滯后比例閥的具體結構如圖(6)所示:皮圈5裝在閥芯4的左、右肩間,其右端面有半球型凸起,左端面及外圈緊貼著殼體10。閥芯在比例閥彈簧6及液壓作用下可左右移動,當閥芯右肩與皮圈離開時,比例閥打開,輸入腔(M腔)與輸出腔(N腔)連通;當閥芯右肩與皮圈接觸時,比例閥封閉,M腔與N腔的下部密封。皮碗9左端卡在活塞8右端面,組成滯后閥閥門,活塞8與皮碗9在滯后閥彈簧7及液壓作用下可左右移動。當皮碗與殼體接觸時,滯后閥關閉,M腔與N腔在上部密封;當皮碗離開殼體時,滯后閥打開,M腔與N腔連通。3.3p2p較高,輸出壓力滯后工作原理如圖(8)所示:在不考慮彈簧力變化的情況下設輸入壓力P1對閥芯的作用面積為:A1=π4(D22-D12)輸出壓力P2對閥芯的作用面積為:A2=π4D22P1對皮碗的作用面積為:A3=π4D32P2對皮碗的作用面積為:A4=π4D42不制動時,閥芯在比例閥彈簧的作用下,在左肩壓在皮圈右端面,此時比例閥打開導通,M腔與N腔導通,此時P1=P2=0。制動時,隨踏板力的增加,P1增大,其輸出P2的增大過程分為如下幾個階段:(1)0<P1<PaM腔對閥芯作用力為FM1=P1A1+Q1N腔對閥芯的作用力FN1=P2A2因FM1>FN1,閥芯左肩與皮圈接觸,閥芯與皮圈間導通,M腔與N腔導通,P1=P2,如圖(7)0A段所示:(2)P1=P2=Pa(如圖中拐點A)隨著P1增大,FM1、FN1均增大,由于A2>A1,FN1的增大速度大于FM1的增大速度,當P1=P2=Pa時,FM1=FN1,閥芯達到瞬間平衡:即Ρ1A1+Q1=Ρ2A2(9)Ρa=Q1A2-A1Ρa為比例閥封閉臨界壓力(3)Pa<P1<Pb當P1繼續(xù)增大,FN1>FM1,閥芯平衡被破壞,閥芯向右移動,右肩接觸皮圈,關閉比例閥,此時P2不增加,FM1隨P1增大到FM1=FN1,出現新的平衡,當FM1>FN1時,平衡又被破壞,閥芯向左移動,離開皮圈,比例閥導通道,P2增大,FN1增大……如此反復,活塞與皮圈不斷地接觸、離開,比例閥不斷地封閉,打啟,使閥芯保持一種動態(tài)平衡,維持P1與P2的關系式(9)。如圖(7)中的AB段所示。同時,由于比例閥的作用,使M腔、N腔產生壓力差P1-P2=△PM腔對皮碗的作用力FM2=P1A3(A3值是一個變量,并隨△P的變化而變化)。N腔對皮碗的作用力FN2=P2A4+Q2當△P=0時,皮碗在滯后閥彈簧的作用下壓縮殼體,滯后閥關閉。當0<△P<△Pb時,皮碗唇口皮膜內外兩側壓力不一致,皮膜向外膨脹,A3變大,如圖(9)中的虛線所示。此時,FM<FN皮碗仍壓迫殼體,滯后閥關閉。(4)P1=Pb當P1=Pb時,A3增大到A4,皮碗處于臨界開啟狀態(tài),此時滯后閥閥門達到平衡。FΜ2=FΝ2Ρ1A3=Ρ2A4+Q2Ρ2=Ρ1-Q2A4(10)代入式(9)得Ρb=Ρ1=A4Q1+A2Q2A4(A2-A1)Pb為滯后閥開啟臨界壓力,如圖(7)中B點。(5)P1>Pb隨著P1增大,FM1增大,滯后閥平衡被破壞,活塞及皮碗向左移動,皮碗與殼體分離,滯后閥打開,M腔與N腔連通;P2增大,FN2增大;當FN2>FM2時,活塞及皮碗向右移動,皮碗又與殼體密封,滯后閥關閉。如此反復地打開、關閉,使滯后閥閥門維持一種動態(tài)平衡,保持Ρ1-Ρ2=Q2A4,如圖(7)中BC段?！鳓?=Q2A4稱為輸出壓力滯后值。在此階段FN1>FM1,比例閥關閉。4推行壓力滯后比例閥由于汽車前、后軸制動力FB1、FB2與管路壓力P1、P2成正比。FB1=K1P1FB2=K2P2故可將比例閥的輸入——輸出特性轉為β線,如圖(10)所示。如前所述,I空線與β線的交點A即為汽車空載工況下,前后輪同位抱死點,表明空載狀況下的汽車在制動強度q<qa范圍內,前輪首先抱死,以保持汽車制動穩(wěn)定性。其中,同步附著系數qa根據車型而定。由于總制動力FB=FB1+FB2=Gaq隨載荷增大,Ga也增大,在相同制強度q情況,所需制動力FB也增大。設在滿載狀況下,總泵輸出壓力為P0時,采用普遍比例閥所得到的制動力FB=FB1+FB01+FB02而采用滯后比例閥時,所得到的制動力FB=FB1+F′B02由于F′B02>FB02故F′B>FB因此滯后比例閥的采用,提高了汽車滿載狀況下的制動效能,從而避免汽車滿載時后輪制動力上不去,制動距離過長等缺陷。后輪壓力滯后比例閥是一種新型非感應式比例閥,跟普通非感式比例閥一樣,有不足之處,在汽車空載狀況下,當制動強度q>φ0時,會出現后輪先抱死,產生不良影響;在汽車滿載狀況下減