陳光明，趙剛，張翔

（安徽江淮汽車股份有限公司，安徽 合肥 230601）

一種提升橋載貨車軸荷與制動性能分析

陳光明，趙剛，張翔

（安徽江淮汽車股份有限公司，安徽 合肥 230601）

隨著汽車市場的不斷發(fā)展，用戶對汽車性能要求越來越高，帶提升橋的載貨車越來越受到用戶的青睞，其具有較好的動力性、經(jīng)濟(jì)性及適應(yīng)更多的復(fù)雜路況。汽車制動性能對汽車安全性至關(guān)重要，如今對常規(guī)車輛的制動性能分析已經(jīng)較為成熟，但某些帶提升橋的車輛由于提升機(jī)構(gòu)的存在，其制動性能的分析方法存在一定差異。文章針對一種液壓提升四橋的8×2載貨車進(jìn)行分析，建立靜力學(xué)和動力學(xué)力學(xué)模型，分析各軸載荷及其各軸制動力矩，并通過對整車制動性能的分析簡要說明一種新的制動性能分析方法。

提升橋；制動強(qiáng)度；多軸車；軸荷

CLC NO.:U463.5 Document Code: A Article ID: 1671-7988 (2016)07-37-04

引言

汽車的軸荷及制動性能分析多以二軸車為模型，也有少數(shù)文獻(xiàn)對二軸以上的汽車進(jìn)行分析，但由于本文所分析的四橋提升8×2載貨車懸架結(jié)構(gòu)的特殊性，需將其原始力學(xué)模型轉(zhuǎn)化為超靜定結(jié)構(gòu)的四軸汽車力學(xué)模型，然后加以計算分析得出該車各軸軸荷、制動力矩以及制動力分配關(guān)系，并通過軟件編程計算的方法對整車制動強(qiáng)度及車輪抱死條件進(jìn)行分析。

1、四橋提升8×2載貨車力學(xué)模型建立

1.1 靜態(tài)軸荷力學(xué)模型建力

四橋提升8×2載貨車第一軸、第二軸懸架與普通四軸車相同，采用的是普通鋼板彈簧懸架，第三軸、第四軸共用一個鋼板彈簧，采用連桿機(jī)構(gòu)連接三、四軸以便于提升結(jié)構(gòu)的實現(xiàn)，結(jié)構(gòu)簡圖如圖1所示。由于本文論述重點(diǎn)不在提升橋原理，因此具體提升機(jī)構(gòu)原理不做過多敘述。同時，由于本文所分析車型第四軸在提升狀態(tài)下其分析模型與普通三軸車相同，因此對該狀態(tài)也不做具體分析，重點(diǎn)闡述該車型四軸落地時的制動工況。

1.1.1 原始靜態(tài)軸荷力學(xué)模型建立

通常四軸重型載貨車車架剛度遠(yuǎn)大于懸架剛度，車架在懸架支點(diǎn)處的變形遠(yuǎn)小于懸架本身的變形，因此建模時車架視為一個剛體，其變形量忽略不計。同時為了簡化力學(xué)模型，我們假設(shè)懸架變形在線彈性范圍內(nèi)。如此我們可以將一、二軸懸架分別視為一個線性彈簧，三軸、四軸均通過三軸懸架傳遞車架載荷，因此我們可以將三軸板簧視為由兩個線性彈簧組成的線性彈簧。假定加載前車架在某一位置，加載后車架必然繞著某一點(diǎn)旋轉(zhuǎn)一定角度，建立力學(xué)模型如圖2所示。

圖2 原始靜態(tài)軸荷力學(xué)模型

圖中F1到F4分別表示四軸車第一軸到第四軸的軸荷，a1到a3分別表示第二軸到第四軸至第一軸的距離，x0表示加載時的旋轉(zhuǎn)點(diǎn)到第一軸的距離，b0為質(zhì)心到第一軸的距離，G為整車質(zhì)量，x1到x4表示每軸中心位置車架下沉高度，L1、L2表示三軸板簧兩端到三軸中心位置水平距離，L3、L4表示連桿兩端到車架支點(diǎn)處的水平距離，F(xiàn)3a、F3b為三軸板簧兩個端點(diǎn)的豎直受力，F(xiàn)0為連桿支點(diǎn)處豎直受力。

1.1.2 轉(zhuǎn)化后靜態(tài)軸荷力學(xué)模型建立

采用如圖2所示的靜態(tài)軸荷力學(xué)模型，由力和力矩平衡關(guān)系可得：

圖3 轉(zhuǎn)化后靜態(tài)軸荷力學(xué)模型

根據(jù)圖3所示力學(xué)模型建立方程解得：

1.2 動態(tài)軸荷力學(xué)模型建力

當(dāng)車輛進(jìn)行制動時，由于運(yùn)動慣性的作用，引起整車的軸荷轉(zhuǎn)移，即車輛前端有軸荷增加的趨勢，車輛后端有軸荷減小的趨勢，整車產(chǎn)生前傾的運(yùn)動趨勢。在此運(yùn)動過程中車架上必然有一點(diǎn)不動，則其整車制動過程中車架必然繞著這一點(diǎn)旋轉(zhuǎn)，我們可以建立力學(xué)模型如圖4所示。

圖4 動態(tài)軸荷力學(xué)模型

圖4中y0為旋轉(zhuǎn)中心到第一軸的距離，y1到y(tǒng)4為各軸懸架在動載荷的作用下產(chǎn)生的變形量，z為汽車第一軸車輪剛要抱死或各軸車輪同時抱死時整車最大制動強(qiáng)度，hg表示質(zhì)心到地面的距離，F(xiàn)1、F2、F3、F4分別表示第1、2、3、4軸的動載荷。

根據(jù)圖4模型建立方程，并求解如下：

再根據(jù)力矩平衡建立方程，求解第j軸動載荷如下：

式中ki為第i軸的懸架剛度，其中當(dāng)j=1時，aj-1=0。

1.3 制動過程中各軸軸荷

由式（5）、（7）可以計算出整車制動時各軸軸荷如下：

此處Nj為整車制動過程中各軸軸荷，即靜態(tài)軸荷與動載荷之間的差，1.1和1.2中的Fj僅作為公式推導(dǎo)過程的中間載荷表示符號。

2、整車參數(shù)及制動器選用

2.1 整車參數(shù)

圖3、圖4部分參數(shù)見表1，其中m為各載荷條件下的整車質(zhì)量：

表1 各載荷狀態(tài)下整車主要參數(shù)

2.2 制動器選用

整車參數(shù)確定后，依據(jù)表1各參數(shù)同時結(jié)合實際車輛使用狀態(tài)，我們?yōu)樵撥囆推ヅ淝氨P后鼓形式制動器，即一、二橋為盤式制動器，三、四橋為鼓式制動器，具體各軸制動器參數(shù)見表2：

表2 各制動器參數(shù)

表3 制動器Trj值

3、整車最大制動強(qiáng)度分析

整車最大制動強(qiáng)度z是我們在分析整車制動性能過程中的一個非常重要的參數(shù)，它直接決定了整車制動能力的強(qiáng)弱，因此本文就以該車最大制動強(qiáng)度的分析來對這種提升橋載貨車的制動性能進(jìn)行具體分析。

確定了整車參數(shù)及制動器參數(shù)后，就可以對該車制動性能進(jìn)行分析。根據(jù)式（8）可知，整車在制動過程中，其各軸載荷與最大制動強(qiáng)度之間相互關(guān)聯(lián)。整車在制動過程中可以將其分為兩個階段進(jìn)行計算。一個為四軸車輪均未抱死的情況，一個為各軸車輪陸續(xù)抱死的階段。

3.1 各軸車輪均未抱死制動力計算

當(dāng)整車各軸車輪均未出現(xiàn)抱死情況，則整車的制動力等于各軸制動器制動力之和，這是一種最簡單的制動分析工況。假設(shè)Ffj為第j軸制動力，則我們可以很容易得出：

3.2 車輪抱死時制動力計算

當(dāng)車輪出現(xiàn)抱死情況，3.1中所述制動力計算方法則不適用于該工況，車輪抱死時我們可以認(rèn)為車輪與地面之間為動摩擦關(guān)系，其Ffj可以表示如下：

其中μ為地面與輪胎之間的附著系數(shù)。

3.3 整車最大制動強(qiáng)度分析

由于整車制動過程中各軸車輪抱死有先后，因此在計算整車最大制動強(qiáng)度時需綜合考慮車輪抱死與非抱死狀態(tài)，假設(shè)Ff為整車總的制動力，則有：

從式（8）、（10）中可以看出，當(dāng)車輪抱死時其單軸制動力Ffj大小受最大制動強(qiáng)度z影響，從式（11）可以看出最大制動強(qiáng)度z同時也受Ffj影響，這樣的相互關(guān)聯(lián)關(guān)系使我們在分析最大制動強(qiáng)度時無法使用常規(guī)計算方法來實現(xiàn)。為此，本文在計算最大制動強(qiáng)度時使用編程軟件，來確定各軸抱死狀態(tài)，并通過z、Ffj往復(fù)循環(huán)計算的方法來計算z值。此處我們以滿載狀態(tài)為例，計算數(shù)據(jù)如下圖所示：

圖5 z-P關(guān)系圖

圖5為軟件編程計算出來的制動強(qiáng)度z與整車制動氣壓P的關(guān)系圖，氣室最大壓力取7bar，μ取0.7。從以上計算數(shù)據(jù)可以看出，該車最大制動強(qiáng)度為0.7，根據(jù)a=zg可得，車輛最大制動減速度可達(dá)6.86m/s2，滿足文獻(xiàn)[3]中對制動減速度的要求。同時從各軸抱死壓力可以看出該車制動時各軸抱死順序依次為二橋、一橋、三橋、四橋，從曲線圖可以看出，在每個軸抱死位置制動強(qiáng)度隨壓力增長速度逐步降低并趨于穩(wěn)定，通過對車輪抱死情況的分析，有助于我們在實際車輛使用過程中對出現(xiàn)的問題和故障進(jìn)行排查處理。

4、結(jié)束語

本文通過對一種較為新型的提升橋多軸載貨車進(jìn)行制動性能分析，論述了一種適于該車型制動性能計算分析的新方法。采用靜力模型轉(zhuǎn)化，將提升橋的特殊懸架結(jié)構(gòu)轉(zhuǎn)化為普通多軸車靜力模型，并分析其動力模型結(jié)構(gòu)，通過懸架剛度計算制動過程中的各軸載荷變化。并通過編程軟件循環(huán)計算的方式，精確的描繪出其制動強(qiáng)度與制動氣壓的關(guān)系曲線，計算出整車最大制動強(qiáng)度及減速度，同時模擬分析出整車各軸抱死情況及條件，為專業(yè)人員在處理實際制動問題提供理論參考依據(jù)。為此類結(jié)構(gòu)車型開發(fā)制動性能分析提供一種新的理論計算方法。

[1] 余志生.汽車?yán)碚?機(jī)械工業(yè)出版社.2000.

[2] 劉惟信.汽車制動系的結(jié)構(gòu)分析與設(shè)計計算.2004.9.

[3] 中華人民共和國國家標(biāo)準(zhǔn).GB12676-2014商用車輛和掛車制動系統(tǒng)技術(shù)要求及試驗方法.

[4] 王興東，楊波，鄒光明.多軸汽車軸荷分配和轉(zhuǎn)移的計算方法研究.湖北工業(yè)大學(xué)學(xué)報.2000,6.

[5] 萬振，高峰，丁靖，吳學(xué)雷.多軸車制動的動力學(xué)模擬及制動性能分析.中國機(jī)械工程.2008.19.

A bridge load axle load and braking performance analysis

Chen Guangming, Zhao Gang, Zhang Xiang
( Anhui Jianghuai Automobile Co. Ltd., Anhui Hefei 230601 )

With the continuous development of automobile market, Users take higher requirements of performance of truck.A truck with a lifting axle is more and more popular for users,which has better power,economy and adapt to more complex road conditions. Automobile braking performance is very important to automobile security, now the conventional vehicle braking performance analysis has been more mature, but due to existence of the lifting mechanism to the truck with lifting axle , the analysis method of the braking performance exists certain difference. This article makes analysis for a hydraulic lifting rear axle 8 × 2 truck, builds static and dynamic mechanics model, analyses the axial load and the brake torque, and makes a brief description of a new analysis method of braking performance through the analysis of automobile braking performance.

Lifting axle; Braking strength; Multi-axle vehicle; Axle load

U463.5

A

1671-7988(2016)07-37-04

陳光明，助理工程師，大學(xué)本科畢業(yè)，就職于安徽江淮汽車股份有限公司技術(shù)中心，從事底盤制動系統(tǒng)設(shè)計開發(fā)工作。

張翔，助理工程師，大學(xué)本科畢業(yè)，就職于安徽江淮汽車股份有限公司商用車研究院，從事發(fā)動機(jī)變速箱懸置、離合器、離合操縱、變速箱及選換擋操縱布置等工作。

10.16638/j.cnki.1671-7988.2016.07.012