滾筒軸距可調(diào)的反力式汽車制動檢驗(yàn)臺開發(fā)研究*

黃萬友 富文軍 于明進(jìn) 范艷艷 王琪

（山東交通學(xué)院，濟(jì)南 250357）

滾筒軸距可調(diào)的反力式汽車制動檢驗(yàn)臺開發(fā)研究*

黃萬友 富文軍 于明進(jìn) 范艷艷 王琪

（山東交通學(xué)院，濟(jì)南 250357）

開發(fā)了能自動檢測車輪半徑、調(diào)節(jié)滾筒軸距的新型反力式汽車制動檢驗(yàn)臺，針對該檢驗(yàn)臺進(jìn)行了動力學(xué)分析，研究了滾筒高度差和安置角對制動力測量結(jié)果的影響規(guī)律。提出了自動計(jì)算車輪半徑的計(jì)算模型，根據(jù)車輪半徑并結(jié)合最佳安置角可計(jì)算滾筒間軸距，并通過液壓裝置進(jìn)行調(diào)整和張緊。實(shí)車測試結(jié)果表明，所開發(fā)的新型制動檢驗(yàn)臺通過調(diào)節(jié)滾筒軸距，模擬改變汽車輪荷，可有效檢測車輛制動力。

主題詞:汽車制動力 檢驗(yàn)臺 滾筒軸距 設(shè)計(jì)

1 前言

制動檢驗(yàn)臺檢驗(yàn)汽車制動性能具有檢測速度快、重復(fù)性好、便于自動控制檢測過程等優(yōu)點(diǎn)，已被汽車檢測線普遍采用[1,2]。目前，國內(nèi)外汽車檢測線的制動檢測設(shè)備絕大部分采用滾筒反力式制動檢驗(yàn)臺[3～5]，其比平板式檢驗(yàn)臺更節(jié)省試驗(yàn)空間、重復(fù)性更好[6，7]，但由于該檢驗(yàn)臺的滾筒軸距不可調(diào)，當(dāng)輪胎直徑超過一定值或車輛輪荷不足時，容易產(chǎn)生車輪與滾筒之間打滑現(xiàn)象，使得前輪制動力檢測結(jié)果常常小于前輪制動力大小，難以保證檢測精度；另外，載貨汽車空載檢測時，后輪制動力檢測結(jié)果往往偏小[8,9]。

2015年3月1日實(shí)施的GB 21861—2014《機(jī)動車安全技術(shù)檢驗(yàn)項(xiàng)目和方法》中明確規(guī)定對于三軸及三軸以上載貨汽車、并裝雙軸和并裝三軸半掛車通過舉升裝置對測試軸加載進(jìn)行行車制動檢驗(yàn)，以解決制動力檢測結(jié)果偏小問題，但該方法對于載貨汽車、與掛車組合成的汽車列車的第一軸和最后一軸不進(jìn)行加載制動檢驗(yàn)，對于二軸汽車也不適用[10]。為此，開發(fā)了一種能自動檢測車輪半徑、調(diào)節(jié)滾筒軸距的新型滾筒反力式汽車制動檢驗(yàn)臺（下稱新型制動檢驗(yàn)臺），解決了現(xiàn)有滾筒反力式汽車制動檢驗(yàn)臺最大制動力檢測結(jié)果偏低的弊端，達(dá)到了用一臺檢驗(yàn)臺檢測不同種類車輛的目的。

2 新型制動檢驗(yàn)臺結(jié)構(gòu)

新型制動檢驗(yàn)臺包括滾筒組、滾筒驅(qū)動組、制動力測量裝置、舉升裝置和控制系統(tǒng)5個部分，由主滾筒、副滾筒、第3滾筒、滾筒驅(qū)動裝置、傳感器、軸距調(diào)節(jié)機(jī)構(gòu)、舉升裝置、鏈傳動及張緊機(jī)構(gòu)等構(gòu)成，如圖1所示。因制動力測量裝置和舉升裝置與傳統(tǒng)制動檢驗(yàn)臺類似，本文僅對滾筒組、滾筒驅(qū)動組和控制系統(tǒng)部分進(jìn)行簡述。

圖1 新型制動檢驗(yàn)臺結(jié)構(gòu)示意

2.1 滾筒組

滾筒組主要包括主滾筒、副滾筒和第3滾筒（見圖2）。根據(jù)標(biāo)準(zhǔn)GB/T 13564—2005的要求，主、副滾筒直徑均設(shè)定為245 mm。新型制動檢驗(yàn)臺的機(jī)架導(dǎo)向軌道上支承有副滾筒，通過液壓系統(tǒng)可以隨時調(diào)整副滾筒的位置，使?jié)L筒中心距在471～771 mm間變化。在主、副滾筒之間設(shè)置了1個直徑為40 mm且既可自轉(zhuǎn)又可上下擺動的第3滾筒，只有當(dāng)兩個車輪同時壓下第3滾筒時，新型制動檢驗(yàn)臺的驅(qū)動電機(jī)才能接通工作。第3滾筒上安裝有轉(zhuǎn)角傳感器和轉(zhuǎn)速傳感器（見圖1）。

圖2 新型制動檢驗(yàn)臺側(cè)視圖

2.2 滾筒驅(qū)動組

滾筒驅(qū)動組包括負(fù)責(zé)滾筒轉(zhuǎn)動和水平移動的驅(qū)動裝置。參考標(biāo)準(zhǔn)GB/T 13564—2005，左、右驅(qū)動電動機(jī)的功率選為15 kW，減速器的減速比設(shè)計(jì)為1∶26，滾筒轉(zhuǎn)速為58 r/min，對應(yīng)測試車速為2.67 km/h。負(fù)責(zé)滾筒水平移動的軸距調(diào)節(jié)裝置（圖2）依靠液壓裝置實(shí)現(xiàn)控制，當(dāng)需要調(diào)節(jié)兩滾筒間中心距時，控制系統(tǒng)發(fā)送指令到液壓站，通過液壓管路控制與副滾筒連接的液壓缸工作，液壓缸上形成的水平力通過連接在液壓缸上的推桿推動副滾筒底座在機(jī)架的導(dǎo)向軌道上移動，調(diào)節(jié)的位移量由軸距傳感器來測量和反饋。

2.3 控制系統(tǒng)

新型制動檢驗(yàn)臺通過控制系統(tǒng)保證制動檢測過程順利實(shí)現(xiàn)?？刂葡到y(tǒng)工作過程為：在計(jì)算機(jī)控制系統(tǒng)登錄車輛號牌號碼、軸數(shù)、軸重等車輛信息后，車輛駛上檢驗(yàn)臺，控制系統(tǒng)的采樣單元通過采集第3滾筒上的角位移傳感器信號得到其位置信息，結(jié)合檢驗(yàn)臺滾筒直徑和滾筒軸距信息計(jì)算獲得被測車輪半徑大??；根據(jù)最佳安置角計(jì)算得到最佳滾筒中心距，與軸距傳感器反饋的實(shí)際滾筒中心距相比較，調(diào)整滾筒中心距到最佳值；力傳感器將測得的制動力在顯示器上顯示；反拖電機(jī)驅(qū)動車輪轉(zhuǎn)動，第3滾筒上的轉(zhuǎn)速傳感器實(shí)時監(jiān)測車輛輪速，主滾筒轉(zhuǎn)速傳感器監(jiān)測滾筒速度，控制系統(tǒng)根據(jù)車輛輪速和滾筒速度差計(jì)算滑移率；當(dāng)測試制動力時，駕駛員踩下制動踏板，控制系統(tǒng)實(shí)時采集制動力數(shù)據(jù)，當(dāng)判斷滑移率數(shù)值達(dá)到設(shè)定值時控制驅(qū)動電機(jī)停止轉(zhuǎn)動，車輛一軸測試完畢，其它軸的測試過程與一軸測試相同。車輛一軸檢測過程如圖3所示。

圖3 車輛一軸制動測試程序框圖

3 新型制動檢驗(yàn)臺測量結(jié)果的影響因素

3.1 新型制動檢驗(yàn)臺動力學(xué)分析

新型制動檢驗(yàn)臺采用后滾筒高于前滾筒的布置形式，被檢車輪檢測時的受力情況如圖4所示（忽略滾動阻力和非測試車輪對被測試車輪的影響）。

圖4 新型制動檢驗(yàn)臺上被測車輪受力示意

如圖4所示，以被檢車輪為研究對象，根據(jù)受力平衡分析，可得被檢車輪的水平和垂直方向受力平衡方程如下。

水平方向：

垂直方向：

式中，N1、N2為主、副滾筒對車輪的法向支撐力；F1、F2為主、副滾筒對車輪的切向制動反力。

安置角α為車輪中心與兩個滾筒中心連線之間夾角的1/2，新型制動檢驗(yàn)臺上的車輪前安置角α1、車輪后安置角α2與安置角α的關(guān)系為：

式中，θ為前后滾筒因高度差形成的角度（滾筒間角度）；h為滾筒間的高度差；L為滾筒中心距；R為車輪半徑；r為滾筒半徑。

在制動過程中，制動切向力的最大值為：

式中，φ為車輪與滾筒間的附著系數(shù)。

由式（1）、（2）、（7）、（8）可得主、副滾筒對車輪的法向支撐力N1、N2為：

據(jù)式（1）～式（10）可得新型制動檢驗(yàn)臺可測得的最大制動力為：

由式(11)可知，最大制動力與Gf（輪荷）、θ、α和φ相關(guān)。對于確定的被檢車輛，Gf保持不變；對于確定的檢驗(yàn)臺，φ為定值，由于檢驗(yàn)臺采用粘砂式滾筒，干態(tài)附著系數(shù)達(dá)0.85～0.9，本文取φ=0.85進(jìn)行分析計(jì)算。

3.2 滾筒高度差對測量結(jié)果的影響

現(xiàn)有滾筒反力式制動檢驗(yàn)臺多為滾筒平置式，即滾筒間角度θ為零，此時安置角用 β表示，則新型制動檢驗(yàn)臺最大制動力檢測結(jié)果與滾筒平置式檢驗(yàn)臺的檢測結(jié)果相比增加量為：

新型制動檢驗(yàn)臺最大制動力增加的百分比δ為：

所開發(fā)的新型制動檢驗(yàn)臺的滾筒直徑為245 mm，軸距在水平方向投影距離最小為470 mm，試驗(yàn)采用本田思域1.3 L混合動力轎車，車輪直徑為610 mm。在維持軸距在水平方向投影距離不變的前提下，升高后滾筒高度，使前、后滾筒產(chǎn)生高度差，則根據(jù)式（13）可求得δ與h之間的關(guān)系曲線如圖5所示。

圖5 δ與h的關(guān)系曲線

由圖5可知，隨著滾筒高度差h的增加，最大制動力增加，且在h＜30 mm時，最大制動力增加較快，h＞30 mm后增加速度略有下降。由于采用了后滾筒高于前滾筒的布置形式，在滾筒間軸距水平方向投影維持不變的情況下，隨著滾筒高度差h的增加安置角增大，被測車輪的水平分力增加，從而可提高制動臺的測試性能，因此，新型制動檢驗(yàn)臺的滾筒高度差h設(shè)計(jì)為30 mm。

3.3 安置角對測量結(jié)果的影響

通過式（11）可得到當(dāng)量附著系數(shù)μ的表達(dá)式為：

由式（11）和式（14）可知，新型制動檢驗(yàn)臺可測得的最大制動力與當(dāng)量附著系數(shù)呈正比關(guān)系，即當(dāng)量附著系數(shù)越大，檢驗(yàn)臺可測得的最大制動力越大，也易檢測出車輛車輪制動器的真實(shí)制動性能。

我國的行政強(qiáng)制執(zhí)行實(shí)行行政機(jī)關(guān)強(qiáng)制執(zhí)行（限于有法律明確授權(quán)情形）與申請人民法院強(qiáng)制執(zhí)行并存的“二元制”格局。實(shí)踐中，大量行政行為因?yàn)閷?shí)施機(jī)關(guān)沒有法定行政強(qiáng)制執(zhí)行權(quán)，需要通過申請法院強(qiáng)制執(zhí)行。受復(fù)雜因素的影響與制約，法院辦理此類案件的難度較大，執(zhí)行的積極性與效果不夠理想。于是，界于二者之間，由法院負(fù)責(zé)“裁”、行政機(jī)關(guān)負(fù)責(zé)“執(zhí)”的裁執(zhí)分離模式應(yīng)運(yùn)而生。由于該模式有效解決了行政機(jī)關(guān)想執(zhí)行卻無權(quán)、法院有權(quán)卻難以執(zhí)行的困境，確立了制度化的行政、司法協(xié)作與監(jiān)督機(jī)制，既調(diào)動了雙方的積極性，又確保了執(zhí)行的合法性與有效性。

車輪安置角計(jì)算式為：

通過式（15）可知，車輪安置角α取決于滾筒半徑r、車輪半徑R和滾筒間軸距L，當(dāng)r和R確定后，可以通過改變滾筒間軸距來改變安置角，以調(diào)節(jié)當(dāng)量附著系數(shù)，有效測得車輛制動器制動力。

根據(jù)式（14）計(jì)算得到的滾筒當(dāng)量附著系數(shù)與安置角關(guān)系曲線如圖6所示。

圖6 當(dāng)量附著系數(shù)與安置角的關(guān)系曲線

由圖6可看出，安置角在30°以下時，當(dāng)量附著系數(shù)隨安置角增大的幅度較?。话仓媒窃?0°以上時，當(dāng)量附著系數(shù)隨安置角增大而大幅度提高；安置角超過70°后，當(dāng)量附著系數(shù)隨安置角的增大急劇增加。由此可知，通過調(diào)整滾筒間的軸距而改變安置角，進(jìn)而調(diào)節(jié)當(dāng)量附著系數(shù)是可行的。

設(shè)計(jì)檢驗(yàn)臺最小軸距為471 mm，軸距調(diào)整行程為300 mm，當(dāng)車輪直徑為610 mm時，對應(yīng)的安置角變化范圍為33.5°～64.3°，當(dāng)量附著系數(shù)與軸距調(diào)整行程的對應(yīng)關(guān)系如圖7所示。

圖7 當(dāng)量附著系數(shù)與軸距調(diào)整行程的關(guān)系曲線

由圖7可知，當(dāng)量附著系數(shù)隨滾筒間軸距調(diào)整行程的增加而增大，在主、副滾筒間軸距調(diào)整行程由0增加到300 mm時，當(dāng)量附著系數(shù)由0.623增大到1.176，增加了88.7%，可見新型制動檢驗(yàn)臺通過調(diào)整滾筒間的軸距可實(shí)現(xiàn)模擬不同輪荷的目的。

4 車輪半徑及軸距調(diào)節(jié)量計(jì)算

在計(jì)算安置角和軸距調(diào)節(jié)量時需要測量車輪半徑。新型制動檢驗(yàn)臺可自動檢測計(jì)算車輪半徑，當(dāng)被檢測車輛駛上檢驗(yàn)臺后，被測車輪與主、副滾筒及第3滾筒相切，車輪輪胎與3個滾筒之間的幾何關(guān)系（圖8）滿足式（16），測控單元可根據(jù)式（16）計(jì)算出被檢測車輛車輪半徑R。

圖8 車輪與滾筒的幾何關(guān)系

式中，D為主、副滾筒的直徑；d為第3滾筒直徑；xt為第3滾筒軸線與主滾筒軸線連線之間的水平距離；yt為第3滾筒軸線與主滾筒軸線之間的垂直距離；xt和yt由第3滾筒轉(zhuǎn)角傳感器測得。

4.2 軸距調(diào)節(jié)量計(jì)算

相關(guān)研究表明，進(jìn)行車輛制動性能檢測時，最佳安置角為α=arctan() φ[11，12]。新型制動檢驗(yàn)臺控制系統(tǒng)可根據(jù)車輪半徑和最佳安置角信息，以及依據(jù)式（17）推求滾筒間的軸距L，再通過式（18）計(jì)算軸距調(diào)節(jié)量Δl。

新型制動檢驗(yàn)臺自動計(jì)算得到試驗(yàn)用轎車車輪直徑為610 mm，計(jì)算得到需調(diào)節(jié)軸距量為Δl=83 mm。可見，軸距增加83 mm時即可獲得最佳安置角。

5 軸距調(diào)節(jié)和鏈條張緊

在滾筒軸距調(diào)節(jié)量確定后，軸距調(diào)節(jié)液壓裝置通過推動副滾筒在機(jī)架的導(dǎo)向軌道上水平移動，實(shí)現(xiàn)滾筒間軸距的的調(diào)節(jié)。新型制動檢驗(yàn)臺的主、副滾筒傳動鏈條長度需滿足滾筒間軸距最大時對鏈條長度的要求，而滾筒間軸距沒有達(dá)到最大時，多余鏈條會松動下垂，影響傳動效果，因此需設(shè)置鏈條張緊機(jī)構(gòu)，以保持鏈條傳動的可靠性。

圖9為新型制動檢驗(yàn)臺軸距調(diào)節(jié)和鏈條張緊機(jī)構(gòu)，軸距調(diào)節(jié)和鏈條張緊采用液壓傳動。在調(diào)整副滾筒位置使軸矩增大時，首先控制張緊機(jī)構(gòu)放松，然后控制液壓缸推動副滾筒到設(shè)定軸距停止，最后張緊機(jī)構(gòu)張緊鏈條；在調(diào)整副滾筒位置使軸距減小時，控制液壓缸拉動副滾筒到設(shè)定軸距停止，然后張緊機(jī)構(gòu)張緊鏈條。

圖9 軸距調(diào)節(jié)和張緊機(jī)構(gòu)示意

由圖9可看出，在原有的鏈傳動機(jī)構(gòu)中增加3個張緊輪來實(shí)現(xiàn)鏈條張緊。張緊輪3、7為隋輪起導(dǎo)向作用，張緊輪4位于滾筒鏈輪最下方，與張緊液壓裝置相連，在液壓裝置控制下沿垂直方向上下移動，以控制鏈條張緊。

6 實(shí)車測試結(jié)果

試驗(yàn)用本田思域1.3 L混合動力轎車前軸左輪制動力的實(shí)測結(jié)果如圖10所示。由圖10可看出，測得的最大制動力隨滾筒軸距增加而增大。當(dāng)軸距由471+26 mm增加到471+150 mm時，由式（14）可知，當(dāng)量附著系數(shù)由0.636增加到0.746，測得的車輛車輪制動力相應(yīng)增加。

圖10 轎車前軸左輪制動力實(shí)測結(jié)果

該車前軸制動力與軸距關(guān)系曲線如圖11所示。由圖11可看出，在軸距增加26 mm時，制動力為6 020 N，當(dāng)軸距增加150 mm時，制動力為7 251 N，制動力增加的趨勢和比例關(guān)系與圖7相符，因此，本文設(shè)計(jì)的滾筒軸距可調(diào)的反力式汽車制動檢驗(yàn)臺可有效檢測車輛制動力，提高檢測精度。

圖11 轎車前軸制動力與軸距關(guān)系曲線

7 結(jié)束語

本文開發(fā)了滾筒軸距可調(diào)的反力式汽車制動檢驗(yàn)臺，并對新型制動檢驗(yàn)臺滾筒高度差和安置角對制動力測量結(jié)果的影響規(guī)律進(jìn)行了動力學(xué)分析。為計(jì)算安置角和滾筒軸距調(diào)節(jié)量，提出了車輪半徑計(jì)算模型，該模型可根據(jù)第3滾筒轉(zhuǎn)角位置自動計(jì)算車輪半徑；設(shè)計(jì)了軸距調(diào)節(jié)和張緊機(jī)構(gòu)，控制系統(tǒng)根據(jù)最佳安置角、車輪半徑和滾筒直徑等信息計(jì)算滾筒間軸距調(diào)節(jié)量，并通過液壓裝置進(jìn)行調(diào)整和張緊。利用該檢驗(yàn)臺進(jìn)行了實(shí)車測試，結(jié)果表明，所開發(fā)的新型制動檢驗(yàn)臺通過調(diào)節(jié)滾筒軸距，模擬改變汽車輪荷，可有效檢測車輛制動力，消除了檢驗(yàn)臺因輪胎直徑過大或車輛輪荷不足而使制動力檢測結(jié)果偏小的弊端。

1 方錫邦.汽車檢測技術(shù)與設(shè)備.北京：人民交通出版社，2005．

2 白玉.汽車制動檢測試驗(yàn)臺原理及試驗(yàn)分析.常州工學(xué)院學(xué)報，2012，25（4）：5～9．

3 SHAFFER S J，CHRISTIAEN A C.Performance-Based Brake Testers Round Robin Final Report.Battelle Memorial Institute 505 King Avenue.Columbus,2000．

4 李建.反力式滾筒制動試驗(yàn)臺測控系統(tǒng)的研究：[學(xué)位論文].銀川:寧夏大學(xué)，2013．

5 查小凈.汽車制動性能檢測方法的比較與關(guān)聯(lián)性研究：[學(xué)位論文].南昌:華東交通大學(xué)，2010．

6 夏均忠.汽車檢查技術(shù)與設(shè)備（第1版）.北京：機(jī)械工業(yè)出版社，2009.

7 吳志斌.滾筒反力式與平板式制動試驗(yàn)臺的比較.交通科技,2011，（10）：133～135．

8 何大軍，龔國彬，陳德兵,等.反力滾筒式汽車制動試驗(yàn)臺改進(jìn).客車技術(shù)與研究，2013，（5）：53～56．

9 連福新.新型制動檢測臺關(guān)鍵技術(shù)研究：[學(xué)位論文].濟(jì)南:山東交通學(xué)院，2014．

10 GB 21861—2014.機(jī)動車安全技術(shù)檢驗(yàn)項(xiàng)目和方法．

11 趙哲峰.可變滾筒軸距反力式制動檢驗(yàn)臺的研究：[學(xué)位論文].長春:吉林大學(xué)，2008．

12 楊道平,蘇春娟,劉淑敏.影響汽車滾筒反力式制動檢驗(yàn)臺測量結(jié)果的因素.山東交通科技，2006：69～71．

（責(zé)任編輯 文 楫）

修改稿收到日期為2016年6月20日。

Development and Research on Anti-force Adjustable Distance Roller Brake Testing Platform

Huang Wanyou,Fu Wenjun,Yu Mingjin,Fan Yanyan,Wang Qi
（Shandong Jiaotong University,Jinan 250357）

In this research,a new anti-force rolling brake testing platform which can test automatically wheel radius and regulate the distance of rollers was developed.Dynamic analysis was made to this test platform,and the rule of influence of height difference of roller and mounting angle on the measurement result of braking force.A model calculating wheel radius was proposed and the distance between rollers can be calculated according to wheel radius and the optimal mounting angle,and the distance was adjusted and tightened using hydraulic unit.The real vehicle test results showed that braking force testing can be made effectively by adjusting the distance between the main roller and simulating the change of vehicle wheel load.

Braking force,Testing platform,Roller distance,Design

U467.5+2

A

1000-3703（2016）11-0019-05

國家自然科學(xué)基金項(xiàng)目（51405271）。山東省大型科學(xué)儀器設(shè)備升級改造技術(shù)研究專項(xiàng)（2012SJGZ27）；

山東省科技發(fā)展計(jì)劃項(xiàng)目（2012GGB01041）。

于明進(jìn)，教授，碩士生導(dǎo)師，E-mail：Shdymj@163.com。