輕型載貨汽車氣壓制動感載閥匹配方法研究

柳 帥， 冷 彪

(中國第一汽車股份有限公司技術(shù)中心，長春130011)

輕型載貨汽車氣壓制動感載閥匹配方法研究

柳 帥， 冷 彪

(中國第一汽車股份有限公司技術(shù)中心，長春130011)

以某輕型載貨汽車為例，對氣壓感載閥的匹配方法進行研究.依據(jù)相關(guān)法規(guī)和整車參數(shù)，定義制動力分配特征系數(shù)并以該參數(shù)作為車輛選配感載閥的判據(jù).為確定感載閥擺桿長度，對比了載荷計算法和諾莫列線圖法的差異性.最后，通過實車試驗，驗證了匹配方法的有效性.

輕型載貨汽車；制動系統(tǒng)；氣壓感載閥；匹配方法

空載或半載狀態(tài)下的輕型載貨汽車，在干燥路面上緊急制動時，很容易因后輪過早抱死發(fā)生“甩尾”現(xiàn)象[1-2]，為提高車輛制動時的方向穩(wěn)定性，通過裝備氣壓制動感載閥(以下簡稱“感載閥”)，可根據(jù)車輛的載荷變化(包括軸荷轉(zhuǎn)移的部分)，有效調(diào)節(jié)后制動氣室壓力，防止后輪過早抱死[3].雖然其在低附著路面上仍無法起到ABS系統(tǒng)的效果，但由于結(jié)構(gòu)簡單、故障率和成本低等優(yōu)點[4]，對解決N2類車輛甩尾現(xiàn)象具有較好的應(yīng)用價值.本文主要針對氣壓感載閥的匹配方法及其對后橋制動力的調(diào)節(jié)作用進行分析，對于某些有可能需要對前橋制動力調(diào)節(jié)的特殊車型在此暫不展開討論.

1 特性分析

1.1 結(jié)構(gòu)特點

通過對比分析車輛使用條件、用戶需求和結(jié)構(gòu)特點等因素，N2類車輛空載甩尾的主要原因包括以下幾個方面：

(1)空滿載質(zhì)量比.商用車的使用工況決定了整車空滿載質(zhì)量比參數(shù)較大，為保證行車安全，需按最大滿載總質(zhì)量狀態(tài)設(shè)計制動系統(tǒng)，使后制動器制動力矩的設(shè)計值較大.但在空載狀態(tài)下，后橋地面附著力矩較低，過大的制動器制動力矩極易引起后輪過早抱死.

(2)較短的軸距.為緩解城市道路交通擁堵問題，目前，許多大中城市交通管理部門對中重型載貨汽車在市內(nèi)運輸時間和區(qū)域進行了限制性規(guī)定，因此，市內(nèi)物流運輸車輛主要以外形尺寸總長在6米以內(nèi)、總質(zhì)量在4 500 kg以內(nèi)的小型車輛為主.與中重型貨車相比，軸距較短可降低車輛轉(zhuǎn)彎半徑，提高車輛機動性，但制動時也會引起較大的軸荷轉(zhuǎn)移，降低了后輪附著力矩，并放大了側(cè)向擾動所造成的橫擺力矩，加劇了車輛甩尾.

(3)制動管路布置型式.根據(jù)GB 7258和DIN 74000標準，強制性要求采用雙回路制動系統(tǒng)，并將制動管路布置劃分五種方案[5-6]，即II型、X型、HI型、LL型和HH型.其中，HI型、LL型和HH型布置方案，當制動器過熱引起回路失效時，存在整個制動系統(tǒng)失效的風險，因此極少采用；而X型布置的車輛，任一回路失效后，將形成對角線車輪制動，該失效模式下的車輛在轉(zhuǎn)彎制動時存在嚴重的跑偏隱患，只有在前輪主銷偏距為負值的乘用車上，才能保證制動時的方向穩(wěn)定性；而載貨汽車正的主銷偏距值和相對較長的軸距等特點，決定了其采用II型布置方案，該型式雖然能較好地滿足滿載條件下的制動效能，但存在前后橋制動器建壓時間不一致的缺點，這使得空載工況下，后輪易過早抱死造成甩尾現(xiàn)象.

1.2 制動力分配特征系數(shù)

依據(jù)GB 12676中對后橋制動利用附著系數(shù)φr(z)與制動強度z的相關(guān)要求[7]，可得到如下約束條件：

.(1)

后輪剛要抱死時，后橋的利用附著系數(shù)

，(2)

式中:a為質(zhì)心距前軸的距離;hg為整車質(zhì)心高度;L為軸距;β為制動器制動力分配系數(shù).

對(2)式求一階和二階導數(shù)得：

由此可知，φr(z)為單調(diào)遞增的凹函數(shù)，方程組(1)中的表達式均為單調(diào)遞增的直線，為滿足法規(guī)線要求，只需取z在其區(qū)間端點處數(shù)值，并保證式(2)滿足方程組(1)中的約束條件即可，將式(2)代入方程組(1)得到：

.(3)

整理得：

β≥Q(a, h, L)=max{A, B, C}，

(4)

由式(4)可以看出，制動力分配特征系數(shù)Q(a, h, L)是車輛固有參數(shù)，該值由整車的軸距、質(zhì)心位置和質(zhì)心高度決定.在任意車輛載荷狀態(tài)下，應(yīng)保證β≥Q；否則，說明采用固定比值制動力分配系數(shù)的車輛在制動時，其后橋附著系數(shù)利用率存在超出法規(guī)線的工況，并有可能發(fā)生后輪過早抱死和甩尾現(xiàn)象.因此，Q值既可用于評價現(xiàn)有軸間制動力分配是否合理，也可作為車輛選配限壓閥、感載閥等制動壓力調(diào)節(jié)裝置的有效判據(jù).

2 感載閥匹配計算

根據(jù)系統(tǒng)額定壓力及閥類零件的性能曲線確定制動系統(tǒng)的計算壓力.制動系統(tǒng)中空氣處理單元的卸荷壓力為850 kPa，卸荷后貯氣筒內(nèi)穩(wěn)定壓力為800 kPa，在氣壓傳遞過程中，存在沿程損失、制動器推出壓耗和閥類零件彈簧和膜片的壓力損失等，同時考慮到車輛使用中可能出現(xiàn)的超載現(xiàn)象，需留有一定的安全系數(shù)，因此確定系統(tǒng)性能計算的額定工作壓力為P0=650 kPa.

2.1 空載制動性能參數(shù)的確定

根據(jù)以往設(shè)計經(jīng)驗，同步附著系數(shù)通常設(shè)定在0.45～0.65之間，對于工程類車輛(如自卸車)應(yīng)取較小值，載貨車可取較大值；考慮到近年來道路交通條件的改善等因素，設(shè)定車輛空載條件下的目標同步附著系數(shù)為Φ0=0.65，計算該目標空載同步附著系數(shù)下的制動性能參數(shù).

前軸動軸荷：Fzf_ul=W·9.8·(b+Φ0·hg)/L；后橋動軸荷：Fzr_ul=W·9.8·(a-Φ0*hg)/L；前軸附著力矩：Mzf_ul=Fzf_ul·Φ0·R；后橋附著力矩：Mzr_ul=Fzr_ul·Φ0·R；產(chǎn)生Mzf_ul所需的氣室壓力：

Pf=Mzf_ul/ (2·BFf·R·η·Af·Lf/e) ，

(5)

產(chǎn)生Mzr_ul所需的氣室壓力：

Pr=Mzr_ul/(2·BFr·R·η·Ar·Lf/e) ，

(6)

式中：W為整車質(zhì)量；b為質(zhì)心距后橋的距離；BFf和BFr分別為前、后單個制動器的效能因數(shù)；R為制動鼓半徑；Lf為調(diào)整臂長度；e為凸輪軸基圓半徑；η為制動鼓效率；Af和Ar分別為前、后單個氣室有效面積.

2.2 感載閥擺桿長度的確定

車輛裝載后，懸架被壓縮，感載閥利用車架與車橋之間距離的變化量，將載荷參數(shù)轉(zhuǎn)化為距離參數(shù),并以此來控制閥門開度，對氣室彈簧缸的工作壓力進行調(diào)節(jié)，使車輛在任何載荷條件下都能具有近似理想的制動力分配特性.車輛正常行駛中，擺桿在控制行程范圍內(nèi)擺動(如圖1).同時，閥體還設(shè)計有較大的附加行程，這主要是為防止不平路面引起的動載荷可能造成車橋與車架相對運動過大,并損壞感載閥閥體.當發(fā)生擺桿折斷或擺桿與彈性臂連接處脫落等失效模式時，擺桿將在回位彈簧的作用下，自動上擺至最高點，并以全輸出狀態(tài)向后制動氣室供氣，以優(yōu)先保證行車制動效能.

圖1 感載閥結(jié)構(gòu)圖

裝配時，應(yīng)采用彈性臂或拉線等彈性元件連接擺桿和車橋,并保證在所有行駛工況下,通過彈性元件總成傳到擺桿上的運動只能是由車輛垂直載荷變化而產(chǎn)生的位移.感載閥在氣制動回路中，進氣口(1口)與貯氣筒相連，出氣口(2口)接制動氣室，控制口(4口)接制動閥21口，當車輛對排氣噪聲有特殊限制性要求時(如出口車型),可將排氣口(3口)與消音器相連.

在設(shè)計中,主要研究感載閥擺桿長度LLSV、車輛空滿載質(zhì)量以及對應(yīng)懸架弧高變化量3者之間的參數(shù)匹配關(guān)系.對于某一固定車型,其空滿載質(zhì)量和對應(yīng)的懸架弧高變化量為固定參數(shù)，因此，擺桿長度的匹配計算方法成為研究重點.目前，擺桿長度計算方法主要有載荷計算法和列線圖表法(即Nomograph法)兩種.

(1)載荷計算法

采用載荷計算法確定擺桿長度時，首先由式(5)和式(6)計算前后橋制動壓力比：iP=Pr/Pf，并取額定工作壓力為前制動氣室設(shè)計輸入壓力Pf(即Pf=P0)，計算后制動氣室的設(shè)計輸入壓力Pr=Pf·iP=P0·iP.其次,結(jié)合感載閥在1口供氣壓力P1≥650 kPa，4口控制壓力P4=650 kPa條件下,對應(yīng)2口輸出壓力P2隨擺桿角度變化的靜特性曲線(如圖2)，確定空滿載狀態(tài)對應(yīng)的擺角范圍,其中,圖2中的曲線可通過試驗標定或理論曲線換算得到.

圖2 感載閥靜特性曲線

設(shè)計時，應(yīng)選取曲線上A點為滿載(即額定載荷總質(zhì)量或最大設(shè)計總質(zhì)量)時擺桿位置.在實際工況下，當車輛出現(xiàn)超載時，感載閥不再調(diào)節(jié)輸出壓力，而是以全輸出壓力(即此時iP=1)向后制動氣室供氣，優(yōu)先保證超載工況下的制動減速度和制動距離.最后,在圖2中的曲線AC段(控制行程)上,采用插值法確定感載閥出氣口壓力P2=Pr時的擺桿角度θ1，并計算擺桿控制行程Δθ=θt-θ1.最后，依據(jù)車輛后懸架空/滿載弧高壓縮量Δ，確定感載閥擺桿長度LLSV=Δf/Δθ.

(2)列線圖法

采用列線圖法確定擺桿長度時，首先應(yīng)確定閥體的先導壓力Pd.當車輛在不平路面行駛時，由路面不平度引起的后橋動載荷很容易造成擺桿的頻繁小振幅擺動，使后制動輸出壓力產(chǎn)生波動，降低了壓力調(diào)節(jié)精度和整車制動感覺的隨動性，尤其是在駕駛員輕踩踏板時，容易出現(xiàn)后制動時有時無的現(xiàn)象，將造成駕駛員緊張和疲勞.感載閥利用先導控制，使制動閥輸出氣壓低于先導壓力Pd時，閥體2口不產(chǎn)生氣壓，有效克服了上述問題.其中，Pd一般取值(40～80)kPa，可通過閥體頂端的調(diào)壓螺釘調(diào)節(jié).

計算控制比：

iR=(P1-Pd-ΔP)/(P2-Pd).

其中，進氣口(1口)壓力P1=Pf，出氣口(2口)壓力P2=Pr，開啟壓力ΔP，一般取值(20～30)kPa.

最后，在列線圖中(如圖3)，選取控制比iR和車輛后懸架空/滿載弧高壓縮量Δf在數(shù)軸上對應(yīng)的點，連接該兩點并延長至擺桿長度數(shù)軸相交，則交點對應(yīng)的數(shù)值即為所得到的擺桿長度LLSV.

圖3 列線圖

由以上兩種計算方法得到的計算結(jié)果如表1所示.通過對比發(fā)現(xiàn)，采用載荷計算法得到的擺桿長度比采用列線圖法計算得到的擺桿長度稍大.當車輛在顛簸路面行駛時，雖然感載閥的先導控制結(jié)構(gòu)可大幅降低擺桿小振幅擺動對整車制動感覺的不利影響，但仍會加劇閥體內(nèi)頂桿和凸輪之間的磨損，并降低感載閥的使用壽命.考慮到以上因素，設(shè)計

中應(yīng)保證空載車輛在不發(fā)生甩尾的前提下，盡可能加大擺桿長度并提高感載閥支架的剛度.因此，選擇載荷計算法作為擺桿長度設(shè)計方法，并確定擺桿長度為146 mm.

表1 感載閥設(shè)計參數(shù)

3 試驗驗證

為更有效地驗證裝配感載閥后的制動性能，對某輕型載貨汽車分別在空載、半載和滿載3種載荷條件下，對同一車輛在不裝感載閥(僅有繼動閥)和裝備感載閥兩種制動系統(tǒng)結(jié)構(gòu)進行對比試驗,結(jié)果如表2所示.

表2 車輛制動效能試驗結(jié)果

由結(jié)果發(fā)現(xiàn)，車輛匹配感載閥后，其空載0型試驗的減速度值(即MFDD)顯著提高，且有效縮短了制動距離.通過觀察輪胎抱死印痕發(fā)現(xiàn)，采用繼動閥方案時，車輛在空載和半載狀態(tài)出現(xiàn)甩尾現(xiàn)象；采用感載閥方案時，其前輪相對于后輪的抱死印痕更加清晰，且前輪先于后輪發(fā)生抱死，車輛在各種載荷狀態(tài)下制動時，均未發(fā)生甩尾現(xiàn)象.依據(jù)測量結(jié)果，計算車輛在空載和滿載條件下附著系數(shù)利用率與制動強度的特性關(guān)系曲線(如圖4).對采用感載閥的車輛，空載狀態(tài)下的后橋附著系數(shù)利用率的曲線得到顯著降低，并保持在法規(guī)要求的區(qū)域內(nèi)，提高了制動時的方向穩(wěn)定性.

圖4 附著系數(shù)利用率特性曲線

4 結(jié) 論

對于未裝備制動力調(diào)節(jié)裝置的車輛，利用制動力分配特征系數(shù)，可有效判定車輛軸間制動力分配的合理性，并評估車輛在不同載荷狀態(tài)下發(fā)生制動甩尾的風險.實車道路試驗表明，采用載荷計算法對感載閥匹配設(shè)計，能滿足制動法規(guī)的相關(guān)要求，并有效防止空載車輛發(fā)生制動甩尾現(xiàn)象.

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[7] GB 12676-2014商用車輛和掛車制動系統(tǒng)技術(shù)要求及試驗方法[S].

Research on Matching Method of Load Sensing Valve forPneumatic Brake in Light Duty Trucks

LIU Shuai， LENG Biao

(China FAW Group Corporation R&D Center, Changchun 130011, China)

A matching method of the pneumatic load sensing valves (LSV) is studied for light duty trucks. Based on the relavant regulations and the vehicle parameters, a characteristic coefficient of the braking force distribution is defined as the criterion for selecting the LSVs. In order to determine the length of the LSV lever, the difference from the results is compared between the load-calculation method and the nomograph method. The effectiveness of the matching method is verified by the testing data of the vehicles.

light duty trucks; braking system; pneumatic load sensing valve; matching method

1009-4687(2016)04-0008-05

2016-7-15

柳 帥(1985-), 男, 工程師, 碩士研究生, 研究方向為商用車制動系統(tǒng).

U463.55

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