半掛牽引車制動主掛協調性計算分析與優化

張軍，陳宇超，楊長偉，郭冬妮，馬明武

(中國第一汽車股份有限公司技術中心，吉林長春 130011)

0 引言

重型半掛車的牽引車和掛車之間存在復雜的耦合關系，具有后部放大的特點，導致行駛過程中極易發生側翻、蛇形擺振和折疊等危險事故。所以制動主掛協調性對汽車列車制動安全性影響巨大，是汽車安全的重要保證，汽車列車制動時一旦出現失穩或者制動力不足會造成重大事故。國內卡車普遍存在空載時制動主掛協調性差的問題，這是由于半掛牽引車和半掛車分別由不同的生產廠家制造，形成汽車列車后，這就存在制動時序和制動強度的匹配問題。而且由于掛車的生產廠家眾多，用戶選擇掛車存在很大地域性和隨機性，因此很難控制掛車制動性能。某重卡道路試驗中發現空載時制動主掛協調性差的問題，存在掛車推主車的現象。這是由于大部分半掛牽引車缺乏感載閥等空滿載制動壓力調節裝置，導致空載時，很小的制動踏板行程會產生很大的制動強度，主掛協調性曲線不滿足法規要求，空載時半掛牽引車制動強度偏大。

1 制動主掛協調性差問題

制動響應時間和制動力分配是汽車列車制動性能的重要指標，分別影響半掛牽引車的制動時序的好壞和制動強度的大小。只有當汽車列車在制動延遲時間和相應制動壓力非常接近的情況下，才能保持良好的平衡，否則，制動力會根據各橋載荷不同產生差異。

半掛牽引車前輪距離掛車后輪大約12 m，中間制動管路氣壓建立和傳輸需要一定的時間，同時經過掛車閥、掛車緊急繼動閥、掛車ABS等閥總成，也有一定的延遲，一般通過掛車閥的越前量和緊急繼動閥的比例輸出能解決主掛車的響應時間差。但是由于掛車的隨機性，不同廠家掛車的制動性能差異較大，因此文中僅針對半掛牽引車的主掛協調性進行研究。

1.1 問題描述

某半掛牽引車按照GB12676-2014《商用車輛和掛車制動系統技術要求及試驗方法》進行制動性能試驗時發現空載時主掛協調性曲線偏出法規曲線范圍，如圖1所示。

由圖1可以看出：滿載滿足法規要求，而空載時很小的制動氣壓就會導致整車很高的制動強度，主掛協調性曲線超出法規范圍，主觀評價存在掛車推主車的現象。

圖1 某半掛牽引車制動主掛協調性曲線

1.2 問題分析

從制動時序和制動強度的匹配兩個方面來分析主掛車制動協調性差的原因。

1.2.1 制動時序分析

按GB12676-2014進行半掛牽引車制動響應時間試驗，結果如圖2所示。

圖2 半掛牽引車制動響應時間

GB12676-2014對掛車控制管路壓力響應時間有明確的要求，如表1所示。試驗結果表明半掛牽引車滿足制動時序要求。

表1 掛車控制管路壓力響應時間

1.2.2 制動強度分析

半掛牽引車受力示意圖如圖3所示。通常將6×4車型也等效為4×2分析。

根據GB12676-2014，對于空載汽車列車，半掛車施于牽引車的動載荷可用一個等于鞍座最大承載力15%的靜止力作用于牽引銷上代替。

圖3 半掛牽引車受力分析示意圖

Ps=15%Pmax

(1)

式中：Pmax為半掛牽引車鞍座最大承載力(N)。

對于滿載汽車列車，半掛車施于牽引車的動載荷可用一個作用在牽引銷座上的靜止力Ps代替，Ps由下式計算：

Ps=Ps0(1+0.45×z)

(2)

式中：Ps0為牽引車滿載時最大總重力與空載時最大總重力之差(N)。

等效質心高度h由下式計算：

(3)

式中：h0為牽引車的重心高度(m)；hs為鞍座高度(m)；P0為牽引車單車空載重力(N)。

P=P0+Ps

(4)

式中：P為半掛牽引車總重力(N)。

根據半掛牽引車受力分析情況，等效前軸載荷Pfs由下式計算：

(5)

式中：Pf為半掛牽引車前軸靜態載荷(N)。

考慮制動強度為z時的軸荷轉移，前軸附著力矩Mf由下式計算：

Mf=(Pfs+P×z×h/L)×φ×R×g

(6)

式中：L為半掛牽引車整車軸距(m)；φ為路面附著系數，一般取0.7；R為輪胎滾動半徑(m)。

后橋附著力矩Mr由下式計算：

Mr=(P-Pfs-P×z×h/L)×φ×R×g

(7)

對于裝配鼓式制動器的半掛牽引車，前軸制動力矩M1由下式計算：

M1=2×Bef1×p1×A1×l1×η1

(8)

式中：Bef1為前軸制動器制動效能因數；p1為半掛牽引車前軸制動氣室壓力(kPa)；A1為半掛牽引車前軸制動氣室有效面積(m2)；l1為前軸制動調整臂長度(m)；η1為前軸制動器效率。

后橋制動力矩M2由下式計算：

M2=2×Bef2×p2×A2×l2×η2

(9)

式中：Bef2為后橋制動器制動效能因數；p2為半掛牽引車后橋制動氣室壓力(kPa)；A2為半掛牽引車后橋制動氣室有效面積(m2)；l2為后橋制動調整臂長度(m)；η2為后橋制動器效率。

其中Bef1、Bef2、A1、A2、l1、l2、η1、η2均由制動器本身結構決定，Bef1、Bef2的計算方法在文獻[1]中有詳細的說明；η1、η2由多次試驗確定，一般取0.75～0.85；p1、p2一般由制動閥和繼動閥的輸出氣壓確定，且存在壓差關系，這里取p2=p1+50。

掛車閥控制管路壓力是由制動閥21口的輸出壓力與掛車閥曲線決定的，即掛車閥的越前量。某重卡掛車制動控制管路接頭處壓力p4由下式計算：

p4=1.06×p2+20

(10)

根據GB12676-2014，整車制動強度z可由下式計算：

z=Tm/Pm=[(M1+M2)/R]/P

(11)

考慮前軸或后橋抱死情況，前軸和后橋的附著力矩分別等于它們的制動力矩時，可計算前軸和后橋的抱死氣壓pf、pr，分別由下式計算：

pf=Mf/(2×Bef1×A1×l1×η1)

(12)

pr=Mr/(2×Bef2×A2×l2×η2)

(13)

前軸先抱死時制動強度zf為

zf=Tm/Pm=[(Mf+M2)/R]/P

(14)

后橋先抱死時制動強度zr為

zr=Tm/Pm=[(M1+Mr)/R]/P

(15)

前軸和后橋都抱死時制動強度zm為

zm=Tm/Pm=[(Mf+Mr)/R]/P

(16)

根據以上公式，可得制動強度z與掛車制動管接頭處壓力p4分別在z≤min (zf,zr)、min (zf,zr)≤z≤zm、zm≤z三種情況時的關系，從而可以得到制動強度z與掛車制動管接頭處壓力p4曲線，即主掛制動協調性曲線。

某重卡主掛制動協調性理論計算及道路試驗曲線如圖4所示。可以看出：滿載時，曲線滿足法規要求；空載時，曲線超出了法規規定的范圍。

圖4 某重卡主掛制動協調性曲線

2 主掛制動協調性優化

經以上計算分析結合道路試驗數據可知：某重卡空載時主掛制動協調性差是由于整車空、滿載制動強度匹配不能調節引起的。設計半掛牽引車制動力分配時通常按照滿載計算整車制動性能，在沒有空、滿載調節裝置的半掛牽引車上，空載幾乎不可能滿足要求。 因此，改善空載時主掛制動協調性可考慮在前制動回路增加適配閥和后制動回路采用感載閥兩種方案。

2.1 前制動回路增加適配閥方案

如圖5所示，在制動閥22口到前軸ABS之間增加適配閥(原理圖中元件23)，減小空、滿載小行程制動時前制動回路輸出壓力，從而減小整車制動力矩，減少掛車對牽引車的沖擊，提高空載時牽引車與掛車的同步性。適配閥靜特性曲線如圖6所示。

圖6 適配閥及靜特性曲線

如圖7所示，前制動回路增加適配閥方案主掛制動協調性理論計算曲線滿足法規要求。此時，空、滿載小行程制動時制動強度降低，但整車制動減速度和制動距離均滿足法規要求。

圖7 適配閥方案主掛制動協調性理論計算曲線

2.2 后制動回路采用感載閥方案

如圖8所示，將后橋繼動閥改為氣壓式感載閥(原理圖中元件10，實物見圖9)，空載時減小制動時后制動回路輸出壓力，從而減小整車制動力矩，減少掛車對牽引車的沖擊，提高空載時牽引車與掛車的同步性。感載閥靜特性曲線如圖10所示。其中p41=p42=4.9×105Pa為滿載制動時曲線；p41=p42=0.6×105Pa為空載制動時曲線；p41=p42=0為失效制動時曲線。

圖8 后制動回路采用感載閥方案原理圖

圖9 氣壓式感載閥

如圖11所示，后制動回路采用感載閥方案主掛制動協調性曲線滿足法規要求。滿載制動時曲線與原后橋繼動閥時相同；空載制動時制動強度降低，但整車制動減速度和制動距離均滿足法規要求。

兩種方案的主掛制動協調性曲線，空、滿載均滿足法規要求，達到設計要求。感載閥方案的效果明顯更好一些，但是成本稍高一些。

圖11 感載閥方案主掛制動協調性理論計算曲線

3 結束語

針對半掛牽引車空載時主掛制動協調性差、主掛協調性曲線超出了法規要求范圍的問題，通過對問題產生的原因進行理論計算與分析，結合道路試驗及主觀評價,提出了兩種優化方案。通過采用可改變輸出壓力的裝置，改善了牽引車空載主掛制動協調性，為半掛牽引車制動系統設計提供了依據。

參考文獻:

[1]余志生等.汽車理論[M].北京:機械工業出版社，2006.

[2]于俊峰,李廣庭,劉明杰,等.半掛牽引列車制動協調性探討[J].重型汽車，2013(4)：12-15.

[3]全國汽車標準化技術委員會.商用車輛和掛車制動系統技術要求及試驗方法:GB 12676-2014[S].北京:中國標準出版社,2015.