何 仁，申小敏

(江蘇大學(xué) 汽車與交通工程學(xué)院，江蘇 鎮(zhèn)江 212013)

半掛汽車列車聯(lián)合制動系統(tǒng)性能仿真分析

何 仁，申小敏

(江蘇大學(xué) 汽車與交通工程學(xué)院，江蘇 鎮(zhèn)江 212013)

為研究半掛汽車列車聯(lián)合制動系統(tǒng)性能，建立了七自由度的半掛汽車列車整車動力學(xué)模型、非線性輪胎模型和制動系統(tǒng)模型，對液力緩速器以及聯(lián)合制動系統(tǒng)在不同使用工況下的半掛汽車列車制動穩(wěn)定性的影響進(jìn)行了仿真分析。仿真結(jié)果表明：路面附著系數(shù)越高，液力緩速器的制動穩(wěn)定性越好；濕滑路面應(yīng)慎用液力緩速器；列車高速行駛時，不可直接使用液力緩速器高檔，防止半掛車對牽引車沖擊過大造成牽引車側(cè)滑和列車折疊；列車在空載狀態(tài)下也不可使用液力緩速器高檔，以免使驅(qū)動軸抱死側(cè)滑；滿載狀態(tài)下可直接使用液力緩速器恒速檔，在車速不高的情況下，可以使用液力緩速器高檔制動；當(dāng)制動強(qiáng)度需求不高時，聯(lián)合制動系統(tǒng)可以有效提高列車的制動效能，并保持良好的制動穩(wěn)定性；而當(dāng)列車緊急制動時，液力緩速器對制動效能的提高不明顯，且會加劇列車失穩(wěn)。

車輛工程；聯(lián)合制動系統(tǒng)；半掛汽車列車；仿真分析；液力緩速器；行車制動器

0 引 言

隨著我國經(jīng)濟(jì)總量的高速增長，交通運(yùn)輸業(yè)已成為促進(jìn)發(fā)展的重要命脈。公路運(yùn)輸更是其中最為不可或缺的一環(huán)[1]。在多種公路運(yùn)輸工具中，汽車列車占有很大比重，汽車列車是由一輛牽引車拖掛至少一輛掛車或半掛車的車輛組合[2]。據(jù)統(tǒng)計(jì)，2012年全國貨物周轉(zhuǎn)量的80.46%由汽車列車完成[3]。

半掛汽車列車在有效提高物流效率的同時，也帶來了一系列安全隱患。據(jù)統(tǒng)計(jì)，2012年高速公路發(fā)生的交通事故中，半掛汽車列車參與的事故占37%[4]，其中大部分事故和列車制動性能有關(guān)。

美國密歇根大學(xué)汽車安全研究技術(shù)中心建立了非線性多自由度的半掛汽車列車的非線性動力學(xué)模型，對汽車列車制動性能進(jìn)行了仿真，但沒有考慮到與緩速器聯(lián)合制動[5]。A．L．DUNN等[6]建立了半掛汽車列車的非線性動力學(xué)模型，并利用重型車輛性能模擬仿真軟件TruckSim對車輛模型進(jìn)行了仿真驗(yàn)證，僅對半掛汽車列車行車制動器單獨(dú)制動時的穩(wěn)定性作了研究。張建國[7]針對半掛汽車列車制動時的失穩(wěn)現(xiàn)象進(jìn)行了理論分析并建立了包含制動系的半掛汽車列車動力學(xué)模型。對重型車輛的直線制動進(jìn)行了仿真，并利用仿真結(jié)果分析了車輛制動系參數(shù)對制動效能和制動穩(wěn)定性的影響。同樣沒有對加裝輔助制動器后聯(lián)合制動的穩(wěn)定性作相應(yīng)分析。

輔助制動裝置(又稱緩速器)能夠有效減少行車制動器的制動負(fù)荷，避免其制動效能的衰退，提高摩擦片和制動鼓的使用壽命[8]。因此，許多國家已將其作為商用車輛的標(biāo)準(zhǔn)配置。德國交通法規(guī)要求，載貨汽車總質(zhì)量在9 t以上必須加裝輔助制動裝置[9]。在北歐、美國西部、日本等多山地丘陵地區(qū)，許多工程車輛、重型運(yùn)輸汽車上都裝備了液力緩速器[10]；2002年我國交通部頒布的交通行業(yè)標(biāo)準(zhǔn)JT/T325—2002《運(yùn)營客車類型劃分及等級評定》規(guī)定：中型客車高二級、大型客車高一級、高二級、高三級、特大型客車都必需裝備緩速器[11]。

輔助制動裝置除了少數(shù)輪邊緩速器外，都需要通過傳動系來傳遞制動力矩。因此，對半掛汽車列車而言，由于半掛車上并沒有傳動系統(tǒng)，輔助制動裝置必須安裝于牽引車上，其制動力矩需要通過傳動軸傳遞到牽引車驅(qū)動輪上。當(dāng)輔助制動裝置單獨(dú)作用時，由于半掛車輪上并沒有直接的制動力矩，其減速主要依靠牽引車通過鞍座向其施加的作用反力來完成，這樣就難免對鞍座形成沖擊，該沖擊力在列車實(shí)際行駛過程中很難保證完全作用于列車的縱向平面內(nèi)，如果沖擊力過大就很容易造成列車失穩(wěn)。此外，由于半掛汽車列車通常載荷較大，在很多工況下需要輔助制動裝置配合行車制動器聯(lián)合制動才能滿足一定的制動需求，然而輔助制動裝置的介入改變了原車的制動力分配，可能導(dǎo)致牽引車驅(qū)動軸的制動力矩過大，使其有提前抱死的趨勢，從而對列車的制動穩(wěn)定性造成影響。

1 半掛汽車列車聯(lián)合制動模型

建立考慮縱向載荷轉(zhuǎn)移、輪胎非線性特征等因素，建立包括七自由度半掛汽車列車動力學(xué)模型以及輪胎模型和制動系統(tǒng)模型(包括行車制動器模型和液力緩速器模型)在內(nèi)的半掛汽車列車聯(lián)合制動系統(tǒng)數(shù)學(xué)模型，并基于此在MALAB/Simulink軟件中建立仿真模型。

1.1 車輛動力學(xué)模型

1.1.1 基本假設(shè)

半掛汽車列車的制動穩(wěn)定性主要由制動過程中牽引車與半掛車的側(cè)向運(yùn)動、橫擺運(yùn)動所決定。筆者所建立的車輛動力學(xué)模型基于以下幾點(diǎn)假設(shè)：① 分別將牽引車和半掛車視為一個剛體，通過鞍座進(jìn)行耦合；② 忽略側(cè)傾、俯仰等對制動穩(wěn)定性影響較小的自由度；③ 考慮車輛縱向載荷轉(zhuǎn)移，忽略側(cè)向載荷轉(zhuǎn)移，并將左右車輪等效為單輪；④ 忽略空氣阻力。

據(jù)以上假設(shè)，建立七自由度單軌半掛汽車列車模型，包括牽引車縱向運(yùn)動、側(cè)向運(yùn)動、橫擺運(yùn)動和半掛車的橫擺運(yùn)動以及三軸車輪的轉(zhuǎn)動。

1.1.2 車輛坐標(biāo)系的選取

圖1為半掛汽車列車坐標(biāo)系規(guī)定與受力分析。建模采用3種坐標(biāo)系[12]：地面坐標(biāo)系Oxyz，車身坐標(biāo)系(包括牽引車車身坐標(biāo)系O1x1y1z1、半掛車車身坐標(biāo)系O2x2y2z2，兩者間存在耦合關(guān)系)。地面坐標(biāo)系Oxyz為絕對坐標(biāo)系，選取地面上任意一點(diǎn)O為坐標(biāo)原點(diǎn)，x軸與y軸分別為列車行駛水平面上的縱向和側(cè)向標(biāo)定，z軸通過原點(diǎn)O，垂直于行駛平面向上。牽引車坐標(biāo)系O1x1y1z1為相對坐標(biāo)系，以牽引車質(zhì)心為坐標(biāo)原點(diǎn)O1，牽引車前進(jìn)方向?yàn)閤1軸正向，牽引車前進(jìn)方向左側(cè)為y1正向，通過右手定則取通過O1點(diǎn)向上為z1軸正向；半掛車坐標(biāo)系O2x2y2z2也為相對坐標(biāo)系，以半掛車質(zhì)心為坐標(biāo)原點(diǎn)O2，半掛車前進(jìn)方向?yàn)閤2軸正向，半掛車前進(jìn)方向左側(cè)為y2軸正向，通過右平定則取通過O2點(diǎn)向上為z2軸z向。

圖1 半掛汽車列車坐標(biāo)系規(guī)定與受力分析Fig.1 Coordinate system and force analysis of tractor semi-trailer combination

1.1.3 半掛汽車列車運(yùn)動微分方程

根據(jù)以上假設(shè)和坐標(biāo)系設(shè)定，由圖1可以寫出列車各自由度運(yùn)動微分方程。

牽引車縱向運(yùn)動方程為：

m1(Vx1-γ1Vy1)=Fx1cosδ-Fy1sinδ+Fx2+Fhx+m1gsinψ

(1)

牽引車側(cè)向運(yùn)動方程為：

m1(Vy1+γ1Vx1)=Fx1sinδ+Fy1cosδ+Fy2+Fhy

(2)

牽引車橫擺運(yùn)動方程為：

Iz1γ1=(Fx1sinδa1+Fy1cosδ)(l3-l2) -Fy2l2-Fhy(l2-l1)

(3)

半掛車縱向運(yùn)動方程為：

m2[V(·)x2-γ2Vy2]=Fx3-Fhycosθ+

Fhysinθ+m2gsinψ

(4)

半掛車側(cè)向運(yùn)動方程為：

(5)

半掛車橫擺運(yùn)動方程為：

(6)

牽引車與半掛車通過鞍座鉸接，使兩車在運(yùn)動關(guān)系上，得以耦合并互相約束。鞍座處的約束方程為：

(7)

半掛汽車列車總質(zhì)量較大，特別是滿載工況時，較小的制動減速度即可使列車各軸的載荷分配發(fā)生很大改變，從而影響列車的制動穩(wěn)定性。

牽引車前軸的動態(tài)載荷為：

(8)

牽引車后軸的動態(tài)載荷為：

(9)

半掛車軸的動態(tài)載荷為：

(10)

鞍座處的載荷變化為:

(11)

以上各式中：Vx1，Vy1分別為牽引車縱向車速和側(cè)向車速，m/s；Vx2,Vy2分別為半掛車縱向車速和側(cè)向車速，m/s；γ1為牽引車橫擺角速度，rad/s；γ2為半掛車橫擺角速度，rad/s；θ為鉸接角，rad；Ψ為道路坡度，rad；Fxi,Fyi,Fzi(i=1, 2, 3)分別為牽引車前軸、牽引車后軸以及半掛車軸的輪胎縱向力、側(cè)向力和垂直載荷，N；Fhx,Fhy分別為鞍座對牽引車的縱向力和側(cè)向力，N；Fhz為鞍座載荷，N。

1.2 車輪模型

1.2.1 車輪轉(zhuǎn)動模型

車輪是連接整車與地面接觸的重要部分，起著地面作用力向整車傳遞的橋梁作用，圖2為半掛汽車列車各輪的受力情況，牽引車后軸車輪為驅(qū)動輪，其他則各輪為從動輪。得出車輪繞自轉(zhuǎn)軸的運(yùn)動方程為

(12)

式中：Iwi為各輪的轉(zhuǎn)動慣量，kg·m2；Tfi為各輪滾動阻力偶矩，N·m；Tbi為行車制動器制動力矩，N·m；Vwi為各輪輪心速度，m/s；ωi為各輪轉(zhuǎn)動角速度，rad/s；r為車輪滾動半徑，m；Tr為緩速器制動力矩，N·m。

圖2 車輪受力Fig.2 Force on tire

1.2.2 車輪滾動阻力偶矩

行駛的過程中，由于輪胎中彈性物質(zhì)的遲滯損失，使在車輪滾動時產(chǎn)生了滾動阻力偶矩，車輪的滾動阻力偶矩與地面法向反力為如式(13)：

Tfi=fFzir

(13)

式中：f為滾動阻力系數(shù)，按經(jīng)驗(yàn)公式f=0.007 6+0.000 201 6v計(jì)算[13]。

1.2.3 車輪側(cè)偏角模型

汽車在行駛過程中，由于輪胎的前進(jìn)方向并不總是沿著輪胎本身的旋轉(zhuǎn)平面，而是與該平面呈一定的角度，該角度被定義為側(cè)偏角。側(cè)偏角在車輛行駛狀態(tài)分析的過程中是不可忽視的，半掛汽車列車各軸的車輪側(cè)偏角可按式(14)估算：

α1=arctan[(Vy1+(l3-l2)γ1)/Vx1]-δ

(14)

α2=arctan[(Vy1-l2γ1)/Vx1]

(15)

α3=arctan[(Vy2-(l5-l4)γ2)/Vx2]

(16)

式中：α1為牽引車前軸車輪側(cè)偏角，rad；α2為牽引車后軸車輪側(cè)偏角，rad；α3為半掛車軸車輪側(cè)偏角，rad。

1.2.4 車輪滑移率模型

車輛在制動過程中，車輪的實(shí)際行駛速度和其滾動速度之間存在一定的差異，這種現(xiàn)象稱為滑移現(xiàn)象。一般用滑移率來描述制動過程中滑移成分的多少。各輪滑移率可描述為

(17)

滾動時，V=rω，λ=0；純滑移時(即車輪抱死時)，ω=0，λ=100%。

1.2.5 輪胎模型

為準(zhǔn)確描述輪胎力學(xué)特性，需要建立一個輪胎坐標(biāo)系。以輪胎六分力模型作為參考(圖3)，坐標(biāo)系原點(diǎn)O為車輪平面和地面的交線與車輪旋轉(zhuǎn)軸線在地面上投影線的交點(diǎn)。車輪平面與地面的交線為x軸，規(guī)定前進(jìn)方向?yàn)檎?；車輪旋轉(zhuǎn)軸線在地面上的投影線為y軸，規(guī)定前進(jìn)方向左側(cè)為正；z軸通過原點(diǎn)O與地面垂直，規(guī)定上方為正。圖3中還對輪胎的側(cè)偏角α、外傾角γ以及縱向力Fx、側(cè)向力Fy、地面法向作用力Fz、回正力矩Tz等物理量的方向作出規(guī)定。

圖3 輪胎六分力坐標(biāo)系Fig.3 Coordinate system of tire

筆者為了方便分析輪胎作用力對列車聯(lián)合制動穩(wěn)定性的影響，忽略回正力矩，將輪胎模型簡化為只受到地面縱向力和側(cè)向力的力學(xué)模型。

“Dugoff”輪胎模型[14]數(shù)學(xué)形式簡單，建模所需參數(shù)少，適用于制動和轉(zhuǎn)向的聯(lián)合工況，能夠較準(zhǔn)確地描述輪胎縱向力和側(cè)向力間“摩擦橢圓”的關(guān)系,故而在一定程度上能夠滿足半掛汽車列車聯(lián)合制動仿真的需求。

“Dugoff”輪胎模型描述在制動和轉(zhuǎn)向的聯(lián)合工況下輪胎縱向力、側(cè)向力、滑移率、側(cè)偏角之間的非線性關(guān)系如式(18)～式(20)：

(18)

(19)

(20)

式中：μ為路面附著系數(shù)；Cxi，Cyi為各輪縱向剛度和側(cè)向剛度，Nm·rad。

圖4(a)顯示了不同載荷下縱向力隨滑移率的變化規(guī)律，圖4(b)顯示了不同載荷下側(cè)向力隨側(cè)偏力的變化規(guī)律。

圖4 輪胎隨側(cè)偏角滑移率變化曲線Fig.4 Curves of tire’s changing with side-slip angle

1.3 行車制動器模型

由于半掛汽車列車氣壓制動管路較長，各軸制動力響應(yīng)有一定的延遲，因此將制動力增長時間作為氣壓制動響應(yīng)延遲的輸入因素，則制動氣壓隨制動時間的變化關(guān)系如圖5，可表示為式(21)：

圖5 制動氣壓隨時間變化關(guān)系Fig.5 Curve of brake pressure over time

(21)

式中：P為制動氣缸壓力，MPa；τ為制動力增長時間，s；Pmax為最大制動壓力，MPa。

S凸輪型鼓式制動器制動力矩可表示為[12]：

Tb=P·A·SAL·BF

(22)

式中：Tb為力矩，N·m；BF為制動鼓的制動因數(shù)；A為制動缸作用面積，m2；SAL為調(diào)整機(jī)構(gòu)有效長度，m。

當(dāng)制動器結(jié)構(gòu)一定時，其制動力矩與制動氣壓成正比例關(guān)系，式(22)可簡寫為：

Tb=kbP

(23)

kb=A·SAL·Bf

(24)

1.4 液力緩速器模型

液力緩速器的制動力矩可由式(25)表示[15-16]：

Tr=λρD5n2

(25)

式中：ρ為介質(zhì)密度，kg/m3；D為工作腔有效循環(huán)圓直徑，m；λ為制動力矩系數(shù)，與工作腔充液量有關(guān)；n為轉(zhuǎn)子轉(zhuǎn)速，r/min。

由式(25)可見，液力緩速器的制動力矩與轉(zhuǎn)速的平方成正比，但實(shí)際上由于制動功率的限制，緩速器制動力矩并不能隨著轉(zhuǎn)速的提高而無限提升。一般而言，當(dāng)傳動軸轉(zhuǎn)速達(dá)到1 200r/min時，制動力矩達(dá)到最大，隨后隨著轉(zhuǎn)速的提高略有降低。文中液力緩速器的制動力矩輸出曲線如圖6。

圖6 液力緩速器制動力矩曲線Fig.6 Curve of hydraulic retarder brake torque

液力緩速器(以下簡稱為緩速器)安裝于變速器后端，轉(zhuǎn)子轉(zhuǎn)速即為傳動軸轉(zhuǎn)速，故轉(zhuǎn)子轉(zhuǎn)速n與驅(qū)動輪轉(zhuǎn)速(為牽引車后軸轉(zhuǎn)速ω2)存在關(guān)系

n=2π/(iω2)

(26)

i為主減速器傳動比，則式(25)可改寫為

(27)

當(dāng)緩速器結(jié)構(gòu)一定時，式(27)可簡寫為

(28)

式中：kr=ρD5i2/4π2

文中液力緩速器具有5個擋位，分別為一個恒速檔(1擋)和4個制動擋(2，3，4，5擋)，4個制動擋的制動力矩系數(shù)分別為25%，50%，75%和100%。

液力緩速器恒速擋主要應(yīng)用于下長坡持續(xù)制動，恒速擋工作時，控制系統(tǒng)就記錄下當(dāng)前車速，并設(shè)定其為駕駛員想要保持的目標(biāo)車速。此后，將實(shí)時車速與目標(biāo)車速進(jìn)行比較，由控制單元調(diào)節(jié)沖液量，使車速最終趨于目標(biāo)車速。液力緩速器恒速檔的控制邏輯為：

1) 當(dāng)Vaim-1

2) 當(dāng)V0

3) 當(dāng)V0>Vaim+1時，緩速器充液量增加5%。

其中：Vaim為目標(biāo)車速，km/h；V0為當(dāng)前車速，km/h。

液力緩速器恒速擋的控制策略模塊由MATLAB/Stateflow建立(圖7)。

圖7 液力緩速器恒速檔控制策略Stateflow流程Fig.7 Constant speed control strategy of hydraulic retarder by stateflow

將以上數(shù)學(xué)模型在MATLAB/Simulink中搭建仿真模型，如圖8。仿真中半掛汽車列車的主要參數(shù)如表1，(各參數(shù)均為空載工況下數(shù)據(jù))。

圖8 半掛汽車列車聯(lián)合制動仿真Fig.8 Block diagram of tractor-semitrailer combination united brake in simulink 表1 半掛汽車列車參數(shù) Table 1 Parameters of tractor-semitrailer

參數(shù)名稱數(shù)值參數(shù)名稱數(shù)值牽引車質(zhì)量m1/kg8812鞍座高度h1/m1.07半掛車質(zhì)量m2/kg8484牽引車質(zhì)心高度h2/m1.1牽引車轉(zhuǎn)動慣量Iz1/(kg·m2)46100半掛車質(zhì)心高度h3/m0.8半掛車轉(zhuǎn)動慣量Iz2/(kg·m2)172000牽引車前軸車輪縱向剛度Cx1/[(N·m)·rad-1]2291580鞍座到牽引車后軸距離l1/m0.184牽引車前軸車輪側(cè)向剛度Cy1/[(N·m)·rad-1]381930牽引車質(zhì)心到牽引車后軸距離l2/m2.723牽引車后軸車輪縱向剛度Cx2/[(N·m)·rad-1]5133730牽引車軸距l(xiāng)3/m4.785牽引車后軸車輪側(cè)向剛度Cy2/[(N·m)·rad-1]733390鞍座到半掛車質(zhì)心距離l4/m7.483半掛車軸車輪縱向剛度Cx3/[(N·m)·rad-1]7051520鞍座到半掛車軸距離l5/m11.243半掛車軸車輪側(cè)向剛度Cy3/[(N·m)·rad-1]881440

2 各工況下聯(lián)合制動穩(wěn)定性仿真

半掛汽車列車等重型商用車輛的使用工況較普通乘用車要復(fù)雜得多，其在一些極限工況制動過程中很容易出現(xiàn)甩尾、跑偏、折疊等失穩(wěn)現(xiàn)象。通過研究發(fā)現(xiàn)，行駛路面條件、列車的動態(tài)使用參數(shù)等對半掛汽車列車的制動穩(wěn)定性起著直接或間接的作用。

2.1 低制動強(qiáng)度下聯(lián)合制動穩(wěn)定性仿真

假設(shè)此時行車制動器總制動力矩為45 000 N·m，單獨(dú)制動時約可以產(chǎn)生大約0.2 g的制動減速度，此時緩速器各制動檔配合行車制動器聯(lián)合制動時的各運(yùn)動狀態(tài)參數(shù)如圖9。

圖9 聯(lián)合制動穩(wěn)定性仿真(0.2 g)Fig.9 Simulation of stability under united brake (0.2 g)

由圖9(a)和圖9(b)可見，當(dāng)行車制動器進(jìn)行低強(qiáng)度的制動時，緩速器配合其聯(lián)合制動，可以在一定程度上提高列車的制動效能。使用緩速器5擋配合行車制動器比單純使用行車制動器，在制動時間上縮短了1.2 s，制動距離減小了25 m。

從圖9(c)可見，列車在低強(qiáng)度聯(lián)合制動過程中，鉸接角在開始制動時增加較快，緩速器5擋工作時幅值最大，達(dá)到0.22 rad，隨后列車行駛進(jìn)入穩(wěn)態(tài)，鉸接角有所下降并趨于穩(wěn)定，保持在0.16 rad左右直至列車制動停車。

圖9(d)和圖9(e)中，牽引車和半掛車橫擺角速也是在制動初始階段快速增加，最大分別可達(dá)0.283 rad/s和0.226 rad/s，隨后逐漸降低直至趨于0。

2.2 中等制動強(qiáng)度下聯(lián)合制動穩(wěn)定性仿真

以中等制動強(qiáng)度進(jìn)行聯(lián)合制動時，假設(shè)此時行車制動器總制動力矩為112 500 N·m，單獨(dú)制動時約可以產(chǎn)生大約0.5 g的制動減速度。該工況下的運(yùn)動參數(shù)變化如圖10。

圖10 聯(lián)合制動穩(wěn)定性仿真(0.5 g)Fig.10 Simulation of stability under united brake (0.5 g)

由圖10(a)可見，此時當(dāng)緩速器的前3個制動擋位配合行車制動器聯(lián)合制動時，車速變化不大，緩速器4擋工作時，制動時間只縮短了0.4 s；而當(dāng)緩速器5擋工作時，車速在2.5 s時便降為為0。

圖10(b)中，緩速器前3個制動擋位配合行車制動器工作時，隨著檔位的提高，制動過程中鉸接角的幅值也在相應(yīng)增加，緩速器4擋時，已達(dá)0.62 rad，但隨著制動過程，鉸接角達(dá)到峰值后就趨于平緩。

而當(dāng)緩速器5擋與行車制動器聯(lián)合制動時，鉸接角急劇增大，且無變緩趨勢，說明列車已開始折疊，當(dāng)制動開始2.5 s后，鉸接角已達(dá)1.36 rad。

通過圖10(c)可發(fā)現(xiàn)，牽引車橫擺角速度隨著緩速器檔位的提高，幅值也在逐漸增大，前3個制動檔位工作時，其值可以在制動結(jié)束時趨于0；而當(dāng)緩速器5擋工作后，牽引車橫擺角速度在2.5 s內(nèi)陡升至0.89 rad/s，可以判斷此時牽引車已經(jīng)發(fā)生側(cè)滑。

圖10(d)中，當(dāng)緩速器5擋工作時，半掛車橫擺角速度的幅值反而最小， 這是由于牽引車失控后，對半掛車失去了穩(wěn)定的引導(dǎo)作用，當(dāng)列車出現(xiàn)折疊趨勢時，半掛車橫擺角速度迅速向反方向減少。通過分析也說明：列車車速(仿真設(shè)定為牽引車車速)降為0，并非真的制動停車，而是由于列車折疊和牽引車側(cè)滑導(dǎo)致牽引車發(fā)生了“甩頭”現(xiàn)象。

2.3 高制動強(qiáng)度下聯(lián)合制動穩(wěn)定性仿真

以高制動強(qiáng)度進(jìn)行聯(lián)合制動仿真時，假設(shè)此時行車制動器總制動力矩為180 000 N·m，單獨(dú)制動時約可以產(chǎn)生大約0.8 g的制動減速度，此時緩速器各制動檔配合行車制動器聯(lián)合制動時的各運(yùn)動狀態(tài)參數(shù)如圖11。

圖11 聯(lián)合制動穩(wěn)定性仿真(0.8 g)Fig.11 Simulation of stability under united brake (0.8 g)

由圖11(a)可見，在高制動強(qiáng)度下，即使行車制動器單獨(dú)作用，鉸接角在制動過程中也逐漸增大，但增幅逐漸變緩，當(dāng)制動結(jié)束時達(dá)到0.43 rad；而當(dāng)行車制動器配合緩速器2擋工作時，鉸接角急劇增大，在2.6 s時以達(dá)0.97 rad，列車發(fā)生折疊。

從圖11(b)、(c)可以看出，當(dāng)行車制動器單獨(dú)作用時，牽引車橫擺角速度和半掛車橫擺角速度在制動結(jié)束后都趨向?yàn)?。而緩速器2擋同時工作后，牽引車橫擺角速度急劇增大，在2.6 s時達(dá)到0.87 rad/s；半掛車橫擺角速度在制動開始1.2 s后達(dá)到0.08 rad/s，隨后向反向急劇變化，于2.6 s時達(dá)到-0.13 rad/s。

對比圖11(d)、(e)可以看出，行車制動器單獨(dú)作用時，在制動過程中，各軸的滑移率差異不大，且都在0.2以下；只有在制動臨近結(jié)束時，牽引車前軸在制動力和轉(zhuǎn)向力的雙重作用下，其滑移率出現(xiàn)較大波動，并陡增至1，牽引車前軸先抱死，使列車失去轉(zhuǎn)向能力，從而對制動穩(wěn)定性造成一定的影響，但未完全失控。

而當(dāng)緩速器2擋參與聯(lián)合制動后，在制動過程中，牽引車后軸的滑移率明顯大于其他2軸，并在制動開始后2 s迅速增大，使列車有發(fā)生折疊的趨勢，造成制動失穩(wěn)。

綜上所述，當(dāng)行車制動器以低強(qiáng)度制動時，緩速器配合其聯(lián)合制動可以有效提高列車制動效能，并保持制動穩(wěn)定性；當(dāng)行車制動器以中等強(qiáng)度制動時，緩速器對制動效能有一定的提高，但使用緩速器高檔時，有失穩(wěn)的危險；當(dāng)行車制動器以高強(qiáng)度制動時，如果在制動過程中還伴隨轉(zhuǎn)向，行車制動器單獨(dú)作用即會對制動穩(wěn)定性造成一定的影響，緩速器加入制動后，使驅(qū)動軸滑移率過大，引發(fā)折疊失穩(wěn)。

一般而言，半掛汽車列車由于質(zhì)量很大，駕駛員在使用過程中會極力避免采用高強(qiáng)度的緊急制動，因此對于一般制動強(qiáng)度的常規(guī)減速制動來說，聯(lián)合制動系統(tǒng)能夠有效提高制動效能，并保持一定的制動穩(wěn)定性。

3 結(jié) 語

考慮縱向載荷轉(zhuǎn)移、輪胎非線性特征等因素，建立了包括七自由度半掛汽車列車動力學(xué)模型、輪胎模型以及制動系統(tǒng)模型(包含行車制動器模型和液力緩速器模型)在內(nèi)的半掛汽車列車聯(lián)合制動系統(tǒng)數(shù)學(xué)模型。對緩速器以及聯(lián)合制動系統(tǒng)在不同使用工況下，對半掛汽車列車制動穩(wěn)定性的影響進(jìn)行了仿真研究，對緩速器在半掛汽車列車上的正確應(yīng)用具有一定的借鑒作用。

仿真結(jié)果表明：液力緩速器恒速檔時，路面附著系數(shù)越高，緩速器的制動穩(wěn)定性越好，濕滑路面應(yīng)慎用緩速器；列車高速行駛時，不可直接使用緩速器高擋，以免半掛車對牽引車沖擊過大造成牽引車側(cè)滑和列車折疊；列車在空載狀態(tài)下，也不可使用緩速器高檔，以免使驅(qū)動軸抱死側(cè)滑，發(fā)生失穩(wěn)；滿載狀態(tài)下可直接使用緩速器恒速擋，在車速不高的情況下，也可使用緩速器高擋制動；當(dāng)制動強(qiáng)度需求不高時，聯(lián)合制動系統(tǒng)可以有效提高列車的制動效能，并保持良好的制動穩(wěn)定性；而當(dāng)列車緊急制動時，緩速器的制動效果不明顯，且會加劇列車的失穩(wěn)。

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Performance Simulation and Analysis of the United Braking System of Tractor Semi-trailer

HE Ren，SHEN Xiaomin

(School of Automobile & Traffic Engineering, Jiangsu University, Zhenjiang 212013, Jiangsu, P.R.China)

To analyze the performance of united braking system of tractor semi-trailer,first, several models were established including a seven DOF dynamic model of tractor-semitrailer, a nonlinear tire model and a brake system model. Simulations were carried out to research the influences of hydraulic retarder and united brake system on the brake stability of a tractor-semitrailer under different working conditions. From the simulation results, several conclusions are obtained as follows.The higher adhesion coefficient is, the better brake stability hydraulic retarder is achieved.Hydraulic retarder should be used with caution on slippery road. Higher gear of the hydraulic retarder cannot be used directly when the tractor-semitrailer is on a high speed in order to prevent over impact on the tractor caused by the semitrailer, or it will lead the tractor to sideslip and the semitrailer to fold. Higher gear of the hydraulic retarder cannot be used when the tractor-semitrailer is under unloaded condition in order to prevent lock of drive shaft and occurring instability.First gear of the hydraulic retarder can be directly used under full load condition and higher gear can be used when the speed is not too high.The united brake system can effectively improve brake efficiency and maintain favorable brake stability when the demand for brake intensity is normal. The hydraulic retarder will not significantly improve brake efficiency and will aggravate instability of the tractor-semitrailer under emergency brake condition.

vehicle engineering; united braking system; tractor-semitrailer; simulation; retarder; service brake

10.3969/j.issn.1674-0696.2016.05.32

2015-05-15；

2015-09-09

國家自然科學(xué)基金項(xiàng)目(51275212)

何 仁(1962—)，男，江蘇南京人，教授，博士，主要從事汽車機(jī)電一體化及汽車現(xiàn)代設(shè)計(jì)方面的研究。E-mail:heren@mail.lys.edu.cn。

申小敏(1991—)，女，江蘇泰州人，碩士研究生，主要從事汽車機(jī)電一體化及汽車現(xiàn)代設(shè)計(jì)方面的研究。E-mail:1372644817@qq.com。

U461.91

A

1674-0696(2016)05-165-09