制动力平衡

制动力平衡（共4篇）

制动力平衡 篇1

汽车的制动性是汽车的主要性能之一, 制动性能直接关系到交通安全、人民生命财产。汽车的制动性能主要取决于前后轴制动力分配, 因此, 如何对汽车轴间制动力进行合理分配直接关系到整车的行驶安全性能。

本文对传统汽车的制动过程进行动力学分析, 考虑了固定比值与变比值两种情况的制动分配, 并分析了感载比例阀对压力调节作用, 建立空载和满载下的制动力分配策略。

1 汽车制动过程动力学分析

1.1 地面制动力

地面制动力是使汽车制动而减速行驶的外力, 但是地面制动力取决于两个摩擦副的摩擦力:一个是制动器内制动摩擦片与制动鼓或制动盘间的摩擦力, 这种作用在车轮上的摩擦力矩为制动器制动力矩;一个是轮胎与地面间的摩擦力———附着力, 称为地面制动力Fxb。

图1表示的是在良好硬路面上制动时车轮的受力情况。如图所示, 分析一个车轮在制动时的受力情况。

式中:Fxb———地面制动力, 单位是N;

Tμ———车轮制动器中的摩擦转矩, 单位是Nm;γ-车轮半径 (m) ;

W———车轮垂直载荷, 单位是Kg。

1.2 制动器制动力

在轮胎边缘为了克服制动器摩擦力矩所需的力称为制动器制动力, 以符号表示。由制动器制动力的定义可知其大小等于:

1.3 地面制动力、制动器制动力与附着力之间的关系

在制动时, 若只考虑车轮的运动为滚动与抱死拖滑两种状态, 当制动踏板力较小时, 制动器摩擦力矩不大, 地面与轮胎之间的摩擦力及地面制动力, 足以克服制动器摩擦力矩而使车轮滚动。显然, 车轮滚动时的地面制动力就等于制动器制动力, 即随踏板力增长成正比地增长, 图2显示了制动器制动力、地面制动力及踏板力关系。但地面制动力是滑动摩擦约束反力, 它的值不能超过附着力Fφ, 即:

式中Fz—作用在轮胎上的地面垂直反作用力之和;

φ—附着系数。

最大地面制动力Fxbmax为当制动器踏板Fp力或制动系液压力p上升到某一值 (上图中为制动系液压力Pa) , 地面制动力Fxb达到附着力Fφ值时, 车轮开始抱死不转而出现拖滑现象。制动系液压力P>Pa时, 制动器制动力Fμ由于制动器摩擦力矩的增长而仍按直线关系继续上升。但是, 若作用在车轮上的法向载荷为常数, 地面制动力Fxb达到附着力的Fφ值后就不再增加。

由此可见, 汽车的地面制动力首先取决于制动器制动力, 但同时又受地面附着条件的限制, 所以只有汽车具有足够的制动器制动力, 同时地面又能提供高的附着力时, 才能获得足够的地面制动力。

2 前后制动器的理想制动力分配

传统汽车在减速过程中只采用一套液压或气压制动系统。前后轮制动力分配主要是考虑不同制动器制动力的分配。

汽车制动过程中前后轮所受地面法向反力和可由下式表示:

式中:FZ1-前轮所受地面法向反力 (N) ;

FZ2-后轮所受地面法向反力 (N) ;

hg-重心高度 (m) ;

L-轴距 (m) ;

a-重心到前轴的距离 (m) ;

b-重心到后轴的距离 (m) ;

Z-制动强度;

μ-车速 (m/s) 。

前面已经指出, 制动时前、后轮同时抱死, 对附着条件的利用、制动使汽车的方向稳定性均较为有利。此时的前、后轮制动器制动力和的关系曲线, 常称为理想的前、后轮制动器制动力分配曲线。在任何附着系数的路面上, 前、后车轮同时抱死的条件是:前、后车轮的制动器制动力之和等于附着力, 并且前、后制动器制动力分别等于各自的附着力, 其关系可由式 (7) 表示:

式中:Fμ1-前制动器制动力 (N) ;

Fμ2-后制动器制动力 (N) 。

将式 (5) 带入上式, 前后轮同时抱死时有Z=φ, 消去φ后可得前后制动器制动力的关系, 如式 (8)

由上式画成的曲线, 即为前、后轮同时抱死时前、后轮制动器制动力的关系曲线-理想的前、后轮制动器制动力分配曲线, 简称曲线。

3 具有固定比值的前、后制动器制动力

现在大多数汽车的前、后制动器制动力之比为一固定值。常用前制动器制动力与汽车总制动器制动力之比来表明分配的比例, 称为制动器制动力分配系数, 并以符号β表示, 即:

式中, Fμ1为前制动器制动力;Fμ为汽车总制动器制动力, Fμ=

Fμ1+Fμ2;Fμ2为后轮制动器制动力。所以我们可以得到:

Fμ1=βFμ

同时有

若用Fμ2=B (Fμ1) 表示, 则Fμ2=B (Fμ1) 为一直线, 此直线通过坐标原点, 且其斜率为

这条直线称为β实际前、后制动器制动力分配线, 简称线。如下图3 (具有固定比值的制动力分配曲线) 所示。

我们将线与曲线的交点B处的附着系数称为同步附着系数, 所对应的制动减速度称为临界减速度。同步附着系数说明, 前、后制动器制动力为固定比值的汽车, 只有在一种附着系数, 即同步附着系数路面上制动时才能使前、后轮同时抱死。

4 变比值制动力分配

对于具有固定比值的前、后制动器制动力的制动系特性, 其实际制动力分配曲线与理想的制动力分配曲线相差很大, 附着效率低, 前轮可能因抱死而丧失转向能力, 后轮也可能抱死而使汽车发生后轴侧滑的危险。因此, 现代汽车均装有比例阀或感载比例阀等制动力调节装置来改变前、后制动器制动力的比值, 使之接近于理想制动力分配曲线, 满足制动法规的要求。所搭建的混合动力试验台采用的是感载比例阀, 因此以下对装载感载比例阀的液压制动系统进行分析。

4.1 理想的前后制动力分配

根据前面 (5) 与 (7) 式, 可得前、后地面制动力为:

式中:Fxb1-前轮地面制动力 (N) ;

Fxb2-后轮地面制动力 (N) ;

φ-附着系数。

4.2 理想的前后液压分配

首先, 要讨论制动器效能因数 (B rake Effective Factor, B EF) , 即BEF的定义为:

式中:Fxb-地面制动力 (N) ;

P-轮缸的液压力 (Pa) ;

Pa-轮缸的液压损失 (Pa) ;

D-轮缸的直径 (m) ;

RB-制动器有效半径 (m) ;

通过式 (17) 分别写出前、后轮的表达式:

式中:Pf、Pr-前、后轮液压力 (Pa) ;

BEFf、BEFr-前、后轮制动器效能因数;

Df、Dr-前、后轮轮缸直径 (m) ;

rf、rr-前、后轮滚动半径 (m) ;

RBf、RBr-前、后轮制动器有效半径 (Pa) ;

PSf、PSr-前、后轮缸液压损失 (Pa) 。

4.3 实际液压分配

当装有感载比例阀时, 液压调节特性曲线分成两段表示, 由于本论文中考虑满载与空载两种情况, 如下图4所示, OAB折线表示为空载感载比例阀特性曲线, OCD折线表示为满载感载比例阀特性曲线, A、C点分别表示空载和图4实际液压分配曲线满载感载比例阀的折点。

折点前线段表达式分别为:

1) OA (空载) 线, Pf=Pr (Pf≤P01) ;

2) OC (满载) 线, Pf=Pr (Pf≤P02) ;

折点后线段的表达式为:

1) AB (空载) 线的表达式为:

2) CD (满载) 线的表达式为:

式中:P01-空载时的折点液压 (Pa) ;

P02-满载时的折点液压 (PaPr=P021·-tanθ2·+Pf·tanθ2) ;

θ1-空载时折点后的倾斜角 (0) ;

θ2-满载时折点后的倾斜角 (0) ;

tanθ1--空载时折点后的斜率;

tanθ2--满载时折点后的斜率。

4.3 实际制动力分配

前、后轮地面制动力的表达式如下:

令

装有感载比例阀时实际制动力分配线由两部分组成, 即折点前线段和折点后线段。

折点前线段的表达式为:

1) OA (空载) 线段表达式为:

2) OC (满载) 线段表达式为:

折点后线段的表达式为:

1) AB (空载) 线段表达式为:

2) CD (满载) 线段表达式为:

式中根据最大液压而定。

5 结论

在基于固定比值前后制动力分配分析基础上, 分析了装载比例阀或感载比例阀等制动力调节装置的前后制动力分配, 对台架试验应用感载比例阀根据载荷的变化调节前后轮的液压制动力具有指导意义。

制动力平衡 篇2

1 制动器的原理

鼓式制动器是制动系中用以阻碍工程机械的运动或运动趋势的力的机构,用来吸收工程机械行驶中的动能,使之转化为热能散失到大气中去,并迫使工程机械迅速降低车速,直至停车。

图1中制动蹄1和5的下端分别活套在两个固定在底板上的支承销7和6上,上端分别与制动凸轮2相接触。制动蹄可绕支承销转动一个不大的角度,不制动时,回位弹簧4将两蹄的上端拉紧,抵靠在制动凸轮上,制动时,凸轮转动,对左右两制动蹄施加大小不等的作用力F1和F2,迫使两制动蹄抵靠在制动鼓3上,随同车轮一起转动的制动鼓即对制动蹄作用有法向反力P1和P2,切向反力Q1和Q2(即鼓对蹄的摩擦力),当制动鼓为逆时针方向旋转时,左制动蹄1所受的力Q1的方向向下,右制动蹄6所受的力Q2的方向向上,为简化起见,假设这些力的合力是作用在摩擦片的中间。左制动蹄上的力Q1与推力F1所造成的绕支承销7的力矩是同方向的,因而使左蹄在制动鼓上压得更紧,起到所谓增势的作用,故称左蹄为“增势蹄”;右制动蹄上的力Q2与推力F2所造成的绕支承销的力矩是反方向的,因而使右蹄有离开制动鼓的趋势,起到所谓减势的作用,故称右蹄为“减势蹄”。工程机械倒车制动时的情况与此相反,左蹄为“减势蹄”,右蹄为“增势蹄”。制动鼓受到制动蹄的力总是不平衡的,因此这种制动器称为简单非平衡鼓式制动器。

1-制动蹄;2-制动凸轮;3-制动鼓;4-回位弹簧;5-制动蹄;6、7-支承销

2 制动气压的确定

2.1 制动时车轮的受力分析

图2所示为制动时一个车轮的受力分析简图。制动时由于传动系统已脱开,车轮不再受发动机传来的扭矩作用,但与车轮相连接的各旋转零件仍然有惯性力矩Mj,滚动阻力矩Mf,以及由制动器产生的制动力矩M作用在车轮上,还有由于工程机械的惯性引起的轮轴对车轮的作用力F,此外作用在车轮上的力还有驱动桥上的动负荷Gd,路面对车轮的反作用力Z,以及与行驶方向相反的切向反作用力Pb。

Pb就是轮胎与地面之间的滚动或滑动摩擦阻力,f为摩擦系数。

对车轮中心取矩,∑M(O)=0,

即

式中Mj——惯性力矩;

Mf——滚动阻力矩;

Pb——轮胎与地面之间的摩擦阻力;

Rk——轮胎半径。

在实际的制动过程中,滚动阻力矩Mf是由于地面的微小变形引起的,影响很小,一般可省略不计。再假设制动力矩达到极限值,即车轮被抱死,停止旋转而发生滑移时,Mj=0,Mf=0,

由(1)、(2)得

fmax就是轮胎与地面的滑动摩擦系数,即制动力矩已达最大值

此时将出现两个问题,一是由于轮胎与地面局部摩擦发热,附着系数将急剧降小,从而使制动效果降低,二是车轮滑移时,失去承受侧向力的能力,从而使搅拌车在制动时的方向稳定性受到破坏,因此抱死车轮使轮胎与地面滑移的制动工况并不是制动效果的最佳工况,理想的最佳制动工况应是车轮即将抱死而未抱死,轮胎临近滑移而仍沿路面滚动的工况,这就是充分发挥制动力的最佳工况。

即

2.2 制动力矩的计算

2.2.1 对制动蹄的受力分析

假设由制动凸轮施加在制动蹄端的力为F1、F2(见图3),力的方向与接触面垂直,制动时制动鼓对制动蹄产生反作用力,这个反作用力的合力分别集中在左右制动蹄的B1、B2处,它的大小分别为P1、P2,在P1、P2作用下就会产生摩擦力Q1、Q2,摩擦力的方向沿制动鼓的切线方向,制动时回位弹簧的伸长量为∆Y,则回位弹簧作用在制动蹄上的力分别为K∆Y(K为弹性系数)。(下标为1的参数为左侧的主动紧蹄的受力参数,下标为2的参数为右侧的从动松蹄的受力参数)。

根据围绕支承销A1、A2的力矩平衡关系可得:∑M(A)=0,即

将(5)、(6)相加得:

其中(P2C2+Q2R)就等于右制动蹄作用于车轮上的制动力矩M1,(Q1R-P1C1)就等于左制动蹄作用于车轮上的制动力矩M2。一个车轮受到的总制动力矩即为

2.2.2 对制动凸轮和摇臂的受力分析

图4所示为制动凸轮和摇臂的受力分析图。F1、F2为制动蹄作用在凸轮上的力,T为制动缸活塞杆作用在摇臂末端的力,O1、O2为凸轮与摇臂铰点受到的支座反力沿X轴、Y轴的分力。

其中P为制动气压的压强,D为制动缸的有效直径,K为弹簧缸中回位弹簧的弹性系数,∆X为回位弹簧被压缩的位移。

根据力矩平衡条件应有:

即

由图中三角形函数关系可得:

由于F1、F2作用点对称于凸轮,所以

由于凸轮相对于制动鼓和摇臂而言,体积很小,因此在近似计算中可作如下假设:

由(7)、(14)可得:

由(10)、(15)可得:

由(12)、(13)可得:

由(11)、(17)可得:

由(8)、(16)、(18)、(19)可得:

这就是一个车轮受到的制动力矩,所有车轮受到的总制动力矩Mz即为:

n为被制动的车轮数。

2.2.3 整车制动所需的制动力矩

以初速度V行驶的工程机械,在制动距离S以内制动停车所需要的减速度为:

制动系的性能首先是以制动时制动器能使工程机械达到减速度为标志,根据工程机械制动性的主要指标,紧急制动时,最大减速度一般为7～8m/s2,普通制动时,减速度一般为3～4m/s2,但在实际制动时,除紧急制动外,通常不应使减速度大于1.5～2.5m/s2,否则不仅会使驾驶员感到不舒服或发生危险,而且还会增加轮胎磨损。制动距离一般是指通过道路试验测得的实际制动距离,它是采取紧急制动时,从踩下制动踏板到完全停车所经过的距离,按照交通部颁发的《机动车制动检验规范(试行)》规定,在坡度不大于±1%的砼或沥青路面上,工程机械时速20km时的制动距离为4.2m。

根据牛顿运动定律:F=Ma。式中F为运动物体所受的合外力,M为运动物体的质量,a为运动物体受到合外力后的减速度,对制动中的工程机械而言,其受到的合外力有地面施加给工程机械的制动力和风阻,风阻很小,可省略不计。

即

式中F为工程机械受到的总制动力,G为工程机械的总重量,上式两边同乘以Rk即得:

式中Rk为轮胎半径,所以FRk即为工程机械所受的制动力矩,要使工程机械产生合理的制动,必须满足:Mz>FRk。

2.2.4 结论

根据以上分析最佳制动工况应是:

即

将上式整理后得:

制动力平衡 篇3

电动汽车的制动过程有别于传统的液压制动,传统的液压制动通过调节轮缸的液压油量来改变制动力,根据路面情况,制动时改变车轮滑移率S,使得滑移率得到最佳,从而获取最好的制动效果。然而电动汽车制动系统没有了传统的液压回路,只是由电机驱动执行机构挤压制动盘来获取制动力,从而得到最大地面制动力,快速制动。本文以最大地面制动力为电动汽车制动时的目标参数,通过改变电机转矩的输出适时控制制动力,以达到安全制动的目的。

1 最大地面制动力的寻找

如今大多数制动防抱死系统(ABS)的工作原理是通过接收轮速传感器的信号来计算汽车的车速和轮速,从而计算出当前的滑移率,将车轮的滑移率S控制在最佳值附近,以获得较高的制动力系数φ。制动力系数φ与滑移率S的关系如图1所示。滑移率在20%附近时,φ是最大的,制动效果是最好的[1]。通过控制滑移率的ABS系统能够提高汽车的制动性能,缩短制动距离,但汽车车速的计算模块还是通过估算的方法来获得的,没有真正计算出实际的车速,故通过滑移率公式(其中,vc为车轮中心速度,m/s;vR为车轮线速度,m/s;ω 为车轮角速度,rad/s;R为车轮半径,m)计算时,不能真实地反映实际的车轮滑移率,只能计算出近似的滑移率,故没有将ABS制动效果达到最佳。如果我们能实时地检测到汽车制动时轮胎对地面的制动力大小,即地面制动力的实时值,并且将地面制动力控制在最大值处,这样ABS的制动性能才能达到最佳。

图1中,曲线在OA段近似于直线,φ随S的增加而迅速增大,φ的最大值为峰值φp,一般出现在S= 20%左右处。在O-A阶段,虽然有一定的滑移率,但轮胎并没有与地面发生相对滑动,滑移率S>0的原因是轮胎的滚动半径变大,即当出现地面制动力时,轮胎前面将与路面接触的胎面受到拉伸而有微量的伸长,滚动半径R随地面制动力的加大而加大,故有滑移率S>0。显然,滚动半径与地面制动力成正比例增长,到A点之后,轮胎与地面的接触中出现局部的相对滑动,φ增加的速度减慢,因摩擦副间的动摩擦因数小于静摩擦因数,故φ值在B点达到最大值后又逐渐降低。而在B点时,地面制动力也达到最大值,此时滑移率也达到最佳值。可见,汽车制动时地面制动力是先增加到最大值然后又减小。ABS系统工作时,如果能实时检测地面制动力,并且将制动力始终保持在B点位置,那么将大大提高ABS的制动性能[2]。

2 车辆单轮数学模型的建立

图2为车辆单轮(1/4车辆)受力模型。车辆单轮受力动力学方程如下:

其中:Fb为地面制动力,N;M为1/4车身质量,kg;a为车身加速度,m/s2;I为车轮转动惯量,kg·m2;Tb为制动器扭矩,N·m;Fn为地面对车轮的法向反作用力,N。

由图1可知,无论哪种路面都有如下关系:

其中:Sc为最佳滑移率。由公式(3)可知地面制动力与φ成线性关系,故我们同样可以推导出地面制动力Fb与滑移率之间的关系:

由式(2)可以得到:

假设法向作用力Fn不变,I和R为常数,计算Fb对时间t的导数得:

计算滑移率对时间t的导数近似得:

联立式(7)和式(8)得到:

式(9)中,均为正常 数,故的正负由的正负来 决定。当时,即此时汽车地面制动力处于最大值。因此可以得到如下以地面最大制动力为控制目标参数的ABS控制规则:

3 目标控制器的设计与仿真结果分析

本文所设计的以地面最大制动力为目标参数的控制器如图3所示。其输入为车轮角加速度ω·和制动力矩Tb,输出为实 际电机转 矩T′b。 利用MATLAB/ Simulink工具箱中 的 “MATLAB Fcn”模块,将用MATLAB语言编写的M函数控制程序嵌入ABS仿真模型中,整个控制程序是根据表1的边界条件来判断控制的。

图4为以最大地面制动力为控制目标的ABS仿真模型。仿真参数如下:1/4车辆的质量M=385kg, g=9.8m/s2,车轮转动惯量I=2.6kg·m2,车轮半径R=0.326m,车辆初速度v0=25m/s,采样时间为0.001s,仿真时长为8s。下面针对两种典型路面进行仿真,并将仿真结果与以传统滑移率作为控制目标参数的仿真结果[3,4,5]进行比较。

3.1 干沥青路面

干沥青路面采用双线性轮胎模型,其最佳滑移率为0.2。两种控制的ABS仿真结果如图5所示。

3.2 湿泥土路面

湿泥土路面采用双线性轮胎模型,其最佳滑移率为0.36,两种控制的ABS仿真结果如图6所示。

4 结论

低速货车制动力分配系数分析 篇4

1 制动稳定性

低速货车是随着交通工具的进步和提高由原来农用四轮运输车发展而来。低速货车的发展反应了我国对安全、高效运输工具的不断需求。在设计传统的农用车时，一般认为农用车速度较低，制动时后轴不容易发生侧滑。通常选择的同步附着系数较低以防止低速货车制动时失去转向能力。然而，随着我国道路情况和交通条件的改善，低速货车的实际运行速度并不像开始那么慢，对制动稳定性的设计要求与一般载货车的要求相差也不是很大。

1.1 制动力的比例关系

为了使成本降低，低速货车一般是没有安装制动防抱死系统，有些制动力调节装置也是没有安装。在这种情况下，要满足制动稳定性以及避免后轴侧滑，就需要将前后制动器的制动力得到合理分配，通常两个制动力的比例以及前、后制动器制动力之间的关系公式是：

(其中β是制动器制动力分配系数，整车质心至后轴的距离是b, L是轴距，G是整车重心，Hg是质心高度)

1.2 制动力比例关系分析

在前后轮同时抱死的情况下，这两种制动力的比例关系在满载、空载这两种情况下是不同的，因为货车上货物的多少都是会影响货车的整体质量的。很显然引起前、后轮抱死不仅与车本身有关，还与轴距及整车质量、质心位置有关，如图所示：

低速货车制动时方向不稳会发生侧滑、跑偏、失去转向能力，这些在一定程度上与前后轮是否抱死有关。在实际的制动过程中，前轮先抱死比后轮先抱死要稳定。

2 制动力分配系数

关系到汽车制动安全性，选择较佳的制动力分配系数至关重要，需要满足制动效能、制动效率以及同步附着系数足够大等要求。而低速货车应该满足GB 7258—21304要求，具体是：低速货车在满载的情况下，初速度V0=30km/h时，制动附着系数等于0.7，在紧急制动后的制动距离是要小于9.0 m;低速货车在空载的情况下，初速度、附着系数不变，同样在紧急制动情况下的制动距离就需要小于8.0 m。

一般而言，避免汽车出现后轮先抱死的现象才能保证较好的制动稳定性，而由于低速货车在空载和满载两种情况下的附着系数是有很大的不同，并且低速货车在空载的情况下会出现前轮先抱死的现象，所以制动力分配系数在这两种情况下是不同的，并且为了保证在各种路面条件下的低速货车的制动安全性，制动效率就需要在各种情况下都是较高的。具体分析：

2.1 满载情况的制动分配系数

在满载情况下，制动器制动力分配系数β在前轮抱死时是小于[hgΦ/L+2 (Sc-t0v) bΦg/Lv2], 由于根据“双管路制动路系统中，当其中一条管路失效时，其剩余的制动力应保证在原制动力的30%以上”的要求，所以如果在后制动管路失效时，制动器制动力分配系数β大于[0.3+0.7×hgΦ/L]，如果在前制动管路失效时β大于[hgΦ/L+0.3b (1+hgΦ/L) /a]。由于还要满足1998制动法规标准的要求，货车在地面附着系数Φ在0.2～0.8之间的路面上制动时，制动强度大于[0.1+0.85(Φ-0.2)]，所以，制动器制动力分配系数可以得到优化，制动器制动力分配系数在前轮先抱死的情况下小于[hgΦ/L+bΦ/ (0.85ΦL-0.07L) ]。

2.2 空载情况的制动分配系数

在空载情况下，制动器制动力分配系数β在后轮抱死时是大{1+[hg/L-2 (Sc-t0v) ag/Lv2]Φ}，由于要满足同样要求，如果在前制动管路失效时制动器制动力分配系数β小于[0.7× (1+hgΦ/L) ]，在后制动管路失效时β小于[1+hgΦ/L-0.3a (1-hgΦ/L) /b]，同样，制动器制动力分配系数也能得到优化，在后轮先抱死的情况下小于[1+hgΦ/L-aΦ/ (0.85ΦL-0.07L) ]

综合在两种情况下的制动力分配系数计算结果，最后得到符合所有条件的一个取值范围的制动力分配系数，在这个取值范围中选择一个值，假设制动力分配系数在0.615～0.709之间，同步附着系数在满载和空载时选择适当的值，就能在满载时或在路面湿滑情况下空载时都能满足前轮先抱死，例如制动力分配系数是0.65时，同步附着系数采取在满载时0.856，空载是0.375。

3 液压方面

3.1 低速货车发动机驱动与液压系统

低速货车发动机驱动的传统方式是使冷却风扇和水泵以一定的驱动比驱动的。这种发动机的冷却风扇是按最大热负荷工况设计。这种设计会使得冷却风扇和发动机不能随着发动机热状态的改变而改变。使得发动机在不同温度下、不同负荷运行时不能达到即不会制冷过剩也不会冷却能力不足的失调状态。现在有由发动机曲轴直接驱动的液压无级调速冷却风扇，该风扇转速能依据发动机各处温度的变化而变化，可以使液压系统在最低能量消耗下工作，减少了燃油的损耗。

3.2 液压油缸的气穴现象

液压气穴现象指的是低速货车液压油缸在运动的过程中，如果其进油口突然被关闭，很容易出现液压油缸的气穴现象，因为液压油缸的进油侧由于惯性位载的作用可能产生绝对压力。

3.3 避免出现气穴现象的措施

3.3.1 采用回油路节流回路

如果液压油缸是垂直或倾斜安装的，像单顶曲臂用的油缸等，为了使油缸的上腔是随时处于充满油液的状态，就需考虑采用回油路节流回路，这样就能防止低速货车的液压油缸出现气穴现象。

3.3.2 缓慢启闭各种阀门

由于低速货车产生了液压油缸的气穴现象，当人再次开启时，液压油缸就会出现抖动、爬行等故障问题，为避免出现这类的故障，各种阀门需要缓慢启闭。

3.3.3 液压油缸需及时排尽空气

低速货车液压油缸在高压作用下，如果液压油缸中空气未完全排尽或油液中混有空气，就能产生较大噪声，在这种情况下，及时排尽液压油缸的空气即可。

4 结语

根据低速货车所具有的特点，从满足制动效能、制动效率以及保证有足够大的同步附着系数的要求，制动力分配系数在不同情况下是相差很大的，最后得到符合所有条件的一个取值范围的制动力分配系数。选择较好的制动分配系数并优化计算同步附着系数，在液压方面，分析液压油缸的气穴现象以及防范措施，不仅能使低速货车安全稳定的进行运输工作，而且还能达到最佳的制动效能。

参考文献

[1]路甬祥.液压气动技术手册[M].北京:机械工业出版社, 2002.

[2]冀宏, 傅新, 杨华勇.溢流阀流动气穴显示及噪音试验研究[J].机床与液压, 2002, (5) :19～21.