乘用車防抱死制動系統檢測試驗臺設計

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1、I乘用車防抱死制動系統檢測試驗臺設計摘 要本文針對于汽車測試方面在一定程度上進行了大量相關文獻檢索，并在此基礎之ABS上有效把控了當前形勢下測試發(fā)展的相關現狀，并對其相對較為傳統形式的性能測ABS試進行了切實有效的分析，還對相關制動層面的一系列理論以及等層面進行了詳細ABS的概述，基于此可以論述配置在制動系統當中占據著重中之重的地位，除此之外，ABS還針對于相關制動性能檢測試驗臺總體結構方案設計。ABS在確保機械系統穩(wěn)定運行可靠的前提下以及各項指標參數以及工作所需，在一定程度上完成了相關電機的選型工作，在此過程當中基于試驗平臺的各項檢測指標參數，并與汽車的實際重量進行有效結合，完成了選型當中的

2、相關計算；建立起車輪受力的相關力學模型并對此進行切實有效的分析，針對于滾筒當中的一系列軸承還在一定程度上完成了相應的壽命校核；除此之外，還對在制動情況下滾筒軸進行了有效校核，尤其是針對于摩擦方面進行了詳細分析，還能夠為相關增速器的設計提供一定的理論參考，針對其一系列參數以及相關運動形式進行了完善的計算分析；依據試驗臺模擬汽車制動過程的理論，進行了慣量系統的設計，并依據飛輪所需要的轉動慣量對飛輪組進行了設計。關鍵字：汽車 ABS ；試驗臺；制動力；安全目 錄 摘 要 .I1 緒論 .- 1 -1.1 設計背景.- 1 -1.2 國內外汽車制動檢測試驗臺的現狀.- 1 -1.2.1平板式制動試驗臺

3、.- 2 -1.2.2 滾筒制動試驗臺.- 2 -1.反力式滾筒制動試驗臺結構.- 2 -1.3 本設計研究的目的及意義.- 3 -1.4 本設計研究內容.- 4 -第 2 章 乘用車防抱死制動系統性能檢測原理 .- 5 -2.1 路面附著系數.- 5 -2.2 裝有與沒有 ABS 時汽車的制動過程分析.- 6 -2.2.1 沒有 ABS 時汽車的制動過程.- 6 -2.2.2 裝有制動防抱死系統 ABS 時汽車的制動過程 .- 7 -2.3 ABS 的組成工作原理及控制方式 .- 7 -2.3.1 ABS 的組成工作原理.- 7 -2.4 ABS 制動時產生的影響.- 8 -2.4.1 AB

4、S 制動時方向穩(wěn)定性的影響 .- 8 -2.4.2 ABS 制動時對汽車側滑的影響 .- 8 -2.5 本章小結.- 9 -第 3 章 乘用車防抱死制動系統試驗臺的設計方案 .- 10 -3.1 ABS 試驗臺的種類選取.- 10 -3.2 試驗臺總體結構方案確定 .- 10 -3.2.1 單軸試驗臺結構簡圖.- 10 -3.2.2 檢測原理.- 11 -3.3 本章小結.- 12 -第 4 章 機械系統器件的選擇與設計 .- 13 -4.1 滾筒上安置角 的選擇.- 13 -4.1.1 測試車輪的穩(wěn)定條件.- 13 -4.1.2 試驗臺的測試能力.- 14 -4.2 電動機的選擇.- 15

5、-4.3 增速器設計.- 16 -4.3.1 斜齒圓柱齒輪傳動設計.- 17 -4.3.2 直齒圓錐齒輪傳動設計.- 21 -4.3.3 增速器軸的設計.- 24 -4.4 本章小結.- 28 -第 5 章 慣量系統的設計 .- 30 -5.1 試驗臺慣量系統的計算 .- 30 -.- 30 - （5-1） .- 30 -214cGeZmrJJJ5.1.1 滾筒系統的轉動慣量.- 30 -滾筒是外徑為 、內徑為 ，質量為的空心圓筒，則滾筒的轉動慣量cr0rgm為：.- 30 -5.1.2 增速器的轉動慣量.- 31 -5.2 飛輪組的設計.- 33 -5.2.1 飛輪轉動慣量的計算.- 34

6、-5.2.2 飛輪幾何尺寸的計算.- 35 -5.3 滾筒系統軸承的選取與壽命計算 .- 36 -5.3.1 初選軸承型號.- 36 -根據機械設計手冊選擇軸承型號為：32222 型號，- 36 -665KNorC430KNrC 5.3.2 求軸承所受徑向載荷.- 36 -5.3.3 求軸承所受軸向載荷.- 37 -5.3.4 求軸承的當量動載荷.- 38 -p查機械設計手冊得到.- 38 -42. 0e5.4 本章小結.- 39 -結 論 .- 40 -哈爾濱劍橋學院畢業(yè)設計- 1 -乘用車防抱死制動系統檢測試驗臺設計1 緒論1.1 設計背景現在我們能看出無論是新車市場還是二手車市場車輛的成

7、交率都很大，這說明了我國車輛保有率達到了巔峰，車輛高密度導致了車輛制動時的高要求，為了減少事故發(fā)生，針對于汽車制動層面進行相關設計的企業(yè)開始著手于剎車防抱死系統的相關研究，減少車輛的制動距離，使車輛制動更加穩(wěn)定，antilock braking systemABS（，）ABS 主要是在車輛上增加了 ABS 車輛控制單元，輪速以及車速傳感器。ABS 最早是應用在飛機上的，最早是在歐美國家用于新型轎車上的，這促使了 ABS的發(fā)展，1980 年后傳入了亞洲迅速發(fā)展，起初是在高級轎車上應用，后來十萬級以上的汽車都有使用。開始應用時 ABS 系統十分簡單，反應速度慢，沒有帶來效果，隨著發(fā)展，突破了技術難

8、題，具有結構小體積輕，提高了反應速度及精準性，能夠使汽車制動更加穩(wěn)定，達到了減小制動距離的目的。1.2 國內外汽車制動檢測試驗臺的現狀目前，汽車制動檢測試驗臺在全世界范圍內分兩種，其一，被檢車輪與檢測平臺之間實現滾筒形式的接觸；其二，被檢車輪與檢測平臺之間實現平板形式的接觸。再有就是依托于相應的檢測原理進行有效歸類，也就是說具體可概括為反力形式以及慣性形式的相關制動試驗平臺。- 2 -1.2.1 關于平板式制動性試驗平臺 1車輪2平板3力傳感器4壓力傳感器5支承鋼球圖 1-1 平板接觸形式試驗臺相關示意圖如圖 1-1 所示，在途中可以清晰看出，平板、相關力傳感器、檢測數顯裝置以及相關輔助設備等

9、共同構成了平板接觸形式的測試平臺。不僅能夠對相應的制動性優(yōu)劣進行有效測定，除此之外，還能夠針對于懸架以及相應的軸重側滑進行相關檢測，也可以叫作平板接觸式檢測裝置。2 關于平板接觸形式制動試驗臺相關原理需要對相應被檢測車速進行有效限制，大約為左右，在次并保持勻速，5 10km/ h上到平板以后，將檔位置于空擋位置，采取急剎車的形式。在此過程當中，平板上會有一個與制動力保持相對一致的且方向與汽車開往方向相對一致的力生成。在此過F程當中，可以憑借相應的縱向拉桿有效的將該力傳遞到相應的傳感器當中，基于一定的比例完成相應的電信號轉化并經由相關放大器處理，最終信號到達控制器當中，控制相應的顯示屏進行數據結

10、果的相應呈現。 1.2.2 關于滾筒接觸形式制動試驗平臺相關原理1.關于反力形式試驗臺（1）滾筒部分 兩側滾筒呈對稱布置，并保持相對獨立。（2）驅動部分 根據所需的扭矩通過電機以及相應減速器進行有效組合實現驅動。（3）舉升部分 具體位于兩滾筒中間，目的在于給開往和開出帶來便捷。（4）測量部分 通過力傳感器以及相應的杠桿結構進行有效測力。（5）測力杠桿 針對于減速器末端輸出部分進行沿軸有效擺動。（6）數顯部分 進行相關的數據信號的轉化以及控制相應測試結果顯示哈爾濱劍橋學院畢業(yè)設計- 3 - 1滾筒機構2減速器3電機4測力杠桿圖 1-2 反力滾筒接觸形式試驗臺相關示意圖2、關于慣性式形式試驗臺基于

11、相應的飛輪運作進行實際慣量的相關模擬，從而使相對較為真實性的駕駛情況良好的反映出來。在此過程當中實驗平臺上相應的滾筒裝置在一定程度上可由電機驅動運轉，與實際道路當中的工況基本一致，測定的相關參數大致涵蓋了剎車時間與距離大小，以及相應的減速度。 1第一滾筒2第二滾筒3慣性飛輪4增速器5離合器6電動機7 傳動機構圖 1-3 慣性滾筒接觸形式試驗臺相關示意圖如圖 1-3 所示具體涵蓋了第一第二兩個滾筒，檢測時車輪放在兩個滾筒上面。驅動電機經離合器和變速器驅動滾筒。飛輪起到慣性的作用1.3 本設計研究的目的及意義我們國家現在對汽車 ABS 需求非常大，現在的道路條件達不到外國水平，而我們的人口保有量特

12、別大，車輛保有量逐年增加，為了我們的安全必須提高制動水平。可我們試驗臺測試能力還不夠。因此國家出臺了相關規(guī)定。哈爾濱劍橋學院畢業(yè)設計- 4 -本設計所設計的汽車 ABS 制動性能檢測試驗臺，就相當于車輛在正常道路上行駛，完全符合道路條件，模擬汽車制動過程真實有效。本設計通過對汽車 ABS 制動性能檢測試驗臺的設計，完全真實模擬汽車制動過程，測試快捷有效。同時，通過本設計可以培養(yǎng)學生綜合運用知識的能力，培養(yǎng)其分析問題和解決問題的能力，增強工程設計能力。1.4 本設計研究內容1、試驗臺的方案設計。根據現有的幾種制動試驗臺的分析，研究 ABS 的具體工作原理，根據具體實際實驗需求所需進行試驗平臺的相

13、關設計工作。2、關于增速裝置的相關設計。根據實際的動力情況所需進行相應動力源電機的選取，并完成相關齒輪增速箱的相關設計。3、試驗臺慣性系統的設計。如果想得到一個好的試驗臺慣性系統不可忽視，我們要有一顆真誠的心來設計。哈爾濱劍橋學院畢業(yè)設計- 5 -第 2 章 乘用車防抱死制動系統性能檢測原理2.1 路面附著系數汽車制動時，由于地面存在摩擦，車輪無法做純滾動，異于車速，在此過程當中會導致相應的滑移生成，其相應的比率如下： （2-1）( -)100%2vR在上式當中：車輛相關時速；vm/s（）輪子相關轉速；rad /s（）輪子半徑尺寸 ；Rm（）當車輛進行剎車時，其過程在某種程度上形式是相當復雜的

14、，存在一定的變化。如圖 2-1 所示。輪子與地面之間會存在一定的附著力，其相應的系數以及滑移率分別用和來表示。相應的附著系數在一定程度上依據滑移率的提升而近似正比形式的增大，抵達制高點以后，反而呈現出相應的反比關系。圖 2-1 - 關系曲線在輪胎發(fā)生抱死或者極為近似的情況下，會導致拖滑的現象產生?？梢栽诮跛矐B(tài)的情況下實現形式的滑移率，在此過程當中，縱向形式的附著力會不斷下降，100%大約在左右，與此同時，橫向方面便會完全降低至消失。在某種程度上導致1/31/ 4剎車效果明顯下降，甚至會發(fā)生一定的側滑。相應的致動性能較差的區(qū)域位于滑移率哈爾濱劍橋學院畢業(yè)設計- 6 -最大值的右半部分。如圖 2

15、-2 所示，針對于車輪旋向的附著系數用字符來表示，這也就是所謂的縱B向附著系數，其中與車輪旋向在一定程度上保持相對垂直的附著系數用字符來表示，S也就說俗話當中的橫向系數。雖然條件有所不同，但是二者的相對趨勢還是大體一致的，值得注意的是，在一定程度上車速與相應的附著系數之間呈現出反比形式。圖 2-2 不同條件下的相對滑移與附著系數2.2 針對于相關車輛進行制動過程分析2.2.1 關于未配備的制動過程ABS如圖 2-3 所示，未進行配備的車輛制動過程，一旦踩下相應踏板，制動管路ABS在一定程度上便會呈現壓力上升的趨勢，相應的制動力矩便會與附著力呈現出正比上升的關系，值得注意的是剎車力矩相對增加的快

16、一些。這個時候車輪轉速便會立即下降，直到實現相應的平衡以后，便會呈現出穩(wěn)步小幅度下降。在此過程當中受限于剎車時間的相對延長，其輪轂的滑移率便會呈現出持續(xù)上升的趨勢，一旦其抵達峰值以后，此刻相應附著力的峰值也會有所實現。倘若未發(fā)生任何意外現象的話，相應的制動力同樣達到峰值，那么，在憑制動力矩怎么上升，相應的地面制動力也不會再次改變；時間在變化此時制動管路壓力與制動器制動力矩會繼續(xù)增大，在峰值滑移率小于車輪滑移率超過后，此時地面附著力矩減去車輪制動力矩所得值快速變大，其原因可以歸咎于附著系數的有效降低，從而導致輪轂轉速驟減，最終實現全面性的抱死現象，這時，相應的滑移率可以說來到了。100%哈爾濱劍

17、橋學院畢業(yè)設計- 7 -圖 2-3 未配備車輛制動過程ABS2.2.2 關于配有的車輛制動過程ABS如圖 2-4 所示，所謂的制動管路當中的壓力情況呈現出類似于鋸齒波形式的跳動，在此過程當中，相應的車輪轉速以及滑移程度也相繼呈現類似于鋸齒波形式的跳動，橫向附著系數相對較高貫穿于整個剎車過程，確保方向轉向性能在一定程度上始終切實有效，與此同時將相應的制動力最大限度的提高。圖 2-4 配有的車輛制動過程ABS2.3 關于 ABS 的原理以及相應的控制形式2.3.1 關于 ABS 的各部分構成及原理在一定程度上可以將歸結為電子控制與傳統制動的有效整合。通常情況下，ABS各種形式的制動泵并結合相應的管

18、理集結而成，再引入相應的傳感與電子部件構成一哈爾濱劍橋學院畢業(yè)設計- 8 -定形式的電子制動形式。2.4 關于 ABS 制動的相關影響2.4.1 關于方向穩(wěn)定性能層面的影響1. 如圖 2-5 所示，在針對于控制方向的左右輪轂進行相應的制度過程當中，相應的受力不均且也不盡相同，是致使方向跑偏的根本原因。在車速偏低的情況下，在跑偏方面不是很明顯，需要注意的是，此時的跑偏是在保持方向盤不發(fā)生扭轉的情況下產生的，還要忽略一些離心力以及相關的慣性矩等參數。圖 2-5 關于制動跑偏受力分析2.4.2 關于側滑的相關影響1.前輪剎車鍋抱死時的相關方向穩(wěn)定性如圖 2-6a 所示，針對于后置二驅車輛進行直線行駛

19、剎車的過程中，往往會出現前輪抱死，而后輪還在進行相應的運轉，由于相關側向力的存在前軸會出翔相應的側滑現象。前軸中點位置的等效速度方向在某種程度上會偏向縱向，此刻的偏角記為，u4a在對后軸進行分析，相應的速度方向不發(fā)生任何改變。vb哈爾濱劍橋學院畢業(yè)設計- 9 - a）前軸側滑b）后軸側滑圖 2-6 車輛側偏運動示意圖2、關于后輪剎車鍋抱死時相關方向穩(wěn)定性 如圖 2-6b 所示，此刻后輪抱死前輪繼續(xù)發(fā)生運轉。后軸可能會在相關側向力的推動下進行側滑，且相應的側滑方向與慣性力在一定程度上保持同向。二者之間呈Fj現出你追我趕的正比形式關系，甚至造成甩尾形式的交通事故。2.5 本章小結本章通過對汽車在有

20、無 ABS 制動防抱死系統情況下制動過程分析，我們可以清晰的看出防抱死制動系統在制動時起到最大作用,并在制動時使車輪達到穩(wěn)定,以保證車輛在制動時實現制動力的合理分配，避免了打滑、位移、側翻的發(fā)生,使汽車制動穩(wěn)定性提高;同時,制動力需要維持在一定區(qū)間內,使制動距離達到最小。會有一定程度改變輪胎與地面的接觸狀況，減小了輪胎的不必要損壞。哈爾濱劍橋學院畢業(yè)設計- 10 -第 3 章 乘用車 ABS 試驗平臺的總體方案設計3.1 關于試驗平臺的類型選擇ABS 是是通過控制車輪在汽車在制動時抱死，使車輛制動更加平順穩(wěn)定，減小制動距離。車輪在制動時車輪并非全部抱死，我們有一定的指標來恒定平順與穩(wěn)定，所以我

21、們就需要 ABS 制動試驗臺來測量這些數據，根據相應的國標進行相關實驗并作出客觀有效的評價，其實質就是針對于相應的附著系數在一定程度上進行有效利用程度的測試。 ，對此可以著手于滑移率層面展開一系列的測試化研究。3.2 試驗臺總體結構方案確定3.2.1 單軸試驗臺結構簡圖 1前、后滾筒2飛輪3驅動電4聯軸器5變速器圖 3-1 電機驅動慣性滾筒接觸形式制動試驗簡圖 如圖 3-1 所示，該種形式的試驗平臺是由電機驅動的慣性式滾筒制動器試驗臺。鼓組的后由聯軸器和傳動裝置驅動，前輥由輪驅動，并且飛輪與鼓組分開設置以增加鼓哈爾濱劍橋學院畢業(yè)設計- 11 -系統的 J 慣性。 1前，后滾筒2飛輪3聯軸器4變

22、速器5傳動軸圖 3-2 內燃機驅動慣性滾筒接觸形式制動試驗簡圖如圖 3-2 所示，相應的驅動形式是被測車輛的內燃機進行驅動的，在一定程度上能夠兼容前后軸一起檢測，首先將被測車輛前后輪轂置于相應的滾筒之上，其中兩滾筒依托于串聯的形式進行相應的運轉，引入相關飛輪的目的在于使系統的整體慣量保持在較高的水平之上。被測車輛的驅動輪將動力切實有效傳遞給相應的滾筒發(fā)生相對運轉。其中依靠其自身的內燃機進行相關轉速的把控。3.2.2 相關檢測原理慣性滾筒接觸形式的檢測平臺能夠在一定程度上切實有效模擬實際運行動能?？梢詫⑵涓爬檗D動以及相應平動動能的總和。即： （3-1）221122mvJ式中：代表車輛重量 ；m

23、kg（）代表輪轂線速度；vm/s（）整體轉動慣量（） ；J2kmg代表輪轂角速度 rad /s（）在進行相應的檢測過程當中，整體的動能可以歸結為車輛自身的動能以及相應滾筒的動能總和，也就是： 221122ccJJ）（2-3哈爾濱劍橋學院畢業(yè)設計- 12 -上式當中：代表車輛的轉動慣量（） ；J2kmg代表輪轂角速度 ；rad /s（）代表滾筒系統總慣量（） ；cJ2kmg代表滾筒角速度。crad /s（）車輛在實際道路當中所運轉的整體動能均能被該實驗平臺進行切實有效的模擬，在此過程當中要確保車輛在路上的動能與試驗一致，由于車輛的單軸模型試驗臺，僅僅存在一個軸參與測試，因此，在一定程度上只能等效

24、模擬出近似一半的動能。可以表示為： （3-3）222211114424ccmvJJJ （3-4）2212ccmvJ倘若相應的附著系數在一定程度上足夠高，可以近似理解為不會有相對滑移現象生成，也就是說二者保持線速度大體一致，且等同于車輛運轉速率，可以將其表達v如下： （3-5）Rcc式中：相應滾筒以及輪轂角速度大小 ；c 、rad /s（）滾筒以及輪轂的各自半徑數值 。Rcr 、m（）根據式 可知：3435（），（） （3-6）212ccmrJ僅需對相應的滾筒半徑尺寸以及待測車輛的自重進行一定的測定，即可得到相應系統的轉動慣量。3.3 本章小結本章通過對現有的幾種制動試驗臺檢測特點的分析，得知只

25、有慣性式滾筒制動試驗臺的在轉速方面達到 ABS 系統發(fā)揮作用的要求，通常情況下，滾筒的線速度都會高于，各方面的相應檢測需求在一定程度上均能夠滿足，最終選定為慣性40km/ hABS哈爾濱劍橋學院畢業(yè)設計- 13 -滾筒接觸形式的平臺進行一系列的試驗研究。 并根據 ABS 系統的具體工作原理，確定了 ABS 試驗臺的總體結構方案。第 4 章 機械系統相關器件的選取與設計4.1 關于滾筒安置角 的選取如圖 4-1 所示，展示了相應的受力分析狀況。在此過程當中近似認為所有車輪均為剛性連接形式，還對不參與測試的車輪所承受的相關反力進行有效忽略。圖 4-1 車輪在實驗臺上測試時的受力圖4.1.1 關于待

26、測車輪的相關穩(wěn)定條件在一定程度上制動力矩，與和呈現出正比形式的關系，相應的制動力峰TM1T2T值通常情況下會呈現在輪轂即將進入抱死的相應時刻，也就是說，在一定程度上滑移現象未發(fā)生的時刻（） ，此刻滿足下式關系：10N （4-1）0X2 m ax2cossi n0TN （4-2）0Y2 m ax2si ncos0kTNG由（1）式解得： （4-3）2 m ax2t anTN哈爾濱劍橋學院畢業(yè)設計- 14 -相應的制動力峰值與同一輪轂的法向反力之間的比值即可稱之為輪轂與2max2/TN相應測量滾筒之間的有效附著系數，也就是，即t anarct an那么，所推導出的車輪具有相對穩(wěn)定性的條件為： ar

27、ct an圖 4-2 ， 值隨的變化關系t4.1.2 試驗臺的測試能力由公式（4-1） ， （4-2）式解得： cos2KGN 將代入上式得：22maxNT2maxcoskTG令試驗臺的最大測試能力參數為 ，則有：t2max/ktTGcost對應于上式，當在一定范圍內取不同的值時， 隨的變化趨勢如圖 4-2 所示。 t 我們之前分析的都是車輪以剛性為基礎的，在實際中不可能為純剛性，因為有約束力的存在，所以阻礙車輪后移的約束力不可能為零，如圖 4-3 所示。，分別為p12車輪在前后滾筒上的安置角。哈爾濱劍橋學院畢業(yè)設計- 15 -圖 4-3 存在約束條件下的對應于輪轂的受力分析當輪轂與相應的滾筒

28、保持相對接觸時，車輪內部的彈性會導致上升，下降，2N1N以及減小和增大，從而出現的現象，車輪離開滾筒的瞬時相應的安置2OO1OO12角達到理想狀態(tài)，也就是，倘若確保其平臺相對穩(wěn)定，必須使實際值大于理236.87論值。所以本試驗臺的實際安置角為 37。4.2 電動機的選擇根據調查顯示，大型貨車大致需要秒的間隔，實現相應的加40600 km/ h60速。擬定取值為達到最高時速。50s60km/ h則： （4-6）maxmax60 60838.08r/min22 3.14 0.19 3.6ccvnr （4-7）maxmax22 3.14 838.08/6087.72rad/sccn式中： 滾筒最高轉

29、速（m/s） ；maxcn 汽車最大速度（km/h） ；maxv 滾筒外徑（m） ；cr 滾筒最大轉速（rad/s） 。maxc又由公式： （4-8）2max87.721.55rad/s50cddttt哈爾濱劍橋學院畢業(yè)設計- 16 -設汽車總質量為，每個車輪負荷為：18mt4.5t4m慣量系統的轉動慣量：22140.5kg0.194500mJ所需驅動轉矩 278.21715. 15 .140dmNdJTtw電機所需功率：395.84838.0834.74kw95509550TnP 查機械設計手冊，所選取的電機型號為，其額定功率大約為，YCTD2504B37kw相應的額定扭矩值大約為，以及最大

30、調速區(qū)間為。232N / m11375250r / min4.3 增速器設計本試驗臺采用電磁調速電動機，以適應不同車速的檢測需要。本實驗改變了以往的設計理論，用傳動比一定的齒輪增速器來代替變速器，其目的在于增大相關飛輪的轉速，確保實現切實有效的模擬，將單一化的飛輪形式轉變?yōu)楦鶕煌瑮l件的車輛采取相應的飛輪組。由于較大質量的汽車用較小的飛輪組模擬，取增速器總傳動比 =3，汽車最大質量i=18000kg，取滾筒系統的附著系數=0.7，則滾筒所受的摩擦力矩：maxmmNT665019. 07 . 010418000max如圖 4-4 所示，通過兩級齒輪傳動形式實現增速的目的，分別涉及到斜以及錐齒輪進

31、行傳動，由上述計算得：mNTT6650max3 4838.08r/mincnn增速器 =3，取，則：，那么：i121.1i342.73imin/96.228708.83873. 2n43432rnin m7 .243573. 26650i3432NTT mNTT7 .221636650i31哈爾濱劍橋學院畢業(yè)設計- 17 -圖 4-4 增速器傳動簡圖4.3.1 關于斜齒輪傳動的相關設計根據具體需求可知：對應的小齒輪所傳遞的扭矩大小約為，此級m2435.92NT傳動比，其轉速約為，一天 小時工作制，假定一年運轉342.73i32287.96r/minn 8天，相應的壽命為年。30061、齒輪材料

32、的有效確定，以及相關熱處理方式基于相關文獻調查可知：通常選取作為齒輪材料，進行淬火處理實現42Cr的硬度，精度為 級。4654 HRC82、確定設計準則針對于硬齒面?zhèn)鲃拥氖问?，即所謂的齒根疲勞折斷進行切實有效的驗證計算，在一定程度上確定相應尺寸參數。3、基于齒根彎曲強度進行切實有效的計算 （4-8）322FaSandFKTY Y Ymz（1）確定小齒輪齒數為323z （2）齒寬系數d0.8bd（3）齒數比，圓整取。實際齒數比：432.73zuz462.79z 463z ，齒數比的誤差為：432.7391zuz |2.732.73910.33%5%2.73uuu（4）當量齒數哈爾濱劍橋學院畢

33、業(yè)設計- 18 -33332325.18coscos 14vzz（5）初選螺旋角為14查機械設計手冊，得齒形系數： ， 。32.62FaY42.245FaY 應力校正系數：。341.5911.742SaSaYY（6）按齒面硬度為 52HRC，查機械設計手冊，得：，應力34580MPaFEFE循環(huán)次數：9336060 2287.96 1 (8 300 6)1.98 10hNn jL 9834341.98 107.24 102.73NNi根據機械設計手冊可以確定：，。FN30.86KFN40.92K許用彎曲應力如下所示： （4-9）FNFEFFKS代表許用安全系數，取值為：FS1.35FS 則：

34、30.86 580369.48MPa1.35F同理得： 40.92 580395.26MPa1.35F（7）由以上計算得：01128. 048.369591. 162. 2433aFsaFYY00989. 0268.95742. 1454. 2434FsaFaYY針對于較大者進行相關計算。（8）經查表可得：。2.0tK 哈爾濱劍橋學院畢業(yè)設計- 19 -（9）經查表可得端面重合度系數：，。則：。30.7540.851.6（10）斜齒輪的縱向重合度，取。查機械設計手30.318tan1.46dz1冊，得螺旋角系數：。0.88Y（11）計算322FaSandFKTY Y Ymz 32322 2 2

35、345.9 10cos 140.011280.8 231.65.12mm 取標準模數（法面） 。6nm （12）確定中心距和螺旋角a34()6 (2363)265.89mm22cos14nm zza圓整中心距，?。骸?65amm34()6 86arccosarccos13.222 265nm zza經驗算此值對模數并無影響，不必重算。6nm 1、主要尺寸計算336 23141.74mmcoscos13.2nm zd446 63388.26mmcoscos13.2nm zd30.8 141.74113.39mmdbd取，。4114mmb 3119mmb 2、基于齒面接觸疲勞強度進行切實有效的校核

36、 （4-10）223(1)3.17HEHKT uZbd u哈爾濱劍橋學院畢業(yè)設計- 20 -（1）關于彈性影響系數189.8EZ （2）關于載荷系數2.0K （3）許用接觸應力的確定基于齒面硬度為 52HRC，查機械設計手冊，得：，接觸lim3lim31200MPaHH疲勞壽命系數：，。則：HN31KHN41.05K 4lim441.05 12001260MPa1HNHHHKS3lim331 12001200MPa1HNHHHKS故： 223(1)3.17HEKT uZbd u 且31025.72H4H接觸疲勞強度在合格范圍內。33313.14 141.74 2287.9616.97m/s26

37、0 00060000dd nvd查機械設計手冊，選八級精度是恰當的。4、幾何尺寸計算及繪制齒輪零件圖由上述計算得：中心距：分度圓直徑：，265mma 3141.74mmd 4388.26mmd 得齒根高：341.257.5mmffnhhm齒高：3413.5mmfahhhh齒頂高：336mmaanhhm齒根圓直徑：哈爾濱劍橋學院畢業(yè)設計- 21 -3332141.74 15126.74mmffddh4442388.26 15373.26mmffddh齒頂圓直徑：332141.74 12153.74mmaaddh442388.26 12400.26mmaaddh4.3.2 錐齒輪傳動相關設計1、基

38、于齒根彎曲強度設計 （4-11）1322214(1 0.5)1FaSaRRFKTmY Yzu（1）確定小齒輪齒數123z （2）取齒寬系數R13bR（3）齒數比，圓整取。實際齒數比：211.1zuz223.1z 423z ，2121cottanzuz 式中：、為圓錐角，故得：，。12142.397247.603（4）當量齒數1112128.44coscos47.397vzz1122334.11coscos47.603vzz查機械設計手冊，得齒形系數： ， 。12.54FaY22.44FaY 應力校正系數：，。11.61SaY21.65SaY（5） 按齒面硬度為 52HRC，查機械設計手冊，得：

39、，應力12580MPaFEFE循環(huán)次數：9136060 2514.24 1 (8 300 6)2.17 10hNn jL 912121.97 10NNi哈爾濱劍橋學院畢業(yè)設計- 22 -查機械設計手冊，得彎曲疲勞壽命系數：，10.83FNK20.86FNK則許用彎曲應力為： （4-12）FNFEFFKS為許用安全系數，查之得：。FS1.35FS 則： 10.83 580356.59MPa1.35F同理得： 20.86 580369.48MPa1.35F（6）由以上計算得：001147. 059.35661. 154. 211sa1aFFYY096. 048.36961. 154. 2211aF

40、saFYY選兩者中值大的代入計算。（7）查機械設計手冊，得 載荷系數：。2.0tK （8）計算1322214(1 0.5)1FaSaRRFKTmY Yzu332224 2 2216.7 100.0189611(1 0.5) 211.1133m 13.03mm取標準模數。14mmm 錐齒輪大端分度圓直徑：1114 21294mmdmz2214 23322mmdmz哈爾濱劍橋學院畢業(yè)設計- 23 -齒寬：，取。22111.11114 2171.88mm223RRubRmz72mmb 2、基于齒面接觸疲勞強度進行切實有效的校核相應的校核公式為： （4-13）2315(1 0.5)HERRKTZd i

41、按齒面硬度為 52HRC，查機械設計手冊，得：lim1lim21200MPaHH接觸疲勞壽命系數： ，。則：10.9HNK20.91HNK1lim112lim220.9 12001080MPa1.00.91 12001092MPa1.0HNHHHHNHHHKSKS2315(1 0.5)HERRKTzd i6232 2216.7 105 2.511(1 0.5) 2941.133 且1412.3MPaH2H在一定程度上能滿足強度要求。3、相關尺寸參數計算及繪圖錐齒輪大端模數為標準值，且。14mmm 大端分度圓直徑：1114 21294mmdmz2214 23322mmdmz錐距：22111.11

42、14 21217.95mm22uRmz齒頂高：哈爾濱劍橋學院畢業(yè)設計- 24 -，為齒頂高系數1214mmaaahhh mah齒根高：，為頂隙系數12()(10.2) 1416.8mmffahhhc mc齒頂圓直徑：11112cos2942 14 cos42.4314.68mmaaddh 22222cos3222 14 cos47.6340.88mmaaddh 齒根圓直徑：11112cos2942 16.8 cos42.4269.19mmffddh 22222cos3222 16.8 cos47.6299.34mmffddh 4.3.3 增速器軸的設計1、按鈕轉強度估算軸徑 （4-4） 30.

43、2Td式中：為許用切應力取其為：。 40 52MPa又各根軸所受到的扭矩分別為：mm66500003NTmm24359002NTmm22167002NT故各根軸的最小軸徑分別為： 30.2Td 33665000073.3 82.5mm0.2d 32243590071.2 62.5mm0.2d-45- 25 - 31221670065.2 59.7mm0.2d考慮到會有鍵槽存在，會對軸的強度有所削弱，最后取各軸最小軸徑分別為：min380mmdmin270mmdmin160mmd2、計算各根軸的齒輪受力：（1）第三軸齒輪受力計算已知：，軸上各齒輪的受力分別為：mmNT 6650000033442

44、2 665000034255.4N388.26tTFd 444tan34255.4tan13.28034.5NatFF 444tantan2034255.412806.3Ncoscos13.2nrtFF式中： ；4tFN大斜齒圓柱齒輪所受圓周力（） ；4aFN大斜齒圓柱齒輪所受軸向力（） 。4rFN大斜齒圓柱齒輪所受徑向力（）（2）第二軸齒輪受力計算由于第二軸上小斜齒圓柱齒輪與第三軸上大斜齒圓柱齒輪相嚙合傳動，故兩齒輪間的受力為作用力與反作用力。因此：3434255.4NttFF348034.5NaaFF3412806.3NrrFF式中： ；3tFN小斜齒圓柱齒輪所受圓周力（）；3aFN小斜齒

45、圓柱齒輪所受軸向力（）。4rFN小斜齒圓柱齒輪所受徑向力（）哈爾濱劍橋學院畢業(yè)設計- 26 -又已知：，計算大直齒圓柱齒輪受力mm24359002NT22222 243590021181.7N230tmTFd222tancos21181.7tan20 cos47.65198.2NrtFF222tansin21181.7tan20 sin47.65693.4NatFF式中：；2tFN大直齒圓柱齒輪所受圓周力（）；2aFN大直齒圓柱齒輪所受軸向力（）。2rFN大直齒圓柱齒輪所受徑向力（）（3）第三周齒輪受力計算由于第三軸上小直齒圓錐齒輪與第二軸上大直齒圓錐齒輪相嚙合傳動，故兩齒輪間的受力為作用力與

46、反作用力。因此：1221181.7NttFF125693.4NaaFF125198.2NrrFF式中：；1 tFN小直齒圓柱齒輪所受圓周力（）；1aFN小直齒圓柱齒輪所受軸向力（）。2rFN小直齒圓柱齒輪所受徑向力（）3、按彎扭合成強度校核危險的軸段由于第一軸傳遞載荷最大，所受扭矩最大，屬于危險的軸段，故對其進行彎扭合成校核其強度。哈爾濱劍橋學院畢業(yè)設計- 27 -圖 4-5 第一軸彎矩圖第一軸受力如圖 4-5 已知：，2135mmL 434255.4NtF 48034.5NaF。412806.3NrF(1）計算水平面支點反力422134255.4 1359580.7N425tAHF LFLL

47、424674.7NBHtAHFFF(2）計算垂直面支點反力4424212raAVdF LFFLL 388.2612806.3 1358034.52425533.7N哈爾濱劍橋學院畢業(yè)設計- 28 -412272.6NBVrAVFFF(3）作彎、扭矩圖水平面彎矩圖mmNLFMAHHC8 .26155032907 .95801垂直面彎矩圖mm1 .1457002907 .5331NLFMAVCV左 mm6 .13008951356 .122722NLFMBVCV右合成彎矩圖22HVMMMmm9 .26195581 .1457002615503.82222NMMMCVCHC左左 mm2621162.

48、41300895.62615503.82222NMMMCVCHC右右扭矩圖mm6650000NT求當量彎矩因增速器單向運轉，故可認為轉矩為脈動循環(huán)變化，查機械設計基礎，陳立德編，修正系數。C 處為危險截面，當量彎矩：0.6mm4945026.82921162.466500000.6)(2222NMTMC）（右34945026.828.62MPa0.1 120eeMW查機械設計手冊，得175MPab因此：滿足條件，故第一軸的強度校核合格，在一定程度上可以滿足相1eb應的強度要求。4.4 本章小結本章針對于滾筒接觸形式的試驗平臺的搭建進行了系統系的設計，使其具有模擬哈爾濱劍橋學院畢業(yè)設計- 29

49、-道路狀況的功能；對增速器進行了具體設計，使本試驗臺具有模擬大噸位車輛的能力，并為下一步的模擬慣量系統打下基礎。哈爾濱劍橋學院畢業(yè)設計- 30 -第 5 章 關于慣量系統的相關設計5.1 試驗臺當中慣量系統的相關計算在第 3 章當中已經對相應的檢測原理進行了切實有效的分析，并基于此可以推導出相應的滾筒內部轉動慣量的具體形式： ，該試驗臺形式具體涵蓋了前2cc12mrJ后滾筒組兩部分，通過這兩部分分別與相應的增速器憑借相關飛輪實現切實可靠的連接形式，經過不斷地測試與推導，可以得到該系統在相對平衡的狀態(tài)下的相應轉動慣量大約為。在此過程當中還需對飛輪與相應的增速裝置以及前面提到的前后滾筒12cJ部分

50、進行相關慣量的有效測定，這些部分便構成了此慣性系統的轉動慣量。 214cGeZmrJJJ （5-1）式中：；GJ2kg滾筒系統轉動慣量（m）；eJ2kg飛輪組轉動慣量（m）。ZJ2kg增速器轉動慣量（m）5.1.1 關于滾筒系統的相應慣量所謂滾筒系統的慣量具體涵蓋了前、后滾筒以及相應的軸的慣量這三部分。值得注意的是前后滾筒不僅尺寸保持一致，相應的慣量也是一致的。其外徑、內徑、以及重力分別為、，以及，可以具體表示為：cr0rgm （5-2）220()2gcgmrrJ外徑為、內徑為，質量為的空心圓筒的質量為： cr0rgm （5-3）220()gcggmrrL哈爾濱劍橋學院畢業(yè)設計- 31 - 則

51、： 440()2cgggrrLJ由上一章，得滾筒尺寸 ：，。則：0.19mcr 00.125mr 337.9 10 kg/mg2443404136.13)125. 019. 0(14. 3109 . 71212)(mkgLrrJggcg同理，左右定位套筒的轉動慣量為：2443404288. 0)055. 0125. 0(14. 3108 . 71 . 0212)(mkgLRRJggcg滾筒軸的轉動慣量為：，又，故后滾筒軸的轉動慣量為：212gJmR軸2mR l412gJR l軸h 14. 3108 . 7213 4343102105046. 0102105132. 03-31022500.81

52、02110171. 02412gJR l軸q2434332461. 01022508 . 0102110171. 0214. 3108 . 721mkg綜上述計算，得滾筒系統的轉動慣量：24GgtggJJJJJ軸h軸q 2 13.1360.24740.2461 0.288 4227.9175kg m5.1.2 增速器的轉動慣量根據上一章對增速器的設計，在一定程度上，可以得到各部件的相應尺寸參數，基于此可有效求解出各個齒輪與軸的轉動慣量。哈爾濱劍橋學院畢業(yè)設計- 32 -1、計算增速器中各齒輪的轉動慣量查機械設計手冊，得齒輪的等效轉動慣量計算公式為： （5-4）4421()32JB dD i在上

53、式當中：；Bm齒寬（）；dm各齒輪分度圓直徑（）；Dm齒輪所在處的軸徑（）。i傳動比（1）關于小錐齒輪的轉動慣量的計算過程如下所示： 3442113.14 7.9 100.072 (0.2940.078 ) 332J 2734. 3mkg（2）大錐齒輪轉動慣量3442213.14 7.9 100.072 (0.3220.075 ) 1.132J 2724. 0mkg（3）小斜齒圓柱齒輪轉動慣量3442313.14 7.9 100.119 (0.1420.075 ) 1.132J 2042. 0mkg（4）小斜齒圓柱齒輪轉動慣量344413.14 7.9 100.114 (0.3880.120

54、) 132J 299. 1mkg2、增速器中各段軸的轉動慣量計算查機械設計手冊第四版，第五卷得增速器各段軸的等效轉動慣量計算公式為： （5-5）24332aiJlD式中：哈爾濱劍橋學院畢業(yè)設計- 33 -各軸段長度（m） ；l各軸段直徑（m） ；D傳動比。i（1） 第三軸的轉動慣量344317.9 103.14 (0.132 0.0950.046 0.10532aJ4440.036 0.110.046 0.1050.132 0.095 )266. 0mkg（2）第二軸的轉動慣量3244217.9 103.14 1.1(0.047 0.070.088 0.7532aJ 4440.11 0.850

55、.117 0.0750.047 0.07 )20136. 0mkg（3）第三軸的轉動慣量3244117.9 103.14 3(0.047 0.0760.09 0.0632aJ 44440.085 0.0850.08 0.090.047 0.0680.09 0.078 )20136. 0mkg3、第三軸兩端聯軸器的轉動慣量計算2m1.44kg0.722iJ綜上述計算，得增速器的轉動慣量：1234123ZaaalJJJJJJJJJ 3.7340.7240.042 1.990.060.01360.1335 1.44 21317. 8mkg5.2 飛輪組的設計由上一章設計可知本試驗臺檢測的車輛質量范圍

56、為，根據上一(6 18)t節(jié)的研究得： （5-5）214cGeZmrJJJ哈爾濱劍橋學院畢業(yè)設計- 34 -通過該公式對飛輪的轉動慣量進行計算，并依據此對飛輪組進行設計。5.2.1 飛輪轉動慣量的計算當受檢測車輛的質量為 6 噸時，得：22min0954.181317. 89175.2719. 046000mkgj當受檢測車輛的質量為 18 噸時，得：22max3954.1261317. 89175.2719. 0418000mkgj式中：飛輪最小模擬慣量（） ；mineJ2mkg飛輪最大模擬慣量（） 。maxeJ2mkg我們把第一輸出軸與飛輪相連接，通過聯軸器我們把增速器的輸入軸與滾筒軸鏈接

57、在一起，直齒圓錐-斜齒圓柱齒輪兩級傳動組成了我們的增速器。增速器的總傳動比，即飛輪轉速與滾筒轉速之比：。則以滾筒為基準的飛輪的等效最大3i 14/3/1nn 與最小轉動慣量為：22124minmin0106. 290954.18mkgnnJJf 22124maxmax0439.1493954.126mkgnnJJf本試驗臺當中關于飛輪部分的相應設計具體涵蓋了四個飛輪，在一ABCD、定程度上針對于不同重量的車輛，對這幾個飛輪進行有效組合來實現相應慣量的模擬，其中為較為傳統形式的飛輪，即，對此進行重的車輛A2min0106. 2mkgJJfA6噸相應慣量的有效模擬。在此過程當中，質量級差。相應的慣

58、量級差可以進行2mkg如下表示：220056. 219. 04200031mkgJ其余幾個飛輪對應的慣量可以概括為：20056. 2mkgJJB哈爾濱劍橋學院畢業(yè)設計- 35 - 20112. 42mkgJJC 20168. 63mkgJJD當且僅當生效的時候，可以實現對重為噸的車輛完成相關檢測，僅需對A6進行有效組合，即可實現不同條件下車輛的檢測，具體操作如表 5-1 所ABCD、示：表 5-1 關于飛輪的各種不同布置類型5.2.2 關于飛輪相應尺寸的計算流程飛輪的外徑用 R 來表示，其內徑尺寸用 r 來表示，空心盤相應的厚度用 H 來表示，飛輪具體的慣量可用下式來描述：441()2JRrH

59、由上式得飛輪半徑計算公式：442JRHr由此計算各飛輪齒寸：，A0.038mAr 2mkg0106. 2AJ442 2.01060.0383.14 0.035 7800AR0.262m：，B0.034mBr 2mkg0056. 2BJ442 2.00560.0343.14 0.035 7800BR哈爾濱劍橋學院畢業(yè)設計- 36 - 0.262m：，C0.03mcr 2mkg0112. 4CJ442 4.00120.033.14 0.035 7800CR0.311m：，D0.03mDr 2mkg0618. 6DJ442 6.01680.033.14 0.035 7800DR0.344m5.3 關

60、于滾筒系統相關軸承的選取以及壽命計算5.3.1 進行軸承型號的初級選取基于機械設計手冊相關規(guī)定選取型號為：，32222665KNorC430KNrC 以試驗臺后滾筒的受力為例，取縱向附著系數，橫向附著系數 0.70.3s則：18 1045KN44mgG45 0.731.5KNFG45 0.313.5KNAsFG在各種空間力系的作用下，滾筒對軸承起到支撐的作用，我們對空間力系進行分解，使兩個力系互相垂直并在一個面上，求出他們的大小，垂直平面 V 的受力分析及水平平面 H 的受力分析如圖 5-2，圖 5-3 所示。其中：，。1744mmL 2386mmL 圖 5-1 滾筒受力分析 圖 5-2 垂直

61、面受力哈爾濱劍橋學院畢業(yè)設計- 37 -5.3.2 求軸承所受徑向載荷1、垂直平面的支承反力1122()0r HAFLLGLFr2112Ar HGLFrFLL45 386 13.5 19038674413.10KN2145 13.1031.9KNr Hr HFGF2、求水平面內的支承反力1122()0r VFLLFL2112r VFLFLL31.5 744386744 20.74KN2131.520.7410.76KNr Vr VFFF 圖 5-3 滾筒水平面進行受力分析 圖 5-4 軸向受力分析3、關于徑向載荷的相關計算22222rr Hr VFFF2213.110.7624.53KN221

62、11rr Hr VFFF2231.920.7438.05KN哈爾濱劍橋學院畢業(yè)設計- 38 -5.3.3 求軸承所受軸向載荷軸承內部軸向力： 圓錐滾子內部軸向力2rSFFY查機械設計手冊得：=2Y1138.0513.59KN22 1.4rSFFY2225.539.12KN22 1.4rSFFY 1213.59 13.527.099.12SASFFF所以 2 軸承被壓緊 1 軸承被放松。故：1113.59KNaSFF2113.59 13.527.09KNaSAFFF5.3.4 求軸承的當量動載荷p查機械設計手冊得到42. 0e1113.590.35738.05arFeF查機械設計手冊得到：；01

63、yx2227.091.1224.53arFeF查機械設計手冊得到：24 . 0yx當量動載荷：raPxFyF11 38.050 13.5938.05KNp 20.4 24.532 27.0963.99KNp ，2 軸承為危險軸承。21pp5.3.5 計算軸承壽命哈爾濱劍橋學院畢業(yè)設計- 39 - （5-6）610()60thpf CLnf P其中：溫度系數，在工作溫度不超過時，取其為 1；pf100 C載荷系數，輕微沖擊取值為：；f1.11.2；C軸承基本額定動載荷（KN ）；10/3壽命指數，對滾子軸承?。?；n軸承工作轉速（r/ m i n），取、中大的計算。P軸承當量動載荷（KN ）1P2

64、P610()60thpf CLnf P610/3101 430()60 838.081.2 63.9949679.8h所以軸承壽命滿足要求。5.4 本章小結本章依據檢測原理，對所模擬的各質量段的汽車所需要的慣量系統進行了具體計算，并依據飛輪組所需要的轉動慣量進行了飛輪租的設計，此外還結合對滾筒系統的受力分析，進行了滾筒系統軸承的選取與壽命計算，最終完成了本次試驗臺的設計。哈爾濱劍橋學院畢業(yè)設計- 40 -結 論數月個的學習，通過我的努力，我終于完成了論文的寫作。在這段刻骨銘心的時間里我學到了很多知識，讓我更了解了更多 ABS 系統的知識也有很多感受，研究了目前汽車 ABS 性能測試的現狀，對比

65、分析了傳統的幾種制動性能檢測實驗臺，我開始了獨立的學習和思考，并學習了相關的資料和書籍。基于傳統形式制動方面的基本原理以及相應的原理進行切實有效分析以后，完善了慣性滾筒接觸形式試驗臺的整體ABS性設計，再借助于相應等效動力學原理完成了車輛相應動能方面的有效模擬，對此不僅完成了相關參數的設計，還設計了增速器利用其可提高飛輪的轉速，以較小質量飛輪模擬大噸位汽車的動能，并對滾筒受力分析，驗算了軸承壽命。此次設計解決了我們在建設專用賽道時金錢的浪費，減少了交通事故的發(fā)生，不需要更多的人力物力等問題。通過查閱文獻和書籍，使我的視野更加的開闊了，對汽車的知識更加感興趣了，我期待著汽車的發(fā)展能更快一步哈爾濱

66、劍橋學院畢業(yè)設計- 41 -參考文獻1 陳曉明.汽車 ABS 性能臺架測試技術的研究D.廣州：華南理工大學，20032 王歡.新世紀汽車制動試驗臺發(fā)展評述J.汽車雜志，2003，5：10-113 卲祖峰.3 種制動試驗臺比較與常見檢測問題的分析J.天津汽車，2010，3：30-324 羅日興.歐式制動試驗臺的應用與探討J.汽車運輸，2009，4：40-425 ReportNo.TIB/A95-03775/XAD Gov.Res.Announce.Development of C/C Materials as Vehicle Brakes Index.Materials as Vehicle Brakes Index. 2002：56636 Ei No. EIP97083798，Standard Test Procedure for Passenger Car Brake Components Using Operating Strength.SAE Special Publications .2001：63-747 劉少林，黃德中，許滄栗.汽車 ABS 滾筒式慣性檢測臺的設計J .機電