綜合駐車式卡鉗的駐車制動系統(tǒng)校核計算

應卓凡

（江淮汽車股份有限公司技術中心）

因盤式制動器相對于鼓式制動器有眾多優(yōu)點，目前乘用車后輪制動器廣泛采用盤式制動器[1]。但由于駐車功能的需要，須加裝駐車制動機構(gòu)，主要有盤中鼓和綜合駐車式卡鉗（Integral Parking Brake，簡稱IPB 卡鉗）2 種方案，前者原理與鼓式制動器相同，后者通過集成在制動鉗內(nèi)的特殊駐車機構(gòu)，將輸入軸駐車驅(qū)動桿的旋轉(zhuǎn)運動轉(zhuǎn)變?yōu)榛钊闹本€運動，從而夾緊制動盤實現(xiàn)駐車。IPB 卡鉗不需要獨立的駐車制動器，因此更為緊湊和經(jīng)濟[2-3]。文章針對IPB 卡鉗的特點，在整車開發(fā)前期計算校核汽車駐車制動性能，并進行了實車驗證。

1 法規(guī)要求

制動性能是汽車的重要使用性能之一，包括行車制動性能和駐車制動性能。汽車駐車制動系統(tǒng)可使已停駛的汽車長時間可靠地停駐在原地或一定坡道上，并具備幫助汽車在坡路上起步和必要時輔助制動的功能[4]。GB 7258—2012，GB 21670—2008，GB 12676—1999 等標準均對車輛駐坡度和駐車手柄操縱力提出明確要求[5-7]，如表 1所示。

表1 乘用車駐車性能的國標要求

2 駐車原理

2.1 IPB卡鉗駐車工作原理

IPB 卡鉗兼具行車制動和駐車制動雙重功能，前者通過液壓傳動機構(gòu)實現(xiàn)制動，而后者則采用機械杠桿機構(gòu)實現(xiàn)制動。其缸體中包括活塞總成和駐車驅(qū)動裝置，IPB 卡鉗結(jié)構(gòu)原理，如圖1所示。駐車驅(qū)動桿端部的鋼球盤對面有固定的鋼球座，兩者的相對面上分別均布3 個沿圓周方向的球用滾道，滾道中間深邊緣淺，內(nèi)嵌金屬球。

駐車功能主要通過駐車驅(qū)動裝置中球盤機構(gòu)實現(xiàn)，如圖2所示。當驅(qū)動桿上鋼球盤旋轉(zhuǎn)時，帶動鋼球在球道中沿斜坡滾動，因球道邊緣深度淺且鋼球座固定不動，故會產(chǎn)生軸向短距位移，推動鋼球盤向內(nèi)移動。鋼球盤內(nèi)移將克服彈簧壓力，依次帶動輸出桿、活塞及摩擦片向內(nèi)移動，與制動盤接觸，實現(xiàn)駐車制動，該機構(gòu)具有較高的力傳遞效率。釋放駐車制動時，驅(qū)動桿與鋼球回到原位，軸向推力解除，輸出桿和活塞分別在回復彈簧和矩形密封圈的作用下回位。

2.2 整車駐車工作原理

整車駐車系統(tǒng)包括駐車操縱手柄、駐車拉絲和駐車執(zhí)行機構(gòu)。駐車制動時，駕駛員拉起駐車操縱手柄，通過連接在手柄平衡板上的駐車拉絲，將操縱行程和力傳遞到IPB 卡鉗的拉臂，帶動拉臂旋轉(zhuǎn)。制動鉗上拉臂的旋轉(zhuǎn)將促動駐車驅(qū)動桿及其端部鋼球盤一同旋轉(zhuǎn)，通過球盤機構(gòu)產(chǎn)生軸向位移和推力，從而實現(xiàn)駐車功能。

汽車在特定坡道上實現(xiàn)可靠的駐車，駐車執(zhí)行機構(gòu)提供的后輪駐車制動力必須能克服整車下滑力。

3 汽車駐車制動系統(tǒng)校核計算

以某車型為例，針對IPB 卡鉗，校核計算駐車制動性能。

3.1 極限駐車坡度計算

計算汽車極限駐車坡度，考察由整車質(zhì)量分布和路面附著系數(shù)決定的最大停駐坡度。整車主要參數(shù)，如表2所示。

表2 整車主要參數(shù)

汽車在上坡道停駐時的后軸附著力（Fφ/N）為：

式中：Fz，——上下坡道路面對后軸的法向反力，N；

φ——附著系數(shù)；

α——坡道傾角，（°）。

汽車可能停駐的極限上下坡傾角可根據(jù)后軸附著力與整車下滑力（Ft/N）相等求得，F(xiàn)t的計算公式為：

由式（1）～式（3）可以推導出：

上坡極限駐車坡度（α1/（°））為：

下坡極限駐車坡度（α1′/（°））為：

經(jīng)計算得出極限駐車坡度，如表3所示，可滿足法規(guī)要求（駐坡度≥20%）。

表3 極限駐車坡度計算結(jié)果

3.2 駐車所需制動力計算

后盤式IPB 卡鉗參數(shù)為：制動有效半徑r=102.5 mm；卡鉗活塞直徑d=34 mm；摩擦因數(shù)μ=0.38；制動盤與摩擦塊間隙ΔS=0.25 mm。

單側(cè)車輪所需駐車制動力矩（Mt/（N·m））為：

所需單側(cè)卡鉗夾緊力（Fc/N）為：

汽車滿載狀態(tài)停駐在20%坡道上，由式（3）得：Ft=2 479.3 N，根據(jù)式（6）和式（7）計算出 Mt=323.6 N·m，F(xiàn)c=4 153.4 N。為考慮連續(xù)制動發(fā)生熱衰退時立即停駐的工況，特計算μ 衰退至0.28 時所需Fc=5 636.8 N。

3.3 駐車手柄提供行程計算

駐車手柄參數(shù)為：駐車手柄杠桿比i0=6.5；手柄初始位置至第1 個齒的角度=7.75°；每齒對應的手柄轉(zhuǎn)動角度=2.75°；駐車手柄總齒數(shù)=15；駐車拉絲作用點至旋轉(zhuǎn)中心距離a=31.4 mm。

駐車手柄操縱行程（轉(zhuǎn)動齒數(shù)）與IPB 卡鉗端駐車拉絲位移（拉臂行程）之間的關系為：

式中：δ——IPB 卡鉗駐車機構(gòu)的拉臂行程，mm；

n——駐車手柄轉(zhuǎn)動齒數(shù)；

ηδ——駐車拉絲行程效率。

駐車拉絲在實際工況下會拉伸變形，不能完全傳遞手柄的行程?？紤]ηδ為50%和60%2 種情況，計算n與δ 的對應關系，結(jié)果如表4所示。

表4 駐車制動力和手柄操縱力計算結(jié)果

3.4 駐車制動力計算

駐車手柄拉起時傳遞至卡鉗端的拉絲行程（即δ），與 Fc及拉臂作用力（T/N）呈近似線性關系[8]，δ 與 Fc的線性關系可用于校核手柄轉(zhuǎn)動每齒所能提供的駐車制動力，δ 與T 的線性關系則可用于反推轉(zhuǎn)動每齒的手柄操縱力。

該車型IPB 卡鉗駐車機構(gòu)的δ，T，F(xiàn)c之間的關系曲線，如圖3所示。因存在駐車機構(gòu)空行程及制動摩擦副間隙，δ 的前段不產(chǎn)生Fc。而T 起始值不為0，是因受回位彈簧回復力影響。

T 與δ 的關系符合特性方程：

Fc與δ 的關系符合特性方程：

通過式（10）可計算得出Fc，結(jié)果如表4所示。結(jié)合文章3.2 節(jié)即可得出：在20%坡道上，當汽車常態(tài)下（μ 取0.38），ηδ取 50%時，9 齒可實現(xiàn)駐車；ηδ取 60%時，7 齒可實現(xiàn)駐車。當發(fā)生制動熱衰退（μ 取 0.28），ηδ取 50%時，10 齒可實現(xiàn)駐車；ηδ取 60%時，8 齒可實現(xiàn)駐車。滿足設計要求。

3.5 駐車手柄操縱力計算

由T 推算駐車手柄操縱力（Fh/N）：

式中：ηf——駐車拉絲負載效率。

當ηf為60%時，駐車手柄轉(zhuǎn)動每齒的操縱力大小，如表4所示。

從表4 可看出，即便存在熱衰退，手柄操縱力也不超過206.8 N，滿足法規(guī)和操作輕便性的要求。

4 實車驗證與結(jié)果分析

在汽車試驗場標準的20%駐車測試坡道上，針對該款車型的試驗車進行駐車性能試驗。試驗結(jié)果為滿載上坡及下坡方位停車，手柄拉起9 齒均可實現(xiàn)可靠駐車，與校核計算結(jié)果基本一致。

綜上，駐車拉絲的行程效率和負載效率對駐車制動力和手柄操縱力影響較大，如能提高將顯著改善汽車駐車性能。IPB 卡鉗的駐車制動力是通過球盤機構(gòu)產(chǎn)生軸向位移，從而推動活塞夾緊制動盤實現(xiàn)的，其關鍵是提供足夠的行程。駐車手柄的結(jié)構(gòu)參數(shù)，尤其是連接拉絲的力臂長度（駐車拉絲作用點至旋轉(zhuǎn)中心的距離），決定了駐車手柄所能提供的行程，對駐車性能影響較大。

5 結(jié)論

汽車駐車制動性能是與安全相關的重要性能，在產(chǎn)品開發(fā)前期，依據(jù)整車參數(shù)以及駐車手柄、拉絲和后IPB 卡鉗參數(shù)，預測駐車手柄操縱行程、操縱力與可駐坡度的關系，及早發(fā)現(xiàn)設計不合理項，可以確保后期實車在法規(guī)規(guī)定的行程和力的范圍內(nèi)實現(xiàn)可靠駐車。