白澤文 陳海 楊永健 曹廣新
(1.中國(guó)第一汽車(chē)股份有限公司 研發(fā)總院,長(zhǎng)春130013; 2.汽車(chē)振動(dòng)噪聲與安全控制綜合技術(shù)國(guó)家重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室, 長(zhǎng)春130013)
主題詞:制動(dòng)踏板感覺(jué) 道路試驗(yàn) 制動(dòng)力分配 摩擦片
隨著乘用車(chē)保有量的快速增加,用戶(hù)對(duì)汽車(chē)的安全性、舒適性提出了更高的要求,更多關(guān)注制動(dòng)踏板感受。用戶(hù)通常抱怨的問(wèn)題有剎車(chē)偏軟、空行程過(guò)長(zhǎng)、踏力過(guò)沉、線(xiàn)性感差等。因此要求汽車(chē)整車(chē)生產(chǎn)廠(chǎng)商應(yīng)更加重視制動(dòng)踏板感覺(jué)性能的開(kāi)發(fā)。
汽車(chē)廠(chǎng)商及研發(fā)機(jī)構(gòu)有嚴(yán)格的試驗(yàn)標(biāo)準(zhǔn),來(lái)規(guī)范客觀(guān)試驗(yàn)的試驗(yàn)條件、儀器設(shè)備、試驗(yàn)方法以及數(shù)據(jù)處理。試驗(yàn)條件規(guī)范的主要方面有:試驗(yàn)載荷、試驗(yàn)路面、制動(dòng)磨合。本文所采用的制動(dòng)踏板感覺(jué)道路試驗(yàn)方法是,首先車(chē)輛以規(guī)范的預(yù)熱方法行駛,使制動(dòng)器的平均溫度達(dá)到規(guī)范要求。然后將車(chē)輛加速至105 km/h 滑行,車(chē)速下降至100 km/h 時(shí),以一定的踩踏速率進(jìn)行緩制動(dòng)。
試驗(yàn)中使用傳感器采集緩制動(dòng)過(guò)程中車(chē)速、車(chē)輛減速度、制動(dòng)踏板行程、制動(dòng)踏板力、前后制動(dòng)輪缸壓力參數(shù)的時(shí)間歷程,其中踏板力、踏板行程傳感器的安裝如圖1所示。通過(guò)道路試驗(yàn)獲得踏板力—車(chē)輛減速度、踏板行程—車(chē)輛減速度、踏板力—踏板行程、制動(dòng)主缸壓力—車(chē)輛減速度的關(guān)系曲線(xiàn),構(gòu)成制動(dòng)踏板特性的客觀(guān)測(cè)量結(jié)果[1]。
圖1 踏板力、踏板行程傳感器的安裝
某C 級(jí)乘用車(chē),表1 為車(chē)輛及制動(dòng)系統(tǒng)的相關(guān)參數(shù)。駕駛員反饋制動(dòng)踏板踏力的線(xiàn)性度差、后期偏沉,主觀(guān)感受制動(dòng)效能較差,特別在需要較大減速度時(shí),制動(dòng)信心不足。
通過(guò)道路試驗(yàn)得到制動(dòng)踏板感覺(jué)的特性曲線(xiàn),踏板力與車(chē)輛減速度的關(guān)系曲線(xiàn)如圖2,可見(jiàn)在減速度大于7 m/s2后,踏板力線(xiàn)性感變化,踏板力梯度明顯變大,踏板力表現(xiàn)逐漸偏沉。在減速度為10 m/s2時(shí),踏板力為232 N 偏沉,之后ABS 起作用。前制動(dòng)器壓力與后制動(dòng)器壓力、減速度的關(guān)系曲線(xiàn)如圖3,可見(jiàn)在減速度大于7 m/s2后,EBD 介入限制后輪壓力為6.3 MPa,之后車(chē)輛效能減弱,與主觀(guān)感受一致。
表1 車(chē)輛及制動(dòng)系統(tǒng)相關(guān)參數(shù)
圖2 制動(dòng)踏板力—減速度曲線(xiàn)
圖3 前制動(dòng)器壓力—后制動(dòng)器壓力、減速度曲線(xiàn)
為獲得前、后輪制動(dòng)器壓力與制動(dòng)力矩的數(shù)據(jù),車(chē)輛安裝扭矩輪并取消EBD 后進(jìn)行道路試驗(yàn),如圖4所示。試驗(yàn)時(shí)車(chē)輪及制動(dòng)系統(tǒng)零件受力情況如圖5所示[2],單個(gè)車(chē)輪制動(dòng)器產(chǎn)生的摩擦力矩為[3]見(jiàn)式(1)。
式中:Tμ為制動(dòng)器摩擦力矩;P 為制動(dòng)器輪缸壓力;d 為制動(dòng)器等效缸徑;Re為制動(dòng)器等效制動(dòng)半徑。由表1中制動(dòng)系統(tǒng)相關(guān)參數(shù)、扭矩輪試驗(yàn)數(shù)據(jù),計(jì)算得到前、后制動(dòng)器摩擦片的摩擦系數(shù)μf1、μr1,如表2 所示??梢?jiàn)摩擦片的摩擦系數(shù)沒(méi)有高壓衰退的現(xiàn)象,不會(huì)影響整車(chē)的制動(dòng)效能。前、后制動(dòng)器的制動(dòng)力分配系數(shù)β=0.60,根據(jù)開(kāi)發(fā)經(jīng)驗(yàn)值0.60≤β≤0.75,確定制動(dòng)力分配系數(shù)偏小,導(dǎo)致EBD 限壓后整車(chē)效能有一定程度降低。
表2 前、后制動(dòng)器摩擦片的摩擦系數(shù)
圖4 車(chē)輛扭矩輪道路試驗(yàn)
圖5 試驗(yàn)中車(chē)輪、制動(dòng)系統(tǒng)受力情況
因此首先需要盡可能的提高EBD 限壓,釋放后軸的制動(dòng)效能,然后增強(qiáng)前軸的制動(dòng)效能,以提高制動(dòng)力分配系數(shù),減弱EBD 限壓對(duì)整車(chē)效能的影響。由于EBD 標(biāo)定為供應(yīng)商完成,其調(diào)整范圍較小,在EBD 限壓提高1 MPa 后,即后軸壓力由6.3 MPa 增加至7.3 MPa,由表1 中參數(shù)及摩擦片系數(shù)測(cè)量值計(jì)算可知,在減速度為10 m/s2時(shí),制動(dòng)踏板力Q 由243 N降低至229 N,減小14 N,可見(jiàn)提高EBD 限壓對(duì)踏板力的改善效果不明顯。
地面對(duì)單個(gè)前輪產(chǎn)生的制動(dòng)力Fxb1見(jiàn)式(2)。
由式(2)可知,提高前軸制動(dòng)力的方法有:增大等效制動(dòng)半徑、減小車(chē)輪半徑、增大輪缸缸徑、增大輪缸壓力(不能提高制動(dòng)力分配系數(shù))、增大摩擦片摩擦系數(shù)。因?yàn)樵诋a(chǎn)品開(kāi)發(fā)中,制動(dòng)器、制動(dòng)盤(pán)等零件是延用其他成熟車(chē)型,車(chē)輪參數(shù)在此階段已凍結(jié),所以采用增大摩擦片摩擦系數(shù)的方案。
制動(dòng)踏板力Q 經(jīng)制動(dòng)踏板和真空助力器放大,由制動(dòng)主缸產(chǎn)生液壓力,如圖5 所示。其中真空助力器助力比Rv見(jiàn)式(3)。
式中:Q 為制動(dòng)踏板力。根據(jù)道路試驗(yàn)采集到的數(shù)據(jù),在制動(dòng)減速度為10 m/s2時(shí),踏板力Q=232 N,制動(dòng)主缸壓力Pm1=10.59 MPa,代入表1 中參數(shù)計(jì)算得Rv=7.5。
由于EBD 對(duì)后輪的限壓與車(chē)輪的滑移率相關(guān),忽略在多次試驗(yàn)中限壓值的變化,及制動(dòng)減速度為10 m/s2時(shí)助力器助力比的變化量。設(shè)定改進(jìn)目標(biāo)為制動(dòng)減速度10 m/s2時(shí),踏板力170 N≤Q≤200 N,由式(3)計(jì)算主缸壓力(前軸壓力)7.80 MPa≤Pm2≤9.18 MPa,此時(shí)后軸壓力被EBD 限制為6.3 MPa。由式(2)計(jì)算得到單個(gè)后輪的制動(dòng)力Fxb2=3 317 N。則單個(gè)前輪的制動(dòng)力Fxb1=8 858 N。由式(2)代入前軸壓力范圍,計(jì)算得到前制動(dòng)器摩擦片的摩擦系數(shù)0.38≤μf2≤0.45。
為控制因前片系數(shù)提高過(guò)大,在制動(dòng)過(guò)程中主缸壓力與初始狀態(tài)相比降低過(guò)多,導(dǎo)致制動(dòng)踏板行程與減速度的關(guān)系變化過(guò)多,影響踏板感覺(jué)的主觀(guān)感受。結(jié)合實(shí)際開(kāi)發(fā)中備選的摩擦片零件型號(hào),確定前制動(dòng)器摩擦片零件的摩擦系數(shù)為μf2=0.38。
車(chē)輛前制動(dòng)器換裝摩擦系數(shù)μf2=0.38 的摩擦片后,經(jīng)過(guò)道路試驗(yàn)采集踏板感覺(jué)數(shù)據(jù)。由圖6可知,與初始狀態(tài)(前制動(dòng)器摩擦片摩擦系數(shù)μf1=0.33)相比較,踏力線(xiàn)性度變好,整體踏力減輕,尤其制動(dòng)后期踏力明顯改善。
圖6 前制動(dòng)器不同摩擦系數(shù)踏板力—減速度曲線(xiàn)
減速度為10 m/s2時(shí),試驗(yàn)采集到的制動(dòng)踏板力Q 由232 N 降低至177 N,減小55 N,目標(biāo)踏力達(dá)成??梢?jiàn)提高前制動(dòng)器摩擦片系數(shù)對(duì)踏板力的改善效果明顯。由圖7 可知,EBD 作用時(shí)限壓約5.7 MPa,較初始狀態(tài)(EBD 限壓約6.3 MPa)更低一點(diǎn),原因是前制動(dòng)器能力提升后,同等前輪壓力水平下,整車(chē)的制動(dòng)強(qiáng)度增加,軸荷轉(zhuǎn)移增加,后輪滑移率增加的更為迅速,故EBD 限壓會(huì)更早。但制動(dòng)力分配系數(shù)提高后,整車(chē)制動(dòng)效能下降較少。再次進(jìn)行扭矩輪試驗(yàn),得到制動(dòng)力分配系數(shù)β=0.63。可見(jiàn)提高制動(dòng)力分配系數(shù)后,能夠有效改善EBD 限壓對(duì)制動(dòng)效能的影響。
圖7 改進(jìn)后前制動(dòng)器壓力—后制動(dòng)器壓力、減速度曲線(xiàn)
本文基于制動(dòng)踏板感覺(jué)道路試驗(yàn)方法,對(duì)某車(chē)型的制動(dòng)踏板感覺(jué)進(jìn)行客觀(guān)試驗(yàn),分析存在的問(wèn)題。通過(guò)扭矩輪試驗(yàn),得到前、后制動(dòng)器制動(dòng)力的分配系數(shù)β=0.60,結(jié)合制動(dòng)踏板特性的客觀(guān)測(cè)量結(jié)果、扭矩輪試驗(yàn)數(shù)據(jù)和開(kāi)發(fā)經(jīng)驗(yàn),確定制動(dòng)力分配系數(shù)偏小是導(dǎo)致EBD作用后制動(dòng)效能、踏板感覺(jué)變差的主要原因。
本文提出的方案是首先提高EBD 的限壓,釋放后軸的制動(dòng)效能,然后由踏板力的目標(biāo)范圍值,結(jié)合實(shí)際開(kāi)發(fā),前制動(dòng)器采用摩擦系數(shù)為μf2=0.38 的摩擦片。增強(qiáng)前軸的制動(dòng)效能后,制動(dòng)力的分配系數(shù)提高為β=0.63。最后通過(guò)道路試驗(yàn)驗(yàn)證有效減弱了EBD 限壓對(duì)整車(chē)效能的影響,改善了制動(dòng)踏板線(xiàn)性度差、制動(dòng)后期踏力偏沉的問(wèn)題。