新型電子駐車鼓式制動器匹配設計與功能驗證＊

王軍年 劉軼材 馬浩凱 李爭一 左記祥

（吉林大學，汽車仿真與控制國家重點實驗室，長春 130025）

主題詞：電子駐車制動 鼓式制動器 自鎖 強度 MATLAB/Simscape仿真

1 前言

電子駐車制動（Electric Parking Brake，EPB）系統(tǒng)已成為汽車線控制動系統(tǒng)的重要組成部分[1]，廣泛應用于乘用車中[2]。由于結構的特殊性，目前布置在輪邊的電子駐車制動機電系統(tǒng)普遍應用盤式制動器[3]。鼓式制動器制動效能高[4]、成本低、耐用程度高[5]，仍廣泛應用在經(jīng)濟型轎車、微型客車，以及輕、中型載貨汽車中[6]。而隨著汽車先進控制系統(tǒng)成本降低，技術逐步下放，此類汽車的安全便利性電控系統(tǒng)的配備需求也越加迫切，因此開發(fā)高集成、低成本的鼓式電子駐車制動系統(tǒng)具有很好的工程應用價值。

現(xiàn)有專利技術中涉及的電子駐車鼓式制動機電系統(tǒng)沒有布置在輪邊，而是選擇了成本較低的直接利用電機拖拽拉線實施駐車制動的方案[7]。此方案對制動底板背部的軸向和徑向空間尺寸提出了較高要求，并且在使用過程中制動拉線容易出現(xiàn)變形松動，會增加維護成本和駕駛室噪聲。另外，還有一些電子駐車鼓式制動器利用絲杠螺母機構直接促動兩制動蹄實施電子駐車制動[8]。該促動方式本質(zhì)上屬于不等促動力、等位移的鼓式制動方案，導致制動器制動力不能充分發(fā)揮和兩蹄片磨損不均，另外，其傳動鏈長，且對于制動底板后方的徑向空間和軸向空間都有較高要求。

在分析現(xiàn)有技術優(yōu)缺點的基礎上，本文提出一種機械結構較為簡單、便于安裝且能夠節(jié)省有限的徑向空間的新型電子駐車鼓式制動器，并根據(jù)某A0 級車輛的參數(shù)，匹配設計該電子駐車鼓式制動器的傳動機構和自鎖機構的關鍵結構參數(shù)，并對受力較大的自鎖機構進行CAE 強度校核，最后基于MATLAB/Simscape 搭建整車模型，對該系統(tǒng)進行功能驗證。

2 電子駐車鼓式制動器工作原理

2.1 結構方案設計

本文所述的新型電子駐車鼓式制動器結構主要由沿軸向依次布置的鼓式制動器、齒輪推桿機構和步進電機減速裝置組成[9]，如圖1 所示。固定在制動器底板背面的步進電機減速裝置（圖中未示出）主要由行星齒輪減速器、步進電機組成，其通過同軸連接的齒輪推桿機構與鼓式制動器10 連接。鼓式制動器部分由制動鼓、制動輪缸11、回位彈簧12、制動蹄腹板13、制動蹄片15、底板14組成。齒輪推桿機構由傳動部分20和自鎖部分30組成。傳動部分如圖1、圖2所示，端面帶有棘輪的齒輪25與另外2個偏心銷齒輪24組成的定軸輪系在運動的過程中帶動推桿22，可促動制動器的蹄片張開。自鎖部分如圖1、圖3 所示，該部分各零件依次同軸布置，其中自鎖圓筒31 的一端端面帶有鋸齒狀棘爪，另一端面帶有一圓形環(huán)槽以放置彈簧32，其圓周外側軸向均布有矩形花鍵，用于與固連在制動器底板上的導軌套33 的鍵槽相互配合，以達到導軌只約束其旋轉而不影響其沿軸向往復運動的目的。

圖3 電子駐車鼓式制動器自鎖部分結構

圖2 電子駐車鼓式制動器傳動部分結構

圖1 電子駐車鼓式制動器結構

當車輛由正常行駛進入行車制動工況時，鼓式制動器的蹄片在制動器液壓輪缸作用下繞各自支點轉動至張開，直至與制動鼓接觸產(chǎn)生行車制動摩擦力矩。此過程中，由于制動蹄腹板上的弧形孔位設計余量的存在，不會對行車制動的施加與解除產(chǎn)生任何影響。

2.2 系統(tǒng)控制流程

當車輛進入駐車制動工況時，步進電機減速裝置通電開始工作，帶動齒輪推桿機構傳動部分的曲柄連桿機構運動，使2個蹄片逐漸張開并施加一定的壓力。當步進電機斷電后，自鎖圓筒和齒輪上的棘輪在彈簧的彈力作用下相互接觸咬合，使得蹄片無法返回初始位置，以此實現(xiàn)斷電自鎖。

當駕駛員起動車輛，發(fā)出解除駐車制動的指令時，固連在導軌內(nèi)部的電磁鐵通電，電磁力克服彈簧的作用力吸引自鎖圓筒沿軸向移動到導軌內(nèi)部的軸肩上，使棘輪棘爪機構克服彈簧彈力分離，此時，鼓式制動器的回位彈簧將蹄片拉回初始位置，從而解除駐車制動?？刂屏鞒倘鐖D4所示。

圖4 電子駐車鼓式制動器控制流程

3 電子駐車鼓式制動器零部件設計

3.1 制動器駐車制動力計算

按照GB 7258—2017《機動車運行安全技術條件》的要求，在空載狀態(tài)下，駐車制動裝置應能保證車輛在坡度為20%，輪胎與路面的附著系數(shù)不小于0.7 的坡道上正、反兩個方向保持固定不動，時間不小于2 min。本文選用某A0 級轎車數(shù)據(jù)進行設計，其后輪為鼓式制動器，整車參數(shù)如表1所示。

表1 整車參數(shù)

如圖5所示，汽車在坡道上應長時間保持靜平衡，即車輛駐車制動力應不小于汽車自身重力在坡道方向的分力，且一般只有后輪存在駐車制動力，因此，可求得汽車后輪所需駐車制動力Fxb及單側車輪的制動力矩Ts：

圖5 車輛駐車制動受力情況

式中，k為安全因數(shù)，由于駐車制動系統(tǒng)的安全性要求，取k=1.5；α為坡度角，根據(jù)駐坡法規(guī)要求坡度20%，取α=11.3°。

帶入表1中的數(shù)據(jù)，計算得Ts=497 N·m。初選電機額定功率P=2 kW，額定轉速n=500 r/min。電機經(jīng)減速器減速增扭后應達到單側所需制動力矩，由Ts=9 550Pi/n，計算可得行星齒輪減速器傳動比i=13.0。由nout=n/i，可根據(jù)計算得到減速器輸出轉速nout=38.4 r/min。對于鼓式制動器襯片與制動鼓通常預留的0.2 mm制動間隙而言，該轉速下制動間隙消除時間約為0.05 s，滿足駐車制動0.3～0.5 s的響應時間要求[10]。

3.2 齒輪組的結構參數(shù)設計

為保證蹄片可靠張開，且盡量縮小結構尺寸，便于加工，選擇圓柱斜齒輪進行齒輪結構設計。該齒輪的作用為使制動蹄片張開，故需要其承受足夠的壓力并有較長的使用壽命。故齒輪材料選用綜合性能較好的40MnB，并采用表面淬火，為硬齒面，選擇8 級精度加工。

考慮整套機構位于2個制動蹄內(nèi)部，因此要求結構較為緊湊，分別取中間齒輪齒數(shù)z1=17，兩側齒輪齒數(shù)z2=18，螺旋角β=20°。

齒輪為硬齒面，因此按彎曲強度理論進行設計，按式（3）計算初選斜齒輪法面模數(shù)mnt：

式中，T1為輸入齒輪的名義轉矩，由電機額定功率P和減速器輸出轉速nout確定；Kt為載荷系數(shù)，初選Kt=2.0；ψd為齒寬系數(shù)，查表后取0.40；Yε為重合度系數(shù)，查閱機械設計手冊后計算得Yε=0.72；Yβ=0.85 為螺旋角系數(shù)；為比較系數(shù)，取兩齒輪較小值0.012。

初算mnt>4.82，根據(jù)齒輪線速度v修正載荷系數(shù)，取K=1.87，代入式（4）：

計算得最小法面模數(shù)mn=4.72，因此取模數(shù)mn=5。將齒輪中心距圓整為93 mm，則修正后螺旋角β=19.803 5°。因此可計算得到齒輪分度圓直徑d1、d2與寬度b：

綜上，取d1=90.3 mm、d2=95.6 mm、b=36.1 mm，齒輪中心距圓整為93 mm，修正后螺旋角β=19.803 5°。該組齒輪可以放入制動蹄片之間，根據(jù)齒輪接觸強度理論進行校驗，接觸強度足夠，設計合理。

3.3 軸系的結構參數(shù)設計

首先進行中間軸的設計，中間軸為傳動軸，因此按照扭轉強度條件進行設計。由電機額定功率P=2 kW，單側車輪制動力矩Ts=497 N·m，選擇45#鋼，經(jīng)查閱系數(shù)C取值范圍為107～118，取C=109，故中間軸的最小直徑Dlmin為：

考慮到鍵槽的存在將削弱軸的強度，兩端設計直徑為：

計算得Dlmin=40.6 mm，中間軸直徑D1=41.8 mm。

然后進行固定軸的設計，由于固定軸為轉軸，計算軸的受力情況后根據(jù)彎扭組合強度理論設計軸的直徑。由于齒輪為斜齒輪，除摩擦力外，齒輪嚙合時受力在分度圓上分解為相互垂直的3個分力：

式中，αa=20°為分度圓壓力角；Ft=11 000.3 N為圓周力；Fr=4 256.3 N 為徑向力；Fa=3 961.9 N 為軸向力，并考慮推桿對其受力。

由于推桿為二力桿件，其承受壓力Fp與圓周力Ft的關系為：

式中，θ為推桿與齒輪切線的夾角，最大為45°。

計算得推桿最大壓力Fpmax=7 780.3 N。根據(jù)彎扭組合理論進行設計，并取安全系數(shù)S=2，應力折算系數(shù)α=1，計算得支撐軸設計直徑D2=34.2 mm，為便于滾針軸承的選取，取整后為35 mm。為保證齒輪定位可靠，軸肩尺寸取38 mm。

3.4 自鎖機構參數(shù)設計及CAE分析

自鎖結構的設計關鍵在于棘輪棘爪處的參數(shù)，但由于類似結構沒有成型的設計公式，只能根據(jù)經(jīng)驗設計。根據(jù)其承受力矩為Ts=497 N·m，對于自鎖圓筒，預設棘輪機構的最大直徑和最小直徑分別為Djmax=66 mm和Djmin=35 mm，此時計算棘輪分度圓直徑Dj=(Djmax+Djmin)/2=50.5 mm，取齒數(shù)zj=29。對于配套端面帶棘輪的齒輪結構，考慮到導向平順性及結構強度，選擇導軌數(shù)量為6條，整體結構綜合考慮使用強度需求和不過分增加簧下質(zhì)量要求，采用結構鋼材料。

由于制動器的自鎖結構部分受力復雜，難以進行計算校核，對其部分設計結構進行CAE分析校核。由于在駐車制動過程中，電子駐車鼓式制動器的自鎖機構所受載荷為靜載荷，并以前文推得的制動力矩為計算的輸入條件，對自鎖結構各零件進行強度分析。電子駐車鼓式制動器自鎖結構及從動齒輪應力分布云圖如圖6所示。

圖6 應力分布云圖

由CAE 分析可知：端面有棘爪的齒輪應力集中處為棘爪根部，最大應力40.7 MPa；自鎖圓筒應力集中處為其外圓表面、花鍵與棘爪底部端面3 個面的交點，最大應力184.6 MPa；導軌套受力面為花鍵槽側面，最大應力67.9 MPa；偏心銷的最大應力分布在其與齒輪配合截面處，最大應力294.8 MPa；推桿的最大應力分布在其與偏心銷配合位置，最大應力54.8 MPa。各結構靜載應力均小于材料許用應力。綜上，零件強度足夠，設計可靠。

4 整車應用仿真驗證

4.1 整車模型的建立

為驗證提出的新型電子駐車鼓式制動器的制動性能以及參數(shù)匹配的合理性，基于物理系統(tǒng)仿真軟件MATLAB/Simscape 搭建A0 級車輛縱向仿真模型，包括動力系統(tǒng)、行車制動系統(tǒng)，并建立含有直流電機、減速器及齒輪傳動的電子駐車制動系統(tǒng)，參數(shù)與設計值相同。對駐車制動過程進行仿真分析，模型如圖7所示。整車模型的關鍵參數(shù)見表1，輪胎采用魔術公式模型，其有效直徑為464 mm。

圖7 Simscape仿真模型

根據(jù)制動法規(guī)，在仿真中選擇在坡度為20%，路面附著系數(shù)為0.75的良好路面上進行駐車制動。預設駐車制動開始前，汽車已通過行車制動機構減速至5 km/h，并且不考慮風速影響。試驗中，變速器擋位處于空擋，離合器不接合，并且不進行行車制動，驗證駐車制動系統(tǒng)效能。

4.2 仿真結果

在Simscape內(nèi)置求解器中進行仿真求解，仿真結果如圖8 所示，在駐車制動機構內(nèi)電機作用下，后輪制動力矩迅速達到需求制動力矩，而駐車制動系統(tǒng)不影響前輪，因此前輪制動力矩為零（圖中省略）。在電子駐車鼓式制動器的作用下，汽車以5 km/h初速度在0.44 s內(nèi)迅速停止，制動距離為0.3 m，并在坡度為20%的坡道上穩(wěn)定完成駐車過程。仿真結果表明，該電子駐車鼓式制動器可以快速動作，產(chǎn)生足夠的駐車制動力矩，使車輛平穩(wěn)實現(xiàn)駐車制動，驗證結果有效。

圖8 仿真結果

5 結束語

本文提出了一種新型的電子駐車鼓式制動器，基于某A0 級轎車進行關鍵結構參數(shù)的設計，對關鍵自鎖機構進行了CAE 強度校核，最后進行了應用于整車的仿真驗證。仿真結果表明，本文提出的電子駐車鼓式制動器方案設計合理，該制動器能滿足車輛20%坡道上駐車制動的相關法規(guī)要求，且響應迅速、制動可靠。另外，還具有機械結構簡單、空間利用率高、安全自鎖等優(yōu)點，可以有效提高采用鼓式制動器的經(jīng)濟型乘用車和輕型商用車的底盤電子化水平。