电动真空泵匹配计算书

江铃产品开发技术中心管理标准电动真空泵匹配计算书
前言
2014- - 发布2014- - 实施___________________________________________________ 江铃产品开发技术中心发布
根据已有电动真空泵系统设计规范，计算电动真空泵各项性能参数，保证制动系统能正常运行，符合克服使用要求并且经济、可靠。

本标准由产品开发技术中心提出，综合管理部归口。

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本标准审核人：
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江铃产品开发技术中心管理标准
电动真空泵匹配计算书
1概述
对于纯电动车制动系统由于没有真空动力源而丧失真空助力功能, 仅由人力所
产生的制动力无法满足行车制动的需要, 因此需要对制动系统真空助力装置进行改制, 而改制的核心问题是产生足够压力的真空源。

以往研究人员解决此问题的方法主要是凭借经验选择一个具有足够排气量的电动真空泵。

但是, 考虑到行车时制动的可靠性及能源的节约, 有必要对真空助力制动系统的性能进行合理的分析计算, 以此
为电动真空泵的选择或设计提供理论依据。

因此对其真空助力制动系统进行计算分析, 在保证制动性能的前提下, 设计出
合理的所需真空度, 为电动真空泵的选型提供理论依据。

2电动真空助力制动系统
2.1 电动真空泵的选择
2.1.1 根据整车低压电源供电，电动真空泵采用12V 直流电源。

如电动真空泵
采用直接相连的方案, 一旦真空泵接通12V 电源，真空泵就开始持续工作，这样的
工作情况比较苛刻，根据整车道路试验情况，电动真空泵容易出现损坏的情况。

2.1.2 真空泵是汽车制动系统的安全部件,为保证电动汽车的易操纵性和安全性, 考虑到真空助力制动系统中真空泵的寿命,电动真空泵的结构选择为有刷电动
真空泵。

2.1.3考虑真空系统能源的消耗，综合整车低压供电与DCDC输出功率计算结果，建议电动真空泵功率不大于50W；为减少整车质量以及同功率电动真空泵重量经验值，电动真空泵的毛重不大于2.8Kg。

2.1.4 根据对电动汽车上所需的真空泵排气量, 选择排气量>39L/min的电动真
空泵。

2.1.5 采用真空泵控制单元, 根据对该真空泵试验分析和实际的汽车操纵需要, 使用合适的真空压力延时开关,对真空泵做出实时关闭或开启指令；
2.1.6 增加控制单元后, 须配备2L真空储能罐,以保证汽车操纵及汽车安全的
需要。

由此, 电动真空助力制动系统的基本构成如图1所示。

图1 电动真空助力制动系统基本结构
2.2 控制策略
真空泵采用间歇性工作的模式, 给真空泵配备一个控制单元, 根据实验和计算
结果, 该控制单元的控制策略定为:
●接通汽车12V 电源, 压力延时开关闭合, 真空泵大约工作30 秒后开关断开, 此时真空罐内压力大约为- 80kPa;
●当真空罐内压力增加到- 50kPa 时, 压力延时开关再次闭合;
●当真空罐内压力增加到大约- 30kPa 时, 压力报警器发出信号;
如果真空泵控制开关有很明显的短时间开启和关闭, 说明发生了泄漏。

根据这
个控制策略, 设计的间歇性真空发生系统。

因此，真空泵的最大真空度要求大于-0.085MPa，工作真空度应在-0.050～
-0.080MPa之间，才能保证制动系统正常。

2.3 工作原理
基本工作原理为：当驾驶员发动汽车时，12V 电源接通，压力延时开关和压力
报警器开始压力自检，如果真空罐内的真空度小于50kPa，压力膜片将会挤压触点，从而接通电源，真空泵开始工作；当真空度增加到50kPa 时，压力延时开关断开, 然后通过延时继电器使真空泵继续工作大约30 秒后停止；每次驾驶员有制动动作时, 压力延时开关都会自检, 从而判断电动真空泵是否应该工作; 如果真空罐内的真空
度低于34kPa 时, 真空助力器不能提供有效的真空助力, 此时压力报警器将会发出
信号, 提醒驾驶员注意行车速度。

3 真空助力制动系统性能分析与计算
3.1 性能分析与计算方法
原车制动系统采用双管路液压- 真空助力制动系统, 前制动器采用双膜片式真空助力器, 4 轮缸对称式制动钳和盘式制动器。

真空助力器安装于制动踏板和制动主缸之间, 由踏板通过推杆直接操纵。

助力器与踏板产生的力叠加在一起作用在制动主缸推杆上, 以提高制动主缸的输出压力。

真空助力器的真空伺服气室由带有橡胶膜片的活塞分为常压室与变压室, 一般常压室的真空度为60～80kPa, 即真空泵可以提供的真空度大小。

真空助力器所能提供助力的大小取决于其常压室与变压室气压差值的大小。

当变压室的真空度达到外界大气压时, 真空助力器可以提供最大的制动助力。

利用真空助力器的输入、输出特性, 可以求得踏板力与液压输出特性, 继而可以求得制动轮缸对制动块施加的力及盘式制动器的制动力矩, 最后计算得出真空助力制动系统所需要的最小真空度值,计算流程如图2所示。

图2 计算流程图
2.2 计算过程及结果分析
2.2.1 制动力计算
在保证制动性能的前提下, 设计出合理的所需真空度大小。

计算汽车前轮最大
制动力F
Bmax1与后轮最大制动力F
Bmax2
:
F Bmax1=φG(L2+h g·du/g·dt)/L，F Bmax2=φG(L1+h g·du/g·dt)/L (1)
式中 G———汽车重力, 60000 N
L———轴距, 3.36 m
L
1
———汽车质心至前轴中心线的距离,1.456m
L
2
———汽车质心至后轴中心线的距离,1.874m
φ———地面附着系数取 0.7
h g———汽车质心高度, 1.25m
G———重力加速度, 9.8m·s- 2
du/dt———汽车制动减速度
由式(1)计算得电动汽车所需的前后轮最大制动力为38319N, 13931N。

为了保证制动的可靠性, 对制动系统前轮产生的制动力进行分析计算, 其目的是计算制动系统所需要的最小真空度。

根据真空助力器的工作原理, 可以近似地求出与真空助力
器的最大助力点对应的输入力F
1与输出力F
2
,最大助力点的输出力与输入力之比, 即
助力比i s。

2.2.2 助力器制动力计算
设真空助力器变压腔的真空度为零, 不考虑助力器的机械效率, 且忽略复位弹簧的反力和制动主缸推杆截面积的影响, 可列出下列平衡方程式:
F2=F1+ 1/4πD2P (2)
F1/ 0.25πd22= 0.25πp/ 0.25π(d12- d22) (3)
式中 D———伺服膜片有效直径, 0.187m
d
1
———橡胶反作用盘直径, 0.025m
d
2
———滑柱直径, 0.012m
P———真空助力器常压腔的真空度, Pa。

根据( 4) 式计算真空助力器工作特性, 可以求得液压输出大小。

P m=F z2/0.25πD m2 (4)
式中P
m
———制动主缸的输出压力, Pa
F
z2
———真空助力器输出力, N
D
m
———制动主缸内径, 0.035m 2.2.3 制动踏板力计算
最大助力点前制动踏板力F
p 和后制动踏板力F'
p
为:
F p=πP m D m2/4i p i sηp，F'p=πP m D m2/4i pηp-(i s- 1)F1/i pηp (5)
式中i
p
———制动踏板机构的传动比, 5
ηp———制动踏板机构及制动主缸的机械效率, 0.9
i s———助力比, 3.98
根据式(5) 可以求出不同真空度时踏板力与液压输出特性。

由制动主缸的输出
压力P
m
, 根据(6) 式计算制动轮缸对制动块施加的力P。

P= πP m d2 /4 (6)
式中 d———轮缸直径, 0.04m
计算盘式制动器的制动力矩T f, 及制动力F f:
T f =2fPR, Ff=T
f
/r
e
(7)
式中 f———摩擦因数, 0.7
R———作用半径, 0.147m
r
e
———车轮有效半径, 0.44m
2.2.4 参数符合性
设定最初输入真空度值为80kPa, 步长Δp=- 1kPa, 当计算出的制动器的制动力小于车轮需要的最大制动力38.519kN 时, 运算停止, 输出上一步的真空度值作为真空助力制动系统所需要的最小真空度值。

计算结果表明:电动汽车需要的最小真空度是44kPa, 此时, 在踏板力满足设计要求的情况下, 计算所得制动器的制动力为
38.623kN。

3 电动真空泵参数确定
根据上述计算，电动真空泵的设计参数如表1所示。