电动真空助力制动系统设计

新能源汽车A 版

电动真空助力制动系统设计

夏青松　杨　华　徐　达　(武汉理工大学)周　荣　(中国汽车技术研究中心)

【摘要】　与传统内燃机汽车相比,电动汽车缺少真空助力制动系统所需的真空源,需增加一个具有足够排气量的电动真空发生系统。现以某型纯电动轿车为例,给出了完整的制动系统的计算参数,对真空助力制动系统的性能进行了分析计算,并根据计算结果,设计了间歇性工作的真空发生系统。整车道路试验表明,所设计的电动真空助力制动系统合理。

【主题词】　电动汽车　制动系统　电动真空泵

收稿日期:2007-07-23

0　前言

目前,为了解决能源危机与环境污染问题,发

展电动汽车在我国已达成共识,但由于技术上的制约及现实国情的因素,我国对电动汽车的各种研究,绝大多数只能在现有内燃机汽车的基础上进行改装。

绝大多数的轿车采用真空助力伺服制动系统,使人力和动力并用。传统内燃机轿车的制动系统真空助力装置的真空源来自于发动机进气歧管,真空度负压一般可达到0.05～0.07MPa 。对于由传统车型改装的纯电动车或燃料电池汽车,发动机总成被拆除后,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负压的真空源。

本文以基于某车型研发的纯电动轿车为例,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,设计了间歇性工作的真空发生系统,为电动真空助力制动系统的设计提供理论依据。

1　真空助力制动系统性能分析与计

算

1.1　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通过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常压室与变压室气压差值。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。

在保持制动系统其他结构不变的情况下,只用电动真空泵替代原发动机驱动的真空泵,在满足制动性能要求的前提下,对所需最小真空度数值进行分析计算。

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,继而求得制动轮缸对制

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动块施加的力及盘式制动器的制动力矩,最后计算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1所示。对于不同车型所装备的不同类型的制动器,需要选择不同的计算公式。以下计算流程是以车轮上的盘式制动器为例;对于鼓式制动器,计算流程相同,只是计算制动轮缸对鼓式制动器力的计算公式的选择不同

。

图1　计算流程图

1.2　计算过程及结果分析

以基于某车型研发的锂电池纯电动轿车为

例,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。

计算汽车前轮最大制动力F B max1与后轮最大制动力F B max2:

F B max1=φ

G L

(L 2+

h g g du

d t

),F B max2

=φG

L (L 1-h g g du d t

)(1)

式中,G 为汽车重力,1175万N;L 为轴距,

2144m;L 1为汽车质心至前轴中心线的距离,11098m;L 2为汽车质心至后轴中心线的距离,11342m;φ为地面附着系数取0.7;h g 为汽车质心

高度,0145m;g 为重力加速度,9.8m ・s -2

;du /d t 为汽车制动减速度。

改装的电动汽车比原车整车质量增大,原车

的前、后轮最大制动力分别为8058N 、3562N ,由计算结果可知,前轮所需的制动力增大,后轮所需的制动力减小。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 。

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,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:

F 2=F 1+1

4

πD 2p (2)F 1/

14πd 22=14πp /14

π(d 21-d 22)(3)

式中,D 为伺服膜片有效直径,0.187m;d 1为

橡胶反作用盘直径,0.025m;d 2为滑柱直径,01012m;p 为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 z 2

14

πD 2m (4)

式中,P m 为制动主缸的输出压力,Pa;F z 2为真空助力器输出力,N;D m 为制动主缸内径,0.025m 。

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 2m 4i p i s ηp ,F p ′=πP m D 2

m 4i p ηp -(i s -1)F 1

i p ηp

(5)

式中,i p 为制动踏板机构的传动比,5;ηp 为制

动踏板机构及制动主缸的机械效率,0.9;i s 为助力比,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 =π4

P m d

2

(6)式中,d 为轮缸直径,0.04m 。