(同濟大學(xué)汽車學(xué)院，上海 201804)

0 引 言

隨著汽車技術(shù)的日益發(fā)展，尤其是電子技術(shù)越來越多地被集成到汽車零部件上，方便了駕駛員操控車輛，提供了更高的安全性和舒適性。汽車制動系統(tǒng)是車輛底盤的重要組成部分之一，也在不斷的創(chuàng)新和改進中，電子駐車制動系統(tǒng)(Electronic Parking Brake system)簡稱EPB越來越多地運到乘用車上[1]，其可以根據(jù)不同控制策略智能化地應(yīng)對各種不同的工況，具有更高的安全性，更好的舒適性以及良好的人機交互界面，駕駛員只需要通過簡單地按壓或者抬起EPB控制按鈕，即可實現(xiàn)車輛駐車[2～3]。

國內(nèi)外更多的研究EPB控制系統(tǒng)以及控制策略，以此來滿足和擴展EPB的功能，但對處于坡道上的EPB夾緊后出現(xiàn)夾緊力衰退的機理尚無深入研究，尤其是當(dāng)制動盤處于250℃并開始冷卻后導(dǎo)致的夾緊力衰退的研究。針對活塞直徑為38mm的EPB制動器殼體剛度研究，通過試驗驗證的方法，研究不同剛度的殼體通過EPB作用相同夾緊力后，隨著制動盤從250℃開始冷卻后，摩擦片對制動盤夾緊力的衰退，從而用于指導(dǎo)前期EPB制動器設(shè)計。

1 車輛坡道駐車靜力學(xué)分析和EPB制動器殼體設(shè)計

1.1 車輛坡道駐車靜力學(xué)分析

如圖1所示，根據(jù)車輛平衡方程計算可得單個車輛所需要最小制動力矩：

Mreq=0.5mgsin [arctan(aslope)]rTyre

單個制動器駐車時提供的制動力矩：

Mavlb=μ靜Fclreff

式中的變量說明如表1所示：

表1 靜力學(xué)公式變量說明

從圖1可以看到，F(xiàn)cl是摩擦片對制動盤施加的夾緊力，活塞和制動盤視為無變形的剛體，摩擦片在設(shè)計以及試驗均無變化，需要研究的制動器殼體對于高溫冷卻后對夾緊力衰退的影響，所以涉及到的變量只有殼體形狀，其他所有的周邊件以及系統(tǒng)參數(shù)均保持一致，初始設(shè)定的Fcl為17.5kN。

1.2 EPB制動器殼體設(shè)計

1.2.1 三維設(shè)計

通過Catia三維設(shè)計軟件進行殼體設(shè)計，殼體材料相同，設(shè)計了2款38mm缸徑活塞的殼體見圖2，圖3，分別為殼體1和殼體2，其剛度區(qū)別主要體現(xiàn)在橫梁處的設(shè)計。殼體2在橫梁處增加了材料,用于提高其剛度，并通過表2定義了殼體的物理參數(shù)。

表2 主要零件材料定義

1.2.2 殼體剛度的有限元仿真

將Catia中的建模文件轉(zhuǎn)換成STP并導(dǎo)入Abaqus有限元分析模塊中，使用C3D8實體單元劃分網(wǎng)格，如圖4和5。通過在殼體底部施加不同壓力，計算在殼體活塞孔底部中心處的變形量，以此作為殼體剛度的評估。其值見表3，從中可以得出，殼體2的設(shè)計剛度要好于殼體1，即殼體2較殼體1抵抗由制動壓力引起的變形能力更強。

表3 不同壓力下殼體變形有限元仿真數(shù)值

圖1 車輛坡道駐車示意圖和EPB卡鉗夾緊狀態(tài)示意圖

圖2 殼體1三維模型示意圖

圖3 殼體2三維模型示意圖

2 臺架實驗結(jié)果和分析

2.1 臺架殼體剛度測量

殼體變形試驗是為了驗證殼體剛度，制動器通過支架固定于臺架上，為了排除由摩擦片壓縮而引起的誤差，摩擦片用剛塊代替，在殼體的前后分別安放兩個千分表，進油孔與制動軟管相連。對制動器施加0～160bar的連續(xù)制動壓力，測量160bar時的千分表最大度數(shù)即為殼體變形量，如圖6。

圖4 殼體1有限元劃網(wǎng)格后的圖片

圖5 殼體2有限元劃網(wǎng)格后的圖片

根據(jù)圖7和圖8，從試驗結(jié)果可以看出:

(1) 殼體1 和殼體2 的各壓力下的變形結(jié)果趨勢和有限元結(jié)果趨勢吻合。其中殼體1在各壓力下和有限元的結(jié)果匹配較好。殼體2在60bar以下和有限元結(jié)果匹配較好，60bar至160bar，有限元結(jié)果再各壓力下比實測值略高，這可能是由于三維模型和實物存在一些差異，根據(jù)一般鑄造工藝，殼體的尺寸波動引起的局部材料和三維存在誤差，所以個別點和有限元結(jié)果不能非常吻合是可以接受的，但是整體變形趨勢是一致的。

(2) 殼體1的變形量無論是從制動器活塞底部還是制動器外側(cè)，均比殼體2大，殼體1的剛度低于殼體2。這主要是殼體2在橋壁處的材料比殼體1更多，可以更多地抵御相同壓力下的帶來的殼體變形。但是由于殼體是被施加固定夾緊力，當(dāng)其在壓力作用下發(fā)生單位面積變形時，剛度好的殼體單位面積變形時受到的壓力更大，具體反應(yīng)到摩擦片和制動盤間的夾緊力情況變化需要進一步通過系統(tǒng)臺架試驗來驗證。

(3) 殼體1活塞底部變形量比爪部略大，而殼體2則相反。說明殼體2在爪部多增加的材料可以有效地減小爪部的變形，如果殼體1需要減小爪部的變形，只需要在爪部開口處填補材料。

(4)殼體1殼體2 臺架殼體變形結(jié)果見表4表5。

表4 殼體1臺架殼體變形結(jié)果

表5 殼體2臺架殼體變形結(jié)果

① 帶剛塊的制動器總成 ②制動器支架固定板 ③模擬制動盤剛塊

圖7 殼體1臺架剛度測量曲線

圖8 殼體2臺架剛度測量曲線

2.2 系統(tǒng)臺架測試和分析

臺架測試通過電子制動器安裝于汽車后橋上搭建的臺架上，其羊角的軸承和臺架的慣量轉(zhuǎn)動臺相連，通過慣量臺帶動制動盤旋轉(zhuǎn)，模擬汽車行駛過程，同時可以通過控制正反轉(zhuǎn)速模擬汽車前進后退的溜車工況。通過一些固定于卡鉗和臺架上的傳感器，監(jiān)控摩擦片作用于制動盤的夾緊力以及制動盤所受到的扭矩。

圖9 殼體1夾緊力/制動力矩隨時間變化

圖10 殼體2夾緊力/制動力矩隨時間變化

從圖9的試驗結(jié)果曲線可以看到，殼體1隨著時間延長，其夾緊力鑄件逐漸衰退至接近15kN,但制動力矩仍然保持在950Nm至1000Nm,沒有出現(xiàn)制動力矩的衰退。

從圖10的試驗結(jié)果曲線可以看到，殼體2隨著時間的延長，其夾緊力逐漸衰退至13.5kN,制動力矩只有650Nm?？梢姎んw2在500秒后其剩余夾緊力相比殼體1要減少1.5kN,夾緊力衰退變化更大，減少約11%的夾緊力。

從圖11的曲線可以看到，隨著溫度從250℃逐漸減低到20℃，殼體1的EPB夾緊過程中，制動盤幾乎沒有滾動位移，受其傳感器精度影響，前3000秒內(nèi)有0.01m的位移波動，但可視為整車仍然處于一個靜止?fàn)顟B(tài)。在這整個14000s的過程中，約3.9小時內(nèi)，沒有發(fā)生滾動位移。

從圖12的曲線可以看到，隨著溫度從250℃逐漸減低到110℃，制動系統(tǒng)沒有出現(xiàn)滾動位移，但從110℃逐漸減小至接近50℃時，系統(tǒng)出現(xiàn)了較大的滾動位移，滾動值為0.01+0.015+0.019+0.03+0.06=0.134m，即制動盤發(fā)生了0.134m的滾動位移，由于其滾動位移已經(jīng)大于0.1m，故試驗在1100s后終止。

圖11 殼體1溫度時間和滾動距離相對于時間的曲線

圖12 殼體2溫度時間和滾動距離相對于時間的曲線

3 結(jié) 論

通過以上的分析和試驗結(jié)果，我們可以得到：

(1) 制動器殼體橫梁處材料越多，其剛度越好，變形越小。

(2) 在相同缸徑，相同殼體材料，相同摩擦片以及相同電機駐車力作用下，剛度越好，變形越小的殼體會帶來更大的夾緊力衰退，伴隨著制動盤溫度減低后，其夾緊力會收到一定程度得減少，導(dǎo)致有溜車的風(fēng)險。

(3) 后制動器38mm缸徑是最常用的活塞大小，在滿足制動器強度耐久試驗的前提下，通過有限元仿真計算60bar,100bar, 160bar下的殼體變形， 60bar大于0.1mm,100bar大于0.2mm，160bar大于0.3mm，將會對高溫冷卻后夾緊力衰退起到一定積極的作用。

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