CN105004535B - 一种制动器的p‑v关系测试方法 - Google Patents

Abstract

本发明涉及一种制动器的P‑V关系测试方法，确定制动器在设定制动压力下的制动间隙δ及制动器刚性变形量△s；确定在设定压力下的原始制动需液量V_y；通过所述原始制动需液量V_y确定理论制动需液量V₁；通过所述理论制动需液量V₁确定最终制动需液量V_z。本发明通过制动器的P‑V关系测试方法，有效的解决了制动器不需要实物完成开发的情况下即可以有效预测其P‑V的关系的分析方法，极大的缓解和改善了原来必须等制动器实物开发出来后通过试验来测量P‑V关系的方法。

Description

一种制动器的P-V关系测试方法

技术领域

本发明属于制动器控制领域，特别是指一种制动器的P-V关系测试方法。

背景技术

P-V关系是指制动器在不同压力下所需要的制动需液量，即压力与制动需液量的对应关系。

制动器P-V关系***的反应了制动器总成的刚性(变形)水平，直接影响制动***各部件之间的匹配关系，同时也是车辆制动踏板感觉最重要的影响因素。

现QC/T592中有专门进行制动需液量测试的方法和设备，因此制动需液量是项非常重要的性能指标。如图1所示为QC/T592所采用的设备，包括有制动钳001、加压装置002、液量调节阀003、流量管004、阀门006、压力表005及油杯007。

现对汽车的制动踏板感觉的要求越来越高，这就需要在设计之初就要充分的考虑制动***匹配的这一指标；但制动踏板感觉主要由三个参数决定，即踏板力F、踏板行程S和车辆减速度G；通过这三个维度来评判一个车辆的制动踏板感觉。

当一个车辆其他的参数都确定后，制动***影响这三个变量的主要有三个部件，即制动器、真空助力器带制动总泵及制动踏板。制动器作为最终对整车施加制动力的制动力矩输出装置，其影响制动踏板感觉的主要有两项性能，一个是制动器效能(即输入压力与输出制动力矩的关系)，另一个便是制动器的P-V关系；其中压力P由踏板力F促动产生，制动器在压力P作用下输出制动力矩，制动力矩与车辆减速度G产生联系；同时制动器各压力下的制动需液量与踏板行程S产生联系。可见制动器的P-V关系是制动器非常重要的性能参数，其对整车的匹配影响巨大。

由于目前只有在制动器实物开发出来之后才能通过台架测试确定其P-V关系，这样就无法在制动器未开模之前就获得这一重要性能，进而无法对制动***匹配之初的制动器选择提供有力支持，也就无法获得最优的制动***匹配，经常会导致工程上的设计变更，以便于获取更好的设计匹配；所以对于选定参数的制动器的P-V关系的快速计算对制动***匹配过程中制动踏板感觉的计算分析非常重要，其是制动踏板感觉匹配的基础。

不能在制动器实物开发出来之前获得有效的P-V关系，经常导致开发出来的制动器即使本身质量合格，但是由于P-V关系无法满足制动***的匹配需求，经常出现制动踏板感觉变差、制动疲软等问题，进而导致制动***产生工程设计变更，虽然有时候不一定设变制动器，而是选择设变制动踏板或者真空助力器带制动总泵总成等其他部件，但无疑会产生费用、周期的浪费。

即使通过台架方法可以获得单个制动器的P-V关系，但不能快速的获得不同规格的制动器的P-V关系，故此也就无法在设计之初的制动匹配中选择出最优化得制动器，进而也无法进行制动踏板感觉匹配及预测，使得设计出来的匹配很多时候无法达到顾客需要的制动踏板感觉。

发明内容

本发明的目的是提供一种制动器的P-V关系测试方法技术方案，通过本技术方案，能够在制动器实物开发之前就获得制动器的P-V关系；并且能够快速获得不同种类制动器的P-V关系，为制动***匹配过程中确定制动踏板感觉时提供相关数据支持。

本发明是通过以下技术方案实现的：

一种制动器的P-V关系测试方法，

确定制动器在设定制动压力下的制动间隙δ及制动器刚性变形量△s；

确定在设定压力下的原始制动需液量V_y；

通过所述原始制动需液量V_y确定理论制动需液量V₁；

通过所述理论制动需液量V₁确定最终制动需液量V_z。

所述制动器刚性变形量通过公式△S＝log[(n*D²*π/4)*P¹¹，(n*D²*π/4)²]/4+P/100获得；其中，n为自然数为制动器轮缸数量；D为单个制动器轮缸的缸径；P为设定制动压力。

所述原始制动需液量V_y通过公式V_y＝(n*D²*π/4)*(δ+△S)获得；其中，n为自然数为制动器轮缸数量；D为单个制动器轮缸的缸径。

所述理论制动需液量V₁首先确定拐点压力；所述理论制动需液量包括有拐点压力以下的理论制动需液量V₁₁或拐点压力以上的理论制动需液量V₁₂。

其中拐点压力以下的理论制动需液量V_l1等于所述原始制动需液量V_y；

拐点压力以上的理论制动需液量V₁₂通过V₁₂＝V₁+k*(P-P₀)；其中P为设定压力，P₀为拐点压力；

所述k通过公式K＝(V_y2-V_y1)/(P₂-P₁)；其中，P₁为第一次设定制动压力，P₂为第二次设定制动压力，且所述P₁和所述P₂均大于所述P₀；所述V_y1为所述P₁下的原始制动需液量；所述V_y2为P₂下的原始制动需液量；

所述最终制动需液量V_z通过公式V_z＝ω*V_l1或V_z＝ω*V₁₂获得，其中，ω为系数范围在0.65-0.85之间。

所述制动器刚性变形量△s包括有卡钳的刚性变形量和摩擦片的压缩变形量。

所述制动间隙δ由密封圈与卡槽及活塞的尺寸配合决定。

本发明的有益效果是：

本发明通过制动器的P-V关系测试方法，有效的解决了制动器不需要实物完成开发的情况下即可以有效预测其P-V的关系的分析方法，极大的缓解和改善了原来必须等制动器实物开发出来后通过试验来测量P-V关系的方法。

同时该方法具有普遍适用的规律，可以对不同规格的制动器都能进行准确预测，进而满足制动***匹配时制动踏板感觉性能确定的需求；确保能够快速有效的根据该计算分析方法确定不同结构(盘式、鼓式)、不同规格(缸数、缸径)、不同材料(铝、铁)制动器的P-V关系；可以根据顾客对制动踏板感觉的需求，选择合适结构、规格和材质的制动器，确保设计匹配的制动***能够有效的满足顾客的需求。

通过使用该方法可以提高制动***匹配的合理性，减少开发失误，缩短开发周期，并可确保制动系的安全性、操纵性。是一种低成本、高效率、高可靠性、高经济性的设计方法。

附图说明

图1为现制动器制动需液量测试的设备示意图；

图2为本发明制动器的P-V关系测试流程图；

图3为制动器总成示意图；

图4为卡钳结构示意图；

图5为制动间隙示意图；

图6为活塞、密封圈及卡槽配合示意图；

图7为摩擦片受力示意图；

图8为制动器的P-V关系曲线图。

附图标记说明

001制动钳，002加压装置，003流量调节阀，004流量管，005压力表，006阀门，007油杯，1卡钳体，2制动盘，3摩擦片，4活塞，5密封圈，1a卡槽，1b进油口，10制动器轮缸。

具体实施方式

以下通过实施例来详细说明本发明的技术方案，以下的实施例仅是示例性的，仅能用来解释和说明本发明的技术方案，而不能解释为是对本发明技术方案的限制。

在本申请中，如图2至图8所示，制动器包括有卡钳体1、制动盘2、摩擦片3、活塞4及密封圈5；卡钳体1上设置有进油口1b。在本申请中，制动器的结构为现有技术，因此，在本申请中，不进行描述制动器中各部件的连接关系及动作关系。

本发明提供一种制动器的P-V关系测试方法，

确定制动器在设定制动压力下的制动间隙δ及制动器刚性变形量△s；所述制动间隙δ由密封圈5与卡槽1a及活塞4的尺寸配合决定。所述制动器刚性变形量△s包括有卡钳的刚性变形量和摩擦片的压缩变形量。

制动器的P-V关系主要是由于制动器在一定的制动压力下产生了制动液的输入损失产生的，其主要是由于制动器间隙及制动器刚性变形(由材料压缩和结构刚性导致)两部分构成；故此能够计算出制动器在各压力下的间隙及制动器刚性变形便能够计算出制动器的P-V关系。

对于一个确定结构的制动器，一般其制动器间隙应该是确定的，已由其密封圈结构尺寸及制动器结构尺寸等参数决定；故此需确定制动器刚性变形与压力之间的关系。因此，在本申请中，首先从设计层面获得制动器参数，比如制动器轮缸10的数量，单个制动器轮缸的缸径等。

其中制动器制动间隙δ由如图6所示的密封圈与卡槽、活塞的尺寸配合决定，一般为0.2mm～0.5mm；工作时橡胶密封圈在活塞的带动下会沿着卡槽的下斜角产生位移，由卡槽的特殊形状、尺寸配合及橡胶密封圈的材料特性决定了橡胶密封圈下端的总的变形量，也即制动器制动间隙δ。

制动器轮缸的缸径D、缸数n与整车制动力需求相关；工作被液压P推动着活塞运动、活塞推动着摩擦片运动，如图3当运动将制动间隙δ弥补后,由制动器轮缸的缸径D、缸数n在液压P作用下会输出一个力F,通过这个力F使得摩擦片与制动盘夹紧，进而产生摩擦制动力。当这个力的反力F’如图4作用在卡钳体上时会使得卡钳体产生刚性变形，即随着F的增大而不断增大变形；当这个力的反力F’如图6作用在摩擦片上时(由于是两片摩擦片，相当于每一片受到的力为F’/2)，由于摩擦材料是由多种有机物和无机物粘结而成的，且内部具有一定的孔隙，故此会因力F的作用而产生压缩变形；卡钳体的刚性变形及摩擦片的压缩变形构成了总变形△s，但不论是卡钳体的刚性变形和摩擦片的压缩变形在最初都是变化比较大的，但当力达到一定值时一般就会与该力值呈线性关系，这也就是我们需要获取的斜率k。

所述制动器刚性变形量通过公式△S＝log[(n*D²*π/4)*P¹¹，(n*D²*π/4)²]/4+P/100获得；其中，n为制动器轮缸的数量，为自然数；D为单个制动器轮缸的缸径；P为设定制动压力。

确定在设定压力下的原始制动需液量V_y；在制动器轮缸的缸径D、缸数n、制动间隙δ、总变形△s确认下来后便可以计算原始制动需液量Vy，通过刚性拐点压力(在本实施例中为5MPa)后原始需液量Vy来确定需要获取的斜率k。

所述k通过公式K＝(V_y2-V_y1)/(P₂-P₁)；其中，P₁为第一次设定制动压力，P₂为第二次设定制动压力，且所述P₁和所述P₂均大于所述P₀；所述V_y1为所述P₁下的原始制动需液量；所述V_y2为P₂下的原始制动需液量。

其中制动器的刚性变形量△s由卡钳体的刚性变形及摩擦片的压缩变形构成，由于这两个变形是由缸数n、缸径D和压力P工作时产生的制动力F作用下产生的，故此是一个与缸数n、缸径D和压力P相关的对数函数关系；同时制动器的刚性在其所受压力达到一定程度后变形趋于稳定，在本实施例中，制动器以在5MPa以后达到一个稳定的状态。在本实施例中，第一次设定制动压力为5MPa；第二次设定制动压力为10MPa。

所述原始制动需液量V_y通过公式V_y＝(n*D²*π/4)*(δ+△S)获得；其中，n为制动器轮缸的数量，为自然数；D为单个制动器轮缸的缸径。

通过所述原始制动需液量V_y确定理论制动需液量V₁；

通过所述理论制动需液量V₁确定最终制动需液量V_z。

所述理论制动需液量V₁首先确定拐点压力；所述理论制动需液量包括有拐点压力以下的理论制动需液量V₁₁或拐点压力以上的理论制动需液量V₁₂。

其中拐点压力以下的理论制动需液量V_l1等于所述原始制动需液量V_y；

拐点压力以上的理论制动需液量V₁₂通过V₁₂＝V₁+k*(P-P₀)；其中P为设定压力，P₀为拐点压力；

所述最终制动需液量V_z通过公式V_z＝ω*V_l1或V_z＝ω*V₁₂获得，其中，ω为系数范围在0.65-0.85之间。

一般由于制动器结构不同如盘式制动器、鼓式制动器，或制动器材料不同如卡钳的材料为QT500或铸铝等而导致的需液量与理论计算值之间有一个换算关系，此系数ω由现有大量各类产品实际试验得出。

测试出来的特定的制动器的各压力下的最终需液量Vz，即可以绘制出如图8中的制动器P-V关系曲线图，其***的反应了制动器在受到各个压力时制动液的输入损失，即制动器的需液量，其对计算整车的制动踏板感觉非常重要；其可在理论匹配阶段之前就能获取，并可根据匹配需求提供不同规格制动器的P-V关系曲线。

尽管已经示出和描述了本发明的实施例，对于本领域的普通技术人员而言，可以理解在不脱离本发明的原理和精神的情况下可以对这些实施例进行多种变化、修改、替换和变型，本发明的范围由所附权利要求及其等同限定。

Claims (3)

1.一种制动器的P-V关系测试方法，其特征在于：

确定制动器在设定制动压力下的制动间隙δ及制动器刚性变形量△s；

确定在设定压力下的原始制动需液量V_y；

通过所述原始制动需液量V_y确定理论制动需液量V₁；

通过所述理论制动需液量V₁确定最终制动需液量V_z；

所述制动器刚性变形量通过公式△S＝log[(n*D²*π/4)*P¹¹，(n*D²*π/4) ²]/4+P/100获得；其中，n为自然数为制动器轮缸数量；D为单个制动器轮缸的缸径；P为设定制动压力；

所述原始制动需液量V_y通过公式V_y＝(n*D²*π/4)*(δ+△S)获得；其中，n为自然数为制动器轮缸数量；D为单个制动器轮缸的缸径；

所述理论制动需液量V₁首先确定拐点压力；所述理论制动需液量包括有拐点压力以下的理论制动需液量V₁₁或拐点压力以上的理论制动需液量V₁₂；

其中拐点压力以下的理论制动需液量V_l1等于所述原始制动需液量V_y；

拐点压力以上的理论制动需液量V₁₂通过V₁₂＝V₁₁+k*(P-P₀)；其中P为设定压力，P₀为拐点压力；

所述k通过公式k＝(V_y2-V_y1)/(P₂-P₁)；其中，P₁为第一次设定制动压力，P₂为第二次设定制动压力，且所述P₁和所述P₂均大于所述P₀；所述V_y1为所述P₁下的原始制动需液量；所述V_y2为P₂下的原始制动需液量；

所述最终制动需液量V_z通过公式V_z＝ω*V_l1或V_z＝ω*V₁₂获得，其中，ω为系数范围在0.65-0.85之间。

2.根据权利要求1所述的制动器的P-V关系测试方法，其特征在于：所述制动器刚性变形量△S包括有卡钳的刚性变形量和摩擦片的压缩变形量。

3.根据权利要求1所述的制动器的P-V关系测试方法，其特征在于：所述制动间隙δ由密封圈与卡槽及活塞的尺寸配合决定。