汽车机电一体化控制系统的组件应用与解决方案

常见的汽车制动器有三种类型：盘式、环式和鼓式，如图3-7所示【FI-JALKOWSKI AND KROSNICKI 1997】。

制动器产生的转矩用来在地面产生一个制动力，并使车轮和动力传动系统部件减速：

式中 F_b——制动力，N；

J_w——车轮和动力传动系统部件的角惯性，kg·m²；

α_w——车轮的角减速度，rad/s²；

R_t——轮胎的滚动半径，m。

除了在一个车轮抱死过程期间，α_w与汽车通过轮胎半径的减速度有关，也就是说，α_w=α_x/R_t，同时为计算方便，J_w可以简单地被归并至车辆质量。在这种情况下，制动转矩和制动力的相互关系由如下公式表示：

图3-7 盘式、环式和鼓式制动器【FIJALKOWSKI AND KROSNICKI 1997】

盘式和/或环式制动器：在盘式或环式制动器中，力被平均地作用于一个转子的两端（以盘或环的形式），同时制动功能通过背对转子的内侧和外侧制动片（盘或环）的摩擦作用来实现。制动片包含在一个制动钳里面，照现在的样子是轮液压或气压缸（wheel fluidical or pneumatical cylinder）。

盘式和/或环式制动器虽然不是一种高增益类型的制动器，但相比鼓式制动器，它们具有提供相对线性的有着较低衰减敏感性的制动的优点。通过制动片作用在转子上的力，是BBW AWB制动机电一体化控制系统中液压或气压和轮液压或气压缸（或者气缸，具体随设计而定）面积的函数。可以通过如下公式进行计算静态制动转矩T_bs：

T_bs=E_bA_cp_aR_b （3.28）

式中 E_b——制动效能因素，即盘式或环式摩擦表面力与制动蹄上输入力之比；

A_c——轮液压或气压缸面积，m²；

p_a——应用液压或气压，Pa；

R_b——制动器半径，m。

鼓式制动器：在历史上，由于其较高的制动因素以及容易与驻车制动器集成的特性，它曾被普遍使用。消极的一面是，鼓式制动器没有和盘式和/或环式制动器一样的转矩性能一致性。盘式制动器较低的制动因素使得其需要一个较高的驱动力，在盘式制动器能被用在所有车轮位置之前，开发整体驻车制动器功能曾是必须的。制动因素具有机械效益，这些机械效益能用在鼓式制动器中来最小化所需的驱动力。比如，鼓式制动器由两块支点位于底部的制动蹄组成。

一个驱动力把衬片推向制动鼓，从而产生一个摩擦力。摩擦力的大小等于正常载荷乘以衬片材料对制动鼓的摩擦系数。由领制动蹄上摩擦力产生的枢轴点周围的旋转力矩使它朝制动鼓旋转，并使建立的摩擦力增加。这种“自增式”功能带来一个被描述为“制动因素”的机械效益，在一个从制动蹄上的摩擦力作用来减少作用力。制动因素越低，则获得期望制动转矩所需的作用力就越大。比如，利用两个前引蹄、两个后拖蹄，或者每样一个，就能够获得不同的制动因素值。

“双向伺服式”（duo-servo）制动器带有两个前引蹄，这两个前引蹄耦合在一起来获得一个非常高的制动因素值。使用较高制动因素值的结果是对衬片摩擦系数敏感，并且有更多噪声和啸叫的可能性。由热能（加热）、磨损或其他因素造成的衬片摩擦系数的微小变化，可以引起鼓式制动器表现得更加不稳定。

因为盘式制动器没有这种自激励效应，所以它们一般有更好的转矩一致性，虽然代价是需要更大的驱动力。

三种类型制动器之间的差异，一般能在停车期间它们的制动转矩特性中看出来。在鼓式制动器中，制动转矩常常在停车的中段表现出一个“下垂”。

根据假设，效果是温度衰减和车速影响（制动转矩随车速降低而增加）两者的结合。

盘式和/或环式制动器在停车过程中通常表现出更少的制动转矩变化。在制动中这些过多的变化，使得在一个最大努力的制动期间很难维持前制动力和后制动力之间的适当平衡。

最终，这可能表现为制动操纵中不一致的减速，从而造成停车距离更长【GILLESPIE 1992】。

鼓式或环式制动器的转矩一般随制动力几乎线性地增加，但程度随车速和通过产生的温度吸收的热能（热）而变化。

因此：

T_b=f（F_a，v，E_t） （3.29）

式中 T_b——制动转矩，Nm；(www.xing528.com)

F_a——驱动力，N；

v——纵向向前方向的车速，m/s；

E_t——热能，Ws。

在鼓式制动器中，力被作用在一对各种构造中的制动蹄片上，包括前引/后拖蹄片（单形，simplex）、双向单形（duo-simplex）和双向伺服式（duo-servo）蹄片。

相对于盘式和/或环式制动器，鼓式和/或环式制动器的增益更高，但有些构造倾向于对衰减及其他制动衬片摩擦系数的变化更非线性和更敏感。

式（3-29）表达了盘式和环式制动器静态制动转矩，也适用于有着鼓式制动器半径和效能因素特定设计变化的鼓式制动器。

效能因素代表鼓式和/或盘式制动器之间的主要功能差异；鼓式和/或环式制动器的几何结构，可以让一个由制动蹄片上的摩擦力产生的转矩以这样的方式来使它朝制动鼓旋转并增加建立的摩擦力。这一功能可以带来一个机械效益，从而使得与盘式制动器相比，鼓式制动器的增益和效能因素大大增加。

制动器衬片摩擦系数是温度的函数，因此鼓式和盘式和/或环式制动器的动态制动力计算更加复杂。随着一个制动操纵期间的衬片的受热，有效摩擦系数增加，维持一个恒定制动转矩所需的液压或气压或者电压更低。

助力器和制动主缸：图3-8所示为制动踏板、真空助力器和制动主缸的原理图。

图3-8 制动踏板、真空助力器和制动主缸的布置图【How Stuff Works；ROMANO 2000】

在实践中，乘用车以及轻型货车和中型货车中由于制动踏板几何形状获得的机械力增益通常是3～4。同时，在助力器达到其顶点之后和发生跳动之前通过一个真空助力器的增益通常是5～9。因此，为了获得制动所必需的液压或气压，驾驶人施加的力在主缸可以被乘以12～36的一个系数。主缸中产生的液体和空气压力p_mc的计算公式如下：

式中 _η——机械能效率；

F_hd——驾驶人施加在制动踏板上的力，N；

k_mg——主要与制动踏板总成几何形状和瞬时回程弹簧力有关的机械增益；

k_bb——制动助力器增益，一个带起动增压和跳动现象所需的非线性最小破裂力（crack force）的函数，跳动现象造成作用一个给定输入力之后一个减少的力增益；

F_s——回程弹簧力，N；

A_p——制动主缸中力作用的面积（内腔活塞面积），m²。

为了获得更好的安全性，避免在球体某一部分失效的情况下总的BBW AWB制动机电一体化控制系统的损失，制动主缸被分离成主腔和应急腔。图3-8所示为一种最常见的结构，该结构中一个单一内径中带有两个腔【ROMANO 2000】。

比例液压或气动阀：由于动态车辆质量转移，参见公式（3.9）所示，适合于在前轮高减速度制动的制动液压或空气压力，一般对于后轮来说太高；带来的结果是，在制动中后轮容易抱死。通过使用比例液压或气动阀，可以大大地降低该问题的发生。在低输入压力（对应较低的减速率和很小的动态车辆质量偏移）期间，液压或气动阀的标准配比允许相等的前后制动油液或空气（气体）压力，但通过液压或气动阀将增益降低至小于当到达某个固定输入压力（裂变油液或气体压力）时的某个值。

在必要的时候，在某些应用中使用了更为复杂的质量检测液压或气动阀。比如，当动态质量转移（转变）和车辆质量变化范围宽到足够使一个固定比例液压阀或气动阀变得不足以在所有情况下适当制动的时候。

图3-9所示为两个最常见的乘用车以及轻型或中型载货车4WB BBW制动机电一体化控制系统的布置图。图中包括了比例流体（液压或气动）阀【CAGE 1994】。

垂直拆分式4WB BBW制动机电一体化控制系统一般用在后轮驱动（RWD）车上，而对角拆分式4WB BBW制动机电一体化控制系统则通常用在前轮驱动（FWD）车上。

FWD汽车流行带来的一个直接结果，便是对角拆分式4WB BBW制动机电一体化控制系统的广泛使用。现行法规要求半系统（液压或气动）故障停车率，但如果该半系统是后制动器（在一个垂直拆分式4WB BBW制动机电一体化控制系统上），并且如同在FWD汽车上那样车辆质量明显转移至前轮，则很难满足这一法规要求。

图3-9 垂直和对角拆分4BW BBW制动机电一体化控制系统的示意图【CAGE 1994】

不管半系统故障如何，对角拆分式4WB BBW制动机电一体化控制系统提供一个前轮制动器的使用，这样FWD汽车从制造角度可通过法规要求，而不用管前轮和后轮上质量之间大的差异。然而，相比垂直拆分式4WB BBW制动机电一体化控制系统，对角拆分式4WB BBW制动机电一体化控制系统要求两个比例液压或气动阀，同时往往要求更加复杂的管路。