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液压制动系统真空助力器与制动主缸优化匹配 　　摘 要：针对乘用车液压制动系统开发过程中真空助力器与制动主缸匹配直接求解比较困难的问题，以真空助力器带制动主缸总成输入力、踏板行程和真空助力器带制动主缸总成输出压力等特性作为约束条件，应用目标求解的方法解决真空助力器与制动主缸匹配选型与优化。理论分析和实践表明，这一方法对解决真空助力器与制动主缸匹配有效。 　　关键词：液压制动系统；驱动机构；真空助力器；制动主缸；匹配选型 　　中图分类号：U463.52+1文献标文献标识码：A文献标DOI：10.3969/j.issn.2095-1469.2013.05.11 　　1 真空助力器和制动主缸简介 　　现代乘用车制动系统主要采用真空辅助液压制动系统，其驱动机构（亦称操作机构）主要由制动踏板机构、真空助力器、制动主缸、制动器轮缸等构成[1-9]（图1）。其中真空助力器和制动主缸的组合（业内称为真空助力器带制动主缸总成）是驱动机构的核心。真空助力器与制动主缸匹配的合理性直接关系到制动操作性能。 　　1.1 真空助力器 　　现代真空助力器的助力比数值比文献[7]～[8]推荐的要大，多在5～8左右，同时双助力比也得到了部分应用。现行国内常用尺寸规格的真空助力器见表1。 　　1.2 制动主缸 　　按照现行乘用车法规[10-14]，乘用车液压制动系统必须为双回路，目前常用制动主缸均为串联式双腔主缸。制动主缸主要有补偿孔式、中心阀式和柱塞式3类典型结构。由于ABS在乘用车上非常普及，补偿孔式制动主缸的使用越来越少。 　　乘用车常用制动主缸缸径尺寸（单位为mm）规格[15]有：19.05、20.64、22.22、23.81、25.4、26.99等。 　　实践中，制动主缸正常工作压力多选择在0～10 MPa左右，制动主缸体爆破压力选择为25 MPa及以上。 　　主缸工作压力大小取决于制动系统工作压力，制动系统工作压力越大，对制动系统主缸、轮缸、管路、软管等系统部件要求越高，成本相对也高。 　　1.3 国内真空助力器和制动主缸匹配选型现状 　　国内目前关于如何进行乘用车液压制动系统中真空助力器和制动主缸匹配选型的研究比较少。 　　同时，行业内对制动系统操作性能的评价也主要是通过专职试验人员对制动踏板感的主观评价来实现的。这无疑增加了真空助力器与制动主缸匹配的难度。 　　如何在开发设计之初通过理论计算解决真空助力器与制动主缸匹配问题，减少后期设计整改工作量成为工程技术人员孜孜以求的问题。 　　本文根据作者多年的实践经验，通过对真空助力器与制动主缸依存关系的剖析，应用目标求解的方法，推导出一套以真空助力器制动主缸总成输入力，制动踏板行程和真空助力器制动主缸总成输出压力等特性作为核心约束条件，解决真空助力器与制动主缸匹配选型设计开发问题，并辅之以平台共享、产品性价比、供应商资源利用等外部客观约束条件，较好地解决了真空助力器与制动主缸匹配理论求解难的问题。 　　2 真空助力器和制动主缸性能约束条件与设 计方法分析 　　2.1 真空助力器、制动主缸性能约束 　　根据真空助力器带制动主缸总成功能，实践中主要从真空助力器输入力、踏板行程和真空助力器带制动主缸总成输出压力特性方面提出约束条件。 　　2.1.1 输入力、踏板行程约束条件 　　实践中，为了获得良好的制动踏板感，真空助力器主缸总成匹配须满足以下3个约束条件。 　　（1）真空助力器始动力所对应的踏板力（文中用Fp0表示）Fp0=15～22 N[7]，既保证真空助力器主缸总成有足够的回位能力，同时避免由于踏板的抖动造成真空助力器主缸总成的误动作。 　　（2）目标车辆满载、冷态以及0.9～1.0 g减速度时踏板力（文中用Fp09表示）Fp09≤225 N[7]（实践中可以取上限值至250 N），同时目标车辆满载、冷态、0.6 g减速度时踏板力（文中用Fp06表示）Fp06≤150 N。 　　（3）目标车辆满载、冷态以及0.9～1.0 g减速度时踏板行程 （文中用S09表示） S09≤75～90 mm[7]。 　　冷态以及0.05～0.10 g减速度踏板行程 （文中用S01表示） S01≤25～30 mm。 　　2.1.2 输出约束条件 　　实践中，为了获得良好的制动踏板感，真空助力器主缸总成输出压力须满足以下4个条件。 　　（1）真空助力器主缸总成饱和点（即真空助力器最大助力点，下同）压力应大于等于目标车辆满载、冷态以及0.9～1.0 g减速度需要的管路压力（文中用P09表示）。 　　（2）真空助力器主缸总成跳跃点（即真空助力器始动力点，下同）压力应等于目标车辆满载、冷态以及0.05～0.10 g减速度需要的管路压力（文中用P01表示）。 　　（3）真空助力器制动主缸总成跳跃点至饱和点输出特性呈线性增长。 　　（4