基于AMESim的汽車(chē)制動(dòng)踏板感覺(jué)仿真及優(yōu)化＊

熊自遠(yuǎn) 魏翼鷹, 代展威 白帆 陳志軍

（1.武漢理工大學(xué)，機(jī)電工程學(xué)院，武漢 430070；2.武漢理工大學(xué)，智能交通系統(tǒng)研究中心，武漢 430070；3.上汽通用五菱汽車(chē)股份有限公司，柳州 545000）

主題詞：制動(dòng)系統(tǒng) 踏板感覺(jué) AMESim仿真 制動(dòng)踏板感覺(jué)指數(shù)

1 前言

制動(dòng)踏板感覺(jué)直接影響駕駛員對(duì)車(chē)輛品質(zhì)的評(píng)價(jià)，良好的制動(dòng)踏板感覺(jué)可以提高駕駛員的操作舒適性與制動(dòng)信心。制動(dòng)踏板感覺(jué)的主觀評(píng)價(jià)無(wú)法量化和統(tǒng)一，因此采用客觀評(píng)價(jià)體系顯得尤為重要。美國(guó)通用公司通過(guò)對(duì)大量試驗(yàn)數(shù)據(jù)進(jìn)行分析，建立了制動(dòng)踏板感覺(jué)指數(shù)（Brake Feeling Index，BFI），將主觀評(píng)價(jià)指標(biāo)轉(zhuǎn)化為客觀測(cè)量指標(biāo)，從而對(duì)踏板感覺(jué)進(jìn)行客觀的評(píng)價(jià)[1]。英國(guó)蓮花公司、福特公司也提出了各自的制動(dòng)踏板感覺(jué)評(píng)價(jià)方案，但踏板力、踏板行程、汽車(chē)減速度3個(gè)關(guān)鍵參數(shù)仍是重要評(píng)價(jià)參數(shù)[2]。同濟(jì)大學(xué)林志軒等采用實(shí)車(chē)道路試驗(yàn)研究了制動(dòng)踏板感覺(jué)影響因素，得到了制動(dòng)踏板感覺(jué)曲線(xiàn)[3]。同濟(jì)大學(xué)的孟建德等開(kāi)發(fā)了乘用車(chē)制動(dòng)踏板感覺(jué)試驗(yàn)臺(tái)架，并制定了臺(tái)架試驗(yàn)評(píng)價(jià)方法，研究了關(guān)鍵因素對(duì)制動(dòng)踏板感覺(jué)的影響[4]。這些研究表明，在制動(dòng)過(guò)程中，制動(dòng)踏板感覺(jué)主要由駕駛者施加的踏板力、踏板行程和汽車(chē)反饋的制動(dòng)加速度之間的動(dòng)態(tài)特性構(gòu)成。在車(chē)輛制動(dòng)過(guò)程中，制動(dòng)踏板的運(yùn)動(dòng)狀況是駕駛員感知車(chē)輛制動(dòng)情況的主要途徑，直接關(guān)系到車(chē)輛的制動(dòng)安全。因此，智能汽車(chē)制動(dòng)過(guò)程中，駕駛員所獲得的踏板感覺(jué)與傳統(tǒng)制動(dòng)過(guò)程中的踏板感覺(jué)相差無(wú)幾是十分必要的。

本文對(duì)汽車(chē)制動(dòng)系統(tǒng)進(jìn)行動(dòng)力學(xué)分析，在AMESim上建立相關(guān)的制動(dòng)踏板感覺(jué)仿真模型并結(jié)合實(shí)車(chē)試驗(yàn)驗(yàn)證模型的準(zhǔn)確性，基于模型研究制動(dòng)踏板、真空助力器、制動(dòng)主缸、制動(dòng)軟管和制動(dòng)器等的參數(shù)與制動(dòng)踏板感覺(jué)的關(guān)系，并引入BFI對(duì)試驗(yàn)車(chē)踏板感覺(jué)進(jìn)行客觀評(píng)價(jià)，提出改善措施。

2 動(dòng)力學(xué)建模

2.1 制動(dòng)踏板模型

本文主要研究吊掛式制動(dòng)踏板，不考慮踏板慣性量，將制動(dòng)踏板模型簡(jiǎn)化為靜力學(xué)杠桿模型，如圖1所示。

圖1 制動(dòng)踏板靜力學(xué)模型

對(duì)制動(dòng)踏板進(jìn)行受力分析和運(yùn)動(dòng)分析，推導(dǎo)出制動(dòng)踏板力學(xué)理論模型：

式中，xpedal為制動(dòng)踏板位移；xspring為制動(dòng)踏板回位彈簧壓縮量；xs0為制動(dòng)踏板回位彈簧預(yù)緊長(zhǎng)度；xbooster為真空助力器控制閥推桿位移；L1～L3分別為制動(dòng)踏板輸入力、制動(dòng)踏板回位彈簧、真空助力器控制閥推桿到踏板支點(diǎn)的垂直距離；F1為制動(dòng)踏板回位彈簧預(yù)緊力；F2為真空助力器推桿閥推桿輸出力；F3為制動(dòng)踏板輸入力；Fs0為制動(dòng)踏板回位彈簧預(yù)緊力。

2.2 真空助力器模型

真空助力器真空腔和大氣腔間壓差產(chǎn)生的伺服力與作用在制動(dòng)踏板上的力共同作用在橡膠反作用盤(pán)上，以達(dá)到放大踏板力的效果[5]。橡膠是一種不可壓縮的柔性材質(zhì)，具有像液體一樣傳遞壓力的性質(zhì)，因此，將其簡(jiǎn)化成具有2 個(gè)活塞的液壓缸。如圖2 所示，2 個(gè)活塞的橫截面分別為圓形與圓環(huán)形，面積分別為A1與A2。

圖2 橡膠反作用盤(pán)工作示意

根據(jù)質(zhì)量守恒定律及力的平衡方程，可得到下列方程：

聯(lián)立上述方程解得：

式中，F(xiàn)M為橡膠反作用盤(pán)輸出力；FA1為柱塞作用在橡膠反作用盤(pán)的力；FA2為真空助力器雙腔壓力差產(chǎn)生的伺服力；X1、X2分別為圓形、圓環(huán)形主面變形量；K為橡膠反作用盤(pán)剛度；P為橡膠反作用盤(pán)內(nèi)部壓強(qiáng)[6]。

2.3 制動(dòng)主缸模型

本文采用的制動(dòng)主缸模型忽略用于避免腔內(nèi)汽蝕的回流部件、壓力和摩擦力，考慮主缸活塞慣性量和補(bǔ)償孔位置的影響，根據(jù)流體動(dòng)力學(xué)理論與機(jī)械動(dòng)力學(xué)理論，建立制動(dòng)主缸簡(jiǎn)化模型如圖3所示[7]。

圖3 制動(dòng)主缸簡(jiǎn)化模型示意

制動(dòng)主缸模型動(dòng)力學(xué)方程為：

由流體力學(xué)分析可得，容器中壓力與流量的關(guān)系為：

式中，Q為液體體積流量；V為容器中液體體積；K為液體體積彈性模量；p為容器中液體的壓力。

結(jié)合式（9）和式（10），可以得到兩個(gè)腔體的連續(xù)流量方程為[8-9]：

式中，E為制動(dòng)液體積彈性模量；A為主缸雙腔活塞截面積；C為主缸雙腔阻尼系數(shù)；F0為真空助力器作用在主缸活塞推桿上的力；M1、M2分別為第1 腔和第2 腔活塞的質(zhì)量；X1、X2分別為第1腔和第2腔活塞的位移；K1、K2分別為第1腔和第2腔回位彈簧剛度；F1、F2分別為第1 腔和第2 腔回位彈簧預(yù)緊力；P1、P2分別為主缸第1 腔和第2腔壓強(qiáng)；Q1、Q2分別為第1腔和第2腔與制動(dòng)管路間的閥體流量；V1、V2分別為第1 腔和第2 腔初始體積；H1、H2分別為第1 腔和第2 腔初始狀態(tài)補(bǔ)償孔與活塞前端距離。

2.4 制動(dòng)軟管與制動(dòng)輪缸模型

根據(jù)流體動(dòng)力學(xué)可知，制動(dòng)液動(dòng)力學(xué)方程為：

式中，QR1、QR2分別為制動(dòng)軟管輸入、輸出流量；V0為制動(dòng)軟管容積；K0為等效體積彈性模量。

本文采用浮動(dòng)鉗盤(pán)式制動(dòng)器，忽略活塞因密封而收縮的回滾效應(yīng)，輪缸動(dòng)力學(xué)模型為：

對(duì)制動(dòng)液進(jìn)行分析可得液體壓縮公式為：

式中，C1為活塞阻尼系數(shù)；ML為制動(dòng)塊質(zhì)量；XL為制動(dòng)塊位移；PL為制動(dòng)輪缸腔內(nèi)制動(dòng)壓強(qiáng)；AL為制動(dòng)輪缸活塞截面積；KL為制動(dòng)輪缸活塞橡膠密封圈等效彈簧剛度；FL為制動(dòng)塊與制動(dòng)盤(pán)接觸力；Qr為制動(dòng)輪缸輸入流量；VL為制動(dòng)輪缸初始容積[10-11]。

3 制動(dòng)踏板感覺(jué)仿真

3.1 AMESim制動(dòng)踏板感覺(jué)仿真模型建立

利用AMESim建立制動(dòng)系統(tǒng)的仿真模型，包括制動(dòng)踏板模型、真空助力器模型、制動(dòng)主缸模型、制動(dòng)器模型、液壓管路模型和整車(chē)模型，如圖4所示。

圖4 制動(dòng)系統(tǒng)的AMESim仿真模型

模型參數(shù)由采用某品牌SUV 車(chē)型實(shí)車(chē)測(cè)試所得，真空助力器的參數(shù)如表1所示。

表1 真空助力器主要參數(shù)

3.2 靜態(tài)仿真模型與踏板感覺(jué)特性分析

踏板力與踏板行程變化曲線(xiàn)如圖5所示，踏板位移隨踏板力的增加可以分為3個(gè)階段：第1階段，初步建立系統(tǒng)壓力，力隨位移緩慢上升，該過(guò)程主要是為了消滅空行程；第2 階段，真空助力器產(chǎn)生作用，曲線(xiàn)斜率增加，即力隨行程的增加而快速增加；第3階段，由于真空助力器已達(dá)到最大助力，輸出力隨著踏板力等比例增大，踏板輸入力隨踏板位移迅速增加，駕駛員會(huì)感到踏板很“硬”。

圖5 制動(dòng)踏板力與行程的關(guān)系曲線(xiàn)

3.3 動(dòng)態(tài)仿真模型與試驗(yàn)認(rèn)證

動(dòng)態(tài)仿真考慮整車(chē)模型的速度與加速度，如圖6、圖7所示。試驗(yàn)車(chē)的速度、加速度與仿真結(jié)果不完全一致，這是因?yàn)閷?shí)車(chē)試驗(yàn)時(shí)路譜采集結(jié)果有所偏差，導(dǎo)致實(shí)車(chē)加速度均值略小于仿真結(jié)果，但在試驗(yàn)允許的范圍內(nèi)，故仿真結(jié)果與試驗(yàn)數(shù)據(jù)一致性較好。

4 制動(dòng)踏板感覺(jué)分析

制動(dòng)系統(tǒng)中任意部件參數(shù)的改變都將導(dǎo)致不同的制動(dòng)踏板位移、車(chē)輛制動(dòng)加速度和不同的制動(dòng)踏板感覺(jué)。因此，不同車(chē)輛的制動(dòng)踏板感覺(jué)不足的原因各不相同[12-13]，通過(guò)建立AMESim整車(chē)制動(dòng)模型，研究制動(dòng)系統(tǒng)各部件在不同參數(shù)下的制動(dòng)踏板力與踏板行程關(guān)系、管路油壓與踏板力關(guān)系，可以有針對(duì)性地優(yōu)化制動(dòng)踏板感覺(jué)。劉苑、裴曉飛等人對(duì)踏板助力比、真空助力器橡膠反作用盤(pán)剛度、制動(dòng)主缸活塞直徑、制動(dòng)軟管楊氏模量、輪缸直徑、制動(dòng)盤(pán)與制動(dòng)塊之間的間隙已進(jìn)行了分析[14-15]。本文對(duì)制動(dòng)系統(tǒng)中各部件參數(shù)與制動(dòng)踏板感覺(jué)的關(guān)系進(jìn)行詳細(xì)研究，基于分析曲線(xiàn)變化程度，總結(jié)出顯著和輕微影響踏板感覺(jué)的參數(shù)，并計(jì)算BFI 大小進(jìn)行了驗(yàn)證，結(jié)果如表2所示。

圖6 試驗(yàn)車(chē)與仿真車(chē)輛速度

圖7 試驗(yàn)車(chē)與仿真車(chē)輛加速度

表2 不同參數(shù)對(duì)制動(dòng)踏板感覺(jué)影響程度

限于篇幅，本文只列出8個(gè)可顯著影響制動(dòng)踏板感覺(jué)參數(shù)的研究分析過(guò)程。

4.1 踏板踩踏速度

不同踩踏速度下，制動(dòng)踏板力與踏板行程的關(guān)系如圖8所示。由圖8可知，踏板踩踏速度加快，踏板行程減小。踩踏速度加快時(shí)：在AB段，踏板空行程減小，甚至接近0；在BC段，真空助力器起作用時(shí)所需踏板行程與最大助力點(diǎn)處踏板行程增加，此時(shí)在相同踏板力下，踏板行程越小，感覺(jué)會(huì)越“硬”，但由于踏板速度變慢時(shí)，真空助力器最大助力點(diǎn)處踏板行程減小，因此存在一段踏板踩踏速度較慢時(shí)比較快時(shí)需要更大踏板力的行程；在CD段，當(dāng)達(dá)到真空助力器最大助力點(diǎn)處后，制動(dòng)踏板力與制動(dòng)行程之間變化率相差無(wú)幾，即踏板感覺(jué)相同。

圖8 不同踏板踩踏速度下制動(dòng)踏板力與制動(dòng)行程的關(guān)系曲線(xiàn)

不同踏板踩踏速度下，管路油壓與制動(dòng)踏板力的關(guān)系如圖9所示。由圖9可知，不同踏板踩踏速度對(duì)管路油壓與制動(dòng)踏板力曲線(xiàn)的影響主要集中在系統(tǒng)建立壓力時(shí)的踏板空行程與真空助力器起作用的部分。踏板踩踏速度越快，系統(tǒng)建立壓力時(shí)的踏板空行程越短，真空助力器介入時(shí)間提前。同時(shí)，踩踏速度越快，相同踏板力情況下制動(dòng)管路液壓越小，因此，在保證車(chē)輛最大制動(dòng)減速度所需真空助力器輸出力小于最大助力，并且汽車(chē)制動(dòng)不會(huì)發(fā)生碰撞的條件下，可以放緩踩踏速度。

圖9 不同踏板踩踏速度下管路油壓與制動(dòng)踏板力的關(guān)系曲線(xiàn)

4.2 真空助力器雙腔膜片直徑

不同雙腔膜片直徑下制動(dòng)踏板力與制動(dòng)行程的關(guān)系以及管路油壓與制動(dòng)踏板力的關(guān)系如圖10、圖11 所示。由圖10 可知，不同雙腔膜片直徑對(duì)曲線(xiàn)的影響主要體現(xiàn)在最大助力點(diǎn)處（即C點(diǎn)處）的踏板力與踏板行程。雙腔膜片直徑越大，真空助力器達(dá)到最大助力點(diǎn)處時(shí)的踏板力與踏板行程越大，踏板變“硬”處的行程越推遲，即主要影響B(tài)C階段的長(zhǎng)度，其余階段則影響不大。由圖11 可知，雙腔膜片直徑對(duì)管路油壓與制動(dòng)踏板力曲線(xiàn)影響與對(duì)制動(dòng)力與踏板制動(dòng)行程的曲線(xiàn)影響相同。

圖10 不同雙腔膜片直徑下制動(dòng)踏板力與踏板制動(dòng)行程的關(guān)系曲線(xiàn)

圖11 不同雙腔膜片直徑下管路油壓與制動(dòng)踏板力的關(guān)系曲線(xiàn)

4.3 真空助力器推桿彈簧預(yù)緊力

不同真空助力器推桿彈簧預(yù)緊力下制動(dòng)踏板力與踏板行程的關(guān)系如圖12所示。由圖12可知，推桿彈簧預(yù)緊力增加，制動(dòng)踏板行程減?。篈B階段，推桿彈簧預(yù)緊力增加，踏板空行程增加；BC階段，制動(dòng)踏板力與踏板行程的變化率幾乎相同；CD段，推桿彈簧預(yù)緊力增加，則真空助力器最大助力所需踏板力增加。

圖12 不同真空助力器推桿彈簧預(yù)緊力下制動(dòng)踏板力與踏板行程的關(guān)系曲線(xiàn)

不同真空助力器推桿彈簧預(yù)緊力下管路油壓與制動(dòng)踏板力的關(guān)系如圖13所示。由圖13可知，真空助力器推桿彈簧預(yù)緊力對(duì)曲線(xiàn)影響主要在原點(diǎn)至C段，推桿彈簧預(yù)緊力增加時(shí)，AB段，系統(tǒng)建立壓力時(shí)的踏板空行程增加，管路油壓與制動(dòng)踏板力變化率幾乎不變，CD段，不同真空助力器推桿彈簧預(yù)緊力對(duì)曲線(xiàn)沒(méi)有影響。

4.4 真空助力器柱塞間隙

不同真空助力器柱塞間隙下制動(dòng)踏板力與踏板行程的關(guān)系如圖14所示。由圖14可知，柱塞間隙增加，制動(dòng)踏板行程增大：AB段，柱塞間隙增加，踏板空行程減?。籅C階段，制動(dòng)踏板力與踏板行程的變化率幾乎相同；CD段，隨著推桿彈簧預(yù)緊力的增加，真空助力器最大助力所需踏板力減小。

圖13 不同真空助力器推桿彈簧預(yù)緊力下管路油壓與制動(dòng)踏板力的關(guān)系曲線(xiàn)

圖14 不同真空助力器柱塞間隙下制動(dòng)踏板力與踏板行程的關(guān)系曲線(xiàn)

不同真空助力器柱塞間隙下管路油壓與制動(dòng)踏板力的關(guān)系如圖15所示。由圖15可知，真空助力器柱塞間隙對(duì)曲線(xiàn)影響主要在原點(diǎn)至C段，柱塞間隙增加時(shí)，AB段，系統(tǒng)建立壓力時(shí)的踏板空行程減小，管路油壓與制動(dòng)踏板力變化率幾乎不變，CD段，不同真空助力器推桿彈簧預(yù)緊力對(duì)曲線(xiàn)沒(méi)有影響。

圖15 不同真空助力器柱塞間隙下制動(dòng)踏板力與踏板行程的關(guān)系曲線(xiàn)

4.5 軟管長(zhǎng)度

不同軟管長(zhǎng)度下制動(dòng)踏板力與踏板行程的關(guān)系如圖16所示。由圖16可知：AB段，制動(dòng)軟管越長(zhǎng)，踏板空行程越長(zhǎng)；BC段，制動(dòng)軟管越長(zhǎng)，制動(dòng)踏板力與踏板制動(dòng)行程變化率越小，即相同制動(dòng)踏板力所需制動(dòng)踏板行程越大，但真空助力器最大助力變化不大；CD段，制動(dòng)踏板力與制動(dòng)踏板行程變化率相差不大。

圖16 不同軟管長(zhǎng)度下踏板制動(dòng)踏板力與踏板行程的關(guān)系曲線(xiàn)

不同軟管長(zhǎng)度下管路油壓與制動(dòng)踏板力關(guān)系如圖17 所示。由圖17 可知，不同軟管長(zhǎng)度下，管路油壓與制動(dòng)踏板力關(guān)系曲線(xiàn)大致相同。

圖17 不同軟管長(zhǎng)度下管路油壓與制動(dòng)踏板力的關(guān)系曲線(xiàn)

4.6 踏板杠桿比

不同踏板杠桿比情況下的制動(dòng)踏板力與踏板位移的關(guān)系如圖18 所示。由圖18 可知，杠桿比減小，踏板行程縮短：AB段，制動(dòng)空行程隨杠桿比增大而減??；BC段，杠桿比增大，制動(dòng)踏板力與踏板行程之間變化率減小，即相同踏板力，踏板杠桿比增加，制動(dòng)踏板行程越大，且增幅也越大；CD段，真空助力器達(dá)到最大助力點(diǎn)處，制動(dòng)踏板力與制動(dòng)踏板行程變化率相差不大。

圖18 不同踏板杠桿比下制動(dòng)踏板力與制動(dòng)踏板行程關(guān)系曲線(xiàn)

不同踏板杠桿比情況下管路油壓與踏板力的關(guān)系如圖19所示。由圖19可知，相同踏板力，杠桿比越大，管路油壓越大，同時(shí)，在真空助力器達(dá)到最大助力點(diǎn)前，管路油壓與踏板力之間的變化率隨著杠桿比的增大而增大，在真空助力器達(dá)到最大助力點(diǎn)后，管路油壓與踏板力之間的變化率相差不大。

圖19 不同踏板杠桿比下管路油壓與制動(dòng)踏板力關(guān)系曲線(xiàn)

4.7 軟管外直徑

不同軟管外直徑下制動(dòng)踏板力與制動(dòng)踏板行程的關(guān)系如圖20 所示。由圖20 可知：相同踏板力下，軟管外直徑增大，則踏板行程增大；軟管外直徑增大，對(duì)原點(diǎn)至B段幾乎沒(méi)有影響，BC段，踏板力與行程之間變化率顯著減小，CD段，踏板力與行程之間變化率相差不大。

圖20 不同軟管外直徑下制動(dòng)踏板力與制動(dòng)踏板行程關(guān)系曲線(xiàn)

不同軟管外直徑下制動(dòng)系統(tǒng)管路油壓與制動(dòng)踏板力關(guān)系如圖21所示。由圖21可知，不同軟管外直徑下，原點(diǎn)至C段幾乎沒(méi)有區(qū)別，CD段，隨著軟管外直徑增加到25.5 mm 時(shí)，最大管路油壓逐漸減小，同時(shí)其所需制動(dòng)踏板力也隨之減小。

圖21 不同軟管外直徑下管路油壓與制動(dòng)踏板力關(guān)系曲線(xiàn)

4.8 制動(dòng)器活塞密封圈等效剛度

不同制動(dòng)器活塞密封圈等效剛度下制動(dòng)踏板力與踏板行程的關(guān)系如圖22 所示。由圖22 可知：原點(diǎn)至B段，密封圈等效剛度對(duì)曲線(xiàn)影響不大，BC段，相同踏板力下，隨著密封圈等效剛度的增加，踏板行程縮短，制動(dòng)踏板力與制動(dòng)踏板行程變化率增加；CD段，制動(dòng)踏板力與踏板行程變化率受密封圈等效剛度的影響不大。

圖22 不同制動(dòng)器活塞密封圈等效剛度下制動(dòng)踏板力與制動(dòng)踏板行程關(guān)系曲線(xiàn)

不同制動(dòng)器活塞密封圈等效剛度下管路油壓與制動(dòng)踏板力的關(guān)系如圖23所示。由圖23可知，對(duì)于不同制動(dòng)器活塞密封圈等效剛度，管路油壓除在AB段有輕微變化外，其余階段大致相同。

圖23 不同制動(dòng)器活塞密封圈等效剛度下管路油壓與制動(dòng)踏板力關(guān)系曲線(xiàn)

5 制動(dòng)踏板感覺(jué)評(píng)價(jià)及優(yōu)化

5.1 制動(dòng)踏板感覺(jué)評(píng)價(jià)

制動(dòng)踏板感覺(jué)評(píng)價(jià)分為主觀評(píng)價(jià)和客觀評(píng)價(jià)：主觀評(píng)價(jià)主要有定性評(píng)價(jià)和定量評(píng)價(jià)，其中定性評(píng)價(jià)為將幾種評(píng)價(jià)對(duì)象進(jìn)行優(yōu)劣排序，定量評(píng)價(jià)即通過(guò)評(píng)分對(duì)評(píng)價(jià)對(duì)象進(jìn)行對(duì)比；客觀評(píng)價(jià)則是采用BFI對(duì)車(chē)輛各項(xiàng)參數(shù)進(jìn)行分析[16]。

主觀評(píng)價(jià)需要專(zhuān)業(yè)人員進(jìn)行評(píng)價(jià)，易受到人的主觀影響，因此使用BFI 對(duì)車(chē)輛進(jìn)行評(píng)價(jià)，標(biāo)準(zhǔn)制動(dòng)踏板感覺(jué)體系評(píng)價(jià)參數(shù)如表3所示[17]。

表3 標(biāo)準(zhǔn)制動(dòng)踏板感覺(jué)體系評(píng)價(jià)參數(shù)

5.2 制動(dòng)踏板感覺(jué)優(yōu)化

采用BFI 對(duì)本次試驗(yàn)車(chē)輛進(jìn)行評(píng)價(jià)，結(jié)果如表4 所示：試驗(yàn)車(chē)BFI最終得分為85.18，其中，踏板預(yù)置力、制動(dòng)初始點(diǎn)踏板力和行程、滿(mǎn)載最大制動(dòng)減速度時(shí)踏板力得分較好，失分項(xiàng)主要在于正常制動(dòng)至0.5g時(shí)的踏板力與踏板行程。

表4 優(yōu)化前、后試驗(yàn)車(chē)制動(dòng)踏板感覺(jué)評(píng)分

針對(duì)以上缺點(diǎn)，結(jié)合前文對(duì)制動(dòng)踏板的分析，首先將制動(dòng)踏板杠桿比由3.3提升到4.4，正常制動(dòng)至0.5g時(shí)的踏板力與踏板行程顯著優(yōu)化，同時(shí)滿(mǎn)載最大制動(dòng)減速度得以進(jìn)一步優(yōu)化，再將軟管直徑減小為5 mm，同時(shí)使制動(dòng)器等效彈簧剛度從3 500 kN/m提高到5 000 kN/m，可以進(jìn)一步對(duì)正常制動(dòng)至0.5g時(shí)的踏板力與踏板行程兩項(xiàng)參數(shù)進(jìn)行優(yōu)化。優(yōu)化后，試驗(yàn)車(chē)BFI 得分為98.73（見(jiàn)表4），較大幅度地提升了汽車(chē)踏板感覺(jué)。

6 結(jié)束語(yǔ)

本文以某SUV 為研究對(duì)象，分析其制動(dòng)系統(tǒng)并在AMESim上搭建了制動(dòng)系統(tǒng)仿真模型，基于模型分析了8 個(gè)主要參數(shù)對(duì)踏板特性的影響，引入BFI 對(duì)車(chē)輛踏板感覺(jué)進(jìn)行客觀評(píng)價(jià)，并進(jìn)行優(yōu)化，較大幅度提升了汽車(chē)制動(dòng)踏板感覺(jué)。同時(shí)，建立的仿真模型還可用于分析搭載傳統(tǒng)制動(dòng)系統(tǒng)的車(chē)輛在不同工況下的制動(dòng)性能，研究結(jié)果也可為智能汽車(chē)ACC、AEB系統(tǒng)的踏板感覺(jué)特性提供參考。

下一步可以開(kāi)展制動(dòng)部件參數(shù)對(duì)制動(dòng)踏板感覺(jué)的貢獻(xiàn)度研究，對(duì)各參數(shù)進(jìn)行量化排列。同時(shí)，可將真空助力器換為電子助力器，開(kāi)展智能汽車(chē)ACC、AEB 系統(tǒng)制動(dòng)踏板感覺(jué)研究。