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。
[0045]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。
[0046]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。
[0047]制动器轮缸的缸径D、缸数η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?祭片运动，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η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Λ 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。
[0048]所述制动器刚性变形量通过公式Λ S = log[(n*D2* π/4)*Ρη，(n*D2* ji /4)2] /4+Ρ/100获得；其中，η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。
[0049]确定在设定压力下的原始制动需液量Vy;在制动器轮缸的缸径D、缸数n、制动间隙S、总变形Λ 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。
[0050]所述k通过公式K = (Vy2-VylV(P2-P1);其中，P1为第一次设定制动压力，P 2为第二次设定制动压力，且所述P1和所述P 2均大于所述P 所述V yl为所述P 的原始制动需液量；所述Vy2为P 2下的原始制动需液量。
[0051]其中制动器的刚性变形量Λ 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η、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η、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lOMPa。
[0052]所述原始制动需液量^^通过公式Vy= (n*D π/4) * ( δ + Λ S)获得；其中，η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。
[0053]通过所述原始制动需液量Vy确定理论制动需液量V 1；
[0054]通过所述理论制动需液量V1确定最终制动需液量V zo
[0055]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V 12。
[0056]其中拐点压力以下的理论制动需液量V11等于所述原始制动需液量V y；
[0057]拐点压力以上的理论制动需液量V12通过V12= V AW(P-Pq);其中P为设定压力，P。为拐点压力；
[0058]所述最终制动需液量Vz通过公式V z= w*VnSVz= ω*ν?2获得，其中，ω为系数范围在0.65-0.85之间。
[0059]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。
[0060]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，其系统的反应了制动器在受到各个压力时制动液的输入损失，SP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。
[0061]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。
【主权项】
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S及制动器刚性变形量Λ S ; 确定在设定压力下的原始制动需液量Vy; 通过所述原始制动需液量Vy确定理论制动需液量V 1； 通过所述理论制动需液量V1确定最终制动需液量V ζ。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通过公式AS = log[(n*D2*3i/4)*Pn，(n*D2* π/4)2]/4+P/100 获得；其中，η 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。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:所述原始制动需液量 '通过公式V y= (n*D 2* JT /4)*( δ + Λ s)获得；其中，η为自然数为制动器轮缸数量；D为单个制动器轮缸的缸径。4.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。5.根据权利要求4所述的制动器的P-V关系测试方法，其特征在于:其中拐点压力以下的理论制动需液量V11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V 12= V !+^(P-P0);其中P为设定压力，P。为拐点压力； 所述k通过公式K= (Vy2-VylV(P2-P1);其中，P1为第一次设定制动压力，卩2为第二次设定制动压力，且所述P1和所述P 2均大于所述P 所述V yl为所述P i下的原始制动需液量；所述Vy2为P 2下的原始制动需液量； 所述最终制动需液量Vz通过公式V ζ= ω*ν ngSc V ζ= ω*ν?2获得，其中，ω为系数范围在0.65-0.85之间。6.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Λ s包括有卡钳的刚性变形量和摩擦片的压缩变形量。7.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。
【专利摘要】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Vy；通过所述原始制动需液量Vy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Vz。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。
【IPC分类】G01M17/007
【公开号】CN105004535
【申请号】CN201510505839
【发明人】张超, 葛士显, 张海蓉, 窦海燕, 岳丽姣
【申请人】安徽江淮汽车股份有限公司
【公开日】2015年10月28日
【申请日】2015年8月17日