【正文】 彈簧抗力的值比較一致的話，生產(chǎn)出來的真空助力器始動力的值是比較統(tǒng)一和容易控制的。但是，很遺憾的是，從國內(nèi)彈簧的生產(chǎn)現(xiàn)狀來看，同一批生產(chǎn)出來的彈簧在工作點上的值差異仍然比較大。這也說明了汽車行業(yè)的發(fā)展是需要工業(yè)整體技術(shù)的發(fā)展和提高來支持的。在原理上，需要說明的是，一個設(shè)計合理的真空助力器在初始平衡位置產(chǎn)生的伺服力的大小完全可以克服活塞體回位彈簧和制動主缸的裝配預(yù)緊力使得制動主缸開始建壓。在結(jié)構(gòu)上，需要注意的是，由于控制閥皮碗中心孔被要求能及時向助力器內(nèi)提供足夠的外界大氣，即通氣順暢。因此，控制閥皮碗中心孔尺寸不宜過小。通常情況下，空氣閥口的密封尖角的圓面積應(yīng)大于空氣閥柱的前端面積。助力器的系統(tǒng)始動力是一個在本學(xué)位論文中新定義的一個概念，這是一個同整個制動系統(tǒng)有緊密關(guān)系的概念。這個概念有助于理解對真空助力器總成在跳躍值與始動力之間的變化關(guān)系。以及在核心尺寸鏈在非間隙配合時，一些性能參數(shù)值是如何變化的。 助力器的系統(tǒng)始動力的定義為：當制動系統(tǒng)產(chǎn)生輸出力，即制動主缸能夠建立穩(wěn)定的液壓時的最小輸入力被稱為助力器的系統(tǒng)始動力?？諝忾y柱的配合尺寸能造成助力器的系統(tǒng)始動力的偏移。當空氣閥柱為間隙配合時，助力器通過反作用盤的形變來補償間隙尺寸，也就是使主面隆起。此時助力器的伺服力已經(jīng)產(chǎn)生，輸出力也就同時產(chǎn)生了。當伺服力達到反作用盤的主面隆起的高度能夠補償間隙配合尺寸差時，助力器就達到了初始的平衡狀態(tài)，即建立起穩(wěn)定的平衡關(guān)系。通常這個伺服力足夠大到能夠克服活塞體回位彈簧的抗力和制動主缸的裝配預(yù)緊力，也就使得制動主缸產(chǎn)生了液壓。此時，助力器的系統(tǒng)始動力就等于助力器的始動力，這就是跳躍值較大的助力器的系統(tǒng)始動力為什么比較穩(wěn)定的原因。當空氣閥柱在配合中相對較長時（不合理的尺寸配合設(shè)計），助力器的初始階段不產(chǎn)生伺服力，而是通過反作用盤主面的下凹來補償相差尺寸。此時，輸入與輸出等量增長，需要克服活塞體回位彈簧的裝配預(yù)緊力，甚至有可能要克服制動主缸的裝配預(yù)緊力之后才達到空氣閥口的開啟位置，伺服力才開始產(chǎn)生。那么這時助力器的系統(tǒng)始動力最大可達到：對于復(fù)合式控制閥總成，有 （35）為助力器的系統(tǒng)始動力； 為制動主缸的裝配預(yù)緊力對于疊加式控制閥總成，有（36）由此可見，控制助力器系統(tǒng)始動力的有效手段是將助力器的核心尺寸鏈的配合尺寸設(shè)計在空氣閥柱相對較短的范圍內(nèi)，即間隙配合。以便使得系統(tǒng)始動力等價于助力器的始動力。這樣系統(tǒng)始動力就不會過大，且相對而言各助力器的系統(tǒng)始動力較為一致。在不是間隙配合的情況下，由上述公式可以看出，各真空助力器的值會變的很大，且各始動力的數(shù)值很不統(tǒng)一，不宜規(guī)范。 真空助力器的釋放力定義及其意義在降壓過程中，當輸出力（或液壓）降為零時，制動系統(tǒng)仍有輸入力，這個輸入力的大小被稱為釋放力。助力器的釋放力有兩個主要意義：一個是釋放力的存在表明制動已被取消，液壓已卸載。另一個是釋放力的大小決定著助力器的回程速度，即取消制動的速度。釋放力過小，助力器的回程速度會變慢，取消制動所需的時間長，這將嚴重影響助力器的靈敏度。釋放力也是一個只有通過實驗調(diào)整才能得到合理設(shè)計值的一個性能參數(shù)，釋放力與始動力不同的重要原因是真空助力器控制閥的在的升壓時和降壓時的平衡位置不同造成的。因為，降壓時的核心尺寸鏈的間隙比升壓時核心尺寸鏈的間隙還要大，在最后平衡位置時的空氣氣室里的氣壓大于在初始平衡位置時空氣氣室里的氣壓。在輸入力不變的情況下，輸出力卻發(fā)生了變化，其變化量即是跳躍值。在升壓過程中表現(xiàn)為初始制動時輸入力不變，輸出力（或液壓）突然增加到某個值；在降壓過程中表現(xiàn)為取消制動末期輸入力減小到一定數(shù)值是，輸出力（或液壓）突然減低為零。跳躍值的出現(xiàn)表明助力器此時正處于失衡狀態(tài)（或者說處于調(diào)整狀態(tài)），即輸入力與輸出力的變化無正常的比例關(guān)系。在升壓過程中，空氣閥口開啟的同時，空氣閥柱端部未能觸到反作用盤上，即合理的間隙配合。這樣空氣閥口打開，應(yīng)用氣室進氣，伺服力產(chǎn)生。于是，反作用盤的副面受力，反作用盤發(fā)生形變，主面將隆起，直到隆起的主面與空氣閥端部接觸，才達到一個穩(wěn)定的平衡狀態(tài)。在此過程中由于伺服力的增大，使輸出力（或液壓）在輸入力不變的情況下增加。在降壓過程中，助力器的瞬間平衡位置由空氣閥口的開啟位置變?yōu)檎婵臻y口的開啟位置。助力器要處于平衡狀態(tài)，要求反作用盤上產(chǎn)生更大的形變來補償空氣閥柱的配合差值。隨著輸入力的降低，當反作用盤主面的受力為零時，助力器的輸出力完全是由伺服力產(chǎn)生的。這個伺服力同時又保證著反作用盤的形變。此時，如果控制閥推桿繼續(xù)后移，由于制動主缸不能產(chǎn)生足夠的抗力與殘留的伺服力相平衡，使反作用盤不能產(chǎn)生足夠的補償量，以保持助力器的平衡，則助力器將失去平衡狀態(tài)。其后，真空閥口將被打開，伺服力被釋放，反作用盤上的形變消失，助力器恢復(fù)到起始狀態(tài)。由此可見，助力器釋放力處的跳躍值應(yīng)該大于始動力時的跳躍值。由此可見，核心尺寸鏈所采用的間隙配合是真空助力器在始動力處和釋放力出產(chǎn)生跳躍值的根本原因。跳躍值的大小是受三個因素影響的。第一個因素是反作用盤的材質(zhì)硬度與形狀（即，形變的能力），它決定著在相同的補償量下，補償時所需要的伺服力的大??；第二個是尺寸鏈的配合，它決定著反作用盤補償量的大?。坏谌齻€是制動主缸的裝配預(yù)緊力，它的大小關(guān)系到助力器回退過程中的最后平衡點的位置。因此，跳躍值只有通過實驗才能得到。通過跳躍值可以檢查助力器設(shè)計的合理性。跳躍值過大將破壞助力器的隨動性，產(chǎn)生脈沖制動現(xiàn)象。同時，會使反作用盤的使用壽命降低。 反作用盤的硬度和形狀對跳躍值的大小影響關(guān)系是：硬度越大，形變越困難，跳躍值越大；反之，跳躍值越小。、跳躍值和釋放力之間的聯(lián)系影響系統(tǒng)始動力、跳躍值和釋放力的主要因素是空氣閥柱的配合尺寸。如果配合尺寸中空氣閥柱相對較短，則助力器的始動力較小，且對于配合差值不等的助力器的系統(tǒng)始動力的數(shù)值較一致，釋放力也較一致，但同時將產(chǎn)生一定的跳躍值。配合尺寸差值越大，跳躍值越大。但是如果配合差值過大，反作用盤的形變能力不能補償其差值，則助力器的功能將失效。而且跳躍值如果太大，將對反作用盤的破壞很大，從而會大大地降低助力器的使用壽命；如果配合尺寸中空氣閥柱較長，則助力器的系統(tǒng)始動力將較大，且對于配合差值不等的助力器的系統(tǒng)始動力之間差異很大，空氣閥柱越長，始動力越大，且隨空氣閥柱增長始動力增長很快，公式35和公式36充分地說明了這一點。隨空氣閥柱增長同時，降壓曲線根部的跳躍值將隨之減小直到降為零（此時空氣閥柱配合尺寸剛好符合降壓時平衡位置的要求）。如果空氣閥柱繼續(xù)增長，助力器降壓曲線根部的輸入與輸出將呈等量線形變化，但釋放力將不會改變。 影響滯后率的因素滯后率是指在輸出力為最大助力點輸出的50%時，以升壓曲線與降壓曲線的差值作為量度。通常認為滯后率越小越好。影響滯后率的一個因素是助力器升壓時的平衡位置和降壓時的平衡位置之間的差值，決定這個差值的因素是控制閥的大氣閥口和真空閥口處形變量，即同材質(zhì)的變形的彈性剛度有關(guān)。同時，由于各處摩擦力隨運動方向的變化而發(fā)生變化，它也是一個形成滯后現(xiàn)象并影響滯后率大小的因素。因此，如果想要得到較小的滯后率，就應(yīng)該在充分保證兩處閥口密封的情況下，當控制閥皮碗密封時，真空閥口和空氣閥口處需要產(chǎn)生的形變盡量地小。通常。另一方面，要盡可能降低各處的摩擦力的大小。 汽車制動系統(tǒng)的數(shù)學(xué)模型隨著現(xiàn)代控制技術(shù)和電子技術(shù)的發(fā)展，對制動系統(tǒng)的數(shù)學(xué)模型的建立提出了更高的要求。因此，許多學(xué)者對汽車制動系統(tǒng)數(shù)學(xué)模型（其中，包括真空助力器模型）的建立進行了一系列的研究[34][39][5]，并將模型應(yīng)用到ACC或制動系統(tǒng)的各種控制研究之中，并取得了較好的效果。 其中，Gerdes，Maciuca等研究并建立的真空助力器模型以及制動油路的模型，相對精度較好，可以作為一般的參考。制動系統(tǒng)建模中包括真空助力器的數(shù)學(xué)模型及制動油路的數(shù)學(xué)模型。在數(shù)學(xué)模型的建立中，需要考慮到以下兩點：1. 以汽車減速度作為對象比以單個輪胎作為研究對象,對控制的設(shè)計和對汽車動力學(xué)的計算更有意義。（）, 而在如此低的減速度下, 可以認為比例閥基本上不工作。因此，可以假定前、后輪有相同的制動力。下面，基于上述的先決條件，分別對真空助力器、制動液壓系統(tǒng)建立它們的數(shù)學(xué)模型。真空助力器工作中有三個工作狀態(tài)：即應(yīng)用狀態(tài)、維持狀態(tài)和釋放狀態(tài)。(1)力學(xué)平衡模型以膜片盤（也稱為隔膜）為受力對象，可建立如下力學(xué)平衡方程，圖33真空助力器的示意圖（37）式中， 為制動踏板的推力； 為由于壓力差在膜片盤上產(chǎn)生的作用力； 為真空助力器回位彈簧的作用力； 為真空助力器的輸出力； 為隔膜面積； 和 分別為應(yīng)用氣室和真空氣室的壓力； 為活塞體回位彈簧的預(yù)緊力； 為活塞體回位彈簧的剛度系數(shù)(通常,為一常量)； 為位移, 即行程的數(shù)值。因此，傳遞到制動主缸的力 為（38）(2) 氣體動力學(xué)模型空氣動力學(xué)中，假定在真空助力器的工作過程中的溫度保持不變的情況下（實際上，真空助力器的在發(fā)動機機倉內(nèi)的溫度變化的確很?。?。即，假設(shè)氣體為理想氣體，變化過程為等溫膨脹過程。一個熟知理想氣體的方程為，由此，得到壓力的變化率為，應(yīng)用氣室和真空氣室的壓力可由氣體質(zhì)量決定。表達式如下：（39）（310）式中， 、 分別為應(yīng)用氣室和真空氣室的氣體質(zhì)量； 為氣體常數(shù)； 為溫度； 和 分別為應(yīng)用氣室和真空氣室的初始體積。流進和流出應(yīng)用氣室的氣流質(zhì)量變化率 為, （311）流進和流出真空氣室的氣流質(zhì)量變化率 為（312）（313）公式中， 為大氣壓力； 、 分別為大氣到應(yīng)用氣室的氣流系數(shù)、氣體體積； 、 分別為泄漏氣流系數(shù)、氣體體積； 、 分別為應(yīng)用氣室到真空氣室氣流系數(shù)、氣體體積； 、 分別為真空氣室到發(fā)動機進氣歧管的氣流常數(shù)、氣體體積； 為進氣歧管壓力； 為氣體密度。在真空助力器的力學(xué)的模型中經(jīng)過簡化，顯然有，動力盤（活塞體和膜片盤）有三個具體的操縱狀態(tài)：在應(yīng)用狀態(tài)下，空氣可以進入應(yīng)用氣室而應(yīng)用氣室和真空氣室之間彼此密封；在維持狀態(tài)下，應(yīng)用氣室和真空氣室之間彼此密封，且空氣應(yīng)用氣室與大氣之間也存在密封；在釋放狀態(tài)下，空氣與兩氣室隔絕，通過兩氣室之間相通來平衡動力盤，而只要真空氣室的氣壓大于進氣歧管的氣壓，則真空氣室的空氣將通過真空助力器上的單向閥流到進氣歧管，使得真空氣室與進氣歧管處的真空度相對一致。表31三種工作狀態(tài)下閥口的狀態(tài)狀態(tài)空氣閥口真空閥口應(yīng)用狀態(tài)開（ON）關(guān)（OFF）保持狀態(tài)關(guān)（OFF）關(guān)（OFF）釋放狀態(tài)關(guān)（OFF）開（ON）由于，依據(jù)空氣流動方程和助力器控制閥閥口的運動規(guī)律，在動力盤（膜片盤）上的壓力變化可表示為，為外界大氣與應(yīng)用氣室的壓力差的變化率，為應(yīng)用氣室與真空氣室的壓力差的變化率，為真空氣室與進氣歧管的壓力差的變化率，其中， 的取值為表32的取值狀態(tài) 應(yīng)用狀態(tài)101維持狀態(tài)001釋放狀態(tài)011 制動液壓系統(tǒng)的數(shù)學(xué)模型以往，在制動系統(tǒng)的研究中，通常使用一個線性一維系統(tǒng)來近似表示制動液壓系統(tǒng)動力學(xué)。近年的研究表明，用不可壓縮流體通過小孔的標準方式來表達其動力學(xué)更加精確。(1)制動主缸的模型制動主缸的壓力為（314）式中， 為制動主缸壓力； 為制動主缸橫截面積； 為制動主缸的回位彈簧的反作用力； 為主缸活塞與制動主缸內(nèi)壁之間的密封摩擦力。(2)制動管線和制動分缸的數(shù)學(xué)模型制動主缸流體的體積變化有位移 和制動主缸橫截面積 決定，即經(jīng)實驗研究，每個輪上的壓力 是流體體積變化的函數(shù)，通常為三次多項式。這是通過實驗測試進行數(shù)據(jù)采集后，利用多項式形式的曲線對數(shù)據(jù)進行的數(shù)值擬合的結(jié)果。采用代數(shù)多項式作為表現(xiàn)形式的原因是：在進行計算機仿真和數(shù)字控制時，在計算機中進行數(shù)值處理時非常方便?？杀硎緸榧?，（315）其中， 多項式的各項系數(shù)具體取值以普桑為例有，根據(jù)流體力學(xué)，到每個輪缸的流體體積變化可用不可壓縮流體通過小孔來表達，則表達式為（316）式中， 為制動液的流動系數(shù)。而根據(jù)以前的研究，總的制動扭矩與輪缸壓力成線形的比例關(guān)系[32]，即式中， 為總的制動效率系數(shù)。 真空助力器非線性問題的研究真空助力器內(nèi)部的非線形問題一直是困擾著現(xiàn)代汽車控制的問題之一。首先，真空助力器是汽車制動系統(tǒng)的制動力能量源部件，如果其自身有良好的線形特性，則在現(xiàn)代控制中利用數(shù)字控制器對其過程進行控制，可直接形成帶反饋的控制回路系統(tǒng)，這對現(xiàn)代汽車的控制系統(tǒng)會帶來很多的方便，特別是現(xiàn)代汽車設(shè)計概念中要求制動系統(tǒng)的設(shè)計已經(jīng)進入到汽車牽引力穩(wěn)定系統(tǒng)當中去。更是希望真空助力器具有良好的線形模型。而事實上，像大多數(shù)的系統(tǒng)一樣，真空助力器自系統(tǒng)內(nèi)部仍然存在一定程度的非線形屬性，而這些非線形屬性會給控制帶來一系列的問題。1. 真空助力器的一系列非線性給制動系統(tǒng)的控制帶來了復(fù)雜性。第一個主要的困難是：真空助力器的自反饋系統(tǒng)有較低的帶寬，