車輛制動器彈子盤加壓機(jī)構(gòu)傳遞函數(shù)及效率研究

張志凱，蘭 海，寧克焱

(中國北方車輛研究所，北京 100072)

彈子盤加壓機(jī)構(gòu)結(jié)構(gòu)緊湊，增力能力強(qiáng)，工作可靠耐用，便于與制動器集成，拆裝維護(hù)方便，環(huán)境適應(yīng)性好，制造成本低.特別適用于空間狹小的車輛制動、轉(zhuǎn)向控制系統(tǒng)［1］.

彈子盤加壓機(jī)構(gòu)如圖1所示，主要由轉(zhuǎn)動壓盤1、彈子2、移動壓盤3、回位彈簧4、片式制動器5等零件組成.當(dāng)車輛制動時，駕駛員的制動力通過作動機(jī)構(gòu)作用于與轉(zhuǎn)動壓盤相連的拉臂上，拉臂帶動轉(zhuǎn)動壓盤轉(zhuǎn)動，通過彈子推動移動壓盤向右平移，克服回位彈簧的拉力，將片式制動器壓緊，從而使車輛制動.當(dāng)駕駛員松開制動踏板時，作用于轉(zhuǎn)動壓盤上的力消失，彈子和移動壓盤在回位彈簧拉力的作用下向左平移，片式制動器分離，制動力消失，車輛正常行駛.

圖1 彈子盤加壓機(jī)構(gòu)示意圖

彈子盤加壓機(jī)構(gòu)工作的基本原理是，利用彈子在具有一定傾斜角的溝槽中滾動，在支承力的作用下，將旋轉(zhuǎn)運動轉(zhuǎn)化為直線運動，同時，通過壓盤與彈子之間的相互擠壓把作動力(矩)轉(zhuǎn)變?yōu)橹苿悠髂Σ粮苯Y(jié)合的正壓力，既改變了力的方向，又增大了力的大小.

本研究對彈子盤加壓機(jī)構(gòu)力和位移傳遞函數(shù)以及傳動效率進(jìn)行公式推導(dǎo)，旨在為該機(jī)構(gòu)工程設(shè)計與仿真分析奠定理論基礎(chǔ).

1 彈子盤加壓機(jī)構(gòu)力傳遞函數(shù)推導(dǎo)

為便于研究，提取彈子盤加壓機(jī)構(gòu)結(jié)構(gòu)模型，如圖2所示.其中，α為轉(zhuǎn)動壓盤、移動壓盤上彈子溝槽的傾斜角.制動過程中，彈子盤轉(zhuǎn)動壓盤、彈子、移動壓盤受力情況如圖3所示.其中，F(xiàn)為作用于轉(zhuǎn)動壓盤的作動力，F(xiàn)x為沿x方向作用于轉(zhuǎn)動壓盤上的支撐力，F(xiàn)y為沿y方向作用于移動壓盤上的支撐力，F(xiàn)o為移動壓盤作用于制動器的壓力，即彈子盤加壓機(jī)構(gòu)輸出力，F(xiàn)'o則為其反作用力.圖中忽略了各構(gòu)件重力的影響和彈子及壓盤產(chǎn)生的彈性變形.

圖2 彈子盤加壓機(jī)構(gòu)結(jié)構(gòu)模型

圖3 彈子盤各構(gòu)件受力分析

假設(shè)彈子作勻速運動，根據(jù)力的平衡關(guān)系，在y方向上，由圖3(a)得:

在x方向上，由圖3(c)得:

式中:n為彈子個數(shù).

N1與 N'1、N2與N'2、f1與 f'1、f2與 f'2均為作用力與反作用力.對彈子而言，N1=N2，f1、f2為彈子受到的摩擦力.若μ為彈子與壓盤間的摩擦系數(shù)，則有f1=μ·N1，f2=μ·N2.

由式(1)、式(2)得:

所以，彈子盤加壓機(jī)構(gòu)輸出力為:

則 Fo=f(α，μ)·F .f(α，μ)即為力傳遞函數(shù).

在正常狀態(tài)下，力傳遞函數(shù)與彈子槽傾角α和彈子摩擦系數(shù)μ有關(guān).

由式(4)分別對α、μ求導(dǎo)，得:

所以，力傳遞函數(shù)對彈子槽傾角、彈子摩擦系數(shù)而言是減函數(shù).

因此，在工程設(shè)計中，為保證制動器摩擦副有足夠大的壓緊力，彈子槽傾角、彈子摩擦系數(shù)應(yīng)盡可能小.減小彈子摩擦系數(shù)主要從彈子和壓盤的材料、表面粗糙度、硬度、潤滑等方面予以考慮.

2 彈子盤加壓機(jī)構(gòu)位移傳遞函數(shù)推導(dǎo)及驗證

在車輛制動過程中，彈子與兩壓盤接觸點A、B處的速度分析如圖4所示.VA是彈子隨轉(zhuǎn)動壓盤旋轉(zhuǎn)的切線速度，VB是彈子隨移動壓盤沿軸向移動的速度.

設(shè)轉(zhuǎn)動壓盤旋轉(zhuǎn)角度為θ(單位為度)，彈子中心線所在圓的半徑為Rd，移動壓盤的軸向位移為x，彈子滾動角速度為ω，則有:

所以位移傳遞函數(shù)為:

顯然，g(α，Rd)隨α和Rd的增大而增大.

位移傳遞函數(shù)的正確性得到了實物測試的驗證，參見表1和圖5.實物參數(shù):Rd為185mm，α為16°，測試操縱拉臂半徑為250 mm.限于測試條件，測試中記錄的是彈子盤加壓機(jī)構(gòu)轉(zhuǎn)動壓盤的切向位移值，而不是轉(zhuǎn)動角度，造成計算值與實測值之間存在一定的誤差.

圖4 彈子與壓盤接觸點的速度分析

表1 軸向位移計算值與實測值

圖5 位移傳遞計算值與實測值

3 彈子盤加壓機(jī)構(gòu)傳動效率計算方法

圖6為移動壓盤在制動過程中的受力分析，圖中，F(xiàn)k為回位彈簧的作用力，F(xiàn)f為移動壓盤平移時所受的摩擦力，滑動摩擦系數(shù)為μf，產(chǎn)生摩擦力的正壓力作用半徑為Rf，F(xiàn)z為作用于制動器摩擦副上的正壓力，作用半徑為Rz，制動器摩擦副數(shù)為m，動摩擦系數(shù)為μz，制動力矩為T.

圖6 移動壓盤在移動方向上的受力分析

設(shè)彈子盤操縱拉臂的回轉(zhuǎn)半徑為R，制動拉力為Fi，則作用于轉(zhuǎn)動壓盤上的力為:F=，由力傳遞函數(shù)可得作用于移動壓盤上的力為

根據(jù)片式制動器工作原理有

由圖6知Fo=Fz+Ff+Fk，所以

彈子盤加壓機(jī)構(gòu)傳動效率η為:

影響彈子盤加壓機(jī)構(gòu)傳動效率因素分析:

在工程設(shè)計中，根據(jù)車輛制動性能要求確定制動器制動力矩的大小，進(jìn)而確定制動器摩擦副數(shù)及結(jié)構(gòu)，移動壓盤摩擦系數(shù)和尺寸也會根據(jù)零件的材質(zhì)和結(jié)構(gòu)加以確定.因此，影響傳動效率的因素有3個，即回位彈簧拉力Fk、彈子摩擦系數(shù)μ及彈子槽傾角α.

1)回位彈簧拉力Fk對效率η的影響.由式(9)可知，η隨Fk的增大而減小，因此，設(shè)計時，在保證移動壓盤快速回位，即保證制動器摩擦元件快速分離的前提下，應(yīng)盡可能取較小值.

2)彈子摩擦系數(shù)μ對效率η的影響.對式(10)關(guān)于μ求導(dǎo)得:

所以，η隨μ的增大而減小.在實際使用過程中，由于磨損的累積和擠壓變形，彈子摩擦系數(shù)不斷增大，將使彈子盤加壓機(jī)構(gòu)的傳動效率不斷下降.

3)彈子槽傾角α對效率η的影響.對式(10)關(guān)于α求導(dǎo)得:

4 應(yīng)用實例

某車輛制動系統(tǒng)彈子盤加壓機(jī)構(gòu)及片式制動器有關(guān)參數(shù)如下:彈子和壓盤材料均為鋼，彈子摩擦系數(shù)μ=0.003，彈子槽傾角α=16°，拉臂回轉(zhuǎn)半徑R=524 mm，彈子中心所在圓(滾道)半徑Rd=370 mm，滑動摩擦系數(shù)μf=0.18，正壓力作用半徑Rf=0.23 m，摩擦副數(shù)m=4，摩擦片動摩擦系數(shù)μz=0.26，摩擦副正壓力作用半徑Rz=0.185 m，回位彈簧拉力Fk=2 kN，制動力矩T=10.16 kN·m.試計算該彈子盤加壓機(jī)構(gòu)的力放大倍數(shù)、壓盤位移與操縱拉臂角位移的轉(zhuǎn)換關(guān)系以及傳動效率.

由力傳遞函數(shù)關(guān)系式(4)得彈子盤加壓機(jī)構(gòu)力的放大倍數(shù)為:

由位移傳遞函數(shù)關(guān)系式(6)得制動器壓盤位移x與彈子盤操縱拉臂轉(zhuǎn)角θ的關(guān)系為:

由傳動效率計算式(9)得彈子盤加壓機(jī)構(gòu)的傳動效率為:

5 結(jié)論

通過對彈子盤加壓機(jī)構(gòu)受力及速度分析，推導(dǎo)出了該機(jī)構(gòu)力和位移的傳遞函數(shù)，提出了傳動效率的計算方法，并對有關(guān)影響因素進(jìn)行了分析，研究結(jié)果可以應(yīng)用于彈子盤加壓機(jī)構(gòu)的工程設(shè)計和仿真分析.從上述計算式得出如下結(jié)論:

1)彈子盤加壓機(jī)構(gòu)力的放大倍數(shù)隨彈子槽傾角、彈子摩擦系數(shù)的增大而減小，位移傳遞量隨彈子槽傾角增大而增大.

2)彈子盤加壓機(jī)構(gòu)的傳動效率隨彈子槽傾角增大而提高，隨彈子摩擦系數(shù)、回位彈簧拉力的增大而降低.

3)彈子及其壓盤上的彈子槽應(yīng)進(jìn)行硬化處理，接觸表面應(yīng)保證具有較高的粗糙度，以實現(xiàn)較低的滾動阻力，保證力的放大效果，同時，有助于提高傳動效率.

4)彈子槽傾角的確定應(yīng)綜合考慮力的放大倍數(shù)、移動壓盤最大行程和傳動效率等實際工程要求.

5)彈子盤加壓機(jī)構(gòu)中回位彈簧的拉力要適度，設(shè)計時應(yīng)根據(jù)駕駛員施加在制動踏板上的力的大小、彈子盤增力倍數(shù)、壓盤回位阻力等因素加以確定.

［1］張洪圖，姜正根，趙家象.坦克構(gòu)造學(xué) ［M］.北京:北京工業(yè)學(xué)院出版社，1986.