基于試驗(yàn)的氣壓盤式制動器力矩不足原因分析

熊志強(qiáng)，程華國，熊虎，劉紅，沈超

(襄陽達(dá)安汽車檢測中心，湖北襄陽 441004)

基于試驗(yàn)的氣壓盤式制動器力矩不足原因分析

熊志強(qiáng)，程華國，熊虎，劉紅，沈超

(襄陽達(dá)安汽車檢測中心，湖北襄陽 441004)

針對氣壓盤式制動器臺架性能試驗(yàn)中制動力矩不足問題，簡要介紹了結(jié)構(gòu)、工作原理和制動力矩的計(jì)算方法，從試驗(yàn)的角度出發(fā)，分析存在的影響因素，詳細(xì)列出了臺架試驗(yàn)分析方法，根據(jù)匯總的試驗(yàn)結(jié)果可篩查出導(dǎo)致力矩不足問題的癥結(jié)所在。并通過實(shí)際應(yīng)用案例驗(yàn)證了該套分析方法的正確性。

氣壓盤式制動器；力矩不足；試驗(yàn)分析

0 引言

氣壓盤式制動器(Air Disk Brake， ADB)因自身結(jié)構(gòu)特點(diǎn)，相對于傳統(tǒng)的鼓式制動器，穩(wěn)定性好，在高速、重載和高溫的工況下能長期保持較高的制動力矩，在制動性能、輕量化和可靠性方面均具有明顯的競爭優(yōu)勢。

因傳動比和輸出正壓力較大，ADB經(jīng)常出現(xiàn)制動力矩不足的問題，而這個(gè)問題關(guān)系到產(chǎn)品自身的方方面面，難以確定最大影響因素。在多家企業(yè)的ADB研發(fā)中，某單位人員通過臺架試驗(yàn)及結(jié)果分析，均找出了開發(fā)樣件力矩不足的癥結(jié)所在，并提出了很多改進(jìn)建議，總結(jié)出一套臺架試驗(yàn)分析方法，效果顯著。

1 ADB簡介

1.1 結(jié)構(gòu)及工作原理

最常見的兩種ADB(Knorr和Haldex)的結(jié)構(gòu)示意圖如圖1—2所示。

ADB行車制動的工作原理為向安裝在制動鉗上的制動氣室充入壓縮空氣后，膜片變形促使推桿伸出，制動氣室的推桿力經(jīng)過制動鉗內(nèi)的搖臂的杠桿作用放大后驅(qū)動推桿機(jī)構(gòu)，并將與推桿機(jī)構(gòu)同一側(cè)的制動襯片壓向制動盤，同時(shí)推桿機(jī)構(gòu)的反作用力推動制動鉗將另一側(cè)的制動襯片拉向制動盤，兩側(cè)的制動襯片夾緊轉(zhuǎn)動的制動盤從而實(shí)現(xiàn)制動。

圖1 Knorr ADB結(jié)構(gòu)示意圖

圖2 Haldex ADB結(jié)構(gòu)示意圖

國內(nèi)，Knorr、Haldex 、WABCO和Meritor等4家公司的ADB占據(jù)了進(jìn)口產(chǎn)品的大部分市場份額，但它們的工作原理基本相同，都是由搖臂將氣室的推桿力放大，搖臂的凸輪將放大了的力通過推桿機(jī)構(gòu)作用到制動襯片上，區(qū)別在于制動鉗內(nèi)部的結(jié)構(gòu)布置和制動間隙自動調(diào)整機(jī)構(gòu)。而制動間隙自動調(diào)整機(jī)構(gòu)主要由搖臂和推桿機(jī)構(gòu)組成，當(dāng)搖臂的輸入行程超過預(yù)設(shè)行程時(shí)，搖臂觸發(fā)推桿機(jī)構(gòu)自動調(diào)整制動間隙，但不能過調(diào)整，否則將造成行車拖磨現(xiàn)象。

圖2中，ADB制動時(shí)，制動氣室的膜片在前1/3段時(shí)，推桿行程較小，搖臂處于C段；制動氣室的膜片在中2/3段時(shí)，推桿行程合理，在有效行程之內(nèi)，此時(shí)搖臂處于C0段；制動氣室在后1/3段時(shí)，推桿行程較大，搖臂處于E段。

1.2 制動力矩的計(jì)算

假設(shè)制動襯片的摩擦表面全部與制動盤接觸，且各處單位壓力均勻分布，則制動器的制動力矩為：

M=2fF0Re

(1)

式中：M為制動力矩；f為摩擦因數(shù)；F0為單側(cè)制動襯片對制動盤的正壓力；Re為制動襯片的有效作用半徑。

單側(cè)制動襯片對制動盤的正壓力F0按式(2)計(jì)算：

F0=ληF

(2)

式中：λ為搖臂的傳動比；η為機(jī)械傳動效率，可取0.90～0.95；F為制動氣室的推桿輸出力。

將式(2)代入式(1)可得M為：

M=2ληfFRe

(3)

制動襯片的有效作用半徑Re是制動襯片扇形表面的面積中心至制動盤中心的距離。如圖3所示，假設(shè)R1和R2分別為制動襯片扇形表面的內(nèi)半徑和外半徑，扇形弧度為θ，且各處均勻分布的單位壓力為p，則整個(gè)扇形摩擦面上產(chǎn)生的摩擦力矩M為：

(4)

摩擦面的單位壓力為:

(5)

將式(5)代入式(4)，可得:

(6)

比較式(1)和式(6)，可得制動襯片的有效作用半徑Re為:

(7)

將式(2)代入式(6)可得M為：

(8)

R1/R2的值一般不應(yīng)小于0.65。這是因?yàn)槿鬜1/R2的值過小，即扇形的徑向?qū)挾冗^大，則襯片摩擦面上各不同半徑處的滑摩速度相差太遠(yuǎn)，將導(dǎo)致襯片磨損不均勻。

圖3 制動襯片單位摩擦面積簡化示意圖

ADB設(shè)計(jì)完成后，機(jī)械傳動效率η、搖臂的傳動比λ和制動襯片的有效作用半徑Re也會隨之確定。

表1 Haldex DB系列制動器的性能參數(shù)

2 制動力矩不足原因試驗(yàn)分析

日常委托檢測試驗(yàn)中發(fā)現(xiàn)，國內(nèi)某些中小型企業(yè)在借鑒Knorr和Haldex的結(jié)構(gòu)特點(diǎn)研發(fā)ADB時(shí)，經(jīng)常出現(xiàn)制動器在額定制動壓力下實(shí)際發(fā)揮的制動力矩比設(shè)計(jì)值小很多。該單位人員對制動器問題件經(jīng)過一系列的臺架試驗(yàn)分析，查找出影響制動力矩的主要因素，現(xiàn)將分析方法總結(jié)如下。

2.1 制動氣室輸出力和摩擦因數(shù)原因排查

簡單分析式(8)可知：制動力矩M與制動氣室的推桿輸出力F和制動襯片的摩擦因數(shù)f呈正比關(guān)系。因此，當(dāng)出現(xiàn)制動力矩不足時(shí)，首先拆下制動氣室和制動襯片，在制動氣室性能試驗(yàn)臺上參照QC/T 790-2007《制動氣室性能要求及臺架試驗(yàn)方法》第6.4條測量靜特性曲線(見圖4)，在定速摩擦試驗(yàn)機(jī)上按照GB 5763-2008《汽車用制動器襯片》測量制動襯片摩擦因數(shù)(見圖5)，這些試驗(yàn)結(jié)果必須在設(shè)計(jì)要求之內(nèi)。

圖4 制動氣室靜特性測量

圖5 制動襯片摩擦因數(shù)測量

根據(jù)GB 5763-2008《汽車用制動器襯片》可得表2，其中的摩擦因數(shù)數(shù)值要求比較寬松，目前ADB采用的制動襯片的摩擦因數(shù)f一般取值為0.30～0.45。

罵完，這位羊倌抄起羊鞭子，氣呼呼趕著羊，又到沙坨子里放羊去了?？咕堋胺饨睢钡牟恢凰粋€(gè)人。很多人認(rèn)為，“封禁令”斷了老百姓的財(cái)路。當(dāng)然，長期延續(xù)下來的傳統(tǒng)放牧方式一下得到改變，并不簡單。然而，“封禁令”不講情面，照放的，罰！被罰的，傻眼了——這是動真格的呀！

表2 制動襯片摩擦因數(shù)允許范圍

2.2 正壓力原因排查

當(dāng)試驗(yàn)分析排除制動氣室和制動襯片兩個(gè)零件造成的制動力矩不足時(shí)，進(jìn)一步分析式(8)，ADB制動力矩M與搖臂的傳動比λ和制動氣室的推桿輸出力F均呈正比線性關(guān)系，而λ和F的乘積為作用于制動襯片上的正壓力。

在設(shè)計(jì)制動器時(shí)，若搖臂傳動比λ或者制動氣室推桿輸出力F較小，都將直接導(dǎo)致作用在制動襯片上的正壓力較小，而當(dāng)摩擦因數(shù)f恒定時(shí)，制動力矩M也將較小。

測量正壓力時(shí)，首先將制動襯片和制動氣室安裝到卡鉗上，采用壓電式力傳感器，代替制動盤用來測量正壓力。壓電式石英力傳感器是利用壓電石英晶體的縱向壓電效應(yīng)設(shè)計(jì)而成，軸向尺寸不大。如圖6所示，制動襯片通過傳感器底板將正壓力均勻、垂直地作用在壓電石英力傳感器的兩側(cè)表面上。在不同的制動氣壓下，壓電石英力傳感器測量的正壓力值會發(fā)生變化。通過分析正壓力變化情況，判斷正壓力是否達(dá)到預(yù)期設(shè)計(jì)目標(biāo)。

圖6 制動正壓力測量示意圖

由于正壓力等于搖臂傳動比λ和制動氣室輸出力F的乘積，因此當(dāng)制動氣室推桿輸出力足夠大時(shí)，正壓力的問題主要體現(xiàn)在搖臂杠桿傳動比的設(shè)計(jì)偏小或制動氣室制動時(shí)的推桿行程過長。

2.3 制動氣室推桿行程過長原因排查

以表1中57.15 cm盤式制動器為例計(jì)算，在額定氣壓下，作用于摩擦擦料上的正壓力非常大，具體計(jì)算如下：

λ×F×η=15.8×13.9 kN×93%=204 kN

如此巨大的正壓力作用在制動襯片和制動鉗上，會導(dǎo)致這些零件產(chǎn)生變形，而這些變形(記為ξ)需要制動氣室多行走15.8ξ來補(bǔ)償。另外，由于汽車行駛時(shí)制動器不能產(chǎn)生拖磨，制動器自調(diào)機(jī)構(gòu)會保持一個(gè)預(yù)設(shè)間隙值。假設(shè)制動鉗變形量0.85 mm、正常工作間隙值0.8 mm，則需要?dú)馐倚谐虨?5.8×(0.85+0.8)mm=26.1 mm，僅這兩個(gè)影響因素就直接消耗了近1/2的制動氣室有效行程。在有效行程內(nèi)，制動氣室輸出力基本保持不變，但當(dāng)超過有效行程后，氣室推桿輸出力會急劇下滑。

通過以上分析，制動器工作時(shí)，氣室推桿行程容易出現(xiàn)過長現(xiàn)象，這將導(dǎo)致制動力矩下降。如圖7所示，將制動氣室的推桿和安裝螺栓延長同等長度后，制動氣室裝配在制動鉗體上。制動時(shí)，氣室的推桿伸出，百分表測量推桿上安裝的測量板的位移，這個(gè)位移就是推桿行程。

圖7 制動氣室制動時(shí)推桿行程測量示意圖

在額定氣壓制動時(shí)，通過圖7測得的推桿行程超過有效行程時(shí)，得從制動鉗體的內(nèi)部查找力矩不足原因，具體分析排查從以下幾個(gè)方面進(jìn)行：

2.3.1 制動襯片壓縮變形是否過大排查

GB 5763-2008《汽車用制動器襯片》第5.7條規(guī)定，ADB制動襯片的壓縮變形應(yīng)不大于2%。具體試驗(yàn)方法如圖8所示，采用精密拉壓力試驗(yàn)機(jī)，按照額定正壓力進(jìn)行制動襯塊壓縮變形測量。

圖8 制動襯片壓縮變形測量

2.3.2 鉗體剛性是否偏小排查

制動時(shí)，制動襯片作用在制動盤上的正向力的反作用力經(jīng)過一系列傳遞后作用在制動鉗上，迫使制動鉗沿軸向拉伸。若制動鉗的鉗體剛性較差，這個(gè)拉伸的長度經(jīng)過搖臂的杠桿作用放大后也將較大，必將消耗掉制動氣室較大的推桿輸出行程，可能導(dǎo)致力矩下降。

參照GB/T 31970-2015《汽車用氣壓制動卡鉗總成性能要求及臺架試驗(yàn)方法》第6.2條檢測鉗體剛性，如圖9所示。

圖9 鉗體剛性測量示意圖

2.3.3 工作間隙是否過大排查

CJ/T 240-2006《城市客車氣壓盤式制動器》第5.5.a規(guī)定，制動襯片與制動盤的雙邊工作間隙之和為0.6～1.2 mm。按第6.2條檢測工作間隙的步驟如下：

(1)將制動器總成固定在安裝架上,使制動襯片與制動盤的間隙之和不小于2 mm。

(2)向制動氣室總成充入0.7 MPa壓縮空氣,持續(xù)5 s后進(jìn)行制動釋放。如此反復(fù)進(jìn)行20次。

(3)推動鉗體使內(nèi)側(cè)制動襯片與制動盤貼合，用塞尺檢測外側(cè)制動襯片與制動盤的間隙。

如果測得的間隙超出標(biāo)準(zhǔn)要求，需要對制動鉗自調(diào)機(jī)構(gòu)的結(jié)構(gòu)、功能和安裝進(jìn)行分析，查找原因。

2.3.4 制動氣室的推桿預(yù)留間隙是否較大排查

為盡可能減小拖滯力矩，制動氣室的推桿在初始位置與搖臂處一般都設(shè)有預(yù)留間隙。在出現(xiàn)制動力矩偏小時(shí)，需要驗(yàn)證這個(gè)值是否過大。

以上幾個(gè)因素都正常時(shí)，制動氣室的推桿將工作在有效行程內(nèi)，仍以表1中57.15 cm盤式制動器為例計(jì)算：制動工作間隙為0.8 mm，假設(shè)鉗體剛性為0.85 mm，制動襯片材料厚度為25 mm，假設(shè)壓縮變形單片為1.6%，搖臂傳動比為15.8，制動氣室的推桿和搖臂預(yù)留間隙假定為5 mm，可反推出制動氣室的推桿行程s為：

s=(0.8+0.85+25×1.6%×2)×15.8+5=43.71 mm

以上氣室推桿工作行程是很合理的數(shù)值。

2.4 有效半徑Re的影響排查

由式(1)可知：制動力矩M與制動襯片有效作用半徑Re呈正比線性關(guān)系。Re設(shè)計(jì)較小，將直接導(dǎo)致M較小。另外，有效作用半徑Re是假設(shè)制動襯片是標(biāo)準(zhǔn)扇形來計(jì)算的，實(shí)際上大部分不是標(biāo)準(zhǔn)扇形，如圖10所示。

圖10 制動襯片外形圖

它由扇形表面的內(nèi)半徑R1、外半徑R2、下沿距制動盤圓心的高度c和制動襯片的寬度d共同決定，因此制動襯片的有效作用半徑Re將引入一個(gè)襯片外形因子k。最終，ADB的制動力矩M為:

(9)

影響k的因素主要有制動襯片的外形、制動襯片倒角工藝等。此值對制動力矩有一定影響，但比較小。

2.5 制動襯片接觸面積較小

制動襯片與制動盤的接觸面積較小時(shí)，制動時(shí)接觸部位溫度迅速升高導(dǎo)致摩擦因數(shù)降低，進(jìn)而使制動力矩下降。若制動盤摩擦面加工精度差或變形嚴(yán)重，會導(dǎo)致制動襯片與制動盤的接觸面積減小，使制動力矩下降。

制動器連續(xù)制動產(chǎn)生熱衰退時(shí)，制動盤遇高溫可能會引起變形。因此，若高溫衰退后制動力矩下降明顯，需要按照機(jī)械零件形位公差檢查方法檢查制動盤的平面度、圓跳動等，查看是否在圖紙要求之內(nèi)。圖11是制動盤圓跳動檢查示意圖。

圖11 制動盤圓跳動檢查示意圖

3 實(shí)際案例應(yīng)用及驗(yàn)證

在進(jìn)行某公司開發(fā)的50.8 cm ADB臺架性能摸底試驗(yàn)時(shí)發(fā)現(xiàn)，在30 km/h制動初速、0.8 MPa額定制動壓力和匹配50.8 cm制動氣室時(shí)，平均制動力矩最大僅有15.3 kN·m。而行業(yè)上同規(guī)格的制動器在相同試驗(yàn)條件下，平均制動力矩一般在18.0 kN·m左右，兩者相差15%。

為查找導(dǎo)致制動力矩不足的原因，首先測量匹配的50.8 cm制動氣室在0.8 MPa壓力下的靜特性曲線，檢測結(jié)果見圖12，氣室推桿力F在9 500 N左右，與行業(yè)一致，符合設(shè)計(jì)要求。

圖12 制動氣室0.8 MPa靜特性曲線

接著查看該公司提供的制動襯塊摩擦因數(shù)測試報(bào)告，摩擦因數(shù)達(dá)到0.37，也在設(shè)計(jì)要求之內(nèi)。再按照第2.2節(jié)進(jìn)行制動鉗正壓力測量，測得的正壓力為136 kN。

已知制動器的有效作用半徑Re為164 mm，假設(shè)機(jī)械傳動效率η為0.95，代入式(1)，可得：

M=2ηλFfRe=2×0.95×136×0.37×0.164=15.7 kN·m

由此計(jì)算的力矩值和試驗(yàn)實(shí)測值接近，但遠(yuǎn)低于18kN·m。因此可以判定是卡鉗正壓力偏小導(dǎo)致制動器力矩不足。

繼而，根據(jù)第2.1節(jié)和2.3節(jié)，測量制動氣室制動時(shí)的推桿行程和在此行程下的推桿輸出力。檢測結(jié)果見圖12，在0.1～0.8MPa氣壓制動時(shí)，推桿輸出力線性上升，而推桿輸出行程也隨之從30mm逐漸上升至55mm。再觀察圖13可知，在0.8MPa氣壓制動時(shí)，制動氣室推桿行程55mm雖接近末端，但推桿輸出力并無明顯下降，基本不存在推桿行程過長現(xiàn)象。

圖13 制動氣室推桿輸出測量結(jié)果

由于制動氣室推桿輸出力和摩擦因數(shù)均符合要求，推桿行程也基本不存在過長現(xiàn)象，但正壓力仍偏小，因此可以推斷出影響正壓力的另一個(gè)因素：搖臂傳動比偏小。

該公司得到試驗(yàn)分析結(jié)果的反饋后，經(jīng)尺寸校驗(yàn)，發(fā)現(xiàn)搖臂加工有誤，導(dǎo)致實(shí)際傳動比只有14.5左右，小于其設(shè)計(jì)值16，從而驗(yàn)證了該套試驗(yàn)分析方法的正確性。隨后，改進(jìn)的制動器在性能試驗(yàn)中，仍在30km/h制動初速、0.8MPa額定制動氣壓和匹配50.8cm制動氣室的相同試驗(yàn)條件下，制動力矩增長較大，達(dá)到了17.8kN·m，與市場同規(guī)格制動器持平。

4 總結(jié)

隨著ADB在專用校車、危險(xiǎn)貨物運(yùn)輸車和大型客車上的市場份額不斷擴(kuò)大，進(jìn)口制動器價(jià)格又較貴，國內(nèi)很多廠家開始轉(zhuǎn)型研發(fā)ADB。

在這樣的市場環(huán)境下，文中針對ADB臺架性能試驗(yàn)中出現(xiàn)的制動力矩不足問題，從試驗(yàn)的角度分析，從結(jié)構(gòu)原理和制動力矩的計(jì)算出發(fā)，對ADB可能影響制動力矩的因素按照由外而內(nèi)的步驟依次進(jìn)行排查，總結(jié)出詳細(xì)的試驗(yàn)分析方法。最后的實(shí)際案例運(yùn)用也驗(yàn)證了該套試驗(yàn)分析方法的正確性。

這套試驗(yàn)分析方法用于ADB開發(fā)，能夠快速、高效地找到產(chǎn)品實(shí)際存在的問題，指明產(chǎn)品改進(jìn)方向，值得推廣運(yùn)用。

【1】王望予.汽車設(shè)計(jì)[M].4版.北京：機(jī)械工業(yè)出版社,2004.

【2】陳家瑞.汽車構(gòu)造:下冊[M].2版.北京：機(jī)械工業(yè)出版社,2005.

【3】張小虞.汽車工程手冊:試驗(yàn)篇[M].北京：人民交通出版社,2001.

Causes and Experimental Analysis for Insufficient Torque of Air Disc Brake

XIONG Zhiqiang, CHENG Huaguo, XIONG Hu, LIU Hong, SHEN Chao

(Xiangyang Daan Automobile Test Center, Xiangyang Hubei 441004,China)

For the problem of insufficient braking torque in air disc brake performance test, the structure, working principle and calculation method of braking torque were introduced briefly, the influencing factors were analyzed based on test, the bench test analysis method was shown in details. The summary test results can be used to screen out the crux of insufficient braking torque problem. Finally, the correctness of the analysis method was verified through an actual application case.

Air disc brake; Insufficient braking torque; Experimental analysis

2017-02-18

熊志強(qiáng)，男，學(xué)士，工程師，研究方向?yàn)樾凶呦到y(tǒng)試驗(yàn)研究。E-mail：xiongzhq@nast.com.cn。

10.19466/j.cnki.1674-1986.2017.06.015

U467

B

1674-1986(2017)06-053-05