某輪式車輛盤式駐車制動器設計

司小云, 馬文倫， 尹順良， 何 纓， 陳 濤

(1.中國第一汽車股份有限公司技術中心，長春 130011；2.中國北方車輛研究所，北京 100072)

某輪式車輛盤式駐車制動器設計

司小云1, 馬文倫1， 尹順良2， 何 纓1， 陳 濤1

(1.中國第一汽車股份有限公司技術中心，長春 130011；2.中國北方車輛研究所，北京 100072)

針對某4×4輪式車輛駐車制動的需要，分析了盤式駐車制動器的結構特點、受力情況，設計了一款盤式駐車制動器.臺架試驗和道路試驗結果表明，該盤式駐車制動器能滿足車輛駐坡60%的指標要求.

越野車輛；盤式駐車制動器；制動性能

Abstract：According to the demand of a certain wheeled vehicle，a new disc parking brake is designed in this paper and its force analysis and braking performance are studied. Bench test and real vehicle test prove that the disc parking brake can satisfy the 60% parking braking performance demand.

Keywords: off road vehicles；disc parking brake；braking performance

隨著國內(nèi)外汽車技術的發(fā)展，越野車輛使用需求越來越廣泛.越野車輛相比民用商用車輛而言，對車輛自身駐坡能力要求更高.為提高車輛駐車制動性能，當前行業(yè)內(nèi)普遍采用在中、后橋輪邊彈簧駐車制動的基礎上增加前橋匹配鼓式中央駐車制動器的解決方案.但該方案中，鼓式中央駐車制動器存在結構復雜、可靠性和穩(wěn)定性差、布置困難等多方面問題.

為解決上述問題，全新開發(fā)出一款盤式駐車制動器成為一個可行方案.因為從結構上看，控制盤式制動器兩平行的摩擦片比控制鼓式制動器中弧形制動蹄片的受力和運動更簡單，其制動力矩與摩擦片摩擦系數(shù)成線性關系，制動器本身無自行增勢作用，所以在制動過程中制動力矩增長較緩和，制動穩(wěn)定性好.

1 某輪式車輛駐車制動的技術需求

某4×4輪式越野車輛整車參數(shù)見表1，車輛設計指標要求駐車制動性能滿足60%駐坡要求.

表1 整車參數(shù)

車輛在上坡、下坡時在坡道上能夠停駐的條件是：車輛的駐車制動力M大于或者等于車輛自身重力在下坡方向的分力矩，因此車輛的60%坡駐坡條件為[1]：

M≥Ga·sinα·r.

(1)

經(jīng)計算，M≥36 756 N·m.

該車在后橋左右車輪已經(jīng)安裝了駐車制動器，其能提供的駐車制動力矩為M后=24 000 N·m.為滿足設計要求，需在前橋主減速器輸入端增加新的駐車制動器來提供額外所需駐車制動力矩M前.

M前=M-M后.

(2)

經(jīng)計算，M前=12 756 N·m.

已知前橋速比4.5，由此得出在前橋新增加的駐車制動器需要提供的制動力矩為：

(3)

經(jīng)計算，M1=2 834，N·m.

2 盤式中央駐車制動器結構及性能計算

盤式駐車制動器屬于浮鉗盤式制動器，制動鉗體僅可在兩個導向滑銷軸向滑動，其結構(見圖1)由制動鉗體、拉臂、滑銷、內(nèi)六角圓柱頭螺釘、推桿、駐車制動盤、花鍵軸、端蓋、回位彈簧、鋼球、內(nèi)摩擦片、外摩擦片、磁芯組成.

在駐車制動時，駐車制動促動力作用在拉臂上，拉臂帶動花鍵軸旋轉(zhuǎn)，驅(qū)使3個鋼球在花鍵軸與端蓋配合形成的螺旋型的球軌上運動，鋼球?qū)ㄦI軸及端蓋產(chǎn)生軸向推力及徑向扭矩.花鍵軸在軸向推力的作用下，推動推桿將軸向作用力傳遞到內(nèi)摩擦片上，推動內(nèi)摩擦片軸向運動，消除摩擦片與駐車制動盤之間的間隙，并最終壓緊駐車制動盤.同時，端蓋在軸向推力的作用下，端蓋帶動制動鉗體沿著導向滑銷軸向反向滑動，消除外摩擦片與駐車制動盤之間的間隙，并最終壓緊駐車制動盤.內(nèi)、外摩擦片與駐車制動盤之間的夾緊力，最終轉(zhuǎn)化為使車輛可靠駐坡的駐車制動扭矩.

在解除駐車制動時，回位彈簧產(chǎn)生的扭轉(zhuǎn)回位力矩驅(qū)使拉臂回位.拉臂通過花鍵軸使推桿回位，鉚接在推桿內(nèi)側(cè)的磁芯帶動內(nèi)摩擦片回到初始位置.同時，回位彈簧產(chǎn)生的軸向回位力及制動盤旋轉(zhuǎn)過程中產(chǎn)生的軸向推力驅(qū)使安裝在滑銷上的制動鉗體、端蓋及外摩擦片回到初始位置.

圖1 制動器結構圖

2.1 花鍵軸受力分析

如圖1所示，駐車制動促動力通過拉臂帶動花鍵軸，轉(zhuǎn)化為軸向推力傳遞到摩擦片最終夾緊制動盤，從而產(chǎn)生駐車制動力矩，使車輛停駐.其中，最關鍵的零部件為花鍵軸，其受力情況見圖2.

圖2 花鍵軸受力示意圖

假設鋼球與螺旋型球軌間潤滑條件為理想條件，忽略鋼球相對花鍵軸的滾動摩擦力和滑動摩擦力，且假定3個鋼球的作用力相等.根據(jù)花鍵軸受力及力矩平衡原理[2]，可得出如式(4)～式(8)所示的受力平衡及力矩平衡方程式.

FN1=FN2=FN3，

(4)

FN1y=FN2y=FN3y=FN1×cosθ，

(5)

FN1t=FN2t=FN3t=FN1×sinθ，

(6)

FN片+FT1-(FN1y+FN2y+FN3y)=0,

(7)

M-(FN1t+FN2t+FN3t)×R=0.

(8)

式中：FN1、FN2、FN3為鋼球?qū)β菪颓蜍壸饔昧?；FN1y、FN2y、FN3y為鋼球?qū)β菪颓蜍壸饔昧υ趛軸方向分力；FN1t、FN2t、FN3t為鋼球?qū)β菪颓蜍壸饔昧η邢蚍至Γ籉N片為推桿對花鍵軸的作用力(即等于該駐車制動器內(nèi)、外摩擦片對制動盤的作用力)；FT1為回位彈簧回位力；R為螺旋型球軌軌跡半徑；M為

拉臂對花鍵軸施加的力矩；θ為球軌螺旋升角.已知鋼球的螺旋球軌升程為10 mm，球軌在花鍵軸的圓周方向的夾角為120°，螺旋升角約為12.81°.

2.2 摩擦片摩擦力有效作用半徑計算

駐車制動過程中，內(nèi)、外摩擦片與制動盤之間的作用力示意圖如圖3所示.設定摩擦片的摩擦表面與制動盤接觸良好，且各處的單位壓力分布均勻，盤式制動器的制動力矩MF為

MF=2μFRu.

(9)

式中：μ為摩擦片摩擦系數(shù)；F為內(nèi)、外摩擦片對制動盤的壓緊力，可知F=FN片；Ru為摩擦力有效作用半徑[1].

如圖3所示，在內(nèi)、外摩擦片任一單元面積dxdy上的摩擦力對制動盤中心的力矩為μqRudxdy，q為摩擦片與制動盤之間的單位面積上的壓力，則制動器制動力矩為：

(10)

則摩擦力有效作用半徑Ru為：

(11)

式中:S為摩擦片作用面積；L為制動盤圓心與摩擦片的圓心間距；a為摩擦片圓心到切邊的距離；r為摩擦片幾何半徑.

已知L=128、r=33.5、a=21，由公式(11)求得摩擦力有效作用半徑Ru=125.332 7≈125.

圖3 摩擦片受力示意圖

2.3 制動器間隙設定

如圖1所示，盤式中央駐車制動器安裝在前橋主減速器輸入端，相對于安裝于輪邊的行車制動用盤式制動器來說，其制動盤轉(zhuǎn)速較高，為輪邊轉(zhuǎn)速的4～5倍，因此，初步設定其制動間隙高于行車盤式制動器設定的(0.6～0.9)mm,同時保證駐車促動機構的行程在合理范圍內(nèi).

駐車促動機構的行程S1計算公式為：

(12)

式中:l桿為拉臂的力臂長度，γ為拉臂的轉(zhuǎn)動角度.

駐車制動促動機構選用現(xiàn)有鼓式中央駐車制動器采用的駐車彈簧制動缸總成，如圖4所示，其總行程Sz為60 mm.已知l桿=100 mm，駐車促動機構的行程S1最大值S1max=Sz，利用式(12)可計算得出拉臂轉(zhuǎn)動角度γ最大值γmax=34.9°，此時該駐車制動器制動間隙Sy最大值Symax=2.91 mm.

綜合駐車制動盤轉(zhuǎn)速，同時考慮制動器工作過程中的變形量，設定駐車促動機構的最大可用行程S1為50 mm，此時對應Sy值為2.4 mm.推薦Sy最小值為行車制動器間隙的2倍左右，取Symin=1.5 mm.因此，設定駐車制動器間隙為1.5 mm≤Sy≤2.4 mm.對應駐車促動機構行程范圍為32 mm≤S1≤50 mm，對應駐車促動力約為F促≈2 000～2 500 N，最大極限駐車促動力為2 500 N.

圖4 駐車彈簧缸性能曲線

2.4 制動器駐車制動力矩計算

綜合上述計算結果及計算公式，可得出初始計算條件:最大極限駐車促動力F促=2 500 N，l桿=100 mm，μ=0.34，μ1=0.15，R=21 mm，r=12 mm，Sy=2.4 mm.設定該制動器效率η=0.85，則駐車制動器制動力矩M制為：

M制=FN片×μ×Ru×η×2.

(13)

經(jīng)計算，M制==3 165 N·m.制動力矩與促動力之間關系曲線見圖5.

圖5 制動力矩與促動力關系曲線

2.5 盤式中央駐車制動器CAE分析

駐車制動過程中，盤式制動器所受載荷為靜載荷.依據(jù)上文中極限的制動器促動力及對應的制動力矩值作為計算輸入條件，對總成進行靜強度分析，總成分析模型如圖6所示.

圖6 制動器分析模型

計算工況為極限拉臂促動力2 500 N，制動力矩3 165 N·m.制動器總成中拉臂、花鍵軸、制動鉗、端蓋的靜載安全系數(shù)云圖見圖7～圖10.

圖7 拉臂靜載安全系數(shù)云圖

圖8 花鍵軸靜載安全系數(shù)云圖

圖9 制動鉗靜載安全系數(shù)云圖

圖10 端蓋靜載安全系數(shù)云圖

依據(jù)經(jīng)驗積累，受靜載荷的結構件推薦靜載安全系數(shù)范圍為1.2～2.0.經(jīng)過CAE分析，制動器主要結構件靜載安全系數(shù)均在該范圍內(nèi)，可靠性可以滿足車輛使用需求.

3 盤式制動器試驗驗證

3.1 臺架試驗

參照文獻[3]，采用美國Link公司3900型汽車制動器試驗臺對盤式制動器總成進行臺架試驗(圖11).通過軟軸傳遞駐車促動力至制動器拉臂，實現(xiàn)駐車制動.磨合試驗的試驗慣量按式(14)進行計算.具體試驗條件見表2，試驗結果見表3，曲線見圖12.

(14)

c式中：I為試驗轉(zhuǎn)動慣量，kg·m2；G為汽車滿載質(zhì)量，kg；β為前后駐車制動力分配比；r為車輪滾動半徑，m；i為車輪至駐車制動器間總傳動比.

已知G為10 350 kg，β為0.93，r為0.502 m，i為5.83.經(jīng)計算I=36.8 kg·m2.

圖11 總成試驗臺架

表2 臺架試驗條件

序號試驗項目制動初速?終速/(km·h-1)制動輸入力/N制動初溫/℃制動次數(shù)/次冷卻風速/(m·s-1)測量參數(shù)1磨合試驗10?0≤80—2012--2靜效能試驗(前進和倒退)20?0500,1000,1500,2000,2500≤601012制動力矩

表3 靜效能臺架試驗結果

試驗結果表明，該盤式駐車制動器試驗制動力矩設計計算的結論.

3.2 樣車試驗驗證

通過60%坡道駐車試驗驗證，車輛上、下坡雙向均能可靠停駐,如圖13所示.試驗結果表明，該4×4 型越野車輛通過前橋增加匹配該新型盤式中央駐車制動器能夠滿足60%駐坡能力要求.

圖12 制動力矩曲線圖

圖13 60%坡駐車制動試驗

4 結 論

通過研究新型盤式駐車制動器的結構特點，設計了盤式駐車制動器，解決了某型4×4輪式越野車輛高駐坡能力要求的難題，為輪式車輛提供了一種基于機械操縱盤式駐車制動器的駐車方案.

[1] 劉維信. 汽車設計[M]. 北京：清華大學出版社，2001：708-710.

[2] 王 鐸. 理論力學[M]. 北京：高等教育出版社，2009：79-98.

[3] 全國汽車標準化技術委員會.QC/T 237-1997汽車駐車制動器性能臺架試驗方法[S].

DesignofDiscParkingBrakeofaCertainWheeledVehicle

SI Xiao-yun， MA Wen-lun， YI Shun-liang， HE Ying， CHEN Tao

(1．Group Corporation R&D Center, Changchun 130011，China；2. China North Vehicle Research Institute，Beijing 100072，China)

TJ81+0.2；TP391.77

A

1009-4687(2017)03-0040-05

2015-03-21.

司小云(1988-)，男，高級工程師，研究方向為輪式車輛制動系統(tǒng)設計；尹順良(1978-)，男，高級工程師，研究方向為輪式車輛制動系統(tǒng)設計.