制動夾鉗單元輸出力傳遞規(guī)律及影響因素分析

曾梁彬, 王賢龍, 陳炳偉

(中車戚墅堰機車車輛工藝研究所有限公司， 江蘇常州 213011)

制動系統(tǒng)是軌道交通車輛安全運行的重要保障，基礎(chǔ)制動裝置作為其中最關(guān)鍵的組成部分之一，是列車其他制動措施發(fā)生失效后的最后一道安全保障[1-2]?；A(chǔ)制動裝置的傳遞效率是制動系統(tǒng)設(shè)計中的一項重要參數(shù)，對精確控制制動距離、提高制動穩(wěn)定性、優(yōu)化制動控制策略具有重要意義[3]。

國內(nèi)許多工程技術(shù)人員圍繞基礎(chǔ)制動裝置的傳遞效率開展了大量研究工作。孫新海[4]研究了貨車基礎(chǔ)制動裝置在空車和重車工況下的靜態(tài)效率，指出了不同形式閘調(diào)器對傳動效率損失的影響規(guī)律。李伯清[5]結(jié)合《列車牽引計算規(guī)程》針對貨車閘瓦踏面制動的3種傳動效率計算方法進行了差異分析，推薦了其中一種相對準確的算法用于評價貨車踏面制動裝置的實際傳動效率。王延哲[6]針對踏面制動裝置，利用制動動力試驗臺，提出了動態(tài)傳動效率的試驗方法，并對比了動、靜態(tài)傳動效率之間的差異與聯(lián)系。孫家鋒[7]從結(jié)構(gòu)原理的角度介紹了幾種踏面制動裝置的制動倍率計算方法，并對比了不同結(jié)構(gòu)制動裝置的制動效率和緩解性能。陳炳偉[8]則針對盤形制動的夾鉗單元，通過在不同溫度、不同振動工況下的實測制動力與理論制動力的對比，驗證了傳動效率計算方法的準確性。

基礎(chǔ)制動裝置實測輸出力與理論輸出力之間存在差異，一方面是來源于機械傳動過程中零部件間的摩擦損失，另一方面則是因理論計算模型自身存在一定誤差導(dǎo)致。而理論計算模型誤差主要是由于建模過程中對制動裝置載荷傳遞規(guī)律的分析存在簡化或不完備。以目前動車組平臺普遍采用的三點吊掛式制動夾鉗單元為對象，從執(zhí)行機構(gòu)的工作原理出發(fā)，分別研究了制動缸和制動夾鉗受到調(diào)節(jié)軸制動行程、盤片磨耗等外部因素的影響規(guī)律，并對傳統(tǒng)的輸出力計算公式提出了修正。

1 制動缸輸出力傳遞規(guī)律

制動缸的功能是將輸入氣體的壓力轉(zhuǎn)化為調(diào)節(jié)軸的軸向推力。從原理上看，制動缸的輸入力Fc_in與氣體壓力Pc和制動缸活塞有效面積Ap有關(guān)，即：

Fc_in=PcAp

(1)

制動缸的阻力一方面來源于傳動機構(gòu)零件之間的摩擦損失，另一方面來源于內(nèi)部彈簧阻力。一般經(jīng)驗認為，緩解彈簧力是阻力，對制動缸的輸出力有直接影響。因此，計算此類制動缸輸出力Fc_out的經(jīng)驗公式為：

Fc_out=(PcAp-Fspr)×ηc

(2)

式中Fspr為緩解彈簧工作高度的彈簧力;ηc為考慮制動缸內(nèi)部零件摩擦阻力后的機械傳動效率。

1.1 制動缸輸出力模擬

某不帶內(nèi)部放大功能的制動缸的多體動力學(xué)分析模型如圖1所示。調(diào)節(jié)軸軸向外側(cè)設(shè)置了一個彈性模擬負載，來模擬安裝在制動夾鉗上實施制動動作時制動缸受到的軸向約束反力。

1-模擬負載;2-調(diào)節(jié)軸;3-調(diào)節(jié)螺母;4-活塞管導(dǎo)管;5-方鍵;6-錐齒滑套;7-調(diào)節(jié)螺母彈簧;8-緩解彈簧。圖1 制動缸動力學(xué)仿真模型

在制動夾鉗單元的實際使用中，夾鉗緩解狀態(tài)的盤片間隙和夾鉗杠桿的剛度會影響實施制動動作時制動缸調(diào)節(jié)軸的實際制動行程(包含空走行程和彈性行程，閘片抱閘前制動缸調(diào)節(jié)軸的行程為空走行程，閘片抱閘后由于杠桿變形引起的制動缸調(diào)節(jié)軸行程為彈性行程)盤片間隙越大，或夾鉗杠桿剛度越小，調(diào)節(jié)軸制動行程就相對越大。

針對本節(jié)制動缸多體動力學(xué)模型，通過調(diào)整模擬負載的彈性剛度，可以改變調(diào)節(jié)軸的制動行程，以此來研究不同制動行程下制動缸輸出力的變化規(guī)律。

(1)制動行程較小時的輸出力

設(shè)置制動缸與軸向空走行程5 mm，模擬負載的剛度為K=10 kN/mm，制動缸活塞輸入力Fc_in=10 kN，不考慮制動缸的內(nèi)部摩擦效率損失(假設(shè)ηc=100%)。制動缸調(diào)節(jié)軸的行程和輸出力、緩解彈簧力、調(diào)節(jié)螺母彈簧力的仿真結(jié)果如圖2所示。

從圖2中可以看出，調(diào)節(jié)軸輸出力Fc_out約為8 738 N，制動行程Sc_out約為6.2 mm，工作高度下緩解彈簧力Fspr約為1 263 N，調(diào)節(jié)螺母彈簧力Fspa約為239 N。在此工況下，輸出力Fc_out為輸入力Fc_in和緩解彈簧力Fspr二者之差，即滿足式(2)關(guān)系。

圖2 調(diào)節(jié)軸制動行程較小時的仿真結(jié)果

(2)制動行程較大時的輸出力

設(shè)置制動缸與軸向空走行程5 mm，模擬負載的剛度為K=4 kN/mm，制動缸活塞輸入力Fc_in=10 kN，不考慮制動缸的內(nèi)部摩擦效率損失(假設(shè)ηc=100%)。制動缸調(diào)節(jié)軸的行程和輸出力、緩解彈簧力、調(diào)節(jié)螺母彈簧力的仿真結(jié)果如圖3所示。

從圖3中可以看出，調(diào)節(jié)軸輸出力Fc_out約為8 495 N，制動行程Sc_out約為7.5 mm，工作高度下緩解彈簧力Fspr約為1 270 N，調(diào)節(jié)螺母彈簧力Fspa約為235 N。在此工況下，各力之間關(guān)系并不滿足式(2)關(guān)系，輸出力Fc_out為輸入力Fc_in與緩解彈簧力Fspr和調(diào)節(jié)螺母彈簧力Fspa合力之差。此時制動缸輸出力Fc_out的計算公式為：

Fc_out=(PcAp-Fspr-Fspa)×ηc

(3)

圖3 調(diào)節(jié)軸制動行程較大時的仿真結(jié)果

1.2 不同行程下制動缸輸出力試驗

取兩組制動缸樣品進行輸出力試驗，其中一組為正常制動缸，另一組拆除其調(diào)節(jié)機構(gòu)，如圖4所示。針對兩組試驗樣品，在不發(fā)生間隙調(diào)整的前提下輸入相同氣壓(375 kPa)，分別測試不同制動行程下的輸出力，測試結(jié)果見表1和圖5。

圖4 制動缸輸出力測試

從試驗結(jié)果可以看出，對于不帶調(diào)節(jié)機構(gòu)的制動缸樣品，輸出力穩(wěn)定在10.6 kN附近，基本不隨制動行程的變化而改變。

而對于帶有調(diào)節(jié)機構(gòu)的制動缸樣品，隨著調(diào)節(jié)軸制動行程的增大，輸出力呈現(xiàn)降低趨勢，其中，前兩個制動行程下測得的輸出力約在10.35 kN附近，后兩個制動行程下測得的輸出力約在10.59 kN附近，前后相差約0.24 kN，與調(diào)節(jié)螺母彈簧的理論彈簧力(約0.23 kN)基本一致，說明當制動行程減小后，調(diào)節(jié)螺母彈簧力轉(zhuǎn)變?yōu)橹苿痈變?nèi)部阻力，這與上節(jié)仿真分析結(jié)論相吻合。

表1 制動缸輸出力試驗結(jié)果

圖5 制動缸輸出力試驗結(jié)果對比

1.3 制動缸輸出力影響機理分析

圖6為兩種制動行程下調(diào)節(jié)機構(gòu)制動狀態(tài)的示意。從圖6(a)中可以看出，當制動行程較小時，方鍵未受到活塞管導(dǎo)管上方鍵槽的軸向限位，調(diào)節(jié)螺母與錐齒滑套之間的齒面嚙合，此時調(diào)節(jié)螺母彈簧的力為調(diào)節(jié)機構(gòu)內(nèi)力；從圖6(b)中可以看出，當制動行程較大時，方鍵受到活塞管導(dǎo)管上方鍵槽的軸向限位，調(diào)節(jié)螺母與錐齒滑套之間的齒面發(fā)生分離，此時調(diào)節(jié)螺母彈簧一端通過錐齒滑套和方鍵作用在活塞導(dǎo)管上，另一端通過調(diào)節(jié)螺母作用在調(diào)節(jié)軸上，故調(diào)節(jié)螺母彈簧力成為調(diào)節(jié)軸的阻力。

從上節(jié)制動缸輸出力試驗中也可以發(fā)現(xiàn)，當拆除制動缸內(nèi)部調(diào)節(jié)機構(gòu)后，制動缸輸出力基本不隨制動行程變化而改變，這也進一步驗證了上述分析的正確性。

3-調(diào)節(jié)螺母;4-活塞管導(dǎo)管;5-方鍵;6-錐齒滑套;7-調(diào)節(jié)螺母彈簧。圖6 不同制動行程下的調(diào)節(jié)機構(gòu)狀態(tài)示意

1.4 制動缸輸出力計算公式修正

由上述分析可以發(fā)現(xiàn)，制動缸的輸出力與制動缸調(diào)節(jié)軸的制動行程有關(guān)，制動行程較小時，制動狀態(tài)下調(diào)節(jié)螺母與錐齒滑套的端齒未發(fā)生分離，制動缸內(nèi)部僅緩解彈簧力為阻力；制動行程較大時，制動狀態(tài)下調(diào)節(jié)螺母與錐齒滑套的端齒將發(fā)生分離，制動缸內(nèi)部的緩解彈簧力和調(diào)節(jié)螺母彈簧力均為阻力。由此，式(2)可修正為：

(4)

2 制動夾鉗輸出力傳遞規(guī)律

制動夾鉗是將制動缸提供的軸向推力，以銷軸為固定鉸接支點，通過杠桿并以一定的放大倍率，轉(zhuǎn)化為雙側(cè)閘片的正壓力。從原理上看，制動夾鉗的動力輸入Fl_in來源于制動缸輸出的推力，即Fl_in=Fc_out。一般經(jīng)驗認為，制動夾鉗的阻力主要來源于傳動機構(gòu)零件之間的摩擦損失，因此，計算制動夾鉗的輸出力Fl_out的經(jīng)驗公式為：

Fl_out=Fl_in×il×ηl

(5)

式(5)中，il為制動夾鉗雙側(cè)杠桿比;ηl為考慮制動夾鉗零件摩擦阻力后的機械傳動效率。

2.1 制動夾鉗輸出力模擬

某3點吊掛式制動夾鉗的多體動力學(xué)分析模型如圖7所示，該模型的理論雙側(cè)杠桿比為3.217。在雙側(cè)杠桿末端安裝一個模擬制動缸來提供軸向推力，前端雙側(cè)閘片之間設(shè)置模擬制動盤。

1-模擬制動盤;2-閘片托銷軸;3-閘片托;4-銷軸;5-杠桿;6-吊架;7-模擬制動缸;8-閘片托吊。圖7 制動夾鉗動力學(xué)仿真模型

在制動夾鉗單元的實際使用中，制動盤和閘片的磨耗會改變制動狀態(tài)下杠桿和閘片托吊的轉(zhuǎn)角姿態(tài)。以下針對本節(jié)制動夾鉗多體動力學(xué)模型，通過改變模型中制動盤厚度，來模擬研究不同磨耗狀態(tài)下制動夾鉗輸出力的變化情況。

設(shè)置模擬制動缸軸向推力Fc_out=Fl_in=10 kN，不考慮制動夾鉗的機械傳動效率損失(假設(shè)ηl=100%)。不同制動盤厚度下制動夾鉗的輸出力仿真結(jié)果如表2所示。

從表2中可以看出，隨著制動盤厚度從61 mm變化至66 mm，制動夾鉗閘片端雙側(cè)夾緊力Fl_out從約32.53 kN 下降至約32.24 kN，發(fā)生了較小的變化，制動夾鉗的實際放大倍率約在3.224～3.253之間，略高于理論杠桿比3.217。

表2 制動夾鉗雙側(cè)夾緊力仿真結(jié)果

2.2 不同制動盤厚度下夾鉗輸出力試驗

為驗證上述仿真分析中制動盤不同厚度對制動夾鉗輸出力的影響，取一組制動夾鉗單元樣品進行輸出力試驗，如圖8所示。

圖8 制動夾鉗輸出力測試

為消除制動缸自身輸出力變化帶來的影響，拆除了制動缸內(nèi)部調(diào)節(jié)機構(gòu)，從而可將制動缸的輸出力Fc_out視作基本恒定(見上節(jié)結(jié)論)。調(diào)整制動缸輸入氣壓Pc使制動缸輸出力Fc_out保持在10 kN附近，通過增加墊片的方式有級調(diào)整制動盤厚度，記錄不同厚度下制動夾鉗閘片端的雙側(cè)正壓力，結(jié)果如表3所示。

表3 制動夾鉗雙側(cè)夾緊力實測結(jié)果

圖9為在對應(yīng)制動盤厚度下制動夾鉗輸出力仿真與實測結(jié)果對比。從圖中可以看出，實測制動夾鉗的輸出力與仿真結(jié)果具有相同的變化趨勢，驗證了仿真分析結(jié)論的合理性。從絕對數(shù)值上比較，實測結(jié)果整體小于仿真結(jié)果，主要是因為仿真分析中未考慮制動夾鉗由機械摩擦導(dǎo)致的效率損失。

圖9 不同制動盤厚度下的制動夾鉗輸出力對比

2.3 制動夾鉗輸出力影響機理分析

從原理上看，影響制動夾鉗輸出力效率變化的因素主要包含以下兩方面：閘片托吊的水平約束反力和實際杠桿比的變化。

(1)閘片托吊水平約束反力

圖10為制動狀態(tài)下閘片托的受力狀態(tài)示意。在制動狀態(tài)下，閘片托上主要受到來自杠桿的壓力Fl、來自制動盤的約束反力Fd，以及閘片托吊的約束反力Fzptd，3個平衡力之間滿足以下關(guān)系：

(6)

式(6)中α為閘片托吊偏離垂直平面的角度，其值隨制動狀態(tài)下制動盤和閘片的磨耗量有關(guān)，F(xiàn)d水平分量的兩倍即為制動夾鉗輸出的雙側(cè)夾緊力Fl_out。

1-閘片托吊;2-閘片托;3-杠桿;4-閘片。圖10 閘片托受力狀態(tài)示意

從圖10中不難發(fā)現(xiàn)，由于閘片托吊水平約束反力Fzptdsinα的存在，杠桿上的壓力在轉(zhuǎn)化為閘片正壓力的過程中出現(xiàn)了損失，這部分效率損失的大小與閘片托吊偏離垂直平面的角度α有關(guān)，α越大，效率損失越嚴重。

(2)實際杠桿比變化

制動夾鉗杠桿結(jié)構(gòu)如圖11所示，A為閘片托銷軸孔軸線投影，B為螺紋銷孔軸線投影，O為銷軸孔軸線投影，其中，O點為轉(zhuǎn)動中心。

圖11 實際杠桿比變化示意

從圖中可以看出，A、B、O3點不共線，O點位置相較AB連線存在一定偏移量。在杠桿設(shè)計時，通常在制動缸輸出力Fc_out方向與AB連線正交狀態(tài)(初始設(shè)計狀態(tài))下進行設(shè)計，因此設(shè)計的理論杠桿比為：

(7)

式中，L1和L2分別為杠桿以銷軸為轉(zhuǎn)動支點作用時的前、后段力臂長度，并且有：

(8)

其中，l1和l2分別為銷軸孔軸線到閘片托銷軸孔軸線和螺紋銷孔軸線的距離，θ1和θ2的含義見圖11所示。l1、l2、θ1和θ2為杠桿的結(jié)構(gòu)參數(shù)，不隨杠桿姿態(tài)變化而改變。

當制動盤和閘片存在磨耗，制動夾鉗杠桿在制動狀態(tài)下的轉(zhuǎn)角姿態(tài)也將發(fā)生相應(yīng)變化。當杠桿在制動狀態(tài)下的姿態(tài)相對于初始設(shè)計狀態(tài)轉(zhuǎn)過一定角度β之后，制動夾鉗的實際杠桿比iL′將變?yōu)椋?/p>

(9)

從上式可以看出，當A、B、O3點不共線，即θ1和θ2不為零時，制動狀態(tài)下杠桿轉(zhuǎn)角姿態(tài)的改變將引起實際杠桿比發(fā)生變化。其中，銷軸孔O位置相較閘片托銷軸孔A與螺紋銷孔B二者兩線的偏移量越大，θ1和θ2也越大，杠桿轉(zhuǎn)角變化引起的實際杠桿比變化也越明顯。當A、B、O3點共線時，制動夾鉗的杠桿比將保持不變。

由此，式(5)可修正為：

(10)

3 結(jié) 論

(1) 制動缸調(diào)節(jié)軸制動行程的大小會影響制動缸的輸出力。制動行程較小時，制動缸內(nèi)部阻力主要為緩解彈簧力；制動行程較大時，除緩解彈簧力外，調(diào)節(jié)螺母彈簧力也體現(xiàn)為內(nèi)部阻力。

(2) 制動夾鉗在制動狀態(tài)下的姿態(tài)會影響制動夾鉗的輸出力，一方面是由于閘片托吊的水平約束反力導(dǎo)致的力傳遞損失，另一方面是由于制動狀態(tài)下杠桿姿態(tài)角度引起的實際杠桿比變化。

(3) 影響制動缸制動行程的因素主要包括制動夾鉗緩解狀態(tài)下的盤片間隙以及夾鉗的結(jié)構(gòu)剛度；影響制動夾鉗制動狀態(tài)下姿態(tài)的因素包括制動盤和閘片磨耗，因此，在制動摩擦副材料服役全生命周期過程中輸出力會存在一定范圍的變化。