基于電機(jī)械技術(shù)的制動(dòng)機(jī)構(gòu)分析與教學(xué)實(shí)踐

靳華偉 ，王國榮

(安徽理工大學(xué)機(jī)械工程學(xué)院，安徽淮南 232001)

0 引言

電機(jī)械制動(dòng)技術(shù)屬于《中國制造2025》智能制造的主攻方向[1]，也是歐盟民用機(jī)器人研發(fā)計(jì)劃項(xiàng)目(SPARC)的核心技術(shù)[2]，機(jī)械化、自動(dòng)化、智能化和信息化程度高，具有巨大的發(fā)展?jié)摿?，已成功?yīng)用于汽車、軌道交通等領(lǐng)域[3-5].該技術(shù)在結(jié)構(gòu)上將原液壓驅(qū)動(dòng)部分改為由電動(dòng)機(jī)驅(qū)動(dòng)，將制動(dòng)對(duì)象集合成一個(gè)信號(hào)交互處理和實(shí)時(shí)控制的電控系統(tǒng)，具有響應(yīng)時(shí)間短、可靠性高、體積小、無泄漏、無爬行、定比傳動(dòng)和便于聯(lián)網(wǎng)控制等優(yōu)點(diǎn)，能夠有效提高系統(tǒng)響應(yīng)、簡化系統(tǒng)結(jié)構(gòu)、降低維護(hù)難度、優(yōu)化控制算法和提高制動(dòng)可靠性[6].

在國際上，電機(jī)械制動(dòng)技術(shù)最早應(yīng)用于航空航天和軍事中，現(xiàn)已在汽車和軌道交通等領(lǐng)域得到了成功應(yīng)用.1)德國的研究中[7-8]，Hilzinger等人以電機(jī)帶動(dòng)錐齒輪一級(jí)減速機(jī)構(gòu)，再通過滾珠絲杠副完成軸向推力作用；Bosch公司的iBooster電機(jī)械制動(dòng)器利用電磁離合器實(shí)現(xiàn)快速進(jìn)給，并通過二級(jí)減速齒輪機(jī)構(gòu)完成制動(dòng)蹄塊的增力；Continental Teves公司采用內(nèi)置電機(jī)帶動(dòng)齒輪減速機(jī)構(gòu)，通過滾珠絲杠和棘爪鎖完成制動(dòng)和駐車；Siemens公司采用內(nèi)置電機(jī)直接帶動(dòng)滾珠絲杠運(yùn)動(dòng)，用杠桿增力機(jī)構(gòu)代替一級(jí)齒輪減速裝置.2)瑞典Hakdex公司開發(fā)了緊湊的集成電機(jī)械制動(dòng)車輪模塊，并將其應(yīng)用于歐盟民用機(jī)器人研發(fā)計(jì)劃項(xiàng)目(SPARC)[9].3)美國GM、意大利Bertone、法國Citroen、日本Denso、Advics、Nissan等公司也成功開發(fā)了電機(jī)械制動(dòng)器樣機(jī)，并通過大量樣機(jī)測試，驗(yàn)證了電機(jī)械制動(dòng)的可行性和可靠性[10-11].4)韓國和日本等國家的鐵道研究機(jī)構(gòu)已成功將電機(jī)械制動(dòng)技術(shù)應(yīng)用于軌道交通制動(dòng)領(lǐng)域，推動(dòng)了大推力高響應(yīng)電機(jī)械制動(dòng)技術(shù)的發(fā)展[12-13].國內(nèi)對(duì)電機(jī)械制動(dòng)技術(shù)的研究發(fā)展較快，在結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)與控制策略分析等方面也取得了卓有成效的成績.1)同濟(jì)大學(xué)設(shè)計(jì)了適用于軌道車輛的新型電機(jī)械制動(dòng)系統(tǒng)，其電機(jī)械盤形制動(dòng)單元的外形與既有空氣制動(dòng)夾鉗單元一致[14]；2)吉林大學(xué)設(shè)計(jì)了無壓力傳感器的電子機(jī)械控制器，搭建了電子機(jī)械穩(wěn)定性控制系統(tǒng)試驗(yàn)臺(tái)，開展了執(zhí)行器的離線仿真調(diào)試和制動(dòng)性能測試[15]；3)清華大學(xué)研究了電機(jī)械制動(dòng)器穩(wěn)定性影響因素，搭建了電子機(jī)械試驗(yàn)臺(tái)，完善了相應(yīng)控制算法[16]；4)湖南大學(xué)研究了電子機(jī)械執(zhí)行器的精確控制和制動(dòng)同步性問題[17]；5)北京理工大學(xué)、浙江大學(xué)、西南交通大學(xué)、合肥工業(yè)大學(xué)、重慶大學(xué)、江蘇大學(xué)、瀚德萬安(中國)等高校和科研機(jī)構(gòu)也在汽車電機(jī)械制動(dòng)器的結(jié)構(gòu)研發(fā)、控制策略和實(shí)驗(yàn)研究等方面取得了顯著成績，并致力于電機(jī)械技術(shù)在國內(nèi)的產(chǎn)業(yè)化[18]；6)南京中車開展了軌道交通轉(zhuǎn)向架用電機(jī)械踏面制動(dòng)單元的應(yīng)用研究，等等.

由上述可見，電機(jī)械制動(dòng)技術(shù)已從一種輔助制動(dòng)手段發(fā)展成獨(dú)立制動(dòng)系統(tǒng)，且具有高響應(yīng)、高可靠性和較好的應(yīng)用前景.尤其是其在軌道交通制動(dòng)領(lǐng)域的成功應(yīng)用，為該技術(shù)的進(jìn)一步發(fā)展奠定了理論和技術(shù)基礎(chǔ).本文以一般結(jié)構(gòu)形式的電機(jī)械制動(dòng)機(jī)構(gòu)為例，采用理論、仿真和實(shí)驗(yàn)等方法，進(jìn)行電機(jī)械制動(dòng)機(jī)構(gòu)分析和實(shí)踐教學(xué)研究， 以擴(kuò)充學(xué)生視野， 激發(fā)學(xué)生學(xué)習(xí)興趣， 提高教學(xué)效果和教學(xué)質(zhì)量.

1 教學(xué)內(nèi)容準(zhǔn)備

一般結(jié)構(gòu)形式的電機(jī)械制動(dòng)機(jī)構(gòu)主要基于連桿組件和電機(jī)械制動(dòng)機(jī)構(gòu)實(shí)現(xiàn)運(yùn)動(dòng)，包括連桿、滾珠絲杠副、力矩電機(jī)和減速器等，如圖1所示.在制動(dòng)初始位置時(shí)，擺桿組件a處于擺桿初始角位置，摩擦片處于最右邊位置，不對(duì)制動(dòng)對(duì)象制動(dòng).當(dāng)制動(dòng)時(shí)，電機(jī)通過聯(lián)軸器a帶動(dòng)減速器，再通過聯(lián)軸器b驅(qū)動(dòng)滾珠絲杠旋轉(zhuǎn)，旋轉(zhuǎn)的滾珠絲杠通過螺母實(shí)現(xiàn)螺母鉸鏈在垂直滑道中垂直向上運(yùn)動(dòng).此時(shí)，擺桿組件a逆時(shí)針擺動(dòng)，聯(lián)動(dòng)推塊帶動(dòng)摩擦片向制動(dòng)對(duì)象方向水平移動(dòng)，實(shí)現(xiàn)90度垂直換向制動(dòng).

1. 電機(jī) 2. 聯(lián)軸器a 3. 減速器 4. 聯(lián)軸器b 5. 滾珠絲杠 6. 螺母 7. 螺母鉸鏈 8. 垂直滑道9. 殼體 10.上殼體鉸鏈 11. 擺桿組件a 12.推塊鉸鏈 13. 摩擦片 14.推塊 15. 擺桿組件b圖1 一般結(jié)構(gòu)形式的電機(jī)械制動(dòng)機(jī)構(gòu)Fig.1 Composition of electromechanical motor in general structure form

2 課堂教學(xué)

2.1 問題初步

以現(xiàn)有制動(dòng)氣缸半徑90.5 mm為對(duì)象進(jìn)行研究，其制動(dòng)氣路最大壓力約為0.6 MPa，則單個(gè)制動(dòng)踏面氣缸最大制動(dòng)壓力為：

F氣缸=P×πr2=0.6MPa×π×(90.5mm)2=15.11kN

(1)

式中，F(xiàn)氣缸為氣缸最大制動(dòng)壓力，kN；P為管路壓力，MPa；r為液壓活塞半徑，mm.

要求緩解間隙為10～16 mm，最佳夾緊力建立時(shí)間小于等于0.8 s，同時(shí)提供2.7～3.6的制動(dòng)倍率，制動(dòng)力不小于33kN，故本文以要求制動(dòng)力為目標(biāo)進(jìn)行反演，首先設(shè)計(jì)連桿機(jī)構(gòu)，再依次設(shè)計(jì)電機(jī)械制動(dòng)結(jié)構(gòu).

2.2 連桿機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì)分析

取等長連桿兩極限位置進(jìn)行分析，結(jié)合初始角度α和制動(dòng)角度β，得出最大制動(dòng)行程與角度和連桿長度的關(guān)系，結(jié)合緩解間隙要求設(shè)計(jì)連桿主要參數(shù)，如圖2所示.

圖2 連桿機(jī)構(gòu)分析圖Fig.2 Linkage analysis diagram

F制動(dòng)=2tanα×F制動(dòng)=2tanα×F目標(biāo)驅(qū)動(dòng)

(2)

式中，F(xiàn)制動(dòng)為連桿制動(dòng)力，kN；F氣缸為氣缸最大制動(dòng)壓力，kN；α為連桿初始角度，°.

由公式(2)可知，制動(dòng)倍率為2tanα，因技術(shù)要求為2.7～3.6，故α可取53.47～60.95°，則一次制動(dòng)最大行程S為：

S=S2-S1=1-lsinα

(3)

(4)

式中，S為制動(dòng)最大行程，mm；S1為初始連桿行程，mm；S2為制動(dòng)連桿行程，mm；l為連桿長度，mm.

S=S2-S1=lsinβ-lsinα≥10mm

(5)

由公式(5)可知，制動(dòng)角度β≥71.7°，而電機(jī)械驅(qū)動(dòng)垂直行程為初始垂直距離d1與制動(dòng)垂直距離d2之差，即Δd=d1-d2=2lcosα-2lcosβ=44.6 mm.由連桿制動(dòng)力為33kN可知目標(biāo)驅(qū)動(dòng)力為：

(6)

式中，β為制動(dòng)角度，°；F目標(biāo)驅(qū)動(dòng)為電機(jī)械制動(dòng)驅(qū)動(dòng)力，kN.

2.3 電機(jī)械制動(dòng)機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì)分析

2.3.1 滾珠絲杠副選型設(shè)計(jì)分析 以電機(jī)械制動(dòng)最大驅(qū)動(dòng)力5.5 kN為目標(biāo)，進(jìn)行計(jì)算.由前述最小緩解間隙10 mm，計(jì)算相對(duì)應(yīng)的絲杠移動(dòng)44.6 mm，最佳夾緊力建立時(shí)間≤0.8 s，則

(7)

式中，v絲杠max為絲杠最大速度，mm/s.

初選絲杠導(dǎo)程L0=5 mm，則

(8)

(9)

(10)

式中，n絲杠max為絲杠最大轉(zhuǎn)速，r/min；i為所需傳動(dòng)比；n電機(jī)額定為電機(jī)額定轉(zhuǎn)速，r/min；Tmax為所需最大力矩，N·m；ηp為運(yùn)動(dòng)效率.

2.3.2 力矩電機(jī)的選型設(shè)計(jì)分析 由于減速機(jī)構(gòu)的減速比應(yīng)大于3，則根據(jù)滾珠絲杠的最大驅(qū)動(dòng)力矩4.71 N·m，可得直流力矩電機(jī)的連續(xù)堵轉(zhuǎn)的力矩不得小于1.57 N·m.又因?yàn)橐笞畲筝敵隽Σ恍∮?3 kN，故電機(jī)功率為：

1. 太陽輪 2. 內(nèi)齒圈 3. 行星輪 4. 行星架 n1. 太陽輪輸入轉(zhuǎn)速 n4.行星架輸出轉(zhuǎn)速圖3 行星齒輪減速器示意圖Fig.3 Schematic diagram of planetary gear reducer

(11)

式中，P為電機(jī)功率，W.由公式(11)可知，力矩電機(jī)的功率為306.625 W，但緊急制動(dòng)工況并不會(huì)經(jīng)常出現(xiàn)，且電機(jī)短時(shí)間容許過載，故選取型號(hào)為90ZW-02的直流無刷電機(jī)，其額定功率為300 W，最大轉(zhuǎn)矩為3 N·m.

2.3.3 行星齒輪減速器的選型設(shè)計(jì)分析 由前述電機(jī)最大轉(zhuǎn)矩為3 N·m ，滾珠絲杠最大驅(qū)動(dòng)力矩為4.71 N·m ，則行星齒輪減速最小傳動(dòng)比：

(12)

式中，T電機(jī)為電機(jī)力矩，N·m；imin為最小傳動(dòng)比.由公式(12)可知，要求減速器的最小傳動(dòng)比為1.57.綜合考慮行星齒輪減速器的最大傳動(dòng)比，在這里取傳動(dòng)比為3.行星齒輪減速器的結(jié)構(gòu)簡圖如圖3所示，取太陽輪的齒數(shù)為40，計(jì)算得到行星輪齒數(shù)為20、內(nèi)齒圈齒數(shù)為80.齒輪模數(shù)取2，則選用型號(hào)為ZER60的行星齒輪減速器，其速比為3，扭矩為25 N·m，額定轉(zhuǎn)速為2 000 r/min.

2.4 仿真教學(xué)分析

由于制動(dòng)系統(tǒng)是依靠驅(qū)動(dòng)制動(dòng)塊與制動(dòng)盤摩擦實(shí)現(xiàn)制動(dòng)的，故在制動(dòng)過程中的彈性變形不可忽略，需視作柔性體進(jìn)行處理，進(jìn)行剛?cè)狁詈蟿?dòng)力學(xué)仿真分析.通過Hertz彈性接觸理論定義齒輪間接觸力，彈簧力剛度系數(shù)k取10 kN/mm，非線性力冪指數(shù)e取3，阻尼系數(shù)cmax取1，阻尼系數(shù)達(dá)到最大時(shí)的穿透距離d取0.001 mm，電機(jī)堵轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)矩取3.2 N·m，制動(dòng)盤上等效轉(zhuǎn)動(dòng)慣量取32.8 kg·m2，初始角速度取4 392 deg/s，制動(dòng)塊與制動(dòng)盤的間隙取0.2 mm，模擬80～0 km/h工況下的緊急制動(dòng)狀態(tài)，進(jìn)行制動(dòng)仿真分析，結(jié)果如圖4所示.

圖4 制動(dòng)仿真分析結(jié)果Fig.4 Analysis results of braking simulation

由圖4a)所示的制動(dòng)間隙仿真可知，當(dāng)制動(dòng)電機(jī)正轉(zhuǎn)時(shí)，0.044 s后制動(dòng)塊與制動(dòng)盤接觸，此時(shí)制動(dòng)盤夾緊制動(dòng)；當(dāng)制動(dòng)電機(jī)反轉(zhuǎn)時(shí)，0.085 s后間隙完全消除，釋放制動(dòng)；當(dāng)電機(jī)轉(zhuǎn)速達(dá)到1 125 deg/s，與額定空載轉(zhuǎn)速190 r/min基本吻合.由圖4b)所示的制動(dòng)夾緊力響應(yīng)仿真可知，制動(dòng)力伴隨一定超調(diào)量，在0.03 s后穩(wěn)定在17 kN，則兩側(cè)制動(dòng)為34 kN，滿足設(shè)計(jì)要求.由圖4c)所示的制動(dòng)盤角速度和減速度仿真可知，緊急制動(dòng)時(shí)間為2.8 s，制動(dòng)盤角速度減幅較穩(wěn)定，制動(dòng)盤角加速度波動(dòng)后穩(wěn)定于1 400 deg/s2.

制動(dòng)塊與制動(dòng)盤間的摩擦機(jī)理影響著制動(dòng)的穩(wěn)定性，本文從控制兩者間的靜摩擦系數(shù)角度出發(fā)，分別設(shè)置靜摩擦系數(shù)為0.6、0.7和0.8，模擬60～0 km/h制動(dòng)工況，對(duì)比仿真分析制動(dòng)穩(wěn)定性，得到了不同靜摩擦系數(shù)下的制動(dòng)盤角速度、角減速度、徑軸向時(shí)域關(guān)系.不同摩擦系數(shù)的仿真對(duì)比結(jié)果如表1所示，可知當(dāng)靜摩擦系數(shù)大于0.6時(shí)，在制動(dòng)初始階段，存在顫振現(xiàn)象，且徑向有輕微的振動(dòng)，但軸向基本無振動(dòng)；在夾緊階段時(shí)，徑向和軸向均有瞬時(shí)強(qiáng)振動(dòng)沖擊，但徑向振動(dòng)趨于減弱.隨著靜摩擦系數(shù)減小，顫振減弱，徑軸向峰值逐漸減??；當(dāng)靜摩擦系數(shù)減小到0.6時(shí)，基本無顫振現(xiàn)象，故本文選擇摩擦系數(shù)為0.6開展結(jié)構(gòu)的選型及優(yōu)化設(shè)計(jì).

表1 不同摩擦系數(shù)仿真結(jié)果對(duì)比Tab.1 Comparison of simulation results of different friction coefficients

2.5 實(shí)踐教學(xué)研究

為了驗(yàn)證系統(tǒng)的制動(dòng)性能，選取制動(dòng)響應(yīng)時(shí)間為對(duì)象進(jìn)行實(shí)驗(yàn)研究，模擬實(shí)驗(yàn)如圖5所示.實(shí)驗(yàn)系統(tǒng)由輪轂轉(zhuǎn)速模擬模塊、制動(dòng)執(zhí)行器模塊、附加工況模擬模塊和傳感測試模塊組成.輪轂轉(zhuǎn)速模擬模塊主要通過變頻調(diào)速器(銳普，1.5KW-220AC)和電磁離合器(通用，DLD6-40A)控制三相異步電動(dòng)機(jī)(皖達(dá)，YE2-90L-6)驅(qū)動(dòng)制動(dòng)盤(山之左，CDZ60418B)，實(shí)時(shí)模擬輪轂轉(zhuǎn)速.制動(dòng)執(zhí)行器模塊包括制動(dòng)電機(jī)(雷賽，J110LYX04A)、減速器(定制，NGW型行星齒輪減速器)、聯(lián)軸器(GND，SFK-44C)、滾珠絲杠副(定制，絲杠導(dǎo)程5 mm外徑20 mm，螺母JPF2005-6)和制動(dòng)嵌體(三菱，AP5200)等.當(dāng)制動(dòng)電機(jī)轉(zhuǎn)動(dòng)時(shí)，通過減速器和滾珠絲杠副帶動(dòng)制動(dòng)塊實(shí)現(xiàn)摩擦制動(dòng).制動(dòng)電機(jī)是由電機(jī)控制器(凱歌，KGS-ZF30)根據(jù)控制指令模擬控制電機(jī)驅(qū)動(dòng)器(艾思控，AQMD3620NS)動(dòng)作的.附加工況模擬模塊旨在通過附加電機(jī)作用于制動(dòng)盤，給制動(dòng)盤施加附加力矩，模擬實(shí)時(shí)工況負(fù)載.制動(dòng)嵌體采用自行設(shè)計(jì)的秒表計(jì)算制動(dòng)時(shí)間，壓電感應(yīng)的接觸方式，實(shí)現(xiàn)0.001 s的時(shí)間計(jì)時(shí)，信號(hào)經(jīng)實(shí)時(shí)響應(yīng)控制器送入LABVIEW軟件顯示.

圖5 制動(dòng)性能測試實(shí)驗(yàn)Fig.5 Brake performance test

實(shí)驗(yàn)中假設(shè)制動(dòng)間隙為0.2 mm，測得制動(dòng)消除間隙時(shí)間和制動(dòng)響應(yīng)時(shí)間如圖6和圖7所示.如圖所示，經(jīng)過多次平均求得平均速度為2.41 mm/s，故在0.2 mm(0.1 mm*2)的制動(dòng)間隙下，消除間隙時(shí)間估算為0.083 s；當(dāng)制動(dòng)電機(jī)工作時(shí)，0.044 s后內(nèi)側(cè)制動(dòng)塊與制動(dòng)盤接觸，0.083 s后外側(cè)制動(dòng)塊與制動(dòng)盤接觸，此時(shí)制動(dòng)盤夾緊制動(dòng).制動(dòng)力伴隨一定超調(diào)量，在0.03 s后穩(wěn)定在17 kN，內(nèi)外側(cè)制動(dòng)塊夾緊力相當(dāng).前述的理論分析結(jié)果是依據(jù)15.08 kN的目標(biāo)制動(dòng)力得出的，進(jìn)而驗(yàn)證了理論分析的可靠性.兩者之間的差值是由于在計(jì)算中相關(guān)系數(shù)采取圓整和冗余設(shè)計(jì)造成的，這在一定程度上也反應(yīng)了分析的準(zhǔn)確性.可見，在特定制動(dòng)間隙下，消除間隙時(shí)間為0.083 s，0.044 s制動(dòng)塊與制動(dòng)盤接觸，實(shí)現(xiàn)摩擦制動(dòng)，最大制動(dòng)力滿足33 kN和0.8 s最佳夾緊時(shí)間要求.

圖6 制動(dòng)消除間隙時(shí)間實(shí)驗(yàn)研究Fig.6 Experimental study on clearance clearance time of brake

圖7 制動(dòng)響應(yīng)時(shí)間實(shí)驗(yàn)研究Fig.7 Experimental study on braking response time

3 結(jié)論

(1)以一般結(jié)構(gòu)形式的電機(jī)械制動(dòng)機(jī)構(gòu)為例，采用理論、仿真和實(shí)驗(yàn)等方法，進(jìn)行電機(jī)械制動(dòng)機(jī)構(gòu)分析，得到了連桿組件、滾珠絲杠副、電機(jī)和減速器等結(jié)構(gòu)參數(shù)，具有理論性和實(shí)用性；

(2)采用理論、仿真和實(shí)驗(yàn)等綜合教學(xué)手段進(jìn)行分析研究，完整地體現(xiàn)了理論實(shí)驗(yàn)分析和教學(xué)過程；

(3)通過剛?cè)狁詈蟿?dòng)力學(xué)仿真軟件，展示了關(guān)鍵參數(shù)的影響情況，圖文并茂地搭建了理論和實(shí)踐之間橋梁；

(4)虛擬和實(shí)驗(yàn)的有機(jī)結(jié)合，擴(kuò)充了學(xué)生視野，激發(fā)了學(xué)生學(xué)習(xí)興趣，提高了教學(xué)效果和和解決問題能力.