制動(dòng)鉗體彈性滯后特性研究

陳炳偉，孟永帥，梅卓民

（中車戚墅堰機(jī)車車輛工藝研究所有限公司，江蘇常州 213011）

當(dāng)列車在運(yùn)行過(guò)程中需要實(shí)施制動(dòng)時(shí)，向分布在制動(dòng)盤兩側(cè)的制動(dòng)鉗體的制動(dòng)缸內(nèi)充入壓縮空氣，制動(dòng)鉗體產(chǎn)生閘片正壓力，夾緊制動(dòng)盤，將列車的動(dòng)能轉(zhuǎn)化成熱能，散發(fā)到大氣中去，實(shí)施列車制動(dòng)。在制動(dòng)過(guò)程中為保證列車制動(dòng)距離的精度，制動(dòng)系統(tǒng)需要隨時(shí)調(diào)整制動(dòng)缸內(nèi)的氣壓值，也就是調(diào)整制動(dòng)鉗體的閘片正壓力值。在現(xiàn)車運(yùn)營(yíng)過(guò)程中出現(xiàn)制動(dòng)缸體內(nèi)氣壓上升時(shí)制動(dòng)鉗體的閘片正壓力值要小于氣壓下降時(shí)相同氣壓下的閘片正壓力值，這一現(xiàn)象在一定程度上影響了制動(dòng)系統(tǒng)對(duì)列車制動(dòng)距離的控制精度［1］。

1 制動(dòng)鉗體的功能

1.1 制動(dòng)鉗體的結(jié)構(gòu)

制動(dòng)鉗體主要由制動(dòng)缸、制動(dòng)桿、吊座、轉(zhuǎn)銷、閘片托等部件組成如圖1 所示。其中制動(dòng)缸將充入的氣壓值轉(zhuǎn)化為制動(dòng)缸的推力，制動(dòng)桿繞著吊座旋轉(zhuǎn)，利用杠桿原理，將制動(dòng)缸推力放大，轉(zhuǎn)化制動(dòng)所需的閘片正壓力。

圖1 鉗體結(jié)構(gòu)力傳遞簡(jiǎn)圖

1.2 制動(dòng)鉗體彈性滯后特性

依據(jù)制動(dòng)鉗體制動(dòng)力傳遞原理，制動(dòng)缸充入壓縮空氣時(shí)，由于制動(dòng)鉗體內(nèi)部阻力的作用，如圖2 所示，當(dāng)氣壓值達(dá)到A時(shí)，制動(dòng)鉗體開始夾緊制動(dòng)盤，形成閘片正壓力。隨著氣壓值的增大，在B點(diǎn)閘片正壓力F值達(dá)到最大，形成一條閘片正壓力值隨氣壓值升高而增大的加載線。

圖2 制動(dòng)鉗體彈性滯后特性

當(dāng)制動(dòng)鉗體開始排氣卸載時(shí)，閘片正壓力值逐步減小，形成一條閘片正壓力值隨壓力值下降而減小的卸載線。但是在相同氣壓P1 值下，卸載線的力值F2 明顯大于加載線的力值F1，兩者差值就是彈性滯后量ΔF，彈性滯后量ΔF與理論閘片正壓力值的比值就是彈性滯后率γ。

隨著閘片正壓力值的繼續(xù)卸載，氣壓值達(dá)到C點(diǎn)時(shí)，閘片正壓力值完全消失，由于彈性滯后特性的影響，C點(diǎn)介于0 點(diǎn)和A點(diǎn)之間。

2 彈性滯后機(jī)理分析

2.1 加載過(guò)程

制動(dòng)鉗體力和力矩平衡原理如圖3 所示，依據(jù)制動(dòng)桿作用原理，形成加載線過(guò)程中如圖3（a）所示，可以判斷出制動(dòng)桿上3 個(gè)鉸接處的摩擦力矩為順時(shí)針?lè)较?，得到如下力和力矩平衡方程為式?）：

圖3 制動(dòng)鉗體力和力矩平衡原理圖

2.2 卸載過(guò)程

依據(jù)制動(dòng)桿作用原理，形成卸載線過(guò)程中如圖3（b）所示，可以判斷出制動(dòng)桿上3 個(gè)鉸接處的摩擦力矩為逆時(shí)針?lè)较?，得到如下力和力矩平衡方程為式?）：

3 彈性滯后特性仿真與試驗(yàn)驗(yàn)證

3.1 制動(dòng)鉗體彈性滯后特性仿真分析

根據(jù)制動(dòng)鉗體的工作原理及結(jié)構(gòu)對(duì)稱性，對(duì)模型進(jìn)行簡(jiǎn)化［2］，如圖4 所示，將制動(dòng)缸的推力施加在制動(dòng)桿上，同時(shí)在閘片端施加位移約束，零件間的所有連接均采用接觸連接。

圖4 有限元仿真計(jì)算模型及計(jì)算結(jié)果

將轉(zhuǎn)銷與制動(dòng)桿間的摩擦系數(shù)作為變量，從0～0.5 之間進(jìn)行有限元仿真分析，如圖5 所示。轉(zhuǎn)銷與制動(dòng)桿間摩擦系數(shù)為0 時(shí)，加載線與卸載線完全一致。當(dāng)摩擦系數(shù)逐漸增大時(shí)，加載線保持一致，而卸載線的力值逐漸增大，最大滯后量ΔF的值也逐漸增大。最大滯后量與理論值的比值變化曲線如圖6 所示。不考慮其他影響因素，當(dāng)摩擦系數(shù)達(dá)到0.3 時(shí)，彈性滯后率達(dá)到10%以上。

圖5 不同摩擦系數(shù)下的夾緊力曲線（藍(lán)色為被加載線，紅色為卸載線）

圖6 最大滯后量與理論值的比值變化曲線

3.2 制動(dòng)鉗體彈性滯后特性試驗(yàn)驗(yàn)證

對(duì)同一套制動(dòng)鉗體，在轉(zhuǎn)銷和制動(dòng)桿之間采用不同的潤(rùn)滑措施，模擬不同摩擦系數(shù)的方案進(jìn)行彈性滯后特性的試驗(yàn)驗(yàn)證。經(jīng)過(guò)摩擦系數(shù)測(cè)試數(shù)據(jù)可知，在轉(zhuǎn)銷處涂抹相應(yīng)潤(rùn)滑油的摩擦系數(shù)在0.2～0.25 范圍，無(wú)任何潤(rùn)滑措施的摩擦系數(shù)在0.3～0.4 范圍。試驗(yàn)驗(yàn)證數(shù)據(jù)表明：2 種方案的彈性特性曲線與有限元分析數(shù)據(jù)趨勢(shì)及加載線擬合基本一致，但涂抹油脂的卸載線較不涂油的要小，如圖7 所示。

圖7 不同潤(rùn)滑狀態(tài)的制動(dòng)鉗體夾緊力曲線

4 制動(dòng)鉗體彈性滯后特性影響

制動(dòng)鉗體彈性滯后現(xiàn)象在列車運(yùn)用過(guò)程中不可避免，受摩擦阻力等因素的影響，彈性滯后量在一定范圍內(nèi)波動(dòng)［2］，波動(dòng)越大，對(duì)列車制動(dòng)系統(tǒng)的控制精度影響也越大。主要有以下幾個(gè)方面的影響：

（1）制動(dòng)起始?xì)鈮褐礎(chǔ)：主要考核在低氣壓工況下，制動(dòng)鉗體靈敏度以及制動(dòng)力值的穩(wěn)定性。A值越大，制動(dòng)鉗體可能會(huì)出現(xiàn)氣壓過(guò)小時(shí)無(wú)制動(dòng)力值的情況，嚴(yán)重時(shí)影響乘客安全。A越小，制動(dòng)鉗體靈敏度過(guò)高，制動(dòng)管路本身的氣壓值可能會(huì)帶動(dòng)制動(dòng)夾鉗單元開始動(dòng)作，導(dǎo)致異常制動(dòng)。

（2）制動(dòng)卸載氣壓值C：主要考核制動(dòng)管路中的殘余氣壓值對(duì)制動(dòng)鉗體動(dòng)作的影響。由于制動(dòng)桿卸載過(guò)程中摩擦阻力對(duì)扭矩的影響，C值會(huì)比A值要小一些。但過(guò)小的C值容易造成制動(dòng)鉗體復(fù)位緩慢，甚至與制動(dòng)盤虛抱的異常，導(dǎo)致閘片偏磨等故障。

（3）彈性滯后率γ：主要考核制動(dòng)鉗體相同氣壓值下彈性滯后量與理論閘片正壓力的比值對(duì)制動(dòng)系統(tǒng)控制過(guò)程的精度影響。γ越大，對(duì)制動(dòng)系統(tǒng)控制精度的影響越大，γ值在一定程度上量化了彈性滯后特性，其值越小越好。

5 彈性滯后特性控制理論

5.1 彈性滯后特性控制

經(jīng)過(guò)機(jī)理分析、有限元仿真分析及試驗(yàn)驗(yàn)證的方式驗(yàn)證了彈性滯后特性不可避免，轉(zhuǎn)銷和制動(dòng)桿間的摩擦系數(shù)是影響彈性滯后特性量值的主因，且彈性滯后量值越小越好?？梢酝ㄟ^(guò)如下方法改善轉(zhuǎn)銷和制動(dòng)桿間的摩擦系數(shù)，如圖8 所示。

圖8 制動(dòng)鉗體試驗(yàn)驗(yàn)證方案

（1）將鋼襯套改為摩擦系數(shù)小、磨損率低、吸水率低的尼龍襯套，同時(shí)提升轉(zhuǎn)銷的表面粗糙度，可在較大程度上減小摩擦系數(shù)。

（2）選用適合高壓、低溫環(huán)境使用的高性能油脂，油脂通過(guò)注油孔螺堵注入轉(zhuǎn)銷內(nèi)，在制動(dòng)鉗體整個(gè)維護(hù)周期內(nèi)提供較好的潤(rùn)滑效果。

（3）在轉(zhuǎn)銷的上下端增大的油槽和注油孔，可實(shí)施定期注油保養(yǎng)，確保與轉(zhuǎn)銷接觸的制動(dòng)桿和吊座接觸部位一直都有潤(rùn)滑油脂。

5.2 彈性滯后特性評(píng)價(jià)

結(jié)合列車制動(dòng)管路氣壓精度、制動(dòng)系統(tǒng)的算法等因素的影響，對(duì)制動(dòng)起始?jí)毫χ礎(chǔ)、制動(dòng)卸載壓力值C和彈性滯后率γ的范圍進(jìn)行了系列化產(chǎn)品的多樣本試驗(yàn)驗(yàn)證，模擬列車逐級(jí)施加制動(dòng)和逐級(jí)進(jìn)行緩解的工況。試驗(yàn)樣品包括客車軸裝制動(dòng)鉗體、機(jī)車輪裝制動(dòng)鉗體、動(dòng)車輪裝制動(dòng)鉗體、動(dòng)車軸裝制動(dòng)鉗體、動(dòng)車輪裝緊湊式制動(dòng)鉗體、動(dòng)車軸裝緊湊式制動(dòng)鉗體，以上所有試驗(yàn)樣品均進(jìn)行了摩擦系數(shù)優(yōu)化，驗(yàn)證結(jié)果匯總?cè)鐖D9 所示。

圖9 彈性滯后特性驗(yàn)證結(jié)果

對(duì)不同類型制動(dòng)鉗體的制動(dòng)起始?jí)毫χ?、制?dòng)卸載壓力值和最大滯后量進(jìn)行了充分驗(yàn)證和數(shù)據(jù)匯總，結(jié)合制動(dòng)鉗體的靈敏度、緩解彈簧復(fù)原力等內(nèi)部阻力的影響因素，確定了制動(dòng)鉗體彈性滯后特性的控制參數(shù)范圍，見表1。

表1 制動(dòng)鉗體彈性滯后特性評(píng)價(jià)指標(biāo)

6 結(jié) 論

（1）建立了制動(dòng)鉗體彈性滯后理論分析模型、仿真分析模型，并通過(guò)試驗(yàn)驗(yàn)證了轉(zhuǎn)銷與制動(dòng)桿間的摩擦系數(shù)在較大程度上影響著彈性滯后的量值，且彈性滯后量越小越好。

（2）通過(guò)優(yōu)化襯套材料、轉(zhuǎn)銷粗糙度、采用性能更優(yōu)越的潤(rùn)滑脂以及轉(zhuǎn)向增加注油結(jié)構(gòu)等方式，改善了制動(dòng)鉗體在整個(gè)維護(hù)周期內(nèi)的摩擦系數(shù)，有效控制制動(dòng)鉗體彈性滯后特性。

（3）制動(dòng)鉗體彈性滯后特性不可避免，通過(guò)多樣本試驗(yàn)驗(yàn)證，提出了通過(guò)制動(dòng)鉗體的制動(dòng)起始?xì)鈮褐礎(chǔ)、制動(dòng)卸載氣壓值C以及彈性滯后率γ來(lái)評(píng)價(jià)和控制所設(shè)計(jì)的制動(dòng)鉗體產(chǎn)品。