煤礦井下防爆膠輪車濕式制動器結(jié)構(gòu)優(yōu)化*

黃垂總 崔麥香

(1.黃河交通學院機電工程學院 河南焦作 454950；2.河南省智能制造技術(shù)與裝備工程技術(shù)研究中心 河南焦作 454950)

煤礦井下防爆無軌膠輪車(以下簡稱無軌膠輪車)用濕式制動器的國產(chǎn)化，從配套引進到消化吸收、自主研發(fā)以及走進市場歷經(jīng)30余年的發(fā)展歷程。無軌膠輪車作為礦井材料、設備、人員運輸?shù)母咝гO備，以便捷、快速、安全的特點在煤礦行業(yè)得到積極的推廣和應用[1]。

中國煤炭工業(yè)協(xié)會科技發(fā)展部為規(guī)范、引領(lǐng)市場，發(fā)布實施了MT/T 989—2006《礦用防爆柴油機無軌膠輪車通用技術(shù)條件》標準。該標準規(guī)定了無軌膠輪車的要求、試驗方法、檢驗規(guī)則、標志、包裝、運輸和貯存，對其使用環(huán)境條件、結(jié)構(gòu)、駕駛室、操作系統(tǒng)、消防系統(tǒng)、制動系統(tǒng)提出了要求。該標準的4.3.7條中關(guān)于制動系統(tǒng)中對工作制動的要求：載質(zhì)量2 t(含2 t)以上的無軌膠輪車的工作制動應采用濕式制動器，制動裝置應控制其溫度不致于溫度過高[2]。

濕式制動器指在濕摩擦條件下(多指油液中)工作的制動器[3]，制動時摩擦產(chǎn)生的熱量將通過冷卻油和殼體散發(fā)出去，從而降低內(nèi)部溫度以保證摩擦因數(shù)，進而保證制動性能[4]。濕式制動器根據(jù)工作原理不同，分為普通型濕式制動器、失壓型濕式制動器、多功能濕式制動器。普通型濕式制動器依靠液壓系統(tǒng)提供壓力油實施制動，主要應用于行車制動。安全隱患在于液壓系統(tǒng)出現(xiàn)故障，將減弱制動效果甚至無法實施制動，造成剎車失靈。失壓型濕式制動器依靠壓力油壓縮彈簧來解除制動使車輛行駛，當油壓降低或為0時，彈簧力釋放，實施減速直至制動。失壓型濕式制動器既可用于駐車制動，也可用于行車制動和緊急行車制動，其安全隱患在于：(1)當制動彈簧超出疲勞極限，彈簧力減退或失效，會造成剎車失靈；(2)當液壓系統(tǒng)出現(xiàn)故障時，制動器不能釋放，車輛無法正常行駛，只能利用濕式制動器自身結(jié)構(gòu)配置通過人工操作解除制動。多功能濕式制動器是將普通型濕式制動器和失壓型濕式制動器設計為一整體，其優(yōu)點在于：(1)共用一組摩擦片，軸向尺寸小于前兩者的和；(2)當其中一制動器出現(xiàn)故障時，可立即投入另一制動器，確保車輛行駛安全。

基于上述分析可知，多功能液壓型濕式制動器安全隱患有兩大因素：(1)液壓系統(tǒng)的故障；(2)制動彈簧的疲勞壽命[5-8]。前者屬于濕式制動器配套系統(tǒng)問題，也是日常維修、檢查重點范疇，后者屬于濕式制動器自身的根本問題。

制動彈簧的種類很多，其中圓柱螺旋壓縮彈簧、碟型彈簧在工業(yè)領(lǐng)域應用最廣。特別是碟型彈簧，因剛度大、緩沖吸振能力強，能以小變形承受大載荷，特別適合于軸向空間要求小的場合[9]，廣泛應用在大、中型工程機械如挖掘機、鏟土運輸機械、壓實機械、無軌膠輪車等。

在工程實踐中，當無軌膠輪車出現(xiàn)剎車距離變長問題進行檢修時，或在定期維修、保養(yǎng)無軌膠輪車濕式制動器時，發(fā)現(xiàn)個別碟簧出現(xiàn)微小和明顯的裂紋、甚至碎裂。而生產(chǎn)廠家在追溯同批次同規(guī)格碟簧在其他產(chǎn)品上的應用時，未見異常。

為分析碟簧碎裂原因，通過查找相關(guān)標準發(fā)現(xiàn)，在MT/T 989—2006《礦用防爆柴油機無軌膠輪車通用技術(shù)條件》、QC/T 479—1999《貨車、客車制動器臺架試驗方法》、GB/T 18849—2011《機動工業(yè)車輛 制動器性能和零件強度》標準、JB/T 5948—2013《工程機械鉗盤式制動器 技術(shù)條件》等標準中，僅在最大牽引力、最大靜制動力、平道制動距離、坡道停車制動性能等方面，對制動器制動性能提出要求，而對濕式制動器關(guān)鍵部件——制動碟簧的疲勞壽命未有要求。僅在JB/T 5948—2013標準中，對制動碟簧有22萬次或1 000 h可靠性測試要求。

因此，生產(chǎn)廠家在設計濕式制動器時，有時受制于無軌膠輪車空間結(jié)構(gòu)問題，為減少碟簧安裝長度，采取減少碟簧的數(shù)量，使單片碟簧交變應力區(qū)間增大，以致新車制動性能測試毫無問題，但隨著時間的推移，給投入運營的車輛埋下隱患。本文作者通過案例計算，分析碟簧碎裂原因，并提出解決方案，以期引起對濕式制動器用碟簧安全性問題的重視。

1 案例研究

某煤礦防爆柴油機無軌膠輪車柴油機功率52 kW,整備質(zhì)量4.2 t，載質(zhì)量4 t，四輪制動采用的均是如圖1所示的濕式制動器，能夠滿足車輛運行制動要求，其基本參數(shù)：制動力矩M=2 700 N·m，退距ε=(0.4±0.1)mm，開閘油壓p=4～4.5 MPa。摩擦副數(shù)量i=6，制動碟簧規(guī)格40 mm×18.3 mm×2 mm，許用變形量h0=3.15 mm，碟簧數(shù)量n=12，采用對合組合方式，共計12組，每組碟簧安裝長度H=30 mm。濕式制動器結(jié)構(gòu)尺寸如圖1所示。該無軌膠輪車運營一年左右后，維修時發(fā)現(xiàn)碟簧有裂紋。

圖1 濕式制動器結(jié)構(gòu)

1.1 濕式制動器工作過程

當膠輪車需行駛時，首先通入4.5 MPa壓力油，如圖1所示，推動活塞7向右運動壓縮碟簧8，施加在動盤5和靜盤6上的碟簧壓力解除，摩擦副脫離，膠輪車驅(qū)動半軸帶動驅(qū)動盤3，通過軸承1和軸承2繞橋殼旋轉(zhuǎn)，從而帶動動盤5(通過花鍵與驅(qū)動盤相連)和膠輪(通過驅(qū)動盤上的螺栓孔連接，圖中未畫出)旋轉(zhuǎn)，車輛開始行駛；當車輛需減速、停止時，逐漸降低油壓直至為0，被壓縮的碟簧8釋放彈簧力，推動活塞7向左運動，對動盤5和靜盤6施加壓力，使動盤5和靜盤6之間的摩擦產(chǎn)生制動力矩，迫使與動盤5花鍵連接的驅(qū)動盤3減速，直至車輛停止[10]。

1.2 計算碟簧疲勞極限

(1)計算制動狀態(tài)下單片碟簧的變形量f[11]

f=(nh0-H)/n

(1)

式中：n為碟簧數(shù)量，n=12；h0為碟簧許用變形量，h0=3.15 mm；H為碟簧安裝長度，H=30 mm。

將以上數(shù)據(jù)代入式(1)，計算得到f=0.65 mm。

(2)計算單片碟簧變形量為f時產(chǎn)生負荷F[11]

(2)

式中：E為彈性模量，取206 GPa；μ為泊松比，取0.3；k1為計算系數(shù)，取0.72；t為碟簧的厚度，t=2 mm；D為碟簧外徑，D=40 mm。

已知f=0.65 mm，h0=3.15 mm。將以上數(shù)據(jù)代入式(2)，計算得到F=3 905 N。

(3)計算活塞的工作行程H0[11]

H0=εi/η

(3)

式中：ε為退距，ε=0.4 mm；i為摩擦副數(shù)量，i=6；η為效率，取0.8。

將上述數(shù)據(jù)代入式(3)，計算得到H0=3 mm。

(4)計算釋放狀態(tài)下碟簧組長度H1[11]

H1=H-H0

(4)

式中：H為碟簧安裝長度，mm。

將H=30 mm代入式(4)，計算得到H1=27 mm。

(5)計算釋放狀態(tài)下單片碟簧的變形量f1[11]

f1=(nh0-H1)/n

(5)

將前面相關(guān)數(shù)值代入式(5)，計算得到f1=0.9 mm。

(6)確定疲勞破壞關(guān)鍵部位

根據(jù)GB/T 1972《碟型彈簧》附錄C規(guī)定：對于承受交變負荷作用的碟簧，疲勞破壞一般發(fā)生在最大應力位置Ⅱ或Ⅲ處[11](見圖2)?？赏ㄟ^計算位置Ⅱ和Ⅲ處應力幅(最大應力與最小應力的差值)大小，較大值者為疲勞破壞部位。

圖2 無支承碟簧結(jié)構(gòu)[11]

(1)位置Ⅱ應力幅計算[11]：

(6)

式中：σⅡ為Ⅱ點的應力，MPa，計算的應力為正值時是拉應力，為負值時是壓應力；K2、K3、K4為計算系數(shù)，分別取1.262、1.448、1。

當f=0.65 mm時，代入式(6)計算得σⅡmin=947.6 MPa；當f=f1=0.9 mm時，代入式(6)計算得σⅡmax=1 423 MPa。

則Ⅱ點應力幅ΔσⅡ=σⅡmax-σⅡmin=475.4 MPa。

(2)位置Ⅲ應力幅計算[11]：

(7)

式中：σⅢ為Ⅲ點的應力，MPa，計算的應力為正值時是拉應力，為負值時是壓應力；c為碟簧外徑與內(nèi)徑之比，取2.185。

當f=0.65 mm時，代入式(7)計算得σⅢmin=650 MPa；當f=f1=0.9 mm時，代入式(7)計算得σⅢmax=1 294 MPa。

則Ⅲ點應力幅ΔσⅢ=σⅢmax-σⅢmin=644 MPa。

比較Ⅱ點和位置Ⅲ點應力幅，可知ΔσⅢ>ΔσⅡ，表明該碟簧疲勞破壞關(guān)鍵部位在Ⅲ點。

(7)碟簧疲勞壽命判斷

查圖3可知：當Ⅲ點的下限應力σⅢmin=650 MPa，可以承受2×106次或更多加載次數(shù)而不被破壞的應力極限值為1 050 MPa，可以承受5×105次或更多加載次數(shù)而不被破壞的應力極限值為1 150 MPa，可以承受1×105次或更多加載次數(shù)而不被破壞的應力極限值為1 250 MPa。

圖3 疲勞強度曲線(1.25≤t≤6)[11]

Ⅲ點的實際承受應力極限σⅢmax=1 294 MPa>1 250 MPa，已經(jīng)超過該碟簧1×105次疲勞壽命的最大應力極限。按GB/T 1972—2005《碟型彈簧》標準中C.5.3“變負荷作用下碟簧的疲勞極限”，壽命可分為：無限壽命是可以承受2×106次或更多加載次數(shù)而不被破壞；有限壽命是可以在持久強度范圍內(nèi)承受1×104～2×106次有限的加載變化直至破壞。

綜上所述，可判斷該碟簧的疲勞壽命在1×105次以下，屬于有限壽命。

2 原因分析

針對出現(xiàn)的碟簧裂紋問題，文中根據(jù)標準GB/T 1972—2005《碟型彈簧》進行原因查找，同時圍繞無軌膠輪車有關(guān)行業(yè)標準中對濕式制動器(即制動裝置)要求以及工業(yè)制動器用彈簧進行分析。

在有關(guān)行業(yè)標準中對濕式制動器(即制動裝置)要求中，車輛制動性能的測試項目一般是動態(tài)、靜態(tài)制動力矩或剎車距離。如在MT/T 989—2006《礦用防爆柴油機無軌膠輪車通用技術(shù)條件》標準中，第5章“制動裝置”要求測試內(nèi)容包括最大牽引力、最大靜制動力、平道制動距離和坡道上的停車制動；在GB/T 18849—2011《機動工業(yè)車輛 制動器性能和零件強度》標準中，第6章“制動裝置”要求測試內(nèi)容包括停車制動性能、制動距離試驗和牽引桿拉力試驗[12]；在QC/T 479—1999《貨車、客車制動器臺架試驗》標準中，第5章“制動裝置”要求測試內(nèi)容包括制動器效能試驗、制動器熱衰退恢復試驗、襯塊磨損試驗[13]；在JB/T 5948—2013《工程機械 鉗盤式制動器 技術(shù)條件》標準中，第5章“制動裝置”要求測試內(nèi)容包括性能試驗、可靠性試驗[14]。而對制動彈簧設計循環(huán)壽命未做具體的要求，僅有可靠性試驗要求，由此造成文中案例的濕式制動器在設計時，僅滿足制動器制動力矩的要求，而忽略了碟簧的疲勞壽命的設計因素。車輛在驗收時，剎車性能可達到標準要求，但隨著時間推移，交變負荷循環(huán)次數(shù)不斷增加，超過碟簧疲勞壽命時，發(fā)生碎裂現(xiàn)象。

而工業(yè)制動器多年來在制動器行業(yè)標準指導下設計、生產(chǎn)，未出現(xiàn)過碟簧碎裂或螺旋簧裂紋等安全隱患和事故。目前，工業(yè)制動器廣泛選用圓柱螺旋彈簧、碟簧兩大類作為制動彈簧。圓柱螺旋彈簧以其變形范圍寬、易制造等特點廣泛應用在鼓式和臂盤式制動器中，JB/T 6406—2006《電力液壓鼓式制動器》[15]、JB/T 7020—2006《電力液壓盤式制動器》[16]，兩標準規(guī)定制動彈簧的設計循環(huán)壽命不低于5×106次，是國家標準GB/T 23935規(guī)定熱卷彈簧無限設計循環(huán)壽命的2.5倍。碟簧以其剛度大、變形小等特點廣泛應用在鉗盤制動器中，JB/T 10971—2008《鉗盤制動器》規(guī)定：碟型彈簧設計循環(huán)壽命不低于2×106次[17]，與國家標準GB/T 1972規(guī)定設計循環(huán)壽命保持一致。

3 改進方案

針對碟簧碎裂問題，通過上述分析，提出2種改進的方案：(1)增加碟簧的數(shù)量n，由12片增加為40片，仍然為對合組合方式；(2)碟簧的數(shù)量不變，但增加碟簧厚度，碟片規(guī)格變?yōu)?0 mm×20.4 mm×2.5 mm，以提高其剛度。但原則是：保持碟簧安裝力不小于F=3 905 N(公式(2)計算結(jié)果)，碟簧外徑D不變(減少相應零件的加工)，軸向尺寸可以適當增加，但不應超出安裝碟簧空間相關(guān)零部件結(jié)構(gòu)允許范圍。

3.1 方案一計算及分析

(1)計算單組碟簧自由高度[9]

HZ=nh0

(8)

式中：n為碟簧的數(shù)量；h0為碟簧的自由高度。

改進方案中n=40，代入式(8)計算得HZ=126 mm。

(2)計算單片碟簧的變形量f

假設每組碟簧安裝長度H=100 mm，碟簧數(shù)量n=40，碟簧自由高度h0=3.15 mm，代入式(1)計算得f=0.65 mm。

上述計算結(jié)果與原制動狀態(tài)下單片碟簧的變形量f保持一致，因此安裝力F=3 905 N。

(3)計算活塞的工作行程H0

按式(3)計算得H0=3 mm。

(4)計算釋放狀態(tài)下碟簧組長度H1

已知H=100 mm，代入式(4)計算得H1=97 mm。

(5)釋放狀態(tài)下單片碟簧的變形量f1

將上述相關(guān)數(shù)值代入式(5)計算得f1=0.725 mm。

(6)計算Ⅲ點應力

根據(jù)前文計算可知，該規(guī)格碟簧的疲勞破壞部位在Ⅲ點。

當f=0.65 mm時，代入式(7)計算得σⅢmin=650 MPa；當將f=f1=0.725 mm時，代入式(7)計算得σⅢmax=1 040 MPa。

當假設每組碟簧安裝長度H=100 mm，查圖3可知：當Ⅲ點的下限應力σⅢmin=650 MPa，可以承受2×106次或更多加載次數(shù)而不被破壞的應力極限值為1 050 MPa，而Ⅲ點的實際最大應力σⅢmax=1 040 MPa，因此碟簧壽命≥2×106次，可以實現(xiàn)碟簧的無限壽命。

3.2 方案二計算及分析

(1)計算單組碟簧自由高度

將n=12、h0=3.45 mm代入式(8)，計算得HZ=41.4 mm。

(2)計算單片碟簧的變形量f

假設每組碟簧安裝長度H=37.56 mm，n=12，h0=3.45 mm，代入式(1)計算得f=0.32 mm。

(3)計算碟簧產(chǎn)生負荷F[11]

將單片變形量f=0.32 mm，t=2.5 mm，D=40 mm代入式(2)，計算得F=4 071 N>3 905 N。

(4)計算活塞的工作行程H0

按式(3)計算活塞的工作行程，計算得H0=3 mm。

(5)計算釋放狀態(tài)下碟簧組長度H1

將H=37.56 mm代入式(4)，計算得H1=34.56 mm。

(6)計算釋放狀態(tài)下單片碟簧的變形量f1

將上述相關(guān)數(shù)值代入式(5)，計算得f1=0.57 mm。

(7)計算Ⅲ點應力

由前文計算可知，該規(guī)格碟簧的疲勞破壞部位在Ⅲ點。

當f=0.32 mm時，代入式(7)計算得σⅢmin=391 MPa；當f=f1=0.57 mm時，代入式(7)計算得σⅢmin=840 MPa。

當假設每組碟簧安裝長度H=37.56 mm，查圖3可知：當Ⅲ點的下限應力σⅢmin=391 MPa，可以承受2×106次或更多加載次數(shù)而不被破壞的應力極限值為900 MPa，而Ⅲ點的實際最大應力是σⅢmax=840 MPa，因此碟簧壽命≥2 ×106次，可以實現(xiàn)碟簧的無限壽命。

3.3 碟簧組安裝空間實現(xiàn)的可行性

方案一和方案二中，為了確保碟簧的無限壽命，碟簧組的外徑未變，但安裝長度H均發(fā)生了變化。由圖1可知：每組碟簧安裝在活塞件7和端蓋件9之間，其安裝長度H由件7和件9之間深度保證。方案一中H較原結(jié)構(gòu)增加70 mm，超出了件9自身的總厚度，不可行。方案二中H較原結(jié)構(gòu)增加了7.56 mm，將端蓋件9支撐碟簧面1原臺階孔尺寸由φ28 mm×7 mm改為φ42 mm×7.56 mm，再增加一個臺階孔φ28 mm×7 mm。端蓋件9原結(jié)構(gòu)如圖4所示，將端蓋用數(shù)控銑車找正后，對臺階孔逐步進行銑削，改進后結(jié)構(gòu)如圖5所示。因此方案二具有可行性。

圖4 端蓋改進前結(jié)構(gòu)

圖5 端蓋改進后結(jié)構(gòu)

3.4 改進性能測試

改進后的濕式制動器重新裝入防爆柴油機無軌膠輪車，進行最大牽引力、最大靜制動力、平道制動距離、坡道上的停車制動測試，均滿足MT/T 989—2006《礦用防爆柴油機無軌膠輪車通用技術(shù)條件》標準的要求。自2019年起改進后的濕式制動器應用在-20～40 ℃、濕度不超過95%并伴有爆炸性氣體環(huán)境井下，至今已經(jīng)3年，未發(fā)生制動失靈等惡性事故，再未發(fā)現(xiàn)碟簧組有裂紋、碎裂現(xiàn)象，如圖6所示，從而驗證了優(yōu)化設計的有效性和可靠性。

圖6 使用前后碟簧形貌

在后續(xù)設計的柴油機功率48 kW、整備質(zhì)量2.45 t、額定成員10人的防爆柴油機無軌膠輪車上，以及柴油機功率48 kW、整備質(zhì)量3.6 t、額定成員19人的防爆柴油機無軌膠輪車上，基于優(yōu)化方案，按照GB/T 1972標準設計選用的濕式制動器用碟型彈簧，均未出現(xiàn)碟簧裂紋、碎裂現(xiàn)象。

4 結(jié)論

按照GB/T 1972《碟型彈簧》標準，通過改變碟簧的規(guī)格、優(yōu)化結(jié)構(gòu)，使得濕式制動器碟簧疲勞壽命不小于2×106次，達到標準規(guī)定的無限壽命的要求，避免出現(xiàn)碟簧碎裂等現(xiàn)象。同時建議設計碟簧循環(huán)壽命應為無限壽命，并盡快制訂和修訂車輛用濕式制動器有關(guān)標準，確保煤礦井下防爆無軌膠輪車的正常運營。