羅 哉 江文松 陸 藝 胡曉峰

中國計(jì)量學(xué)院，杭州，310018

0 引言

汽車制動間隙自動調(diào)整臂（以下簡稱自調(diào)臂）是汽車制動系統(tǒng)中的關(guān)鍵部件。汽車在頻繁制動下，制動襯片和制動輪轂之間預(yù)設(shè)的間隙（以下簡稱蹄轂間隙）就會因制動襯片的磨損而增大。自調(diào)臂能自動補(bǔ)償增大的蹄轂間隙［1］，從而使汽車在任意制動情況下都能保持正常的制動效果，避免出現(xiàn)制動力不足甚至側(cè)翻等失效情況的發(fā)生［2］。

自調(diào)臂自調(diào)功能的失效是制動性能長期穩(wěn)定的嚴(yán)重威脅，失效一旦發(fā)生，將嚴(yán)重影響汽車的制動效果，甚至?xí)鸾煌ㄊ鹿?，給社會生產(chǎn)和生命財(cái)產(chǎn)帶來不必要的損害。

本文針對引起自調(diào)功能失效的機(jī)械結(jié)構(gòu)建立了故障樹模型，分析了可能引起失效的所有事件，重點(diǎn)研究了螺旋壓縮彈簧的失效所誘發(fā)的自調(diào)功能失效的情況，建立了該系統(tǒng)下失效的力學(xué)模型。該失效模型將有助于自調(diào)臂的結(jié)構(gòu)特性優(yōu)化，有助于檢測行業(yè)研發(fā)合理有效的自調(diào)臂性能檢測設(shè)備，以完善自調(diào)臂的性能。

1 自調(diào)臂的機(jī)械結(jié)構(gòu)和工作原理

1.1 自調(diào)臂機(jī)械結(jié)構(gòu)組成

如圖1所示，自調(diào)臂的結(jié)構(gòu)主要由殼體7、蝸輪蝸桿（6，11）、單向離合器（2，3，4）、齒輪齒條傳動機(jī)構(gòu)（4，8）、控制盤與控制臂（9，10）以及三組重要的彈簧（3，13，15）等結(jié)構(gòu)組成［3－5］。

圖1 自調(diào)臂結(jié)構(gòu)圖

蝸桿左側(cè)裝配單向離合器，單向離合器自左向右由離合環(huán)、離合彈簧和齒輪組成。單向離合器中的離合環(huán)有內(nèi)錐齒，與蝸桿端面的外錐齒輪構(gòu)成錐形離合器。受蝸桿右端的螺旋壓縮彈簧作用，錐齒輪通過保持或釋放嚙合狀態(tài)來傳遞力矩。

1.2 自調(diào)臂工作原理

自調(diào)臂通過間隙感知原理保證制動器蹄轂間隙的恒定。在制動回位過程中，感知與蹄轂間隙的超量值相對應(yīng)的自調(diào)臂的角行程，并自動加以微調(diào)補(bǔ)償。而彈性角行程（制動襯片與制動輪轂的接觸使傳力元件產(chǎn)生彈性變形的角行程）則不予調(diào)整［6］，如圖2所示。其中，C為正常制動間隙角行程，即預(yù)設(shè)的蹄轂間隙；Ce為超量間隙角行程，即制動襯片因磨損產(chǎn)生的蹄轂間隙的增大量；E為彈性角行程。

圖2 制動器中自調(diào)臂的轉(zhuǎn)角構(gòu)成

制動前，齒條后端與單向離合器的齒輪嚙合，前端的突起嵌在控制盤的缺口內(nèi)。突起緊貼缺口后邊沿，缺口大小對應(yīng)于正常制動間隙的轉(zhuǎn)角C。制動時(shí)，控制盤作為定位器件，齒條則會從缺口的后邊沿滑向缺口前邊沿。

超量間隙的調(diào)整是在制動回位的過程中完成的。回位時(shí)，殼體帶動齒條向缺口的后邊沿移動。如果制動襯片發(fā)生磨損，蹄轂間隙存在超量值，殼體將繼續(xù)回位，齒條的突起由于被缺口后邊沿?fù)踝《荒芾^續(xù)后退，從而推動與齒條嚙合的離合齒輪轉(zhuǎn)動，使單向離合器沿順時(shí)針方向轉(zhuǎn)動超量間隙對應(yīng)的角行程，并使蝸桿驅(qū)動蝸輪沿逆時(shí)針方向轉(zhuǎn)動一個(gè)永久的角度，從而消除超量間隙，調(diào)整蹄轂間隙到預(yù)設(shè)標(biāo)準(zhǔn)值。

2 螺旋壓縮彈簧的失效建模

2.1 構(gòu)建自調(diào)功能的故障樹

基 于 故 障 樹 分 析 法 （fault tree analysis，F(xiàn)TA）將組成自調(diào)臂的結(jié)構(gòu)系統(tǒng)的零件定義為組元，自調(diào)臂的自調(diào)功能用來描述系統(tǒng)的部分功能特性［7－8］。自調(diào)臂自調(diào)功能的失效屬于競爭失效模式，若系統(tǒng)的任一組元失效，都將導(dǎo)致系統(tǒng)功能的失效［9］。根據(jù)實(shí)現(xiàn)自調(diào)功能的結(jié)構(gòu)構(gòu)成，建立自調(diào)功能失效的故障樹模型，如圖3所示。

螺旋壓縮彈簧的壓緊狀態(tài)對保持單向離合器與蝸桿錐齒輪嚙合起到關(guān)鍵性作用，一旦螺旋壓縮彈簧因失效導(dǎo)致彈簧力不足，就會引發(fā)錐形離合齒輪因軸向推力小而打滑，導(dǎo)致渦輪的自調(diào)量不足，最終引起自調(diào)功能失效。

圖3 自調(diào)臂的故障樹

利用分離力與分離間隙測試系統(tǒng)實(shí)時(shí)測試螺旋壓縮彈簧的分離力和分離間隙值，據(jù)此計(jì)算判斷該彈簧是否會引起打滑。再利用調(diào)整力矩測試系統(tǒng)測試自調(diào)臂的正反轉(zhuǎn)力矩，根據(jù)力矩值驗(yàn)證離合器錐齒輪打滑與否。根據(jù)自調(diào)臂的工作原理，如果力矩明顯小于標(biāo)準(zhǔn)值則證明離合器錐齒輪打滑。

2.2 螺旋壓縮彈簧的失效形式和失效模型分析

螺旋壓縮彈簧經(jīng)過長期受壓，往往會發(fā)生彈力不足、回復(fù)不到位、卡牢等塑性變形失效［10］，如圖3所示。為了定量分析彈簧的失效特征，根據(jù)虎克定律分析彈簧的應(yīng)力隨其勁度系數(shù)變化的關(guān)系，從而判斷失效發(fā)生的臨界點(diǎn)。

2.3 建立失效的力學(xué)模型

自調(diào)臂的螺旋壓縮彈簧為圓截面圓柱壓縮彈簧。蝸桿施加在螺旋彈簧上的軸向載荷為F，其作用線與彈簧的螺旋中心線重合，螺旋角α一般取5°～9°，此時(shí)cosα≈1，sinα≈0。

根據(jù)虎克定律，彈簧的載荷F與彈簧的壓縮量Δx成線性關(guān)系，即

式中，k為彈簧的勁度系數(shù)，即彈簧的剛度；n為彈簧的工作圈數(shù)；d為彈簧絲的直徑；D為彈簧中徑；G為彈簧材料的切變模量；c為彈簧的旋繞比。

自調(diào)臂的分離力必須大于單向離合器錐齒輪的軸向力Fa才能保持離合器齒輪的嚙合狀態(tài)，此時(shí)，F(xiàn)a≤kΔx。因此有

式（3）表明，彈簧的剛度與彈簧的旋繞比c成反比。因此在彈簧選型時(shí)，彈簧的旋繞比不能過大。

彈簧在載荷作用下，總應(yīng)力主要由剪切力產(chǎn)生的剪切應(yīng)力和扭矩產(chǎn)生的扭轉(zhuǎn)剪切應(yīng)力組成。另外，彈簧的曲率對剪切應(yīng)力也會產(chǎn)生很大的影響，因此在計(jì)算應(yīng)力過程中還要考慮剪切應(yīng)力集中系數(shù)κτ（即曲度因子）的影響，彈簧的最大剪切應(yīng)力有如下關(guān)系［11］：

彈簧受壓下，壓縮變形量為

聯(lián)立式（4）、式（5），彈簧的最大壓縮變形量為

自調(diào)臂在安裝過程中，螺旋壓縮彈簧對蝸桿施加的預(yù)緊力所引起的位移量以及殼體與蝸桿之間的相對微小位移量共同構(gòu)成了彈簧的預(yù)壓縮量ε。設(shè)分離間隙值為l，彈簧的變形量應(yīng)大于這兩種情況下的總壓縮量［12］，即λ≥l＋ε。顯然，由式（1）得ε＝Fs/k，即

分析式（5）可知，彈簧的力特性受彈簧絲直徑、彈簧中徑、彈簧圈數(shù)及其材質(zhì)的影響都較大。一旦彈簧的上述指標(biāo)不滿足載荷要求，彈簧將因過載而產(chǎn)生塑性變形，彈簧的剛度將隨特性曲線的奇異而改變。代入各項(xiàng)參數(shù)，聯(lián)立式（3）、式（7），就可以根據(jù)螺旋壓縮彈簧的失效臨界判斷自調(diào)臂自調(diào)功能失效的臨界條件。

3 實(shí)驗(yàn)與結(jié)果分析

實(shí)驗(yàn)在圖4所示的綜合性能檢測系統(tǒng)中進(jìn)行，該實(shí)驗(yàn)系統(tǒng)使用精度達(dá)0.1%的BK－2B型力傳感器和扭矩測量精度達(dá)0.3%的JN338型扭矩傳感器，系統(tǒng)測量標(biāo)準(zhǔn)不確定度為±0.01N·m。由于在該裝置中，對自調(diào)臂扭矩和力的測量不能直接放在工作臺上進(jìn)行，因此需要設(shè)計(jì)專門的夾具，用以壓緊自調(diào)臂。為了使自調(diào)臂的分離力與分離間隙的測試結(jié)果與實(shí)車環(huán)境下的動態(tài)參數(shù)吻合，自調(diào)臂的夾具完全按照實(shí)車的安裝環(huán)境設(shè)計(jì)，從而消除測試環(huán)境對螺旋壓縮彈簧失效模型準(zhǔn)確性的影響。實(shí)驗(yàn)步驟如下：

（1）分離力與分離間隙測試。將自調(diào)臂裝入夾具3中并啟動薄型氣缸5壓緊自調(diào)臂，伺服電機(jī)10推動伺服平移裝置8接近自調(diào)臂，使推桿接觸在自調(diào)臂2的蝸桿的六方頭上，當(dāng)力傳感器6的值達(dá)到設(shè)定值時(shí)，伺服平移裝置立即停止移動，扭矩伺服電機(jī)9帶動推桿轉(zhuǎn)動90°角，使自調(diào)臂的蝸桿的六方頭對準(zhǔn)推桿的六方孔，之后伺服平移裝置帶動推桿退回至力為零處。伺服電機(jī)10帶動伺服平移裝置壓縮自調(diào)臂的蝸桿至力為8k N處，同時(shí)計(jì)算機(jī)實(shí)時(shí)繪制出力－位移曲線，計(jì)算出自調(diào)臂的分離力和分離間隙值。分離力與分離間隙測試的曲線如圖5所示。

圖4 綜合性能測試系統(tǒng)

圖5 分離力與分離間隙測試曲線

（2）調(diào)整力矩測試。將轉(zhuǎn)軸導(dǎo)入自調(diào)臂蝸桿的六方頭內(nèi)（對準(zhǔn)方式同上），啟動檢測開關(guān)，計(jì)算機(jī)實(shí)時(shí)顯示扭矩傳感器檢測的扭矩并繪制出扭矩－角度曲線，計(jì)算調(diào)整力矩正轉(zhuǎn)最大值和反轉(zhuǎn)最小值，其特性曲線如圖6所示。

圖6 調(diào)整力矩測試曲線

某自調(diào)臂的螺旋壓縮彈簧材質(zhì)為合金彈簧鋼絲，其參數(shù)如下：彈簧絲直徑d＝7mm；圈數(shù)n＝4；中徑D＝20mm；旋繞比c≈2.7；通過查機(jī)械標(biāo)準(zhǔn)手冊［13］，G＝78.7GPa。利用上述測試系統(tǒng)，對15個(gè)使用時(shí)間不同的該型號自調(diào)臂進(jìn)行測試，每個(gè)自調(diào)臂測量5次取平均值。實(shí)驗(yàn)結(jié)果見表1。

4 結(jié)論

（1）表1的測試結(jié)果表明，當(dāng)螺旋壓縮彈簧剛度在4918.75≤k≤738 120時(shí)，反轉(zhuǎn)扭矩T＞20N·m，即自調(diào)功能正常，而通過模型得出的結(jié)果與實(shí)驗(yàn)測試數(shù)據(jù)一致。

表1 自調(diào)臂失效模型的理論結(jié)果與測試值的對比

（2）當(dāng)螺旋壓縮彈簧的剛度k≥1 012 510時(shí)，在蝸桿反轉(zhuǎn)推開嚙合的錐齒輪時(shí)，因分離行程大于其變形量，導(dǎo)致彈簧塑性變形失效，調(diào)整力矩減小。模型驗(yàn)證的結(jié)果與實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)一致。

（3）當(dāng)螺旋壓縮彈簧的剛度k≤2014.72時(shí)，蝸桿會因軸向推力不足導(dǎo)致離合器錐齒輪打滑，反轉(zhuǎn)力矩驟減，制動器的自調(diào)量不足引起自調(diào)功能失效。上述模型的結(jié)果與實(shí)驗(yàn)測試數(shù)據(jù)一致。

（4）本模型從理論上揭示了自調(diào)臂自調(diào)功能失效的根源為所在結(jié)構(gòu)處的彈簧失效，這為自調(diào)臂的結(jié)構(gòu)優(yōu)化及其性能、壽命檢測提供了參考。

（5）本模型的構(gòu)建只考慮了常溫理想環(huán)境下的失效因素。根據(jù)中華人民共和國建設(shè)部CJ/T242－2007標(biāo)準(zhǔn)規(guī)定，自調(diào)臂的失效還需要考慮鹽性、粉塵、極限溫度等環(huán)境因素的影響和材質(zhì)耐久性等時(shí)間因素的影響。今后可以綜合考慮在以上幾種復(fù)雜環(huán)境下的自調(diào)臂失效模型的構(gòu)建。

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