夏德茂　奚　鷹　華濱濱　朱文翔

同濟(jì)大學(xué),上海,201804

RZS盤式制動(dòng)器制動(dòng)倍率的研究(續(xù))

夏德茂奚鷹華濱濱朱文翔

同濟(jì)大學(xué),上海,201804

依據(jù)RZS盤式制動(dòng)器的工作原理，建立了其機(jī)構(gòu)運(yùn)動(dòng)簡圖；計(jì)算和比較了該機(jī)構(gòu)在有無制動(dòng)盤情況下的自由度；考慮閘調(diào)機(jī)構(gòu)伸長量的影響，研究了該制動(dòng)器在閘片間隙等于設(shè)定值和閘片間隙補(bǔ)償后制動(dòng)倍率的變化情況。研究結(jié)果表明：RZS盤式制動(dòng)器的制動(dòng)倍率符合工程設(shè)計(jì)要求；閘調(diào)機(jī)構(gòu)的伸長量與閘片磨損量存在線性變化關(guān)系；在閘片的整個(gè)服役周期內(nèi)，制動(dòng)倍率幾乎不變。

盤式制動(dòng)器；制動(dòng)倍率；閘片間隙；閘調(diào)機(jī)構(gòu)；磨損

0　引言

RZS盤式制動(dòng)器是由德國克諾爾公司研發(fā)的新型基礎(chǔ)制動(dòng)裝置,其作用是將空氣壓縮力放大適當(dāng)倍數(shù)后平均傳遞至各閘片，將其轉(zhuǎn)變?yōu)閴壕o制動(dòng)盤的機(jī)械力，并借助盤片間產(chǎn)生的摩擦阻力來阻止車輪轉(zhuǎn)動(dòng)[1-4]?；A(chǔ)制動(dòng)裝置的制動(dòng)倍率是衡量列車制動(dòng)性能的一個(gè)重要指標(biāo)，其大小直接影響盤片之間的正壓力，進(jìn)而影響制動(dòng)摩擦力矩的大小，決定列車能否在規(guī)定的距離內(nèi)實(shí)現(xiàn)停車制動(dòng)[5-6]。饒忠[7]詳細(xì)闡明了踏面制動(dòng)器制動(dòng)倍率的計(jì)算過程，認(rèn)為制動(dòng)倍率為制動(dòng)梁數(shù)、制動(dòng)缸杠桿倍率和轉(zhuǎn)向架杠桿倍率的乘積，一般在6～9之間，且該數(shù)值僅有雙側(cè)踏面制動(dòng)器才能達(dá)到。盤式制動(dòng)器的工作原理雖與踏面制動(dòng)器一致，但兩者在結(jié)構(gòu)上差別很大，故制動(dòng)倍率的計(jì)算方法也不盡相同。

筆者前期對(duì)該制動(dòng)器間隙補(bǔ)償前后的制動(dòng)倍率進(jìn)行了分析和計(jì)算[5]，但在后續(xù)研究中發(fā)現(xiàn)，在制動(dòng)倍率(即正壓力N與空氣壓縮力F兩者關(guān)系)的推導(dǎo)過程中，無需將閘調(diào)機(jī)構(gòu)看成是二力桿,也不需要假設(shè)空氣壓縮力F始終垂直于中心線，此外，文獻(xiàn)[5]未考慮閘片間隙補(bǔ)償后閘調(diào)機(jī)構(gòu)的伸長量帶來的影響，因此,本文在文獻(xiàn)[5]研究的基礎(chǔ)上，考慮以上因素，對(duì)RZS盤式制動(dòng)器的制動(dòng)倍率進(jìn)行更深入的研究。

1　RZS盤式制動(dòng)器的工作原理

RZS盤式制動(dòng)器幾種常用工況的詳細(xì)工作原理見文獻(xiàn)[5]。為繪制該機(jī)構(gòu)的運(yùn)動(dòng)簡圖，本文僅簡單介紹常用工作制動(dòng)工況的工作原理。圖1為該制動(dòng)器的結(jié)構(gòu)示意圖，該制動(dòng)器主要由制動(dòng)夾鉗、閘瓦托、偏心軸、彈簧儲(chǔ)能停放制動(dòng)氣缸、隔膜式工作制動(dòng)氣缸、閘片間隙自動(dòng)調(diào)整機(jī)構(gòu)(簡稱閘調(diào)機(jī)構(gòu))、緊急手動(dòng)釋放裝置等零部件組成。

圖1　RZS盤式制動(dòng)器結(jié)構(gòu)示意圖

當(dāng)經(jīng)判斷需要施加空氣制動(dòng)時(shí)，隔膜式工作制動(dòng)氣缸內(nèi)的推盤活塞在空氣壓縮力的作用下按箭頭方向運(yùn)動(dòng)，與偏心軸通過螺栓固接在一起的撥叉及偏心軸在推盤活塞的作用下順時(shí)針轉(zhuǎn)動(dòng)，進(jìn)而帶動(dòng)套裝于偏心軸頭上的制動(dòng)夾鉗向一側(cè)運(yùn)動(dòng)。閘片間隙自動(dòng)調(diào)整裝置按圖1所示箭頭方向運(yùn)動(dòng)，帶動(dòng)另外一側(cè)的制動(dòng)夾鉗繞固定鉸點(diǎn)逆時(shí)針轉(zhuǎn)動(dòng)，進(jìn)而兩側(cè)閘片(圖1未示出)抱緊制動(dòng)盤,產(chǎn)生制動(dòng)力。當(dāng)閘片間隙等于設(shè)定值時(shí)，制動(dòng)過程中，閘調(diào)機(jī)構(gòu)相當(dāng)于一剛性塊。當(dāng)閘片間隙大于設(shè)定值時(shí)或制動(dòng)過程中發(fā)生磨損后，通過增加推盤活塞的行程，帶動(dòng)閘調(diào)機(jī)構(gòu)伸長，閘片間隙得到補(bǔ)償，使得在下一次制動(dòng)前，閘片間隙仍等于設(shè)定值。

2　RZS盤式制動(dòng)器數(shù)學(xué)模型

依據(jù)RZS盤式制動(dòng)器的工作原理，可繪制出圖2所示初始狀態(tài)下的機(jī)構(gòu)運(yùn)動(dòng)簡圖。其中,A、O1、O2、B、C、D、E為鉸點(diǎn)。O1為偏心軸的固定旋轉(zhuǎn)中心,O2為偏心軸上的偏心鉸點(diǎn),D為固定鉸點(diǎn)。P為空氣壓縮力F的作用點(diǎn)。a、b分別為制動(dòng)夾鉗ED(AO2)和DC(O2B)的長度。c為閘調(diào)機(jī)構(gòu)BC的初始長度,c可變。e為偏心軸O1O2的距離，即偏心距。α1、α2分別為制動(dòng)夾鉗EDC(AO2B)的夾角和DC(O2B)與X軸的夾角。θ1為O1O2連線與X軸的夾角。 g為固定鉸點(diǎn)D和偏心點(diǎn)O2至中心線的距離。h為偏心軸固定旋轉(zhuǎn)中心O1至中心線的距離。k為鉸點(diǎn)A和E至摩擦面的垂直距離。l為制動(dòng)盤的厚度。f1和f2為兩側(cè)的閘片間隙。偏心軸總成3為原動(dòng)件，由于制動(dòng)缸本體結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)的限制，偏心軸總成3轉(zhuǎn)過的最大角度為2θ1。XY為全局坐標(biāo)系，X′Y′為局部坐標(biāo)系。

1、6.閘片　2、5.制動(dòng)夾鉗　3.偏心軸總成　4.閘片間隙自動(dòng)調(diào)整裝置　7.制動(dòng)盤圖2　RZS盤式制動(dòng)器機(jī)構(gòu)運(yùn)動(dòng)簡圖

如圖2所示,該制動(dòng)器包含6個(gè)活動(dòng)構(gòu)件,共有6個(gè)轉(zhuǎn)動(dòng)副、1個(gè)移動(dòng)副和1個(gè)虛約束。因此,其自由度T為

T=3n-2p1-p2=3×5-2×7=1

式中,n為活動(dòng)構(gòu)件數(shù)；p1為低副數(shù)；p2為高副數(shù)。

若不考慮制動(dòng)盤，其自由度為

T=3n-2p1-p2=3×4-2×5=2

(1)

式(1)表明,該制動(dòng)器在未裝備于列車上時(shí)，自由度為2，大于原動(dòng)件數(shù)目1，表明該機(jī)構(gòu)沒有明確的運(yùn)動(dòng)。需指出的是，即使存在制動(dòng)盤7，在任意一側(cè)的閘片未貼著制動(dòng)盤之前，該機(jī)構(gòu)的自由度仍為2。依據(jù)RZS盤式制動(dòng)器的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)，在未工作時(shí)和每次制動(dòng)結(jié)束后，偏心軸在推盤復(fù)位彈簧力的作用下，其偏心點(diǎn)O2始終要與固定鉸點(diǎn)D關(guān)于中心線對(duì)稱，如圖2所示，而夾鉗EDC和AO2B又具有相同的結(jié)構(gòu)特征,因此,本文在繪制機(jī)構(gòu)運(yùn)動(dòng)簡圖時(shí)，假設(shè)閘調(diào)機(jī)構(gòu)BC兩點(diǎn)也關(guān)于中心線對(duì)稱。若參數(shù)a、b、l、k、g、α1和閘調(diào)機(jī)構(gòu)BC的初始長度c均已知，則該制動(dòng)器的閘片間隙設(shè)定值f和兩側(cè)的閘片間隙f1、f2須滿足：

f=f1=f2=

[2bsinα2+c-l-2k-2asin(α1+α2)]/2

(2)

若不假設(shè)閘調(diào)機(jī)構(gòu)BC關(guān)于中心線對(duì)稱，則兩側(cè)的閘片間隙f1和f2須滿足：

f1+f2=2bsinα2+c-l-2k-2asin(α1+α2)

(3)

式(3)表明，f1和f2可為任意值，但兩者之和須滿足式(3)。為簡化制動(dòng)倍率的推導(dǎo)，本文以式(2)為前提對(duì)該制動(dòng)器的制動(dòng)倍率進(jìn)行研究。

3　制動(dòng)倍率i的計(jì)算

與文獻(xiàn)[5]一致，本文仍對(duì)RZS單元制動(dòng)器在閘片間隙等于設(shè)定值時(shí)和閘片間隙發(fā)生補(bǔ)償后兩種情況下的制動(dòng)倍率分別進(jìn)行研究。

3.1閘片間隙等于設(shè)定值時(shí)

當(dāng)兩側(cè)閘片間隙等于設(shè)定值f時(shí),若已知P點(diǎn)在局部坐標(biāo)系X′Y′的坐標(biāo)為(m,n),則初始狀態(tài)下,各鉸點(diǎn)(O1、O2、P、A、B、C、D、E)在XY坐標(biāo)系中的位置坐標(biāo)分別為

xO1=0,yO1=0

xO2=-ecosθ1,yO2=-esinθ1

xP=mcosθ1-nsinθ1,yP=msinθ1+ncosθ1

xA=-ecosθ1+acos(α1+α2)

yA=-esinθ1+asin(α1+α2)

xB=-ecosθ1+bcosα2,yB=-esinθ1+bsinα2

xC=-ecosθ1+bcosα2,yC=g+h-bsinα2

xD=-ecosθ1,yD=g+h

xE=-ecosθ1+acos(α1+α2)

yE=g+h-asin(α1+α2)

θ1=arcsin((g-h)/e)

制動(dòng)發(fā)生時(shí),在空氣壓縮力F的作用下,假定偏心軸總成3繞固定旋轉(zhuǎn)中心O1轉(zhuǎn)過的角度為Δθ1,夾鉗EDC繞固定鉸點(diǎn)D逆時(shí)針轉(zhuǎn)過的角度為Δα2,兩側(cè)的閘片貼緊制動(dòng)盤,在摩擦面上產(chǎn)生正壓力N,如圖3所示。

圖3　制動(dòng)發(fā)生后各鉸點(diǎn)的位置示意圖

xE′=-ecosθ1+acos(Δα2-α1-α2)

yE′=-esinθ1+asin(Δα2-α1-α2)

xC′=-ecosθ1+bcos(Δα2-α2)

yC′=g+h+bsin(Δα2-α2)

xA′=-ecos(θ1-Δθ1)-

yA′=-esinθ1+asin(α1+α2)+f

f=-asin(α1+α2)-asin(Δα2-α1-α2)

由于兩側(cè)的閘片間隙值等于初始設(shè)定值,閘調(diào)機(jī)構(gòu)BC在制動(dòng)發(fā)生時(shí)相當(dāng)于一剛性塊,初始長度c不會(huì)發(fā)生改變,故偏心軸總成3轉(zhuǎn)過的角度Δθ1可通過下式求出：

|B′C′|=c

(4)

從圖3中可以看出,RZS單元制動(dòng)器制動(dòng)倍率的計(jì)算公式為

i=2N/F

(5)

式中,i為制動(dòng)倍率;閘片數(shù)目為2。

已知各參數(shù)數(shù)值如下：a=220 mm,b=252 mm,c=175 mm,e=12.5 mm,g=130 mm,h=127 mm,k=70 mm,l=35 mm,m=100 mm,n=6 mm,α1=3.013。將以上參數(shù)代入式(2)可得到閘片間隙設(shè)定值f及初始閘片間隙f1和f2:

f1=f2=f=1.5 mm

代入式(4)可得到偏心軸轉(zhuǎn)過的角度Δθ1:

Δθ1=0.1295 rad

因此,可稱Δθ1為閘片間隙設(shè)定值f對(duì)應(yīng)的偏心軸旋轉(zhuǎn)角度設(shè)定值。

為得到式(5)中正壓力N與空氣壓縮力F之間的關(guān)系,可依據(jù)靜力學(xué)知識(shí),采用逆推方法分別對(duì)制動(dòng)夾鉗EDC、閘調(diào)機(jī)構(gòu)BC、制動(dòng)夾鉗AO2C及偏心軸總成PO1O2進(jìn)行受力分析,最終得到制動(dòng)倍率i值：

i=2N/F=8.638

若引入機(jī)械傳遞效率η,當(dāng)理論制動(dòng)倍率i確定后,便可得到實(shí)際制動(dòng)過程中,盤片之間的正壓力2N與空氣壓縮力F的關(guān)系式：

2N=Fiη=(pS-Fk)iη

式中,p為工作壓力,MPa;Fk為推盤活塞復(fù)位彈簧力,約為500 N;S為推盤活塞面積,cm2;η為效率,取0.97。

圖4所示為正壓力2N隨工作壓力p的變化曲線。在RZS盤式制動(dòng)器的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)中，可通過改變推盤活塞的底面積S來滿足不同列車對(duì)不同制動(dòng)性能的要求,使得該制動(dòng)器的應(yīng)用范圍更加廣泛。在正常工作壓力380 kPa下,不同的S(142.7 cm2、131.6 cm2、122 cm2)對(duì)應(yīng)的制動(dòng)力分別達(dá)到41 kN、37 kN、34 kN。隨著工作壓力的繼續(xù)增大,該制動(dòng)器的最大制動(dòng)力能達(dá)到60 kN。

圖4　正壓力2 N與工作壓力p的關(guān)系

3.2閘片間隙補(bǔ)償后

在制動(dòng)過程中,摩擦面勢(shì)必要發(fā)生磨損,且磨損量隨制動(dòng)次數(shù)的增加而增加。依據(jù)RZS單元制動(dòng)器的工作原理，每次制動(dòng)過程中發(fā)生的磨損量可增加推盤活塞的行程即偏心軸轉(zhuǎn)過的角度來保證閘片始終貼緊制動(dòng)盤，且會(huì)在制動(dòng)結(jié)束前的瞬間，通過閘調(diào)機(jī)構(gòu)BC的伸長進(jìn)行補(bǔ)償，確保下一次制動(dòng)開始前，閘片間隙仍等于設(shè)定值。間隙補(bǔ)償后,圖2中BC兩點(diǎn)間的距離不再是初始值c=175 mm,且隨著磨損量的增大,BC長度會(huì)不斷增大。因此,有必要研究閘片間隙發(fā)生補(bǔ)償后制動(dòng)倍率的變化情況。假定單次制動(dòng)過程中的磨損量Δf全部在閘片上,且每次磨損量均相等，即閘片摩擦面至點(diǎn)E、A的距離由k變?yōu)閗-Δf,如圖5所示。此時(shí),O1O2連線與X軸的夾角仍為θ1,閘片間隙仍為設(shè)定值f,但BC的長度為c′,設(shè)其增量為Δc。整個(gè)機(jī)構(gòu)仍關(guān)于中心線對(duì)稱,假設(shè)此時(shí)連線DC和O2B與X軸的夾角為ε1。

圖5　制動(dòng)補(bǔ)償后各鉸點(diǎn)的初始位置示意圖

間隙補(bǔ)償后,下一次制動(dòng)發(fā)生前，在初始位置下,各鉸點(diǎn)A、B、C、E在全局坐標(biāo)系XY中的位置坐標(biāo)分別為

xA=-ecosθ1+acos(α1+ε1)

yA=-esinθ1+asin(α1+ε1)

xB=-ecosθ1+bcosε1,yB=-esinθ1+bsinε1

xC=-ecosθ1+bcosε1,yC=g+h-bsinε1

xE=-ecosθ1+acos(α1+ε1)

yE=g+h-asin(α1+ε1)

(6)

2Δf=2k+2f+l-c′+2asin(α1+ε1)-2bsinε1

(7)

將式(6)代入式(7)便可得到閘調(diào)機(jī)構(gòu)BC長度的增量Δc與磨損量Δf的變化關(guān)系，如圖6所示,可以看出，閘調(diào)機(jī)構(gòu)BC的增量Δc隨磨損量Δf呈線性增大的變化規(guī)律。兩者的變化關(guān)系可用下式近似表示：

Δc≈2.2Δf

(8)

圖6　Δc隨Δf的變化曲線

xE′=-ecosθ1+acos(Δα2-α1-ε1)

yE′=-esinθ1+asin(Δα2-α1-ε1)

xC′=xD′+bcos(Δα2-α2),yC′=yD+bsin(Δα2-α2)

xA′=-ecos(θ1-Δθ1)-

yA′=-esinθ1+asin(α1+ε1)+f

f=-asin(α1+ε1)-asin(Δα2-α1-ε1)

此時(shí),偏心軸轉(zhuǎn)過的角度Δθ1可由下式求出：

|B′C′|=c′=c+Δc

可按照3.1節(jié)的方法依次對(duì)各零件進(jìn)行靜力學(xué)分析,最終得到制動(dòng)倍率i。圖7所示為單次閘片間隙磨損量Δf與制動(dòng)倍率i的關(guān)系曲線。

圖7　制動(dòng)倍率i隨Δf的變化曲線

從圖7中可以看出,在單次制動(dòng)過程中,若增加制動(dòng)過程中的單次磨損量，制動(dòng)倍率i幾乎不變。這是因?yàn)樵谝淮沃苿?dòng)過程中，閘片的磨損量Δf很小,為微米級(jí)，故不難判斷制動(dòng)倍率i的變化趨勢(shì)為一條水平直線。

隨著制動(dòng)次數(shù)的增加，閘片的磨損量不斷增大,即k值不斷減小，當(dāng)達(dá)到極限值時(shí)，便需要更換閘片。但在閘片的整個(gè)服役周期內(nèi)，制動(dòng)倍率i的變化值得研究。閘片k值由35 mm減小至30 mm時(shí),偏心軸在閘片間隙補(bǔ)償后,下一次制動(dòng)過程中轉(zhuǎn)過的角度Δθ1和制動(dòng)倍率i的變化曲線,如圖8所示。

從圖8中可以看出,隨著制動(dòng)次數(shù)的增加,制動(dòng)倍率i呈線性增大,從最初零磨損量(新閘片)時(shí)的8.638變化至磨損量為5 mm時(shí)的8.6495。偏心軸總成轉(zhuǎn)過的角度Δθ1由最初的零磨損量(即f=1.5 mm)下的設(shè)定值0.1295增大至發(fā)生5 mm磨損時(shí)的0.1297,圖8中Δθ1直線的波動(dòng)主要是因?yàn)橛?jì)算中使用式(8)中Δc與Δf的近似線性關(guān)系。制動(dòng)倍率i的變化量僅為0.0115，Δθ1的變化量僅為0.0002,兩者幾乎不變。因此，在閘片的整個(gè)服役周期內(nèi),RZS盤式制動(dòng)器的制動(dòng)倍率始終能保持在某一固定值左右，幾乎不會(huì)引起制動(dòng)力發(fā)生改變。每次制動(dòng)時(shí)，由于閘片間隙調(diào)整裝置的無極補(bǔ)償作用，制動(dòng)過程中偏心軸的旋轉(zhuǎn)角度不變，始終為閘片間隙設(shè)定值f對(duì)應(yīng)的0.1295。上述結(jié)論也是工程設(shè)計(jì)人員在研發(fā)新型鐵路車輛基礎(chǔ)制動(dòng)裝置過程中值得關(guān)注的問題之一。

圖8　i和Δθ1隨k的變化曲線

4　結(jié)論

(1)制動(dòng)倍率在整個(gè)閘片的服役周期內(nèi)基本不變,保證了每次制動(dòng)過程中閘片和制動(dòng)盤之間制動(dòng)力的穩(wěn)定性，這對(duì)配合摩擦副的設(shè)計(jì)起著關(guān)鍵作用。若制動(dòng)倍率發(fā)生變化或變化很大，可能導(dǎo)致原先設(shè)計(jì)的摩擦副的強(qiáng)度因制動(dòng)力的增大而發(fā)生結(jié)構(gòu)性破壞，進(jìn)而發(fā)生制動(dòng)失效。

(2)在制動(dòng)過程中,雖然在閘片摩擦面上發(fā)生的磨損可通過增加偏心軸的行程來促使閘片間隙調(diào)整機(jī)構(gòu)在制動(dòng)結(jié)束前對(duì)其進(jìn)行補(bǔ)償，但是下一次制動(dòng)發(fā)生時(shí)，偏心軸仍要轉(zhuǎn)過相同的角度。因此，可認(rèn)為該角度為閘調(diào)機(jī)構(gòu)發(fā)生間隙補(bǔ)償作用的一個(gè)臨界判斷值。當(dāng)偏心軸轉(zhuǎn)過角度大于此數(shù)值時(shí)，無論是空載(無制動(dòng)盤)還是制動(dòng)過程中發(fā)生的磨損，在一系列力傳遞機(jī)構(gòu)的作用下，閘調(diào)機(jī)構(gòu)都要伸長。

[1]丁勇.列車運(yùn)行計(jì)算與設(shè)計(jì)[M].北京:北京交通大學(xué)出版社,2011.

[2]張振淼.城市軌道交通車輛[M].北京:中國鐵道出版社,2011.

[3]應(yīng)云飛,秦娟蘭.城市軌道交通車輛制動(dòng)系統(tǒng)[M].成都：西南交通大學(xué)出版社，2011.

[4]夏德茂，奚鷹，李濤，等.廣州地鐵3號(hào)線基礎(chǔ)制動(dòng)裝置及制動(dòng)距離研究[J].城市軌道交通研究,2014(2):101-105.

XiaDemao,XiYing,LiTao,etal.StudyontheFundamentalBrakingDeviceandBrakingDistanceofGuangzhouMetroLine3[J].UrbanMassTransit,2014(2):101-105.

[5]夏德茂，奚鷹，李濤，等.RZS盤式制動(dòng)器制動(dòng)倍率的研究[J].中國機(jī)械工程，2014，25(8)：1131-1135.

XiaDemao,XiYing,LiTao,etal.StudyonBrakingRateofDiscBrakeUnitRZS[J].ChinaMechanicalEngineering,2014,25(8):1131-1135.

[6]應(yīng)云飛，秦娟蘭. 城市軌道交通車輛制動(dòng)系統(tǒng)[M].成都：西南交通大學(xué)出版社,2011.

[7]饒忠.列車制動(dòng)[M].北京：中國鐵道出版社,2011.

(編輯陳勇)

Study on Braking Rate of Disc Brake Unit RZS(Continue)

Xia DemaoXi YingHua BinbinZhu Wenxiang

Tongji University,Shanghai,201804

Firstly,according to the working principles of the braking unit RZS,the kinematic diagram was built up.Then,the DOF of RZS with and without the brake disc was analyzed and compared.The braking rate and its change rules were calculated and analyzed respectively under two conditions:the pad clearance was equal to the setting value and another the pad clearance was reset after braking operation.It is found that:the braking rate of RZS meets the design requirements and there is a linear relationship between the increment of the self-adjustment mechanism and the amount of the pad’s wear.During the entire service life of the pad, the braking rate of RZS barely changes.

disk brake unit;braking rate;pad clearance;self-adjustment mechanism;wear

2014-12-25

國家自然科學(xué)基金資助項(xiàng)目(61004077)

U231DOI：10.3969/j.issn.1004-132X.2015.16.020

夏德茂,男,1986年生。同濟(jì)大學(xué)機(jī)械與能源工程學(xué)院博士研究生。主要研究方向?yàn)殍F路車輛制動(dòng)設(shè)備及其關(guān)鍵技術(shù)。發(fā)表論文16篇。奚鷹,男,1957年生。同濟(jì)大學(xué)機(jī)械與能源工程學(xué)院教授、博士研究生導(dǎo)師。華濱濱,男,1991年生。同濟(jì)大學(xué)機(jī)械與能源工學(xué)院碩士研究生。朱文翔,男,1991年生。同濟(jì)大學(xué)機(jī)械與能源工程學(xué)院碩士研究生。