司小云, 馬文倫， 尹順良， 何 纓， 陳 濤

(1.中國(guó)第一汽車股份有限公司技術(shù)中心，長(zhǎng)春 130011；2.中國(guó)北方車輛研究所，北京 100072)

某輪式車輛盤式駐車制動(dòng)器設(shè)計(jì)

司小云1, 馬文倫1， 尹順良2， 何 纓1， 陳 濤1

(1.中國(guó)第一汽車股份有限公司技術(shù)中心，長(zhǎng)春 130011；2.中國(guó)北方車輛研究所，北京 100072)

針對(duì)某4×4輪式車輛駐車制動(dòng)的需要，分析了盤式駐車制動(dòng)器的結(jié)構(gòu)特點(diǎn)、受力情況，設(shè)計(jì)了一款盤式駐車制動(dòng)器.臺(tái)架試驗(yàn)和道路試驗(yàn)結(jié)果表明，該盤式駐車制動(dòng)器能滿足車輛駐坡60%的指標(biāo)要求.

越野車輛；盤式駐車制動(dòng)器；制動(dòng)性能

Abstract：According to the demand of a certain wheeled vehicle，a new disc parking brake is designed in this paper and its force analysis and braking performance are studied. Bench test and real vehicle test prove that the disc parking brake can satisfy the 60% parking braking performance demand.

Keywords: off road vehicles；disc parking brake；braking performance

隨著國(guó)內(nèi)外汽車技術(shù)的發(fā)展，越野車輛使用需求越來越廣泛.越野車輛相比民用商用車輛而言，對(duì)車輛自身駐坡能力要求更高.為提高車輛駐車制動(dòng)性能，當(dāng)前行業(yè)內(nèi)普遍采用在中、后橋輪邊彈簧駐車制動(dòng)的基礎(chǔ)上增加前橋匹配鼓式中央駐車制動(dòng)器的解決方案.但該方案中，鼓式中央駐車制動(dòng)器存在結(jié)構(gòu)復(fù)雜、可靠性和穩(wěn)定性差、布置困難等多方面問題.

為解決上述問題，全新開發(fā)出一款盤式駐車制動(dòng)器成為一個(gè)可行方案.因?yàn)閺慕Y(jié)構(gòu)上看，控制盤式制動(dòng)器兩平行的摩擦片比控制鼓式制動(dòng)器中弧形制動(dòng)蹄片的受力和運(yùn)動(dòng)更簡(jiǎn)單，其制動(dòng)力矩與摩擦片摩擦系數(shù)成線性關(guān)系，制動(dòng)器本身無自行增勢(shì)作用，所以在制動(dòng)過程中制動(dòng)力矩增長(zhǎng)較緩和，制動(dòng)穩(wěn)定性好.

1 某輪式車輛駐車制動(dòng)的技術(shù)需求

某4×4輪式越野車輛整車參數(shù)見表1，車輛設(shè)計(jì)指標(biāo)要求駐車制動(dòng)性能滿足60%駐坡要求.

表1 整車參數(shù)

車輛在上坡、下坡時(shí)在坡道上能夠停駐的條件是：車輛的駐車制動(dòng)力M大于或者等于車輛自身重力在下坡方向的分力矩，因此車輛的60%坡駐坡條件為[1]：

M≥Ga·sinα·r.

(1)

經(jīng)計(jì)算，M≥36 756 N·m.

該車在后橋左右車輪已經(jīng)安裝了駐車制動(dòng)器，其能提供的駐車制動(dòng)力矩為M后=24 000 N·m.為滿足設(shè)計(jì)要求，需在前橋主減速器輸入端增加新的駐車制動(dòng)器來提供額外所需駐車制動(dòng)力矩M前.

M前=M-M后.

(2)

經(jīng)計(jì)算，M前=12 756 N·m.

已知前橋速比4.5，由此得出在前橋新增加的駐車制動(dòng)器需要提供的制動(dòng)力矩為：

(3)

經(jīng)計(jì)算，M1=2 834，N·m.

2 盤式中央駐車制動(dòng)器結(jié)構(gòu)及性能計(jì)算

盤式駐車制動(dòng)器屬于浮鉗盤式制動(dòng)器，制動(dòng)鉗體僅可在兩個(gè)導(dǎo)向滑銷軸向滑動(dòng)，其結(jié)構(gòu)(見圖1)由制動(dòng)鉗體、拉臂、滑銷、內(nèi)六角圓柱頭螺釘、推桿、駐車制動(dòng)盤、花鍵軸、端蓋、回位彈簧、鋼球、內(nèi)摩擦片、外摩擦片、磁芯組成.

在駐車制動(dòng)時(shí)，駐車制動(dòng)促動(dòng)力作用在拉臂上，拉臂帶動(dòng)花鍵軸旋轉(zhuǎn)，驅(qū)使3個(gè)鋼球在花鍵軸與端蓋配合形成的螺旋型的球軌上運(yùn)動(dòng)，鋼球?qū)ㄦI軸及端蓋產(chǎn)生軸向推力及徑向扭矩.花鍵軸在軸向推力的作用下，推動(dòng)推桿將軸向作用力傳遞到內(nèi)摩擦片上，推動(dòng)內(nèi)摩擦片軸向運(yùn)動(dòng)，消除摩擦片與駐車制動(dòng)盤之間的間隙，并最終壓緊駐車制動(dòng)盤.同時(shí)，端蓋在軸向推力的作用下，端蓋帶動(dòng)制動(dòng)鉗體沿著導(dǎo)向滑銷軸向反向滑動(dòng)，消除外摩擦片與駐車制動(dòng)盤之間的間隙，并最終壓緊駐車制動(dòng)盤.內(nèi)、外摩擦片與駐車制動(dòng)盤之間的夾緊力，最終轉(zhuǎn)化為使車輛可靠駐坡的駐車制動(dòng)扭矩.

在解除駐車制動(dòng)時(shí)，回位彈簧產(chǎn)生的扭轉(zhuǎn)回位力矩驅(qū)使拉臂回位.拉臂通過花鍵軸使推桿回位，鉚接在推桿內(nèi)側(cè)的磁芯帶動(dòng)內(nèi)摩擦片回到初始位置.同時(shí)，回位彈簧產(chǎn)生的軸向回位力及制動(dòng)盤旋轉(zhuǎn)過程中產(chǎn)生的軸向推力驅(qū)使安裝在滑銷上的制動(dòng)鉗體、端蓋及外摩擦片回到初始位置.

圖1 制動(dòng)器結(jié)構(gòu)圖

2.1 花鍵軸受力分析

如圖1所示，駐車制動(dòng)促動(dòng)力通過拉臂帶動(dòng)花鍵軸，轉(zhuǎn)化為軸向推力傳遞到摩擦片最終夾緊制動(dòng)盤，從而產(chǎn)生駐車制動(dòng)力矩，使車輛停駐.其中，最關(guān)鍵的零部件為花鍵軸，其受力情況見圖2.

圖2 花鍵軸受力示意圖

假設(shè)鋼球與螺旋型球軌間潤(rùn)滑條件為理想條件，忽略鋼球相對(duì)花鍵軸的滾動(dòng)摩擦力和滑動(dòng)摩擦力，且假定3個(gè)鋼球的作用力相等.根據(jù)花鍵軸受力及力矩平衡原理[2]，可得出如式(4)～式(8)所示的受力平衡及力矩平衡方程式.

FN1=FN2=FN3，

(4)

FN1y=FN2y=FN3y=FN1×cosθ，

(5)

FN1t=FN2t=FN3t=FN1×sinθ，

(6)

FN片+FT1-(FN1y+FN2y+FN3y)=0,

(7)

M-(FN1t+FN2t+FN3t)×R=0.

(8)

式中：FN1、FN2、FN3為鋼球?qū)β菪颓蜍壸饔昧?；FN1y、FN2y、FN3y為鋼球?qū)β菪颓蜍壸饔昧υ趛軸方向分力；FN1t、FN2t、FN3t為鋼球?qū)β菪颓蜍壸饔昧η邢蚍至?；FN片為推桿對(duì)花鍵軸的作用力(即等于該駐車制動(dòng)器內(nèi)、外摩擦片對(duì)制動(dòng)盤的作用力)；FT1為回位彈簧回位力；R為螺旋型球軌軌跡半徑；M為

拉臂對(duì)花鍵軸施加的力矩；θ為球軌螺旋升角.已知鋼球的螺旋球軌升程為10 mm，球軌在花鍵軸的圓周方向的夾角為120°，螺旋升角約為12.81°.

2.2 摩擦片摩擦力有效作用半徑計(jì)算

駐車制動(dòng)過程中，內(nèi)、外摩擦片與制動(dòng)盤之間的作用力示意圖如圖3所示.設(shè)定摩擦片的摩擦表面與制動(dòng)盤接觸良好，且各處的單位壓力分布均勻，盤式制動(dòng)器的制動(dòng)力矩MF為

MF=2μFRu.

(9)

式中：μ為摩擦片摩擦系數(shù)；F為內(nèi)、外摩擦片對(duì)制動(dòng)盤的壓緊力，可知F=FN片；Ru為摩擦力有效作用半徑[1].

如圖3所示，在內(nèi)、外摩擦片任一單元面積dxdy上的摩擦力對(duì)制動(dòng)盤中心的力矩為μqRudxdy，q為摩擦片與制動(dòng)盤之間的單位面積上的壓力，則制動(dòng)器制動(dòng)力矩為：

(10)

則摩擦力有效作用半徑Ru為：

(11)

式中:S為摩擦片作用面積；L為制動(dòng)盤圓心與摩擦片的圓心間距；a為摩擦片圓心到切邊的距離；r為摩擦片幾何半徑.

已知L=128、r=33.5、a=21，由公式(11)求得摩擦力有效作用半徑Ru=125.332 7≈125.

圖3 摩擦片受力示意圖

2.3 制動(dòng)器間隙設(shè)定

如圖1所示，盤式中央駐車制動(dòng)器安裝在前橋主減速器輸入端，相對(duì)于安裝于輪邊的行車制動(dòng)用盤式制動(dòng)器來說，其制動(dòng)盤轉(zhuǎn)速較高，為輪邊轉(zhuǎn)速的4～5倍，因此，初步設(shè)定其制動(dòng)間隙高于行車盤式制動(dòng)器設(shè)定的(0.6～0.9)mm,同時(shí)保證駐車促動(dòng)機(jī)構(gòu)的行程在合理范圍內(nèi).

駐車促動(dòng)機(jī)構(gòu)的行程S1計(jì)算公式為：

(12)

式中:l桿為拉臂的力臂長(zhǎng)度，γ為拉臂的轉(zhuǎn)動(dòng)角度.

駐車制動(dòng)促動(dòng)機(jī)構(gòu)選用現(xiàn)有鼓式中央駐車制動(dòng)器采用的駐車彈簧制動(dòng)缸總成，如圖4所示，其總行程Sz為60 mm.已知l桿=100 mm，駐車促動(dòng)機(jī)構(gòu)的行程S1最大值S1max=Sz，利用式(12)可計(jì)算得出拉臂轉(zhuǎn)動(dòng)角度γ最大值γmax=34.9°，此時(shí)該駐車制動(dòng)器制動(dòng)間隙Sy最大值Symax=2.91 mm.

綜合駐車制動(dòng)盤轉(zhuǎn)速，同時(shí)考慮制動(dòng)器工作過程中的變形量，設(shè)定駐車促動(dòng)機(jī)構(gòu)的最大可用行程S1為50 mm，此時(shí)對(duì)應(yīng)Sy值為2.4 mm.推薦Sy最小值為行車制動(dòng)器間隙的2倍左右，取Symin=1.5 mm.因此，設(shè)定駐車制動(dòng)器間隙為1.5 mm≤Sy≤2.4 mm.對(duì)應(yīng)駐車促動(dòng)機(jī)構(gòu)行程范圍為32 mm≤S1≤50 mm，對(duì)應(yīng)駐車促動(dòng)力約為F促≈2 000～2 500 N，最大極限駐車促動(dòng)力為2 500 N.

圖4 駐車彈簧缸性能曲線

2.4 制動(dòng)器駐車制動(dòng)力矩計(jì)算

綜合上述計(jì)算結(jié)果及計(jì)算公式，可得出初始計(jì)算條件:最大極限駐車促動(dòng)力F促=2 500 N，l桿=100 mm，μ=0.34，μ1=0.15，R=21 mm，r=12 mm，Sy=2.4 mm.設(shè)定該制動(dòng)器效率η=0.85，則駐車制動(dòng)器制動(dòng)力矩M制為：

M制=FN片×μ×Ru×η×2.

(13)

經(jīng)計(jì)算，M制==3 165 N·m.制動(dòng)力矩與促動(dòng)力之間關(guān)系曲線見圖5.

圖5 制動(dòng)力矩與促動(dòng)力關(guān)系曲線

2.5 盤式中央駐車制動(dòng)器CAE分析

駐車制動(dòng)過程中，盤式制動(dòng)器所受載荷為靜載荷.依據(jù)上文中極限的制動(dòng)器促動(dòng)力及對(duì)應(yīng)的制動(dòng)力矩值作為計(jì)算輸入條件，對(duì)總成進(jìn)行靜強(qiáng)度分析，總成分析模型如圖6所示.

圖6 制動(dòng)器分析模型

計(jì)算工況為極限拉臂促動(dòng)力2 500 N，制動(dòng)力矩3 165 N·m.制動(dòng)器總成中拉臂、花鍵軸、制動(dòng)鉗、端蓋的靜載安全系數(shù)云圖見圖7～圖10.

圖7 拉臂靜載安全系數(shù)云圖

圖8 花鍵軸靜載安全系數(shù)云圖

圖9 制動(dòng)鉗靜載安全系數(shù)云圖

圖10 端蓋靜載安全系數(shù)云圖

依據(jù)經(jīng)驗(yàn)積累，受靜載荷的結(jié)構(gòu)件推薦靜載安全系數(shù)范圍為1.2～2.0.經(jīng)過CAE分析，制動(dòng)器主要結(jié)構(gòu)件靜載安全系數(shù)均在該范圍內(nèi)，可靠性可以滿足車輛使用需求.

3 盤式制動(dòng)器試驗(yàn)驗(yàn)證

3.1 臺(tái)架試驗(yàn)

參照文獻(xiàn)[3]，采用美國(guó)Link公司3900型汽車制動(dòng)器試驗(yàn)臺(tái)對(duì)盤式制動(dòng)器總成進(jìn)行臺(tái)架試驗(yàn)(圖11).通過軟軸傳遞駐車促動(dòng)力至制動(dòng)器拉臂，實(shí)現(xiàn)駐車制動(dòng).磨合試驗(yàn)的試驗(yàn)慣量按式(14)進(jìn)行計(jì)算.具體試驗(yàn)條件見表2，試驗(yàn)結(jié)果見表3，曲線見圖12.

(14)

c式中：I為試驗(yàn)轉(zhuǎn)動(dòng)慣量，kg·m2；G為汽車滿載質(zhì)量，kg；β為前后駐車制動(dòng)力分配比；r為車輪滾動(dòng)半徑，m；i為車輪至駐車制動(dòng)器間總傳動(dòng)比.

已知G為10 350 kg，β為0.93，r為0.502 m，i為5.83.經(jīng)計(jì)算I=36.8 kg·m2.

圖11 總成試驗(yàn)臺(tái)架

表2 臺(tái)架試驗(yàn)條件

序號(hào)試驗(yàn)項(xiàng)目制動(dòng)初速?終速/(km·h-1)制動(dòng)輸入力/N制動(dòng)初溫/℃制動(dòng)次數(shù)/次冷卻風(fēng)速/(m·s-1)測(cè)量參數(shù)1磨合試驗(yàn)10?0≤80—2012--2靜效能試驗(yàn)(前進(jìn)和倒退)20?0500,1000,1500,2000,2500≤601012制動(dòng)力矩

表3 靜效能臺(tái)架試驗(yàn)結(jié)果

試驗(yàn)結(jié)果表明，該盤式駐車制動(dòng)器試驗(yàn)制動(dòng)力矩設(shè)計(jì)計(jì)算的結(jié)論.

3.2 樣車試驗(yàn)驗(yàn)證

通過60%坡道駐車試驗(yàn)驗(yàn)證，車輛上、下坡雙向均能可靠停駐,如圖13所示.試驗(yàn)結(jié)果表明，該4×4 型越野車輛通過前橋增加匹配該新型盤式中央駐車制動(dòng)器能夠滿足60%駐坡能力要求.

圖12 制動(dòng)力矩曲線圖

圖13 60%坡駐車制動(dòng)試驗(yàn)

4 結(jié) 論

通過研究新型盤式駐車制動(dòng)器的結(jié)構(gòu)特點(diǎn)，設(shè)計(jì)了盤式駐車制動(dòng)器，解決了某型4×4輪式越野車輛高駐坡能力要求的難題，為輪式車輛提供了一種基于機(jī)械操縱盤式駐車制動(dòng)器的駐車方案.

[1] 劉維信. 汽車設(shè)計(jì)[M]. 北京：清華大學(xué)出版社，2001：708-710.

[2] 王 鐸. 理論力學(xué)[M]. 北京：高等教育出版社，2009：79-98.

[3] 全國(guó)汽車標(biāo)準(zhǔn)化技術(shù)委員會(huì).QC/T 237-1997汽車駐車制動(dòng)器性能臺(tái)架試驗(yàn)方法[S].

DesignofDiscParkingBrakeofaCertainWheeledVehicle

SI Xiao-yun， MA Wen-lun， YI Shun-liang， HE Ying， CHEN Tao

(1．Group Corporation R&D Center, Changchun 130011，China；2. China North Vehicle Research Institute，Beijing 100072，China)

TJ81+0.2；TP391.77

A

1009-4687(2017)03-0040-05

2015-03-21.

司小云(1988-)，男，高級(jí)工程師，研究方向?yàn)檩喪杰囕v制動(dòng)系統(tǒng)設(shè)計(jì)；尹順良(1978-)，男，高級(jí)工程師，研究方向?yàn)檩喪杰囕v制動(dòng)系統(tǒng)設(shè)計(jì).