曾梁彬, 王賢龍, 陳炳偉

(中車戚墅堰機(jī)車車輛工藝研究所有限公司， 江蘇常州 213011)

制動(dòng)系統(tǒng)是軌道交通車輛安全運(yùn)行的重要保障，基礎(chǔ)制動(dòng)裝置作為其中最關(guān)鍵的組成部分之一，是列車其他制動(dòng)措施發(fā)生失效后的最后一道安全保障[1-2]?；A(chǔ)制動(dòng)裝置的傳遞效率是制動(dòng)系統(tǒng)設(shè)計(jì)中的一項(xiàng)重要參數(shù)，對(duì)精確控制制動(dòng)距離、提高制動(dòng)穩(wěn)定性、優(yōu)化制動(dòng)控制策略具有重要意義[3]。

國內(nèi)許多工程技術(shù)人員圍繞基礎(chǔ)制動(dòng)裝置的傳遞效率開展了大量研究工作。孫新海[4]研究了貨車基礎(chǔ)制動(dòng)裝置在空車和重車工況下的靜態(tài)效率，指出了不同形式閘調(diào)器對(duì)傳動(dòng)效率損失的影響規(guī)律。李伯清[5]結(jié)合《列車牽引計(jì)算規(guī)程》針對(duì)貨車閘瓦踏面制動(dòng)的3種傳動(dòng)效率計(jì)算方法進(jìn)行了差異分析，推薦了其中一種相對(duì)準(zhǔn)確的算法用于評(píng)價(jià)貨車踏面制動(dòng)裝置的實(shí)際傳動(dòng)效率。王延哲[6]針對(duì)踏面制動(dòng)裝置，利用制動(dòng)動(dòng)力試驗(yàn)臺(tái)，提出了動(dòng)態(tài)傳動(dòng)效率的試驗(yàn)方法，并對(duì)比了動(dòng)、靜態(tài)傳動(dòng)效率之間的差異與聯(lián)系。孫家鋒[7]從結(jié)構(gòu)原理的角度介紹了幾種踏面制動(dòng)裝置的制動(dòng)倍率計(jì)算方法，并對(duì)比了不同結(jié)構(gòu)制動(dòng)裝置的制動(dòng)效率和緩解性能。陳炳偉[8]則針對(duì)盤形制動(dòng)的夾鉗單元，通過在不同溫度、不同振動(dòng)工況下的實(shí)測(cè)制動(dòng)力與理論制動(dòng)力的對(duì)比，驗(yàn)證了傳動(dòng)效率計(jì)算方法的準(zhǔn)確性。

基礎(chǔ)制動(dòng)裝置實(shí)測(cè)輸出力與理論輸出力之間存在差異，一方面是來源于機(jī)械傳動(dòng)過程中零部件間的摩擦損失，另一方面則是因理論計(jì)算模型自身存在一定誤差導(dǎo)致。而理論計(jì)算模型誤差主要是由于建模過程中對(duì)制動(dòng)裝置載荷傳遞規(guī)律的分析存在簡(jiǎn)化或不完備。以目前動(dòng)車組平臺(tái)普遍采用的三點(diǎn)吊掛式制動(dòng)夾鉗單元為對(duì)象，從執(zhí)行機(jī)構(gòu)的工作原理出發(fā)，分別研究了制動(dòng)缸和制動(dòng)夾鉗受到調(diào)節(jié)軸制動(dòng)行程、盤片磨耗等外部因素的影響規(guī)律，并對(duì)傳統(tǒng)的輸出力計(jì)算公式提出了修正。

1 制動(dòng)缸輸出力傳遞規(guī)律

制動(dòng)缸的功能是將輸入氣體的壓力轉(zhuǎn)化為調(diào)節(jié)軸的軸向推力。從原理上看，制動(dòng)缸的輸入力Fc_in與氣體壓力Pc和制動(dòng)缸活塞有效面積Ap有關(guān)，即：

Fc_in=PcAp

(1)

制動(dòng)缸的阻力一方面來源于傳動(dòng)機(jī)構(gòu)零件之間的摩擦損失，另一方面來源于內(nèi)部彈簧阻力。一般經(jīng)驗(yàn)認(rèn)為，緩解彈簧力是阻力，對(duì)制動(dòng)缸的輸出力有直接影響。因此，計(jì)算此類制動(dòng)缸輸出力Fc_out的經(jīng)驗(yàn)公式為：

Fc_out=(PcAp-Fspr)×ηc

(2)

式中Fspr為緩解彈簧工作高度的彈簧力;ηc為考慮制動(dòng)缸內(nèi)部零件摩擦阻力后的機(jī)械傳動(dòng)效率。

1.1 制動(dòng)缸輸出力模擬

某不帶內(nèi)部放大功能的制動(dòng)缸的多體動(dòng)力學(xué)分析模型如圖1所示。調(diào)節(jié)軸軸向外側(cè)設(shè)置了一個(gè)彈性模擬負(fù)載，來模擬安裝在制動(dòng)夾鉗上實(shí)施制動(dòng)動(dòng)作時(shí)制動(dòng)缸受到的軸向約束反力。

1-模擬負(fù)載;2-調(diào)節(jié)軸;3-調(diào)節(jié)螺母;4-活塞管導(dǎo)管;5-方鍵;6-錐齒滑套;7-調(diào)節(jié)螺母彈簧;8-緩解彈簧。圖1 制動(dòng)缸動(dòng)力學(xué)仿真模型

在制動(dòng)夾鉗單元的實(shí)際使用中，夾鉗緩解狀態(tài)的盤片間隙和夾鉗杠桿的剛度會(huì)影響實(shí)施制動(dòng)動(dòng)作時(shí)制動(dòng)缸調(diào)節(jié)軸的實(shí)際制動(dòng)行程(包含空走行程和彈性行程，閘片抱閘前制動(dòng)缸調(diào)節(jié)軸的行程為空走行程，閘片抱閘后由于杠桿變形引起的制動(dòng)缸調(diào)節(jié)軸行程為彈性行程)盤片間隙越大，或夾鉗杠桿剛度越小，調(diào)節(jié)軸制動(dòng)行程就相對(duì)越大。

針對(duì)本節(jié)制動(dòng)缸多體動(dòng)力學(xué)模型，通過調(diào)整模擬負(fù)載的彈性剛度，可以改變調(diào)節(jié)軸的制動(dòng)行程，以此來研究不同制動(dòng)行程下制動(dòng)缸輸出力的變化規(guī)律。

(1)制動(dòng)行程較小時(shí)的輸出力

設(shè)置制動(dòng)缸與軸向空走行程5 mm，模擬負(fù)載的剛度為K=10 kN/mm，制動(dòng)缸活塞輸入力Fc_in=10 kN，不考慮制動(dòng)缸的內(nèi)部摩擦效率損失(假設(shè)ηc=100%)。制動(dòng)缸調(diào)節(jié)軸的行程和輸出力、緩解彈簧力、調(diào)節(jié)螺母彈簧力的仿真結(jié)果如圖2所示。

從圖2中可以看出，調(diào)節(jié)軸輸出力Fc_out約為8 738 N，制動(dòng)行程Sc_out約為6.2 mm，工作高度下緩解彈簧力Fspr約為1 263 N，調(diào)節(jié)螺母彈簧力Fspa約為239 N。在此工況下，輸出力Fc_out為輸入力Fc_in和緩解彈簧力Fspr二者之差，即滿足式(2)關(guān)系。

圖2 調(diào)節(jié)軸制動(dòng)行程較小時(shí)的仿真結(jié)果

(2)制動(dòng)行程較大時(shí)的輸出力

設(shè)置制動(dòng)缸與軸向空走行程5 mm，模擬負(fù)載的剛度為K=4 kN/mm，制動(dòng)缸活塞輸入力Fc_in=10 kN，不考慮制動(dòng)缸的內(nèi)部摩擦效率損失(假設(shè)ηc=100%)。制動(dòng)缸調(diào)節(jié)軸的行程和輸出力、緩解彈簧力、調(diào)節(jié)螺母彈簧力的仿真結(jié)果如圖3所示。

從圖3中可以看出，調(diào)節(jié)軸輸出力Fc_out約為8 495 N，制動(dòng)行程Sc_out約為7.5 mm，工作高度下緩解彈簧力Fspr約為1 270 N，調(diào)節(jié)螺母彈簧力Fspa約為235 N。在此工況下，各力之間關(guān)系并不滿足式(2)關(guān)系，輸出力Fc_out為輸入力Fc_in與緩解彈簧力Fspr和調(diào)節(jié)螺母彈簧力Fspa合力之差。此時(shí)制動(dòng)缸輸出力Fc_out的計(jì)算公式為：

Fc_out=(PcAp-Fspr-Fspa)×ηc

(3)

圖3 調(diào)節(jié)軸制動(dòng)行程較大時(shí)的仿真結(jié)果

1.2 不同行程下制動(dòng)缸輸出力試驗(yàn)

取兩組制動(dòng)缸樣品進(jìn)行輸出力試驗(yàn)，其中一組為正常制動(dòng)缸，另一組拆除其調(diào)節(jié)機(jī)構(gòu)，如圖4所示。針對(duì)兩組試驗(yàn)樣品，在不發(fā)生間隙調(diào)整的前提下輸入相同氣壓(375 kPa)，分別測(cè)試不同制動(dòng)行程下的輸出力，測(cè)試結(jié)果見表1和圖5。

圖4 制動(dòng)缸輸出力測(cè)試

從試驗(yàn)結(jié)果可以看出，對(duì)于不帶調(diào)節(jié)機(jī)構(gòu)的制動(dòng)缸樣品，輸出力穩(wěn)定在10.6 kN附近，基本不隨制動(dòng)行程的變化而改變。

而對(duì)于帶有調(diào)節(jié)機(jī)構(gòu)的制動(dòng)缸樣品，隨著調(diào)節(jié)軸制動(dòng)行程的增大，輸出力呈現(xiàn)降低趨勢(shì)，其中，前兩個(gè)制動(dòng)行程下測(cè)得的輸出力約在10.35 kN附近，后兩個(gè)制動(dòng)行程下測(cè)得的輸出力約在10.59 kN附近，前后相差約0.24 kN，與調(diào)節(jié)螺母彈簧的理論彈簧力(約0.23 kN)基本一致，說明當(dāng)制動(dòng)行程減小后，調(diào)節(jié)螺母彈簧力轉(zhuǎn)變?yōu)橹苿?dòng)缸內(nèi)部阻力，這與上節(jié)仿真分析結(jié)論相吻合。

表1 制動(dòng)缸輸出力試驗(yàn)結(jié)果

圖5 制動(dòng)缸輸出力試驗(yàn)結(jié)果對(duì)比

1.3 制動(dòng)缸輸出力影響機(jī)理分析

圖6為兩種制動(dòng)行程下調(diào)節(jié)機(jī)構(gòu)制動(dòng)狀態(tài)的示意。從圖6(a)中可以看出，當(dāng)制動(dòng)行程較小時(shí)，方鍵未受到活塞管導(dǎo)管上方鍵槽的軸向限位，調(diào)節(jié)螺母與錐齒滑套之間的齒面嚙合，此時(shí)調(diào)節(jié)螺母彈簧的力為調(diào)節(jié)機(jī)構(gòu)內(nèi)力；從圖6(b)中可以看出，當(dāng)制動(dòng)行程較大時(shí)，方鍵受到活塞管導(dǎo)管上方鍵槽的軸向限位，調(diào)節(jié)螺母與錐齒滑套之間的齒面發(fā)生分離，此時(shí)調(diào)節(jié)螺母彈簧一端通過錐齒滑套和方鍵作用在活塞導(dǎo)管上，另一端通過調(diào)節(jié)螺母作用在調(diào)節(jié)軸上，故調(diào)節(jié)螺母彈簧力成為調(diào)節(jié)軸的阻力。

從上節(jié)制動(dòng)缸輸出力試驗(yàn)中也可以發(fā)現(xiàn)，當(dāng)拆除制動(dòng)缸內(nèi)部調(diào)節(jié)機(jī)構(gòu)后，制動(dòng)缸輸出力基本不隨制動(dòng)行程變化而改變，這也進(jìn)一步驗(yàn)證了上述分析的正確性。

3-調(diào)節(jié)螺母;4-活塞管導(dǎo)管;5-方鍵;6-錐齒滑套;7-調(diào)節(jié)螺母彈簧。圖6 不同制動(dòng)行程下的調(diào)節(jié)機(jī)構(gòu)狀態(tài)示意

1.4 制動(dòng)缸輸出力計(jì)算公式修正

由上述分析可以發(fā)現(xiàn)，制動(dòng)缸的輸出力與制動(dòng)缸調(diào)節(jié)軸的制動(dòng)行程有關(guān)，制動(dòng)行程較小時(shí)，制動(dòng)狀態(tài)下調(diào)節(jié)螺母與錐齒滑套的端齒未發(fā)生分離，制動(dòng)缸內(nèi)部?jī)H緩解彈簧力為阻力；制動(dòng)行程較大時(shí)，制動(dòng)狀態(tài)下調(diào)節(jié)螺母與錐齒滑套的端齒將發(fā)生分離，制動(dòng)缸內(nèi)部的緩解彈簧力和調(diào)節(jié)螺母彈簧力均為阻力。由此，式(2)可修正為：

(4)

2 制動(dòng)夾鉗輸出力傳遞規(guī)律

制動(dòng)夾鉗是將制動(dòng)缸提供的軸向推力，以銷軸為固定鉸接支點(diǎn)，通過杠桿并以一定的放大倍率，轉(zhuǎn)化為雙側(cè)閘片的正壓力。從原理上看，制動(dòng)夾鉗的動(dòng)力輸入Fl_in來源于制動(dòng)缸輸出的推力，即Fl_in=Fc_out。一般經(jīng)驗(yàn)認(rèn)為，制動(dòng)夾鉗的阻力主要來源于傳動(dòng)機(jī)構(gòu)零件之間的摩擦損失，因此，計(jì)算制動(dòng)夾鉗的輸出力Fl_out的經(jīng)驗(yàn)公式為：

Fl_out=Fl_in×il×ηl

(5)

式(5)中，il為制動(dòng)夾鉗雙側(cè)杠桿比;ηl為考慮制動(dòng)夾鉗零件摩擦阻力后的機(jī)械傳動(dòng)效率。

2.1 制動(dòng)夾鉗輸出力模擬

某3點(diǎn)吊掛式制動(dòng)夾鉗的多體動(dòng)力學(xué)分析模型如圖7所示，該模型的理論雙側(cè)杠桿比為3.217。在雙側(cè)杠桿末端安裝一個(gè)模擬制動(dòng)缸來提供軸向推力，前端雙側(cè)閘片之間設(shè)置模擬制動(dòng)盤。

1-模擬制動(dòng)盤;2-閘片托銷軸;3-閘片托;4-銷軸;5-杠桿;6-吊架;7-模擬制動(dòng)缸;8-閘片托吊。圖7 制動(dòng)夾鉗動(dòng)力學(xué)仿真模型

在制動(dòng)夾鉗單元的實(shí)際使用中，制動(dòng)盤和閘片的磨耗會(huì)改變制動(dòng)狀態(tài)下杠桿和閘片托吊的轉(zhuǎn)角姿態(tài)。以下針對(duì)本節(jié)制動(dòng)夾鉗多體動(dòng)力學(xué)模型，通過改變模型中制動(dòng)盤厚度，來模擬研究不同磨耗狀態(tài)下制動(dòng)夾鉗輸出力的變化情況。

設(shè)置模擬制動(dòng)缸軸向推力Fc_out=Fl_in=10 kN，不考慮制動(dòng)夾鉗的機(jī)械傳動(dòng)效率損失(假設(shè)ηl=100%)。不同制動(dòng)盤厚度下制動(dòng)夾鉗的輸出力仿真結(jié)果如表2所示。

從表2中可以看出，隨著制動(dòng)盤厚度從61 mm變化至66 mm，制動(dòng)夾鉗閘片端雙側(cè)夾緊力Fl_out從約32.53 kN 下降至約32.24 kN，發(fā)生了較小的變化，制動(dòng)夾鉗的實(shí)際放大倍率約在3.224～3.253之間，略高于理論杠桿比3.217。

表2 制動(dòng)夾鉗雙側(cè)夾緊力仿真結(jié)果

2.2 不同制動(dòng)盤厚度下夾鉗輸出力試驗(yàn)

為驗(yàn)證上述仿真分析中制動(dòng)盤不同厚度對(duì)制動(dòng)夾鉗輸出力的影響，取一組制動(dòng)夾鉗單元樣品進(jìn)行輸出力試驗(yàn)，如圖8所示。

圖8 制動(dòng)夾鉗輸出力測(cè)試

為消除制動(dòng)缸自身輸出力變化帶來的影響，拆除了制動(dòng)缸內(nèi)部調(diào)節(jié)機(jī)構(gòu)，從而可將制動(dòng)缸的輸出力Fc_out視作基本恒定(見上節(jié)結(jié)論)。調(diào)整制動(dòng)缸輸入氣壓Pc使制動(dòng)缸輸出力Fc_out保持在10 kN附近，通過增加墊片的方式有級(jí)調(diào)整制動(dòng)盤厚度，記錄不同厚度下制動(dòng)夾鉗閘片端的雙側(cè)正壓力，結(jié)果如表3所示。

表3 制動(dòng)夾鉗雙側(cè)夾緊力實(shí)測(cè)結(jié)果

圖9為在對(duì)應(yīng)制動(dòng)盤厚度下制動(dòng)夾鉗輸出力仿真與實(shí)測(cè)結(jié)果對(duì)比。從圖中可以看出，實(shí)測(cè)制動(dòng)夾鉗的輸出力與仿真結(jié)果具有相同的變化趨勢(shì)，驗(yàn)證了仿真分析結(jié)論的合理性。從絕對(duì)數(shù)值上比較，實(shí)測(cè)結(jié)果整體小于仿真結(jié)果，主要是因?yàn)榉抡娣治鲋形纯紤]制動(dòng)夾鉗由機(jī)械摩擦導(dǎo)致的效率損失。

圖9 不同制動(dòng)盤厚度下的制動(dòng)夾鉗輸出力對(duì)比

2.3 制動(dòng)夾鉗輸出力影響機(jī)理分析

從原理上看，影響制動(dòng)夾鉗輸出力效率變化的因素主要包含以下兩方面：閘片托吊的水平約束反力和實(shí)際杠桿比的變化。

(1)閘片托吊水平約束反力

圖10為制動(dòng)狀態(tài)下閘片托的受力狀態(tài)示意。在制動(dòng)狀態(tài)下，閘片托上主要受到來自杠桿的壓力Fl、來自制動(dòng)盤的約束反力Fd，以及閘片托吊的約束反力Fzptd，3個(gè)平衡力之間滿足以下關(guān)系：

(6)

式(6)中α為閘片托吊偏離垂直平面的角度，其值隨制動(dòng)狀態(tài)下制動(dòng)盤和閘片的磨耗量有關(guān)，F(xiàn)d水平分量的兩倍即為制動(dòng)夾鉗輸出的雙側(cè)夾緊力Fl_out。

1-閘片托吊;2-閘片托;3-杠桿;4-閘片。圖10 閘片托受力狀態(tài)示意

從圖10中不難發(fā)現(xiàn)，由于閘片托吊水平約束反力Fzptdsinα的存在，杠桿上的壓力在轉(zhuǎn)化為閘片正壓力的過程中出現(xiàn)了損失，這部分效率損失的大小與閘片托吊偏離垂直平面的角度α有關(guān)，α越大，效率損失越嚴(yán)重。

(2)實(shí)際杠桿比變化

制動(dòng)夾鉗杠桿結(jié)構(gòu)如圖11所示，A為閘片托銷軸孔軸線投影，B為螺紋銷孔軸線投影，O為銷軸孔軸線投影，其中，O點(diǎn)為轉(zhuǎn)動(dòng)中心。

圖11 實(shí)際杠桿比變化示意

從圖中可以看出，A、B、O3點(diǎn)不共線，O點(diǎn)位置相較AB連線存在一定偏移量。在杠桿設(shè)計(jì)時(shí)，通常在制動(dòng)缸輸出力Fc_out方向與AB連線正交狀態(tài)(初始設(shè)計(jì)狀態(tài))下進(jìn)行設(shè)計(jì)，因此設(shè)計(jì)的理論杠桿比為：

(7)

式中，L1和L2分別為杠桿以銷軸為轉(zhuǎn)動(dòng)支點(diǎn)作用時(shí)的前、后段力臂長(zhǎng)度，并且有：

(8)

其中，l1和l2分別為銷軸孔軸線到閘片托銷軸孔軸線和螺紋銷孔軸線的距離，θ1和θ2的含義見圖11所示。l1、l2、θ1和θ2為杠桿的結(jié)構(gòu)參數(shù)，不隨杠桿姿態(tài)變化而改變。

當(dāng)制動(dòng)盤和閘片存在磨耗，制動(dòng)夾鉗杠桿在制動(dòng)狀態(tài)下的轉(zhuǎn)角姿態(tài)也將發(fā)生相應(yīng)變化。當(dāng)杠桿在制動(dòng)狀態(tài)下的姿態(tài)相對(duì)于初始設(shè)計(jì)狀態(tài)轉(zhuǎn)過一定角度β之后，制動(dòng)夾鉗的實(shí)際杠桿比iL′將變?yōu)椋?/p>

(9)

從上式可以看出，當(dāng)A、B、O3點(diǎn)不共線，即θ1和θ2不為零時(shí)，制動(dòng)狀態(tài)下杠桿轉(zhuǎn)角姿態(tài)的改變將引起實(shí)際杠桿比發(fā)生變化。其中，銷軸孔O位置相較閘片托銷軸孔A與螺紋銷孔B二者兩線的偏移量越大，θ1和θ2也越大，杠桿轉(zhuǎn)角變化引起的實(shí)際杠桿比變化也越明顯。當(dāng)A、B、O3點(diǎn)共線時(shí)，制動(dòng)夾鉗的杠桿比將保持不變。

由此，式(5)可修正為：

(10)

3 結(jié) 論

(1) 制動(dòng)缸調(diào)節(jié)軸制動(dòng)行程的大小會(huì)影響制動(dòng)缸的輸出力。制動(dòng)行程較小時(shí)，制動(dòng)缸內(nèi)部阻力主要為緩解彈簧力；制動(dòng)行程較大時(shí)，除緩解彈簧力外，調(diào)節(jié)螺母彈簧力也體現(xiàn)為內(nèi)部阻力。

(2) 制動(dòng)夾鉗在制動(dòng)狀態(tài)下的姿態(tài)會(huì)影響制動(dòng)夾鉗的輸出力，一方面是由于閘片托吊的水平約束反力導(dǎo)致的力傳遞損失，另一方面是由于制動(dòng)狀態(tài)下杠桿姿態(tài)角度引起的實(shí)際杠桿比變化。

(3) 影響制動(dòng)缸制動(dòng)行程的因素主要包括制動(dòng)夾鉗緩解狀態(tài)下的盤片間隙以及夾鉗的結(jié)構(gòu)剛度；影響制動(dòng)夾鉗制動(dòng)狀態(tài)下姿態(tài)的因素包括制動(dòng)盤和閘片磨耗，因此，在制動(dòng)摩擦副材料服役全生命周期過程中輸出力會(huì)存在一定范圍的變化。