王軍年 張垚 王慶年 李建華

（吉林大學(xué) 汽車(chē)仿真與控制國(guó)家重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室，長(zhǎng)春 130025）

自增力液壓楔形盤(pán)式制動(dòng)器設(shè)計(jì)及效能仿真*

王軍年 張垚 王慶年 李建華

（吉林大學(xué) 汽車(chē)仿真與控制國(guó)家重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室，長(zhǎng)春 130025）

為提高制動(dòng)器的制動(dòng)效能、降低其促動(dòng)功率消耗，改善整車(chē)燃油經(jīng)濟(jì)性，在傳統(tǒng)的盤(pán)式制動(dòng)器基礎(chǔ)上，提出了一種新型液壓促動(dòng)楔形自增力盤(pán)式制動(dòng)器。對(duì)其工作原理進(jìn)行分析，并確定了關(guān)鍵設(shè)計(jì)參數(shù)和設(shè)計(jì)方法。通過(guò)AMESim仿真對(duì)比分析，論述了其關(guān)鍵設(shè)計(jì)參數(shù)對(duì)制動(dòng)效能因數(shù)以及自鎖現(xiàn)象的影響。得出了較為完善、合理的楔形盤(pán)式制動(dòng)器設(shè)計(jì)方法。

主題詞:楔形盤(pán)式制動(dòng)器 自增力 制動(dòng)效能因數(shù) 楔角 自鎖

1 前言

盤(pán)式制動(dòng)器與鼓式制動(dòng)器相比具有更好的熱穩(wěn)定性，得到了廣泛的應(yīng)用，甚至商用車(chē)也開(kāi)始使用氣壓盤(pán)式制動(dòng)器[1～2]，然而由于其制動(dòng)效能與鼓式制動(dòng)器相比仍偏低，限制了其在重型商用車(chē)上的使用。

與在載貨汽車(chē)上使用的楔形鼓式制動(dòng)器工作原理不同[3]，楔形自增力盤(pán)式制動(dòng)器是在原有盤(pán)式制動(dòng)器上加入楔塊形成的。在國(guó)內(nèi)，相關(guān)文獻(xiàn)比較少見(jiàn)[4]，國(guó)外開(kāi)發(fā)的此種新型制動(dòng)器的樣品多數(shù)采用電機(jī)作為促動(dòng)裝置，并將其集成到電子機(jī)械制動(dòng)器為核心的線(xiàn)控制動(dòng)系統(tǒng)中[5]。2002年，Henry Hartmann等人提出了一種電動(dòng)楔形制動(dòng)器[6]，此后Semsey[7]、Fox[8]和Joo[9]等人先后提出了類(lèi)似的電動(dòng)楔形盤(pán)式制動(dòng)器；2012年，Emam等人也提出了一種電控楔形制動(dòng)器，并討論了不同結(jié)構(gòu)和控制參數(shù)對(duì)其制動(dòng)效能的影響[10]；Dong Hwan Shin等人對(duì)楔形制動(dòng)器的控制方法提出了新的嘗試[11]；Kwangjin Han等人對(duì)于提高制動(dòng)器的制動(dòng)效能及自增力系數(shù)提出了相關(guān)控制策略[12]。但上述研究均以電機(jī)作為執(zhí)行機(jī)構(gòu)，使得其結(jié)構(gòu)復(fù)雜、成本高，也增加了電制動(dòng)器失效的可能性[13]；另一方面，上述文獻(xiàn)多討論楔角對(duì)制動(dòng)效能的影響，而對(duì)于促動(dòng)角及楔塊摩擦因數(shù)對(duì)制動(dòng)效能影響的研究較少。Junnian Wang等人提出了一種新型的液壓楔形盤(pán)式制動(dòng)器，并討論了楔角對(duì)制動(dòng)器自增力系數(shù)的影響[14]，但并未對(duì)促動(dòng)力方向以及相關(guān)摩擦因數(shù)對(duì)自鎖現(xiàn)象等制動(dòng)器性能的影響進(jìn)行討論。

本文提出的液壓促動(dòng)楔形自增力盤(pán)式制動(dòng)器（以下簡(jiǎn)稱(chēng)楔盤(pán)式制動(dòng)器）基于傳統(tǒng)液壓盤(pán)式制動(dòng)器進(jìn)行了結(jié)構(gòu)改進(jìn)，對(duì)楔盤(pán)式制動(dòng)器楔角大小的選擇、制動(dòng)塊（楔塊）受力方向（促動(dòng)方向）的選擇以及自鎖現(xiàn)象進(jìn)行了詳細(xì)分析，并驗(yàn)證了楔盤(pán)式制動(dòng)器的優(yōu)勢(shì)和設(shè)計(jì)方法的正確性。

2 楔盤(pán)式制動(dòng)器基本原理

楔盤(pán)式制動(dòng)器的基本結(jié)構(gòu)如圖1所示。在車(chē)輛正常行駛過(guò)程中，制動(dòng)摩擦片與制動(dòng)盤(pán)之間存在一定微小間隙，對(duì)車(chē)輛的行駛不產(chǎn)生影響。車(chē)輛需要制動(dòng)時(shí)，活塞推動(dòng)楔塊沿滾針?biāo)谄矫嫦蛑苿?dòng)盤(pán)方向運(yùn)動(dòng)，進(jìn)而使制動(dòng)摩擦片與制動(dòng)盤(pán)表面相接觸。合理的楔角與合適的促動(dòng)力方向會(huì)使得楔盤(pán)式制動(dòng)器有更好的制動(dòng)效能因數(shù)，從而縮短制動(dòng)時(shí)間并可達(dá)到一定的節(jié)能目的。制動(dòng)過(guò)程結(jié)束時(shí)，在回位裝置以及由于密封圈的變形而產(chǎn)生的回復(fù)力的共同作用下，楔塊返回初始位置。

在這一過(guò)程中，一旦楔角的大小選取不當(dāng)，就會(huì)使楔塊退回初始位置所需的回復(fù)力過(guò)大，造成楔塊無(wú)法順利退出，從而無(wú)法結(jié)束制動(dòng)過(guò)程，影響車(chē)輛的正常行駛。

圖1 楔盤(pán)式制動(dòng)器結(jié)構(gòu)示意

3 制動(dòng)器參數(shù)匹配設(shè)計(jì)

3.1 楔角大小與促動(dòng)力方向

制動(dòng)器在制動(dòng)過(guò)程中的受力分析如圖2所示。制動(dòng)時(shí)，對(duì)楔塊水平方向與垂直方向分別列受力平衡方程可得：

式中，F(xiàn)為作用在楔形塊上的促動(dòng)力；f=uN為楔形塊與卡鉗上滾針軸承接觸面上產(chǎn)生的摩擦力；u為楔形塊與滾針軸承接觸表面的摩擦因數(shù)；N為滾針軸承對(duì)楔形塊的壓力；f1=u1N1為制動(dòng)盤(pán)對(duì)制動(dòng)摩擦片的摩擦力；u1為與楔形塊相連的制動(dòng)摩擦片表面與制動(dòng)盤(pán)表面之間的摩擦因數(shù)；N1為制動(dòng)盤(pán)對(duì)制動(dòng)摩擦片的壓力；α為楔塊的楔角；β為促動(dòng)力與水平方向的夾角。

式（1）整理可得：

由此可求得楔盤(pán)式制動(dòng)器的制動(dòng)效能因數(shù)為：

圖2 制動(dòng)過(guò)程受力分析

在制動(dòng)器的設(shè)計(jì)過(guò)程中，通常將制動(dòng)摩擦片表面與制動(dòng)盤(pán)之間的摩擦因數(shù)控制在0.3～0.5范圍內(nèi)[15～16]，這里可以取u1=0.4，帶有保持架的滾針軸承摩擦因數(shù)一般在0.002～0.003之間，這里可以取u=0.001 5。將u與u1的數(shù)值代入式（3）中，可以得到楔盤(pán)式制動(dòng)器的Kef與α和β之間的函數(shù)關(guān)系，如圖3所示。

圖3 Kef與α和β的關(guān)系

由圖3可以看出，楔角接近0.4 rad時(shí)，制動(dòng)效能因數(shù)有明顯的變化，而楔角在其他數(shù)值時(shí)，制動(dòng)效能因數(shù)則在0附近，這是關(guān)系式中（tanα-u1）這一項(xiàng)的變化引起的，因此在選擇楔角時(shí)要保證其為正的同時(shí)數(shù)值較小，以保證獲得較大的制動(dòng)效能因數(shù)。通過(guò)圖3還可以看出，在楔角相同的條件下，對(duì)應(yīng)于不同的促動(dòng)力方向，制動(dòng)效能因數(shù)也有一定的變化。

為了更為清晰地比較，繪制了α取值分別為0.4 rad、0.5 rad和0.6 rad等3個(gè)較為關(guān)鍵的楔角時(shí)，促動(dòng)力方向與制動(dòng)效能因數(shù)之間的關(guān)系曲線(xiàn)，如圖4所示。由圖4可知，只有當(dāng)β與α的大小相同時(shí)，Kef最大。故為得到更大的制動(dòng)效能因數(shù)，可以將式（3）中的β替換為α，則有：

圖4 不同楔角條件下β與Kef的關(guān)系

β與α大小相等時(shí)，重新繪制制動(dòng)效能因數(shù)與楔角之間的關(guān)系曲線(xiàn)，如圖5所示。楔角可根據(jù)圖5所示的關(guān)系曲線(xiàn)選擇，并應(yīng)盡可能選取對(duì)應(yīng)較大的制動(dòng)效能因數(shù)的楔角。根據(jù)u與u1的取值范圍以及圖4、圖5所示的制動(dòng)器楔角與制動(dòng)因數(shù)的理論關(guān)系，依據(jù)式（4）可得滿(mǎn)足條件的α的范圍0.379 rad＜α＜0.759 rad。

圖5 α與Kef的關(guān)系

在選擇楔角時(shí)，除了需要滿(mǎn)足制動(dòng)效能因數(shù)的要求，還要保證楔盤(pán)式制動(dòng)器不出現(xiàn)自鎖現(xiàn)象。制動(dòng)過(guò)程結(jié)束、制動(dòng)塊退出時(shí)，楔盤(pán)式制動(dòng)器的受力情況與圖2所示制動(dòng)時(shí)受力情況類(lèi)似，此時(shí)楔形制動(dòng)塊促動(dòng)力F變?yōu)榛匚涣，方向與促動(dòng)力F相反，f的方向也隨之相反。對(duì)楔形塊水平方向以及垂直方向進(jìn)行自由體受力分析可得：

由于促動(dòng)力會(huì)影響制動(dòng)摩擦片的以及摩擦力f1的大小，最終影響T的大小，最終求解出的T可用帶有促動(dòng)力F的表達(dá)式來(lái)表示：

定義自鎖系數(shù)C為楔形塊退出時(shí)所需的拉力與制動(dòng)時(shí)的促動(dòng)力的比值，數(shù)值為正表明拉力方向與促動(dòng)力方向相反，存在自鎖趨勢(shì)，數(shù)值為負(fù)表明拉力方向與促動(dòng)力方向相同，不存在自鎖趨勢(shì)。將式（6）作簡(jiǎn)單整理可得自鎖系數(shù)為：

由于式（7）分母中存在（tanα-u1）項(xiàng)，根據(jù)式（7）繪制的楔角與自鎖系數(shù)之間的關(guān)系曲線(xiàn)（見(jiàn)圖6）中，在α=0.38 rad時(shí)發(fā)生由負(fù)到正的突變。此外，楔角在大部分的范圍內(nèi)，自鎖系數(shù)均約為-1，不存在自鎖趨勢(shì)。

圖6 α與C的關(guān)系

將u=0.001 5與u1=0.4分別帶入式（7），求得滿(mǎn)足C＞0的α的取值范圍為0.379 rad＜α＜0.382 rad，說(shuō)明只有楔角在此范圍內(nèi)，自鎖現(xiàn)象才有可能發(fā)生，而這一范圍也在考慮制動(dòng)效能因數(shù)時(shí)楔角的最佳選擇區(qū)間內(nèi)。因此，在設(shè)計(jì)楔盤(pán)式制動(dòng)器時(shí)，應(yīng)綜合考慮楔角對(duì)制動(dòng)效能因數(shù)與自鎖系數(shù)的影響，保證自鎖系數(shù)在合理范圍內(nèi)的情況下，選取最佳的楔角使得制動(dòng)效能因數(shù)最大。

根據(jù)以上原則，在同時(shí)考慮制動(dòng)效能因數(shù)與自鎖因素時(shí)可得在u=0.001 5與u1=0.4條件下的楔角選擇范圍為0.382 rad＜α＜0.759 rad。由圖5可知，在這一范圍內(nèi)制動(dòng)效能因數(shù)隨楔角的增加而減小，因此0.382 rad為該條件下能夠得到最大制動(dòng)因數(shù)的楔角最佳值。

3.2 摩擦因數(shù)的匹配

在討論楔盤(pán)式制動(dòng)器的自鎖問(wèn)題時(shí)，除楔角α外，楔形塊與滾針軸承接觸表面的摩擦因數(shù)u對(duì)自鎖的影響同樣不能忽視。

在楔塊與卡鉗之間加入滾針軸承來(lái)減小接觸面的摩擦因數(shù)，是因?yàn)樵谶@一接觸表面產(chǎn)生的摩擦力總是與施加在楔形塊上的作用力的方向相反，這就意味著此處較大的摩擦因數(shù)會(huì)帶來(lái)較大的需求促動(dòng)力與回復(fù)力。一旦需求的回復(fù)力變大，就很有可能造成自鎖現(xiàn)象，影響制動(dòng)器的性能。

另一方面，即使楔形塊與卡鉗的摩擦因數(shù)很小，在某些楔角取值情況下也會(huì)對(duì)楔盤(pán)式制動(dòng)器是否自鎖產(chǎn)生影響。在u1選定為0.4的情況下，不同的α取值對(duì)u與C關(guān)系的影響如圖7所示。由圖7可以看出，對(duì)于不同的楔角取值，C出現(xiàn)極值的位置也會(huì)發(fā)生變化，同時(shí)，在u的常見(jiàn)取值范圍內(nèi)，α＞0.375 rad時(shí)，對(duì)自鎖系數(shù)的影響明顯變小。因此，在楔盤(pán)式制動(dòng)器的設(shè)計(jì)過(guò)程中，滾針軸承的匹配需驗(yàn)證其楔塊與滾針軸承接觸表面的摩擦因數(shù)不會(huì)導(dǎo)致制動(dòng)器產(chǎn)生自鎖。

圖7 不同楔角條件下u與C的關(guān)系

4 性能仿真對(duì)比驗(yàn)證

4.1 模型的建立

本文采用AMESim軟件與Matlab軟件聯(lián)合仿真的方式，對(duì)楔盤(pán)式制動(dòng)器的制動(dòng)效能進(jìn)行驗(yàn)證。其中，AMESim軟件用于搭建整車(chē)模型，楔盤(pán)式制動(dòng)器的模型搭建采用Matlab/Simulink完成。圖8所示為楔盤(pán)式制動(dòng)器模型。

圖8 楔盤(pán)式制動(dòng)器模型

4.2 制動(dòng)效能對(duì)比

首先，以同一汽車(chē)分別裝備傳統(tǒng)制動(dòng)器和楔盤(pán)式制動(dòng)器，模擬從某一勻速行駛車(chē)速以相同制動(dòng)減速度減速到相同車(chē)速時(shí)的促動(dòng)力大小。此時(shí)楔盤(pán)式制動(dòng)器楔角為0.5 rad，制動(dòng)過(guò)程車(chē)速變化如圖9所示，圖10所示為傳統(tǒng)制動(dòng)器與楔盤(pán)式制動(dòng)器在這一過(guò)程中的促動(dòng)力對(duì)比。

圖9 車(chē)速仿真曲線(xiàn)

圖10 促動(dòng)力仿真曲線(xiàn)

從圖10中可以看出，在幾乎相同的制動(dòng)減速度情況下，楔盤(pán)式制動(dòng)器所需的促動(dòng)力較傳統(tǒng)制動(dòng)器小。也就是說(shuō)，在制動(dòng)總功率相同，即制動(dòng)效能相同時(shí)，楔盤(pán)式制動(dòng)器具有更低的制動(dòng)器促動(dòng)力。由此可以判定，由于制動(dòng)時(shí)間相同，楔盤(pán)式制動(dòng)器更加省力、更加節(jié)能。同樣，在保持促動(dòng)力相同的情況下，楔盤(pán)式制動(dòng)器可以帶來(lái)更好的制動(dòng)效果。

4.3 促動(dòng)角對(duì)制動(dòng)效能的影響

分別裝備相同楔角但不同促動(dòng)角的5種楔盤(pán)式制動(dòng)器，模擬從某一勻速行駛車(chē)速以相同制動(dòng)減速度減速到相同車(chē)速時(shí)的促動(dòng)力大小，制動(dòng)過(guò)程車(chē)速變化與圖9所示一致。

圖11所示為在相同楔角情況下（α=0.5 rad），不同促動(dòng)角對(duì)應(yīng)的楔盤(pán)式制動(dòng)器促動(dòng)力仿真曲線(xiàn)。從仿真結(jié)果可以看出，在制動(dòng)減速度和制動(dòng)時(shí)間相同的情況下，與β=0.5 rad相對(duì)應(yīng)的楔盤(pán)式制動(dòng)器所需的促動(dòng)力最小。這與理論推導(dǎo)結(jié)論相一致，即促動(dòng)力角大小與楔角大小相等時(shí)，制動(dòng)效能因數(shù)最大。

圖11 促動(dòng)力仿真曲線(xiàn)

4.4 楔角對(duì)制動(dòng)效能的影響

分別裝備不同楔角（促動(dòng)角與選定的楔角實(shí)時(shí)相等）的5種楔盤(pán)式制動(dòng)器，模擬從某一勻速行駛車(chē)速以相同制動(dòng)減速度減速到相同車(chē)速時(shí)的促動(dòng)力大小。這5種制動(dòng)過(guò)程車(chē)速變化與圖10所示一致。此時(shí)u1=0.4，u=0.001 5，根據(jù)理論分析推導(dǎo)出的楔角的選取范圍0.382 rad＜α＜0.759 rad，自0.4 rad起等間隔選取楔角的大小進(jìn)行仿真，不同楔角情況下楔盤(pán)式制動(dòng)器的促動(dòng)力仿真曲線(xiàn)如圖12所示。從圖12可以看出，制動(dòng)過(guò)程所需的促動(dòng)力隨楔角增大而增大，與理論推導(dǎo)結(jié)果相符。此外，通過(guò)加入楔形塊的方式，可以將促動(dòng)力減小到約120 N，也說(shuō)明了楔形盤(pán)式制動(dòng)器能夠明顯改善制動(dòng)性能的優(yōu)勢(shì)。

圖12 促動(dòng)力仿真曲線(xiàn)

5 結(jié)束語(yǔ)

本文利用楔形體靜力學(xué)分析和聯(lián)合仿真完成了自增力液壓楔形盤(pán)式制動(dòng)器的設(shè)計(jì)和效能對(duì)比分析，得到如下結(jié)論：

a.將制動(dòng)器卡鉗形狀改變?yōu)樾ㄐ?，可以明顯改善制動(dòng)器的制動(dòng)效能；

b.選擇促動(dòng)角與楔角大小相等時(shí)制動(dòng)器制動(dòng)效能最好；

c.選擇楔角大小時(shí)，不僅要考慮盡量增加制動(dòng)效能因數(shù)，同時(shí)還應(yīng)兼顧到出現(xiàn)自鎖現(xiàn)象的可能性。

1 歐陽(yáng)明高.新能源智能化電動(dòng)汽車(chē)發(fā)展的角度談“互聯(lián)網(wǎng)+汽車(chē)+交通”.科學(xué)中國(guó)人，2015（25）：18～20.

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（責(zé)任編輯 斛 畔）

修改稿收到日期為2016年9月19日。

Design and Braking Efficiency Simulation for Self-Reinforcement Hydraulic Wedge Disc Brake

Wang Junnian,Zhang Yao,Wang Qingnian,Li Jianhua
（State Key Laboratory of Automobile Simulation and Control,Jilin University,Changchun 130025）

In order to increase braking efficiency,reduce actuating power consumption,and improve vehicle fuel economy,a novel self-reinforcement wedge disc brake actuated by hydraulic power was proposed,based on the traditional disc brake.Firstly,the working principle was analyzed to define the critical design parameters and design methods.Then through analysis and comparison in AMESim simulation,the influence of the relevant key parameters on the braking efficiency factor and self-locking was discussed in detail.Finally,a complete and rational design method of the novel wedge disc brake was derived.

Wedge disc brake,Self-reinforcement,Braking efficiency factor,Self-locking

U463.51+2

A

1000-3703（2016）11-0001-05

國(guó)家自然科學(xué)基金項(xiàng)目（51205153）；吉林省自然科學(xué)基金項(xiàng)目（20140101072JC）。