特種車剎車盤加壓機構理論分析

路修強，楊圣俊

(泰安航天特種車有限公司，山東泰安 271000)

0 引言

特種車剎車盤加壓機構如圖1所示，主要由轉動壓盤1、彈子2、移動壓盤 3、回位彈簧 4、片式制動器5等零件組成。當車輛需要制動時，制動力通過液壓缸推動轉動拉桿使轉動盤產生轉矩，轉動盤通過彈子讓壓盤產生軸向力，克服回位彈簧的拉力將片式制動器壓緊，使車輛達到制動效果。松開制動踏板時，液壓缸回縮帶動拉桿回轉，彈子和移動壓盤在彈簧拉力作用下向左平移，片式制動器分離，軸向制動力消失。

圖1 特種車剎車盤加壓機構圖

特種車剎車盤加壓機構基理為：滾動彈子在一定傾角的滾槽內滾動[1-2]，由于滾槽漸變，轉動盤做旋轉，在兩側擠壓應力的作用下，彈子旋轉加軸向運動，移動盤做軸向位移，通過中介彈子把旋轉運動轉變為軸向運動，為制動器摩擦副結合提供正壓力。此結構既改變了力的方向，又增大了力的大小。

本文作者分析特種車剎車盤加壓機構力和位移的傳遞函數并進行應力應變模擬分析，為特種越野車剎車系統提供一種全新制動系統思路。

1 加壓機構力傳遞及增力系數推導

為便于運動機制研究與仿真分析，提取特種車剎車盤加壓機構結構模型，如圖2所示。

圖2 特種車剎車盤加壓機構模型

其中，圖2(a)為裝配體、圖2(b)為彈子與壓盤裝配體(由于轉動盤與移動盤對稱只表示一組)。駕駛員制動時，轉動壓盤、彈子、移動壓盤受力如圖3所示。其中，F為作用于轉動壓盤的作動力，Fx為沿x方向作用于轉動壓盤上的支撐力，Fy為沿y方向作用于移動壓盤上的支撐力，Fo為移動壓盤作用于制動器的壓力，即特種車剎車盤加壓機構輸出力，F′o則為其反作用力。

圖3 彈子盤各構件受力分析

假設彈子作勻速運動，根據力的平衡關系，在y方向上，由圖3(a)得式(1)：

F=(f′1cosα+N′1sinα)·n

(1)

在x方向上，由圖3(c)得式(2)：

F′o=(N′2cosα-f′2sinα)·n

(2)

式中：n為彈子個數。

N1與N′1、N2與N′2、f1與f′1、f2與f′2均為作用力與反作用力[3-4]。對彈子而言，N1=N2，f1、f2為彈子受到的摩擦力[5]。若μ為彈子與壓盤間的摩擦因數，則有f1=μ·N1，f2=μ·N2。

由式(1) 、式(2)推理得式(3)：

(3)

所以特種車剎車盤加壓機構輸出力為

力傳遞函數分別對α、μ求導，得：

所以，力傳遞函數對彈子槽傾角、彈子摩擦因數而言是減函數。

凹槽傾角α對應的增力系數λ如表1所示。軸向推力Fy=λ·T/R，即只需要很小的轉動扭矩就產生成倍的軸向力。

表1 增力系數λ

2 特種車剎車盤加壓機構位移函數推導

在車輛制動過程中，設彈子與兩壓盤接觸點處的速度：vA是彈子隨轉動壓盤旋轉的切線速度，vB是彈子隨移動壓盤沿軸向移動的速度。

設轉動壓盤旋轉角度為θ[單位為(°)]，彈子中心線所在圓的半徑為Rd，移動壓盤的軸向位移為x，彈子滾動角速度為ω，則有：

所以位移傳遞函數為

顯然，g(α，Rd)隨α和Rd的增大而增大。

用正交試驗法計算各個參數對位移的影響。當轉動盤轉動角度為35°時，轉動盤凹槽傾角分別：15°、15.5°、16°、16.5°、17°，中心線半徑分別為60、65、70、75、80 mm。圖4給出3D Map圖，可以看出：位移隨著凹槽傾角和中心線半徑增大而增大。

圖4 位移傳遞計算值

3 特種車剎車盤加壓機構模擬分析

運用ANSYS軟件瞬態動力學模塊對特種車剎車盤加壓機構進行模擬分析。首先在CREO中建模，使彈子槽傾角α=16.5°，中心線半徑R=80 mm，彈子槽個數為8個，彈子半徑為6.5 mm，并保存成.igs格式。

保存好的零部件導入ANSYS軟件，從左拖入Geometry幾何處理模塊，對不被識別的尖角進行簡化處理；處理好的幾何體導入瞬態動力學模塊，并在MESH里面劃分網格，要對凹槽部分和接觸的彈子作加密處理；接觸類型選擇摩擦接觸，兩移動盤之間接觸設置為面接觸，摩擦因數為0.14；彈子與兩盤之間的凹槽距離設置為剛好接觸并設置為兩邊線接觸，摩擦因數為0.01。施加約束為圓柱約束，移動盤為軸向Free，徑向、周向為Fix。轉動盤為周向Free，徑向、軸向Fix。后處理添加等效應變和等效應力，如圖5所示。

圖5 施加約束

通過對約束施加轉矩500 N·m，模擬分析出等效應變如圖6(a)所示，等效最大應變為0.003 mm，等效應力云圖如圖6(b)所示，最大等效應力565.79 MPa。

圖6 彈子盤模擬分析

4 結束語

主要針對特種越野車輛制動器，為大扭矩制動提供理論計算及等效應力、應變模擬分析。由于制動時轉動盤等效應力太大、材料硬度要求高，后續還應該加大對彈子盤加壓機構材料的研究。