鉗盤式制動器制動活塞異型密封性能研究*

(1.山東理工大學交通與車輛工程學院 山東淄博 255049； 2.山東理工大學農業工程與食品科學學院 山東淄博 255049)

鉗盤式制動器結構主要由摩擦片、制動鉗支架、制動盤、 制動鉗、制動活塞 、密封圈等組成[1-2]。制動鉗固定在車橋上，制動鉗內裝有制動活塞，制動時駕駛員踩制動踏板，制動主缸向鉗體中的液壓腔供油，2個液壓腔是相通的，液壓腔內的油壓升高后會推動輪缸活塞將其上的摩擦片壓靠到制動盤上，最終產生制動[3-4]。活塞在液壓油的推動下軸向移動，活塞的密封主要是依靠密封圈徑向變形對活塞產生的壓應力來實現，壓應力為密封圈與制動活塞之間提供一定的摩擦力[5]，制動活塞上的密封圈的密封效果對制動器的高效工作起著至關重要的作用。

目前，鉗盤式制動器制動活塞的密封結構通常采用O形、矩形等標準形密封件。傳統的O形、矩形密封圈形式具有結構簡單、成本低廉以及設計結構緊湊和容易安裝等優點而被廣泛使用。由于制動活塞處于高溫、變壓力、振動等時變復雜工況下，O形密封圈與制動鉗溝槽以及活塞的接觸處容易發生明顯的扭曲變形，而且密封圈的邊緣有被擠入間隙的可能，導致密封圈彈性不足，磨損泄漏，使得制動效能降低甚至制動失效，影響行駛安全。針對傳統的標準密封圈存在的問題，異型密封圈被設計出來并廣泛地應用于工程中[6-8]，工程實踐證明異型密封圈的密封效果明顯優于傳統的標準密封件，且異型密封圈具有更長的使用壽命。常見的異型密封結構有梅花形密封圈、Y形密封圈及月形密封圈等。本文作者設計了鉗盤式制動活塞用的梅花型異型密封圈(如圖1所示)，同時在梅花形密封圈與制動活塞和制動鉗活塞溝槽接觸處設計了4個密封接觸平面，以實現良好的自密封功能；另外在4個密封接觸平面上設計了凹槽以便存儲潤滑油從而提高異型密封圈的潤滑能力，減少往復運動過程中的磨損量，有效減小了泄漏。

圖1 梅花形密封圈Fig 1 Quincunx-ring

鉗盤式制動器在制動過程中，梅花形密封圈與制動活塞間隙之間存在的油膜層可以在制動活塞往復運動過程中起到良好的潤滑作用，從而降低密封圈的磨損量[9]。但間隙密封中的油膜并不能保證密封圈一直保持著良好的密封能力，也會受到制動活塞的速度、制動液的溫度、進出口壓差變化等因素影響。這些因素對標準型密封圈密封泄漏的影響很少學者做過專門研究。本文作者根據流體動力學中的彈性流體動壓模型得到制動液油膜的準一維流動的雷諾方程，通過有限元方法計算并提取密封接觸面上油膜的最大壓力梯度并計算制動活塞往復運動過程的油膜厚度和泄漏量；研究分析不同摩擦因數、制動液壓力、壓縮量對標準型密封圈(O形)與異型密封圈(梅花型)密封油膜厚度和泄漏量的影響規律。

1 制動活塞密封泄漏量的計算

密封圈密封失效會導致制動失效，而泄漏量是驗證密封圈密封性能的重要指標之一。隨制動活塞往復運動進入到密封間隙中的制動液量的大小影響著密封圈的密封作用和潤滑狀態，同時在每次往復運動的起點和終點結束時油膜的厚度改變也會導致密封作用和潤滑狀態的改變。

1.1 油膜厚度計算模型

制動活塞運動時密封界面油膜壓力和流速分布如圖2所示。

圖2 制動活塞運動時密封界面油膜壓力和流速分布Fig 2 The distribution of film pressure and flow velocity in the motion of the brake piston (a) outward motion;(b)inward motion

制動活塞完成制動功能的過程如圖2(a)所示，密封圈可以從制動活塞的表面刮除大量的制動液，但總有一層很薄的油膜粘附在制動活塞表面，隨制動活塞的運動而進入到密封圈、制動活塞和制動鉗之間的密封界面中。如圖2(b)所示，當制動力消失，制動活塞完成制動任務回到原來位置，粘附在制動活塞上的油膜又隨著制動活塞回到制動鉗的活塞套筒中。制動活塞密封圈的凈泄漏量可以表示為制動活塞在完成往復運動的一個循環過程中實際泄漏量的差值。

制動活塞直接接觸面上和液壓油膜的表面介質的流動性能可以利用準一維雷諾方程來表示[10-11]，可由此求出密封接觸面上的油膜厚度，再根據膜厚與泄漏量的關系，得到密封圈的泄漏量[12-13]。

1.1.1 制動活塞制動過程的油膜厚度

(1)

式中：μ為間隙中液壓油的動力黏度，μ=0.061 25 Pa·s。

(2)

(3)

根據式(3)可得點A處的油膜厚度為

(4)

將點A的油膜厚度表達式代入式(1)得到最在大壓力處的油膜厚度：

(5)

(6)

假設活塞直徑為d，制動活塞在制動過程中粘附在活塞上的液體的流體容積可以表示為

V=πdhouo

(7)

1.1.2 制動活塞回程過程的油膜厚度

制動活塞在卸荷的過程中，分析方法和活塞制動過程相類似，當制動活塞以速度ui返回時，油膜最大壓力梯度處的油膜厚度為

(8)

(9)

對于活塞行程為H的情況下，每次制動的凈泄漏量為

V1=πdH(ho-hi)=

(10)

1.2 密封接觸面上油膜厚度的計算

根據前面推導的油膜計算模型，由密封接觸面上油膜厚度可以計算出密封接觸面的接觸壓力分布和最大壓力梯度值，由前文中的計算公式可以得到密封接觸面上的最大壓力梯度，進而可求得制動活塞在制動過程中和制動消失后的油膜厚度。與標準制動活塞密封圈不同，梅花形密封圈的密封接觸面的接觸壓力曲線上會出現2個波峰峰值，2個波峰的峰值決定了通過密封接觸面的油膜厚度[14-15]。

假設制動活塞往復運動速度為0.5 m/s、密封接觸面的摩擦因數為0.2、壓縮量為0.35 mm，得到的最大梯度值如表1所示。

表1 制動活塞往復運動時油膜的最大壓力梯度Table 1 The maximum pressure gradient of oil film in the reciprocating motion of the brake piston

將表1中制動過程和制動結束后的油膜最大壓力梯度值分別代入式(6)和式(9)中，即可得到制動活塞在制動過程和制動結束后的油膜厚度(如表2所示)，將油膜厚度代入式(10)中可以計算每一往復運動過程中的凈泄漏量，計算結果如表2所示。泄漏量為負值時表示制動活塞密封圈在此條件下不會發生泄漏，即密封性能良好。

表2 制動活塞往復運動時的油膜厚度及凈泄漏量Table 2 The oil film thickness and net leakage in the reciprocating motion of the brake piston

2 制動密封界面油膜厚度及泄漏量分析

2.1 流場計算模型及仿真計算

利用FLUENT軟件平臺對密封間隙處油膜的泄漏量進行仿真計算，以分析制動活塞密封界面油膜厚度及泄漏量受不同因素的影響。因制動活塞密封形式為環形間隙結構，因此建模時采用環形間隙流場。

2.1.1 邊界條件設置

設流場的入口壓力為8 MPa，出口壓力為0，間隙中制動液的流動模型為層流模型。為避免出現連續性殘差過大現象，將模型的連續性殘差精度單獨調大[6]，設置為0.01，其他殘差精度均設置為0.01。為了完成整個收斂過程，模型最終經過300步迭代達到所設置的殘差精度。

2.1.2 仿真計算

當制動活塞的運動速度為0.5 m/s，制動液的壓力為8 MPa，壓縮量為0.35 mm時，流場的壓力和速度分布圖分別如圖3和圖4所示。

圖3 流場壓力分布圖Fig 3 Pressure distribution of flow field

圖4 流場速度分布圖Fig 4 Velocity distribution of flow field

由圖3可知，制動液在流經制動活塞和制動鉗的密封間隙過程中，壓力是逐漸減小的，尤其當制動液經過梅花形密封圈時壓力下降得較快，這是因為制動活塞梅花形密封圈有使制動液能量消散的作用，使得制動液的壓力能被釋放。油膜的壓力在下降的過程中會出現一個個小臺階，這是因為制動液遇到活塞上的凹槽之后壓力會損失一部分。由圖4中制動液的流動方向可以看出，制動液是沿著軸向方向從頂部的高壓區流向底部的低壓區，圖3中的壓力云圖也反映了這個狀態。

2.2 計算結果及分析

2.2.1 摩擦因數的影響

當預壓縮量為0.35 mm，活塞的運動速度為0.5 m/s，介質壓力為8 MPa時，摩擦因數分別為0.05、0.1、0.15、0.2、0.25、0.3的條件下，制動活塞梅花形密封圈、O形密封圈的密封接觸面油膜厚度和泄漏量的變化情況如圖5所示。

圖5 制動活塞在不同摩擦因數下的油膜厚度Fig 5 Oil film thickness of the brake piston at different friction coefficients

圖5中，在制動過程中梅花形密封圈和O形密封圈的油膜厚度都隨著摩擦因數的增大而增大，這是因為密封接觸面上油膜間的橫向剪切應力隨著摩擦因數的增大而增大，從而影響了油膜的厚度。在整個制動過程中，O形密封圈的油膜厚度均小于梅花形密封圈的油膜厚度，說明了制動活塞的異型密封結構有更好的潤滑性能，相對于O形密封圈，在相同的條件下有更少的磨損量，這得益于梅花形密封圈特殊的形狀結構。

圖6所示為制動活塞梅花形密封圈和O形密封圈在不同的摩擦因數下凈泄漏量的變化情況，可以看出，梅花形密封圈的泄漏量和O形密封圈隨著摩擦因數的增大而呈下降的趨勢，在制動活塞往復運動的過程中， O形密封圈的泄漏量大于梅花形密封圈的泄漏量。當摩擦因數小于0.2時，梅花形密封圈的凈泄漏量隨著摩擦因數的增大變化不明顯，當摩擦因數大于0.2時，凈泄漏量隨著摩擦因數的增大開始急劇下降。

圖6 制動活塞在不同摩擦因數下的凈泄漏量Fig 6 Leakage of the brake piston at different friction coefficients

2.2.2 制動壓力的影響

制動活塞梅花形密封圈和O形密封圈的油膜厚度隨制動液壓力的變化情況如圖7所示。可以看到，2種密封圈的油膜厚度隨著制動壓力的增大都呈現減小的趨勢，當制動壓力大于5 MPa時，梅花形密封圈的油膜厚度開始大于O形密封圈的油膜厚度，說明在相同的條件下梅花形密封圈的油膜厚大于O形密封圈的油膜厚度，油膜厚度變小則會加速密封圈的磨損量，從而減小了密封圈的使用壽命同時降低了密封效果。在制動壓力小于8 MPa時，梅花形密封圈的油膜厚度隨制動液壓力的增大而線性減小；當制動壓力大于8 MPa時，油膜厚度隨著制動液壓力的增大幾乎不再變化，這說明梅花形密封圈在高壓的制動條件下，密封圈的磨損隨著壓力變化不明顯。

圖7 制動活塞在不同制動壓力下的油膜厚度Fig 7 Oil film thickness of the brake piston at different medium pressures

制動活塞梅花形密封圈和O形密封圈的泄漏量隨制動液壓力的變化情況如圖8所示。2種密封圈的泄漏量都隨制動液壓力的增大而增大，在低壓時O形密封圈和梅花形密封圈的防泄漏能力相差不大；當制動液壓力大于6 MPa時，O形密封圈的泄漏量開始明顯大于梅花形密封圈的泄漏量，說明在高壓的情況下，制動活塞的異型密封結構梅花形密封圈比傳統的O形密封圈有更好的密封性能。

圖8 制動活塞在不同制動壓力下的泄漏量Fig 8 Leakage of the brake piston at different medium pressures

2.2.3 壓縮量的影響

當壓縮量分別為0.3、0.4、0.5、0.6、0.7、0.8 mm時，梅花形密封圈和O形密封圈在制動活塞往復運動時密封接觸面上的油膜厚度以及制動活塞每一運動過程中的泄漏量的變化情況如圖9、10所示。

圖9 制動活塞在不同壓縮量下的油膜厚度Fig 9 Oil film thickness of the brake piston at different precompression

圖10 制動活塞在不同壓縮量下的泄漏量Fig 10 Leakage of the brake piston at different precompression

從圖9中可以看出，梅花形密封圈和O形密封圈的油膜厚度都隨著壓縮量的增大而減小，這是由于壓縮量的增大使得密封接觸面上的接觸應力增大，從而使得油膜變薄，摩擦力減小；梅花形密封圈的油膜厚度相對于O形密封圈變化過程比較緩慢，降低了對密封圈的磨損。

從圖10中可以看出，梅花形密封圈和O形密封圈的泄漏量都隨著壓縮量的增大而減小，這是因為密封圈的壓縮量增大，動摩擦力也會隨之增大，在密封接觸面處制動液的溫度升高，使得制動液黏度下降，油膜會因為制動液黏度的下降而變薄，減小了泄漏量；當壓縮量過大時，梅花形密封圈的泄漏量小于O形密封圈的泄漏量，這說明在壓縮量較大的情況下，制動活塞梅花形密封圈的防泄漏能力大于傳統的標準密封結構O形密封圈。

3 結論

(1)根據準一維流動雷諾方程，在分析鉗盤式制動活塞異型密封梅花形密封圈往復運動過程中的接觸壓力分布情況下，建立了密封界面的流體動力學的彈性流體動壓模型，分別給出了制動活塞在往復運動過程中密封接觸面上油膜的厚度以及制動液泄漏量大小的計算方法。

(2)相對于O形密封圈，異型密封梅花形密封圈在相同的摩擦因素條件下有更好的潤滑性能，泄漏量小；高壓情況下，梅花型密封的防磨損及泄漏量均優于O形密封圈；梅花形密封圈和O形密封圈的油膜厚度都隨著壓縮量的增大而減小，但梅花形密封圈的油膜厚度相對于O形密封圈變化過程比較緩慢，降低了對密封圈的磨損；在壓縮量較大的情況下，制動活塞梅花形密封圈的防泄漏能力大于傳統的標準密封結構O形密封圈。

(3)在鉗盤式制動器制動活塞中采用異型密封其綜合性能優于標準型O形密封，可減少泄漏，降低密封圈的磨損。