基于應變測試的汽車制動卡鉗制動力測試和分析

楊正偉

（南方天合底盤系統有限公司，重慶402760）

0 引言

在汽車零部件行業競爭日趨激烈的情況下，輕量化精準設計降低成本顯得尤為重要，輕量化設計的重要技術手段就是不斷地優化理論模型，精確掌握各部件受力情況，再結合CAE等分析手段從而實現精準設計的目的。

汽車制動鉗常規制動力計算采用滑動摩擦力計算公式，將制動液壓、缸徑、摩擦因數計算產生的摩擦力平均分配到內外制動塊上，并傳遞到支架作為支架設計的依據。但這樣的計算沒有考慮卡鉗軸銷分擔的制動力，由于軸銷、支架、制動塊間均采用間隙配合，理論分析很難建立準確的模型來計算卡鉗軸銷分擔的制動力。本文通過在制動塊兩端布置應變片的方式精確測試制動塊的切向力和徑向力，為支架設計提供輸入力參考。

1 卡鉗常規制動力計算方法

圖1所示為制動器結構及受力分析，制動卡鉗接入制動管路中，由制動總泵提供制動液壓力驅動活塞移動，通過卡鉗浮動夾緊兩側的制動塊再夾緊制動盤，利用支架擋住制動塊的移動從而實現制動。常規制動力計算[1]如下：

式中：Finner為內塊周向制動力；Fouter為外塊周向制動力；μ為制動塊摩擦因數；Fir(or)為內(外)側徑向力；N為制動卡鉗的活塞施加到制動塊上的正壓力；R為卡鉗輪缸半徑；P為管路壓力；a為卡鉗缸孔中心到切向制動力著力點的位置；L為支架兩端切向制動力著力點的距離。

圖1 制動器結構及受力分析

2 應變實測內外制動塊制動力

總體測試流程如圖2所示。

圖2 應變測試流程

2.1 對制動塊各著力部位進行前處理

前處理主要包含3個步驟：1）為保證測量的準確性，必須保證制動力按照單一路徑進行傳遞，所以對制動塊按圖3所示方式進行切割；2）為提高應變信號的信噪比，需要對各安裝部位進行適當減薄處理；3）用320#的砂紙打磨貼片表面，以增加應變片的粘貼強度，如圖3所示。

2.2 應變片的粘貼

圖3 制動塊處理及應變片粘貼

為提高測量的準確性，不宜采用1/4橋方式；必須在受力部位兩側都要貼片，并且在制動塊對稱的另一邊非受力位置貼片組成全橋，這樣可同時消除彎曲效應和溫度影響，應變片選用350 Ω的電阻應變片，要具有一定的耐溫性能，表面采用防護膠進行保護。

2.3 連線組成應變橋

如圖3所示，A組應變片組橋測試徑向制動力Fir和For，B組應變片組橋測試切向制動力Finner和Fouter。按圖4所示方式連線組成應變橋，Rg1、Rg3對應A、B組的1、3號應變片，Rg2、Rg4對應A、B組的2、4號應變片[2]。

圖4 應變橋連接

應變量和輸出電壓的關系如下：

式中：Ks為應變片的應變率；ε0為應變量；E為電橋電壓；e0為輸出電壓。

由于采用Rg1和Rg3兩個工作應變片測試同一位置，所以輸出為2倍關系；但是本測試采取標定方式讀取具體的力值，而非計算方式，所以不用特別關注應變值的具體大小。

2.4 應變片的標定

如圖5所示，固定制動塊，然后在制動塊各應變片粘貼位置施加推力，同時記錄應變值，獲取標定曲線。

圖6、圖7所示為某車型制動塊切向和徑向標定曲線，切向標定曲線的加載和卸載曲線幾乎重合，并且線性度很好。

由于零件結構和加載方向的原因，徑向標定曲線的加載和卸載曲線出現一定差異，后續數據處理采用加載曲線處理數據，符合制動卡鉗的實際工作情況。

2.5 安裝和測試

圖5 標定示意圖

將標定完成的制動塊安裝到臺架上，連接測試設備。本測試用臺架型號是LINK3900，應變測試設備為LMS的多通道數據采集，采集軟件為Test.Xpress 10。由于國內超 過300 ℃的高溫應變測試技術掌握非常 有限，并且各類粘接劑在高溫下存在粘貼力下降的問題[3]，所以制動測試時的溫度必須嚴格控制，建議不超過150 ℃，否則嚴重影響測試的準確性。

3 數據處理

3.1 臺架測數據

臺架測數據如表1所示。

圖6 切向力標定曲線

圖7 徑向力標定曲線

表1 臺架測試數據:摩擦因數、制動力矩、管路壓力

3.2 應變及制動力對應數據

應變及制動力對應數據如表2所示。

3.3 數據處理和分析

提取制動壓力和接觸力關系曲線如圖8所示。

由于卡鉗的初始間隙和啟動液壓等關系，導致關系曲線的初始段非線性，超過1 MPa之后進入近似線性關系段；用Minitab軟件對線性段進行回歸分析，得出的擬合直線方程如表3所示。

表2 應變及接觸力對應數據

圖8 制動壓力和接觸力關系曲線

表3 擬合直線方程

從R-Sq和R-Sq(調整)兩項指標看，擬合方程的準確度較好；通過擬合方程計算10 MPa情況下的接觸力與常規方法計算的接觸力對比如表4所示。

表4 接觸力對比 N

將應變法實測接觸力與常規計算力比值作為后續產品設計的修正參考，調整支架部件設計的輸入力，從而實現支架部件的精確化輕量化設計。

4 應用

以某車型制動器支架部件的設計為例，制動器基本參數：缸徑為φ60 mm，AK名義摩擦因數為0.38，制動有效半徑為125 mm，a值為5.2 mm，L值為130.8 mm。具體計算如表5所示。

常規方法計算總的制動力矩為2686.1 N·m，修正后的Fouter和Finner產生的制動力矩為2126 N·m，兩者的差值560.1 N·m加載到支架銷孔部位，銷孔到制動器中心的距離149 mm，計算出加載力為3759 N。按常規方法計算的力值（表5中第2列數據）加載進行CAE分析的結果如圖9所示。分析結果：最大應力為419.5 MPa，最大變形為0.979 mm。

表5 常規計算的力值的修正

圖9 常規方法計算力值加載及計算結果

按修正優化后的方法計算的力值（表5中第4列數據）加載進行CAE分析，如圖10所示。分析結果為：最大應力為394.4 MPa，最大變形為0.668 mm，如果將變形保持0.979 mm作為優化目標，按新的方法可使零件減重至少15%以上，限于篇幅原因不再詳述。

圖10 優化方法計算力值加載及計算結果

5 結語

在被測結構空間受限無法安裝力感器進行測試的情況下，本文展示一種通過應變片測試、標定、讀取力值的方法。具體應用到汽車制動卡鉗的制動力測試和分析中，通過該方法測試了某車型制動鉗總成中制動塊對支架部件的切向和徑向實際力值，并同現行常規計算方法計算出的力進行對比，得出修正比值。運用該修正比值調整支架部件的輸入力值，優化了支架部件的結構從而減輕部件質量。優化后的部件通過了臺架強度和耐久驗證符合要求，體現了該方法的價值。