【文章內(nèi)容簡介】 壓缸控制活塞完全推出時，主動摩擦片和對偶片被完全壓緊，抱死在一起，摩擦片之間不再存在剪切潤滑油膜和油膜剪切力。此時，主動摩擦片和對偶片之間為動摩擦系數(shù)較低的濕式摩擦形式，直到主動摩擦片靜止，即汽車停車。1輪轂2摩擦盤座3外側(cè)蓋板4對偶片5摩擦片6對偶片座7裝配螺栓8, 11制動主缸9液壓缸10活塞12內(nèi)側(cè)蓋板13蝶簧14蝶簧座15驅(qū)動橋殼圖 31 液粘制動器總體設(shè)計示意圖 液粘制動器制動過程分析液粘制動器大致分為以下四種工況，包括[13]：（1）靜摩擦工況，即駐車工況，此時摩擦片在右側(cè)儲能彈簧的作用下，與對偶片產(chǎn)生靜摩擦，提供駐車制動力矩。（2）分離工況，即正常行車工況，控制器接收發(fā)動機(jī)點(diǎn)火信號或汽車起動信號后，摩擦片與對偶片在左側(cè)油壓的作用下分離，油膜剪切力失效，制動力矩為零。（3）制動工況，正常行車制動時，摩擦片在右側(cè)油壓作用下向左運(yùn)動，油膜厚度不斷減小，制動力矩增大。（4）壓緊工況，右側(cè)制動油壓不斷增大，直到主動摩擦片與對偶片貼合壓緊，這一過程中既有油膜粘性剪切制動，也存在摩擦副摩擦制動，是一個復(fù)雜的工況。 摩擦副的設(shè)計與計算摩擦副包括主動摩擦片和對偶片兩部分，主動摩擦片是一片表面帶油槽的粉末冶金摩擦片，對偶片是一個表面光滑的金屬片。摩擦副的結(jié)構(gòu)和參數(shù)直接影響油膜的形成和油膜剪切力的大小，是制動器制動性能的決定性因素，是制動器設(shè)計的核心部分。 材料的選擇摩擦副的材料包括主動摩擦片的摩擦材料、摩擦芯板材料及對偶片材料。為了更好地滿足摩擦副的兩個功能，摩擦材料必須達(dá)到以下基本要求[14]：（1）具有較穩(wěn)定的摩擦系數(shù)，以提供大的可靠的傳遞轉(zhuǎn)矩能力，使結(jié)構(gòu)盡可能小型化；（2）靜動摩擦系數(shù)接近，使制動過程平穩(wěn)、柔和、沖擊力小、噪音低等優(yōu)點(diǎn)；（3）對油的潤濕性好，在制動時利于油膜的形成；（4）具有好的耐磨損性能，且不損傷對偶片，以提供長的使用壽命；（5）制造工藝性好，無環(huán)境污染，制造成本低，具有好的性能價格比。由于制動過程中會產(chǎn)生很大的熱量，摩擦片選用熱容量比較大的銅基粉末冶金摩擦片。對偶片的材料常用鑄鐵和鋼，由于液體粘性傳動的功率和扭矩比較大，因此在液體粘性傳動中，對偶片材料有較高的強(qiáng)度要求，為此常選擇65Mn鋼為對偶片材料[15]。 油槽形式的選擇摩擦片油槽的作用包括：（1）快速刮去摩擦副表面多余潤滑油，利于摩擦副間快速形成油膜潤滑；（2）引導(dǎo)潤滑油流動，促進(jìn)冷卻循環(huán)，達(dá)到較好的冷卻效果；（3）收集摩擦副間的磨損產(chǎn)物，并及時通過潤滑油排出，從而防止對偶件表面磨損。由于液粘制動器工作時，長期制動熱量很高，對溝槽的冷卻性能要求比較高，同時也要求能夠快速形成穩(wěn)定的油膜。常見的油槽形式包括：徑向油槽、旋轉(zhuǎn)槽、菱形槽、雙圓弧槽、雙向平行槽等多種形式。本文對幾種常用油槽形式進(jìn)行對比分析，分析結(jié)果如表31所示。表 31 常見的摩擦片油槽形式的性能對比[16][17]油槽形式無油槽徑向油槽螺旋油槽華夫槽刮油能力差較好較好較好形成油膜難易較容易較難較容易較容易動摩擦因數(shù)較小較大較大較大形成油膜速度較慢較慢較快較慢潤滑油量較少較小較少較多冷卻效果較差較差較差較好通過對比可知，如果采用單獨(dú)的某一種油槽形式，尚不能完全保證摩擦副的正常工作。理想情況摩擦片油槽形式是采用復(fù)合形式的油槽，復(fù)合的形狀與液粘制動器的額定功率、轉(zhuǎn)速等設(shè)計參數(shù)有關(guān)。本文采用結(jié)構(gòu)簡單，加工方便，成本較低的華夫槽形式，作為摩擦片油槽的設(shè)計方案。 摩擦副尺寸參數(shù)的確定摩擦副的尺寸參數(shù)直接影響了制動力矩和冷卻效果，主要包括：（1）油槽深度油槽深度對油膜內(nèi)壓力分布基本無影響，即對制動力矩大小無影響。然而，油槽深度對潤滑油的流量影響巨大，流量隨油槽深度的增大而大幅增大。流量增大有利于制動器的冷卻效果，因此在能保證摩擦材料不會剝落的前提下，應(yīng)該盡可能地增大溝槽的深度。（2）油槽數(shù)目增加摩擦片上油槽的數(shù)目，將有效地降低對偶片翹曲變形的嚴(yán)重程度，有利于提高摩擦副抗翹曲變形的能力。（3）摩擦片內(nèi)外徑比增大對偶片的內(nèi)外徑之比，即減小摩擦材料層的徑向?qū)挾?，也有利于提高摩擦副抗翹曲變形的能力。然而，內(nèi)外徑比過大，則摩擦副接觸寬度過小，有效利用面積減小，為保證傳遞轉(zhuǎn)矩，必然要增加摩擦副數(shù)目，增加制動器軸向尺寸。因此其取值應(yīng)適當(dāng)，～。（4）摩擦片厚度摩擦片厚度不影響制動力矩的大小，但厚度過小易使摩擦片發(fā)生翹曲，過大則增大制動器尺寸。本文中，考慮到制動器安裝位置的尺寸約束，摩擦副外徑取Ф470 mm，摩擦片其它尺寸設(shè)計如圖32和表32所示。46 圖 32 摩擦片油槽尺寸設(shè)計示意圖表 32 摩擦片尺寸參數(shù)表序號參數(shù)名稱數(shù)值（mm）1油槽深度2油槽寬度3油槽中心距4摩擦副外徑Ф 4705摩擦副內(nèi)徑Ф 3206摩擦片厚度7對偶片厚度摩擦片和對偶片的三維實體模型如圖33和圖34所示。圖 33 摩擦片三維實體模型圖 34 對偶片三維實體模型 摩擦副數(shù)目的計算一般地，在制動過程中，主動摩擦片與對偶片之間距離不斷減小，油膜厚度不斷減小，而此時轉(zhuǎn)速差也在不斷減小，如果不通過仿真分析，無法得出最大制動力矩。因此為簡化計算，方便設(shè)計，考慮油膜厚度為零時，制動器的制動力矩。此時，主動摩擦片與對偶片為濕式摩擦，一對摩擦副的制動力矩可用以下公式計算： 式中 M0 ——一對摩擦副轉(zhuǎn)遞的最大制動力矩（Nm）； f ——動摩擦系數(shù)，本文取f＝； pmax ——作用于摩擦面上的最大壓力（MPa），取pmax＝。然而在實際制動過程中，由于摩擦片有油槽，實際接觸面積要比名義面積小。另外，多片摩擦片疊加制動時，作用于每片摩擦面上的最大壓力呈遞減分布，需引入壓力遞減系數(shù)K。在液粘軟制動裝置主機(jī)的活塞壓緊摩擦片時，摩擦片漸開線花鍵齒處的摩擦阻力，使摩擦片間的壓緊力有所減小。摩擦副數(shù)n越大，則壓力遞減系數(shù)K越小，見表33表 33 摩擦副數(shù)目n與壓緊力遞減系數(shù)K的關(guān)系n24681020K考慮到這兩方面實際問題，制動器制動力矩和摩擦副數(shù)目計算公式分別為： 式中 M ——制動器最大制動力矩（Nm）； K ——壓力遞減系數(shù)，本文取K＝； n ——摩擦副數(shù)目； ψ ——摩擦面的實際面積與名義面積之比，通過計算，取ψ＝。將各軸所需的制動力矩代入上式，計算求出各軸制動器所需要摩擦副對數(shù)n。通過計算可得出，前、后軸制動器摩擦副數(shù)目均為20對，即10片摩擦片和11片對偶片，二軸制動器摩擦副數(shù)目為16對，即8片摩擦片和9片對偶片。 摩擦副的分離間隙摩擦片分離間隙的大小，受制造工藝水平的限制，因為摩擦片有一定的翹曲度，若翹曲度小，則分離間隙可取較小值。同時，分離間隙的大小還與帶排轉(zhuǎn)矩有關(guān)，應(yīng)該適當(dāng)增加分間隙，以減小帶排轉(zhuǎn)矩。活塞完全回位時，油膜厚度等于分離間隙，此時應(yīng)有最小帶排轉(zhuǎn)矩，因此， mm， mm。 碟簧的設(shè)計與計算碟簧是除摩擦片設(shè)計之外，另一個非常重要的零件。碟簧在駐車制動時起到儲能壓緊的作用，在行車制動時則起到制動力矩調(diào)節(jié)和活塞回位等作用。碟簧為標(biāo)準(zhǔn)件，但考慮到其應(yīng)用于制動器中的特殊性，可以針對制動器結(jié)構(gòu)，設(shè)計與制動器結(jié)構(gòu)相適應(yīng)的結(jié)構(gòu)。在設(shè)計過程中，還要考慮碟簧剛度的調(diào)整和壓縮量的設(shè)置。 碟簧的尺寸參數(shù)碟形彈簧根據(jù)工藝方法的不同，分三種類型，不同型式的碟簧工藝方法、碟簧厚度都不同。本文參考GB/T 19722005《碟形彈簧尺寸與公差》，選取參數(shù)如圖36和表34所示[18]。圖 35 碟簧尺寸示意圖表 34 碟簧尺寸參數(shù)表D/th0/tt（mm）D（mm）d（mm）h0（mm）≈40≈1144032014表中 t ——碟簧厚度（mm）； D ——碟簧外徑（mm）； d ——碟簧內(nèi)徑（mm）； h0 ——碟簧總變形量（mm）。根據(jù)標(biāo)準(zhǔn)可知，本文的碟簧屬于超薄碟簧，且直徑比也較小，工藝上能夠?qū)崿F(xiàn)制造。然而，該碟簧的實際剛度要小于其計算剛度，應(yīng)采用特殊的計算方法，或在實際制造過程中，通過實驗確定實際剛度。在變形量為f時，碟簧的負(fù)荷計算公式如下： 其中， 式中 E ——材料彈性模量（N/mm2），E＝206 000 N/mm2； μ ——泊松比，μ＝； f ——碟簧的變形量（mm）； C ——碟簧內(nèi)外徑比，C＝D/d。 組合碟簧單片碟簧剛度過大，應(yīng)采用組合碟簧的形式，增加組合碟簧的變形量，減小組合碟簧的剛度。選擇對合式組合碟簧，如圖37所示，組合碟簧相對單片碟簧的負(fù)荷和變形量關(guān)系公式如下： 式中 Fi、F ——分別為組合碟簧和單片碟簧負(fù)荷（kN）； fi、f ——分別為組合碟簧和單片碟簧變形量（mm）； i ——碟簧數(shù)目。圖 36 對合組合碟簧變形量－負(fù)荷曲線碟簧數(shù)目過多，會使組合碟簧摩擦力的阻尼作用增強(qiáng)，導(dǎo)致負(fù)荷不穩(wěn)定，因此應(yīng)限制碟簧數(shù)目，取i＝6。 碟簧導(dǎo)向桿的設(shè)計碟簧的導(dǎo)向件可采用導(dǎo)向桿或?qū)蛱變煞N形式，根據(jù)本文設(shè)計的制動器結(jié)構(gòu)特點(diǎn)，優(yōu)先采用導(dǎo)向桿的形式。導(dǎo)向桿與碟簧之間應(yīng)保留一定間隙， mm。另外，導(dǎo)向桿在該液粘制動器中還起到支撐柱塞運(yùn)動的作用。此外，還需要考慮導(dǎo)向桿在不同位置的密封問題，即對主動件花鍵轂的旋轉(zhuǎn)運(yùn)動起密封。導(dǎo)向桿三維實體模型和剖視圖分別如圖37和圖38所示。導(dǎo)向桿導(dǎo)向表面的工藝要求為，硬度應(yīng)不小于55 HRC，表面粗糙度要求Ra﹤ μm。圖 37 導(dǎo)向桿三維實體模型圖 38 導(dǎo)向桿剖視圖 其它結(jié)構(gòu)件的設(shè)計 柱塞與液壓油缸的設(shè)計由于結(jié)構(gòu)上的特殊性，液粘制動器的液壓缸也沒有采用常用的標(biāo)準(zhǔn)形式，而是采用特制特殊設(shè)計，因此其結(jié)構(gòu)形式均通過經(jīng)驗進(jìn)行設(shè)計。液壓缸缸筒與缸蓋采用法蘭連接方式，這種連接方式的特點(diǎn)是結(jié)構(gòu)簡單、加工和裝拆都方便，但外形尺寸和質(zhì)量都大。液壓缸缸筒的三維實體模型和剖視圖分別如圖39和圖310所示。圖 39 液壓缸缸筒三維實體模型圖 310 液壓缸缸筒剖視圖加壓柱塞的結(jié)構(gòu)設(shè)計非常重要，設(shè)計不合理將導(dǎo)致制動力矩達(dá)不到額定制動力矩的要求，從而不能夠有效制動。活塞與壓盤設(shè)計成一體，壓盤大小既要與摩擦片面積相適應(yīng)，以更好的施加軸向壓力，又要給液壓液預(yù)留足夠的空間，還要考慮到柱塞密封問題?；钊叽缫餐瑫r受密封條件的影響，其軸向尺寸不可忽略，活塞內(nèi)部鉆有碟簧導(dǎo)向套。但是該導(dǎo)向套只起到密封作用，即將碟簧座腔與液壓腔隔離開，并不起實際導(dǎo)向作用，因此在工藝上不作要求。柱塞的三維實體模型和剖視圖分別如圖311和圖312所示。圖 311 柱塞三維實體模型圖 312 柱塞剖視圖 摩擦片座與對偶片座的設(shè)計摩擦片座主要作用是，支撐主動摩擦片，向摩擦片傳遞車輪的圓周動力，并為摩擦片的軸向移動起導(dǎo)向作用。摩擦片座的設(shè)計首先要考慮與摩擦片的花鍵配合，本文采用30176。漸開線齒，這樣有利于傳遞圓周力，并利于摩擦片沿軸向移動。其次，摩擦片座需要與車輪輪轂相連，由于空間有限，需要在法蘭上直接攻螺紋孔進(jìn)行安裝。摩擦片座的三維實體模型和剖視圖分別如圖313和圖314所示。圖 313 摩擦片座三維實體模型圖 314 摩擦片座剖視圖與前者類似，對偶片座的作用是，支撐對偶片，并對其進(jìn)行周向定位，使其能夠沿軸向移動。對偶片座與液壓缸缸筒通過螺桿與端蓋連接。對偶片座的三維實體模型和剖視圖分別如圖315圖316所示。圖 315 對偶片座三維實體模型圖 316 對偶片座剖視圖 端蓋的設(shè)計端蓋分為外側(cè)蓋板和內(nèi)側(cè)蓋板，主要作用是密封、防塵，形成良好的制動器工作環(huán)境。內(nèi)側(cè)蓋板通過螺栓與車橋連接，進(jìn)而將制動器固定在車橋上。外側(cè)端蓋和內(nèi)側(cè)端蓋的三維實體模型分別如圖317和圖318所示。圖 317 外側(cè)端蓋三維實體模型圖 318 內(nèi)側(cè)端蓋三維實體模型 液粘制動器的密封液粘制動器的摩擦副工作于流動的潤滑油中，摩擦副間的相互作用產(chǎn)生大量的熱，均通過潤滑油冷卻。這使得液粘制動器的密封問題顯得非常重要。另外，考慮到制動器控制系統(tǒng)也是一套獨(dú)立的液壓系統(tǒng)，密封問題要更加復(fù)雜。一般情況下，對密封裝置有如下要求：（1）在工作壓力作用下，具有良好的密封性能，并隨著壓力的增加能自動提高其密封性能，即泄漏在高壓下沒有