某型號汽車K00前制動鉗卡滯分析與優化

魏 星, 陳晉市, 齊洪陽, 孫慧奇

(1.長春職業技術學院 機電學院,長春 130033,E-mail:928266080@qq.com;2.吉林大學 機械與航空航天工程學院,長春 130022;3.恒大恒馳新能源汽車研究總院,上海 201600)

近年來車輛行駛的安全性、可靠性得到了社會各界廣泛關注[1-2],制動系統是確保車輛安全行駛的重要子系統之一[3-4],制動鉗及其連接件作為制動系統的重要組成部分[5-7],其可靠性越來越受到國內外學者的關注,相關學者對制動鉗的制動可靠性做了大量研究。

在國外,Stump等人提出了將停車的線性影響與復雜特征值計算一起納入標準魯棒性分析的方法,解決了停車過程無法通過復雜特征值分析(CEA)進行預測制動鉗壓力箔測量的問題[8],Ashraf等人建立了制動過程中卡鉗本體和制動襯塊的變形模型,得出了粘滑現象是卡鉗變形和制動襯塊的摩擦材料配方共同作用的結果[9];Dominic Jekel等人建立了盤式制動器的工業有限元模型,并調整其相關性矩陣的比率,實現了在某些特定環境下平衡狀態更加穩定的效果[10];Dario Croccolo等人建立了制動鉗支架的力學模型,分析了不同結構制動鉗支架的強度[11]。

在國內,張力軍等人運用有限元分析法建立了盤式制動器發生蠕動顫振時的非線性動力學特性、制動鉗振動的時域、頻域和相圖特征,分析了制動盤熱變形形式及趨勢[12-13];孟德建等人建立了包含制動盤、摩擦襯片、活塞、制動鉗、導向銷及其橡膠襯套等零件的完整制動器熱機耦合有限元模型,驗證了制動鉗對制動器熱機耦合特性有重要影響[14];呂輝等人采用蒙特卡洛法,從可靠性角度出發,提出了改善制動器振動穩定性的方案[15-16]。

然而,現有的研究大多數僅采用ansys對制動鉗進行有限元分析,這種方法對結構緊湊部位的網格劃分不夠精確,并且在進行分析時,過多的剛性接觸設置容易導致求解失敗。因此,本文以某型號汽車K00前制動鉗為研究對象,分析了K00前制動鉗卡滯原理,建立了K00前制動鉗及其連接件的理論分析模型。運用AMEsim和ansys分別建立K00前制動鉗整體性模型和密封圈處結構性模型分析其卡滯的原因,并通過實驗驗證所得原因的準確性,同時給出優化方案,保證調整后的結構滿足可靠性要求。

1 制動鉗卡滯原因

如圖1所示制動鉗通過與轉向節固定連接,對制動盤產生制動力矩,達到車輛減速、制動的效果;當制動鉗解除制動后,剎車片與剎車盤之間間隙過小或處于緊密貼合狀態,剎車盤在旋轉過中無法與剎車片完全脫離,剎車片與剎車盤之間阻力過大,造成剎車片與剎車盤出現卡滯、剎車片磨損嚴重、汽車啟動較慢等問題。

▲圖1 制動鉗的位置與結構

2 制動鉗力學模型建立與分析

在制動鉗解除制動后,制動活塞回位過程中受力情況如圖2所示,且其力學關系式如下:

M=FN×L

(1)

FN=f1+f2+f3+f4

(2)

f1=f卡簧×μ

(3)

式中:M為制動鉗卡滯力矩,N;L為有效半徑,m;f1、f2、f3、f4分別為內側剎車片滑阻、外側剎車片滑阻、導銷滑阻、活塞滑阻,N;f卡簧為卡簧夾緊力,N;μ為泊松比。

▲圖2 制動活塞回位受力情況

由于導銷滑阻f3為定值,具體數值如表1所示,在對卡滯剎車片的檢測中發現,剎車片的內測磨損較外側磨損更加嚴重,外側剎車片滑阻f2對卡滯現象的影響不大,因此內側剎車片滑阻f1、活塞滑阻f4是有可能導致卡滯的因素;由于卡簧軸向約束導致了摩擦元件的徑向溫差加大,外徑溫升快,內徑溫升慢,并且軸向不同位置摩擦元件的溫度場分布不一致,近卡簧側的摩擦元件更易發生熱翹曲[17-18],又由式(3)可以看出f1由f卡簧決定,因此需對卡簧夾緊力f卡簧進行校核。

表1 卡滯剎車片內外側檢測/mm

由于在設計時矩形密封圈安裝位置接近其上偏差,而密封圈為疲勞消耗件,隨著公里數的增加,矩形密封圈過多擠占矩形槽中密封圈變形空間,因此產生活塞滑阻f4。由于矩形密封圈上下偏差不易在仿真中體現,因此引入活塞回位量Δ1(mm)及其對應的回抱力來反應活塞滑阻f4的大小,如圖2所示。

綜上所述:卡簧夾緊力f卡簧和活塞回位量Δ1是可能導致卡滯的因素。

3 數學模型與仿真模型建立

3.1 卡簧數學模型

F卡簧的大小由卡簧設計參數及安裝尺寸決定:

f卡簧=(L1-L2)×Fy

Fy=(1/C5)×(E×I/r3)

I=b×h3/[12×(1-μ2)]

式中:L1為制動快安裝寬度,mm;L2為卡簧原始寬度,mm;Fy為剛度,N/m;I為截面慣性矩,mm4;E為彈性模量,pa;b為卡簧寬度,mm;h為卡簧厚度,mm;r為卡簧圓弧半徑,mm;C5為卡簧系數,取值0.5。

3.2 仿真模型

為研究活塞回位量Δ1以及其對應的回抱力對制動鉗體工作過程的影響,運用AMEsim中的機械模塊、流體模塊、信號模塊搭建如圖3所示的制動鉗體仿真模型,并對其進行整體性分析,其中保證制動鉗充液壓力6.85 MPa,在穩定后測得活塞回復量Δ1為0.26 mm,如圖4所示。

▲圖3 制動鉗AMEsim整體性模型

▲圖4 制動鉗回位量

運用ansys搭建密封圈、矩形槽、活塞三者的三維模型進行如圖5所示的結構分析,在求解耦合后,測得回抱力大小為162.15 N。

▲圖5 制動鉗ansys密封圈處結構模型

▲圖6 制動鉗回抱力

4 實驗驗證

4.1 卡簧夾緊力驗證

將測量得到的卡簧參數r=1、b=18.5、h=0.4、L1=16.6、L2=15.7帶入式(1)、(2)、(3)中,得出f1=23.6 N,取五組故障鉗體,根據QC/T592制動器綜合臺架試驗要求測試f1大小,其結果如表2所示,結果均符合要求(≤30 N),因此卡簧夾緊力不是造成卡滯現象的原因。

表2 卡簧夾緊力測試

4.2 活塞回復量Δ1以及其對應的回抱力驗證

如圖7所示,搭建制動鉗體實驗平臺,并取3件新件產品,為保證輸入條件與仿真一致且滿足MES—PA—26990B要求,對制動鉗充液至6.85 MPa,測量其活塞回復量和回抱力,結果如圖8、圖9所示。

由圖8、9可以看出新件產品的回抱力為156 N～167 N、對應活塞回位量為0.25 mm～0.28 mm,基本與仿真一致,偏差由加工誤差和密封圈、矩形槽、活塞等柔性結構與剛性結構的接觸誤差,以及在接觸過程中接觸剛度設置誤差所導致,因此仿真模型正確。

▲圖7 制動鉗體測試實驗平臺

▲圖8 新件產品回位量測量值

▲圖9 新件產品回抱力測量值

分別在圖3、5仿真模型中改變矩形密封圈安裝槽的深度,將其設置為48.1 mm、48.26 mm、47.85 mm,得出其回抱力、回位量如圖10、11所示,可知隨著安裝槽深度的增加,回位量、回抱力均得到了提高。

▲圖10 不同矩形密封圈安裝槽的深度對應的回位量

▲圖11 不同矩形密封圈安裝槽的深度對應的回抱力

綜上所述:K00前制動鉗在環境溫度-30 ℃～90 ℃、制動液采用DOT3/DOT4、制動鉗充液壓力6.85 MPa的情況下,同時保證設計時矩形密封圈安裝槽均滿足0.25 mm～0.5 mm回位量的企業標準;但是設計時矩形密封圈安裝尺寸接近其上偏差(φ48±0.175),因此導致回位量接近其標準下差,安全裕度空間不足,在行駛一定里程后超出其安全裕度,發生回抱力降低、活塞回位量下降的現象。

5 改進與優化

為了在保證K00前制動鉗在設計時矩形密封圈安裝槽既滿足0.25 mm～0.5 mm回位量的標準,又能適當增加其安全裕度空間。根據這些條件,將安裝槽深度增加0.15 mm,并將修改的參數帶入圖3所示的AMEsim仿真模型中,測得其回位量如圖12所示,回位量為0.377 mm,滿足0.25 mm～0.5 mm的回位量要求,且有較大的安全裕度。

▲圖12 優化后制動鉗回位量

當回位量增加時,活塞位移所需的充液量也需要增大,有可能影響制動踏板的行程,因此搭建如圖13需液量檢測試驗臺,測試制動鉗需液量,相關測試結果如圖14所示,隨著活塞回位量提升,制動鉗需液量增大,但仍在(輸出壓力0 bar～70 bar,所需充液量≤2.5 ml)的標準范圍之內,因此對制動踏板行程無明顯影響,該方案可行性較高。

▲圖13 需液量檢測試驗臺

▲圖14 需液量改進前后對比

6 結論

本文依據理論分析、仿真模擬、實驗驗證相結合的研究方法,建立了K00前制動鉗的仿真模型,分析了導致K00前制動鉗卡滯的原因,同時給予相對應的優化方案,并驗證優化后具體方案的可行性,具體結論如下:

(1) 建立K00前制動鉗及其連接件的理論模型,理分析表面卡簧夾緊力和活塞回位量是可能導致卡滯的因素;

(2) 運用AMEsim搭建K00前制動鉗整體性模型,運用ansys搭建密封圈、矩形槽、活塞三者的結構模型仿真與實驗結果基本一致,驗證模型的準確性;

(3) 通過實驗計算卡簧結構的夾緊力,驗證了卡簧結果滿足產品需求;通過分析不同參數下仿真數據,分析了導致K00前制動鉗卡滯的原因是由設計時矩形密封圈安裝位置接近其上偏差,導致回位量接近其標準下差,安全裕度空間不足,在行駛一定里程后超出其安全裕度,發生回抱力降低、活塞回位量下降導致的,并給予優化方案,同時驗證了該方案的可行性。