基于ADAMS 的楔式制動(dòng)器摩擦特性研究

羅天洪，張會(huì)莉，羅文軍，尹信賢，賈永清

(1.重慶交通大學(xué)機(jī)電與汽車(chē)工程學(xué)院，重慶 400074;2.重慶大學(xué) 機(jī)械傳動(dòng)國(guó)家重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室，重慶 400030)

基于ADAMS 的楔式制動(dòng)器摩擦特性研究

羅天洪1，張會(huì)莉1，羅文軍2，尹信賢1，賈永清1

(1.重慶交通大學(xué)機(jī)電與汽車(chē)工程學(xué)院，重慶 400074;2.重慶大學(xué) 機(jī)械傳動(dòng)國(guó)家重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室，重慶 400030)

通過(guò)分析重載汽車(chē)楔式制動(dòng)器的基本工作原理，研究了摩擦副摩擦因數(shù)在溫度、相對(duì)滑動(dòng)速度、載荷等因素影響下的變化情況。在三維仿真模型的基礎(chǔ)上，應(yīng)用ADAMS多體動(dòng)力學(xué)分析軟件對(duì)制動(dòng)力矩進(jìn)行了仿真分析，并與試驗(yàn)結(jié)果進(jìn)行對(duì)比，驗(yàn)證了仿真分析的正確性。從而為理論研究楔式制動(dòng)器的摩擦特性提供了依據(jù)。

楔式制動(dòng)器;摩擦因數(shù);制動(dòng)力矩;仿真分析

汽車(chē)的制動(dòng)性能是汽車(chē)的主要性能之一，配置合理、使用性能先進(jìn)的制動(dòng)器，在汽車(chē)快速行駛的同時(shí)，安全性才能得到保證［1］。筆者研究的氣動(dòng)楔式制動(dòng)器是一種用空氣驅(qū)動(dòng)楔形柱塞促動(dòng)的鼓式制動(dòng)器，具有制動(dòng)性能高、結(jié)構(gòu)緊湊、價(jià)格便宜等特點(diǎn)。目前正逐步廣泛應(yīng)用于重載汽車(chē)中。它的結(jié)構(gòu)和工作原理如圖1。

圖1 楔式制動(dòng)器結(jié)構(gòu)Fig.1 The structure diagram of wedged drum brake

該制動(dòng)器屬于雙向增力式制動(dòng)器，其特點(diǎn)是制動(dòng)鼓正向和反向旋轉(zhuǎn)時(shí)均能借助蹄鼓摩擦起自增力作用，它的結(jié)構(gòu)不同于單向自增力式主要是采用雙向擴(kuò)張器4，可向兩蹄同時(shí)施加相等的促動(dòng)力FS。制動(dòng)鼓正向(箭頭所示)旋轉(zhuǎn)時(shí)，前制動(dòng)蹄1為第1蹄，后制動(dòng)蹄3為第2蹄;制動(dòng)鼓反向旋轉(zhuǎn)時(shí)則情況相反。同時(shí)，在制動(dòng)時(shí)，第1蹄只受一個(gè)促動(dòng)力FS，而第2蹄由于增力器2的作用則有2個(gè)促動(dòng)力FS和F'S，且FS＞F'S。因此，這種制動(dòng)器在車(chē)輛前進(jìn)和倒退時(shí)都發(fā)生自增力作用。

制動(dòng)力矩是制動(dòng)器的重要參數(shù)，它必須滿足設(shè)計(jì)規(guī)定的要求，以保證制動(dòng)器具有良好的制動(dòng)效能及可靠性［2］。而制動(dòng)力矩好輸出主要與制動(dòng)輸入力和摩擦副的摩擦因數(shù)有關(guān)，當(dāng)輸入力一定的時(shí)候，摩擦副的摩擦因數(shù)就成了影響制動(dòng)器制動(dòng)性能的關(guān)鍵因素。筆者將研究氣動(dòng)楔式制動(dòng)器摩擦因數(shù)與制動(dòng)力矩的關(guān)系。

1 摩擦副摩擦因數(shù)的影響因素

1.1 溫 度

摩擦本身是一種動(dòng)態(tài)隨機(jī)過(guò)程，因此摩擦因數(shù)不是材料的固有特性，而是材料和多種因素下的綜合特性，在各種影響因素中，摩擦熱及表面溫升對(duì)材料摩擦性能的影響最復(fù)雜，且最關(guān)鍵［3］。在制動(dòng)過(guò)程中，制動(dòng)器摩擦副把汽車(chē)的動(dòng)能轉(zhuǎn)化為熱能，當(dāng)大量的動(dòng)能轉(zhuǎn)化為熱能而又來(lái)不及耗散時(shí)，必然引起熱量的累積和摩擦副表面溫度升高，即產(chǎn)生摩擦熱?，F(xiàn)代摩擦理論指出，摩擦熱對(duì)摩擦副尤其是有機(jī)摩阻材料的摩擦性能有很大的影響［4］。通常，隨著摩擦表面溫度的升高磨損率急劇增加，摩擦因數(shù)會(huì)出現(xiàn)某種規(guī)律的下降，這是由于高溫下摩擦副間表面膜的物化特征(樹(shù)脂黏合劑的軟化與分解)發(fā)生改變所致。

鼓式制動(dòng)器工作時(shí)熱量產(chǎn)生于摩擦片同制動(dòng)鼓內(nèi)表面的摩擦，這部分熱量一部分通過(guò)各種途徑散發(fā)出去，剩余部分在制動(dòng)鼓和摩擦片內(nèi)部積累，使其所含熱量增加，溫度升高。鼓式制動(dòng)器溫升計(jì)算模型可用式(1)［5-6］表示:

可以得出系統(tǒng)的溫度升高值▽T

式中:Ф1為摩擦生熱熱流量;Ф2為輻射換熱熱流量;Ф3為對(duì)流換熱熱流量;Δτ為計(jì)算時(shí)間間隔。

通過(guò)鼓式制動(dòng)器溫升臺(tái)架試驗(yàn)［7］，對(duì)該類(lèi)型制動(dòng)器摩擦因素的溫度特性進(jìn)行了驗(yàn)證。具體的試驗(yàn)工況為模擬重載汽車(chē)以穩(wěn)定車(chē)速30 km/h，在一段坡度為4%坡路上的等速持續(xù)制動(dòng)，制動(dòng)時(shí)間為200 s，環(huán)境溫度為15℃，圓盤(pán)轉(zhuǎn)速為2 000 rad/s。試驗(yàn)得出該楔式制動(dòng)器的摩擦因素與溫度的關(guān)系曲線如圖2。

式中:mi為質(zhì)量;ci為比熱容(i=1為制動(dòng)鼓;i=2為摩擦片);Q1為制動(dòng)器摩擦生熱;Q2為對(duì)流散熱量;Q3為輻射散熱量。

因?yàn)橹苿?dòng)鼓的質(zhì)量和比熱容都遠(yuǎn)遠(yuǎn)大于摩擦片，所以:m1c1＞＞m2c2。故式(2)中的m2c2值可以忽略，并認(rèn)為制動(dòng)器摩擦生熱全部被制動(dòng)鼓吸收，得到鼓式制動(dòng)器溫升計(jì)算公式:

制動(dòng)器的實(shí)際工作過(guò)程中，式(3)中的Q1，Q2，Q3的值受到許多因素的影響，并不能直接求得。故使用熱流量來(lái)輔助計(jì)算，得到單位時(shí)間的溫度變化值計(jì)算公式(4):

圖2 摩擦因素與溫度的關(guān)系曲線Fig.2 The relationship curve between friction factor and temperature

從圖2試驗(yàn)結(jié)果可知，該類(lèi)型制動(dòng)器摩擦副摩擦因素從常溫開(kāi)始，摩擦因素呈上升趨勢(shì);當(dāng)溫度達(dá)到150℃左右之后，摩擦因素又呈下降趨勢(shì)，當(dāng)溫度達(dá)到350～400℃左右，摩擦因素呈大幅下降趨勢(shì)。

1.2 相對(duì)滑動(dòng)速度

一般情況下，滑動(dòng)速度會(huì)引起表層發(fā)熱和溫升，從而改變摩擦副表層的性質(zhì)，因此摩擦因素也會(huì)隨之發(fā)生變化。圖3是克拉蓋爾斯基等得出的試驗(yàn)結(jié)果。當(dāng)載荷極小時(shí)，摩擦因素隨滑動(dòng)速度的增加而上升;而載荷極大時(shí)該曲線呈下降狀態(tài)，如圖3中曲線1和曲線4。而對(duì)于一般彈塑性接觸狀態(tài)的摩擦副，摩擦因素隨滑動(dòng)速度的增加先上升而后下降，載荷越大波峰位置越靠近原點(diǎn)。如圖3中曲線2和曲線3［8］。

圖3 摩擦因素與相對(duì)滑動(dòng)速度之間的關(guān)系曲線Fig.3 The relationship curve between friction factor and relative sliding speed

對(duì)目前普遍采用的鼓式制動(dòng)器而言，摩擦片的摩擦因素隨制動(dòng)鼓轉(zhuǎn)速的變化，不但黏著摩擦隨速度變化，而且整個(gè)系統(tǒng)產(chǎn)生的溫度也發(fā)生變化，進(jìn)而影響摩擦副的微觀接觸形態(tài)，導(dǎo)致摩擦因素相應(yīng)的變化。

1.3 載荷和表面粗糙度

載荷通過(guò)真實(shí)接觸面積的大小和變形狀態(tài)影響摩擦力。常規(guī)方法加工的粗糙表面，摩擦總是發(fā)生在一部分接觸峰值點(diǎn)上。接觸點(diǎn)數(shù)目和各接觸點(diǎn)尺寸將隨著載荷而增加。最初是接觸點(diǎn)尺寸增加，隨后載荷增加主要引起接觸點(diǎn)數(shù)目增加。在一般情況下，金屬表面處于彈塑性接觸狀態(tài)。由于真實(shí)接觸面積與載荷的非線性關(guān)系，使得摩擦系數(shù)隨著載荷的增加而降低。

綜上所述，與普通的氣動(dòng)凸輪驅(qū)動(dòng)式制動(dòng)器相比，氣動(dòng)楔式制動(dòng)器的制動(dòng)效能對(duì)摩擦因數(shù)變化的敏感程度較小，即具有良好的制動(dòng)效能穩(wěn)定性。同時(shí)，制動(dòng)力矩相對(duì)較大，制動(dòng)時(shí)間和制動(dòng)距離也明顯縮短，使得制動(dòng)過(guò)程更加平穩(wěn)，有效的提高了車(chē)輛的行駛制動(dòng)性能，安全更有保障。

2 仿真分析與結(jié)果

考慮到摩擦因數(shù)對(duì)制動(dòng)力矩影響的重要性。隨著摩擦因素的改變，制動(dòng)力矩與之成正比例關(guān)系。因此，對(duì)該楔式制動(dòng)器制動(dòng)力矩的仿真分析時(shí)，取摩擦因素的初始值0.4，具體的仿真分析過(guò)程如下。

2.1 仿真模型的建立

考慮到制動(dòng)器制動(dòng)過(guò)程中摩擦材料的彈性變形對(duì)制動(dòng)器的制動(dòng)力矩的影響較大，而制動(dòng)鼓和制動(dòng)蹄的彈性變形對(duì)制動(dòng)力矩的影響較小，因此在對(duì)制動(dòng)器進(jìn)行建模時(shí)，通常將制動(dòng)鼓和制動(dòng)蹄設(shè)置為不具有彈性變形的剛體，而將摩擦片設(shè)置為具有彈性變形的柔性體，摩擦片與制動(dòng)鼓之間建立非線性的接觸關(guān)系。將在Unigraphics NX中建好的三維建模，先導(dǎo)入ANSYS軟件中。對(duì)摩擦片劃分網(wǎng)格和單元(圖4)，選擇與剛體的連接點(diǎn)為截面點(diǎn)，通過(guò)模態(tài)分析和縮減自由度后，導(dǎo)入MSC.ADAMS成為柔性體零件［9］。整個(gè)裝配體模型如圖5。

對(duì)不同的部件采用不同的材料屬性，具體參數(shù)見(jiàn)表1。仿真工況與試驗(yàn)工況一致。

表1 各部件物性參數(shù)Tab.1 Physical parameters of the components

2.2 邊界條件與分析結(jié)果

主要約束和邊界條件:制動(dòng)鼓繞其軸線等角速度回轉(zhuǎn)。在促動(dòng)力的作用下兩制動(dòng)蹄與制動(dòng)鼓摩擦接觸，同時(shí)，兩制動(dòng)蹄產(chǎn)生與制動(dòng)鼓相同方向的微小轉(zhuǎn)動(dòng)，推桿隨著制動(dòng)蹄的轉(zhuǎn)動(dòng)產(chǎn)生相應(yīng)的水平位移。仿真時(shí)間設(shè)為1 s。促動(dòng)力大小為34 206 N，分析摩擦因數(shù)為0.4時(shí)的制動(dòng)力矩。該制動(dòng)器制動(dòng)力矩仿真分析結(jié)果如圖6和圖7。

由以上動(dòng)力學(xué)仿真分析結(jié)果可以看出:該制動(dòng)器的制動(dòng)力矩前蹄最后穩(wěn)定在11 026 Nm左右，后蹄制動(dòng)力矩大于前蹄，最后穩(wěn)定在12 316 Nm左右。這也驗(yàn)證了増力器的自增力作用。因此該制動(dòng)器的制動(dòng)力矩仿真結(jié)果為23 342 Nm。

按照制動(dòng)器溫升臺(tái)架試驗(yàn)，參照行業(yè)標(biāo)準(zhǔn)QC/T 479—1999《貨車(chē)、客車(chē)制動(dòng)器臺(tái)架試驗(yàn)方法》［7］(部分試驗(yàn)參數(shù)如表2)，采用慣性試驗(yàn)設(shè)備及測(cè)量記錄儀器，調(diào)整制動(dòng)管路壓力，使制動(dòng)減速度達(dá)到0.35 g，從制動(dòng)初速度進(jìn)行制動(dòng)，到終速度為0。每制動(dòng)50次測(cè)量一次輸出制動(dòng)力矩值。最終試驗(yàn)所得出的平均制動(dòng)力矩為21 475 Nm。這與本文在相同仿真條件下，采用的動(dòng)力學(xué)仿真分析結(jié)果的制動(dòng)力矩結(jié)果相比偏差在9%以內(nèi)。由此可知，該仿真分析方法是有效、可行的。

表2 部分試驗(yàn)參數(shù)Tab.2 Part of the test parameters

3 結(jié)語(yǔ)

首先對(duì)氣動(dòng)楔式制動(dòng)器的摩擦因數(shù)做了制動(dòng)器臺(tái)架溫升試驗(yàn)，得到了摩擦因數(shù)隨溫度的變化曲線。其次，利用ADAMS多體動(dòng)力學(xué)分析軟件對(duì)制動(dòng)力矩進(jìn)行了仿真分析，仿真和試驗(yàn)結(jié)果基本吻合。

1)通過(guò)鼓式制動(dòng)器溫升臺(tái)架試驗(yàn)，對(duì)該類(lèi)型制動(dòng)器摩擦因素的溫度特性進(jìn)行了研究;

2)應(yīng)用ADAMS動(dòng)力學(xué)分析軟件建立了制動(dòng)器仿真模型，對(duì)制動(dòng)力矩進(jìn)行了仿真分析。

［1］吳劍增，張炳榮，鄧祖國(guó).汽車(chē)制動(dòng)器相關(guān)參數(shù)關(guān)系初探［J］.客車(chē)技術(shù)與研究，2009，32(6):19-22.

WU Jian-zeng，ZHANG Bing-rong，DENG Zu-guo.Relationship analysis on related parameters of automobile brake［J］.Bus Technology and Research，2009，32(6):19-22.

［2］趙幼平，許可芳.鼓式制動(dòng)器制動(dòng)力矩的計(jì)算研究［J］.汽車(chē)工程，1996，18(6):360-364.

ZHAO You-ping，XU Ke-fang.A study on the calculation of the rriction torque in a drum brake［J］.Automotive Engineering，1996，18(6):360-364.

［3］ 王志剛.制動(dòng)器摩擦熱效應(yīng)分析［J］.潤(rùn)滑與密封，2005(6):164-175.

WANG Zhi-gang.A study on the heat effect of the friction brake［J］.Lubrication Engineering，2005(6):164-175.

［4］ 楊其明.設(shè)備狀態(tài)檢測(cè)與故障診斷技術(shù)［M］.上海:科學(xué)技術(shù)文獻(xiàn)出版社，1991:208-250.

［5］ 米奇克.汽車(chē)動(dòng)力學(xué):B/C卷［M］.2版.陳萌三，譯.北京:人民交通出版社，1994.

［6］袁偉.鼓式制動(dòng)器溫升計(jì)算模型及其應(yīng)用研究［D］.西安:長(zhǎng)安大學(xué)，2003.

［7］ 陳興旺.鼓式制動(dòng)器制動(dòng)溫度場(chǎng)的研究［D］.西安:長(zhǎng)安大學(xué)，2006.

［8］ 黃平.摩擦學(xué)教程［M］.北京:高等教育出社，2008.

［9］寧曉斌，孟彬，王磊.重型汽車(chē)制動(dòng)器虛擬樣機(jī)的建模與應(yīng)用［J］.系統(tǒng)仿真學(xué)報(bào)，2006，18(8):2187-2189.

NING Xiao-bing，MENG Bing，WANG Lei.Virtual prototype solid modeling and application of heavy truck brake［J］.Journal of System Simulation，2006，18(8):2187-2189.

Friction Characteristics of Air Wedged Brake Based on ADAMS

LUO Tian-hong1，ZHANG Hui-li1，LUO Wen-jun2，YIN Xin-xian1，JIA Yong-qing1
(1.School of Mechatronics＆ Automobile Engineering，Chongqing Jiaotong University，Chongqing 400074，China;
2.The State Key Lab of Mechanical Transmission，Chongqing University，Chongqing 400030，China)

Through analysis of basic working principle of wedged brake，change of friction factor under the influence of temperature，relative sliding speed，load and other factors was analyzed.Based on three-dimensional simulation model，simulation of braking torque was carried out by ADAMS dynamics analysis software.Compared with the experimental results，correctness of the simulation analysis was verified，which laid a foundation for the study of wedged brake efficiency.

wedged brake;friction factor;braking torque;simulation analysis

TH117.1

A

1674-0696(2011)03-0461-04

2011-01-06;

2011-03-04

重慶交通大學(xué)科技創(chuàng)新基金項(xiàng)目［2010(上)第2號(hào)］;中央高?；究蒲袠I(yè)務(wù)費(fèi)科研專項(xiàng)基金項(xiàng)目(CDJZR10280006);重慶市“企業(yè)科技特派員”基金項(xiàng)目(CSTC，2009DA0001-B)

羅天洪(1975-)，男，四川樂(lè)至人，教授，博士，主要從事工程機(jī)械設(shè)計(jì)、多領(lǐng)域仿真等方面的研究工作。E-mail:tianhong.luo@163.com。