鉗盤式制動(dòng)器制動(dòng)活塞異型密封性能研究*

(1.山東理工大學(xué)交通與車輛工程學(xué)院 山東淄博 255049； 2.山東理工大學(xué)農(nóng)業(yè)工程與食品科學(xué)學(xué)院 山東淄博 255049)

鉗盤式制動(dòng)器結(jié)構(gòu)主要由摩擦片、制動(dòng)鉗支架、制動(dòng)盤、 制動(dòng)鉗、制動(dòng)活塞 、密封圈等組成[1-2]。制動(dòng)鉗固定在車橋上，制動(dòng)鉗內(nèi)裝有制動(dòng)活塞，制動(dòng)時(shí)駕駛員踩制動(dòng)踏板，制動(dòng)主缸向鉗體中的液壓腔供油，2個(gè)液壓腔是相通的，液壓腔內(nèi)的油壓升高后會(huì)推動(dòng)輪缸活塞將其上的摩擦片壓靠到制動(dòng)盤上，最終產(chǎn)生制動(dòng)[3-4]?；钊谝簤河偷耐苿?dòng)下軸向移動(dòng)，活塞的密封主要是依靠密封圈徑向變形對(duì)活塞產(chǎn)生的壓應(yīng)力來(lái)實(shí)現(xiàn)，壓應(yīng)力為密封圈與制動(dòng)活塞之間提供一定的摩擦力[5]，制動(dòng)活塞上的密封圈的密封效果對(duì)制動(dòng)器的高效工作起著至關(guān)重要的作用。

目前，鉗盤式制動(dòng)器制動(dòng)活塞的密封結(jié)構(gòu)通常采用O形、矩形等標(biāo)準(zhǔn)形密封件。傳統(tǒng)的O形、矩形密封圈形式具有結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、成本低廉以及設(shè)計(jì)結(jié)構(gòu)緊湊和容易安裝等優(yōu)點(diǎn)而被廣泛使用。由于制動(dòng)活塞處于高溫、變壓力、振動(dòng)等時(shí)變復(fù)雜工況下，O形密封圈與制動(dòng)鉗溝槽以及活塞的接觸處容易發(fā)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(dǎo)致密封圈彈性不足，磨損泄漏，使得制動(dòng)效能降低甚至制動(dòng)失效，影響行駛安全。針對(duì)傳統(tǒng)的標(biāo)準(zhǔn)密封圈存在的問(wèn)題，異型密封圈被設(shè)計(jì)出來(lái)并廣泛地應(yīng)用于工程中[6-8]，工程實(shí)踐證明異型密封圈的密封效果明顯優(yōu)于傳統(tǒng)的標(biāo)準(zhǔn)密封件，且異型密封圈具有更長(zhǎng)的使用壽命。常見(jiàn)的異型密封結(jié)構(gòu)有梅花形密封圈、Y形密封圈及月形密封圈等。本文作者設(shè)計(jì)了鉗盤式制動(dòng)活塞用的梅花型異型密封圈(如圖1所示)，同時(shí)在梅花形密封圈與制動(dòng)活塞和制動(dòng)鉗活塞溝槽接觸處設(shè)計(jì)了4個(gè)密封接觸平面，以實(shí)現(xiàn)良好的自密封功能；另外在4個(gè)密封接觸平面上設(shè)計(jì)了凹槽以便存儲(chǔ)潤(rùn)滑油從而提高異型密封圈的潤(rùn)滑能力，減少往復(fù)運(yùn)動(dòng)過(guò)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(dòng)器在制動(dòng)過(guò)程中，梅花形密封圈與制動(dòng)活塞間隙之間存在的油膜層可以在制動(dòng)活塞往復(fù)運(yùn)動(dòng)過(guò)程中起到良好的潤(rùn)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(huì)受到制動(dòng)活塞的速度、制動(dòng)液的溫度、進(jìn)出口壓差變化等因素影響。這些因素對(duì)標(biāo)準(zhǔn)型密封圈密封泄漏的影響很少學(xué)者做過(guò)專門研究。本文作者根據(jù)流體動(dòng)力學(xué)中的彈性流體動(dòng)壓模型得到制動(dòng)液油膜的準(zhǔn)一維流動(dòng)的雷諾方程，通過(guò)有限元方法計(jì)算并提取密封接觸面上油膜的最大壓力梯度并計(jì)算制動(dòng)活塞往復(fù)運(yùn)動(dòng)過(guò)程的油膜厚度和泄漏量；研究分析不同摩擦因數(shù)、制動(dòng)液壓力、壓縮量對(duì)標(biāo)準(zhǔn)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(guī)律。

1 制動(dòng)活塞密封泄漏量的計(jì)算

密封圈密封失效會(huì)導(dǎo)致制動(dòng)失效，而泄漏量是驗(yàn)證密封圈密封性能的重要指標(biāo)之一。隨制動(dòng)活塞往復(fù)運(yùn)動(dòng)進(jìn)入到密封間隙中的制動(dòng)液量的大小影響著密封圈的密封作用和潤(rùn)滑狀態(tài)，同時(shí)在每次往復(fù)運(yùn)動(dòng)的起點(diǎn)和終點(diǎn)結(jié)束時(shí)油膜的厚度改變也會(huì)導(dǎo)致密封作用和潤(rùn)滑狀態(tài)的改變。

1.1 油膜厚度計(jì)算模型

制動(dòng)活塞運(yùn)動(dòng)時(shí)密封界面油膜壓力和流速分布如圖2所示。

圖2 制動(dòng)活塞運(yùn)動(dòng)時(shí)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(dòng)活塞完成制動(dòng)功能的過(guò)程如圖2(a)所示，密封圈可以從制動(dòng)活塞的表面刮除大量的制動(dòng)液，但總有一層很薄的油膜粘附在制動(dòng)活塞表面，隨制動(dòng)活塞的運(yùn)動(dòng)而進(jìn)入到密封圈、制動(dòng)活塞和制動(dòng)鉗之間的密封界面中。如圖2(b)所示，當(dāng)制動(dòng)力消失，制動(dòng)活塞完成制動(dòng)任務(wù)回到原來(lái)位置，粘附在制動(dòng)活塞上的油膜又隨著制動(dòng)活塞回到制動(dòng)鉗的活塞套筒中。制動(dòng)活塞密封圈的凈泄漏量可以表示為制動(dòng)活塞在完成往復(fù)運(yùn)動(dòng)的一個(gè)循環(huán)過(guò)程中實(shí)際泄漏量的差值。

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

1.1.1 制動(dòng)活塞制動(dòng)過(guò)程的油膜厚度

(1)

式中：μ為間隙中液壓油的動(dòng)力黏度，μ=0.061 25 Pa·s。

(2)

(3)

根據(jù)式(3)可得點(diǎn)A處的油膜厚度為

(4)

將點(diǎn)A的油膜厚度表達(dá)式代入式(1)得到最在大壓力處的油膜厚度：

(5)

(6)

假設(shè)活塞直徑為d，制動(dòng)活塞在制動(dòng)過(guò)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(dòng)活塞回程過(guò)程的油膜厚度

制動(dòng)活塞在卸荷的過(guò)程中，分析方法和活塞制動(dòng)過(guò)程相類似，當(dāng)制動(dòng)活塞以速度ui返回時(shí)，油膜最大壓力梯度處的油膜厚度為

(8)

(9)

對(duì)于活塞行程為H的情況下，每次制動(dòng)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(jì)算

根據(jù)前面推導(dǎo)的油膜計(jì)算模型，由密封接觸面上油膜厚度可以計(jì)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(jì)算公式可以得到密封接觸面上的最大壓力梯度，進(jìn)而可求得制動(dòng)活塞在制動(dòng)過(guò)程中和制動(dòng)消失后的油膜厚度。與標(biāo)準(zhǔn)制動(dòng)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(huì)出現(xiàn)2個(gè)波峰峰值，2個(gè)波峰的峰值決定了通過(guò)密封接觸面的油膜厚度[14-15]。

假設(shè)制動(dòng)活塞往復(fù)運(yùn)動(dòng)速度為0.5 m/s、密封接觸面的摩擦因數(shù)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(dòng)活塞往復(fù)運(yùn)動(dòng)時(shí)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(dòng)過(guò)程和制動(dòng)結(jié)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(dòng)活塞在制動(dòng)過(guò)程和制動(dòng)結(jié)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(jì)算每一往復(fù)運(yùn)動(dòng)過(guò)程中的凈泄漏量，計(jì)算結(jié)果如表2所示。泄漏量為負(fù)值時(shí)表示制動(dòng)活塞密封圈在此條件下不會(huì)發(fā)生泄漏，即密封性能良好。

表2 制動(dòng)活塞往復(fù)運(yùn)動(dòng)時(shí)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(dòng)密封界面油膜厚度及泄漏量分析

2.1 流場(chǎng)計(jì)算模型及仿真計(jì)算

利用FLUENT軟件平臺(tái)對(duì)密封間隙處油膜的泄漏量進(jìn)行仿真計(jì)算，以分析制動(dòng)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(dòng)活塞密封形式為環(huán)形間隙結(jié)構(gòu)，因此建模時(shí)采用環(huán)形間隙流場(chǎng)。

2.1.1 邊界條件設(shè)置

設(shè)流場(chǎng)的入口壓力為8 MPa，出口壓力為0，間隙中制動(dòng)液的流動(dòng)模型為層流模型。為避免出現(xiàn)連續(xù)性殘差過(guò)大現(xiàn)象，將模型的連續(xù)性殘差精度單獨(dú)調(diào)大[6]，設(shè)置為0.01，其他殘差精度均設(shè)置為0.01。為了完成整個(gè)收斂過(guò)程，模型最終經(jīng)過(guò)300步迭代達(dá)到所設(shè)置的殘差精度。

2.1.2 仿真計(jì)算

當(dāng)制動(dòng)活塞的運(yùn)動(dòng)速度為0.5 m/s，制動(dòng)液的壓力為8 MPa，壓縮量為0.35 mm時(shí)，流場(chǎng)的壓力和速度分布圖分別如圖3和圖4所示。

圖3 流場(chǎng)壓力分布圖Fig 3 Pressure distribution of flow field

圖4 流場(chǎng)速度分布圖Fig 4 Velocity distribution of flow field

由圖3可知，制動(dòng)液在流經(jīng)制動(dòng)活塞和制動(dòng)鉗的密封間隙過(guò)程中，壓力是逐漸減小的，尤其當(dāng)制動(dòng)液經(jīng)過(guò)梅花形密封圈時(shí)壓力下降得較快，這是因?yàn)橹苿?dòng)活塞梅花形密封圈有使制動(dòng)液能量消散的作用，使得制動(dòng)液的壓力能被釋放。油膜的壓力在下降的過(guò)程中會(huì)出現(xiàn)一個(gè)個(gè)小臺(tái)階，這是因?yàn)橹苿?dòng)液遇到活塞上的凹槽之后壓力會(huì)損失一部分。由圖4中制動(dòng)液的流動(dòng)方向可以看出，制動(dòng)液是沿著軸向方向從頂部的高壓區(qū)流向底部的低壓區(qū)，圖3中的壓力云圖也反映了這個(gè)狀態(tài)。

2.2 計(jì)算結(jié)果及分析

2.2.1 摩擦因數(shù)的影響

當(dāng)預(yù)壓縮量為0.35 mm，活塞的運(yùn)動(dòng)速度為0.5 m/s，介質(zhì)壓力為8 MPa時(shí)，摩擦因數(shù)分別為0.05、0.1、0.15、0.2、0.25、0.3的條件下，制動(dòng)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(dòng)活塞在不同摩擦因數(shù)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(dòng)過(guò)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(shù)的增大而增大，這是因?yàn)槊芊饨佑|面上油膜間的橫向剪切應(yīng)力隨著摩擦因數(shù)的增大而增大，從而影響了油膜的厚度。在整個(gè)制動(dòng)過(guò)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(shuō)明了制動(dòng)活塞的異型密封結(jié)構(gòu)有更好的潤(rùn)滑性能，相對(duì)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(jié)構(gòu)。

圖6所示為制動(dòng)活塞梅花形密封圈和O形密封圈在不同的摩擦因數(shù)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(shù)的增大而呈下降的趨勢(shì)，在制動(dòng)活塞往復(fù)運(yùn)動(dòng)的過(guò)程中， O形密封圈的泄漏量大于梅花形密封圈的泄漏量。當(dāng)摩擦因數(shù)小于0.2時(shí)，梅花形密封圈的凈泄漏量隨著摩擦因數(shù)的增大變化不明顯，當(dāng)摩擦因數(shù)大于0.2時(shí)，凈泄漏量隨著摩擦因數(shù)的增大開(kāi)始急劇下降。

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

2.2.2 制動(dòng)壓力的影響

制動(dòng)活塞梅花形密封圈和O形密封圈的油膜厚度隨制動(dòng)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(dòng)壓力的增大都呈現(xiàn)減小的趨勢(shì)，當(dāng)制動(dòng)壓力大于5 MPa時(shí)，梅花形密封圈的油膜厚度開(kāi)始大于O形密封圈的油膜厚度，說(shuō)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(huì)加速密封圈的磨損量，從而減小了密封圈的使用壽命同時(shí)降低了密封效果。在制動(dòng)壓力小于8 MPa時(shí)，梅花形密封圈的油膜厚度隨制動(dòng)液壓力的增大而線性減??；當(dāng)制動(dòng)壓力大于8 MPa時(shí)，油膜厚度隨著制動(dòng)液壓力的增大幾乎不再變化，這說(shuō)明梅花形密封圈在高壓的制動(dòng)條件下，密封圈的磨損隨著壓力變化不明顯。

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

制動(dòng)活塞梅花形密封圈和O形密封圈的泄漏量隨制動(dòng)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(dòng)液壓力的增大而增大，在低壓時(shí)O形密封圈和梅花形密封圈的防泄漏能力相差不大；當(dāng)制動(dòng)液壓力大于6 MPa時(shí)，O形密封圈的泄漏量開(kāi)始明顯大于梅花形密封圈的泄漏量，說(shuō)明在高壓的情況下，制動(dòng)活塞的異型密封結(jié)構(gòu)梅花形密封圈比傳統(tǒng)的O形密封圈有更好的密封性能。

圖8 制動(dòng)活塞在不同制動(dòng)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(dāng)壓縮量分別為0.3、0.4、0.5、0.6、0.7、0.8 mm時(shí)，梅花形密封圈和O形密封圈在制動(dòng)活塞往復(fù)運(yùn)動(dòng)時(shí)密封接觸面上的油膜厚度以及制動(dòng)活塞每一運(yùn)動(dòng)過(guò)程中的泄漏量的變化情況如圖9、10所示。

圖9 制動(dòng)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(dòng)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(yīng)力增大，從而使得油膜變薄，摩擦力減?。幻坊ㄐ蚊芊馊Φ挠湍ず穸认鄬?duì)于O形密封圈變化過(guò)程比較緩慢，降低了對(duì)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?yàn)槊芊馊Φ膲嚎s量增大，動(dòng)摩擦力也會(huì)隨之增大，在密封接觸面處制動(dòng)液的溫度升高，使得制動(dòng)液黏度下降，油膜會(huì)因?yàn)橹苿?dòng)液黏度的下降而變薄，減小了泄漏量；當(dāng)壓縮量過(guò)大時(shí)，梅花形密封圈的泄漏量小于O形密封圈的泄漏量，這說(shuō)明在壓縮量較大的情況下，制動(dòng)活塞梅花形密封圈的防泄漏能力大于傳統(tǒng)的標(biāo)準(zhǔn)密封結(jié)構(gòu)O形密封圈。

3 結(jié)論

(1)根據(jù)準(zhǔn)一維流動(dòng)雷諾方程，在分析鉗盤式制動(dòng)活塞異型密封梅花形密封圈往復(fù)運(yùn)動(dòng)過(guò)程中的接觸壓力分布情況下，建立了密封界面的流體動(dòng)力學(xué)的彈性流體動(dòng)壓模型，分別給出了制動(dòng)活塞在往復(fù)運(yùn)動(dòng)過(guò)程中密封接觸面上油膜的厚度以及制動(dòng)液泄漏量大小的計(jì)算方法。

(2)相對(duì)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(rùn)滑性能，泄漏量??；高壓情況下，梅花型密封的防磨損及泄漏量均優(yōu)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(duì)于O形密封圈變化過(guò)程比較緩慢，降低了對(duì)密封圈的磨損；在壓縮量較大的情況下，制動(dòng)活塞梅花形密封圈的防泄漏能力大于傳統(tǒng)的標(biāo)準(zhǔn)密封結(jié)構(gòu)O形密封圈。

(3)在鉗盤式制動(dòng)器制動(dòng)活塞中采用異型密封其綜合性能優(yōu)于標(biāo)準(zhǔn)型O形密封，可減少泄漏，降低密封圈的磨損。