新型齒形帶式制動(dòng)器制動(dòng)特性研究

馬彪，王赫，鄭長(zhǎng)松，陽仁奇，朱禮安

（1. 北京理工大學(xué) 機(jī)械與車輛學(xué)院，北京 100081；2. 陸軍裝備部駐湘潭地區(qū)軍事代表室，湖南，湘潭 411100；3. 江麓機(jī)電集團(tuán)有限公司，湖南 ，湘潭 411100）

行星變速器一般通過接合或制動(dòng)被制動(dòng)件來改變傳動(dòng)比[1]，這一換擋制動(dòng)任務(wù)通常由徑向布置的摩擦片式制動(dòng)器或帶式制動(dòng)器來完成. 上述制動(dòng)器依靠固定端與主動(dòng)端間摩擦產(chǎn)生的摩擦轉(zhuǎn)矩進(jìn)行制動(dòng)[2]，為保證制動(dòng)效能的穩(wěn)定可靠，需在摩擦副間施加足夠大的正向壓力，而該動(dòng)作主要依靠液壓執(zhí)行機(jī)構(gòu)實(shí)現(xiàn)[3]. 液壓執(zhí)行裝置結(jié)構(gòu)復(fù)雜，包含大量液壓元件，必然導(dǎo)致傳動(dòng)系統(tǒng)質(zhì)量、體積增加. 另外，制動(dòng)器在長(zhǎng)期工作過程中容易造成摩擦元件燒蝕、變形[45]，導(dǎo)致工作品質(zhì)不穩(wěn)定，甚至喪失制動(dòng)效能[6].

國(guó)內(nèi)外相關(guān)學(xué)者對(duì)行星變速機(jī)構(gòu)換擋裝置進(jìn)行了大量研究，并取得了一定成果. 鄒淵等[7]針對(duì)履帶車輛雙側(cè)電機(jī)驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)的動(dòng)力需求，以最高車速與最大爬坡度為設(shè)計(jì)約束,進(jìn)行了兩擋變速器的傳動(dòng)比匹配設(shè)計(jì)，達(dá)到了車輛性能指標(biāo). SHIN 等[8]研究了辛普森式兩擋變速器的結(jié)構(gòu)強(qiáng)度與工作效率，通過臺(tái)架試驗(yàn)得出該機(jī)構(gòu)具有可靠的工作性能的結(jié)論.MIR 等[9]針對(duì)應(yīng)用雙聯(lián)行星齒輪組的兩擋電動(dòng)車輛，進(jìn)行動(dòng)力學(xué)建模、仿真與控制策略制定，驗(yàn)證得到該變速器具有平滑的換擋性能.李亞熙等[10]開發(fā)了一種齒形換擋帶式制動(dòng)器，研究其接合特性和應(yīng)用于電驅(qū)動(dòng)履帶車輛上的換擋性能. 該方案依靠制動(dòng)鼓與制動(dòng)帶齒的嚙合碰撞來產(chǎn)生制動(dòng)力矩，相比于摩擦片式制動(dòng)器，采用小功率電機(jī)驅(qū)動(dòng)，取消了龐雜的液壓裝置，進(jìn)一步提升傳動(dòng)效率，具有結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、便于安裝的特點(diǎn)，有一定的應(yīng)用潛力，結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)圖如圖1所示.

圖1 單活動(dòng)端齒形換擋帶式制動(dòng)器結(jié)構(gòu)示意圖Fig. 1 Diagram of single movable end tooth band brake

該方案由于制動(dòng)帶采用單活動(dòng)端，在接合過程中容易出現(xiàn)只有單齒嚙合碰撞的現(xiàn)象，導(dǎo)致局部應(yīng)力過大，沖擊和振動(dòng)較為明顯，因此只能完成低轉(zhuǎn)速下的制動(dòng)，制約其使用性能. 基于該裝置相關(guān)結(jié)構(gòu)，本文提出了一種制動(dòng)齒浮動(dòng)的新型齒形帶式制動(dòng)器，闡述該裝置結(jié)構(gòu)與工作原理，建立數(shù)學(xué)模型研究其制動(dòng)過程中各階段的工作特性，同時(shí)搭建試驗(yàn)臺(tái)架進(jìn)行原理樣機(jī)驗(yàn)證.

1 結(jié)構(gòu)與工作原理

新型齒形帶式制動(dòng)器具體結(jié)構(gòu)見圖2. 該方案采用雙側(cè)制動(dòng)帶，每側(cè)制動(dòng)帶均有上下兩個(gè)活動(dòng)端. 制動(dòng)時(shí)由位于頂端的執(zhí)行電機(jī)帶動(dòng)制動(dòng)帶在撥叉軸上向制動(dòng)鼓中心剛性平移. 制動(dòng)帶中部開槽，螺栓穿過制動(dòng)帶并連接制動(dòng)內(nèi)齒與制動(dòng)外齒. 制動(dòng)齒可沿制動(dòng)帶周向浮動(dòng)，兩側(cè)設(shè)置螺旋彈簧約束制動(dòng)齒位置.在制動(dòng)器工作過程中，當(dāng)制動(dòng)鼓齒側(cè)與制動(dòng)內(nèi)齒的齒側(cè)嚙合時(shí)，制動(dòng)鼓將帶動(dòng)制動(dòng)內(nèi)齒一同旋轉(zhuǎn)，這時(shí)螺栓預(yù)緊力產(chǎn)生的摩擦力矩與螺旋彈簧產(chǎn)生的彈性力矩將阻礙制動(dòng)鼓轉(zhuǎn)動(dòng)，使得制動(dòng)鼓轉(zhuǎn)速下降. 當(dāng)彈簧壓縮量最大時(shí)，制動(dòng)鼓與制動(dòng)帶碰撞，轉(zhuǎn)速迅速降至為0，完成一次制動(dòng)過程.

圖2 新型齒形帶式制動(dòng)器結(jié)構(gòu)圖Fig. 2 Structure diagram of new tooth band brake

該方案相比圖1 所示方案，制動(dòng)帶能夠?qū)崿F(xiàn)同心收縮，雙活動(dòng)端的平移距離也更小，使得制動(dòng)時(shí)間縮短. 同時(shí)在制動(dòng)器制動(dòng)過程中，由于各齒位置浮動(dòng)，能夠在制動(dòng)時(shí)各齒均與制動(dòng)鼓齒嚙合，彈性與摩擦阻尼元件起到有效吸收和緩沖制動(dòng)鼓能量的作用，極大地減小了碰撞沖擊力矩，提高了制動(dòng)轉(zhuǎn)速范圍和工作可靠性.

齒形帶式制動(dòng)器的工作過程如圖3 所示. 因其制動(dòng)帶上4 個(gè)齒工作狀態(tài)相似，可選取其中一齒進(jìn)行分析. 開始換擋時(shí)，制動(dòng)器首先進(jìn)入如圖3(a)所示的間隙消除階段，制動(dòng)帶向靠近制動(dòng)鼓的方向移動(dòng)，制動(dòng)齒徑向收縮. 在這一階段制動(dòng)帶與制動(dòng)鼓的間隙逐漸消除，直到制動(dòng)齒與制動(dòng)鼓發(fā)生接觸.

滑摩階段可分為圖3(b)的齒頂滑摩階段與圖3(c)的齒底滑摩階段，在間隙消除階段結(jié)束時(shí)，若制動(dòng)帶齒頂剛好與制動(dòng)鼓齒頂面接觸，為齒頂滑摩，若制動(dòng)帶已運(yùn)動(dòng)至行程末端，處于完全閉合狀態(tài)，且制動(dòng)鼓齒未與制動(dòng)帶齒嚙合，則為齒底滑摩. 經(jīng)滑摩后，制動(dòng)帶齒側(cè)開始與制動(dòng)鼓齒側(cè)嚙合，即進(jìn)入圖3(d)所示的嚙合階段. 該階段制動(dòng)鼓將帶動(dòng)制動(dòng)帶上各齒一同移動(dòng)，并在彈簧和摩擦力作用下轉(zhuǎn)速不斷衰減. 圖3(e)為碰撞階段，當(dāng)彈簧壓縮量達(dá)至最大時(shí)制動(dòng)鼓將與制動(dòng)帶碰撞，從而使制動(dòng)鼓轉(zhuǎn)速迅速降為0，完成整個(gè)換擋制動(dòng)過程.

圖3 齒形帶式制動(dòng)器工作原理圖Fig. 3 Working principle diagram of tooth band brake

在工作過程中，制動(dòng)器結(jié)構(gòu)參數(shù)如制動(dòng)齒高度、彈簧剛度與螺栓預(yù)緊力等直接影響到制動(dòng)器工作時(shí)間的長(zhǎng)短和工作性能的優(yōu)劣，且制動(dòng)器工作參數(shù)如制動(dòng)鼓轉(zhuǎn)速影響著嚙合與碰撞沖擊力矩的大小，進(jìn)而影響到制動(dòng)器工作可靠性和使用壽命，因此有必要分析齒形帶式制動(dòng)器工作特性，為后續(xù)的結(jié)構(gòu)優(yōu)化和工程應(yīng)用提供理論基礎(chǔ)與技術(shù)支撐.

2 制動(dòng)過程建模分析

為方便制動(dòng)過程分析，做以下假設(shè)：①制動(dòng)帶水平移動(dòng)，上下兩端位移相同；②制動(dòng)齒在嚙合前位于初始安裝位置；③除彈簧外各部件均為剛體，產(chǎn)生的形變忽略不計(jì).

2.1 間隙消除階段

2.2 滑摩階段

兩種工況并非對(duì)立，即便發(fā)生過齒頂滑摩，只要制動(dòng)帶在完全閉合前制動(dòng)齒沒有嚙合，就有可能發(fā)生齒底滑摩. 在滑摩階段制動(dòng)帶對(duì)制動(dòng)鼓施加的正壓力將產(chǎn)生摩擦力并阻礙制動(dòng)鼓轉(zhuǎn)動(dòng)，將壓力和摩擦力等效到制動(dòng)齒接觸面的中點(diǎn)，齒底滑摩階段受力分析如圖3(c)所示.

制動(dòng)鼓受到的作用力F可分解為對(duì)制動(dòng)鼓徑向的正壓力Fp和與制動(dòng)鼓旋轉(zhuǎn)速度相反的切向力Ft，根據(jù)假設(shè)，制動(dòng)齒上下對(duì)稱，因此同一條制動(dòng)帶對(duì)制動(dòng)鼓的切向分力相互抵消，阻礙制動(dòng)鼓旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)的力僅有摩擦力

2.3 嚙合階段

嚙合階段中，制動(dòng)鼓的運(yùn)動(dòng)可視為單自由度系統(tǒng)的摩擦阻尼扭轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng). 在該扭振系統(tǒng)中，摩擦力矩為常數(shù)，該階段的運(yùn)動(dòng)微分方程為

2.4 碰撞階段

可使用沖量動(dòng)量法對(duì)碰撞過程進(jìn)行分析，制動(dòng)鼓對(duì)制動(dòng)器的沖擊力矩TI滿足如下關(guān)系式：

綜上制動(dòng)過程可表示為圖4. 由于制動(dòng)過程中制動(dòng)鼓與制動(dòng)帶位置的不確定性，制動(dòng)過程較為復(fù)雜，各階段并非順序遞進(jìn)關(guān)系，這也使得制動(dòng)過程存在一定隨機(jī)性. 為保證結(jié)果的可預(yù)測(cè)性，在仿真過程中選取單一工況，以描述完整的制動(dòng)過程.

圖4 齒形帶式制動(dòng)器制動(dòng)過程Fig. 4 Braking process of tooth band brake

3 制動(dòng)過程仿真分析

為保證制動(dòng)鼓在碰撞階段的沖擊盡可能小，理想制動(dòng)過程應(yīng)包含齒頂滑摩階段和齒底滑摩階段，并在嚙合過程中處于全齒嚙合狀態(tài). 實(shí)車中可添加制動(dòng)鼓位置傳感器以便控制制動(dòng)過程. 當(dāng)傳感器監(jiān)測(cè)到制動(dòng)器處于特定位置時(shí)TCU 控制器再允許執(zhí)行機(jī)構(gòu)動(dòng)作，進(jìn)行換擋操作，從而保證制動(dòng)器能平穩(wěn)可靠地運(yùn)行. 下文針對(duì)理想制動(dòng)過程進(jìn)行仿真分析，仿真參數(shù)如表1 所示.

表1 制動(dòng)器仿真參數(shù)Tab. 1 Brake simulation parameters

由式 (28) 得到的制動(dòng)鼓初始轉(zhuǎn)速應(yīng)不低于50 r/min，同時(shí)制動(dòng)鼓最大轉(zhuǎn)速不應(yīng)超過123 r/min[12].制動(dòng)鼓初始轉(zhuǎn)速由電機(jī)調(diào)速?zèng)Q定，考慮到電機(jī)調(diào)速誤差，選取制動(dòng)鼓初始轉(zhuǎn)速分別為60 r/min、80 r/min和100 r/min 進(jìn)行仿真比較，結(jié)果如圖5 所示.

如圖5 所示，當(dāng)制動(dòng)鼓初始轉(zhuǎn)速越高，制動(dòng)鼓轉(zhuǎn)角越大，且制動(dòng)時(shí)間也越短. 由于間隙消除階段時(shí)間相同，故制動(dòng)鼓轉(zhuǎn)速越大轉(zhuǎn)角就越大. 而在滑摩階段與嚙合階段制動(dòng)鼓轉(zhuǎn)角相同，故轉(zhuǎn)速越大換擋時(shí)間也越短.

圖5(b)示出了制動(dòng)鼓初始轉(zhuǎn)速為60 r/min 時(shí)對(duì)應(yīng)的制動(dòng)過程4 個(gè)階段，且后一階段相比前一階段其轉(zhuǎn)速下降速度明顯加快. 其中間隙消除階段用時(shí)最長(zhǎng)，但制動(dòng)鼓轉(zhuǎn)速變化較慢，滑摩階段次之，而嚙合階段雖時(shí)間較短，但轉(zhuǎn)速下降明顯，可有效減小碰撞階段對(duì)制動(dòng)器造成的過大沖擊力矩，驗(yàn)證了在嚙合階段添加彈性阻尼元件的有效性和必需性.

圖5 制動(dòng)特性Fig. 5 Braking characteristics

取制動(dòng)鼓轉(zhuǎn)動(dòng)方向?yàn)檎较颍手苿?dòng)力矩均為負(fù)值. 在其變化曲線中，尖峰值反映了碰撞階段中的制沖擊力矩大小，沖擊力矩過大會(huì)影響制動(dòng)器工作可靠性，甚至使制動(dòng)機(jī)構(gòu)直接失效. 相對(duì)而言，嚙合階段的制動(dòng)力矩稍小一些，但由于該階段時(shí)間較長(zhǎng)，已使制動(dòng)鼓轉(zhuǎn)速有了明顯的下降. 而間隙消除階段與滑摩階段的制動(dòng)力矩更小，對(duì)制動(dòng)鼓轉(zhuǎn)速衰減作用有限. 沖擊力矩主要與碰撞時(shí)刻制動(dòng)鼓的轉(zhuǎn)速有關(guān)，表2 列出了碰撞時(shí)不同轉(zhuǎn)速對(duì)應(yīng)的沖擊力矩.

表2 不同轉(zhuǎn)速對(duì)應(yīng)的沖擊力矩Tab. 2 Impact torque corresponding to different speeds

如表2 所示，制動(dòng)鼓初始角速度越小，彈性阻尼元件吸收制動(dòng)鼓動(dòng)能的效果越好，碰撞角速度越低，沖擊轉(zhuǎn)矩也越小，且初始角速度對(duì)沖擊轉(zhuǎn)矩影響效果十分明顯，因此對(duì)電機(jī)調(diào)速也提出了更高要求. 若要使制動(dòng)器獲得可靠穩(wěn)定的制動(dòng)性能，應(yīng)盡量減少?zèng)_擊轉(zhuǎn)矩，故保持電機(jī)調(diào)速后制動(dòng)鼓在制動(dòng)時(shí)刻的初始轉(zhuǎn)速為50 ～60 r/min 時(shí)的工作條件最為理想.

4 制動(dòng)器臺(tái)架試驗(yàn)

為探究新型齒形帶式制動(dòng)器實(shí)用可行性，需搭建制動(dòng)器臺(tái)架進(jìn)行原理及工作性能驗(yàn)證. 制動(dòng)器試驗(yàn)臺(tái)架方案及實(shí)物圖如圖6 所示. 為避免制動(dòng)鼓制動(dòng)后電機(jī)處于持續(xù)堵轉(zhuǎn)工況，添加離合器包箱使得制動(dòng)后離合器主被動(dòng)端處于滑摩工況，起到對(duì)主動(dòng)電機(jī)過載保護(hù)的作用.

圖6 試驗(yàn)方案及臺(tái)架Fig. 6 Test plan and bench

試驗(yàn)過程中，使用205 kW 主動(dòng)電機(jī)將制動(dòng)鼓加速至預(yù)定轉(zhuǎn)速，隨后控制執(zhí)行電機(jī)使得制動(dòng)帶閉合，將制動(dòng)鼓完全制動(dòng)后停止主動(dòng)電機(jī)，同時(shí)記錄位于離合器輸出端的轉(zhuǎn)速轉(zhuǎn)矩試驗(yàn)數(shù)據(jù). 為比較試驗(yàn)與仿真結(jié)果，提取處理后的60 r/min、80 r/min 和100 r/min的制動(dòng)試驗(yàn)轉(zhuǎn)速、轉(zhuǎn)矩?cái)?shù)據(jù)分別如圖7 和圖8 所示，每組試驗(yàn)包含了三次試驗(yàn)數(shù)據(jù).

由于實(shí)際試驗(yàn)的制動(dòng)器結(jié)構(gòu)參數(shù)及臺(tái)架轉(zhuǎn)動(dòng)慣量與仿真參數(shù)存在一定差別，每次試驗(yàn)的制動(dòng)帶與制動(dòng)鼓相對(duì)位置也不盡相同，同時(shí)受限于傳感器測(cè)量誤差和電機(jī)控制精度，最終導(dǎo)致每次試驗(yàn)結(jié)果均有一定區(qū)別. 由圖7 得到，制動(dòng)器實(shí)際制動(dòng)時(shí)間在0.4～0.6 s 內(nèi)，相較仿真結(jié)果，制動(dòng)時(shí)間延長(zhǎng)29.7%，下降趨勢(shì)則與仿真接近. 隨著制動(dòng)鼓轉(zhuǎn)速的升高，制動(dòng)時(shí)間有所減少，這符合理論結(jié)果. 經(jīng)碰撞階段后，制動(dòng)鼓轉(zhuǎn)速迅速下降至0，且在100 r/min 的高轉(zhuǎn)速下依然可以有效制動(dòng).

圖7 制動(dòng)鼓轉(zhuǎn)速特性Fig. 7 Brake drum speed characteristics

圖8 制動(dòng)力矩特性Fig. 8 Braking torque characteristics

試驗(yàn)測(cè)得的制動(dòng)力矩波動(dòng)較大，且由于存在臺(tái)架摩擦力矩，制動(dòng)初始時(shí)刻轉(zhuǎn)矩不為0. 隨著制動(dòng)帶的接合，制動(dòng)力矩逐漸增大，在制動(dòng)結(jié)束時(shí)刻制動(dòng)力矩并未降至為零，此時(shí)的測(cè)量力矩可視為離合器的滑摩轉(zhuǎn)矩. 制動(dòng)鼓初始轉(zhuǎn)速越高，制動(dòng)力矩最大值也隨之越大，但相比理論計(jì)算結(jié)果而言減小了86.6%，可能是由于試驗(yàn)臺(tái)阻尼偏大，且彈簧不僅出現(xiàn)了軸向壓縮，還存在一定程度的徑向彎曲，在碰撞過程中起到額外的緩沖作用，因此導(dǎo)致制動(dòng)力矩偏小.

文獻(xiàn)[12]中樣機(jī)尺寸與本方案相當(dāng)，但由于采用制動(dòng)齒固連式結(jié)構(gòu)方案，當(dāng)制動(dòng)鼓初始轉(zhuǎn)速僅為20 r/min 時(shí)產(chǎn)生的沖擊力矩已達(dá)640 N·m，本方案在制動(dòng)鼓100 r/min 時(shí)的沖擊力矩僅有65 N·m，因此試驗(yàn)結(jié)果表明，本方案能夠有效減小制動(dòng)沖擊力，并使得制動(dòng)可靠性和換擋性能進(jìn)一步提升，凸顯出本方案的優(yōu)越性.

5 結(jié) 論

為滿足電驅(qū)動(dòng)履帶車輛行星變速器電操縱換擋裝置的研發(fā)需求，本文提出了一種采用浮動(dòng)齒的新型齒形帶式制動(dòng)器，分析了其工作原理并建立了數(shù)值模型對(duì)制動(dòng)器制動(dòng)過程進(jìn)行描述，研究了工作參數(shù)的變化規(guī)律. 最終搭建新型齒形帶式制動(dòng)器試驗(yàn)臺(tái)架，進(jìn)行了原理樣機(jī)驗(yàn)證與工作性能研究，本文的主要結(jié)論如下：

(1)制動(dòng)器工作過程可劃分為間隙消除階段、滑摩階段、嚙合階段與碰撞階段，各階段均對(duì)制動(dòng)鼓轉(zhuǎn)速衰減起一定作用. 由于嚙合階段制動(dòng)鼓受到彈性轉(zhuǎn)矩與摩擦轉(zhuǎn)矩，轉(zhuǎn)速下降較快，在碰撞階段轉(zhuǎn)速急劇下降至完全停止.

(2)碰撞階段的沖擊力矩大小主要與電機(jī)恢復(fù)轉(zhuǎn)矩和制動(dòng)鼓初始轉(zhuǎn)速有關(guān). 為盡可能減小沖擊力矩，應(yīng)使得制動(dòng)鼓能夠?qū)椈赏耆珘嚎s且此時(shí)轉(zhuǎn)速恰好為0. 在彈簧剛度與螺栓預(yù)緊力一定時(shí)，制動(dòng)鼓初始轉(zhuǎn)速在50 r/min～60 r/min 時(shí)的工作條件最為理想.

(3)試驗(yàn)結(jié)果表明，實(shí)際制動(dòng)時(shí)間在0.4～0.6 s 內(nèi)，相比理論計(jì)算時(shí)間延長(zhǎng)了 29.7%，但實(shí)際沖擊力矩減小了86.6%，意味制動(dòng)器相比預(yù)期而言工作可靠性更好，具有一定的使用前景.