夏德茂　奚　鷹　華濱濱　朱文翔

同濟大學(xué),上海,201804

RZS盤式制動器制動倍率的研究(續(xù))

夏德茂奚鷹華濱濱朱文翔

同濟大學(xué),上海,201804

依據(jù)RZS盤式制動器的工作原理，建立了其機構(gòu)運動簡圖；計算和比較了該機構(gòu)在有無制動盤情況下的自由度；考慮閘調(diào)機構(gòu)伸長量的影響，研究了該制動器在閘片間隙等于設(shè)定值和閘片間隙補償后制動倍率的變化情況。研究結(jié)果表明：RZS盤式制動器的制動倍率符合工程設(shè)計要求；閘調(diào)機構(gòu)的伸長量與閘片磨損量存在線性變化關(guān)系；在閘片的整個服役周期內(nèi)，制動倍率幾乎不變。

盤式制動器；制動倍率；閘片間隙；閘調(diào)機構(gòu)；磨損

0　引言

RZS盤式制動器是由德國克諾爾公司研發(fā)的新型基礎(chǔ)制動裝置,其作用是將空氣壓縮力放大適當倍數(shù)后平均傳遞至各閘片，將其轉(zhuǎn)變?yōu)閴壕o制動盤的機械力，并借助盤片間產(chǎn)生的摩擦阻力來阻止車輪轉(zhuǎn)動[1-4]?；A(chǔ)制動裝置的制動倍率是衡量列車制動性能的一個重要指標，其大小直接影響盤片之間的正壓力，進而影響制動摩擦力矩的大小，決定列車能否在規(guī)定的距離內(nèi)實現(xiàn)停車制動[5-6]。饒忠[7]詳細闡明了踏面制動器制動倍率的計算過程，認為制動倍率為制動梁數(shù)、制動缸杠桿倍率和轉(zhuǎn)向架杠桿倍率的乘積，一般在6～9之間，且該數(shù)值僅有雙側(cè)踏面制動器才能達到。盤式制動器的工作原理雖與踏面制動器一致，但兩者在結(jié)構(gòu)上差別很大，故制動倍率的計算方法也不盡相同。

筆者前期對該制動器間隙補償前后的制動倍率進行了分析和計算[5]，但在后續(xù)研究中發(fā)現(xiàn)，在制動倍率(即正壓力N與空氣壓縮力F兩者關(guān)系)的推導(dǎo)過程中，無需將閘調(diào)機構(gòu)看成是二力桿,也不需要假設(shè)空氣壓縮力F始終垂直于中心線，此外，文獻[5]未考慮閘片間隙補償后閘調(diào)機構(gòu)的伸長量帶來的影響，因此,本文在文獻[5]研究的基礎(chǔ)上，考慮以上因素，對RZS盤式制動器的制動倍率進行更深入的研究。

1　RZS盤式制動器的工作原理

RZS盤式制動器幾種常用工況的詳細工作原理見文獻[5]。為繪制該機構(gòu)的運動簡圖，本文僅簡單介紹常用工作制動工況的工作原理。圖1為該制動器的結(jié)構(gòu)示意圖，該制動器主要由制動夾鉗、閘瓦托、偏心軸、彈簧儲能停放制動氣缸、隔膜式工作制動氣缸、閘片間隙自動調(diào)整機構(gòu)(簡稱閘調(diào)機構(gòu))、緊急手動釋放裝置等零部件組成。

圖1　RZS盤式制動器結(jié)構(gòu)示意圖

當經(jīng)判斷需要施加空氣制動時，隔膜式工作制動氣缸內(nèi)的推盤活塞在空氣壓縮力的作用下按箭頭方向運動，與偏心軸通過螺栓固接在一起的撥叉及偏心軸在推盤活塞的作用下順時針轉(zhuǎn)動，進而帶動套裝于偏心軸頭上的制動夾鉗向一側(cè)運動。閘片間隙自動調(diào)整裝置按圖1所示箭頭方向運動，帶動另外一側(cè)的制動夾鉗繞固定鉸點逆時針轉(zhuǎn)動，進而兩側(cè)閘片(圖1未示出)抱緊制動盤,產(chǎn)生制動力。當閘片間隙等于設(shè)定值時，制動過程中，閘調(diào)機構(gòu)相當于一剛性塊。當閘片間隙大于設(shè)定值時或制動過程中發(fā)生磨損后，通過增加推盤活塞的行程，帶動閘調(diào)機構(gòu)伸長，閘片間隙得到補償，使得在下一次制動前，閘片間隙仍等于設(shè)定值。

2　RZS盤式制動器數(shù)學(xué)模型

依據(jù)RZS盤式制動器的工作原理，可繪制出圖2所示初始狀態(tài)下的機構(gòu)運動簡圖。其中,A、O1、O2、B、C、D、E為鉸點。O1為偏心軸的固定旋轉(zhuǎn)中心,O2為偏心軸上的偏心鉸點,D為固定鉸點。P為空氣壓縮力F的作用點。a、b分別為制動夾鉗ED(AO2)和DC(O2B)的長度。c為閘調(diào)機構(gòu)BC的初始長度,c可變。e為偏心軸O1O2的距離，即偏心距。α1、α2分別為制動夾鉗EDC(AO2B)的夾角和DC(O2B)與X軸的夾角。θ1為O1O2連線與X軸的夾角。 g為固定鉸點D和偏心點O2至中心線的距離。h為偏心軸固定旋轉(zhuǎn)中心O1至中心線的距離。k為鉸點A和E至摩擦面的垂直距離。l為制動盤的厚度。f1和f2為兩側(cè)的閘片間隙。偏心軸總成3為原動件，由于制動缸本體結(jié)構(gòu)設(shè)計的限制，偏心軸總成3轉(zhuǎn)過的最大角度為2θ1。XY為全局坐標系，X′Y′為局部坐標系。

1、6.閘片　2、5.制動夾鉗　3.偏心軸總成　4.閘片間隙自動調(diào)整裝置　7.制動盤圖2　RZS盤式制動器機構(gòu)運動簡圖

如圖2所示,該制動器包含6個活動構(gòu)件,共有6個轉(zhuǎn)動副、1個移動副和1個虛約束。因此,其自由度T為

T=3n-2p1-p2=3×5-2×7=1

式中,n為活動構(gòu)件數(shù)；p1為低副數(shù)；p2為高副數(shù)。

若不考慮制動盤，其自由度為

T=3n-2p1-p2=3×4-2×5=2

(1)

式(1)表明,該制動器在未裝備于列車上時，自由度為2，大于原動件數(shù)目1，表明該機構(gòu)沒有明確的運動。需指出的是，即使存在制動盤7，在任意一側(cè)的閘片未貼著制動盤之前，該機構(gòu)的自由度仍為2。依據(jù)RZS盤式制動器的結(jié)構(gòu)設(shè)計，在未工作時和每次制動結(jié)束后，偏心軸在推盤復(fù)位彈簧力的作用下，其偏心點O2始終要與固定鉸點D關(guān)于中心線對稱，如圖2所示，而夾鉗EDC和AO2B又具有相同的結(jié)構(gòu)特征,因此,本文在繪制機構(gòu)運動簡圖時，假設(shè)閘調(diào)機構(gòu)BC兩點也關(guān)于中心線對稱。若參數(shù)a、b、l、k、g、α1和閘調(diào)機構(gòu)BC的初始長度c均已知，則該制動器的閘片間隙設(shè)定值f和兩側(cè)的閘片間隙f1、f2須滿足：

f=f1=f2=

[2bsinα2+c-l-2k-2asin(α1+α2)]/2

(2)

若不假設(shè)閘調(diào)機構(gòu)BC關(guān)于中心線對稱，則兩側(cè)的閘片間隙f1和f2須滿足：

f1+f2=2bsinα2+c-l-2k-2asin(α1+α2)

(3)

式(3)表明，f1和f2可為任意值，但兩者之和須滿足式(3)。為簡化制動倍率的推導(dǎo)，本文以式(2)為前提對該制動器的制動倍率進行研究。

3　制動倍率i的計算

與文獻[5]一致，本文仍對RZS單元制動器在閘片間隙等于設(shè)定值時和閘片間隙發(fā)生補償后兩種情況下的制動倍率分別進行研究。

3.1閘片間隙等于設(shè)定值時

當兩側(cè)閘片間隙等于設(shè)定值f時,若已知P點在局部坐標系X′Y′的坐標為(m,n),則初始狀態(tài)下,各鉸點(O1、O2、P、A、B、C、D、E)在XY坐標系中的位置坐標分別為

xO1=0,yO1=0

xO2=-ecosθ1,yO2=-esinθ1

xP=mcosθ1-nsinθ1,yP=msinθ1+ncosθ1

xA=-ecosθ1+acos(α1+α2)

yA=-esinθ1+asin(α1+α2)

xB=-ecosθ1+bcosα2,yB=-esinθ1+bsinα2

xC=-ecosθ1+bcosα2,yC=g+h-bsinα2

xD=-ecosθ1,yD=g+h

xE=-ecosθ1+acos(α1+α2)

yE=g+h-asin(α1+α2)

θ1=arcsin((g-h)/e)

制動發(fā)生時,在空氣壓縮力F的作用下,假定偏心軸總成3繞固定旋轉(zhuǎn)中心O1轉(zhuǎn)過的角度為Δθ1,夾鉗EDC繞固定鉸點D逆時針轉(zhuǎn)過的角度為Δα2,兩側(cè)的閘片貼緊制動盤,在摩擦面上產(chǎn)生正壓力N,如圖3所示。

圖3　制動發(fā)生后各鉸點的位置示意圖

xE′=-ecosθ1+acos(Δα2-α1-α2)

yE′=-esinθ1+asin(Δα2-α1-α2)

xC′=-ecosθ1+bcos(Δα2-α2)

yC′=g+h+bsin(Δα2-α2)

xA′=-ecos(θ1-Δθ1)-

yA′=-esinθ1+asin(α1+α2)+f

f=-asin(α1+α2)-asin(Δα2-α1-α2)

由于兩側(cè)的閘片間隙值等于初始設(shè)定值,閘調(diào)機構(gòu)BC在制動發(fā)生時相當于一剛性塊,初始長度c不會發(fā)生改變,故偏心軸總成3轉(zhuǎn)過的角度Δθ1可通過下式求出：

|B′C′|=c

(4)

從圖3中可以看出,RZS單元制動器制動倍率的計算公式為

i=2N/F

(5)

式中,i為制動倍率;閘片數(shù)目為2。

已知各參數(shù)數(shù)值如下：a=220 mm,b=252 mm,c=175 mm,e=12.5 mm,g=130 mm,h=127 mm,k=70 mm,l=35 mm,m=100 mm,n=6 mm,α1=3.013。將以上參數(shù)代入式(2)可得到閘片間隙設(shè)定值f及初始閘片間隙f1和f2:

f1=f2=f=1.5 mm

代入式(4)可得到偏心軸轉(zhuǎn)過的角度Δθ1:

Δθ1=0.1295 rad

因此,可稱Δθ1為閘片間隙設(shè)定值f對應(yīng)的偏心軸旋轉(zhuǎn)角度設(shè)定值。

為得到式(5)中正壓力N與空氣壓縮力F之間的關(guān)系,可依據(jù)靜力學(xué)知識,采用逆推方法分別對制動夾鉗EDC、閘調(diào)機構(gòu)BC、制動夾鉗AO2C及偏心軸總成PO1O2進行受力分析,最終得到制動倍率i值：

i=2N/F=8.638

若引入機械傳遞效率η,當理論制動倍率i確定后,便可得到實際制動過程中,盤片之間的正壓力2N與空氣壓縮力F的關(guān)系式：

2N=Fiη=(pS-Fk)iη

式中,p為工作壓力,MPa;Fk為推盤活塞復(fù)位彈簧力,約為500 N;S為推盤活塞面積,cm2;η為效率,取0.97。

圖4所示為正壓力2N隨工作壓力p的變化曲線。在RZS盤式制動器的結(jié)構(gòu)設(shè)計中，可通過改變推盤活塞的底面積S來滿足不同列車對不同制動性能的要求,使得該制動器的應(yīng)用范圍更加廣泛。在正常工作壓力380 kPa下,不同的S(142.7 cm2、131.6 cm2、122 cm2)對應(yīng)的制動力分別達到41 kN、37 kN、34 kN。隨著工作壓力的繼續(xù)增大,該制動器的最大制動力能達到60 kN。

圖4　正壓力2 N與工作壓力p的關(guān)系

3.2閘片間隙補償后

在制動過程中,摩擦面勢必要發(fā)生磨損,且磨損量隨制動次數(shù)的增加而增加。依據(jù)RZS單元制動器的工作原理，每次制動過程中發(fā)生的磨損量可增加推盤活塞的行程即偏心軸轉(zhuǎn)過的角度來保證閘片始終貼緊制動盤，且會在制動結(jié)束前的瞬間，通過閘調(diào)機構(gòu)BC的伸長進行補償，確保下一次制動開始前，閘片間隙仍等于設(shè)定值。間隙補償后,圖2中BC兩點間的距離不再是初始值c=175 mm,且隨著磨損量的增大,BC長度會不斷增大。因此,有必要研究閘片間隙發(fā)生補償后制動倍率的變化情況。假定單次制動過程中的磨損量Δf全部在閘片上,且每次磨損量均相等，即閘片摩擦面至點E、A的距離由k變?yōu)閗-Δf,如圖5所示。此時,O1O2連線與X軸的夾角仍為θ1,閘片間隙仍為設(shè)定值f,但BC的長度為c′,設(shè)其增量為Δc。整個機構(gòu)仍關(guān)于中心線對稱,假設(shè)此時連線DC和O2B與X軸的夾角為ε1。

圖5　制動補償后各鉸點的初始位置示意圖

間隙補償后,下一次制動發(fā)生前，在初始位置下,各鉸點A、B、C、E在全局坐標系XY中的位置坐標分別為

xA=-ecosθ1+acos(α1+ε1)

yA=-esinθ1+asin(α1+ε1)

xB=-ecosθ1+bcosε1,yB=-esinθ1+bsinε1

xC=-ecosθ1+bcosε1,yC=g+h-bsinε1

xE=-ecosθ1+acos(α1+ε1)

yE=g+h-asin(α1+ε1)

(6)

2Δf=2k+2f+l-c′+2asin(α1+ε1)-2bsinε1

(7)

將式(6)代入式(7)便可得到閘調(diào)機構(gòu)BC長度的增量Δc與磨損量Δf的變化關(guān)系，如圖6所示,可以看出，閘調(diào)機構(gòu)BC的增量Δc隨磨損量Δf呈線性增大的變化規(guī)律。兩者的變化關(guān)系可用下式近似表示：

Δc≈2.2Δf

(8)

圖6　Δc隨Δf的變化曲線

xE′=-ecosθ1+acos(Δα2-α1-ε1)

yE′=-esinθ1+asin(Δα2-α1-ε1)

xC′=xD′+bcos(Δα2-α2),yC′=yD+bsin(Δα2-α2)

xA′=-ecos(θ1-Δθ1)-

yA′=-esinθ1+asin(α1+ε1)+f

f=-asin(α1+ε1)-asin(Δα2-α1-ε1)

此時,偏心軸轉(zhuǎn)過的角度Δθ1可由下式求出：

|B′C′|=c′=c+Δc

可按照3.1節(jié)的方法依次對各零件進行靜力學(xué)分析,最終得到制動倍率i。圖7所示為單次閘片間隙磨損量Δf與制動倍率i的關(guān)系曲線。

圖7　制動倍率i隨Δf的變化曲線

從圖7中可以看出,在單次制動過程中,若增加制動過程中的單次磨損量，制動倍率i幾乎不變。這是因為在一次制動過程中，閘片的磨損量Δf很小,為微米級，故不難判斷制動倍率i的變化趨勢為一條水平直線。

隨著制動次數(shù)的增加，閘片的磨損量不斷增大,即k值不斷減小，當達到極限值時，便需要更換閘片。但在閘片的整個服役周期內(nèi)，制動倍率i的變化值得研究。閘片k值由35 mm減小至30 mm時,偏心軸在閘片間隙補償后,下一次制動過程中轉(zhuǎn)過的角度Δθ1和制動倍率i的變化曲線,如圖8所示。

從圖8中可以看出,隨著制動次數(shù)的增加,制動倍率i呈線性增大,從最初零磨損量(新閘片)時的8.638變化至磨損量為5 mm時的8.6495。偏心軸總成轉(zhuǎn)過的角度Δθ1由最初的零磨損量(即f=1.5 mm)下的設(shè)定值0.1295增大至發(fā)生5 mm磨損時的0.1297,圖8中Δθ1直線的波動主要是因為計算中使用式(8)中Δc與Δf的近似線性關(guān)系。制動倍率i的變化量僅為0.0115，Δθ1的變化量僅為0.0002,兩者幾乎不變。因此，在閘片的整個服役周期內(nèi),RZS盤式制動器的制動倍率始終能保持在某一固定值左右，幾乎不會引起制動力發(fā)生改變。每次制動時，由于閘片間隙調(diào)整裝置的無極補償作用，制動過程中偏心軸的旋轉(zhuǎn)角度不變，始終為閘片間隙設(shè)定值f對應(yīng)的0.1295。上述結(jié)論也是工程設(shè)計人員在研發(fā)新型鐵路車輛基礎(chǔ)制動裝置過程中值得關(guān)注的問題之一。

圖8　i和Δθ1隨k的變化曲線

4　結(jié)論

(1)制動倍率在整個閘片的服役周期內(nèi)基本不變,保證了每次制動過程中閘片和制動盤之間制動力的穩(wěn)定性，這對配合摩擦副的設(shè)計起著關(guān)鍵作用。若制動倍率發(fā)生變化或變化很大，可能導(dǎo)致原先設(shè)計的摩擦副的強度因制動力的增大而發(fā)生結(jié)構(gòu)性破壞，進而發(fā)生制動失效。

(2)在制動過程中,雖然在閘片摩擦面上發(fā)生的磨損可通過增加偏心軸的行程來促使閘片間隙調(diào)整機構(gòu)在制動結(jié)束前對其進行補償，但是下一次制動發(fā)生時，偏心軸仍要轉(zhuǎn)過相同的角度。因此，可認為該角度為閘調(diào)機構(gòu)發(fā)生間隙補償作用的一個臨界判斷值。當偏心軸轉(zhuǎn)過角度大于此數(shù)值時，無論是空載(無制動盤)還是制動過程中發(fā)生的磨損，在一系列力傳遞機構(gòu)的作用下，閘調(diào)機構(gòu)都要伸長。

[1]丁勇.列車運行計算與設(shè)計[M].北京:北京交通大學(xué)出版社,2011.

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[7]饒忠.列車制動[M].北京：中國鐵道出版社,2011.

(編輯陳勇)

Study on Braking Rate of Disc Brake Unit RZS(Continue)

Xia DemaoXi YingHua BinbinZhu Wenxiang

Tongji University,Shanghai,201804

Firstly,according to the working principles of the braking unit RZS,the kinematic diagram was built up.Then,the DOF of RZS with and without the brake disc was analyzed and compared.The braking rate and its change rules were calculated and analyzed respectively under two conditions:the pad clearance was equal to the setting value and another the pad clearance was reset after braking operation.It is found that:the braking rate of RZS meets the design requirements and there is a linear relationship between the increment of the self-adjustment mechanism and the amount of the pad’s wear.During the entire service life of the pad, the braking rate of RZS barely changes.

disk brake unit;braking rate;pad clearance;self-adjustment mechanism;wear

2014-12-25

國家自然科學(xué)基金資助項目(61004077)

U231DOI：10.3969/j.issn.1004-132X.2015.16.020

夏德茂,男,1986年生。同濟大學(xué)機械與能源工程學(xué)院博士研究生。主要研究方向為鐵路車輛制動設(shè)備及其關(guān)鍵技術(shù)。發(fā)表論文16篇。奚鷹,男,1957年生。同濟大學(xué)機械與能源工程學(xué)院教授、博士研究生導(dǎo)師。華濱濱,男,1991年生。同濟大學(xué)機械與能源工學(xué)院碩士研究生。朱文翔,男,1991年生。同濟大學(xué)機械與能源工程學(xué)院碩士研究生。