液壓盤式制動器密封回位機理研究及設計計算

劉永傳，封萬程，李同占

(中國第一汽車股份有限公司技術中心,吉林長春 130000)

0 引言

液壓盤式制動器因結構簡單、質量輕、熱穩定性和水穩定性好等優點，被越來越廣泛地應用在汽車上。而液壓盤式制動器活塞的密封結構設計是盤式制動器的關鍵技術，其設計合理與否直接影響制動器工作時的靈敏性與可靠性。以往很多設計只考慮了活塞的密封，而忽略制動響應時間、制動后活塞回位等設計控制，造成新設計的液壓盤式制動器可能存在如下問題：(1)制動過程中，由于密封圈與活塞、密封圈用環槽間過盈量選取不當，密封圈對活塞的“抱緊力”過大，造成制動遲緩，甚至活塞被卡死，無法移動；(2)制動過程中，由于密封圈用環槽結構設計不當，造成密封圈無法產生適當變形，活塞移動就與密封圈發生相對滑動，制動間隙無法復現；(3)由于制動盤表面跳動量大或偶爾受外力影響，通過制動襯塊，活塞瞬時受一個回推外力，致使活塞與密封圈發生相對滑動，使制動間隙增大。

針對上述問題，生產廠往往通過大量試驗來調整活塞、密封圈以及缸體之間的配合關系，造成大量浪費。而作者將從靜密封機制分析入手，結合多年制造及試驗經驗，為液壓盤式制動器活塞的密封回位提供結構尺寸參考以及相關的設計計算，并舉例說明。

1 液壓盤式制動器活塞的密封回位機制

圖1中視圖A為液壓盤式制動器密封結構示意圖。制動時，制動液一方面作用于活塞底端，推動活塞及摩擦襯塊向制動盤方向移動，另一方面作用于制動鉗缸體底端，推動制動鉗及摩擦襯塊向制動盤方向移動，從而使摩擦襯塊和制動盤之間的制動間隙消除，并在兩者端面產生正壓力，從而產生摩擦力，形成制動力矩。在此過程中，密封圈內環表面始終與活塞外表面始終緊貼，并存在“抱緊力”，該“抱緊力”應能對制動壓力產生密封。

圖1 液壓盤式制動器密封結構示意圖

液壓盤式制動器制動分兩種情況：

第一種情況，制動間隙在設定范圍內。此時，在“抱緊力”作用下，活塞移動，密封圈內環表面跟隨活塞移動，密封圈只產生彈性變形(見圖2)，并且積累了彈性勢能。制動解除后，活塞會因密封圈釋放彈性勢能而跟隨其回移，使活塞、摩擦襯塊、制動盤三者之間的正壓力解除，制動間隙復現，該過程制動間隙保持不變；

圖2 制動過程中的密封結構

第二種情況，制動間隙超出設定范圍(如盤式制動器初始安裝狀態、摩擦襯塊磨損狀態)。活塞移動之初時，與第一種情況相同，但當密封圈的彈性變形達到極限狀態后(即密封圈的彈性變形達到極限狀態時)，活塞仍將繼續移動，此時，活塞與密封圈將產生相對滑動(見圖3)，直至摩擦襯塊與制動盤貼合，該相對滑動不會因為制動解除而消失，即制動解除后活塞只會回移至密封圈彈性變形消失，從而使制動間隙自動調整到設定范圍內。

圖3 極限狀態時的密封結構

從上述分析可知，密封圈與活塞之間“抱緊力”的大小，影響著盤式制動器的密封以及制動反應時間；而密封圈以及密封圈用環槽的結構尺寸會影響密封圈的彈性變形量，該變形量對活塞回位量，即制動間隙有重要影響。

2 液壓盤式制動器活塞密封結構設計計算

2.1 活塞、密封圈和制動鉗三者之間配合關系

根據上文分析可知，活塞、密封圈和制動鉗三者之間關系的選取直接影響盤式制動器的密封、制動反應時間等性能。三者之間過盈量用密封圈寬度N與活塞外端面到溝槽內端面距離P的比值表示，N、P如圖4所示。過盈量選取過小，會使“抱緊力”過小，從而出現盤式制動器密封不嚴問題；而過盈量選取過大，則有可能使活塞移動困難、反應不靈敏。根據設計經驗，三者過盈量選取應滿足以下條件：

圖4 密封結構配合關系

2.2 密封結構主要尺寸參數

密封結構尺寸參數的設計與選擇，是影響密封性能和壽命的重要因素。根據上文活塞密封回位機制的研究，推薦如圖4所示密封結構，具體尺寸選取如下：

(1)密封圈結構尺寸M×N：盤式制動器密封圈大部分采用矩形密封圈，其尺寸規格見表1。

表1 密封圈端面寬度、高度及公差推薦值 mm

(2)活塞與制動鉗缸體配合間隙Z。為保證活塞能夠自由移動，并且制動過程中不使摩擦襯塊發生偏磨，間隙Z選取要適當，一般取0.04～0.18 mm。

(3)溝槽寬度W。根據橡膠變形時體積恒定這一情況并稍加寬，一般W≈M+1。

(4)溝槽深度P。根據第2.1節中所述，溝槽深度P與密封圈外徑與內徑的高度差N有關，P≈N/1.1。

(5)溝槽圓端面倒角α。在制動過程中，為便于活塞快速推出，提高制動反應時間，溝槽圓端面與活塞應成一定角度α，其取值一般為4°～7°。

(6)溝槽上倒角β、Y。β和Y決定摩擦襯塊與制動盤間隙，β一般為15°～25°；浮動鉗盤式制動器Y值約為制動間隙的2倍，固定鉗盤式制動器Y值等于制動間隙。

(7)溝槽下倒角λ、X。汽車在行駛過程中，由于存在跳動，制動盤通過摩擦襯塊擊打活塞，使活塞與密封圈發生相對滑動，不僅增加了下次制動時反應時間，由于頻繁相對滑動，也會導致密封圈壽命大大縮短，為此，在溝槽下端面加倒角，使活塞帶動密封圈產生彈性變形，而不發生相對滑動。λ一般為45°，X一般為0.2～0.5 mm。

3 舉例

需要為某車型設計一款雙缸φ50.8 mm的浮動鉗盤式制動器，要求新設計的液壓盤式制動器應滿足如下要求：

(1)壓力15 MPa時，120 s內的壓力降Δp≤200 kPa；

(2)活塞滑動阻力為70～700 N；

(3)制動間隙Δs≤0.3 mm(即活塞回位量ΔL≤0.6 mm)。

密封圈按表1推薦值選取，M=(3.1±0.1)mm，N=(3.3±0.1)mm。

溝槽寬度W=M+1=4.1 mm。

由于密封圈截面寬度N已確定，因此P≈N/1.1≈3 mm。

其余特征參數根據上文可知，溝槽圓端面倒角α取中間值為6°；由于制動間隙設計目標Δs≤0.3 mm，并且考慮制動間隙過小可能會導致拖滯力矩增加，因此取Y=0.5 mm；β取中間值，為20°；溝槽下倒角取λ=45°，X=0.5 mm。

綜上，得出活塞密封環槽結構尺寸見表2。

表2 新設計液壓盤式制動器密封環槽尺寸表

按上述設計的液壓盤式制動器臺架試驗結果如圖5—圖7所示。

圖5 密封性試驗結果

圖6 活塞滑動阻力試驗結果

圖7 活塞回位量試驗結果

新設計的盤式制動器120 s內壓力降Δp=180 kPa；最大活塞阻力為266 N；活塞回位量ΔL=0.52 mm，即制動間隙Δs=0.26 mm。試驗結果全部符合設計目標。

4 總結

液壓盤式制動器密封回位結構設計的好壞，對制動器的密封性、反應時間、拖滯力矩等都有影響。通過理論分析以及設計計算，詳細介紹了液壓盤式制動器密封回位結構的設計方法，為液壓盤式制動器的設計提供了參考。

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