0 引言

为符合国家2030年“碳达峰”、2060年“碳中和”的规划目标，以及燃油车燃油消耗和新能源车用电量的五阶段限制，各大主机厂及供应商均在研究如何通过新技术、新材料、新工艺降低整车能源消耗。

目前降低能耗的研究，主要集中在车身风阻降低、整车重量降低、行驶中能量回收以及提高能量的转化率等，但较少研究对于制动钳自身阻力对耗电量的影响。根据测试数据，乘用车单轮拖滞降低3N，整车油耗可降低约0.025L/100km。我国汽车行业标准QC/T592-2013《液压制动钳总成性能要求及台架试验方法》中对制动钳的拖滞力矩有明确要求，制动盘旋转第1圈时的最大拖滞力矩≤5.0N·m，第10圈时≤3.5N·m，从数据上看，在如何降低制动钳拖滞力矩从而降低整车能耗，仍有研究及优化的空间。制动钳的结构如图1所示。

图1 制动钳结构

车辆在制动过程中，由于制动钳内部各部件之间存在摩擦力，导致摩擦片不能与制动盘完全分离，也就产生了拖滞力矩。从制动钳拖滞的产生机理上可以分析得出，制动钳拖滞的产生与制动器自身的因素相关。马少杰等从盘式制动器活塞缸的密封原理方向深入研究，并研究了矩形密封圈工作过程中的受力情况，对矩形密封槽结构及受力后的变形情况进行了数学分析。Okon D Anwana等从矩形密封圈密封槽角度考虑，研究矩形密封圈材料及尺寸参数对矩形密封圈造成的变形及复位，引起液压流向的影响。Hao Cai将矩形密封圈的密封圈材料、密封槽尺寸等参数作为变量，分析并试验这些因素会引起制动钳性能带来的变化。陆洪明等通过试验，整理出缸径作为变量时，钳体变形与需液量的对应关系，并根据数据处理及拟合，得到需液量与密封槽倒角之间的经验公式。张海陆等从密封圈倒角的角度及高度两个参数入手，结合密封圈材料，总结倒角与材料的变化，对活塞回位量的影响。

1 低拖滞制动钳方案

近年来，随着乘用车制动系统各大供应商对新技术、新工艺和新材料的不断开发与推进，降低制动钳拖滞力矩的路径也是逐步丰富起来。现阶段应用较多的路径包括以下三大类。

（1）降低各零部件之间的摩擦系数来减小摩擦阻力。包括：①机加能力的普遍提升，可通过提高零部件的公差等级来减小相互间的运动摩擦（如主/副导向销与制动钳孔、摩擦片支耳与制动钳支耳滑槽等）；②新型润滑材料的应用，特氟龙处理工艺、高性能润滑材料、固体自润滑材料等，降低制动钳运动件间的摩擦系数。

（2）制动钳结构的优化设计，减小运动部件附加受力。包括：①优化制动钳密封槽尺寸；②优化制动钳缸体与支架不同位置刚度；③制动钳缸体与支架尺寸的优化设计，调整总成重心位置；④控制摩擦片压缩率。

（3）通过引入复位结构来增强制动钳部件的回位能力。包括：①摩擦片背板上增加主动复位设计（如上部增加八字簧、支耳处增加复位弹簧片）；②摩擦片背板中间处增加与活塞缸随动结构（如与活塞缸体之间的卡爪、与活塞缸体之间固定连接等），通过活塞缸的退回过程带动摩擦片回位。其中八字簧如图2所示。复位弹簧片结构如图3所示，这两项措施是现阶段降低制动钳拖滞应用最广泛的措施，其优点是以较小的成本代价，达到较为明显的拖滞较低的目的，且因为结构简单，售后问题少，对周边部件空间影响小，对其它性能（如噪声、抖动）也无影响。八字簧的工作方式是在内、外摩擦片背板孔洞中插入两个八字形复位弹簧销，利用八字簧装配时预留的弹力向外推动摩擦片，增加摩擦片与制动盘之间的间隙。复位弹簧片固定在制动衬片的背板支耳上，利用弹簧片与制动钳支架之间的反作用力，弹簧片在被反推复位的过程中带动摩擦片向外移动。

图2 八字簧结构

图3 复位弹簧片结构

1.1 可实施方案

前期奇瑞在设计过程中已考虑上述方案路径中所述的大部分技术，在本次优化中，考虑在制动钳弹簧片表面添加特氟龙处理，用某直径为φ60mm的活塞进行试装验证，测量车轮转动11～13圈时的制动钳拖滞力矩，如表1所示。增加特氟龙表面处理对于制动钳拖滞降低贡献在20%左右。

此外，原制动钳结构在摩擦片上设有八字簧机构，八字簧结构存在两个缺陷：①八字簧空间位置在摩擦片上方，这就导致摩擦片受力后上部会优先分离，通过杠杆原理，摩擦片下半部分回位效果较差；②随着八字簧的刚度增加，会带来装配困难问题而影响生产线效率。针对上述两个问题，可在摩擦片靠下半部分增加复位弹簧片，如图4所示。根据受力原理可知，当八字簧与复位弹簧片回位力越接近，对于摩擦片的回位越有利。

图4 主动回位机构

2 制动钳密封槽对拖滞影响

上述途径一的低摩擦技术、途径二的结构设计及途径三的复位机构前期关注较多，且应用较为成熟，但对于制动钳矩形密封圈安装槽的参数研究较少，是现在各大机构研究的热点课题。本文也将从矩形密封圈安装槽入手，从矩形密封圈密封机理分析，通过制动钳受力分析及需液量计算，建立需液量与密封槽参数之间数学模型，提出密封槽参数设计与性能平衡的方向，并通过台架试验对优化后制动钳拖滞进行验证，为低拖滞制动钳设计提供参考依据。

制动钳钳体内部的矩形密封圈作用主要有两个：一是在制动过程中密封活塞四周间隙，二是在制动释放过程中辅助活塞回位。矩形密封圈对活塞密封的性能，受密封槽结构、密封材料性能以及活塞和密封材料边界层处摩擦系数的影响，其中密封材料在制动过程中发生的流体位移、给予活塞回位过程的阻力等问题，也必须考虑在密封槽结构设计中。更重要的是车辆在制动过程中，一方面要提升制动的响应速度，另一方面又要增加活塞的回位量来降低拖滞，这两个矛盾的需求是密封槽结构设计的最大挑战。目前，工程师主要依赖于原型测试和密封槽设计经验来确定密封槽参数，难以用具体的数据去预估制动过程中的制动响应时间及活塞回位量。

2.1 密封槽总成

从制动钳内部的影响密封的因素分析，可宏观地分为三个组成部分：矩形密封圈、活塞及制动钳密封槽。如图5所示为矩形密封圈未变形状态下剖视图，其中X代表径向，Y表示代表轴向。

图5 密封槽周边截面

乘用车制动行业中存在各式各样的密封槽设计，图6所示为最具有代表性的制动钳密封槽设计特征，该设计特征有7个关键设计参数：密封槽外直径①、密封槽内直径②、前角③、底角④、前倒角⑤、密封槽宽度⑥和后倒角⑦。密封槽外直径①由矩形密封圈外径及与活塞缸之间的过盈量共同决定，密封槽内直径②由活塞缸体外径决定。

图6 密封槽关键设计参数

底角④是为了保证整车制动系统舒适性能的关键参数，主要涉及噪声及振动。其原理是控制密封圈变形与活塞自动回位量，底角角度与活塞回位量呈正相关，与拖滞倾向呈负相关；底角需设定合理范围，避免回位不足导致拖滞超标，或回位过大导致空行程偏大。

后倒角⑦也和整车制动系统舒适性能相关。密封圈在特殊工况下变形程度受后倒角尺寸限制，会导致特殊工况下制动盘、制动片之间存在间隙。

前角③及前倒角⑤与制动钳需液量呈正相关。随着前角③及前倒角⑤增大，在制动过程中，密封圈受到制动液的挤压后，会有更大的变形量进入到前倒角⑤，即会导致初始制动时空行程加长，踏板感变差。

这6个设计参数与活塞直径及密封槽周边尺寸相结合，进一步设计使矩形密封圈与活塞缸之间形成过盈配合，即在车辆制动过程中，矩形密封圈在密封槽及制动钳之间被挤压变形，这也就是评估制动钳的密封性能及活塞回位量的关键因素。

2.2 活塞运动受力分析

对制动钳拖滞力矩的研究方面，目前国内外对于拖滞力矩检测方向研究较多，并提出了不同的方法及模型。然而对于活塞回程量和密封槽倒角之间的联系关注较少，本文章通过理论分析，寻找制动钳在工作过程中，密封圈参数变化引起密封圈变形，从而使活塞的回位量变动，并以此为依据，优化制动钳密封槽参数，寻求制动钳拖滞与需液量之间的平衡点。

车辆在制动过程中，矩形密封圈在制动钳缸体内部的变形过程如下：①初始制动过程，矩形密封圈被制动液推动向摩擦片方向移动，此时矩形密封圈与密封槽前端面存在间隙，如图7所示，此时矩形密封圈产生的摩擦片增加了活塞前进的阻力，保证了制动的舒适性；②末端制动过程，矩形密封圈与密封槽前端面间隙被消除，随着制动液压力逐渐增加，矩形密封圈发生较大变形被挤压至密封槽倒角内部，如图8所示，此时矩形密封圈充满活塞缸与制动钳之间的间隙，保证了制动过程对制动液的密封，同时也消除了很多此时可能发生的制动不舒适性，但矩形密封圈充满在活塞缸与制动钳之间的间隙，为后续制动解除后，活塞的退回带来不利影响。

图7 初始制动过程

图8 末端制动过程

在制动初始阶段，制动盘、制动片未接触时，活塞缸体的受力方程式如下：

式中，m为活塞质量；x为位移量；p₀为压力；d为活塞直径；E_j为矩形密封圈的等效刚度；F_f为受到的动摩擦力；C_eq为活塞运动阻尼。

在制动末端，制动盘、制动片接触后，活塞缸体的受力方程式如下：

式中，E_p为制动盘、制动片间等效刚度，T为制动盘、制动片间隙。

3.3 制动钳需液量模型

制动系统总需液量涉及到制动钳需液量、制动管路膨胀量、系统内气体体积，因此制动钳需液量可表示为：

式中，∆V_p，为活塞位移的体积变化；∆V_h，为制动管路膨胀量；∆V_m为制动系统内部的气体体积，制动系统装配后会有排气工序，因此该值很小，在本文计算中忽略。

活塞位移产生的体积变化表示为:

式中，s为活塞缸体位移，d为活塞缸体外直径。

在制动末端，当制动盘、制动片贴合后，可认为在此后活塞位置不再发生变化。根据上述公式，

活塞位移产生的体积变化为:

制动软管膨胀导致的体积变化为：

式中，V_i为制动管内原始体积；E_H为软管等效弹性模量。

综合上述公式可推导制动钳需液量为：

式中，λ₁与λ₂为补偿系数。

3 台架测量拖滞验证及分析

根据前文对活塞回位力与制动需液量的分析可知，制动钳需液量对密封槽前倒角⑤尺寸较为敏感。本节以前倒角⑤为变量开展对比试验，研究其对制动钳拖滞力矩的影响规律。

试验对象选用奇瑞某项目制动器：前制动器为双缸浮动制动钳，后制动器为单缸集成EPB制动钳。项目开发阶段原密封槽倒角设计为：前倒角0.5×37°、后倒角0.5×45°；台架验证拖滞力矩为：前制动钳≤2.5N・m，后制动钳≤2.0N・m。

为探究前倒角尺寸对拖滞的影响，在原有方案基础上加大前倒角，增设行业常用的3组对比尺寸；按新增尺寸加工制动钳样件，并对原方案及3组新方案样件分别进行台架拖滞力矩测试，对比分析前倒角变化对拖滞性能的影响，同时测量10MPa时需液量。测量数据如表2所示。

制动钳不同前倒角参数测试数据显示，制动钳拖滞与前倒角呈负相关，将前倒角增大时制动钳拖滞会随之下降，但同时得考虑前倒角增大需液量上升带来的影响。根据GB21670—2025《乘用车制动系统技术要求及试验方法》要求：应急制动工况过程，车辆自身提供的平均减速度应不小于2.44m/s²。

根据乘用车制动系统设计要求，需液量应满足要求：

所涉及项目制动系统除制动钳需液量，还包括制动软管膨胀量、容许的系统内气体、制动钳的盘片间隙带来的需液量，合计2.099mL；所涉及项目OneBox制动主缸排量为15.5mL。根据公式（8）计算得出制动系统需液量≤12.4mL。

根据表2中数据，在前/后制动钳拖滞最小的情况下，前/后制动钳密封槽前倒角均为1.2mm，制动系统需液量为2.099+3.876×2+1.363×2=12.577mL≥12.4mL，不符合要求。

根据表2中数据，在保证前/后制动钳拖滞较小的情况下，前制动钳密封槽前倒角取1.2mm，后制动钳密封槽前倒角取1.0mm，此时制动系统需液量为2.099+3.876×2+1.246×2=12.343mL≤12.4mL，符合要求。

综上考虑设计前/后制动钳密封槽前倒角分别为1.2mm、1.0mm，此时前制动钳拖滞力矩满足≤0.3N·m，后制动钳拖滞力矩满足≤0.4N·m，具体如图9及图10所示。对比前倒角变更前后数据，前制动钳拖滞力矩下降率达88%，后制动钳拖滞力矩下降率达80%，验证了前倒角设计的合理性。

图9 某项目双缸低拖滞检测数据

图10 某项目单缸EPB低拖滞检测数据

4 结语

本文概述了现有制动钳低拖滞力矩方案，从矩形密封圈密封槽入手，分析了矩形密封圈的密封机理，通过制动钳受力分析对需液量进行了理论推导，并利用台架验证了优化后参数下制动钳的拖滞性能，为低拖滞力矩制动钳的设计提供了参考依据。

台架试验表明，优化制动钳参数，配合特氟龙表面处理及弹簧片回位，可显著降低制动钳拖滞力矩：前制动钳拖滞力矩降低88%，后制动钳拖滞力矩降低80%。

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基金项目：安徽省教育厅科研基金厅自然重点《采用压力 - 速度耦合算法研究直线型拉瓦尔喷嘴流场特性》（2024AH050525）。

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