鼓式制动（精选6篇）
鼓式制动 篇1
对装有鼓式制动器的工程机械而言,影响其制动性能的故障原因很多,其中制动气压太低或太高就是最常见的原因之一,制动气压太低,工程机械不能及时制动,易导致事故发生;制动气压太高,制动时车轮处于滑移状态,工程机械失去承受侧向力的能力,工程机械的方向稳定性受到破坏,也易发生事故,另外工程机械滑移时,易损伤轮胎,因此确定实现最佳制动工况的气压值,对解决制动系的故障,确保行车安全,具有十分重要的意义。
1 制动器的原理
鼓式制动器是制动系中用以阻碍工程机械的运动或运动趋势的力的机构,用来吸收工程机械行驶中的动能,使之转化为热能散失到大气中去,并迫使工程机械迅速降低车速,直至停车。
图1中制动蹄1和5的下端分别活套在两个固定在底板上的支承销7和6上,上端分别与制动凸轮2相接触。制动蹄可绕支承销转动一个不大的角度,不制动时,回位弹簧4将两蹄的上端拉紧,抵靠在制动凸轮上,制动时,凸轮转动,对左右两制动蹄施加大小不等的作用力F1和F2,迫使两制动蹄抵靠在制动鼓3上,随同车轮一起转动的制动鼓即对制动蹄作用有法向反力P1和P2,切向反力Q1和Q2(即鼓对蹄的摩擦力),当制动鼓为逆时针方向旋转时,左制动蹄1所受的力Q1的方向向下,右制动蹄6所受的力Q2的方向向上,为简化起见,假设这些力的合力是作用在摩擦片的中间。左制动蹄上的力Q1与推力F1所造成的绕支承销7的力矩是同方向的,因而使左蹄在制动鼓上压得更紧,起到所谓增势的作用,故称左蹄为“增势蹄”;右制动蹄上的力Q2与推力F2所造成的绕支承销的力矩是反方向的,因而使右蹄有离开制动鼓的趋势,起到所谓减势的作用,故称右蹄为“减势蹄”。工程机械倒车制动时的情况与此相反,左蹄为“减势蹄”,右蹄为“增势蹄”。制动鼓受到制动蹄的力总是不平衡的,因此这种制动器称为简单非平衡鼓式制动器。
1-制动蹄;2-制动凸轮;3-制动鼓;4-回位弹簧;5-制动蹄;6、7-支承销
2 制动气压的确定
2.1 制动时车轮的受力分析
图2所示为制动时一个车轮的受力分析简图。制动时由于传动系统已脱开,车轮不再受发动机传来的扭矩作用,但与车轮相连接的各旋转零件仍然有惯性力矩Mj,滚动阻力矩Mf,以及由制动器产生的制动力矩M作用在车轮上,还有由于工程机械的惯性引起的轮轴对车轮的作用力F,此外作用在车轮上的力还有驱动桥上的动负荷Gd,路面对车轮的反作用力Z,以及与行驶方向相反的切向反作用力Pb。
Pb就是轮胎与地面之间的滚动或滑动摩擦阻力,f为摩擦系数。
对车轮中心取矩,∑M(O)=0,
即
式中Mj——惯性力矩;
Mf——滚动阻力矩;
Pb——轮胎与地面之间的摩擦阻力;
Rk——轮胎半径。
在实际的制动过程中,滚动阻力矩Mf是由于地面的微小变形引起的,影响很小,一般可省略不计。再假设制动力矩达到极限值,即车轮被抱死,停止旋转而发生滑移时,Mj=0,Mf=0,
由(1)、(2)得
fmax就是轮胎与地面的滑动摩擦系数,即制动力矩已达最大值
此时将出现两个问题,一是由于轮胎与地面局部摩擦发热,附着系数将急剧降小,从而使制动效果降低,二是车轮滑移时,失去承受侧向力的能力,从而使搅拌车在制动时的方向稳定性受到破坏,因此抱死车轮使轮胎与地面滑移的制动工况并不是制动效果的最佳工况,理想的最佳制动工况应是车轮即将抱死而未抱死,轮胎临近滑移而仍沿路面滚动的工况,这就是充分发挥制动力的最佳工况。
即
2.2 制动力矩的计算
2.2.1 对制动蹄的受力分析
假设由制动凸轮施加在制动蹄端的力为F1、F2(见图3),力的方向与接触面垂直,制动时制动鼓对制动蹄产生反作用力,这个反作用力的合力分别集中在左右制动蹄的B1、B2处,它的大小分别为P1、P2,在P1、P2作用下就会产生摩擦力Q1、Q2,摩擦力的方向沿制动鼓的切线方向,制动时回位弹簧的伸长量为∆Y,则回位弹簧作用在制动蹄上的力分别为K∆Y(K为弹性系数)。(下标为1的参数为左侧的主动紧蹄的受力参数,下标为2的参数为右侧的从动松蹄的受力参数)。
根据围绕支承销A1、A2的力矩平衡关系可得:∑M(A)=0,即
将(5)、(6)相加得:
其中(P2C2+Q2R)就等于右制动蹄作用于车轮上的制动力矩M1,(Q1R-P1C1)就等于左制动蹄作用于车轮上的制动力矩M2。一个车轮受到的总制动力矩即为
2.2.2 对制动凸轮和摇臂的受力分析
图4所示为制动凸轮和摇臂的受力分析图。F1、F2为制动蹄作用在凸轮上的力,T为制动缸活塞杆作用在摇臂末端的力,O1、O2为凸轮与摇臂铰点受到的支座反力沿X轴、Y轴的分力。
其中P为制动气压的压强,D为制动缸的有效直径,K为弹簧缸中回位弹簧的弹性系数,∆X为回位弹簧被压缩的位移。
根据力矩平衡条件应有:
即
由图中三角形函数关系可得:
由于F1、F2作用点对称于凸轮,所以
由于凸轮相对于制动鼓和摇臂而言,体积很小,因此在近似计算中可作如下假设:
由(7)、(14)可得:
由(10)、(15)可得:
由(12)、(13)可得:
由(11)、(17)可得:
由(8)、(16)、(18)、(19)可得:
这就是一个车轮受到的制动力矩,所有车轮受到的总制动力矩Mz即为:
n为被制动的车轮数。
2.2.3 整车制动所需的制动力矩
以初速度V行驶的工程机械,在制动距离S以内制动停车所需要的减速度为:
制动系的性能首先是以制动时制动器能使工程机械达到减速度为标志,根据工程机械制动性的主要指标,紧急制动时,最大减速度一般为7～8m/s2,普通制动时,减速度一般为3～4m/s2,但在实际制动时,除紧急制动外,通常不应使减速度大于1.5～2.5m/s2,否则不仅会使驾驶员感到不舒服或发生危险,而且还会增加轮胎磨损。制动距离一般是指通过道路试验测得的实际制动距离,它是采取紧急制动时,从踩下制动踏板到完全停车所经过的距离,按照交通部颁发的《机动车制动检验规范(试行)》规定,在坡度不大于±1%的砼或沥青路面上,工程机械时速20km时的制动距离为4.2m。
根据牛顿运动定律:F=Ma。式中F为运动物体所受的合外力,M为运动物体的质量,a为运动物体受到合外力后的减速度,对制动中的工程机械而言,其受到的合外力有地面施加给工程机械的制动力和风阻,风阻很小,可省略不计。
即
式中F为工程机械受到的总制动力,G为工程机械的总重量,上式两边同乘以Rk即得:
式中Rk为轮胎半径,所以FRk即为工程机械所受的制动力矩,要使工程机械产生合理的制动,必须满足:Mz>FRk。
2.2.4 结论
根据以上分析最佳制动工况应是:
即
将上式整理后得:
式中G、Rk、D、n、L、a、sinα、K∆X、Gd、b、X、S、V是由工程机械本身决定的结构参数,因此在结构参数选定的情况下,根据上式便可确定制动气压P的大小了。
鼓式制动器故障问题及分析 篇2
典型的鼓式制动器主要由底板、制动鼓、制动蹄、轮缸(制动分泵)、回位弹簧及定位销等零部件组成。底板安装在变速器的固定位置上,它是固定不动的,上面装有制动蹄、轮缸、回位弹簧和定位销,承受制动时的旋转扭力。制动鼓内有一对制动蹄,制动蹄上有摩擦衬片。制动鼓则是安装在变速器输出凸缘上,是随传动轴一起旋转的部件,它由一定份量的铁做成,形状似圆鼓状。驻车时,通过手制动拉线拉动,使得制动蹄张开,撑紧制动鼓,靠制动蹄与鼓之间的摩擦力,制动传动轴,使整车得以驻车。
鼓式制动器作为一种传统的中央制动器曾经是商用车中的标配,随着断气刹的兴起,其虽然逐步减少市场份额,但因为成本等因素在轻微型货车中还是占据主导地位。同时随着整车的要求以及各种技术水平的提高,鼓式制动器也迎来不少新的问题,需要行业内分析改进。
问题描述
某主机厂出现小批次整车制动问题,主要反映在部分车辆在出厂检验时不能按设计要求进行驻坡,而部分能够驻坡的车辆在出厂检验时发现制动鼓发烫。
故障分析
1. 故障一:不驻坡
整车不驻坡一般有两种情况:一种情况是制动鼓设计时制动力过小,不能满足整车要求;另一种情况是,制动鼓设计的制动行程与整车拉线行程不匹配,导致整车手制动操纵器行程虽然已经到位,但制动鼓内蹄片与制动鼓的接触面积以及接触力还不够,导致制动力不能达到设计要求,不能驻坡。
通过对现场拆卸下的问题制动器和库存的变速器总成进行分析,并将故障手制动器安装在变速器上检测制动力,制动力完全能够达到设计要求,也满足整车的使用要求。
既然零部件本身没问题,那么只能从相配合零件寻找可能的影响因素。通过对整车的排查,发现较大的可能是手制动拉线布置的方式和拉线本身造成了这次整车不能驻坡的原因。
—腾奸祕，的.田''^/+、'如图1所示,整车布置时,拉线并不是由一整根拉线直接从手制动驱动部分连接到手制动操纵器,而是采用了2根拉线串联的方式,其中拉线1通过一个螺杆和螺母连接到手制动操纵器(见图2)上,在拉线1的另一端通过一个螺栓和螺母与调节笼连接,拉线2一端与手制动器直接固定连接,拉线2的另一端也是一个固定端子与调节笼固定联接，而拉线1的调节螺栓和螺母就是本次整车不能驻坡的一个主要问题。
通过对现场的故障车辆排查,发现拉线1在装配到整车上时,拉线两端的螺母锁紧的位置都比较随意,实际导致了手制动操纵器工作到同一个位置时,拉线后端拉动调节笼的距离有较大的区别,从而导致拉线2驱动手制动器时的制动行程也有很大的变化。使得虽然手制动操纵器已经工作到位,但是传递到手制动器的制动行程不够,制动蹄与制动鼓之间的接触面积和接触力不能达到使用要求,制动力也就未能达到设计值,使得整车不能驻坡。
2. 故障二:制动鼓发烫
通过对问题车辆信息收集后发现,制动鼓发烫的整车大部分都是在发现了整车不能驻坡后,现场技工调整了制动鼓内部调节螺纹后产生的现象,少部分是未调整调节螺纹即可驻车,但出现偶发性的制动鼓发烫。
因为整车不驻坡问题已经解决,现场因技工调整制动鼓内部调节螺纹而产生的制动鼓发烫的问题立刻得到了解决。而少部分未调节螺纹可以驻车,且制动鼓发烫的问题,通过排查与故障一有类似的拉线问题。原因如下:
(1)当拉线1调节过紧时,手制动操纵器还未进行工作,但是拉线1已经拉紧了调节笼,使得调节笼部分拉紧了拉线2,使得手制动器内间隙变小,制动鼓发烫。
(2)拉线内的拉丝与拉线的外裹保护层摩擦力过大,使得拉线内部的拉丝回位缓慢,当整车驻车时,拉线拉紧,手制动放松后,拉线未能及时回位,导致拉线仍旧处于部分拉紧状态,减小了制动蹄和制动鼓之间的间隙,导致制动鼓发烫。
故障解决及反思
故障一通过制定拉线1的装配作业指导书,很好地解决了整车不驻坡的问题;故障二随着故障一的解决,以及选用内部摩擦力更小的拉线也完全解决了类似问题。
从这次的故障原因及解决模式来看,整车调节笼的设计以及出现不驻车后调整工调整手制动内的调节螺纹,这都是早期国内汽车行业内因为车架以及制动器等零件的制造精度不够时进行弥补的一个常规手段。以鼓式制动鼓的调节螺纹为例,调节螺纹从设计上而言是为了制动蹄在整车的使用过程中制动蹄磨损,从而导致制动蹄与制动鼓的间隙过大,这个时候就可以调整制动鼓的调节螺纹,减小制动蹄与制动鼓的间隙,保证全寿命周期的使用。但是早期的制动鼓通常因为加工精度以及装配精度的原因,制动蹄与制动鼓之间的间隙不能满足初期的使用要求,经常采用调整调节螺纹的方式来进行弥补,即当整车不能驻车时,就调小制动蹄与制动鼓之间的间隙,加大制动蹄与制动鼓之间的正压力,保证整车制动。
结语
谈鼓式车轮制动器的检修 篇3
一、鼓式车轮制动器结构分类
根据制动使两制动蹄对制动鼓径向力的平衡状况, 鼓式车轮制动器分为非平衡式、平衡式和自动增力式三种。
1. 非平衡式车轮制动器。
非平衡式车轮制动器制动底板用螺栓固定在后桥壳的凸缘上, 不能转动;其上部装有制动轮缸和凸轮, 下端装有两个偏心支承销。制动蹄下端圆孔套在偏心支承销上, 上端嵌入制动轮缸活塞凹槽中或顶靠在凸轮上;两制动蹄通过回位弹簧紧压住轮缸活塞或凸轮;制动鼓与轮毂连接并随着车轮同步旋转。当制动时, 两制动蹄一为助势蹄, 一为减势蹄, 两制动蹄对制动鼓所施加的制动力矩是不相等的, 一般助势蹄的制动力矩均为减势蹄的2~2.5倍。当倒车时, 两蹄受力情况互换, 但制动效果相同, 则称其为制动效能对称。
2. 平衡式车轮制动器。
为提高制动效能, 将前、后制动蹄均设计为助势的制动器, 则称为平衡式车轮制动器。若只在前进制动时, 两蹄均为助势蹄;倒车制动时, 两蹄均为减势蹄, 则称为单向助势平衡式车轮制动器。若在前进和倒车制动时, 两蹄都为助势蹄, 则称为双向助势平衡式车轮制动器。
单向助势平衡式车轮制动器。两制动蹄各用一个单向活塞制动轮缸, 且前后制动蹄与其轮缸、调整凸轮等部件在制动鼓上的布置都是中心对称的。两轮缸用油管连接, 缸内油压相等。当车辆前进制动时, 两制动蹄都是助势蹄;当拖拉机倒退时, 两蹄又都是减势蹄, 导致前进制动效能提高, 倒退制动效能降低。所以, 单向助势平衡式车轮制动器由于前轮制动, 后轮仍采用非平衡式制动器。
双向助势平衡式车轮制动器。制动底板上所有固定元件、制动蹄、制动轮缸、回位弹簧等都是成对地对称布置, 两制动蹄的两端采用浮式支承, 且支点在周向位置浮动, 用回位弹簧拉紧。
当汽车前进制动时, 上、下轮缸活塞在油压的作用下张开, 将两个制动蹄压靠在制动鼓上。在摩擦力矩的作用下, 两蹄都随车轮旋转方向转动, 从而使两轮缸活塞其中的一个对称支座推回, 直至顶靠着轮缸端面为止, 达到刚性接触, 于是两蹄便以此支座为支点均在助势下工作。同理, 倒车制动时, 车轮旋转方向改变, 迫使两轮缸另一端支座成为制动蹄支点, 两蹄同样均为助势蹄, 产生于前进制动时完全一样的制动效能。由此可见, 双向助势平衡式车轮制动器, 不论前进或倒车制动时, 两蹄均为助势蹄。
3. 自动增力式车轮制动器。
自动增力式车轮制动器增力原理是:将两蹄用推杆浮动铰链, 利用传力机件的张开力使两蹄产生助势作用。另外, 还充分利用前蹄的助势作用推动后蹄, 使总的摩擦力矩进一步增大, 即为“增力”。
它的两蹄下端都没有固定支点, 而是插在连杆两端开口的直槽底面上, 形成活动连接。后蹄上端固定在支承销上, 前蹄上端在回位弹簧作用下, 紧压在轮缸活塞上。当汽车前进制动时, 制动缸内的活塞克服回位弹簧的弹力将前蹄推出, 使其压紧在制动鼓上。由于摩擦力的作用, 前蹄沿制动鼓旋转方向转过一个角度, 通过连杆, 以后蹄上端为支点, 又推动后蹄压紧在制动鼓上, 进一步增强摩擦力, 加大制动力。此时两蹄均为助势蹄, 制动效能较高。当倒车制动时, 前蹄为减势蹄, 它压紧在制动鼓上的力矩减小, 使后蹄不起作用, 制动效果变差, 故称单向自动增力式车轮制动器。
若将上述活塞轮缸改为双活塞轮缸, 此时两蹄上、下端都没有固定支点, 其上端浮靠在蹄销上, 下端仍采用连接杆浮动连接, 并用回位弹簧拉紧。当车在前进制动时, 前蹄下端经过连杆推压后蹄, 后蹄上端抵在支承销上, 产生自动增力作用。当倒车制动时情况相反, 但制动效果一样, 故称双向自动增力式车轮制动器。
二、鼓式车轮制动器的检修
(1) 检查制动鼓是否清洁, 有无裂纹、擦伤, 并测量制动鼓内径检查工作面磨损状况。若制动鼓工作面磨损严重或有裂纹等缺陷, 应予以更换。
(2) 检查制动蹄摩擦衬片的磨损状况。若任何一个摩擦衬片的磨损超过使用极限, 应更换所有制动蹄片。在更换制动蹄摩擦片, 并重新加工了制动鼓的摩擦表面后, 或因拆卸制动底板致使制动蹄支承销转动凸轮位置改变, 从而破坏了制动蹄摩擦片和制动鼓的正确接触状态时, 需进行全面的调整:通过反复拧动制动蹄支承销和调整臂的蜗杆轴, 使制动蹄摩擦片和制动鼓完全贴合。在调整好的这个位置上, 小心地拧紧支架的紧固螺母和制动蹄支承销的锁紧螺母。将蜗杆轴拧松1/2~2/3圈, 制动鼓应能自由转动, 不与制动蹄摩擦片或其它零件擦碰。用塞尺检查制动蹄摩擦片与制动鼓间的间隙范围为:制动鼓支承销端0.25~0.4 mm, 凸轮端0.4~0.6 mm, 同一端两蹄之差小于0.1 mm。
(3) 用制动液清洗制动分泵的零部件, 检查分泵各零部件有无磨损、裂纹、腐蚀或损坏, 若有不良情况应予以更换。检查制动支承杆各弹簧是否损坏、锈蚀、弹性变差, 若有不良情况应予以更换。
摘要：本文详细介绍了鼓式车轮制动器分类, 即非平衡式、平衡式和自动增力式三种制动器的结构, 同时讲述了鼓式制动器的检修, 供维修人员参考。
盘式鼓式制动器优劣与分析 篇4
目前制动热负荷对制动系统的性能和使用寿命的研究越来越深刻, 温度是影响其中的一个重要因素。制动系统设计不合理, 摩擦片间隙不合适也会造成重大事故。[1,2,3]
1 制动器概述
1.1 鼓式制动
鼓式制动应用在汽车上面已经近百年的历史, 但是由于它的可靠性以及强大的制动力, 使得鼓式制动现今仍配置在许多车型上 (多使用于后轮) 。鼓式制动是借由液压将装置于制动鼓内之制动片往外推, 使制动片与随着车轮转动的制动鼓之内面发生磨擦, 而产生制动的效果。
踩下制动踏板时, 脚的施力会使制动总泵内的活塞将制动油往前推去并在油路中产生压力。压力经由制动油传送到每个车轮的制动分泵活塞, 制动分泵的活塞再推动制动片向外, 使制动与制动鼓的内面发生磨擦, 并产生足够的磨擦力去降低车轮的转速, 以达到制动的目的。
鼓式制动的制动鼓内面就是制动装置产生制动力矩的位置。在获得相同制动力矩的情况下, 鼓式制动装置的制动鼓的直径可以比盘式制动的制动盘还要小上许多。因此载重用的大型车辆为获取强大的制动力, 只能够在轮圈的有限空间之中装置鼓式制动。
简单的说, 鼓式制动就是利用制动鼓内静止的制动片, 去摩擦随着车轮转动的制动鼓, 以产生摩擦力使车轮转动速度降低的制动装置。
1.2 盘式制动
盘式制动是以静止的制动片, 夹住随着轮胎转动的制动盘以产生摩擦力, 使车轮转动速度将低的制动装置。当踩下制动踏板时, 制动总泵内的活塞会被推动, 而在制动油路中建立压力。压力经由制动油传送到制动卡钳上之制动分泵的活塞, 制动分泵的活塞在受到压力后, 会向外移动并推动制动片去夹紧制动盘, 使得制动片与制动盘发生磨擦, 以降低车轮转速, 好让汽车减速或是停止。
由于车辆的性能与行驶速度的提升, 为增加车辆在高速行驶时制动的稳定性, 盘式制动已成为当前制动系统的主流。由于盘式制动的制动盘暴露在空气中, 使得盘式制动有优良的散热性, 当车辆在高速状态做急制动或在短时间内多次制动, 制动的性能较不易衰退, 可以让车辆获得较佳的制动效果, 以增进车辆的安全性。并且由于盘式制动的反应快速, 有能力做高频率的制动动作, 因此许多车款采用盘式制动与ABS系统以及VSC、TCS等系统搭配, 以满足此类系统需要快速做动的需求。 (图1、2)
2 鼓式制动器与盘式制动器的优劣
鼓式制动的优劣:
a.有自动刹紧的作用, 由此制动系统可以使用较低的油压。
b.手制动机构的安装容易。有些后轮装置盘式制动的车型, 会在制动盘中心部位安装鼓式制动的手制动机构。
c.零件的加工与组成较为简单, 制造成本较为低廉。
d.鼓式制动的制动鼓在受热后直径会增大, 而造成踩下制动踏板的行程加大, 而使制动反应不如预期。在驾驶采用鼓式制动的车辆时, 尽量避免高频率制动而造成制动片因高温而产生热衰退现象。
e.构造复杂, 零件较多, 维修不易。
盘式制动的优劣:
a.盘式制动散热性比鼓式制动好, 在连续踩踏制动时不会造成制动衰退而使制动失灵的现象, 且高负载时耐高温性能好。
b.盘式制动系统的反应快速, 可做高频率的制动动作, 更容易在较短时间内停车, 符合ABS系统的需求。
c.正常标载范围内, 制动效果稳定, 当超载时, 制动效果大打折扣。
d.制动盘的排水性较好, 可以降低因为水或泥沙造成制动不良的情形。由于长期暴露在空气中, 也会受到水渍锈蚀。
e.与鼓式制动相比较下, 盘式制动的构造简单, 且容易维修。
f.盘式制动的制动片与制动盘之间的摩擦面积比鼓式制动的小, 盘式制动的制动力比鼓式制动力低。
g.手制动装置不易安装, 有些后轮使用盘式制动的车型为此而加设一组鼓式制动的手制动机构。
h.制动片磨损较大, 更换频率高。
i.对盘式制动系统来说, 表面不能出现磨损凹槽线沟, 而且左右盘的厚度必须相同, 如此才能获得相同的制动力分配, 此外必须确保盘避免受到侧向的撞击。制动盘和制动鼓的平衡也会严重的影响车轮的平衡。
3 盘式结构分析优化
3.1 盘式制动的三维建模
以某车型的盘式制动器为例, 通过三维仿真软件Pro/E建立实体仿真模型, 如图3、4。制动盘上均匀分布着小孔, 其作用是加速通风散热, 当冷热不均时, 消除多余热应力, 避免变形, 在离心力的作用下还可清洁盘片, 提高碟片使用寿命, 减轻质量等。
猜测制动性能是否与小孔分布、直径、数目有关, 适当缩小小孔直径, 利用小孔阻尼效应, 提高盘式制动器的性能。
3.2 结构分析
摩擦力 (F) 的大小是与摩擦系数 (C) 及摩擦受力面所受垂直方向的正压力 (N) 的乘积成正比, 以物理学公式表示成:
对制动系统来说:C是指制动片与制动盘的摩擦系数, N是制动卡钳活塞对制动片所施的力 (Pedal Force) 。摩擦系数越大所产生的摩擦力就越大, 但是制动片与盘间的摩擦系数会因为摩擦后所产生的高热而有所变化, 也就是说摩擦系数 (C) 是随温度的的变化而变化, 每一种制动片因为材质的不同而有不同的摩擦系数变化曲线, 因此不同的制动片会有不同的最佳工作温度, 及适用的工作温度范围。制作制动盘的材料大致分为碳纤和铸铁两大类。碳纤制动盘耐热性好而且非常轻, 但价格相对昂贵, 所以只用在F1等比赛竞技中。一般情况下使用铸铁作为制动盘的原材料。制动性能与制动盘的材料有着密切关联, 而由于国内厂家热处理和加工水平的制约, 成本大幅度提高, 制动性能却达不到预期效果。
结束语
工程车辆在重载情况下, 行驶在泥泞、坑洼等恶劣的路况上, 因超载带来的惯性和频繁制动导致的热衰减情况, 从而制动性能大不如从前, 制动系统的寿命也大大缩短。由于国内厂家热处理和加工水平的制约, 导致盘式制动系统在矿用上的成本增加, 这也是最重要的限制因素。
参考文献
[1]陈家瑞.汽车构造 (第三版) [M].北京:机械工业出版社, 2009, 6, 1.
[2]刘金朝等.整体制动盘热应力有限元仿真分析[J].中国铁道科学, 2007, 28 (2) .
鼓式制动 篇5
制动系统是车辆底盘系统中最为重要的组成部分之一,制动系统的效能高低直接关系到车辆的行驶及驻车安全性,因此对于制动系统的设计及校核,是整车开发设计环节中不可缺少的重要部分。制动系统主要由供能装置、控制装置、传动装置和制动器四大部分组成。制动器目前主要可分为两类,一种是盘式制动器,另一种则是鼓式制动器,对于货车而言,主要采用鼓式制动器,其突出优点为具有可利用制动蹄的增势效应而达到很高的制动效能因数,并具有多种不同性能的可选结构型式,以及其制动性能的可设计性强、制动效能因数的选择范围很宽、对各种汽车的制动性能要求的适应面广等。
领从蹄式鼓式制动作为鼓式制动器的一种,其制动效能效能和制动效能稳定性,在鼓式制动器中居中游;前进、倒退行驶的制动效果不变;结构简单,成本底;便于附装驻车制动驱动机构;调整蹄片与制动鼓之间的间隙工作容易,因而领从蹄式制动器得以在货车上得到广泛应用。
当前鼓式制动器的设计参数主要有制动鼓内径D,摩擦衬片宽度b和包角β,摩擦衬片起始角β0,制动器中心到张开力P作用线的距离a,制动蹄支承点位置坐标k和c和衬片摩擦系数f,通过对这些参数的理论设计,可以给出三维建模的有关参数,从而可以进行后期的仿真分析研究。
1、鼓式制动器的参数设计
1.1 HFC3030型货车的主要参数
本次鼓式制动器设计中将以HFC3030型货车作为设计对象,实际测得具体HFC3030车辆有关数据如下:汽车轴距L=2600mm;汽车空载及满载时的总质量ma=3000kg,ma=4000kg;空、满载时的质心位置,质心高度gh'=950mm,hg=810mm;质心距前轴距离L'1=1300mm,L1=1768mm;质心距后轴距离'2L=1300mm,L2=832mm;车轮滚动半径rr=330mm;轮胎型号:6.50R16。
1.2 制动鼓内径D
输入力P一定时,制动鼓内径越大,制动力矩越大,且散热能力也越强。但增大D受轮辋内径限制。制动鼓与轮辋之间应保持足够的间隙,通常要求该间隙不小于20mm,否则不仅制动鼓散热条件太差,而且轮辋受热后可能粘住内胎或烤坏气门嘴。制动鼓应有足够的壁厚,用来保证有较大的刚度和热容量,以减小制动时的温升。
由选取的轮胎型号6.5-16,得
Dr=16×25.4=406.4mm
故D=0.75×406.4=304.8mm
由QC/T309—1999《制动鼓工作直径及制动蹄片宽度尺寸系列的规定》,从表1。
取得制动鼓内径=320mm
轮辋直径Dr=406.4mm,制动鼓的直径D与轮辋直径Dr之比的范围:D/Dr=0.70~0.83;经过计算,初选数值约为0.74,属于0.70~0.83范围内。因此符合设计要求。
1.3 摩擦衬片宽度b和包角β
摩擦衬片宽度尺寸的选取对摩擦衬片的使用寿命有影响。衬片宽度尺寸取窄些,则磨损速度快,衬片寿命短;若衬片宽度尺寸取宽些,则质量大,不易加工,并且增加了成本。
制动鼓半径R确定后,衬片的摩擦面积为A=Rβb。制动器各蹄衬片总的摩擦面积越大,制动时所受单位面积的正压力和能量负荷越小,从而磨损特性越好。
根据统计资料分析,单个车轮鼓式制动器的衬片面积随汽车总质量增大而增大,具体数据见表2。
试验表明,摩擦衬片包角为:90º~100º时,磨损最小,制动鼓温度最低,且制动效能最高。β角减小虽然有利于散热,但单位压力过高将加速磨损。实际上包角两端处单位压力最小,因此过分延伸衬片的两端以加大包角,对减小单位压力的作用不大,而且将使制动不平顺,容易使制动器发生自锁。因此,包角一般不宜大角于120º。衬片宽度b较大可以减少磨损,但过大将不易保证与制动鼓全面接触。初选衬片包角β=110º。
通常根据在紧急制动时使其单位压力不超过2.5MPa,以及国家标准QC/T309—1999选取摩擦衬片宽度b=65mm。
根据国外统计资料可知,单个鼓式车轮制动器总的衬片摩擦面积随汽车总质量的增大而增大,并且制动器各蹄片摩擦衬片总摩擦面积愈大,则制动时产生的单位面积正压力愈小,从而磨损亦愈小。
而单个摩擦衬片的摩擦面积A又决定于制动鼓半径R、衬片宽度b及包角β,即A=Rbβ。
故摩擦衬片的摩擦面积:
A=160×65×110°/180°×3.14mm2=199.56 cm2
单个制动器的摩擦衬片的摩擦面积=2A=399.13 cm2,如表2所示,摩擦衬片宽度b的选取合理。
1.4 摩擦衬片起始角β0
一般将衬片布置在制动蹄的中央,即令β0=90º-β/2=350。
1.5 制动器中心到张开力P作用线的距离a
在保证轮缸能够布置于制动鼓内的条件下,应使距离a尽可能大,以提高制动效能。初取a=0.8R左右,则取a=120mm。
1.6 制动蹄支承点位置坐标k和c
应在保证两蹄支承端毛面不致互相干涉的条件下,使k尽可能小而c尽可能大(图1)。初取k=0.2R左右,暂取24mm,c=120mm。
1.7 衬片摩擦系数f
选择摩擦片时不仅希望其摩擦系数高,更要求其热稳定性要好,受温度和压力的影响要小。但不能单纯地追求摩擦材料的高摩擦系数,对领从蹄式制动器而言,提高对摩擦系数的稳定性和降低制动器对摩擦系数偏离正常值的敏感性是非常重要的。另外,在选择摩擦材料时应尽量采用减少污染和对人体无害的材料。当前国产的制动摩擦片材料在温度低于250℃时,保持摩擦系数f=0.35~0.40已无大问题。因此,在假设的理想条件下进行制动器设计时,取f=0.38可使计算结果接近实际。
2、制动器主要零件的结构设计
2.1 制动鼓
制动鼓应具有高的刚性和大的热容量,制动时其温升不应超过极限值。制动鼓的材料与摩擦衬片的材料相匹配,应能保证具有高的摩擦系数并使工作表面磨损均匀。
制动鼓在工作载荷作用下会变形,致使蹄鼓间单位压力不均匀,且会损失少许踏板行程。鼓筒变形后的不圆柱度过大容易引起自锁或踏板振动,为防止这些现象需提高制动鼓的刚度。为此,沿鼓口的外缘铸有整圈的加强肋条,也有的加铸若干轴向肋条以提高其散热性能。
制动鼓壁厚的选取主要是从刚度和强度方面考虑。壁厚取大些也有助于增大热容量,但试验表明,壁厚从11mm增至20mm,摩擦表面平均最高温度变化并不大。一般铸造制动鼓的壁厚:轿车为7~12mm,中、重型货车为13~18mm。制动鼓在闭口一侧可开小孔,用于检查制动器间隙。
HFC3030属于轻型载货货车,因此本设计制动鼓采用Y200灰铸铁铸造,制动鼓壁的厚度选取15mm。
2.2 制动蹄
轿车和轻型、微型货车的制动蹄广泛采用T形型钢辗压或钢板冲压—焊接制成。制动蹄的断面形状和尺寸应保证其刚度好,重型汽车制动蹄的断面有山字形、工字型几种。制动蹄腹板和翼缘的厚度,轿车的约为3~5mm,货车的约为5~8mm。摩擦衬片的厚度,轿车多用4.5~5mm,货车多在8mm以上。衬片可以铆接或粘接在制动蹄上,粘接的允许其磨损厚度较大,但不易更换衬片;铆接的噪声较小。因此,本设计制动蹄采用热压钢板冲压焊接制成,翼缘的厚底取6mm。
2.3 制动底板
制动底板是除制动鼓外制动器各零件的安装基体,应保证各安装零件相互间的正确位置。制动底板承受着制动器工作时的制动反力矩,故应有足够的刚度。为此,由钢板冲压成形的制动底板都具有凹凸起伏的形状。重型汽车采用可锻铸铁KTH 370-12的制动板座以代替钢板冲压的制动底板。刚度不足会导致制动力矩减小,踏板行程加大,衬片磨损也不均匀。制动底板的厚度一般为2.6~5.8mm。因此,本设计制动底板采用热压钢板冲压成型,制动底板的厚度取5mm。
2.4 制动蹄的支承
二自由度制动蹄的支承,结构简单,并能使制动蹄相对制动鼓自行定位。为了使具有支承销的一个自由度的制动蹄的工作表面与制动鼓的工作表面同轴心应使支承位置可调。本设计为了达到此目的,采用偏心支撑销。
3、总结
本文根据HFC3030车型实际车辆数据,通过合理的设计,得到了鼓式制动器的各项具体参数,可用于后期的三维造型及仿真设计研究,从而科学设计了货车鼓式制动器,此种设计方法适用于实际的工业生产要求,具有广阔的适用范围和参考价值。
摘要：制动系统是整个车辆底盘系统中一个很重要的系统,它既要使行驶中的汽车减速,又要保证车辆能够在各种道路条件下稳定驻车,同时使下坡行驶的汽车车速保持稳定。因此,汽车的制动系对汽车的安全行驶起着十分重要的作用,本次设计中,根据已有的HFC3030车辆的数据对鼓式制动器进行设计,重点对制动器的组成、制动器的方案确定、鼓式制动器的结构参数的设计、制动器相关部件的校核等方面进行了理论设计分析,从而给出建立三维模型的有关数据。
关键词：鼓式制动器,制动蹄,制动鼓
参考文献
[1]张炳力主编.汽车设计.合肥:合肥工业大学,2011.
[2]清华大学余志生主编.汽车理论第五版.北京:机械工业出版社,2009.
[3]刘惟信编著.汽车制动系统的结构分析与设计计算[M].北京:清华大学出版社,2004.9.[4][美]L.鲁道夫编.汽车制动系统的分析与设计[M].张蔚林,陈名智译.北京:机械工业出版社,1985.
[5]陈家瑞.汽车构造(下册)[M].北京:人名交通出版社,2008.
鼓式驻车制动器的修理与装配调整 篇6
一、鼓式驻车制动器的修理
1. 驻车制动鼓磨损的修理
驻车制动鼓的工作表面如磨损起槽超过0.50 mm时, 可对鼓进行镗磨或车削, 其内径加大不得超过2.00 mm, 径向圆跳动应不大于0.15 mm。后端面的端面圆跳动应不大于0.40 mm。驻车制动鼓如有裂纹, 应予更换。
2. 驻车制动蹄片及衬片的修理
(1) 驻车制动蹄摩擦片, 如磨损至距铆钉头0.50 mm时应更换, 其铆接工艺如下:
(1) 拆除旧摩擦片, 检验蹄片铆钉孔有无凸起现象, 不圆度如超过0.4 mm时, 将孔填焊, 另钻标准孔。
(2) 制动蹄弧面变形时, 应进行矫正。制动蹄装交点销处出现扭曲的, 应进行敲击矫正。摩擦片的弧度应与制动鼓接触紧密。
(3) 铆接摩擦片时, 将摩擦片、衬垫和制动蹄放正, 用夹具夹紧, 用钻头钻出铆钉孔, 用锪钻在摩擦片钻孔处锪出2/3的盲孔。
(4) 用铆钉铆接摩擦片, 铆好的摩擦片应紧密贴合, 用0.12 mm厚的塞尺检查间隙时, 不应通过。铆钉头应低于摩擦片工作面0.8~2 mm, 铆好的摩擦片不应有裂纹、缺口及铆接不紧密等现象, 摩擦片两端应用木工锉锉成斜角。
(5) 检查摩擦片制动鼓的接合面。将制动鼓涂上白粉笔, 把蹄片贴在制动鼓上来回移动, 正常接合时, 接合面积应不少于摩擦片总面积的50%, 并且两端重, 中间轻。否则, 应用光磨机光磨。
(2) 制动蹄片不得有裂纹, 弧度应正确。
(3) 驻车制动蹄铆钉孔如磨损过大, 应堆焊后重钻标准孔 (可按铆钉杆直径尺寸) 。
(4) 驻车制动蹄销孔, 如磨损过大, 应堆焊重新钻标准孔。
(5) 更换衬片工艺与车轮制动蹄片相似, 摩擦片铆紧在制动蹄上, 铆钉头距摩擦片表面厚度约3 mm, 相当于总厚度的1/3。
3. 其他零件的修理
(1) 驻车制动蹄支承销磨损过大超过0.15 mm以上应镀铬或堆焊修复, 支承销与底板正常间隙为0.025~0.120 mm, 最大不得超过0.15 mm, 支承销偏心与制动蹄偏心孔的配合间隙为0.03~0.11 mm, 最大不得超过0.14 mm, 若两处均超过上述标准值, 应更换支承销。
(2) 驻车制动蹄回位弹簧弯曲、断裂、拉力达不到标准, 应予更换。
(3) 驻车制动盘与凸轮衬套磨损松动应配新衬套。座孔与衬套应有过盈量0.01~0.09 mm。凸轮轴与凸轮轴衬套互相磨损不得超过0.20 mm, 凸轮轴可镀铬或堆焊后磨圆。
二、鼓式驻车制动器的装配与调整
1. 鼓式驻车制动器的装配
(1) 在变速器修理装配后, 将驻车制动底板与驻车制动底板支架装在变速器第二轴后轴承盖上。
(2) 将驻车制动器凸轮轴和限位片装入支架, 拧紧固定螺栓。
(3) 制动盘下端装上两个驻车制动蹄偏心调整轴, 使偏心向内, 拧上紧固螺母。
(4) 驻车制动蹄上端装入滚轮与滚轮轴, 下端蹄孔套入偏心调整轴内, 并将回位弹簧扣在弹簧孔内, 使两驻车制动蹄片与滚轮夹在凸轮轴凸轮上 (蹄片外圆的最小位置) 。
(5) 将驻车制动鼓凸缘与甩油环装在变速器第二轴花键槽上, 垫上碟形弹簧拧紧锁紧螺母, 将制动鼓按定位螺钉放置, 同时将传动轴前缘叉一并拧紧。变速器在空挡时, 转动制动鼓应无阻力, 转动自如。
(6) 固定住套在驻车制动凸轮轴上的摇臂及弹簧挡圈, 拧紧夹紧螺栓。
2. 鼓式驻车制动器的调整
(1) 调整驻车制动蹄片与驻车制动鼓间隙, 应将驻车制动鼓检视孔转到靠近驻车制动蹄支承位置, 能将规定尺寸的塞尺插入蹄片与驻车制动鼓之间, 用扳手向外转动驻车制动蹄片承销, 直至塞尺拉动时稍感有阻力为止, 拧紧锁止螺母。
(2) 再将驻车制动鼓检视孔转到上端, 用塞尺插入蹄片与驻车制动鼓之间, 扳动凸轮摇臂 (向下扳) , 直到塞尺拉动时稍有阻力。上端与下端反复检查一、二次即可。再检查蹄片与驻车制动鼓的间隙, 应为0.20~0.40 mm。
(3) 把驻车制动杆推到最前位置, 转动调整叉, 改变拉杆长度, 使拉杆上叉形销孔与拐臂下端销孔相重合, 装上销子。