液压盘式制动器

液压盘式制动器（精选八篇）

液压盘式制动器 篇1

1 制动器的结构和工作原理

液压盘式制动器是农用四轮拖拉机上的安全制动装置, 安装在拖拉机的驱动轮主轴上, 其机械结构如图1所示。液压盘式制动器通过轴承座由螺钉固定在机器牵引部壳体上, 其工作原理是:当车辆在正常行驶时, 活塞8、摩擦片11、轴承座9是分离的, 活塞和轴承轴座固定不动, 摩擦片在主轴的带动下高速旋转;当车辆制动时, 制动电磁阀控制液压油从进油口1进入油缸, 在液压油的作用下将活塞压向高速旋转的摩擦片, 使之与另一端的轴承座接触, 这样在液压力的作用下, 活塞和轴承座将摩擦片压紧, 产生制动力矩, 起到制动主轴的作用[1]。制动取消时, 液压油经电磁阀回油池, 这时由于液压力的撤销, 活塞、摩擦片、轴承座三者再次分离, 制动力矩消失。

2 液压盘式制动器的特点

液压盘式制动器在四轮拖拉机上的应用越来越广泛, 原因是它与鼓式制动器相比有如下突出的优点。

2.1 制动稳定性好

它的制动效果与摩擦系数的K-μ曲线变化较平衡, 因而对摩擦系数的要求较低, 制动时对外界的影响因素敏感度低。拖拉机在制动时可以保证制动效果的稳定和可靠。

1.进油口2.制动器壳体3、7.O型圈4.销5.放气螺塞6.防尘圈8.活塞9.轴承座10.弹簧11.摩擦片

2.2 结构简单, 体积小, 制动力矩大

液压盘式制动器结构简单, 利用制动活塞和轴承座压紧摩擦片实现制动, 拖拉机的减速度与制动管路压力是线性的关系, 制动力矩大且输出平稳。

2.3 免受泥沙侵扰

液压盘式制动器是密封的, 与鼓式制动器相比摩擦片不受雨水、泥沙、锈蚀的侵扰, 有利的保证了制动器处于良好的工作环境中。

2.4 制动行程稳定, 制动效果好

制动时制动踏板力较小, 且车速对踏板力的影响较小, 制动行程稳定, 制动效果好。

3 液压盘式制动器存在问题

由于农用拖拉机工作环境恶劣, 设备维护水平低, 液压盘式制动器常常会出现性能不稳定, 如工作过程中卡死、抱死, 出现跑偏、侧滑等现象, 已成为行业难点之一, 其使用过程中存在以下几个问题。

一是摩擦片在工作过程中的磨损情况无法知道, 如制动过程中的温度分布, 磨损量, 位移等, 没有准确信息来反映它所处的状态, 观察不方便。由于设备维护保养率低, 常常是制动器出现问题后才进行检修, 存在不安全隐患。二是在田间作业时, 常会出现液压盘式制动器卡死, O型密封圈变形、破裂等问题。三星公路运输中, 紧急制动时常会出现侧滑、制动力不平衡等问题。

以上问题的出现均由于制动器缺少智能检测装置, 无法检测车辆在制动时的摩擦片温度、磨损量、位移、油压、制动器油缸油量等信息, 无法观察制动的实时状态。因而液压盘式制动器加装一种利用微电子新技术实现智能检测十分必要[2]。

4 液压盘式制动器的保养

拖拉机的维修保养工作是确保拖拉机能否长时正常运转的关键。对延长拖拉机的使用寿命具有重要的作用。制动器是拖拉机上的重要部件, 在日常的维修保养中要尤其重视, 在保养时也有一定的要求, 重点注意以下几点。

4.1 定期保养

制动器是属于磨损件, 在平时使用过程中要注意定期检查, 以确保摩擦片的磨损在正常范围之内。定期检查制动油的剩余量, 如果制动油量低于标准液面, 应立刻添加, 添加的制动液应与原有制动液牌号相符合。在更换了任何制动系统中的任何一个部件后都需要进行重新的加注制动油、排除空气。

4.2 成对维护

制动器在维护过程中一定要成对进行, 否则容易造成各轮上的制动效果不均匀。尤其摩擦片的更换要成对进行, 若发现两只摩擦片磨损不均匀, 应当检查制动的其它部件, 找出磨损不均匀的原因加以排除[3]。

4.3 正确操作, 留心观察

农用拖拉机的工作环境比较恶劣, 驾驶员在操作过程中一定要按照规范, 不得野蛮驾驶, 留心观察机器的异常, 将故障早发现, 早排除。

5 结语

液压盘式制动器结构简单、体积小、制动力矩大, 制动性能稳定可靠, 且不受泥水侵袭等优点, 在农用拖拉机上应用越来越广泛。但由于其缺少智能检测装置, 无法检测车辆在制动时的摩擦片温度、磨损量、位移、油压、制动器油缸油量等信息, 无法观察制动的实时状态。因此, 液压盘式制动器实现智能化很有必要。

参考文献

[1]赵亮, 王瑾, 周新建.盘式液压制动器智能监测系统的研究[J].铸造技术, 2010, 31 (10) :1344-1346.

[2]蒋继祥.制动液的更换与制动系统气体排放技术[J].农机使用与维修, 2012 (3) :58-59.

简析矿井提升机盘式制动器可靠性 篇2

关键词:提升机制动器可靠性

0 引言

在矿井提升系统中,矿井提升机的主要任务是沿井筒提升煤炭、矿石和矸石;升降人员和设备;下放材料和工具等。矿井提升设备是联系井下与地面的主要提升运输工具,因此它在整个矿井生产中占有重要的地位。制动装置是矿井提升机的重要组成部分之一,直接关系着提升设备的安全运行。由于提升机的安全运行,很大程度是要完善设备的保护设施的可靠性和自动化程度,减少维修量,延长使用寿命,更重要的是取决于制动系统的可靠性,防止和杜绝故障的发生。因此,努力提高液压传动装置和盘形制动器的可靠性有着非常重要的实际意义。

1 盘式制动器的可靠性理解

从狭义可靠性理解,盘式制动器包含不可维修因素,如制动弹簧失效之后,影响制动力矩,需要更换新弹簧才能使制动器可靠性达到原有水平;闸瓦与闸盘之间摩擦系数衰减,也只能靠更换新闸瓦方能维持原有可靠性水平。从广义可靠性理解,盘式制动器含有可维修因素,如闸瓦磨损后产生的间隙增大,经调整便可达到原有可靠性;液压站零件发生故障,修理后也能使制动器可靠性达到设计水平。由此可知,制动器的工作可靠性是固有可靠性和使用可靠性的综合反映。固有可靠性是由制动器设计制造及材料等因素决定的,在制动器产品出厂时便已明确,使用可靠性则是安装、维护及操作等因素决定的,它反映了制动器固有可靠性在实际运行中的发挥程度,因此,固有可靠性的体现,受使用可靠性的限制,固有可靠性再高,使用可靠性却较低,制动器的实际工作可靠性依然不会高。

2 制动器的故障模式分析

提升机制动器的故障,是指制动器未能达到设计规定的要求(如制动力矩不足或制动减速度超限),因而完不成规定的制动任务或完成得不好。盘式制动器有许多故障,但并不是所有故障都会造成严重后果,仅是其中一些故障会影响制动器功能或造成事故损失。因此,在分析制动器故障的同时,还需要对故障的影响或后果进行评价,这称为故障模式和影响分析。制动系统中包括功能件、组件和零件。所谓功能件,是指由几个到几百个零部件组成的,具有独立功能的子系统,例如液压站、盘闸、控制台;组件是由两个以上的零部件构成的并在子系统中保持特定功能的部件,如电磁阀、电液调压装置;零件是指无法继续分解的具有设计规定的单个部件。一般情况下,零件故障都可能导致制动器的故障。在运行过程中,规定时间内无法启动,预定时间内无法停车,制动能力降级或受阻。显然,制动力矩不足等故障将直接引发制动器致命性故障,应倍加注意。近年在实际使用中,已多次发生盘式制动器刹不住车引发的“放大滑”事故,造成很大的经济损失。根据上述可靠性的论述,制动器的固有可靠性和使用可靠性的串联乘积,正体现了制动器的工作可靠性。

3 制动器工作可靠评定

制动装置各单元之间常常表现为串联关系,只有液压站的动力部分是冷储备关系,而多副盘形闸的制动力矩则是表决状态关系(或简化为并联关系),这些复杂的功能关系使制动装置的可靠性评定比较复杂。在实际工作中,制动装置可靠性评定分为现场可靠性评定和理论可靠性评定。现场可靠性评定是通过收集现场运行提升机的寿命数据,对制动器的MTBF、λ和寿命分布等参数进行估计;理论可靠性评定则是依据可靠性计算方法,对制动器关键单元的可靠性做分析计算。显然,现场可靠性评定具有全面性,方法简单;而理论可靠性评定则过于抽象,但却具有指导意义。

4 制动器维护可靠性评定

我们从实践中可以体会到,维护良好的制动器一般情况下都能够发挥应有的功能,而维护不善的制动器则往往潜伏事故隐患。从制动器的故障模式分析不难看到,保证制动器的固有可靠性的主要维护工作包括:①制动闸瓦与闸盘间隙的调整;②闸盘污染控制;③液压站油压值整定及残压限制。在以上三项维护工作中,若有一项维护工作未做好,都会影响制动器的固有可靠性发挥。因此,维护可靠性是这三项单元可靠性的串联组合,即闸瓦同步贴闸可靠性、闸盘污染可靠性与液压站残压可靠性三者的乘积。贴闸可靠性是指制动器所有制动闸同步贴闸的能力;若贴闸同步能力差,则制动力矩达不到设计值,固有可靠性保障能力差。闸盘污染可靠性是指污染闸盘与闸瓦摩擦制动力矩不减值的能力;残压可靠性则是指液压站残压不超过规定值的能力。由于当前维护工作和结构设计中对闸盘污染都给予高度重视,所以发生非人为污染的概率非常小。残压可靠性与液压系统故障和电液阀调整、阀弹簧的抗疲劳能力有关。因此,维护可靠性的重点在于闸瓦间隙调整而影响的贴闸可靠性。

一般情况下,制动闸不同步的原因在于闸瓦间隙差别和油缸阻力差别。贴闸油压的离散程度能够反映制动闸的贴闸可靠性,贴闸油压越集中,同步贴闸数目越大,贴闸可靠性也越高;反之,贴闸油压愈分散,贴闸同步性愈差,贴闸可靠性也愈低。

5 制动器与液压传动装置的监测

为了进一步提高制动器与液压传动装置的可靠性,增强监测功能是必要的。如果制动器和液压传动装置出现故障,特别是液压的残压以及油污染会导致电磁换向阀的卡住等,都会造成严重后果。监测用的常用方法有:①PBM监测方法:利用该仪器与液压站油压制动阀联合使用,监测制动力矩,闸瓦间隙和闸瓦同步状态,而且还具有检测制动闸空动时间,闸瓦摩擦;能够识别诸如蝶性弹簧断裂失效,闸瓦磨损,残压过高,油路不畅通和油缸受卡等故障。②盘形制动器控制补偿增压装置:为了保证盘形制动器的工作可靠性,中国矿业大学开发盘形制动器控制补偿增压,利用该装置,能够在制动器制动力矩意外降低而刹不住闸时,补偿制动力矩,增大制动力,从而保证提升机安全可靠。

6 结束语

目前,因盘式制动器已经克服了块式制动可靠性不高的缺点,已被广泛地使用。制动装置是提升机不可缺少的重要组成部分,提升机的各种保护措施,都要终结于制动装置,其可靠性直接关系到矿井的安全生产,因此,对提升机盘式制动装置可靠性的研究,了解其工作可靠性评定、维护可靠性评定将对提升安全系统具有特别重要的意义,有利于了解设备运行的规律,制定科学的维护制度,另外,减少和预防油污染对提升机系统的可靠性有重大意义,从而保证煤矿安全生产。

参考文献:

[1]夏荣海,郝玉琛.矿井提升机械设备[M].徐州:中国矿业学院出版社.1997.

电力液压鼓式盘式制动器的性能比较 篇3

两个对称布置的制动瓦块在径向抱紧制动轮产生制动力矩, 从而使制动轮轴所受制动力抵消, 鼓式制动器结构紧凑, 紧闸和松闸动作快, 但冲击力大。在桥架类型起重机上大多采用这种制动器。

2 制动性评价指标

评价制动性常用的两个指标是:

制动效能:制动效能指制动时所产生的制动减速度所经过的制动距离和制动时间;

制动效能的恒定性:制动效能的恒定性指制动器抵抗制动效能变坏的能力, 如抗热衰退性能, 即长时间反复制动使制动器发热时, 制动效能的保持能力。

3 电力液压鼓式制动器的结构特点

根据现有鼓式制动器的制动臂形状特征分为直臂结构、双弯臂结构、单弯臂结构、弯臂结构;弹簧的安装形式分为横簧和竖簧。

直臂结构:简单、工艺性好, 使用中制动臂不受横向力, 适应制动轮正反转向性能好、但是它的闸瓦摩擦片上、下两片磨损不均, 上边在开闸状态还易于浮贴制动轮, 加快磨损和轮的发热, 因此开闸间隙必须加大而延长了制动时间。

弯臂结构:克服了摩擦不均的弊病, 可使退距尽量变小, 提高制动性能。

横簧结构:动作较灵敏, 但刚度要求高, 且制动衬垫摩擦过程中, 力矩降的快。

竖簧结构:制动力矩直接显示, 调整方便直观。

性能安全可靠, 制动平稳, 动作频率高;主要摆动铰点装有自润滑轴承, 传动效率高, 寿命长, 使用过程中无需润滑;无石棉制动衬垫与制动瓦块采用卡装插入式、安全可靠, 更换方便, 快捷;联锁式等退距装置, 使用过程中始终保持两侧瓦块退距均等, 避免因退距不均使一侧制动衬垫浮贴制动轮的现象。

4 电力液压盘式制动器工作原理

其上闸力是轴向力, 成对互相平衡, 但其摩擦力对制动轮轴产生制动力矩, 其大小依制动块的数目与安装而定。这种制动器的优点是对同一直径的制动盘可采用不同数量的制动块以达到不同的制动力矩。制动块的形状是平面的, 摩擦面易于跑合, 有时制动盘做成通风盘, 更易于散热。体积小、质量小, 动作灵敏, 摩擦面积大, 制动力矩大。它较多地应用于各类起重中。

5 电力液压盘式制动器的优点

(1) 结构简单紧凑, 摩擦片磨损均匀, 使用寿命长。

(2) 制动盘对摩擦片无摩擦增势作用, 制动效能受摩擦系数的影响较小。因此, 制动器的稳定性较好。

(3) 两摩擦面为平面接触, 制动瓦退距小, 因此两摩擦面贴合面积较大, 制动平稳冲击小。

(4) 易采取有效的散热措施 (如在制动盘中开设通风道) , 散热面积大, 因此散热性能好。

6 电力液压鼓式制动器和电力液压臂盘式制动器的结构比较

6.1 制动臂

鼓式制动器的制动臂现在大都由两片钢板组成, 形状做成直的或弯的, 主要由铰点的位置决定。直的制动臂可以保证制动轮轴不受弯曲力, 弯的制动臂使下铰点 (固定铰点) 向内移, 可以增大制动瓦块的包角。而液压臂盘式制动器的制动臂也是由两片钢板组成, 形状做成了半直半弯的。

6.2 等退距结构

液压臂盘式制动器的联锁式等退距均等装置, 在使用过程中可始终保持两侧瓦块退距均等, 完全避免了因退距不均使一侧制动衬垫浮贴制动盘的现象, 并设有瓦块自动随位装置。

6.3 衬垫磨损自动补偿装置

制动器在使用寿命期间不需要更换衬垫, 若使用磨损补偿装置, 则不需人工调节推杆的补偿行程, 可使瓦块退距和制动器力矩在使用过程中保持恒定。

6.4 润滑轴承

主要摆动铰点均设有自润滑轴承, 传动效率高。

(1) 鼓式制动器的杠杆结构简单, 横簧结构不分左右式手动装置, 竖簧结构和液压臂盘式制动器分左右式手动装置。

(2) 制动瓦与制动臂采用销轴链接, 制动衬垫铆接或插装在制动瓦上, 更换十分方便。

总之, 液压臂盘式制动器将向高频、高效、长寿命的工作制动器和大型化、高可靠性、长寿命的安全制动器两个方向发展。虽然体积较大, 较重, 但它仅接三相交流电, 方便使用, 既具有盘式的特点, 又具有液压推杆的特点, 所以在港机工作制动器上得到广泛使用。

盘式制动器排气装置的改进 篇4

1. 改进前的缺陷

改进前的制动器排放制动系统油路空气时,必须启动柴油机,在压缩空气压力达到0.6 MPa左右时方可进行排放。排放时需一人连踩几下制动踏板后,再踩住踏板不放,由另一人进入车轮下将放气阀旋出一些,使油路空气从排气阀排出。

(1)存在安全隐患

采用这种方法排除空气时,喷射出的油液很容易飞溅到维修人员面部,而且需往复多次方能将制动系统油路空气排放干净。此外,维修人员在柴油机启动状态下进入车轮下排放空气,也存在安全隐患。

(2)浪费制动液

用此方法排放油路空气时,会因油液喷射飞溅无法回收而造成浪费。据统计,1台ZLM50型装载机在排放油路空气过程中浪费制动液6～8 L左右。

(3)污染环境

用此方法排放油路空气时,油液喷射到地面会造成环境污染,影响文明施工生产,且容易造成维修人员滑倒、摔伤。

(4)零部件损坏

若放气单向阀螺栓或阀芯锈蚀、缝隙堵塞,均可造成油路中的空气不易排放。此外,若放气单向阀阀芯锈蚀,还容易在旋转该阀时将其拧坏。

(5)影响制动性能

用此方法排放空气时,若油液喷射飞溅到制动盘上,将造成制动块打滑,影响制动性能。

2. 改进方法

为解决制动系统油路排放空气时存在的上述问题,需采用1个带保护帽的放气单向阀替代原有放气阀,并制作1个空气排放管,一端接1个可调压的单向阀,另一端接针阀。压力可调单向阀另一端接贮油室。

(1)空气排放原理

制动系统油路排放空气原理如图1所示。放气单向阀用螺纹固定在钳夹制动缸端面上,靠放气单向阀保持制动缸油压。正常制动时,由于放气单向阀带有螺帽保护,可防止污泥、油垢黏附在放气单向阀上。在排放制动系统油路空气时,需拧下放气单向阀保护螺帽,将空气排放管接上。

(2)排气操作方法

油路排放空气的管路及单向阀如图2所示。先将空气排放管带有针阀的一端与制动钳制动分泵上的放气单向阀连接。连接过程中针阀把单向阀顶开,制动系统油路与空气排放管相通。再将空气排放管与压力可调单向阀连接。

待空气排放管安装完成后,启动柴油机,当制动系统气压升到0.6 MPa左右时踩踏制动踏板,压缩空气通过制动阀推动助力加力气室活塞和辅助液压缸活塞动作,便可将压力油的压力作用到制动分泵,从而实现制动。

若制动系统油路进入空气,排气时可连续踩几下制动踏板,待进入制动系统油路的空气压缩到一定压力时,制动液与空气便可通过空气排放管排放到贮油室内。直至制动油路空气排尽,即完成排气过程。

空气排出后,拆除空气排放管,并把放气单向阀保护螺帽拧上,以保护单向阀。对其余的制动器可进行同样的排气操作。

3. 改进后的优点

(1)保证排气作业安全

改进后的制动系统在排放油路空气时,维修人员不必进入车轮下,减轻了劳动强度,也避免了油液喷射到维修人员面部,消除了不安全因素。

(2)减少制动液浪费

排放制动系统油路空气时,制动液通过空气排放管、单向阀回到贮油室。制动液被重新循环利用到制动系油路中,避免了制动液浪费。

(3)减少作业环境污染

排放制动系统油路空气时,制动液通过排气管路、单向阀回到贮油室,避免了制动液喷射飞溅到地面而带来的环境污染。

(4)放气单向阀不易损坏

制动分泵放气单向阀配有螺帽保护,可防止阀芯黏附上污泥、油垢等。排放空气时,由于不用旋转放气单向阀,所以可避免将该阀拧坏。

(5)避免制动不良

RZS盘式制动器制动倍率的研究 篇5

基础制动装置是城市轨道交通车辆制动系统的关键部件之一[1,2]。随着列车速度的不断提高和承载量的不断增加, 盘式制动器因其低噪声、低热负荷以及良好的制动平稳性等优点, 广泛应用于铁路车辆[3,4]。发达国家对地铁制动设备核心技术的垄断, 造成国内地铁制动的关键部件长期需要从国外引进, 不仅资金投入大, 且设备维修周期长, 在一定程度上阻碍了我国地铁的发展[5]。 因此, 在引进和消化国外先进制动设备的基础上, 如何对其进行研发和创新便成为国内工程设计人员的首要任务。

本文基于RZS盘式制动器, 对其机构自由度和制动倍率进行了分析与研究, 比较了闸瓦间隙补偿前后的制动倍率的变化情况。

1RZS盘式制动器及工作原理

RZS盘式制动器是KNORR-BREMSE公司设计研发的新型制动设备, 其结构如图1所示。 该制动器主要包括:闸片间隙自动调整装置、弹簧储能停放制动气缸、隔膜式工作制动气缸、紧急释放手动装置、偏心轴、制动夹钳、闸瓦托和闸瓦 (安装在闸瓦托上, 图1中未示出) 。该制动器是一个非常紧凑的部件, 它省去了传统基础制动装置中的一系列传动部件, 大大提高了传动效率。

RZS盘式制动器的工作状态主要有3种:常用工作制动与缓解、停放制动与缓解、手动释放。

(1) 常用工作制动与缓解。当司机按下制动按钮, 经制动控制单元判断, 车辆需要施行空气制动时, 压缩空气就由风管同时送入隔膜气缸和储能气缸。压缩空气作用在储能缸内的活塞底面上, 将弹簧压缩至全缩位置。隔膜气缸内的隔膜在压缩空气的作用下, 克服复位弹簧力, 推动推盘活塞按图1方向运动。由于固结在偏心轴上的拨叉和托盘活塞的连接方式为铰连接, 因此, 运动的推盘活塞带动拨叉, 进而带动偏心轴按顺时针方向转动。通过螺栓固结并套装在偏心轴的上下轴头处的2块制动夹钳在偏心轴的带动下被带至制动位置。间隙自动调整装置在制动夹钳的带动下按图1所示方向运动, 使得通过螺栓连接并套装在制动缸体内另一侧的2块夹钳绕固定铰点运动至制动位置。此时, 2块闸片抱紧制动盘, 对轮对施行制动。制动缓解则与上述的常用工作制动过程相反。唯一不同的是, 充入储能缸内的压缩空气不会被排出, 仍然作用在储能缸内的活塞底部, 使弹簧始终被压缩在全缩位置。

(2) 停放制动与缓解。停放制动与缓解装置是一套辅助制动装置, 目的是在列车组完全失去动力状态下, 防止列车在小于3%的坡道上产生溜滑而采取的防护措施。当制动控制系统判断需要施行停放制动时, 储能缸内的压缩空气被排出, 储能弹簧的弹性势能被释放。在弹簧力的作用下, 储能缸内的活塞和推杆一起运动, 进而推动推盘活塞按图1所示方向运动。此后, 各零部件的运动与常用工作制动原理一样, 这里不再赘述。这里需要注意的是, 若施加了停放制动, 则列车无法牵引。列车接电, 动力恢复后, 可往弹簧储能制动气缸内充入压缩空气。压缩空气作用在储能气缸内的活塞底部, 和推杆一起克服储能弹簧的弹性势能, 逐渐压缩储能弹簧至全缩位置。隔膜气缸内的推盘活塞在复位弹簧的作用下复位, 闸片和制动盘之间的制动力消失, 使停放制动得到释放。

(3) 手动释放。停放制动装置出现故障, 即停放制动出现不能缓解的情况时, 可以通过紧急手动释放装置强行将其缓解 (原理如图2a所示) 。 用专用工具拉动安装在释放缓解装置上的拉杆 (图2中未示出) , 在拉杆的带动下, 缓解钩按图2a所示方向运动, 并与棘轮脱开。缓解复位杆在弹簧力作用下向下运动, 复位杆上部突出的部分卡住缓解钩, 使其不能往回运动。此时, 棘轮处于自由状态, 隔膜气缸内的推盘活塞在复位弹簧的作用下回位, 推盘活塞带动推杆总成按图2a所示方向运动。在非自锁螺纹的作用下, 棘轮按图2a所示方向自由旋转, 停车制动得到缓解。此时, 储能缸内的弹簧处于释放状态。下一次常用工作制动时, 列车有了动力, 压缩空气会再次驱动储能弹簧, 使其压缩至全缩状态。此时, 活塞处于储能缸内的上端, 活塞的端部作用在缓解复位杆的底部, 并将其向上顶起。缓解钩与复位杆上部突出的部分分离, 与棘轮再次啮合, 棘轮被固定, 整个机构被重置, 如图2b所示。

2自由度计算

根据制动器的工作原理, 绘制出其机构运动简图 (图3) 。压缩空气力F作用在偏心轴部分的末端P, 使其按图3所示方向运动。

1、6.闸片2、5.制动夹钳3.偏心轴部分4.闸调机构7.制动盘

如图3所示, 该机构有6个活动构件, 共有6个转动副、1个移动副和1个虚约束。因此, 机构的自由度为

式中, n为活动构件数;p1为低副数;p2为高副数。

自由度的计算结果为1, 等于原动件数目, 说明该机构具有确定的运动。

3制动倍率r的计算

制动器的制动倍率是列车制动性能的一个重要指标, 其大小直接影响制动盘与闸片之间的正压力, 进而影响制动摩擦力矩的大小, 决定了列车是否能在规定的距离内实现制动。因此, 有必要对其进行计算与研究。盘式制动器和踏面制动器在工作原理上是相同的, 均是通过往基础制动装置充入压缩空气, 作用在活塞底部的力经杠杆机构被放大, 最终表现为制动盘和闸片之间的正压力, 使列车减速或停车。结构上, 两者有较大差别。因此, 制动倍率的计算方法也不尽相同。为了更为准确地研究RZS盘式制动器的制动倍率及其变化特点, 本文根据两侧闸瓦间隙f1与f2不同的初始状态, 以及闸瓦间隙发生补偿后的制动倍率分别进行研究。

3.1闸瓦间隙相等 (f1=f2)

两侧闸瓦间隙相等的计算模型如图3所示。 理想的初始状态下, f1=f2=f, 整个机构关于中心线对称。偏心轴固定中线点O1与偏心点O2的连线与X轴的夹角为

式中, g为在闸瓦间隙相等的条件下, 固定铰点D和偏心点O2至中心线的距离;h为点O1至中心线的距离;e为偏心轴的偏心距。

因此, 固定铰点D的坐标为 (-ecosθ1, g+h) 。

设夹钳DC 、O2B与X轴的夹角为α2, 则夹钳EDC、AO2B的夹角α1为

式中, a为夹钳ED、AO2的长度;k为闸片至闸瓦托铰点的距离;l为制动盘的厚度;b为夹钳DC、O2B的长度;c为闸调机构的初始长度, 在发生间隙补偿之前, c保持不变;α2为间隙相等时, 夹钳DC、O2B与X轴的夹角。

确定了固定点D的坐标及夹钳EDC、AO2B的夹角α1后, 便可对制动倍率进行研究。

3.2闸瓦间隙不等 (f1≠f2)

受制造误差、安装误差以及行进过程中的振动等因素的影响, 两侧闸瓦间隙值f1与f2一般不会相等。因此, 本文将研究此工况下的制动倍率。计算模型如图4所示, 其中, 虚线为制动后机构的位置。

制动前, 机构上各点的位置关系如下。

D点:

E 点:

C 点:

O2点:

A 点:

B 点:

P 点:

式中, α3为夹钳DC与X轴的夹角;α4为夹钳O2B与X轴的夹角;θ′1为O1O2连线与X轴的夹角; (m, n) 为P点在X′O1Y′坐标系的坐标。

由式 (2) 、式 (3) 确定的α3、α4均为θ′1的表达式, 通过求解式 (7) , 可得到夹角θ′1的值, 则初始状态下, 点A、O2和B的位置被确定。

发生制动时, 在压缩空气力F的作用下, 假定偏心轴绕固定旋转中心O1转过的角度为θ3, 则制动后, 各点的坐标如下。

E′点:

C′点:

O′2点:

A′点:

B′点:

P′点:

式中, α5为制动后, 夹钳O2B与X轴的夹角;θ4为夹钳EDC绕D点转过的角度;θ2为制动前, O1P与X轴的夹角。

由式 (8) 可求得安装在夹钳EDC上的闸片6贴紧制动盘7需绕D点旋转的角度θ4。由式 (9) 可求出为使闸片1和6均贴上制动盘, 偏心轴需转过的角度θ3。θ3确定后, 制动后各点的位置可得到确定。

为求解制动力N与作用力F之间的关系, 本文采取逆推的方法。由夹钳EDC与作用在E点的制动力N推出C点的作用力, 将闸调机构BC始终看成是二力杆, 且认为其始终垂直于中心线, 则可求出B点处的力。经计算发现, 当闸片和制动盘之间的间隙由于闸片的磨损而达到临界值时, 闸调机构BC相对于竖直中心线偏转的角度仅为0.34°。通过对夹钳AO2B进行静力学分析, 可求出偏心点O2处的力。最后, 将压缩空气作用力F等效到点O1处, 对偏心轴进行静力学分析, 可得到制动力N与力F之间的关系式。由RZS制动器的结构特点可知, 发生制动后, 压缩空气力F的作用线不再垂直于中心线。由于盘式制动器有两块闸片, 因此, 制动倍率应是单侧制动的2倍。在4.2节各运动铰点位置分析的基础上, 通过对每个部件的静力学分析, 最后可推导出压缩空气作用在推盘活塞上的力F与闸片和制动盘之间的正压力N之间的关系式:

式中, L为偏心轴中心点O1到力F作用线的距离。

在计算r时, 考虑了闸片发生磨损带来的影响。为了便于计算, 我们假定磨损全部发生在闸片上。随着制动次数的增加, 闸片与制动盘之间的间隙会越来越大, 当达到机构设定的间隙临界值时, 闸调机构发生补偿 (通过延长BC两点之间的距离) , 得间隙值f1与f2又回到规定值的范围内。 从图3可以看出, a、b、c、f1、f2、k、l之间存在限制关系。因此, 间隙值f1与f2并不能取任意值。根据RZS制动器的设计要求, f1与f2的规定取值范围均为 (1.5±0.5) mm。这里计算初始取f1=2 mm, f2= 1mm, 每侧闸片的最大磨损量为5 mm, 且均匀磨损, 即两侧闸片在同一制动过程中的磨损 量相同。 具体的参 数值如下:a = 220mm, b=252mm, c=175mm, g=130mm, h = 127 mm, k = 70 mm, l = 135 mm, m = 100mm, n = 6 mm, e = 12.5 mm。 通过MATLAB[6]编程计算即可得到r随间隙f1的变化关系, 如图5所示。

从图5可以看出, 每一个间隙值f1、f2对应一个制动倍率r, 其值由初始的8.475增大到8.6425。因f1增量较小, 所以r的变化也很小。由计算结果可知, r值符合饶忠[7]建议的制动倍率 (取值在7~9之间) 。本文计算了闸瓦初始间隙f1=f2=1.5mm, 每侧闸瓦均匀磨损5mm时r的变化规律。发现r与f1=2mm、f2=1mm对应的计算结果相同。其原因是, 在计算r时, 假定了磨损只发生在闸片上, 那么每次制动后, 虽然f1与f2的值会因为闸瓦的磨损而逐渐增大, 但两者仍然相等 (假设了均匀磨损) 。在闸瓦间隙未发生补偿前, 运动铰点A和E的距离始终保持不变。 偏心轴绕O1点转过的角度θ3会随f1和f2的增加而增大, 制动倍率的计算会更加复杂。但从图5的计算结果可以看出, 即使考虑制动盘的磨损, r的变化也很小。实际上, 在摩擦制动过程中, 磨损主要发生在闸片上。

3.3闸瓦间隙补偿后

根据3.2节的计算结果, 若假设磨损只发生在闸片上, r在两侧闸瓦间隙f1=f2和f1≠f2两种情况下相同。因此, 为了研究间隙发生补偿后的r随间隙值变化的关系, 取间隙发生补偿前f1=f2的情况来研究。已知闸瓦在间隙补偿前的最大磨损量为5mm, 通过延长闸调机构BC两点之间的距离使间隙得到补偿。补偿前f1=f2= 6.5mm, 补偿后设f1=f2=1.5mm。根据结构特点, 间隙补偿后, 机构仍关于中心线对称。因此, BC应延长的距离可由下式确定:

代入计算参数的数值, 根据4.2节的计算方法, 对间隙补偿后的r进行了计算。结果如图6所示。比较图5、图6可以看出, 闸瓦间隙发生补偿后, 制动倍率r均有所增大。取f1=f2=1.5mm和f1=f2=6.5mm研究, 间隙补偿前 (图5) , r分别为8.475和8.6425;间隙补偿 后, r变为8.488和8.6564。可见间隙补偿前后, r有所增大, 但增量较小。从几种不同工况的制动倍率计算结果来看, 其值均在7~9的范围内。虽然各种工况下r的变化较小, 但正是这一微小增量会给制动力N带来较大的变化。取推盘活塞面积为142.7 cm2, 在0.6MPa压力的作用下, 制动力N在间隙临界值f1=6.5mm的值比初始间隙f1=1.5 mm多1323N。由此可见, r的微小变化也会导致制动力N产生较大波动。

摘要：介绍了RZS盘式制动器的常用工作制动、停放制动和手动释放3种工况下的工作原理。分析和计算了该制动器的自由度, 并根据两侧闸瓦间隙值的不同初始状态, 确定了各运动铰点在制动前后的位置。对各零部件进行了静力学分析, 得到了作用在推盘活塞上的压缩空气力和制动力之间的关系式。研究和比较了闸瓦间隙补偿前后的制动倍率变化规律。计算结果表明:闸瓦间隙值的微小变化会导致制动力产生较大波动。

关键词：盘式制动器,闸瓦间隙,制动倍率,闸调机构

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[2]张振淼.城市轨道交通车辆[M].北京:中国铁道出版社, 2011.

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[6]刘保柱, 苏彦华, 张宏林.MATLAB7.0从入门到精通 (修订版) [M].2版, 北京:人民邮电出版社, 2010.

盘式制动器典型故障的分析与排除 篇6

我集团下属客运公司于2012年开始陆续在营运公交车上配置了盘式制动器,总体使用情况良好,但有些情况却不容乐观,特别是在批量配置的车辆经过三保更换制动分泵后,制动器的故障突然明显升高,经检修、统计发现,大多是盘式制动器的自调机构进水导致该机构锈蚀损坏造成的,最终导致整个制动器失效。

事实上,盘式制动器的很多故障与保养维护有关,特别是在安装和总成维修上有很多细节被忽视,造成盘式制动器故障频发。

进入盘式制动器内部的水究竟从何而来?这是解决这类故障的关键所在。要研究清楚这种故障的产生缘由,我们首先从盘式制动器的相关部件——制动分泵说起。

(公交车上的盘式制动器见图1。)

1 制动分泵的总成维修

盘式制动器、鼓式制动器所使用的制动分泵是有区别的,图2为盘式、鼓式制动器的前制动分泵内部结构。盘式制动器所使用的分泵气室边缘有四个通气孔,除了最接近地面端不能堵塞外,其它三个孔必须堵上,如有损坏,应及时更换;最接近地面端的通气孔必须保持通畅,不能堵塞,保养时也应检查该孔是否通畅,如堵塞,应及时疏通。

如果制动分泵气室的近地端通气孔有堵塞,而其余三个通气孔有破损时,水汽会顺着通气孔进入气室,在活塞工作运动中水气被带入盘式制动器内部,长时间下去,水汽大量积累,于是造成了联调机构锈蚀损坏(图3)。

制动分泵维修只是更换弹簧和皮膜,如果对制动分泵内部的防尘罩和密封圈损坏的检查、更换重视程度不够,疏忽了这些细节,会使水汽进入制动器变得有机可趁。

2 盘式制动器分泵的安装与维护

盘式制动器的制动分泵安装,与鼓式制动分泵的安装是有很大区别的,在密封和防水方面要求非常高,如果密封不好,将有水汽由此处进入制动器内部,这正是能否使用好盘式制动器的关键所在。

现就盘式制动器分泵与传统制动分泵的安装要求分别介绍如下。

(1)首先检查制动分泵是否配套。制动分泵种类较多且比较复杂,所以要检查分泵和所更换的是否一致。并要检查分泵上的密封圈是否完好、分泵边缘四个防尘孔塞是否完好。(除最接近地面端的那个防尘孔必须打开外,其余3个防尘孔塞必须完好!)

(2)检查盘式制动器和制动分泵的安装面是否清洁,在擦除灰尘、油脂后方可进行安装。

(3)在凸轮臂的球窝槽内涂满2#锂基润滑脂。

(4)将制动分泵的密封圈完全对准盘式制动器安装面,并确认密封圈卡入凹槽内后方可固定安装螺栓。

(5)制动分泵安装固定牢固后,检查制动分泵边缘的通气孔塞是否完好,去除最接近地面端的放气孔塞。

(6)在盘式制动器调整结束后,必须把调整孔的密封帽安装完好,避免自调机构由此进水造成自调机构失效。

(7)其他与鼓式制动分泵安装要求相同。

(8)将制动分泵气室通气孔检查项目列入常规保养检查程序。(除最接近地面端的那个防尘孔必须打开外,其余3个防尘孔塞必须完好!)

盘式制动器分泵的安装要点见图4。

3 故障排除

此类故障发生后,首先将盘式制动器的联调机构拆除、清洁后按照要求更换新的装置装配完成即可,但必须同时更换符合要求的制动分泵。

一种汽车盘式电磁制动器的研制 篇7

汽车盘式电磁制动器作为一种新型的制动装置, 电磁力以其迅速、可靠的潜在优势引起了汽车行业各研究人员的关注, 是制动技术的一次新的革命。电磁制动系统是使用电子装置的电磁制动机构, 当驾驶员踩下制动踏板时, 电磁铁的线圈通电, 推动摩擦片工作, 从而产生制动力。目前, 学术界已经成功研制了鼓式电磁制动器, 但鼓式电磁制动器在制动过程中存在散热困难等因素, 研究人员逐渐趋向于盘式电磁制动器的研究[1]。

汽车盘式电磁制动器在基于传统液压盘式制动器的基础上以全新的设计思想对增力机构、电磁铁内外铁芯和衔铁等进行设计, 借助AutoCAD、Solidworks软件建立模型, 并进行增力机构应力及制动力分析。本研究通过增力机构将电磁力放大4倍来满足汽车制动所需的制动力。在制动过程中, 通过控制电磁线圈的电流来控制制动力, 保证汽车在不同路况的制动可靠性。相对于鼓式电磁制动器, 盘式电磁制动器有以下优点: (1) 盘式电磁制动器远比鼓式的散热好, 制动性能稳定; (2) 由于鼓式制动器电磁铁芯的尺寸受到限制, 产生的电磁力也会受到影响, 而盘式制动器的空间相对宽松, 电磁铁尺寸可适当增大以提高电磁力; (3) 盘式制动器的增力效果好。

汽车盘式电磁制动器作为新的前沿制动技术, 具有控制方便、结构简单等优点, 没有传统液压系统的液压油燃烧和油路泄漏的危险, 提高了制动安全性[2]。由于它采用电磁机构代替传统的液压制动机构, 减轻了车辆自身的重量。盘式电磁制动系统采用了反馈控制系统, 缩短了制动反应时间与制动距离, 改善了制动力矩和防滑性能, 提高了行驶安全性。基于以上优势, 盘式电磁制动器将广泛用于汽车制动系统中[3]。

本研究开展盘式电磁制动器增力机构建模和应力仿真分析, 提出一种以电磁铁作为动力源, 通过增力机构把电磁力放大到预期制动力推动摩擦片工作而实现汽车制动的方法。

1 盘式电磁制动器结构

盘式电磁制动器样机如图1所示。

该盘式电磁制动器的设计适用于小型车 (发动机排量不大于1.5 L) , 以威志1.5 L三厢标准型版2009款作为设计依据, 制动器安装在原来液压制动器的位置。电磁制动器主要由制动钳、活塞、增力机构、电磁铁内外铁芯、衔铁和励磁线圈等组成。电磁线圈采用12 V直流车载电源供电, 以电磁铁所产生的电磁力为动力源, 通过增力机构把电磁力放大后, 再推动摩擦片工作以实现车轮制动。本研究根据使用需求和空间限制, 采用短行程盘式电磁铁, 其特点是铁芯柱特别大, 可以在非常短的行程内获得极大的电磁吸力, 而且充分利用了空间, 具有节能、噪音小等特点。短行程盘式直流电磁铁内外铁芯与衔铁均采用20#钢加工, 保证最大磁导率并最大限度减小电磁铁体积, 电磁线圈采用线径为1.16 mm的漆包线绕制1 290匝, 其余工艺均按照标准电磁铁制造工艺[4]。

电磁铁的衔铁与增力机构相连, 增力机构为杠杆增力机构 (如图2所示) , 增力比为1∶4, 增力前、后杠杆变化角度为2°, 传动效率较高。衔铁顶端与增力机构相连, 通过活塞推动内侧摩擦块, 衔铁的导向部分嵌入导向槽, 制动时衔铁向里运动带动钳体向内拉, 使增力机构向外顶出。同时, 外摩擦片的钳体与衔铁外侧固连同时向里运动, 使内外摩擦片几乎同时压到制动盘上, 并且两侧制动力相等。

摩擦衬块与制动盘之间的间隙在0.05 mm～0.15 mm之间[5]。为弥补摩擦衬块使用以后的磨损, 笔者设计了一个间隙补偿装置。

2 盘式电磁制动器的控制原理

当汽车需要制动的时候, 驾驶员踩下制动踏板, 踏板与电位器联动, 通过改变踏板行程来改变电位器的电阻, 从而改变通过电磁线圈电流的大小。电磁铁的吸力与通过电磁线圈电流的平方成正比关系, 通过控制电磁线圈的电流从而可控制制动力的大小。在制动的过程中, 为防止车轮抱死, 系统还设置了防抱死控制电路。电磁制动控制单元监测轮速传感器传来的车轮转速信号并对其进行分析对比, 当监测到车轮将被抱死的时候, 电磁制动系统将以脉冲电流的方式控制制动力的大小, 防止车轮抱死, 保证行驶安全[6], 其控制电路如图3所示。

间隙补偿装置的工作原理:当摩擦片磨损后导致制动工作时衔铁与电磁铁外铁芯的距离不断减少直至相碰, 为了保证外铁芯和衔铁不相碰并且工作可靠, 应使其最小距离S�0.03 mm, 当S=0.03 mm时控制外铁芯后移。为实现摩擦片的磨损间隙补充, 本研究将在外铁芯和衔铁之间安装导电金属块 (触点) , 当外铁芯和衔铁之间的距离为S=0.03 mm时, 两导电金属接触并接通间隙补偿控制电路, 使伺服电机带动螺栓齿轮固连体转动, 最终转化为与螺栓齿轮固连体螺纹连接的外铁芯的水平移动。当外铁芯与衔铁的距离增加到0.08 mm时两金属块再次分开, 这样使电磁铁和衔铁的距离总保持在0.03 mm～0.08 mm范围内, 从而实现摩擦片间隙补偿。

Ⅰ—与制动踏板连接的电位计;Ⅱ—电磁铁;Ⅲ—防抱死电路;Ⅴ—放大驱动电路

间隙补偿控制电路示意图如图4所示。

3 盘式电磁制动的特点

由于该盘式电磁制动器采用特殊的动力源, 具有许多传统液压气压制动器没有的新优点:

(1) 盘式电磁制动器具有响应迅速的特点, 省掉了大量液压管路及液压元件, 执行机构只需要克服机构阻力和线圈电感即可动作。吸合过程主要分两个阶段, 从线圈得到电压起到电流按指数曲线增至吸合电流为止的过程。在此过程中衔铁尚未运动, 其经历时间称为吸合触动时间, 记为txc;进入第2阶段后, 吸力大于反力, 衔铁开始运动。

本研究将从衔铁开始运动到衔铁止动所需要的时间定义为吸合运动时间, 记为txy。两个过程的计算公式为[7]:

式中:L—电感, H;Fz—释放阻力, N;Iw—稳态电流值, A。

吸合过程所用总的时间txh=txc+txy=0.015 7+0.003 9=0.019 6 s。理论分析结果表明, 吸合时间符合中华人民共和国国家标准GB7258-2004《机动车运行安全技术条件》[8]中的规定, 且制动协调时间对于液压制动的汽车不应大于0.35 s[9]。而电磁制动的制动响应协调时间远小于液压制动时间, 具有明显的优势。

(2) 电磁制动的汽车易于实现集成化管理, 制动力大小控制方便、可靠。电磁制动控制系统要实现的功能就是根据制动踏板位移传感器的信号, 控制制动器电磁线圈的电流, 从而控制制动力的大小。制动器控制电路还应该根据轮速传感器的信号判别车轮制动时是否抱死, 从而启动脉冲防抱死系统控制车轮在峰值附着系数下制动。该设计采用制动踏板位置传感器 (电位计) 、单片机、场效应管、555时基集成电路等实现上述功能。

电磁制动由于具备响应迅速和易于集成化控制的优势, 可用于远距离控制制动, 同时也易于各种辅助系统的集成。电磁制动器易于集成控制的特点也符合汽车电子化的发展方向。

(3) 电磁制动系统成本比液压制动系统低廉, 省去了大量的液压管路及液压元件, 减少了管路故障的风险, 便于维护;同时也大大减轻了汽车的重量, 提高了安全性和燃油经济性。

4 盘式电磁制动器的性能分析

(1) 电磁制动器所产生的制动力大小是否满足制动要求是衡量制动器性能的重要指标。要达到预期制动效果, 施加在摩擦片上的压紧力应达到2 400 N, 通过增力机构参数推算出电磁铁产生的电磁吸力应达到780 N。实验证明在增力机构正常工作情况下, 只要保证电磁铁吸力足够 (即达到780 N) , 便可以保证最后的制动力。本研究使用电子万能力学试验机对电磁铁的吸力进行测试试验, 测试时电磁铁的电源为直流12 V, 与车载电源一致。在实验过程中, 笔者动态改变衔铁与铁芯的距离从而测出一系列的电磁力数值。

实验结果如图5所示。

如图5所示, 力与位移的关系基本符合盘式电磁铁吸力特性随间隙变化的规律, 中间的突变点是由于实验时衔铁的支力点不平衡, 在改变距离时没有达到平稳变化所致。

此外, 还要分析其电流、踏板位移和制动力之间的关系:

式中:I—电磁铁线圈电流, A;W—电磁铁线圈有效匝数;μ0—真空磁导率, N A2;Sz—铁芯正对面积, m2;δz—总气隙, m。

根据上述公式计算得出它们的关系如图6所示[10]。

由于电磁线圈缠绕工艺等原因, 试验电磁铁在一定点的电磁力数值均小于理论值, 变化趋势符合电磁铁的特性曲线。当通入12 V的电压时, 再在増力机构放大4倍的情况下, 最大作用力在制动盘上达到3 206 N, 平均值约为2 990 N, 最大试验数据基本能达到设计要求。

该设计要求在额定气隙宽度下电磁铁能得到与制动踏板行程基本成线性关系的电磁吸力:

式中:K—比例系数;I—线圈电流, A。

而在衔铁初始位置则只要能产生足以克服阻力 (主要是复位弹簧弹力及系统摩擦力, 忽略摩擦力得kx0/2) 的电磁力即可, 初始力为:

进入制动持续期, 电磁力大小与踏板相对初始行程的增加值Δλ成正比 (F=K1Δλ) , 由下式得:

式中:F0—电磁吸力, N;m—衔铁和增力机构归算质量;txh—总时间, s;txc—触动时间, s;K1—比例系数。

电流大小Y和踏板行程相对于初值的增量X所呈现的关系为y=1+x的近似线性关系 (如图6所示) 。

(2) 电磁制动器要满足基本的零件强度要求。本研究通过软件分析, 整个制动过程中机械增力机构中零件所承受的最大剪应力为3 180 N, 笔者使用Solidworks的COSMOSXpress插件对销、撬杆、中心架、撬杆支架进行应力分析, 根据各零件指定设计参数计算, 零件材料采用45号钢可以满足要求, 得到最低安全系数分别为:6.592 36、1.327 68、28.113 4、1.543 92 (安全系数大于1.3, 则零件强度合格) , 以上零件设计符合安全要求。

(3) 电磁制动器制动时性能的热效应 (热稳定性) 的评定。电磁铁在工作过程中, 因电流流过线圈会产生损耗, 转化为热能, 一部分散失到周围介质中去, 另一部分使线圈本身温度升高。当电磁铁线圈的温度上升到一定程度时, 会加速绝缘老化, 直接影响其使用寿命和相关设备的安全, 因此预测电磁铁的温升具有重要意义。通过温升预测也可以验证电磁铁的结构参数是否设计合理。实验证明制动器连续工作0.5 h, 制动器散热良好, 线圈温升在允许范围内。在行车过程中的工况也不是连续制动, 所以实际温升应该比实验温升低。

测试基本条件为:环境温度22℃, 通过持续电流为最大电流I=6.26 A (达到最大电磁力的理论电流为6.5 A) , 线圈常温电阻为3.24Ω, 总散热面积为340.08 cm2。

牛顿温升公式为:

式中:P—输入线圈的发热功率, W;KT—综合散热系数, W/cm2⋅℃;S—线圈有效散热面积, cm2;θ—线圈的温升, ℃;Δθ/Δt—线圈温度的变化率;θn—线圈稳定状态下的温升, ℃。

另外, 根据牛顿温升公式算得最终的理论温升为149.3℃。

制动器连续工作0.5 h, 实验测试电磁铁温升情况如表1所示。

5 结束语

本研究所设计电磁铁的电磁力在设计点均小于理论电磁力, 当通入13 V左右的电压 (发动机工作时的电源电压) 时, 在气隙小于2 mm的情况下能获得较为平稳的制动力, 作用在制动盘上的最大夹紧力为3 206 N, 平均值约2 990 N。

实验结果表明, 衔铁及增力机构能够完成预定运动要求, 能迅速制动车轮, 实现制动功能。在555无稳态工作模式下能完成防抱死制动功能, 制动反应时间明显优于液压制动。

线圈在进行了0.5 h的连续试验后温度为85℃左右, 小于所用的聚酯漆包线的温升要求, 电磁体散热状况良好。

经过对样机进行系统试验, 实验结果表明该电磁制动器的总体设计方案可行, 电磁力及增力机构能够完成预定制动要求, 满足节能减排的环保要求。但是, 在制动器防水方面还没有考虑周全, 此外, 其尺寸还是偏大, 制动力的大小还只能适应小型汽车制动。将该电磁制动器实际应用到车上还有一定距离, 有待于进一步完善研究。

致谢

本文在撰写过程中得到同事的帮助、部门领导的悉心指导并提出许多宝贵的意见和建议, 同时也得到《机电工程》专家们的大力支持和帮助, 提出有建设性的修改意见。在此, 全体作者向以上帮助过我们的所有人员表示衷心地感谢。

摘要：为解决目前汽车液压制动系统存在结构复杂、质量大、能源消耗大等问题, 将电磁制动技术应用到汽车制动系统中。开展了盘式电磁制动器增力机构建模和应力仿真分析, 建立了制动踏板行程与电流大小以及制动力之间的对应关系, 提出了以电磁铁作为动力源, 通过增力机构把电磁力放大到预期制动力推动摩擦片工作而实现汽车制动的方法;在理论分析和试验的基础上对电磁力控制、汽车防抱死性能、制动热稳定性等多方面进行了评价;对实体模型的制动稳定性、电磁力随衔铁与铁芯之间距离的变化关系、电磁线圈通电电流与踏板行程之间的变化关系等进行了试验。试验结果表明:电磁铁力达到780 N, 制动系统反应时间为0.019 6 s, 均符合汽车制动要求;电磁制动系统相比液压制动系统具有反应迅速、结构简单以及更易于集成化和远程控制等特点。

关键词：制动系统,盘式电磁制动器,增力机构,电磁力,制动试验

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液压盘式制动器 篇8

制动器是汽车最主要的安全部件之一, 但是汽车在下长坡以及拐弯等制动的过程中, 制动块与制动盘之间发生的制动振动, 会影响汽车的制动距离, 从而影响行驶安全性。国内外的许多学者在制动器的振动方面做了许多的工作。文献[1]利用有限元软件对某汽车盘式制动器进行了瞬态动力性分析, 通过对其高速低速制动两种工况下的对比分析, 得出制动盘和摩擦片在制动过程中的振动引起的等效应力分布及其变化规律。文献[2]通过首次直接设置柔性体间的接触, 模拟制动器的制动工况, 进行了瞬态动力学分析, 指出部件间的阻尼系数对振动有很大的影响。文献[3]首先从理论上对制动器的振动特性进行了研究, 然后通过有限元软件进行了仿真分析, 得出制动盘和摩擦片之间的摩擦力是引起制动器振动的一个诱导因素, 减小摩擦系数可降低振动。

目前联合使用多刚体动力学分析和有限元方法建立虚拟样机的研究日益得到重视, 本论文运用动力学分析理论, 结合现有的有限元分析软件ANSYS和动力学分析软件ADAMS, 对汽车盘式制动器进行刚柔耦合分析。

1 刚柔耦合模型的建立

1.1 系统的运动方程

在ADAMS中, 系统根据所建立的模型, 能够自动建立系统的拉格朗日动力学方程, 对于每一个部件, 对应于六个带有广义坐标的第一类拉格朗日方程。

式中:K———动能;qj———描述系统的广义坐标;φi———系统的约束方程;Fj———在广义坐标方向下的广义力;λi———m×1的拉格朗日乘子列阵;

将动能定义为:

系统约束方程:

系统外力方程:

构件的模态是构件自身的一个物理属性, 模态对应的频率是共振频率 (特征值) , 模态实际上是有限元模型中个节点的位移的一种比例关系, 这种关系可以用下式来表示:

式中, [u]各个节点的位移矢量;ai是模态参与因子;[Φ]i构件的模态, 也是特征位移矢量。

1.2 刚柔耦合模型

以某汽车盘式制动器为研究对象, 在CATIA中建模, 并完成制动块和制动盘的装配, 装配时, 制动块与制动盘间隙2mm。导入ADAMS生成虚拟样机模型。把制动盘从ADAMS中导入到有限元分析软件ANASYS中, 对制动盘进行柔化, 得到模态中性文件MNF文件, 然后再导入ADAMS中, 对制动器的刚柔耦合模型进行振动仿真。如图1是制动盘网格的划分是刚性区域的建立过程, 图2在制动盘的边缘建立Maker点来观察制动器不同位置的振动情况。

2 约束的添加

在制动盘与大地之间添加转动副, 制动块与制动盘间添加滑移运动副, 轮胎半径为340.5mm, 路面上汽车的一般速度在50km/h-60km/h之间, 这里取50km/h, 换算到制动盘的角速度为2128°/s, 作用在制动块上的液压力大小为1200N。制动块与制动盘之间还要添加接触摩擦副, 制动盘的材料为刚, 密度为7.801×103kg/m3, 弹性模量为2.07×1011N/m2, 泊松比为0.29, 静摩擦系数0.35, 动摩擦系数0.3。

3 刚柔耦合模型的模态分析与振动分析

振动分析要考虑模态耦合等因素, 其主要部件制动盘的弹性变形不能忽略, 如果构件在振动时, 某阶模态的参与因子大, 就可以通过改进设计, 抑制该阶模态对振动的贡献量, 可以明显降低构件的振动。如图3, 图4观察了制动盘在第七第九阶模态下的振动变形情况。

设定仿真时间为7s, 仿真步数500步。观察制动盘Mark点的轴向加速度, 以及轴向位移的变化, 如图5, 6, 7。图8为刚性体与柔性体制动盘角速度的变化曲线对比图。

制动盘在制动过程中, 振动沿圆心向外逐渐增大, 越靠近圆心振动越小, 越靠近制动盘外边缘振动越大。除此之外还可以看出制动盘边缘点的轴向振动峰值较大, 但其衰减速度也较快。这说明在实际情况下, 在制动过程中, 制动盘是会产生轴向振动的, 这种轴向振动会对制动效能带来影响, 且是负面的影响, 这种情况是我们所不愿看到的, 故需要尽可能的减小振动。

4 结论

利用系统动力学软件ADAMS, 结合有限元分析软件ANSYS, 通过对盘式制动器的刚柔耦合模型的振动分析研究, 得出在汽车在制动过程中, 制动器存在的振动问题, 会严重影响制动器的制动效能, 从而使制动距离加长, 这是很危险的, 是要尽可能的降低甚至避免的情况。刚柔耦合分析的结果能很好地模拟现实工况, 为现实工况下制动器的振动引起的微小变形研究提供理论依据。

参考文献

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