盘式制动（精选九篇）
盘式制动 篇1
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
参考文献
[1]丁勇.列车运行计算与设计[M].北京:北京交通大学出版社, 2011.
[2]张振淼.城市轨道交通车辆[M].北京:中国铁道出版社, 2011.
[3]应云飞, 秦娟兰.城市轨道交通车辆制动系统[M].成都:西南交通大学出版社, 2011.
[4]王国顺.列车盘式制动器温度场与振动模态的分析研究[D].大连:大连交通大学, 2011.
[5]吴萌玲, 裴玉春, 严凯军.我国城市轨道车辆制动技术的现状与思考[J].机车电传动, 2006 (1) :1-5.Wu Mengling, Pei Yuchun, Yan Kaijun.The Current Research Situation and Consideration of the Braking Technology of the Urban Rail Vehicle[J].Electric Drive for Locomotives, 2006, 1:1-5.
[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.
盘式制动器说课稿 篇2
尊敬的各位评委、各位老师：
大家好！
我说课的题目是《盘式制动器》，我会从教材分析、教法学法、教学过程、板书设计、教学效果五个方面加以说明。
第一、教材分析
一、教材的地位和作用：
本课选自中国劳动和社会保障出版社出版的教材《汽车底盘构造与维修》第四单元《汽车制动系》第二节的内容。前面讲鼓式制动器学生对制动系统有了简单的认识和了解。本课是讲述盘式制动器(碟式刹车)的作用、结构、工作原理及检修。
是以后分析制动系统故障，对盘式制动器进行维护和维修的理论基础，是学生以后职业活动的重要的理论基石。教材在编写过程中，以企业需求为依据，以学生就业为导向，突出岗位能力的培养，体现了技工学校“管用、够用、适用”的教学指导思想。通过课程的学习，培养学生学以致用、理论联系实际的能力。
二、教学目标及确立依据:
根据本课程特点和教学改革的要求,配合教学大纲,接合学生的知识水平和理解能力,确定教学目标: 1.知识目标: 熟悉盘式制动器的原理、结构及工作过程。 2.能力目标: 掌握盘式制动器常见故障的检修。 3.情感目标:
造就学生善于动手,勤于动脑的学习习惯,造就互相间的团队互助精神和生产实训中的安全意识。
三、重点,难点的确立及依据：
在本节课中,本节课的重点之一是盘式制动器结构组成，它是分析和理解其工作原理不可缺少的知识，此外，正确理解其工作原理又是分析故障的基础，因此掌握其工作原理是本节课的第二个重点。
由于技校学生的文化基础底子比较薄弱，逻辑思维能力较差，对专业的认识还停留在初级阶段，所以本节课的难点是制动故障的分析、检修和排除。
四、教学准备：
本课为2个学时的一体化课程，准备的教学设施设备为：配有投影仪的理实一体化教室、多媒体课件及白板、制动器实物、拆装工具、工作台、实训台架、实训整车及举升机，学生需要携带签字笔及工作页。第二、教法和学法
一、教法：
素质教育下，教师是教学过程中的启发者、引导者和合作者，因此在设计该课程的教学方法时，我采用讲授法、演示法和任务驱动式等，并突出结构与维修的模块教学，注重培养实际问题的解决能力，通过实际问题的解决来促进学生对知识和技能的真正理解。因此在教学中通过实物讲解和课件演示来促进学生对知识和技能的真正理解。在教学中突出了技能和能力的培养。
二、学法
学生作为课堂的主体，（1）从认知结构上看，学生已经学习了鼓式车轮制动器，对学习盘式制动器有一定的基础。
（2）从学习心理上看，技校学生对单纯的理论课学习兴趣不浓厚，通过理论与实践结合，可以激发学生的学习兴趣。
（3）从学习行为习惯上看，技校学生的依赖性普遍较强，很少会主动学习。学生学法的指导，采用讨论、分组合作、动手操作等方式充分提高学生的学习兴趣。实现在实践中学习理论，用理论知识指导实践，在合作交流中学习的目的。加强学法指导是本节课的关键。
1、创设工作情境
通过填写质检单，创设工作情景，使学生主动参与实践。
2、实物演示
通过课件演示，实物讲解，使学生形成充分的感性认识。
3、分组操练
最大限度的为学生创造动手操作的时间和空间，使学生真正成为课堂的主人，并且通过指导学生操作，使他们在学中练，在练中学。
学生作为课堂的主体，（1）从认知结构上看，学生已经学习了鼓式车轮制动器，对学习盘式制动器有一定的基础。
（2）从学习心理上看，技校学生对单纯的理论课学习兴趣不浓厚，通过理论与实践结合，可以激发学生的学习兴趣。
（3）从学习行为习惯上看，技校学生的依赖性普遍较强，很少会主动学习。第三、教学过程
按照以下5个环节完成：联系生活，导入新课—> 自主探究，理解新知—> 案例分析，拓展延伸 —> 畅谈收获，颗粒归仓—> 布置作业，巩固所学
（一）联系生活，导入新课（大约2分钟）
用现实生活中最常见的自行车图片导入。结合单车实例，让学生说出制动的作用，再让学生描叙自行车制动器的位置，然后引出汽车盘式制动器。
（二）自主探究，理解新知（大约74分钟）
1.在学生描叙的基础上，总结出盘式制动器（碟式刹车）的位置和功用。（约2分钟）
位置：车轮内
功用：使汽车减速或停车。
2.用讲授法介绍盘式制动器的分类和特点（约2分钟）分类：（1）定钳盘式制动器（2）浮钳盘式制动器
特点：散热快、重量轻、构造简单、调整方便。
（三）用讲授法和演示法讲述盘式制动器的组成结构、原理及检修。（约7分钟）因为这部分知识容易混淆，这是学习中的一个小难点。为此我采用结合实物讲授，同时我将这部分知识设计制作成两个图片，可以相互比较，直观易懂，便于理解。
1.定钳盘式制动器 2.浮钳盘式制动器
4.定钳盘的工作原理（约11分钟）
工作原理比较复杂和抽象，所以这是学习中的一个难点,也是重点。我将这部分知识结合动画，把工作原理设计为一个箭头模式，更直观，更清晰、更明了。定钳盘的工作原理：
踩下制动踏板 ——> 制动主缸 ——> 进油口——> 活塞移动——> 摩擦块压向制动盘——> 摩擦力 ——> 制动。
松开制动踏板 ——> 油压消失 ——> 橡胶圈回位——> 保持间隙 ——> 解除制动。
一、盘式制动器的检测：
（在讲这部分知识之前先通过投影仪复习盘式制动器的结构和工作原理，学生通过复习一定能回忆起这部分知识，这时再讲解盘式制动器的检测，学生很容易进入学习状态）。1.制动盘：
制动盘的检修我通过实物讲解，重点讲授检测的方法和一些实例，然后通过投影仪归纳。
① 制动盘不得有裂纹，否则应更换
② 制动盘的工作表面有轻微锈斑、划痕和沟槽，可用砂磨清除
③ 制动盘的工作表面如有严重磨损或达到磨损极限，应予更换（制动盘一般在磨损1mm后更换）
④ 用千分尺检查制动盘的圆柱度 2.制动块：
浮钳盘式制动器的制动块总成的摩擦块与摩擦块背板均采用粘结式连接，为一次性使用件。如果有损坏或摩擦块的厚度小于极限值时，应更换新的制动块组成。
在许多车辆上采用报警装置当摩擦块磨损至一定程度时，报警簧片与旋转的制动盘接触，就会发出尖叫声。簧片与制动盘的接触不会对盘造成损伤。（红旗轿车制动器上装有电子报警装置，当达到磨损极限时，仪表盘上的报警灯闪亮，提醒驾驶员）。3.导向销: 检查导向销是否活动自如;导向销的防尘套有无破损。4.液压系统: 检查油管和分泵是否漏油,如果漏油必须及时查找渗漏点,排出故障。注意事项：
①组装时，应注意润滑制动钳的滑轨或滑销。装复后，在踩下几次制动踏板后，检查制动盘的运转是否有较大阻力。
②无论更换制动蹄片还是制动盘，都要左右车轮同时更换。5.动手操作（约52分种）
为加深学生认识，把班级的35名男生分4大组8小组，进行实习，巡回指导过程中，培养学生的职业意识、规范意识及安全意识，并对表现比较好的学生和小组给予表扬。实现实践中学习理论，理论指导实践的思想。
（四）畅谈收获，颗粒归仓（大约8分钟）
通过视频播放，在教师的引导下，学生对本课内容归纳总结，进行知识结构复现，在知识、能力、情感等方面畅谈体会和收获。
第四、板书设计
清晰美观的板书能给人以美的享受，我这样设计板书，体现知识的板块和结构，将重点、难点一一呈现，让学生一目了然。
盘式制动器 定钳盘
盘式 工作原理 制动跑偏
浮钳盘
作用、结构 原因、排除
第五、教学效果
1.采用“多媒体”与实物结合，尽量把理论知识直观化，形象化，让学生学习起来更容易理解和掌握。
2.采用“模块教学”，利用结构与维修的模块教学，把理论知识运用到实际问题中去，培养学生发现问题，解决问题的能力，同时也体现了技工教育贴近岗位,注重实践的教学方针。
简析矿井提升机盘式制动器可靠性 篇3
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.
盘式制动器的匹配设计 篇4
目前, 制动系统在设计中都是以计算机模拟技术、制动动力学和相关理论为前提, 对于车辆制动器或制动系统进行设计, 并将预期制动器或者是制动系统性能与车辆要求进行对比性分析, 根据车辆要求进行相关调整, 在车辆整体设计完毕后, 将车辆各元件使用说明及技术要求进行记录, 这样车辆就可以交给客户使用。伴随着世界范围内汽车行业的快速发展, 国际上对于车辆元件划分更加细致, 标准件使用数量逐渐增加, 车辆生产企业将发展趋势主要集中在对于某一个零件设计方面, 例如万向车辆生产企业就将发展集中在制动器上。
1 制动器类型选择及设计方案的确定
不同制动器类型所针对性的车辆型号之间存在差异, 因此车辆在选择制动器一定要根据车辆的实际性能选择最佳制动器, 在保证车辆安全的前提下才能满足车辆对于制动系统的需求。制动器设计研究中, 主要是根据不用制动器类型存在的特点及设计方案, 根据相关理论基础, 最终确定制动器设计方案。
1.1 基于整车制动器类型的选择
制动系统作为车辆的重要组成部门, 对于车辆舒适性能及安全性能都具有重要作用。车辆如果拥有良好的制动系统, 能保证车辆在减速行驶中拥有一个相对适当的减速过程, 直到车辆停止, 车辆在下坡路段上也能够保证平稳的行驶速度。车辆在结构上的差异主要体现在轴数、驱动形式和布置形式上, 车辆主要用途就是承载乘客及运输行李, 因此车辆主要驱动形式有两种, 分别是双轴线及4×2, 制动系统在布置上主要有三种形式, 分别是发动机前置前轮驱动、发动机前置后轮驱动和发动机后置后轮驱动。其中发动机前置前轮驱动布置形式最为显著性优点就是转向特性并不是很足, 同时前置驱动的车辆在应对障碍物方面的性能优良, 动力系设计紧密, 车辆舒适性能较高, 拥有良好的性能优势, 因此在车辆制动系统中应用广泛。
1.2 盘式制动器的结构特点分析
如果车辆所承载的重量较小, 在实际驾驶中几乎没有任何超载的可能性, 那么该类汽车在选择制动器中选择单盘式制动器就能满足车辆制动需求。因此, 现在客车及乘用车所选择的制动器都是单盘式制动器。下文所提到的盘式制动器均为单盘式制动器。图1所示是某车辆盘式制动器示意图, 由图1可发现, 盘式制动器在车辆中应用主要由四个部分构成, 分别是制动盘、制动块、制动衬板及钳体。
根据不同钳体特点又可以分为定钳和浮钳盘式制动器。定钳盘式制动器的整个钳体直接安装在车辆中, 不能进行轴向或旋转方向上的移动, 因此车辆制动器两侧分别安装了制动元件, 主要目的就是推动制动块的移动, 定钳制动器在实际安装中所需要的空间范围较大, 这样才能够在制动器两侧安装相对应的驱动性元件, 同时钳体元件在安装中也较为复杂。现代车辆空间结构有限, 结构十分繁琐, 因此定钳盘式制动器安装方式难以满足现代车辆需求, 已经逐渐被浮钳盘式制动器所替代。浮钳盘式制动器在实际安装中仅需要安装制动轮缸即可, 通过制动轮缸就可促进制动块的移动, 正常情况下钳体支架安装在转向节上, 浮钳盘式制动器在实际安装中所需要的空间较小, 同时制动系统整体重量较轻, 结构相对于紧密, 已经成为现代车辆制动器主要选择的安装形式。
2 基于整车盘式制动器的设计
在对于车辆性能进行制动器特点整体性研究后, 根据制动器相关理论内容, 选择对于车辆整体性能影响最大的参数对比, 最后确定制动器类型。制动器选择最佳的情况是车辆制动性能和预期完全一致, 但是车辆制动系统在实际应用中受众多因素的影响, 制动系统效能与预期间可能存在一定差异。
2.1 整车制动器设计相关结构
制动器一般都安装在车辆的车轮内, 浮钳盘式制动器的钳体安装在制动盘的两侧, 为保证钳体能进行轴向上的移动, 支架需要固定在转向节上面, 因此导向销在实际运行中需要与支架相互连接, 二者之间相互配合, 才能保证车轴与车轮同时转动。在对实际制动器安装方式和性能进行分析后, 认为悬架系统及转向系统等对于制动器在车辆性能中的影响最为明显。
2.2 制动器结构设计
在对制动器影响因素分析后可发现, 制动盘是制动器设计的关键环节, 想要设计出性能良好的制动盘, 就应选择最佳的物理材料、设计出科学合理的制动盘尺寸, 才能保证最后制动器性能的优良及体积的合理。
2.2.1制动盘设计
由于现代车辆所拥有的空间面积有限, 一般在轮辋直径的设计上, 将制动盘前置直径设计为260mm, 将后置直径设计为230mm。制动盘整体厚度由两部分组成, 分别是盘廓和摩擦面的厚度, 在将制动盘整体厚度确定完毕后, 需要保证制动器所的相关参数与车辆其他元件参数互不影响。
制动盘制动过程中, 制动器所能作用的有效半径与制动器的力矩间呈现正比例关系, 因此制动盘材料的选择十分重要, 在保证制动盘力矩实际需求的情况下, 还需要有效减少制动盘体积。制动块在与制动盘摩擦过程中会产生大量热量, 热量通过环面传递给整体制动系统, 系统内材料就会由于热量出现膨胀现象, 这就需要摩擦环部分的热流密度较大, 同时制动盘要与摩擦环间形成反作用力膨胀结构。制动盘设计的这种不均匀热应力结构, 造成制动盘在长时间的移动之后颈部方向会出现锥变, 摩擦环面整体呈现伞性。如图2所示为制动盘整体结构示意图。
2.2.2制动器设计
在对于制动盘设计完毕后, 制动器设计工作就较为便捷, 主要是车辆生产企业根据自身经验, 设计出制动器整体结构, 制动器整体结构如图3所示。由图3可知, 钳体在实际安装后内侧具有活塞, 主要目的是使制动器腔室能够根据轴线进行驱动, 同时活塞直径需要与腔室直径统一。为满足车辆对于制动器性能需求, 钳体在实际运行中所需要承受的压力较大, 因此钳体结构设计较为繁琐, 整个钳体都是通过支架进行支撑, 同时钳体应与转向节进行连接。
3 结论
制动器所涉及的动力系统十分复杂, 需要制动器在实际设计中不断进行调整及改进, 才能够满足现代车辆的性能需求。本文仅对于制动器匹配设计及性能进行研究, 还存在一定不足, 仅供参考。
摘要：本文以盘式制动器作为研究对象, 对其匹配设计, 希望能够为我国车辆制动器设计提供参考。
关键词：盘式制动器,制动效能,车辆制动
参考文献
[1]王红艳, 赵萌萌, 袁晓东.盘式制动器的匹配设计分析[J].汽车工程, 2015.
[2]龚友, 刘星荣, 葛如海.探析盘式制动器的匹配[J].轻型汽车技术, 2014.
[3]陆刚, 陈宽厚, 陆建清.盘式制动器的匹配设计优化[C].中国客车学术年会, 2013.
盘式制动 篇5
制动器在制动过程中产生剧烈的振动和噪声, 会影响乘员的舒适性和降低有关零件的寿命, 尖锐的制动声还会严重干扰人们的生活环境。制动噪声是一种频率在 (500～20 000) Hz之间令人烦躁的尖叫声, 汽车制动噪声问题越来越引起人们的重视。
从20世纪50年代以来, 许多学者对制动尖叫噪声形成机理进行过系统的研究。文献[1]系统地总结了产生制动噪声有6种理论机制, 分别为摩擦力-相对滑动速度关系负斜率机制、自锁-滑动机制、摩擦力-相对滑动速度关系负斜率和自锁-滑动联合作用机制、常摩擦力自激振动机制、二重模态裂分机制、锤击机制。目前被大多数人所接受的机制为系统自激振动理论, 即制动噪声是由摩擦耦合诱发和制动器各部件的模态参数匹配不当而引起的系统不稳定现象, 从而产生自激振动。
研究摩擦系统运动稳定性的方法主要是基于系统有限元运动方程的复特征值分析法。建立了汽车盘式制动器系统的三维实体有限元模型, 通过对系统的整体模型进行复特征值分析, 根据复特征值的实部值来判断摩擦系统的运动稳定性, 即发生制动尖叫噪声的倾向。
1 系统的有限元模型
1.1 制动系统的运动方程
利用有限元方法可以建立如下有限元运动方程
式 (1) 中:[M]、[K]分别是制动系统的质量矩阵和刚度矩阵, u¨、u分别是制动系统有限元节点加速度和节点位移向量。
式 (1) 没有考虑摩擦界面的摩擦力耦合。通过以下方法建立摩擦界面的摩擦力耦合关系。考虑接触面摩擦力后, 作如下处理:在如图1所示的摩擦接触面上空间位置坐标完全一致的一对节点 (即位于制动盘disc上的节点d和位于摩擦衬块pad上的节点p) 之间添加线性弹簧单元来模拟法向力, 摩擦力用弹簧力乘以摩擦系数来模拟节点在所受的法向力为:
Nd=-Np=-kf (ud-up) (2)
式 (2) 中:Nd和Np分别是摩擦面上制动盘节点d和制动衬块节点p所受的法向力;Kf是线性弹簧的刚度;ud和up分别为制动盘节点d和对应制动衬块节点p的法向位移。
而 Fd=-Fp=-μKf (ud-up) (3)
式 (3) 中:Fd和Fp分别为作用在制动盘节点d和制动衬块节点p上的摩擦力, μ为摩擦系数。写成矩阵的形式为
式 (4) 中: Ff为作用在节点对d、p的摩擦力向量。作用在制动盘和制动衬块上的摩擦力写成矩阵的形式为:
[Ff]=[Kf]u (5)
式 (5) 中:[Ff]、[Kf]分别为所有节点摩擦力向量和摩擦耦合刚度矩阵。
耦合摩擦力的系统有限元方程如下
方程 (6) 的特征方程为
式 (7) 中:λ为特征根;φ为特征向量。
方程 (6) 的通解为
u (t) =Re
式 (8) 中:φn为特征向量, λi=αn+iωn为方程的特征根;i为复数单位。
这种接触面摩擦力的简化方法既使摩擦耦合力成为节点位移的线性函数, 并且在系统的刚度矩阵中导入了不对称的因素, 使得系统可能出现不稳定的模态。由于摩擦导致耦合刚度矩阵不对称, 特征方程的解就可能是复数, 当出现实部为正的特征根时, 根据式 (6) 可知, 系统在微小的扰动下可能出现振幅越来越大的振动, 产生运动不稳定, 从而出现制动尖叫噪声。实际应用时, 针对某个特定设计进行分析, 就能够判断制动系统发生尖叫噪声的频率和在哪个频率上最可能发生噪声。
1.2 制动器的有限元模型
假设制动器各个零部件的材料为各向同性材料、系统为无阻尼系统, 同时忽略制动器工作时温度、湿度变化对材料性能的影响。使用ANSYS有限元软件建立系统的动力学模型, 整个有限元模型共划分19 574个单元和30 645个节点, 有限元模型如图2。
网格划分的关键是制动盘和制动制动衬块接触面的节点保持严格一致, 使之能够在制动盘和制动制动衬块对应节点上添加弹簧单元以模拟法向力和摩擦力。在本模型中, 每个制动制动衬块与制动盘之间共划分了476个接触网格节点对。根据制动系统各部件使用材料的情况, 在模型中考虑相应部分单元的材料特性列于表1。本文利用Lanczos法计算特征值, 设定提取前200阶模态。
2 结果及分析
2.1 摩擦系数对制动尖叫噪声的影响
盘式制动器制动系统摩擦系数μ大约在0.2～0.5之间, 对应这个摩擦系数范围的盘形制动系统的特征值计算结果如图3。
从图3以看出, 随着摩擦系数的增加, 制动系统可能发生尖叫噪声的频率个数增加, 如μ从0.2～0.5时, 不稳定模态的个数从4个增加到7个。此外复特征值正实部的数值也在增大。根据式 (6) , 复特征值正实部增大时系统发生运动不稳定的趋势也就增大, 即系统发生尖叫噪声的趋势随着摩擦系数的增加而增大。因此, 为减小制动系统的尖叫声, 应尽可能的选用摩擦系数较小的摩擦材料。
2.2 模态耦合
复特征值实部在开始出现正值时, 两个靠得很近的相邻模态的频率曲线在某个摩擦系数点之后其频率曲线重合在一起, 即表明模态之间产生了共振的现象, 即这两个模态发生了模态耦合。如图4, 在最易产生制动尖叫的3.3 kHz的频率附近第16阶模态和第17阶模态产生了模态耦合。
一般把频率重合初始点处的摩擦系数称为临界摩擦系数, 在比临界摩擦系数稍大的地方, 系统的复特征值实部大于零, 该阶模态出现不稳定的现象, 即开始具有出现制动尖叫的倾向。随着摩擦系数的进一步增大, 复特征值的实部的正幅值将会变得越来越大, 具有发散趋势。在实际的制动系统工作的工况下, 由于多种因素的影响, 摩擦系数总是处于忽大忽小的无规律的变化之中, 因此不断变化的摩擦力就可能激发系统的某几组频率非常靠近的相邻模态发生耦合振动, 从而产生以这些耦合模态频率为主频的制动噪声。这也能够说明制动噪声的频率一般出现在以某几个频率为主频率的附近。
3 结论
摩擦系数对制动噪声的产生有显著的影响。随着摩擦系数的增大, 模态的复特征值实部在某个摩擦系数点后开始出现正值, 表明系统开始变得不稳定了, 具有产生制动尖叫的倾向。而且随着摩擦系数的增大, 耦合模态的数量增大, 耦合模态的复特征值实部幅值增大, 发生制动尖叫的倾向增大。
摘要：建立了某盘式制动器的有限元模型, 利用线性弹簧力模拟制动摩擦面间的法向力, 摩擦力为线性弹簧力与摩擦因数的乘积。对系统进行复特征值分析, 根据复特征根实部为正值判断制动系统产生不稳定性, 即发生制动尖叫的倾向。计算结果表明, 摩擦系数对系统制动噪声的形成有重要影响, 制动噪声发生时系统具有模态耦合的特点。
关键词：制动噪声,有限元,摩擦系数,模态耦合
参考文献
[1]Kinkaid N M, O Reilly O M, Papadopoulos P.Automotive disc brake squeal.Journal of Sound and Vibration, 2003; (267) :105—166
[2]蒋东鹰, 管迪华.盘式制动器制动尖叫计算模型的建立.汽车技术, 1997; (7) :1—4
[3]陈光雄, 周仲荣.摩擦噪声有限元预测.机械工程学报, 2007; (6) :164—168
[4]Liu P, Zheng H, Cai C, et al.Analysis of disc brake squeal using the complex eigenvalue method.Applied Acoustics, 2007; (68) :603—615
农用拖拉机液压盘式制动器 篇6
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.
盘式制动器典型故障的分析与排除 篇7
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8
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
参考文献
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盘式制动 篇9
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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