气压盘式制动器与鼓式制动器匹配的探讨

2017-01-07

气压盘式制动器与鼓式制动器匹配的探讨

 

 

气压盘式制动器与鼓式制动器匹配的探讨

前言

     气压盘式制动器(Air Disc Brake)(以下简称ADB)结构简单,性能优良,尤其是能显著减少制动噪声,有效解决城市公交车辆及客车制动引起的噪声污染,故欧美国家自上世纪90年代初开始已经将其作为鼓式制动器的替代产品应用于各种城市公交车辆,豪华客车,越野车及重型车辆上。[1]由于我国鼓式制动器应用仍然很广,因此出现前桥ADB,后桥鼓式制动器的制动匹配形式。但是将ADB与鼓式制动器简单互换显然是不行的,因为ADB制动反应比鼓式制动器快,存在制动作用时间不一致的情况,同时在此制动匹配形式工况下制动力如何分配更是值得深入探讨。此外,鼓改盘时的安装空间也需要考虑。本文将从以上三个方面进行分析探讨。


1  ADB示意图      


 
鼓式制动器示意图

     2 制动时间不一致的原因分析及其解决办法

     1、图2分别为典型的ADB和鼓式制动器。一般来说,盘式制动器反应要比鼓式制动器快,这是由于二者结构不同导致的。首先,制动盘或制动鼓与摩擦块之间的间隙对制动反应时间有较大影响,ADB制动盘和摩擦块之间的间隙一般为0.3 ~0.5 mm(单边)鼓式制动器为0.4 ~0.6 mmADB间隙比鼓式制动器小。其次,鼓式制动器的制动行程要比盘式制动器的长,制动鼓热膨胀也会引起制动踏板行程损失,使得制动反应时间变长。还有一点需要说明的是,当摩擦块不断磨损,与制动鼓或制动盘之间的间隙会不断增大,虽然制动器有间隙自调机构,但磨损达到一定程度后,间隙自调机构的不稳定性还是会对制动反应时间造成一定影响,从而影响制动时间的一致性,尤其是许多大中型客车鼓式制动器采用的是领从蹄式,“增势”作用较大,偏磨严重,偏磨到一定程度后差异就较为明显了,这种趋势更加剧了制动时间的不一致。

     汽车紧急制动时,盘式制动器的反应比鼓式制动器快,所以前轮先制动,此时后轮仍在行进中,会起到驱动轮的作用。由于制动时间滞后,摩擦块先和制动盘进行摩擦,两者之间的相对速度和摩擦力很高,摩擦程度较之于后桥的制动鼓和摩擦衬片要严重。轻微制动时,盘式制动器的回位弹簧力比鼓式制动器小很多,其回位滞后于鼓式制动器,也使得摩擦块的磨损增加[2]。那是否说这种磨损会对前盘后鼓制动时间差异有被动补偿呢?答案是否定的。ADB摩擦块磨损厚度可达20 mm,而鼓式制动器摩擦衬片磨损厚度不到10 mm,且ADB的间隙自调机构比鼓式制动器可靠得多,所以由此造成的磨损对ADB制动时间的影响相对来说也要比鼓式制动器小。解决制动时间差异的办法如下:

     a、与ABS匹配

     现代汽车安装ABS系统已经成为大势所趋,ABS对汽车制动力的控制需要制动器尽可能快地反应,而反应快正是盘式制动器的优点之一,盘式制动器能更好地与ABS匹配,而使用ABS进行控制也更能体现盘式制动器的优势。

     b、缩短后制动器的反应时间

     储气筒和继动阀的后移能减少制动管路的长度,缩短制动时间。大多数客车后制动管路较长,故安装继动阀来缓解前后制动时间的差异,但是继动阀的后移并非越多越好,要根据实际安装空间合理安排其位置,而且这种做法不能从根本上解决问题。

     根据制动阀工作原理,制动阀上下压力差越大,后制动器反应时间就越短,因此增大制动阀的压力差也可以缩短前后制动时间差。

     c、延缓前制动器的反应时间

     在前制动管路串联一个气压计量阀,当制动气压达到一定值时计量阀再开启,延缓ADB反应时间,同时根据需要安装一个快放阀,以尽快解除ADB的回位滞后,减少摩擦片的磨损[2]

     3  制动力分配系数的确定

     3.1 实际制动力分配系数的确定

     制动力分配是汽车制动系统设计的重点,也是难点。图3为汽车制动时的受力示意图。

3 汽车制动时受力示意图

     其中:Z1为汽车制动时水平地面对前轴车轮的法向反力,NZ2为汽车制动时水平地面对后轴车轮的法向反力,NL为汽车轴距,mmL1为汽车质心到前轴的距离,mmL2为汽车质心到后轴的距离,mmhg为汽车质心高度,mmG为汽车所受重力,Nm为汽车质量,kgFB1为前轮地面制动力,NFB2为后轮地面制动力,N

     经典制动力分配系数的计算过程可参考相关书籍,故不再赘述,下面只从汽车实际行驶制动过程和相关的法规来作以分析。实际情况是汽车不会始终行驶于同一路面上,附着系数会随着不同的路面变化,因此汽车往往会出现某一轴制动力不足或后轴提前抱死的状况。这方面欧洲ECE法规有明确规定,中国也采用了与其大体相同的内容。法规中对制动强度q和地面附着系数φ的规定如下:q=0.15~0.61φ≤(q-0.1)/0.85+0.2,同时应满足:q=0.15~0.30时,各轴利用附着系数满足q+0.08≥φ≥q-0.08q≥0.30时,后轴利用附着系数φ≤(q-0.3)/0.74+0.38。图4为制动法规所规定的限制曲线图,所求制动力分配曲线必须在法规规定的限制曲线范围之内。

4 制动法规的限制曲线图

     有了上述法规,可以根据汽车制动法规并综合考虑汽车前盘后鼓的制动情况确定制动力分配系数。现作分析如下:

     β为制动力分配系数,前轮抱死或前后轮同时要抱死时,则地面附着力Fφ1=βGq

     而前轮地面法向反力    

                   Z1=G(L2+qhg)/L           1

     地面利用附着系数     

     φf= Fφ1/Z1=βqL/(L2+qhg)      2

     设后轮或前后轮同时要抱死时,后轮地面制动力Fφ2=(1-β)Gq

     地面法向反力 Z2=G(L1-qhg)/L          3

     地面利用附着系数

     φr=Fφ2/Z2=(1-β)qL/(L1-qhg)    4

     将(1),(2)式代入法规规定各式,可以得到以下三种情况:

     1q=0.15~0.30时,

     q+0.08≥βqL/(L2+qhg)≥q-0.08   5

            q+0.08≥(1-β)qL/(L1-qhg)≥q-0.08  6

     2q≥0.30

     (1-β)qL/(L1-qhg) ≤(q-0.3)/0.74+0.38  7

     3q=0.15~0.61时,

     βqL/(L2+qhg)≤(q-0.1)/0.85+0.2       8

        (1-β)qL/(L1-qhg) ≤(q-0.1)/0.85+0.2     9

     实际上(1)、(2)两种情况也符合第三种情况,而第三种情况是汽车在大部分附着系数下应满足的。由于现代汽车安装ABS系统已经相当普遍,对制动力控制调节越来越好,所以β的选择也可更大程度上满足上述三种情况的要求。客车载人较多,安全性(尤其是满载时)更是受到人们的关注,所以满载时要满足(1)、(2)两种情况的要求,空载时应满足(3)的要求并尽量满足(1)、(2)两种情况的要求,再根据制动强度q值所规定的范围,就可以选定β所取值的范围。与此同时,也需要综合考虑车辆的制动和承载情况以及车辆经常行驶的路况。根据经验,客车同步附着系数φ0的选定范围一般在0.5~0.7,而只有在φ=φ0的情况下,地面的附着条件才利用得最好。因此可以利用公式

     β/(L2+φ0hg)=(1-β)/ (L1-φ0hg)      10

     推出β,使其满足φ00.5~0.7的要求,如若满足不了则应尽可能使其靠近该值[2]

     3.2 从能量的观点来确定制动力分配系数

      

     5 ADB和鼓式制动器摩擦片受热膨胀图

     5为制动鼓和制动盘热膨胀现象的对比,盘式制动器的热膨胀量明显比鼓式制动器小,这是由于热容量不同所导致的。汽车制动过程是将机械能(动能、势能)转换为热能耗散的过程。在制动强度很大的紧急制动过程中,制动器几乎承担了耗散汽车全部动能的任务。由于能量巨大,而制动时间很短,所以致使制动器温度升高,此即所谓制动器的能量负荷。能量负荷越大,摩擦块磨损越严重。能量负荷通常用比能量耗散率作为评价指标[3],它表示单位摩擦面积在单位时间内耗散的能量,单位为W/mm2。因此在3.2节分析的基础上,也可以从能量的角度来进一步确定制动力分配系数。一般相同制动器的能量载荷比是1,但是前盘后鼓匹配形式的能量负荷比可达到3~4,前后制动器摩擦块制动时的能量负荷是与制动力分配系数直接相关的,其比能量耗散率计算公式如下:                       

     e1=δma(v12-v22) β/(4tA1 )       11

              e1=δma(v12-v22) (1-β)/ (4tA2)      12

     式中δ为汽车回转质量换算系数;v1v2为制动初始和终了速度,m/s;计算时轿车取v1=100 km/h;总质量3.5 t以下的货车取v1=80 km/h;总质量3.5 t以上的货车取v1=65 km/ht为制动时间,s;按t=(v1- v2)/jj为制动减速度,计算时取j=0.6 gA1A2为前后制动器摩擦块面积;ma为汽车总质量;

     紧急制动时v20,鼓式制动器的比能量耗散率应不大于1.8 W/mm2,当制动初速度低于上述规定的初始速度时,可允许略大于1.8 W/mm2。轿车盘式制动器的比能量耗散率应不大于6.0 W/mm2,其它车型可酌情增减。比能量耗散率过大会加速摩擦块的磨损和引起制动盘或鼓的龟裂。故可根据上述规定利用(9),(10)两式计算出β,与3.2节中计算出来的范围进行比较,并尽量使之处于3.2节计算出来的范围之内。

     最后还应该核算一下制动器的热容量和温升是否满足下面的条件:

     (mdcd+mkck)Δt≥L          13

     式中,md为各制动盘(鼓)的总质量;mk为与各制动盘(鼓)相连的受热金属件(如轮毂、轮辐等)的总质量;cd为制动盘(鼓)材料的比热容;ck为与各制动盘(鼓)相连的受热金属件的比热容;Δt为各制动盘(鼓)的温升(一次由30 km/h的初始速度到完全停车的强烈制动,温升不应超过15 [3]

     上述计算分析都是简化了的计算分析,实际制动情况要复杂许多,很多未知因素对制动过程都有一定影响。考虑到这些,通过3.13.2节的方法计算出的β值只能是尽量接近,而不是完全符合。

     4  安装与配合

     由于ADB在国内应用的时间还不长,专门为匹配ADB的车桥很少。目前主要还是在车桥上进行匹配,一般采用连接过渡板。因此,安装时最重要的问题就是制动器与其周围部件的干涉问题,在安装时要注意以下两点:

     目前采用的ADB多为浮钳式,当摩擦片和制动盘发生磨损后,卡钳体和制动气室以及连接板会向车架中心发生移动。移动距离d计算如下:d=ΔD+ΔP

     其中,ΔD为制动盘单侧允许磨损厚度;ΔP为单个摩擦片允许磨损厚度[4]

     在安装之前应根据制动器相关参数和整车参数进行校核,避免制动器在前桥转向时与其各杆件干涉。还应考虑汽车在车架上下跳动和左右摆动时制动器在其极限位置与悬挂系统的干涉问题。对后桥而言,由于没有转向节,故应注重考虑与车架悬挂系统的干涉问题。

     卡钳体和支架都采用铸件,很多非配合面未加工,进行校核时,空间紧张位置的尺寸应严加控制。卡钳体和上盖壁厚有限,连接螺栓孔大小受到限制,故连接螺栓强度也应充分考虑,在空间允许的情况下,选择既能保证强度又经济的螺栓。

     安装时,除应注意上述两点外,为避免泥浆溅入制动器内部引起摩擦片和制动盘的损坏或锈蚀,应尽量将制动器安装在车桥的前方。

     5  结束语

     ADB在中国发展时间还很短,但优异的性能决定了其广阔的发展前景,随着中国汽车零部件产业的不断发展,制约其发展的成本和价格肯定会降低,ADB也会越来越多地应用在各种车辆上。

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