重型汽车盘式制动器核心部件设计

伍永辉　陈博　王旭　孟拥军

摘 要：文章涉及盘式制动器核心部件设计方案、思路，对比了国际、国内主推盘式制动器产品，达到设计新型盘式制动器的方案，该设计方案主要对核心部件设计进行设计方案构思和分析。关键词：新型;主推;核心部件;设计中图分类号：U463.51  文献标识码：A  文章编号：1671-7988（2020）11-77-08

Abstract： This paper deals with the design scheme and thinking of the core components of the Disc brake， and compares the international and domestic Disc brake products to achieve the design scheme of the new Disc brake， this design scheme mainly carries on the design scheme conception and the analysis to the core component design.Keywords： New Type; Main thrust; Core Unit; DesignCLC NO.： U463.51  Document Code： A  Article ID： 1671-7988（2020）11-77-08

前言

气压盘式制动器（ADB）凭借其散热快，重量轻，调整方便。特别是高负载时耐高温性能好，制动效果稳定，水稳定性好、制动噪声小，制动平稳、维修方便、磨损智能报警等突出优势，逐步成为公共汽车和旅游客车的标准配置，随着国家法规的出台，重卡气压盘式制动器慢慢走进了卡车的视野，而重卡的核心除整体设计需要匹配重卡整车外，其核心机构的部件设计也非常重要。

1 制动器因素的计算

制动器因数又称为制动器效能因数，它表示制动器的效能，用BF表示。其实质是制动器在单位输入压力或力的作用下所能输出的力或力矩，用于比较不同结构型式的制动器的效能。制动器因数可以定义为在制动盘的作用半径上所能产生的摩擦力与输入力之比，即：

4 自调机构机构的设计

4.1 自调机构位移的计算

（1）偏心摇臂的位移计算

通过对传动比K的计算已符合要求，可确定出摇臂的关键尺寸，借用Pro/E软件对偏心摇臂进行三维建模。通过模型测量出偏心摇臂最大运动始末的位移差s=2.39mm。

令摩擦片与制动盘之间的间隙为a，当在自调机构的作用下，摩擦片正好与制动盘贴合时未磨损b=0，推杆并没有进行补偿作用，则此时的自调机构摇臂转动纵向位移为c=2a。所以当自调机构的偏心摇臂的纵向位移为b=2a时，此时自调机构正好处于启动拨叉拨动压盘的临界状态。

若摩擦片已磨损，磨损值为b，推杆已进行补偿d，制动盘磨损厚度为h，此时满足：

在摇臂的初始状态时，设计拨叉与Y轴夹角为9°，保证拨叉的右侧与导槽右侧接触;

当摇臂转动角度为α=9.7°时，摇臂拨叉的左侧正好与导槽的左内侧接触，处于临界状态，此时根据公式3-21和3-22计算得出摇臂的纵向位移正好为c=2a=0.7mm，满足要求。

若摩擦片已磨损，摇臂需进行补偿时，偏心摇臂的转动角度为α时，其制动总位移K为：

查阅资料得，摩擦片如果磨至只剩1.5mm时需要更换新的摩擦片，从前文得知，摩擦片未磨损之间的摩擦作用层厚度为20.88mm，则允许摩擦片的极限摩擦厚度g=19.38mm。制动盘的最小允许使用厚度为39mm，制动盘未磨损的厚度为45mm，则允许制动盘最大磨损厚度f为6mm。所以当制动盘和摩擦片同时到达磨损极限时，总制动位移K=45.46 mm。因偏心摇臂的纵向位移与推杆的总补偿位移相比很小，这里忽略不计，推杆的总补偿位移等于总制动位移K，即。

4.2 拨销的受力分析

其中，拨销临界工作状态时起始位置与Y轴夹角为0.7°，拨销每次转动的角度与摩擦片的每次磨损量有关;经测量，此时气室推杆行程H=12.18mm，由公式3-16得知，L=68.1995mm，已知R=26mm，r=14mm，e=4.3mm，d=30mm，则由公式3-18得知F銷=682.741N，拨销的工作回转半径为r=11.84mm，此时拨销转动力矩M=8.084N·m。

4.3 拨叉的设计

参考设计拨销直径为5mm，为保证拨销在工作时与拨叉外圈不发生碰撞（拨叉外圈直径为16mm），设计拨销中心线与拨叉中心线之间的距离为11mm，可避免工作时发生碰撞。通过下图所示，测量拨叉上的导槽长度为8mm，内部两侧宽度为9.8mm时满足要求，。当摇臂回位时仍必须保证磨损后的摩擦片与制动盘之间的间隙为初始间隙a。根据摇臂的外形及拨销运动的位置，确定出拨叉的外形及导槽位置。

4.4 离合组件的结构设计

单向轴承采用标准型号，关键尺寸：D=24mm，C=16mm，Fw=18mm，转动力矩为T单向轴承=24.1N·m。

拨销拨动拨叉转动，采用锯齿套筒与锯齿垫片、双耳垫片连接，从而带动单向轴承，主轴转动。

4.5 齿轮的结构设计

齿轮传动是一种十分重要的机械传动形式，广泛应用于仪器、仪表、冶金、矿山等领域的各类机器中。齿轮传动的特点：可传动空间任意两轴间的运动和动力，适用的功率和圆周速度范围广;传动比准确，传动效率高，如一对加工良好的圆柱齿轮传动，效率可达99%;工作可靠，寿命长。

参考对标产品的双推杆之间的间距为120～130mm，考虑到其外形与隆中结构相似，初步选定两推杆之间的间距a=128mm。自调机构采用的是中间齿轮带动两侧齿轮传动。三齿轮采用相同的直径d，其传动比为i=d2/d1=1。

则可得出齿轮的分度圆直径d=a/2=64mm。齿轮的齿数、模数、压力角、齿顶高系数及顶隙系数是确定齿轮的尺寸的五个基本参数，参考资料《机械设计基础》第八章表2、表3，初步选定相关参数，确定出齿轮的几何尺寸。

借用CAXA和Pro/E软件对齿轮进行三维结构设计。

齿轮的材料的选用：齿轮材料的基本要求是齿面硬、齿心韧、良好的加工性能和经济性。适用于制造齿轮的材料很多，其中最常用的是锻钢、其次是铸钢和铸铁。目前采用硬齿面的齿轮较多，其接触强度比软齿面齿轮大为提高。所以这里采用锻钢材料制造齿轮，对其进行表面淬火。

4.6 主动轴的结构设计

因主动轴上需安装单向轴承，主动齿轮与主动轴采用整体加工方式。考虑到各零件的安装位置，将结构设计成如下图所示，小轴端面采用卡圈进行轴向定位。

4.7 推杆的结构设计

推杆上传动螺纹的设计：这里传动螺纹采用普通螺纹，牙型为60°等边三角形，大径和小径的削平高度分别为H/8、H/4。参考对标产品的推杆螺纹，选用细牙、双线螺纹，其公称直径D=30mm，螺距P=2mm，旋向为右旋。

查阅《实用机械加工工艺手册》表5-3普通螺纹的基本尺寸，确定螺纹的中径D2/d2=28.701mm，螺纹小径D1/d1= 27.835mm。查阅表5-4内、外螺纹的基本偏差，当螺距P=2时，内螺纹EI=+38μm，外螺纹es=-38μm。根据公式3-24和3.7.1章节内容已知推杆最大补偿位移=45.46mm，查表5-10螺纹的旋合长度，应确定选用长旋合长度L>25。综上所述，确定螺纹标记为：。

制动器装配到车桥时需要对推杆的推出长度进行调整，而且当推杆补偿位移最大时，要保证推杆与从动轴之间的装配稳定性，综合考虑上述因素，初步设置推杆上螺纹长度X=65mm。在微调整后保证初始旋合长度L=60mm。

4.8 从动轴的结构设计

因考虑到后期的手工调整，从动轴1与从动轴2的结构采用长短轴设计，从动轴1，2的軸向定位也采用卡圈进行定位，如图所示。从动轴与推杆之间进行螺纹传递，所以其螺纹和推杆上的外螺纹相同。

4.9 复位弹簧的结构设计

弹簧材料的选择：螺旋弹簧的制造工艺包括卷制、挂钩的制作或端面圈的精加工、热处理、工艺性试验和强压处理等。卷制分冷卷及热卷两种。冷卷用于经预先热处理后拉成的直径d<（8·10）mm的弹簧丝;直径较大的弹簧丝制作的强力弹簧则用热卷。热卷时的温度随弹簧丝的粗细在800·1000℃的范围内选择。对于重要的压缩弹簧，为了保证两端的承压面与其轴线垂直，应将端面圈在专用的磨床上磨平。

为了使弹簧能够正常可靠地工作，弹簧材料必须具有高的弹性极限和疲劳极限，同时应具有足够的韧性和塑性，以及良好的可热处理性。这里压缩弹簧初步选择65Mn材料，该材料强度高，性能好，适用于小弹簧。

测量弹簧的压缩后的高度h=17.5mm，则弹簧的自由高度为18.7mm≤H0≤20.39mm，圆整后的弹簧自由高度为H0=20mm。

弹簧的两个端面圈应与领圈并紧（无间隙），只起支承作用，不参与变形，故称为死圈。当弹簧的工作圈数n≤7时，弹簧每端的死圈约为0.75圈;n>7时，每端的死圈约为1·1.75圈。弹簧丝的直径d≤0.5mm时，弹簧的两支承端面可不必磨平。d>0.5mm的弹簧两支承端面则需磨平。磨平部分应不少于元周长的3/4，端头厚度一般不小于d/8。

通过查《机械零件设计手册》表17-14 （GB/T2089-1994）圆柱螺旋压缩弹簧的尺寸及参数，现将该弹簧的各种参数列为表3-7所示：

4.10 推板、连接桥和底板的结构设计

4.11 钳体、支架的结构设计

钳体选用整体式、四滑销结构，能有效保证盘式制动器制动过程中的支架与钳体的稳定性，且钳体总成零件少，成本低，可靠性高。

5 结论

随着我国《GB7258-2004机动车运行安全技术条件》和《GB24407-2012专用校车安全技术条件》JT1094-2016《营运客车安全技术条件》GB7258-2017《机动车运行安全技术条件》等法规和标准的实行，盘式制动器已成为重卡制动系统匹配发展的新趋势。

参考文献

[1] 高子尚.钳盘式制动器制动片强制回位和磨损间隙自动补偿机构[J]，林业机械，1987.

[2] 葛振亮，吴永根.汽车盘式制动器的研究进展[J].公路与汽车，2006 （1）：9-12.

[3] Gao Chenghui， Lin Xiezhao. Transient temperature field analysis of brake in non axisymmetric three dimensional model [J].Journal of Materials Processing Techniche，2002，129（1～3）.

[4] 王军，赖锋.制动间隙自动调整臂的设计原理[J].设计研究，2005： 7-9.

[5] 中国重汽集团济南技术中心有限公司.重型汽车气压盘式制动器间隙[P].中国：200810016210.4，2008.

[6] 武汉元丰汽车零部件有限公司.整体式卡钳体浮钳式气压制动器[P].中国：200620099778.3，2006.

[7] 江苏恒力制动器制造有限公司.制动间隙自调机构[P].中国： 200420109256.8，2004.

[8] 隆中控股集团有限公司.一种汽车盘式制动器中间隙自调机构的调整器[P].中国：201120237502.8，2011.

[9] 浙江隆中机械制造有限公司.盘式制动器间隙自调机构[P].中国： 200520013040.6，2005.