制动钳钳架、摩擦片配合间隙与制动冲击异响关系研究论文

制动钳钳架、摩擦片配合间隙与制动冲击异响关系研究论文摘要： 本文重点对制动钳钳架与摩擦片之间配合间隙与制动异响之间关系进行研究，通过设计一种缓冲结构在保证制动钳基本功能实现的前提下避免异响问题发生。关键词：制动钳；摩擦片；冲击异响；制动异响1引言随着经济的迅速发展,车辆已逐步普及家庭,车流密度也随之日益增大,人们对车辆的安全性、可靠性的要求也越来越高。现代轿车的制动器有鼓式和盘式两大类型,但随着轿车车速的不断提高,因盘式制动器具有频繁制动时能保证良好的制动效果,能较快地冷却,保养和维修方便,径向尺寸小等特点,已被现代轿车广泛采用，但盘式制动器并不是没有问题反馈，目前反馈最多的是制动异响问题，通过对产品各零部件尺寸确认计算发现制动钳钳架、摩擦片配合间隙理论范围为0.020.66mm，此间隙设计意图是保证摩擦片在制动时能够夹紧制动盘产生制动力，制动结束后摩擦片能够回位而不产生车辆拖滞。本文主要研究钳架与摩擦片配合间隙大小与摩擦片对钳架冲击异响的关系。2钳架与摩擦片配合间隙介绍制动器中的制动钳通过两个导销浮装在钳架上,导销装在内外衬套,同时用防松螺栓防止制动钳松脱。钳架同时既是摩擦片安装支架,又是摩擦片滑动轨道，这就要求摩擦片和钳架之间存在一定的配合间隙，具体如图1所示。3失效模式确认某车型下线时连续反馈前进或倒退制动时前轮发出清脆的金属撞击声，通过将故障车用举升机举起，卸掉车轮进行故障模拟再现，发现制动时摩擦片随制动盘在配合间隙内运动，摩擦片撞击钳架产生异响；然后通过向配合间隙内塞纸消除摩擦片和钳架的配合间隙后重新进行故障模拟再现，未发生异响问题，最终确认异响原因：因钳架和摩擦片间存在配合间隙，制动时摩擦片在配合间隙内运动撞击钳架产生。4原因分析4.1故障再现测量8例故障车辆制动钳间隙，结果如表1。通过上表可知产品尺寸均在图纸要求范围之内，钳架和摩擦片的配合间隙整体大于配合间隙范围中值0.32mm，为验证异响与配合间隙关系，挑选钳架槽长、摩擦片长度分别位于尺寸范围上限、中值、下限附近（即配合间隙分别位于上限、中值、下限）的零部件进行3X3的交叉试验，结果如表2：通过交叉实验发现钳架和摩擦片的配合间隙大会造成制动钳异响。4.2失效机理分析制动时摩擦片在钳架内运动状态共分为三个过程，分别如下：过程一：车辆前进，制动盘向前旋转，制动时摩擦片因摩擦力随制动盘运动到达钳架一侧，松开制动踏板，摩擦片制动盘分离，此时摩擦片钳架配合间隙达到最大。过程二：车辆后退，制动盘向后旋转，制动时摩擦片随制动盘旋转方向移动，运动行程为最大间隙。过程三：摩擦片随制动盘移动至钳架位置，由于钳架固定，摩擦片由运动突变为静止，摩擦片和钳架产生撞击，导致异响。4.3冲击异响与配合间隙关系研究为研究冲击异响与配合间隙关系，明确不产生异响的最大配合间隙，设计以下两个实验进行研究。实验一，在配合间隙内逐层粘贴0.1mm厚度消音纸进行装车实验，确认最佳配合间隙，结果如表3：实验二，为消除消音纸对试验结果的影响，制作配合间隙为0.2/0.3mm产品装车验证，未产生异响。结合上述两个实验结果，当最大配合间隙≤0.3mm时可以避免冲击异响问题发生。5对策制定及验证5.1对策制定通过分析研究，当配合间隙≤0.3mm时可以避免冲击异响问题发生，但考虑到产品制造过程较难实现，故通过增加卡簧减震能力将配合间隙控制在0.3mm以下，具体方案如下：在轭簧与摩擦片支耳接触部位做出鼓包（簧片上红色部位为鼓包），保证行车时摩擦片始终位于钳架中间位置（方案简图如下）。5.2对策验证a 以过盈量为响应，拖滞力、滑动阻力为预测变量进行回归分析，结果如下滑动阻力的p值为0.000，滑动阻力与过盈量显著相关b去除弱相关项重新进行回归分析：回归方程为：滑动阻力=11.9-7.576*过盈量。最终通过产品极限尺寸计算及卡簧鼓包过程共产确定卡簧鼓包高度尺寸定为0.80.1。根据分析结果制作样件进行制动钳总成震动噪音试验及切线力耐久实验能够满足标准要求，方案可行。6结论汽车行业竞争越来越激烈，仅仅对产品当然质量进行改善已不能够满足顾客的要求，应更多的关注产品的魅力质量，本文分析了摩擦片和钳架配合间隙与制动时摩擦片冲击异响的关系，确定了不产生异响的最大间隙值， 通过增加卡簧减震结构，在保证制动钳基本功能实现的前提下避免异响产生。参考文献：【1】 叶文海，普通盘式制动器的致命缺陷与对策分析. 广西： 中职教育总第781 期2014（3）：129.【2】 桂健生，盘式制动器（一、二、三）译自英国Lucas 技术手册之六 轻型汽车技术 2002（4）总152；33-39.【3】 陈丹华，新时期汽车制动系统故障诊断与性能优化方法探讨 河北农机 2014（12）；26-28.