用于載貨車的盤式制動器的制造方法
【專利摘要】載貨車的盤式制動器，具有固定在制動支架上、搭接制動盤的制動鉗，其中布置壓緊裝置，其具有在橋形件上的、能旋轉(zhuǎn)的制動桿，其中布置兩個平行并間隔開定位的、能調(diào)節(jié)的沖頭，其接觸縱向延伸的與橫軸線鏡面對稱的壓緊側(cè)制動襯片的襯片支承板，制動襯片如在反應(yīng)側(cè)抵靠在制動鉗背的制動襯片位于由制動支架角部限定的襯片井道中，制動襯片由兩側(cè)在制動位置中壓向制動盤，盤式制動器這樣設(shè)計，即襯片支承板的一半的面重心比沖頭的中心作用點至橫軸線的距離小，和/或沖頭的中心作用點比平面重心至制動盤中軸線的徑向距離小，和/或在制動過程中由入口側(cè)沖頭的擠壓力產(chǎn)生的力矢量比由出口側(cè)擠壓力產(chǎn)生的力矢量至出口側(cè)制動支架角部的自由邊緣的距離小。
【專利說明】用于載貨車的盤式制動器
【技術(shù)領(lǐng)域】
[0001]本實用新型涉及一種用于載貨車的盤式制動器。
【背景技術(shù)】
[0002]這種盤式制動器是充分已知的。例如可以參閱公開了這種盤式制動器的DE 94 22342 Ul0
[0003]這種能夠以氣動或機電方式操作的盤式制動器具有大面積的制動襯片，以便達到盡可能長的使用壽命。
[0004]然而，隨著這種大面積制動襯片的使用，造成了壓力分配到磨損不均勻的摩擦面上的問題。
[0005]在只具有沖頭(Druckstempel)的盤式制動器中，為了在壓力區(qū)避免或減少摩擦片襯片的過度磨損，即所謂的空心磨損，襯片支承板設(shè)計為實心的，也就是非常厚。因為這種空心磨損需要提升的制動器的沖程需求，此外還導致發(fā)出更強的噪音。
[0006]在這種盤式制動器中改善了壓力分配，在該盤式制動器中設(shè)置有兩個平行并且彼此間隔開布置的沖頭，使得可以不需將襯片支承板設(shè)計為實心。
[0007]然而，如果在徑向上對沖頭的力的作用過大或過小或者在切線方向上兩個沖頭的的間距過大或過小，則也可能在這種盤式制動器中出現(xiàn)對制動襯片不相等的磨損。
[0008]除此之外，存在這樣的危險，S卩，由于制動襯片在制動支架角部上沿制動圓盤的圓周方向或旋轉(zhuǎn)方向的支撐高度過低使相應(yīng)的制動襯片徑向地旋出。這導致的后果是，制動鉗通過作用在制動鉗背面擠壓面上的摩擦力在徑向方向上轉(zhuǎn)動，并且進而使這個壓緊面處于與制動盤摩擦面不平行的位置。由此導致不同的壓緊條件和不相等且總體增高的磨損。
[0009]另一個問題是由所謂的動態(tài)受力移動造成的。在此，在操作力較大的情況下，在伴隨著制動鉗變形較大，力在制動鉗背面的作用點由于制動鉗不均勻地擴展而徑向向外部移動。因此，存在徑向傾斜磨損以及制動襯片旋出的危險。
實用新型內(nèi)容
[0010]本實用新型的目的在于，這樣改進這種類型的盤式制動器，即通過在兩個制動襯片的整個摩擦面上實現(xiàn)對兩個制動襯片始終均勻的摩擦應(yīng)力并因此延長使用壽命。
[0011]這一目的通過根據(jù)本實用新型的盤式制動器來實現(xiàn)，其中，該盤式制動器具有固定在車輛側(cè)的制動支架上的、搭接制動盤的制動鉗，在該制動鉗中布置有壓緊裝置，該壓緊裝置具有作用在橋形件上的、能偏轉(zhuǎn)的制動桿，其中，在該橋形件中布置有兩個平行并且彼此間隔開定位的能調(diào)節(jié)的沖頭，該沖頭與縱向延伸的、關(guān)于橫軸線鏡面對稱的壓緊側(cè)的制動襯片的襯片支承板接觸，該制動襯片冋樣如冋在反應(yīng)側(cè)抵罪在制動甜背面上的制動襯片位于由制動支架角部限定的制動支架的襯片井道中，并且其中，兩個制動襯片由兩側(cè)在制動位置中向制動盤擠壓，其特征在于，襯片支承板的每一半的面重心比所屬沖頭的中心作用點至橫軸的距離小，和/或相應(yīng)的沖頭的中心作用點比所屬面重心至制動盤中軸線的徑向距離小，和/或在制動過程中由入口側(cè)的沖頭的擠壓力產(chǎn)生的力矢量至出口側(cè)所述制動支架角部的自由邊緣的距離比由出口側(cè)擠壓力產(chǎn)生的力矢量至出口側(cè)制動支架角部的自由邊緣的距離小。
[0012]通過這種結(jié)構(gòu)措施可以優(yōu)化壓力在制動襯片上的分配、達到襯片支承板的最小變形以及避免從制動支架中旋出，其中，制動襯片的磨損在整個摩擦面上是均勻的。
[0013]磨損是與轉(zhuǎn)化在單位面積上的摩擦能成比例的。這個摩擦能肯定還要通過表面壓力X摩擦系數(shù)X面積X摩擦速度的乘積來確定。因為摩擦速度與摩擦半徑成比例地增長，所以肯定會成反比地改變表面壓力。另一方面要考慮的是，摩擦系數(shù)通常根據(jù)速度減小，這在確定壓力分配時同樣必須考慮。
[0014]在此，制動盤摩擦環(huán)的外直徑與內(nèi)直徑之間的摩擦速度比約為1.65:1。在中等摩擦速度時，所屬摩擦系數(shù)之比約為1:0.75。由此得出，力引入位置，即用于達到均勻磨損特征的對沖頭的中心作用位置與所屬的半個制動襯片的面重心相比必須在徑向方向上更加朝向制動圓盤中心布置。
[0015]因為應(yīng)使制動襯片保持較小的重量，所以要將襯片支承板設(shè)計得盡可能輕，并且因此要設(shè)計為薄壁。此時為了在切線方向上也達到想要的壓力分配，必須在選擇力引入點時也必須考慮襯片支承板在沖頭之間的區(qū)域內(nèi)的相對于邊緣區(qū)域的不同剛性特性(Steifungsverhalten)。簡言之,襯片支承板位于沖頭之間的中間區(qū)域此時符合在區(qū)間載荷(Streckenlast)作用下兩側(cè)夾緊的支架，同時，襯片支承板的自由端符合在區(qū)間荷載作用下一側(cè)夾緊的支架。通過本實用新型，應(yīng)這樣選擇兩個沖頭之間的距離，即，在考慮襯片端部的不同變形特性的條件下得出與兩個沖頭之間的中點相同的撓度。
[0016]為了避免制動襯片在制動過程中從制動支架中旋出，根據(jù)本實用新型提出，在制動過程中由入口側(cè)沖頭的擠壓力產(chǎn)生的力矢量至出口側(cè)制動支架角部的自由邊緣的距離比由出口側(cè)擠壓力產(chǎn)生的力矢量至出口側(cè)制動支架角部的自由邊緣的距離小。兩個距離之間的差值優(yōu)選地至少為百分之10，從而實現(xiàn)安全支撐。
[0017]本實用新型的其它有利的設(shè)計方案由從屬權(quán)利要求中得出。
【專利附圖】

【附圖說明】
[0018]以下根據(jù)附圖對本實用新型的實施例加以描述。
[0019]圖中示出:
[0020]圖1在部分截面的俯視圖中示出盤式制動器的示意性結(jié)構(gòu)，
[0021]圖2在示意性側(cè)視圖中示出盤式制動器的局部圖，
[0022]圖3是根據(jù)圖1中的線II1-1II穿過盤式制動器橫截面圖，
[0023]圖4是盤式制動器的制動桿在其操作過程中的偏心輪軌道的放大的示意圖。
【具體實施方式】
[0024]圖1示出滑動制動鉗盤式制動器，具有搭接制動圓盤11的制動鉗1，該制動鉗能移動地保持在車輛側(cè)的制動支架2上。
[0025]在制動支架2中布置有兩個制動襯片8，相應(yīng)地由襯片支承板9和固定在該襯片支承板上的摩擦片襯面10構(gòu)成，該摩擦片襯面可以在對制動器進行操作時壓向制動盤11。[0026]為此，在制動鉗I中布置有壓緊裝置3，具有兩個沖頭4，該沖頭沿軸向可調(diào)節(jié)地支撐在橋形件5中，并且末端作用在壓緊側(cè)制動襯片8的所屬的襯片支承板上。
[0027]在制動過程中，可氣動或機電操作的挺桿13壓向制動桿6 (圖3)，該制動桿在另一端設(shè)計為偏心輪15，并且該偏心輪一方面抵靠在支撐在橋形件5上的支承軸14上，并且另一方面抵靠在制動鉗I的偏心輪軌道16上。
[0028]為了補償由磨損造成的制動襯片8的空隙，設(shè)置了與沖頭4嚙合的調(diào)整裝置7，可以通過扭轉(zhuǎn)該調(diào)整裝置來補償所述的空隙。
[0029]在圖2中可以識別出裝在兩側(cè)由制動支架角部12限制的襯片井道中的縱向延伸的制動襯片8，該制動襯片設(shè)計為關(guān)于橫軸線Q鏡面對稱。
[0030]根據(jù)本實用新型，襯片支承板9的每一半的面重心SI，S2比所屬沖頭4的中心作用點Z至橫軸線Q的距離小，該沖頭的輪廓在圖2中以虛線示出。
[0031]可替換地或作為補充，相應(yīng)的沖頭4的中心作用點Z至制動盤11中軸線M的徑向距離X5比所屬的面重心SI，S2至中軸線的徑向距離X6小。
[0032]此外，在制動過程中由入口側(cè)沖頭4的擠壓力產(chǎn)生的力矢量F2至出口側(cè)制動支架角部12的自由邊緣K的距離b比由出口側(cè)擠壓力產(chǎn)生的力矢量Fl至該制動支架角部的自由邊緣的距離a小。
[0033]在實例中，襯片支承板9的長度L為248mm，兩個沖頭4的中心作用點Z彼此之間的距離X1S 131mm，并且面重心SI，S2彼此之間的距離X2S 116.4mm。利用這個大約15毫米的偏差可以為考慮的制動襯片尺寸達到總體上最小的撓度。
[0034]面重心SI，S2與制動支架2的襯片井道中的支承件A之間的距離X7為50毫米。兩個重心SI，S2的連接直線是理論上示出最佳的力的作用線，與制動盤11的中軸線M之間的距離乂6為163mm，并且兩個中心作用點Z的連接直線與中軸線M之間的距離乂5為161mm，其中，這個力的作用線的允許公差范圍在159至162_之間。
[0035]由此，按照平均值，力的作用線位于兩個面重心SI，S2的連接線以下大約2至3_，由此可以在考慮制動襯片摩擦系數(shù)的速度依賴性的條件下對在徑向方向上增長的摩擦速度的影響進行令人滿意的補償。
[0036]在實例中，必要的支撐高度，即制動支架角部12邊緣K至襯片井道的支承面A的高度為71mm，并且摩擦半徑R為172.6mm。
[0037]圖3示出盤式制動器的截面圖作為杠桿運動原理示意圖，同時，圖4示出在對制動桿6進行操作的過程中偏心輪軌道16的放大的示意圖。
[0038]在操作力較大并且從而制動鉗變形較大的情況下，還會導致操作路徑較長，支承軸14的關(guān)節(jié)軸承的轉(zhuǎn)動點在其環(huán)形軌道上偏離平行于制動盤軸線的直線在制動圓盤的中軸線M方向上移動幾個十分之一毫米。由此，導致橋形件5以及擰緊在其中的沖頭4輕微傾斜，從而使沖頭4的壓力面也相對于制動盤摩擦面輕微傾斜，確切地說，壓力面徑向內(nèi)部比徑向外部至制動盤摩擦面的距離小，如箭頭所示。由此，對沖頭4的力的作用的移動發(fā)揮徑向向內(nèi)的作用。
[0039]因為此時對與橋形件5相對布置的鉗背面的力的作用由于不相等的擴展而徑向向外移動并且對沖頭4的力的作用由于轉(zhuǎn)動點轉(zhuǎn)移而徑向向內(nèi)移動，所以基于力作用線的距離產(chǎn)生橫向于縱軸線作用在制動鉗I上的轉(zhuǎn)矩，該轉(zhuǎn)矩對制動鉗I的作用是糾正制動鉗擴展的違背意愿的效果。
[0040]為了達到這一效果，這樣設(shè)計杠桿節(jié)軸承的偏心輪軌道16的裝置，即，在克服空隙之后，基本上僅僅還進行關(guān)節(jié)軸承轉(zhuǎn)動點偏離直線向制動盤旋轉(zhuǎn)軸線的運動。在制動器全行沖程中，這個與直線之間的偏差X4最小為0.3mm,最大為0.8mm。
[0041]另一種可以避免制動鉗背的擠壓面與制動盤摩擦面不平行的后果的可能性為，徑向向外限定這個壓力面。由此可以實現(xiàn)，不平行的擠壓面只是有限地對制動鉗背面的力引入比產(chǎn)生影響。
[0042]用于實現(xiàn)均勻的制動襯片8磨損特性的盤式制動器的優(yōu)化設(shè)計方案通過以下，在可能的情況下以組合方式應(yīng)用的結(jié)構(gòu)特征來實現(xiàn)，其中，標注尺寸的單位是毫米。另外，這個實例是為輪盤尺寸為22.5"的盤式制動器設(shè)計的。
[0043]
【權(quán)利要求】
1.一種用于載貨車的盤式制動器，具有固定在車輛側(cè)的制動支架(2)上的、搭接制動盤(11)的制動鉗(1)，在所述制動鉗中布置有壓緊裝置(3)，所述壓緊裝置具有作用在橋形件(5)上的、能偏轉(zhuǎn)的制動桿(6)，其中，在所述橋形件(5)中布置有兩個平行并且彼此間隔開定位的能調(diào)節(jié)的沖頭(4)，所述沖頭與縱向延伸的、關(guān)于橫軸線(Q)鏡面對稱的壓緊側(cè)的制動襯片(8)的襯片支承板(9)接觸，所述制動襯片同樣如同在反應(yīng)側(cè)抵靠在所述制動鉗(I)背面上的所述制動襯片(8)位于由制動支架角部(12)限定的所述制動支架(2)的襯片井道中，并且其中，兩個所述制動襯片(8)由兩側(cè)在制動位置中向所述制動盤(11)擠壓，其特征在于，所述襯片支承板(9)的每一半的面重心比所屬所述沖頭(4)的中心作用點(Z)至所述橫軸(Q)的距離小，和/或相應(yīng)的所述沖頭(4)的所述中心作用點(Z)比所屬所述面重心(S1，S2)至所述制動盤(11)中軸線的徑向距離小，和/或在制動過程中由入口側(cè)的沖頭(4)的擠壓力產(chǎn)生的力矢量(F2)至出口側(cè)所述制動支架角部(12)的自由邊緣(K)的距離(b)比由出口側(cè)擠壓力產(chǎn)生的力矢量(Fl)至出口側(cè)所述制動支架角部的所述自由邊緣的距離(a)小。
2.根據(jù)權(quán)利要求1所述的盤式制動器，其特征在于，所述距離(a)至少比所述距離(b)大 10% ο
3.根據(jù)權(quán)利要求1或2所述的盤式制動器，其特征在于，兩個所述面重心(S1，S2)的間距在輪盤尺寸為22.5〃的盤式制動器中為112 - 120mm，并且所述中心作用點(Z)的間距為125 - 136mm0
4.根據(jù)權(quán)利要求3所述的盤式制動器，其特征在于，相應(yīng)的所述面重心(S1，S2)與所述制動支架(2)的支承面 (A)之間的距離(X7)為45 - 52mm。
5.根據(jù)權(quán)利要求3所述的盤式制動器，其特征在于，所述制動支架角部(12)的所述自由邊緣(K)至所述制動盤(11)所述中軸線(M)的切線距離(X3)為180 - 190mm。
6.根據(jù)權(quán)利要求4所述的盤式制動器，其特征在于，所述制動支架角部(12)的所述自由邊緣(K)至所述制動盤(11)所述中軸線(M)的切線距離(X3)為180 - 190mm。
7.根據(jù)權(quán)利要求1或2所述的盤式制動器，其特征在于，相應(yīng)的所述制動支架角部(12)的所述自由邊緣(K)至所述支承面(A)的距離為67 - 80mm。
8.根據(jù)權(quán)利要求6所述的盤式制動器，其特征在于，相應(yīng)的所述制動支架角部(12)的所述自由邊緣(K)至所述支承面(A)的距離為67 - 80mm。
9.根據(jù)權(quán)利要求1或2所述的盤式制動器，其特征在于，反應(yīng)側(cè)的所述制動襯片(8)的所述支承面在所述制動鉗(I)鉗背側(cè)上具有傾斜邊緣。
10.根據(jù)權(quán)利要求8所述的盤式制動器，其特征在于，反應(yīng)側(cè)的所述制動襯片(8)的所述支承面在所述制動鉗(I)鉗背側(cè)上具有傾斜邊緣。
11.根據(jù)權(quán)利要求1或2所述的盤式制動器，其特征在于，所述面重心(SI，S2)至所述中軸線(M)的切線距離(X6)為158 - 165mm。
12.根據(jù)權(quán)利要求10所述的盤式制動器，其特征在于，所述面重心(S1，S2)至所述中軸線(M)的切線距離(X6)為158 - 165mm。
13.根據(jù)權(quán)利要求1或2所述的盤式制動器，其特征在于，所述中心作用點(Z)至所述中軸線(M)的切線距離(X5)為157 - 163mm。
14.根據(jù)權(quán)利要求12所述的盤式制動器，其特征在于，所述中心作用點(Z)至所述中軸線(M)的切線距離(X 5 )為157 - 163mm。
【文檔編號】F16D65/095GK203548651SQ201320456195
【公開日】2014年4月16日 申請日期:2013年7月29日 優(yōu)先權(quán)日:2012年10月31日
【發(fā)明者】約翰·鮑姆加特納, 亞歷山大·韋特 申請人:克諾爾商用車制動系統(tǒng)有限公司