制动工况下圆盘/摩擦衬块接触面间动态压力中心的测量
制动工况下圆盘/摩擦衬块接触面间动态压力中心的测量
图 30示作为制动压力的压力中心迹线(或运动)是变动的，用垂直轴表示偏距，在这种情况，活塞偏移尾端为+5mm。甚至用该尾端(正)活塞偏移可以看到 Cop趋向于活塞前端和大多数前端摩擦衬块中心。此外必须注意,低的制动压力导致大的前端 Cop 和大的不稳定。该压力难以传到活塞中心尾端一侧。一般经验一车辆噪声最普遍的是制动压力降低，在压力作用期间,Cop 在一11.1mm到+6.3mm之间移动,如图30 所示。
该试验程序采用一组假定从20.3和已知摩擦衬块摩擦力为 0.45绘制的不稳定线图,如图 31所示，附加的包含摩擦衬块摩擦力035和045的包络线表明对摩擦力大小变化的敏感性。通常停留在“紧’不稳定“区’结果制动器发生噪声。对于(u;/2)=(0.45;0.3)紧不稳定区,给出8在-13.3 mm 和+6.2mm之间测出的切向压力质心似乎使系统停留于搜紧区(基于静态模式)。
1.压力中心测量:控制可变制动
虽然静态压力分布可以计算和测量(压力感传膜),但在动态制动情况，只有很少涉及有关计算和测量位置的资料。初期采用Bosch制动系统研究，表明在制动器使用期间,Cop 移动明显，但该研究并未扩展到在制动器使用期间研究它怎样移动以前唯一的方法是采用层状薄膜用来连接一对立排列12个活塞卡钳如图32所示。
通常所有活塞彼此相互联接，每对前端和尾端用真空铸造联接。两中心活塞不彼此联接，而是如图示用横向钻孔与前端和尾端联接。提供各活塞的个别调整阻塞横向钻孔,图33内用交义线“X’表示。采用这样安排可改变一对前端(量表1),外中心活塞(量表 2)内中心活塞(量表3)和一对尾端(量表4)它们全部独立具有它们自已的气缸图34 试验台架由图可见卡钳活塞与主气缸串联,压力量表如图35所示。
2.结果
1.均变化的压力在变速情况下进行试验，压力沿摩擦衬块长度改变(均匀)。分别对于摩擦衬块内装和外装 Cop纵向变化图如图36和37所示。在所有情况，Cop都由摩擦衬块中心开始测量，采用前端方向为正在各个阶段(1-7)压力列于表3。分别对于内装和外装摩擦衬块径向 Cop 位置的变化如图 38和39所示。
在所有情况下摩擦衬块的中心是参考点(零),趋向摩擦衬块/圆盘外缘测量值为正,径向趋向内心测量值为负。图40示典型的力分布图，压力图类似的如果平均在图38内各阶段的结果,那么可以绘制一组速度曲线如图41所示，这些曲线取值按yax+bz’十cx十d形式,其中a,b,c,d是常数，是杆内压力,诸常数值列于表4。如果平均4曲线值并绘成单一曲线,结果如图42所示。
该曲线是再次用上式的三次方形式为如果制动压力是已知的，那么 Cop 现在可以预测表4内常数值可以描绘，并由此可包含速度对Cop 有一个小的影响。该速度的影响如图 43 所示由此可见,速度影响有限,反之随压力增大，对到Cop有移动到尾端的倾向更加稳定的情况
2.可变力沿着并横过摩擦块本试验许可压力沿摩擦衬块长度变化，同时还可沿径向变化。用均匀压力建立试验程序,任意改变前端或尾端偏移得出全部结果。所有试验记录于一固定速度10r/m。纵向结果:活塞安排(装配)如图 33所示，一般的设定列于表 5,极高的噪声产生于阶段3一考虑产生前端中心压力。在可变压力下Cop 位置控制如图44 所示,记录的极高噪声产生于阶段3一具有15 mm前端偏移。径向结果:一般压力设定列于表6,采用的径向偏移示于图45。
可以看到极高的噪声经验发生于阶段3,4和7。在阶段3和4 情况,Cop 考虑导致趋向零或负的径向偏移,径向趋向圆盘中心。在阶段7情况偏移不出现，但是造成的噪声可用度仍很明显。当一般Cop 限定为2mm正偏移(径向向外)时是最静音的安排。随着 Cop 进一步径向向外移动噪声再开始重新产生。这个原因仍然尚不清楚，但可能和摩擦衬块转动不稳定有关。
总之可以表明外装摩擦衬块对压力变化敏感性较小。对于两摩擦衬块的典型负荷图如图46所示由此可见内装摩擦衬块承受着比外装摩擦衬块大得多的负荷。这样的监测导致可能产生热量和温度梯度横穿圆盘表面。
3.讨论和结果
原研究表明前端Cop 倾向于有一个高发生噪声的趋势。这可以用由于在圆盘/摩擦衬块接触面上作用合力使其偏移发生搜紧造成的原因来说明还说明了一个很大的前端偏移制动器将安静下来而随偏移接近零,制动器将更加安静(图13和14)推荐一临界范围，可能发生搜紧,制动器发生噪声结果清楚表明，随轻微的制动工作,在圆盘/摩擦衬块接触面产生前端偏移。但随压力增大，Cop将移向摩擦衬块中心，并且同时径向向内移动，典型如图 30,36和38所示
Cop 有一个很明确的运动,Cop 通过临界区，导致噪声。
一般如果压力低(图43),速度对 Cop 位置有一个小的影响。随压力增加移动变小更明显图44(和参见表5)示很明显随压力调整成前端Cop,那么具有间断性噪声。如果 Cop 在10-15mm 区间内，那么将发生极高噪声。该预测结果示于节4.2。如果 Cop 安排很接近零或尾端,那么制动器静音。值得注意的是外装摩擦衬块 Cop 低于内装摩擦衬块。
图45示径向移动和它在阶段6明显，当活寨3(内径向活塞)设置到零,Cop少量移动到摩擦衬块中心。这里给出了在压力调整方面的置信度的程度和最终对 Cop的影响结果的概括可一般示于图47。随一大的前端偏移(如图13 和14),制动器是静音的。
随 Cop 移动趋向于摩擦衬块的中心，噪声出现，但它是间断性噪声。然后它通过临界偏移区，它成为间断性噪声后再发极高噪声，而后随 Cop 达到摩擦衬块中心再安静下来。如此情况在结论可以看到并记载于前期的研究中(图13 和14)Cop的径向位置也起一部分作用，当 Cop 趋向于摩擦衬块中心线(图47)时,制动器更有可能发生更大噪声。
4.结论
摩擦衬块振动的研究表明，内装摩擦衬块尾端支座可以是噪声发生的判据一一图8和9,并可以作为系统的“触发器”。它可能比较大的作用于支座表面,首先对较低频率造成阻尼。制动器支座布置的理论共面分析指出，这些力将倾向于促使一前端偏移，圆盘和摩擦衬块之间的摩擦系数以及摩擦衬块支座和卡钳之间的摩擦系数将影响产生偏移的程度。
它还表明卡钳支架悬臂安装平面位置是重要的，因为它是影响撰角的缘故，它必需尽可能紧靠圆盘摩擦表面。该研究表明，摩擦衬块支座和卡钳安装悬骨之间要求一低的摩擦系数和一低的摩擦材料系数促使其稳定，显然后者对于制动汽车是不理想的。
本研究提供了一个理论的方法,并清楚表明，在圆盘/摩擦衬块接触面之间引发一前端 Cop 时，那么噪声多半发生。它还证明了随压力增加,Cop倾向于向摩擦衬块中心区移动,导致稳定状态。由普通监测证实，在常态制动下,制动压力增加时，噪声降低。
在轻微制动下可以看到，随着均匀压力的设置,Cop 将常趋向前端，因而噪声有增大的倾向，不论实际上结果噪声与摩擦系数或摩擦衬块磨损或制动器安装几何学其中哪一个有关。试验台架和车辆上两者试验证明,尾端Cop 将倾向于稳定和静音制动。圆盘转动速度大大影响了偏移不出现的程度。
前端Cop造成动态不稳定的结果,这是由于系统摸紧造成的。如果 Cop 向磨擦衬块中心径向移动，还可监测到更大噪声如图 45 所示。前端偏移10mm和15mm之间产生极高噪声,这极接近节。
制动工况下圆盘/摩擦衬块接触面间动态压力中心的测量
图 30示作为制动压力的压力中心迹线(或运动)是变动的，用垂直轴表示偏距，在这种情况，活塞偏移尾端为+5mm。甚至用该尾端(正)活塞偏移可以看到 Cop趋向于活塞前端和大多数前端摩擦衬块中心。此外必须注意,低的制动压力导致大的前端 Cop 和大的不稳定。该压力难以传到活塞中心尾端一侧。一般经验一车辆噪声最普遍的是制动压力降低，在压力作用期间,Cop 在一11.1mm到+6.3mm之间移动,如图30 所示。
该试验程序采用一组假定从20.3和已知摩擦衬块摩擦力为 0.45绘制的不稳定线图,如图 31所示，附加的包含摩擦衬块摩擦力035和045的包络线表明对摩擦力大小变化的敏感性。通常停留在“紧’不稳定“区’结果制动器发生噪声。对于(u;/2)=(0.45;0.3)紧不稳定区,给出8在-13.3 mm 和+6.2mm之间测出的切向压力质心似乎使系统停留于搜紧区(基于静态模式)。
1.压力中心测量:控制可变制动
虽然静态压力分布可以计算和测量(压力感传膜),但在动态制动情况，只有很少涉及有关计算和测量位置的资料。初期采用Bosch制动系统研究，表明在制动器使用期间,Cop 移动明显，但该研究并未扩展到在制动器使用期间研究它怎样移动以前唯一的方法是采用层状薄膜用来连接一对立排列12个活塞卡钳如图32所示。通常所有活塞彼此相互联接，每对前端和尾端用真空铸造联接。两中心活塞不彼此联接，而是如图示用横向钻孔与前端和尾端联接。提供各活塞的个别调整阻塞横向钻孔,图33内用交义线“X’表示。采用这样安排可改变一对前端(量表1),外中心活塞(量表 2)内中心活塞(量表3)和一对尾端(量表4)它们全部独立具有它们自已的气缸图34 试验台架由图可见卡钳活塞与主气缸串联,压力量表如图35所示。
2.结果
1.均变化的压力在变速情况下进行试验，压力沿摩擦衬块长度改变(均匀)。分别对于摩擦衬块内装和外装 Cop纵向变化图如图36和37所示。在所有情况，Cop都由摩擦衬块中心开始测量，采用前端方向为正在各个阶段(1-7)压力列于表3。分别对于内装和外装摩擦衬块径向 Cop 位置的变化如图 38和39所示。在所有情况下摩擦衬块的中心是参考点(零),趋向摩擦衬块/圆盘外缘测量值为正,径向趋向内心测量值为负。图40示典型的力分布图，压力图类似的如果平均在图38内各阶段的结果,那么可以绘制一组速度曲线如图41所示，这些曲线取值按yax+bz’十cx十d形式,其中a,b,c,d是常数，是杆内压力,诸常数值列于表4。如果平均4曲线值并绘成单一曲线,结果如图42所示。该曲线是再次用上式的三次方形式为如果制动压力是已知的，那么 Cop 现在可以预
测
表4内常数值可以描绘，并由此可包含速度对Cop 有一个小的影响。该速度的影响如图 43 所示由此可见,速度影响有限,反之随压力增大，对到Cop有移动到尾端的倾向更加稳定的情况
2.可变力沿着并横过摩擦块本试验许可压力沿摩擦衬块长度变化，同时还可沿径向变化。用均匀压力建立试验程序,任意改变前端或尾端偏移得出全部结果。所有试验记录于一固定速度10r/m。纵向结果:活塞安排(装配)如图 33所示，一般的设定列于表 5,极高的噪声产生于阶段3一考虑产生前端中心压力。在可变压力下Cop 位置控制如图44 所示,记录的极高噪声产生于阶段3一具有15 mm前端偏移。径向结果:一般压力设定列于表6,采用的径向偏移示于图45。可以看到极高的噪声经验发生于阶段3,4和7。在阶段3和4 情况,Cop 考虑导致趋向零或负的径向偏移,径向趋向圆盘中心。在阶段7情况偏移不出现，但是造成的噪声可用度仍很明显。当一般Cop 限定为2mm正偏移(径向向外)时是最静音的安排。随着 Cop 进一步径向向外移动噪声再开始重新产生。这个原因仍然尚不清楚，但可能和摩擦衬块转动不稳定有关。总之可以表明外装摩擦衬块对压力变化敏感性较小。对于两摩擦衬块的典型负荷图如图46所示由此可见内装摩擦衬块承受着比外装摩擦衬块大得多的负荷。这样的监测导致可能产生热量和温度梯度横穿圆盘表面。
3.讨论和结果
原研究表明前端Cop 倾向于有一个高发生噪声的趋势。这可以用由于在圆盘/摩擦衬块接触面上作用合力使其偏移发生搜紧造成的原因来说明还说明了一个很大的前端偏移制动器将安静下来而随偏移接近零,制动器将更加安静(图13和14)推荐一临界范围，可能发生搜紧,制动器发生噪声结果清楚表明，随轻微的制动工作,在圆盘/摩擦衬块接触面产生前端偏移。但随压力增大，Cop将移向摩擦衬块中心，并且同时径向向内移动，典型如图 30,36和38所示
Cop 有一个很明确的运动,Cop 通过临界区，导致噪声。一般如果压力低(图43),速度对 Cop 位置有一个小的影响。随压力增加移动变小更明显图44(和参见表5)示很明显随压力调整成前端Cop,那么具有间断性噪声。
如果 Cop 在10-15mm 区间内，那么将发生极高噪声。该预测结果示于节4.2。如果 Cop 安排很接近零或尾端,那么制动器静音。值得注意的是外装摩擦衬块 Cop 低于内装摩擦衬块。图45示径向移动和它在阶段6明显，当活寨3(内径向活塞)设置到零,Cop少量移动到摩擦衬块中心。这里给出了在压力调整方面的置信度的程度和最终对 Cop的影响结果的概括可一般示于图47。随一大的前端偏移(如图13 和14),制动器是静音的。随 Cop 移动趋向于摩擦衬块的中心，噪声出现，但它是间断性噪声。然后它通过临界偏移区，它成为间断性噪声后再发极高噪声，而后随 Cop 达到摩擦衬块中心再安静下来。如此情况在结论可以看到并记载于前期的研究中(图13 和14)Cop的径向位置也起一部分作用，当 Cop 趋向于摩擦衬块中心线(图47)时,制动器更有可能发生更大噪声。
5.预测的结果
对于磨擦衬块 Cop 理想位置应该是尾端纵向中心和径向从磨擦衬中心线向外，见图 47。识别到磨擦衬块的磨损，可以考虑这样安排,用调整活塞位置可达到防止其作用。
为适应这种磨损结果,用手控’(handing’)卡钳和设定卡钳(或支架)的装配点(螺栓)为一前端布置使可能产生一永久的尾端偏移。这样产生的尾端永久偏移只对装配几何学而论，不管在圆盘磨擦衬块接触面的 Cop。
该磨擦衬块在安装定位以后实质上已被制动。可以建议尾端 Cop 可以解决前进方向的噪声问题，但在反向时还是个问题。为了回答反向制动这个问题，已经观察到如果采取过度前端偏移(图13 和14),可以达到再次静音制动可以研究这样可能的情况和安排卡钳/支架的定位点，建立这样一个合适的前端偏移。这种安排是正进行研究的重点，磨擦衬块/卡钳支座接触的几何学也在研究之列。
