车辆制动钳结构和车辆的制作方法

本实用新型涉及车辆结构技术领域，特别涉及一种车辆制动钳结构，本实用新型还涉及一种安装有该车辆制动钳结构的车辆。

背景技术：

车辆的制动钳结构通过对与车轮同步转动的制动盘施加摩擦力以使车辆减速或停止，其性能直接影响到车辆以及车上人员的安全。其包括可对制动盘施加摩擦力的摩擦片，以及用于安装摩擦片的制动钳支架。

由于摩擦片需要通过沿其厚度方向的往复运动实现与制动盘的贴合或脱离，因此，摩擦片长度方向的两端和制动钳支架会预留有间隙，以便于该往复运动。但在摩擦片与制动盘贴合以对制动盘施加摩擦力时，制动盘对摩擦片的反作用力会使摩擦片的一端与制动钳支架接触。摩擦片的一端与制动钳支架贴合而另一端没有，会导致摩擦片受力不平衡，发生偏磨现象，影响制动钳的使用寿命和车辆的制动性能。

技术实现要素：

有鉴于此，本实用新型旨在提出一种车辆制动钳结构，以减弱摩擦片的偏磨。

为达到上述目的，本实用新型的技术方案是这样实现的：

一种车辆制动钳结构，以构成对旋转的制动盘的摩擦制动，其包括：

制动钳支架，相对于车辆车体固定设置，并于所述制动钳支架上滑动设置有制动钳钳体；

摩擦片，设于所述制动钳支架上，并具有构成所述制动盘旋入所述摩擦片工作区的旋入端，及旋出该工作区的旋出端；所述旋入端和所述旋出端与所述制动钳支架之间预留有间隙，所述旋出端和所述制动钳支架之间的间隙由远离所述制动盘的一端至靠近所述制动盘的一端倾斜设置，且倾斜方向为顺着车辆正向行驶时所述制动盘的转动方向；所述摩擦片因承接外力而与所述制动盘贴合，以对旋转的所述制动盘施加摩擦作用力，所述旋出端由所述制动盘对所述摩擦片的反作用力而滑过相应的所述间隙，以与所述制动钳支架相接触；

直线动力单元，设于所述制动钳钳体上的至少一个，各所述直线动力单元的动力输出端与所述摩擦片相连，以提供所述外力。

进一步的，所述旋出端和所述制动钳之间的间隙的倾斜角度为5-25°。

进一步的，所述旋出端和所述制动钳之间的间隙的倾斜角度为10-20°。

进一步的，所述直线动力单元为设于所述制动钳钳体上的一个。

进一步的，所述直线动力单元为设于所述制动钳钳体上的两个。

进一步的，所述直线动力单元由设于所述制动钳钳体上的液压缸构成，所述动力输出端由所述液压缸的活塞构成。

进一步的，所述旋入端和所述制动钳支架之间的间隙由靠近所述制动盘的一端至远离所述制动盘的一端倾斜设置，且倾斜方向顺着车辆倒车时所述制动盘的转动方向。

相对于现有技术，本实用新型具有以下优势：

(1)本实用新型所述的车辆制动钳结构，通过将旋出端和制动钳支架之间的间隙倾斜设置，可减弱摩擦片因受力不平衡而导致的摩擦片偏磨现象，可提高摩擦片的使用寿命，并增强车辆的安全性能。

(2)将旋出端和制动钳之间的间隙的倾斜角度设为10-20°之间，具有较好的使用效果。

(3)制动钳结构采用单个液压缸，结构简单，成本较低。

(4)制动钳结构采用两个液压缸，占用径向空间小，便于布置。

本实用新型还提供了一种车辆，在车辆上装设有如上述的车辆制动钳结构。

本实用新型的车辆与上述的制动钳结构具有相同的有益效果，在此不再赘述。

附图说明

构成本实用新型的一部分的附图用来提供对本实用新型的进一步理解，本实用新型的示意性实施例及其说明用于解释本实用新型，并不构成对本实用新型的不当限定。在附图中：

图1为本实用新型实施例一所述的制动钳结构与制动盘的配合示意图；

图2为本实用新型实施例一所述的摩擦片与制动钳支架的配合示意图；

图3为图2中G-G处的剖视图；

图4为本实用新型实施例一所述的摩擦片受力分析图；

附图标记说明：

1-制动盘，2-制动钳支架，3-摩擦片，31-旋入端，32-旋出端，100-间隙。

具体实施方式

需要说明的是，在不冲突的情况下，本实用新型中的实施例及实施例中的特征可以相互组合。

下面将参考附图并结合实施例来详细说明本实用新型。

实施例一

本实施例涉及一种车辆制动钳结构，该车辆制动钳结构通过对与车辆的车轮同步转动的制动盘1摩擦制动，以达到使车辆减速或停止的目的。结合图1至图3所示，该车辆制动钳结构整体上包括固定安装在车辆车体上的制动钳支架2，于所述制动钳支架2上滑动设置有制动钳钳体，以及安装在制动钳支架2上的摩擦片3，该摩擦片3可承接外力而与制动盘1贴合，以对制动盘1施加摩擦作用力。本实施例中，该外力由设置在制动钳钳体上的直线动力单元提供。

一般的，如图1所示，摩擦片3在对制动盘1进行摩擦制动时，只与制动盘1的部分贴合，因为将摩擦片3覆盖整个制动盘1既浪费材料，也没有必要。为便于描述，本实施例中，将摩擦片3构成制动盘1旋转进入摩擦片3工作区的一端定义为旋入端31，而将摩擦片3的另一端定义为旋出端32。其中，制动盘1的转动方向是基于车辆正向行驶下确定的，其方向如图1、图3和图4中箭头所示。制动盘1转动方向是确定的，摩擦片3的旋入端31和旋出端32因此也是确定的。另外，由上述描述可知，摩擦片3需要相对于制动钳支架2沿着摩擦片3的厚度方向移动，为便于该移动，摩擦片3的旋入端31和旋出端32与制动钳支架2之间会预留一部分间隙100。

在对制动盘1进行摩擦制动时，摩擦片3与制动盘1的贴合会对制动盘1施加与制动盘1旋转方向相反的摩擦作用力。公知的，制动盘1同样会对摩擦片3施加与摩擦作用力方向相反的反作用力，且摩擦片3会因该摩擦反作用力而滑动。通过合理设置间隙100的数值，可使摩擦片3的旋出端32因该反作用力滑过该间隙100而与制动钳支架2接触，以受到制动钳支架2的支撑，避免摩擦片3因受反作用力而过度变形造成过快失效、破坏，影响摩擦片的使用寿命。

显然的，摩擦片3对制动盘1的制动是一个持续的过程。在这个过程中，摩擦片3的旋出端32因与制动钳支架2接触，导致直线动力单元推动摩擦片3时，制动钳支架2会对摩擦片3的旋出端32施加摩擦力，而摩擦片3的旋入端31因为没有与制动钳支架2接触，不会受到摩擦力。因此，摩擦片3的两端存在受力不平衡的情况，会导致摩擦片3发生偏磨现象，而摩擦片3的偏磨会影响摩擦片3的使用寿命，也会影响车辆的制动性能，影响车辆行驶安全。

本实施例中，该直线动力单元具体为设于制动钳钳体上的液压缸，而动力输出端则由液压缸上的活塞构成。液压缸与制动钳钳体的结构和安装可参考现有成熟技术，在此不再赘述。设于制动钳钳体上的直线动力单元可以为一个也可以为两个，将该液压缸设置为单个时结构简单，成本较低，而将液压缸设置为两个则占用径向空间较小，便于在车辆上的布置。当然，无论该直线动力单元为一个或两个，其对摩擦片3的作用力或者作用力的合力均会通过摩擦片3的质心，不会对摩擦片3的偏磨产生影响。

为了减弱摩擦片3的偏磨，本实施例中，将摩擦片3和制动钳支架2之间的间隙100设置为由远离制动盘1的一端至靠近制动盘1的一端顺着制动盘1转动的方向倾斜设置。通过将间隙100按上述的倾斜设置，可减弱摩擦片3偏磨的分析过程如下，在该分析过程中，不仅进行了定性分析，还通过定量分析以计算出将上述间隙100的倾斜角度设置为何值时，能取得较好的效果。

分析过程如下：

摩擦片3在对制动盘1的制动过程中，受力模型如图4所示，其所受到的力以及对应力的力臂为：

制动盘1对摩擦片3的反作用力F1，其力臂长度为A；

制动钳支架2对摩擦片3的摩擦力F2，其力臂长度为B；

制动钳支架2对摩擦片3的支撑力F3，为便于计算，将该支撑力F3分解为平沿摩擦片3厚度方向的分力F3’以及沿摩擦片3长度方向的分力F3”。分力F3’以及分离F3”对应的力臂长度分别为C和D。

至于摩擦片3受到的直线动力单元的作用力F4，以及因作用力F4而受到的制动盘1的反力，经上述分析可知，其力臂均通过摩擦片3的质心，不会对摩擦片3的偏磨产生影响，故在此不予考虑。

为使摩擦片3保持平衡，公知的，其所受到的力矩和应为0，通过公示表示为：

F1*A+F2*B-F3’*C+F3”*D＝0；

显然的，各力具有如下关系：

F1＝F4*μ1，

F2＝F3*μ2，

F3”＝F1＝F3*cosα，

F3’＝F3*sinα。

上述关系式只代表大小，而将上述关系式代入公式求解，可得出解式：

其中，α为旋出端32和制动钳支架2之间的间隙100的倾斜角度，即为所求值，μ1为摩擦片3和制动盘1之间的摩擦系数，μ2为摩擦片3和制动钳支架2之间的摩擦系数，μ1和μ2的数值可通过实验可得知，而A、B、C、D可通过测量等方式得知。

通过将实验得出和测量得出的数据代入解式中，可计算得出旋出端32和制动钳支架2之间的间隙100的倾斜角度α的值在5-25°之间时可取得较好的使用效果。而通过对数据的进一步优化，旋出端32和制动钳支架2之间的间隙100的倾斜角度α优选为10-20°之间，比如15°。

车辆多数情况下是正向行驶的，因此只考虑旋出端32和制动钳支架2之间的间隙100是可行的。当然，如果将旋入端31和制动钳支架2之间的间隙100由远离制动盘1的一端至靠近制动盘1的一端倾斜设置，且倾斜方向顺着车辆倒车时制动盘1的转动方向也可避免或减弱车辆倒车时摩擦片3的偏磨现象，其原理与上述旋出端32和制动钳支架2之间的间隙100设置相同，在此不再赘述。

实施例二

本实施例涉及一种车辆，包括如实施例一所述的车辆制动钳结构。

通过在车辆上安装如实施例一所述的车辆制动钳结构，能有效减弱或避免制动钳中摩擦片3的偏磨现象，不仅能提高摩擦片3的使用寿命，还能提高车辆的安全性能，并能够有效减轻因摩擦片3偏磨而产生的振动异响、方向盘抖动等现象。

以上所述仅为本实用新型的较佳实施例而已，并不用以限制本实用新型，凡在本实用新型的精神和原则之内，所作的任何修改、等同替换、改进等，均应包含在本实用新型的保护范围之内。