基于受力分析的制動鼓耦合分析

袁匯江

（濰坊科技學(xué)院汽車工程學(xué)院，山東壽光262700）

0 引言

制動系統(tǒng)是汽車上最重要的安全裝置之一。在鼓式制動器中，制動力靠摩擦片和制動鼓之間的摩擦產(chǎn)生，由于制動蹄上的摩擦片對制動鼓內(nèi)表面存在較大的推力，使制動鼓內(nèi)表面承受擠壓應(yīng)力，同時在鼓壁截面上還將承受張應(yīng)力［1］。

汽車行車制動時，汽車由高速降至低速或停車，使得汽車的動能轉(zhuǎn)化為熱能。理論研究表明，在制動停車期間產(chǎn)生的熱能大部分被制動鼓吸收，使制動鼓的工作面積聚了大量的熱能，其工作表面溫度隨著制動的持續(xù)而升高，使工作表面產(chǎn)生較大的熱應(yīng)力［2］。

本研究主要通過對制動鼓進(jìn)行熱分析、結(jié)構(gòu)分析和熱應(yīng)力耦合場分析，從而分析結(jié)構(gòu)和熱應(yīng)力分別對制動鼓的影響，為進(jìn)一步研究和優(yōu)化制動鼓的設(shè)計參數(shù)提供理論依據(jù)。其中的計算是在大型通用有限元分析軟件ANSYS中完成的。

1 制動鼓的力學(xué)分析

制動器是凸輪促動的領(lǐng)從蹄式［3］，其主要設(shè)計參數(shù)如表1所示。

表1 制動器的主要設(shè)計參數(shù)

1.1 制動鼓所受的機(jī)械載荷

制動鼓與制動蹄之間的壓力沿摩擦襯片長度的分布符合正弦曲線規(guī)律。在摩擦襯片表面取一橫向微元面積［4］，制動力矩示意圖如圖1所示。它位于a角內(nèi)，面積為bRda。

圖1 制動力矩示意圖

由鼓作用在微元面積上的法向力為：

摩擦力dF1產(chǎn)生的制動力矩為：

從a'到a''區(qū)段積分式（2）可得：

式中：pmax—制動鼓工作表面受到的壓力。

則：

1.2 簡化模型

由于制動鼓的結(jié)構(gòu)和受力情況比較復(fù)雜，筆者在建立力學(xué)模型時作以下假設(shè)［5］：

（1）在制動過程中摩擦片的摩擦系數(shù)不隨溫度和壓力變化而變化；

（2）制動氣室的壓力保持不變；

（3）摩擦片和制動鼓之間在包角范圍內(nèi)完全接觸；

（4）摩擦襯片只發(fā)生徑向變形，且符合虎克定理；

（5）制動蹄與制動鼓之間的最大壓力Pmax均勻地作用在制動鼓的工作表面。

2 制動鼓的耦合分析

2.1 有限元建模與材料特性

本研究通過Pro/E三維繪圖軟件建立制動鼓的實體模型，其分布質(zhì)量與實際一致，實體模型如圖2所示。本研究將Pro/E三維模型導(dǎo)入ANSYS中，對制動鼓的實體模型劃分網(wǎng)格，建立有限元模型，有限元模型如圖3所示。

圖2 制動鼓實體模型

圖3 制動鼓有限元模型

制動鼓的材料采用HT250，其材料屬性如表2所示。

表2 HT250材料屬性

2.2 單元選擇及網(wǎng)格劃分

根據(jù)熱分析、結(jié)構(gòu)分析和耦合分析的需要，建模時必須選擇熱單元和結(jié)構(gòu)單元分別進(jìn)行網(wǎng)格劃分［6-7］。熱分析采用Solid70單元，結(jié)構(gòu)分析采用Solid45號單元。這兩種單元在熱分析與結(jié)構(gòu)分析中可以滿足順序耦合的要求相互轉(zhuǎn)換。網(wǎng)格的劃分采用掃掠式網(wǎng)格劃分，劃分后的制動鼓有限元模型如圖2所示。

2.3 邊界條件及荷載

熱分析的邊界條件［8］：取制動鼓的換熱系數(shù)為62.3 W/m2℃，假設(shè)大氣的溫度為20℃，分析制動蹄與制動鼓接觸的內(nèi)表面在150℃的溫度載荷下的溫度分布，對流載荷施加在制動蹄與制動鼓接觸的表面上。熱分析邊界條件及荷載如圖4所示。

圖4 熱分析的邊界條件

結(jié)構(gòu)分析的邊界條件：在施加邊界條件時，制動鼓的車輪螺栓孔采用剛性約束，即設(shè)置X、Y、Z方向位移為0。當(dāng)制動蹄片與制動鼓內(nèi)表面接觸時，產(chǎn)生的摩擦力為：f=μ×Pmax×S=27 849.6 N，同時制動鼓表面受到的作用力為：Pmax=1.439×106Pa。

耦合分析邊界條件：利用順序耦合方式，將熱分析得到的節(jié)點溫度作為體載荷，同時施加機(jī)械載荷，約束方式與結(jié)構(gòu)分析相同。耦合分析的邊界條件與荷載如圖5所示。

圖5 耦合分析的邊界條件

2.4 計算結(jié)果

以下分析有關(guān)計算結(jié)果［9-11］。

2.4.1 熱分析

當(dāng)制動鼓與制動蹄的摩擦片制動時產(chǎn)生了大量的熱量，制動鼓會發(fā)生熱膨脹效應(yīng)。通過制動鼓的熱分析，得出的制動鼓在150℃溫度載荷作用下的位移分布圖如圖6所示，應(yīng)力分布圖如圖7所示。從制動鼓位移分布圖可以看出，制動鼓的最大位移發(fā)生在制動鼓的外側(cè)部位（位移分布圖中的深色區(qū)域），約為0.38 mm。從制動鼓熱應(yīng)力分布圖可以看出，制動鼓的危險部位發(fā)生在制動鼓外側(cè)（應(yīng)力分布圖中的深色區(qū)域）及制動鼓內(nèi)壁與制動蹄摩擦片的接觸區(qū)域（應(yīng)力分布圖中的淺色區(qū)域），其應(yīng)力值大約為180 MPa。

圖6 制動鼓位移分布圖

圖7 制動鼓熱應(yīng)力分布圖

2.4.2 結(jié)構(gòu)分析

當(dāng)不考慮制動鼓的熱效應(yīng)，只考慮制動蹄作用在制動鼓內(nèi)壁上的外張壓力和摩擦力時，得出的制動鼓的位移分布圖如圖8所示，應(yīng)力分布圖如圖9所示。計算結(jié)果表明，不考慮制動鼓的熱效應(yīng)前提下，制動鼓的最大位移發(fā)生在制動鼓的外側(cè)部位（位移分布圖中的深色區(qū)域），約為0.297 mm。從制動鼓的應(yīng)力分布圖可以看出，制動鼓的危險部位發(fā)生在制動鼓內(nèi)壁與制動蹄摩擦片的接觸區(qū)域（應(yīng)力分布圖中的淺色區(qū)域）。

2.4.3 耦合分析

圖8 制動鼓位移分布圖

圖9 制動鼓等效應(yīng)力分布圖

本研究在結(jié)構(gòu)分析中讀入熱分析結(jié)果文件，其他載荷和邊界條件的施加和結(jié)構(gòu)分析相同。筆者利用等效應(yīng)力反映制動鼓的表面最大壓力和摩擦力及溫度載荷共同作用下的應(yīng)力場，制動鼓的位移分布圖和等效應(yīng)力分布圖如圖10、圖11所示。

圖10 制動鼓位移分布圖

圖11 制動鼓等效應(yīng)力分布圖

制動鼓的最大變形位移發(fā)生在制動鼓外側(cè)邊緣部位（位移分布圖中的深色區(qū)域），約為0.4 mm。從制動鼓應(yīng)力分布圖可以看出，制動鼓的危險部位也發(fā)生在制動鼓外側(cè)（應(yīng)力分布圖中的深色區(qū)域）及制動鼓內(nèi)壁與制動蹄摩擦片的接觸區(qū)域（應(yīng)力分布圖中的淺色區(qū)域），其應(yīng)力值大約為197 MPa。計算結(jié)果表明：耦合分析所得位移約為結(jié)構(gòu)分析中的1.34倍，說明溫度對制動鼓的變形影響很大；與結(jié)構(gòu)分析相比，耦合分析所得的應(yīng)力較大，說明溫度對制動鼓的強(qiáng)度有較大影響；在機(jī)械載荷和熱載荷共同作用下，制動鼓的最大應(yīng)力沒有超過其材料的強(qiáng)度極限，滿足制動鼓的強(qiáng)度要求。

3 結(jié)束語

（1）通過熱分析、結(jié)構(gòu)分析及耦合分析可知，制動鼓的危險部位發(fā)生在制動鼓外側(cè)及制動鼓內(nèi)壁與制動蹄摩擦片的接觸區(qū)域，這為實際工作過程中，制動鼓失效多發(fā)生在該部位附近提供了理論依據(jù)。

（2）耦合分析所得位移約為結(jié)構(gòu)分析中的1.34倍，說明溫度對制動鼓的變形影響較大；與結(jié)構(gòu)分析相比，耦合分析所得的應(yīng)力較大，說明溫度對制動鼓的強(qiáng)度有較大影響；在機(jī)械載荷和熱載荷共同作用下，制動鼓的最大應(yīng)力沒有超過其材料的強(qiáng)度極限，滿足制動鼓的強(qiáng)度要求。

（3）以上計算是基于大氣溫度20℃，制動蹄摩擦片與制動鼓接觸內(nèi)表面的溫度載荷為150℃的初始條件，在其他初始條件下，分析結(jié)果會有所不同，但對制動鼓的變形及熱應(yīng)力的影響趨勢應(yīng)一致。

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）：

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