基于ANSYS汽車鼓式制動(dòng)器的有限元分析

佟廷友

（江蘇安全技術(shù)職業(yè)學(xué)院，江蘇徐州221000）

基于ANSYS汽車鼓式制動(dòng)器的有限元分析

佟廷友

（江蘇安全技術(shù)職業(yè)學(xué)院，江蘇徐州221000）

制動(dòng)器是制動(dòng)系統(tǒng)中最重要的組成部分之一，它是產(chǎn)生制動(dòng)力矩的部件，建立某汽車鼓式制動(dòng)器三維實(shí)體模型，基于ANSYS對(duì)制動(dòng)器進(jìn)行考慮摩擦因素的接觸分析，分析緊急制動(dòng)工況下鼓式制動(dòng)器的接觸應(yīng)力和變形，并進(jìn)行結(jié)構(gòu)參數(shù)優(yōu)化。

鼓式制動(dòng)器；ANSYS；接觸分析

鼓式制動(dòng)器是利用制動(dòng)蹄片擠壓制動(dòng)鼓而獲得制動(dòng)力的，可分為內(nèi)張式和外束式兩種內(nèi)張鼓式制動(dòng)器是以制動(dòng)鼓的內(nèi)圓柱面為工作表面，在現(xiàn)代汽車上廣泛使用，它的制動(dòng)蹄塊位于制動(dòng)輪內(nèi)側(cè)，在剎車的時(shí)候位于制動(dòng)鼓內(nèi)的制動(dòng)蹄塊在一端受到促動(dòng)力時(shí)，可繞其另一端的支點(diǎn)向外轉(zhuǎn)動(dòng)，壓靠在制動(dòng)鼓內(nèi)圓而上，產(chǎn)生摩擦力矩，達(dá)到剎車的目的。

鼓式制動(dòng)器一般包含以下幾個(gè)裝置：促動(dòng)凸輪、制動(dòng)蹄、摩擦片和制動(dòng)鼓，這種制動(dòng)器結(jié)構(gòu)緊湊，密封容易，可用于安裝空間受限制的場合。鼓式制動(dòng)器按制動(dòng)蹄的受力情況不同，可分為領(lǐng)從蹄式、雙領(lǐng)蹄式、雙從蹄式、自增力式等類型，領(lǐng)從蹄式制動(dòng)器制動(dòng)效能比較穩(wěn)定，結(jié)構(gòu)簡單可靠，便于安裝，廣泛用作貨車的前、后輪制動(dòng)器和轎車的后輪制動(dòng)器。

鼓式制動(dòng)器的制動(dòng)力穩(wěn)定性差，在不同路面上制動(dòng)力變化很大，不易于掌控。制動(dòng)塊和輪鼓在高溫影響下較易發(fā)生極為復(fù)雜的變形，容易產(chǎn)生制動(dòng)衰退和振抖現(xiàn)象，引起制動(dòng)效率下降[1]。汽車高速行駛，汽車制動(dòng)系統(tǒng)是最重要的安全裝置，很多交通事故產(chǎn)生的主要原因都和制動(dòng)系統(tǒng)有關(guān)。因此對(duì)制動(dòng)制動(dòng)器進(jìn)行深入研究具有十分重要的意義，本文以某汽車鼓式制動(dòng)器進(jìn)行了接觸分析并進(jìn)行結(jié)構(gòu)參數(shù)優(yōu)化得到了良好的接觸形態(tài)。

1 有限元模型的建立

1.1 建立幾何模型

為縮短建模以及結(jié)果求解的時(shí)間，突出主要的問題，在建立制動(dòng)器的幾何模型時(shí)，對(duì)模型進(jìn)行適當(dāng)?shù)暮喕汉雎詫?shí)體模型中的凸臺(tái)、小孔、倒角、安裝孔以及間隙檢測孔這些元素，部分工藝倒圓以倒角代替，以滿足映射網(wǎng)格劃分條件。在ANSYS中創(chuàng)建實(shí)體建模，因?yàn)锳NSYS/Workbench分析時(shí)對(duì)象是裝配體，因而需要把各個(gè)零件組裝成一個(gè)完整的裝配體[2]，如圖1所示。

圖1 ANSYS/Workbench的制動(dòng)器模型

1.2 定義材料屬性

鼓式制動(dòng)器是由制動(dòng)鼓、制動(dòng)蹄以及摩擦片組成，需要定義的各部分材料物理參數(shù)如表1所示。

表1 制動(dòng)器各零件材料的屬性定義

1.3 創(chuàng)建約束與接觸設(shè)置

摩擦片是通過多個(gè)鉚釘鉚接在制動(dòng)蹄上面的，因而定義制動(dòng)蹄與摩擦片內(nèi)表面的接觸類型為粘結(jié)，即不允許面之間有相對(duì)滑動(dòng)或分離。對(duì)于摩擦片外表面與制動(dòng)鼓內(nèi)表面，定義其接觸類型為有摩擦，在這種情況下，在發(fā)生相對(duì)滑動(dòng)之前，兩接觸面可以通過接觸區(qū)域傳遞一定數(shù)量的剪應(yīng)力，取兩個(gè)面之間的摩擦因子為0.3.并根據(jù)定義目標(biāo)面和接觸面的基本原則[3]，綜合考慮選取制動(dòng)鼓內(nèi)表面為目標(biāo)面，摩擦片摩擦面為接觸面

在模擬制動(dòng)器工作時(shí)，選取制動(dòng)蹄銷孔內(nèi)圓面為約束目標(biāo)，只定義一個(gè)繞軸線轉(zhuǎn)動(dòng)的自由度，其他轉(zhuǎn)動(dòng)與位移自由度都為零；同時(shí)選取制動(dòng)鼓的內(nèi)圓面為約束目標(biāo)，定義一個(gè)繞軸線轉(zhuǎn)動(dòng)的自由度，其他轉(zhuǎn)動(dòng)與位移自由度也都為零。

1.4 網(wǎng)格的劃分

利用ANSYS/Workbench軟件自動(dòng)劃分網(wǎng)格功能，根據(jù)零件幾何形狀自動(dòng)匹配合適的網(wǎng)格類型，反復(fù)修改網(wǎng)格尺寸以得到較精確的分析結(jié)果[4]。最終，確定網(wǎng)格的尺寸為3 mm，這樣劃出的網(wǎng)格較為規(guī)整、細(xì)密。

2 等作用力仿真結(jié)果的分析

2.1 創(chuàng)建載荷分析步

鼓式制動(dòng)器在工作時(shí)，制動(dòng)鼓是轉(zhuǎn)動(dòng)的，制動(dòng)S凸輪的工作帶動(dòng)制動(dòng)蹄，摩擦片壓迫制動(dòng)鼓。為了能夠更好的模擬制動(dòng)過程，求解過程共分兩個(gè)載荷求解步：第一載荷步，定義制動(dòng)鼓固定，對(duì)制動(dòng)蹄施加凸輪促動(dòng)力，模擬出制動(dòng)鼓在不轉(zhuǎn)動(dòng)時(shí)各個(gè)零件的位移、應(yīng)力等情況。第二載荷步，定義對(duì)制動(dòng)鼓施加小的轉(zhuǎn)角位移，模擬摩擦制動(dòng)時(shí)的情況，求解出此時(shí)各零件的位移、應(yīng)力等情況。

2.2 等作用力下第一載荷步結(jié)果

按照實(shí)際作用力的方向?qū)芍苿?dòng)蹄分別施加12 KN的作用力，模擬制動(dòng)蹄在凸輪作用下的張開過程。如圖2，為載荷施加效果。

圖2 作用力作用在制動(dòng)蹄

對(duì)制動(dòng)蹄施加等作用力的仿真結(jié)果如下：

制動(dòng)蹄如圖3，制動(dòng)蹄在第一載荷步中的位移，其變形區(qū)域也集中在兩蹄靠近凸輪的上半部分，制動(dòng)蹄的下半部分幾乎沒有位移形變，最大形變出現(xiàn)在制動(dòng)蹄的頂端部位。

圖3 第一載荷步制動(dòng)蹄位移

如圖4，為第一載荷步下制動(dòng)蹄應(yīng)力圖，高應(yīng)力區(qū)出現(xiàn)在兩制動(dòng)蹄靠近凸輪端環(huán)面。應(yīng)力最大值為125.54 MPa，小于制動(dòng)蹄材料的屈服強(qiáng)度。

圖4 第一載荷步制動(dòng)蹄應(yīng)力

（3）接觸壓力

圖5為第一載荷步后，接觸壓力分布情況，由于兩制動(dòng)蹄受到的作用力相等，方向相反，所以可以知道兩邊摩擦片上的壓力分布相似，接觸壓力主要發(fā)生在襯片靠近凸輪端，腰部襯片基本上未參與接觸。最大壓力發(fā)生在靠近凸輪端的頂部，大小為56.53 MPa.

圖5 第一載荷步接觸壓力分布

2.3 等作用力下第二載荷步結(jié)果

第二載荷步是在第一載荷步的基礎(chǔ)上對(duì)制動(dòng)鼓施加微小的轉(zhuǎn)動(dòng)位移，以模擬制動(dòng)鼓與制動(dòng)蹄的摩擦運(yùn)動(dòng)。

（1）制動(dòng)蹄

在第二載荷步中，制動(dòng)蹄的應(yīng)力分布如圖6，由于制動(dòng)鼓轉(zhuǎn)動(dòng)過程中的增勢效應(yīng)，領(lǐng)蹄靠近銷軸部分的應(yīng)力明顯增大，最大值達(dá)到了118.87 MPa，而從蹄靠近銷軸端部分則由于減勢效應(yīng)，應(yīng)力明顯下降。

圖6 第二載荷步制動(dòng)蹄應(yīng)力

（2）接觸壓力

圖7為第二載荷步后，接觸壓力分布情況，最大接觸應(yīng)力為60.097 MPa，出現(xiàn)在領(lǐng)蹄靠近凸輪一側(cè)，在增勢效應(yīng)的作用下領(lǐng)蹄與制動(dòng)鼓的貼合程度遠(yuǎn)比從蹄要好。接觸壓力的分布與參考文獻(xiàn)[5]中接觸壓力分布規(guī)律基本一致。

圖7 第二載荷步接觸壓力分布

3 實(shí)際促動(dòng)力下載荷步仿真結(jié)果

提取各接觸單元的單元摩擦力及單元面積，通過計(jì)算得到領(lǐng)蹄、從蹄的制動(dòng)力矩M1和M2分別為2578 Nm和849.6 Nm.經(jīng)過運(yùn)算得出在等作用力的情況下，兩制動(dòng)蹄的效能因數(shù)分別為K1=1.79， K2=0.59.而制動(dòng)器在實(shí)際工作時(shí)，兩制動(dòng)蹄張開位移相同，所以取制動(dòng)力矩相等，M=（M1+M2）/2.求得實(shí)際作用在兩制動(dòng)蹄上的作用力分別為F1=7979 N，F(xiàn)2=24206 N.并對(duì)實(shí)際作用下制動(dòng)器進(jìn)行仿真。

第一載荷步中，對(duì)領(lǐng)蹄施加作用力7979 N，對(duì)從蹄施加作用力24206 N，第二載荷步中，對(duì)制動(dòng)鼓上施加旋轉(zhuǎn)位移，其他條件不變，對(duì)模型進(jìn)行求解，得到實(shí)際結(jié)果如下：

3.1 制動(dòng)蹄仿真分析

圖8為實(shí)際作用力下，制動(dòng)蹄的應(yīng)力，其分布規(guī)律與等作用力下第二載荷步制動(dòng)蹄應(yīng)力分布相似最大值為131.52 MPa，結(jié)構(gòu)符合強(qiáng)度要求。

圖8 實(shí)際作用力下制動(dòng)蹄應(yīng)力

3.2 接觸壓強(qiáng)仿真分析

圖9表示實(shí)際作用力下的接觸壓力，圖中，領(lǐng)蹄最大接觸壓力為40.7 MPa，于摩擦片靠近凸輪一側(cè)，而從蹄的最大接觸壓力為63.195 MPa，出現(xiàn)在摩擦片靠近凸輪一側(cè)端部。從蹄的最大接觸壓力是領(lǐng)蹄的1.5倍，且高應(yīng)力集中在端部極小的區(qū)域內(nèi)。這樣會(huì)導(dǎo)致接觸壓力在圓周上分布不均，引起制動(dòng)力矩波動(dòng)，一定程度上影響制動(dòng)穩(wěn)定性，產(chǎn)生噪聲；同時(shí)也會(huì)引起局部溫度過高，造成制動(dòng)鼓出現(xiàn)龜裂。

圖9 實(shí)際作用下接觸壓強(qiáng)分布

4 制動(dòng)器的參數(shù)優(yōu)化

改變摩擦片的其實(shí)摩擦角度，分別仿真測試制動(dòng)鼓與摩擦片之間接觸壓力的分布情況。

從表2可以看出，利用有限元軟件計(jì)算出來的最大接觸壓力值會(huì)隨著摩擦起始角的改變而不斷變化。當(dāng)起始摩擦角θ取40°，即將摩擦片幾何對(duì)稱分布時(shí)得到的最大接觸壓力最小。

U463.51

A

1672-545X（2016）11-0237-03

2016-08-18

佟廷友（1980-），男，江蘇徐州人，在職研究生，講師，研究方向：車輛工程。