基于ANSYS Workbench的新型盤式制動器的強(qiáng)度分析和模態(tài)分析

曾昱皓，謝松成，楊榮松

基于ANSYS Workbench的新型盤式制動器的強(qiáng)度分析和模態(tài)分析

曾昱皓，謝松成，楊榮松

（四川大學(xué)機(jī)械工程學(xué)院，四川 成都 610065）

為了研究新型盤式制動器在工作過程中受到制動力的應(yīng)力應(yīng)變狀況以及力學(xué)性能，通過 SolidWorks構(gòu)建了某種新型盤式制動器的三維模型，然后根據(jù)有限元原理，運(yùn)用有限元分析軟件ANSYS Workbench 對其進(jìn)行靜應(yīng)力分析，得到制動器主要零部件應(yīng)力、變形變化規(guī)律和應(yīng)力、變形最大時刻云圖以及其各部件的應(yīng)力大小，并對產(chǎn)生應(yīng)力集中的地方進(jìn)行改進(jìn)。同時提出了改變過渡圓半徑的方法，并對其進(jìn)行分析驗(yàn)證，為該盤式制動器的優(yōu)化設(shè)計及動力學(xué)分析提供了理論基礎(chǔ)。通過對裝配體進(jìn)行模態(tài)分析，得到其前6階固有頻率和振型。通過計算分析得到結(jié)果驗(yàn)證了該制動器在制動過程中不會發(fā)生共振，結(jié)構(gòu)安全可靠，能滿足實(shí)際工況要求。

盤式制動器；ANSYS Workbench；靜應(yīng)力分析；模態(tài)分析

本文研究的是中大型盤形林謝制動器。其特征是用氣彈簧代替碟形彈簧，始終施加給剎車片正壓力，既提高了剎車可靠性，又解決了因碟形彈簧變形與彈力變化巨大而突然破裂失壓、不便監(jiān)測、制造困難等一系列問題。

通過建立此新型電盤式制動器有限元分析模型，計算其主體結(jié)構(gòu)強(qiáng)度和變形，為改進(jìn)設(shè)計提供了依據(jù)。以該種新型盤式制動器為研究對象，在SolidWorks中建立三維模型并導(dǎo)入 ANSYS Workbench中，對其零部件進(jìn)行靜應(yīng)力強(qiáng)度及模態(tài)分析，得出了零部件所受的最大應(yīng)力、固有頻率及振型。分析計算結(jié)果表明，主體零件強(qiáng)度安全裕量較為充足，個別變形較大。同時，根據(jù)分析結(jié)果進(jìn)行總結(jié)，提出改進(jìn)方案，為新型盤式制動器的進(jìn)一步研究奠定了理論基礎(chǔ)。

1 新型盤式制動器原理

圖1所示為某盤式制動器。

1.固定盤2.活塞3.內(nèi)側(cè)殼體4.制動盤5.摩擦片6.外側(cè)殼體

新型盤式制動器的工作原理是：制動盤4通過4個螺釘與汽車車輪輪轂連接，跟隨汽車車輪一起旋轉(zhuǎn)，分別有四塊摩擦片5固連在外側(cè)殼體6和內(nèi)側(cè)殼體3上，在未進(jìn)行制動時，摩擦片與制動盤之間保持0.3 mm的間隙，這足以保證車輪不受制動力作用；當(dāng)采取制動后，與固定盤1連接的氣壓機(jī)構(gòu)通過加壓，經(jīng)過增力機(jī)構(gòu)增力之后推動活塞2，活塞2與內(nèi)側(cè)殼體3之間沒有間隙，從而內(nèi)側(cè)殼體3向左運(yùn)動，與制動盤4接觸，外側(cè)殼體6與固定盤1是通過螺栓固定連接在一起的，此時在反作用力的作用下整體一起向右運(yùn)動，從而內(nèi)側(cè)殼體和外側(cè)殼體相向運(yùn)動而夾緊制動盤，實(shí)現(xiàn)制動。由于制動力較大，主體零件結(jié)構(gòu)較復(fù)雜，可能會產(chǎn)生較大的應(yīng)力和變形，為保證安全有必要對其主體結(jié)構(gòu)進(jìn)行有限元分析。

2 盤式制動器有限元模型的建立

根據(jù)實(shí)際設(shè)計尺寸，應(yīng)用 SolidWorks軟件進(jìn)行機(jī)械制動器建模并完成裝配。新型盤制動器的三維模型主要由固定盤、活塞、內(nèi)測殼體、制動盤、摩擦片、外側(cè)殼體組成，其三維模型如圖2所示。局部位置有螺紋孔、走線孔和倒圓角等細(xì)小特征。有限元分析主要對新型盤式制動器進(jìn)行線性靜態(tài)分析，結(jié)構(gòu)中的細(xì)小特征屬于非線性特征，對整體架構(gòu)的性能影響較小，可以將這些小孔、倒角和不影響整體結(jié)構(gòu)性能的細(xì)小特征進(jìn)行簡化或忽略。簡化后的三維模型不會對有限元分析的結(jié)果產(chǎn)生較大影響，而且可以加快有限元分析的計算速度，提高有限元分析的效率。

圖2 制動器主要零部件

3 盤式制動器主要零件的結(jié)構(gòu)靜力分析

3.1 參數(shù)準(zhǔn)備

各個零件所用材料的屬性如表1所示。根據(jù)制動器各個零件的受力情況，綜合第一類自由度約束和第三類表面載荷對有限元模型施加載荷和約束，計算出各個零件所受載荷的大小。

表1 各零件材料屬性表

3.2 制動盤的結(jié)構(gòu)靜力學(xué)分析

對制動盤內(nèi)圈施加固定約束，對制動盤力為32 000 N，力矩為16 000 N·m。求解結(jié)果顯示等效應(yīng)力云圖如圖3所示，變形云圖如圖4所示。

圖3 制動盤應(yīng)力云圖

通過圖3可以看出，在制動盤根部處應(yīng)力最大，最大應(yīng)力值為178.54 MPa?？傋冃蜹otal Deformation云圖如圖4所示。通過圖4可以看出，在施加力矩面上的邊處產(chǎn)生了最大的變形，最大變形量為0.0083 mm。

3.3 內(nèi)側(cè)殼體的結(jié)構(gòu)靜力分析

施加完載荷及約束后加載求解得到內(nèi)側(cè)殼體變形云圖如圖5所示，應(yīng)力分析云圖如圖6所示。

通過圖5可以看出，在與摩擦片接觸處產(chǎn)生了最大的變形，最大變形量為0.047 mm。內(nèi)側(cè)殼體應(yīng)力分析云圖如圖6所示。通過圖6可以看出，在內(nèi)側(cè)殼體筋處應(yīng)力最大，最大應(yīng)力值為82.721 MPa。

圖4 制動盤變形云圖

圖5 內(nèi)側(cè)殼體變形云圖

圖6 內(nèi)側(cè)殼體應(yīng)力分析云圖

3.4 固定盤的結(jié)構(gòu)靜力分析

施加完載荷及約束后加載求解得到內(nèi)側(cè)殼體變形云圖如圖7所示，應(yīng)力分析云圖如圖8所示。

圖7 固定盤變形云圖

圖8 固定盤應(yīng)力分析云圖

通過圖7可以看出，在施加載荷處產(chǎn)生了最大的變形，最大變形量為0.093 mm。通過圖8可以看出，在施加氣壓的筒與筋板連接處應(yīng)力最大，最大應(yīng)力值為278.07 MPa。

3.5 外側(cè)殼體的結(jié)構(gòu)靜力學(xué)分析

施加完載荷及約束后加載求解得到內(nèi)側(cè)殼體變形云圖如圖9、應(yīng)力分析云圖如圖10所示。

通過圖9可以看出，在內(nèi)圈處產(chǎn)生了最大的變形，最大變形量為0.163 mm。通過圖10可以看出，在外側(cè)殼體支腳與盤連接處應(yīng)力最大，最大應(yīng)力值為157.33 MPa。

3.6 摩擦片的結(jié)構(gòu)靜力分析

施加完載荷及約束后加載求解得到內(nèi)側(cè)殼體變形云圖如11所示，應(yīng)力分析云圖如圖12所示。

圖9 外側(cè)殼體變形云圖

圖10 外側(cè)殼體應(yīng)力分析云圖

圖11 摩擦片變形云圖

通過圖11可以看出，在內(nèi)圈處產(chǎn)生了最大的變形，最大變形量為1.356 mm。通過圖12可以看出，在此處應(yīng)力最大，最大應(yīng)力值為28.795 MPa，相比較摩擦片材料許用應(yīng)力75 MPa，完全可以滿足工作要求。

圖12 摩擦片應(yīng)力分析云圖

3.7 部分零部件的改進(jìn)

由于固定盤和內(nèi)側(cè)殼體的過渡圓角對結(jié)構(gòu)接觸存在應(yīng)力影響，可以通過增大過渡圓角半徑的方法減小應(yīng)力集中。在其他材料參數(shù)和邊界條件相同的條件下，固定盤和內(nèi)側(cè)殼體的過渡圓角半徑增大為8 mm，得到應(yīng)變應(yīng)力參數(shù)如表2所示，應(yīng)變應(yīng)力結(jié)果如圖13、圖14所示。

表2 應(yīng)力應(yīng)變參數(shù)表

圖13 固定盤過渡圓角半徑為8 mm應(yīng)力應(yīng)變云圖

圖14 內(nèi)側(cè)殼體過渡圓角半徑為8 mm應(yīng)力應(yīng)變云圖

4 模態(tài)分析

制動器在實(shí)際使用過程中，僅靜力學(xué)分析不能夠滿足設(shè)計需求，需要對制動盤進(jìn)行動力學(xué)分析，分析制動盤是否能承受制動器正常工作時所產(chǎn)生的外部激勵載荷。

4.1 模態(tài)分析介紹

模態(tài)分析是用來確定某一具體結(jié)構(gòu)的振動特性的技術(shù)。利用得到的模態(tài)，可以進(jìn)行動力學(xué)的下一步分析。比如，得到了汽車制動器整體的模態(tài)，那么，在生產(chǎn)制造的時候就需要注意，生產(chǎn)出的部件模態(tài)必須跟制動器的有差別，如兩者的模態(tài)接近就很容易發(fā)生共振，產(chǎn)生安全隱患。

首先對于無阻尼自由振動情況來說，外部或者內(nèi)部沒有產(chǎn)生阻尼，外部也沒有對它產(chǎn)生激勵，即：

式（1）經(jīng)過傅里葉變換所對應(yīng)的簡諧振動的解為：

式中：為固有頻率，Hz；0為振幅，μm。

將式（2）代入式（1），得：

由于模型式自由振動，因此模型中的每個節(jié)點(diǎn)的振動幅度不可能全部為0，由齊次線性方程組可知方程的系數(shù)必須為0。即：

4.2 添加約束

給制動盤的四個螺紋孔添加固定約束。限制制動盤在、、方向的移動和繞軸和軸旋轉(zhuǎn)的自由度。將制動盤和摩擦片之間的接觸設(shè)置為綁定。

4.3 求解結(jié)果

制動器的前6階主振型如圖15所示。

從模態(tài)分析的結(jié)果可知：制動器的固有頻率較高。最低的固有頻率為520.81 Hz。

表4是查閱資料得到的關(guān)于整車的模態(tài)分析。通過分析可得：

（1）整車系統(tǒng)的模態(tài)綜合頻率較低，一般為100～200 Hz，而該制動器的最低固有頻率為696.71 Hz。因此，汽車在正常的行駛過程中，不會與汽車的部件產(chǎn)生共振而造成更大的振動。一般來講，四缸發(fā)動機(jī)在怠速下振動頻率范圍一般為23～40 Hz；啟動后，在最高轉(zhuǎn)速下的振動頻率為200 Hz左右，不會與制動器產(chǎn)生共振。

（2）隨著階次的增加，固有頻率逐漸增加。這是因?yàn)殡S著階次的升高，激發(fā)高階振動的載荷的能量減弱，而且高階振動的節(jié)點(diǎn)數(shù)更多，所以振動不容易被激發(fā)，故制動器固有頻率在第一階振型處最小。

（3）汽車在地面上行駛時，地面給予的激勵一般只有十幾赫茲，更不會和制動器產(chǎn)生共振。其主要的刺激來源于摩擦片和制動盤的摩擦耦合等。從模態(tài)分析結(jié)果中可看出，制動器的一階、二階和三階固有頻率較為接近，因此在實(shí)際的生產(chǎn)制造中，應(yīng)避免產(chǎn)生共振，造成更大的影響。

表4 整車的模態(tài)分析表

5 結(jié)論

本文以某新型盤式制動器作為仿真分析的具體案例模型，建立三維模型，利用ANSYS Workbench軟件對模型進(jìn)行靜力學(xué)分析和模態(tài)分析，根據(jù)分析結(jié)果可得以下結(jié)論：

（1）在靜力學(xué)分析中，得到了制動器各零部件的應(yīng)力應(yīng)變情況。通過提出增大過渡圓角半徑的方法來減小應(yīng)力集中。

（2）模態(tài)分析得出了制動器的前六階振型，制動器翼子板處振型位移最大，在制動器制造過程中應(yīng)增加此部分的剛度，使其滿足工作要求。

（3）該制動器在滿足使用要求的同時，應(yīng)使其固有頻率避開表4中的頻率范圍以免發(fā)生共振。

[1]林勇，謝建萍. 林謝制動器[P]. 專利號：CN107859699A，2018-03-30.

[2]鄭剛，謝方偉，王和偉，等. 盤式制動器關(guān)鍵零部件模態(tài)分析[J]. 機(jī)械設(shè)計與制造，2013（2）：172-173，176.

[3]魏小華. 氣壓盤式制動器結(jié)構(gòu)特點(diǎn)分析[J]. 中國科技信息，2006（11）：157-158.

[4]王良模，彭育輝，曾小平. 浮鉗盤式制動器的有限元分析[J]. 南京理工大學(xué)學(xué)報（自然科學(xué)版），2003（6）：756-758.

[5]賈宏禹. 材料的粘彈性對摩擦片振動與制動噪聲的影響研究[D]. 武漢：武漢理工大學(xué)，2003.

[6]王和偉，伍洪云，王道明，等. 盤式制動器振動特性的研究[J].礦山機(jī)械，2011，39（02）：54-56.

[7]田正兵，張力，孟春玲. 盤式汽車制動器的有限元模態(tài)分析[J].北京工商大學(xué)學(xué)報（自然科學(xué)版），2007（5）：21-24.

[8]劉伯威，楊陽，熊翔.汽車制動噪聲的研究[J]. 摩擦學(xué)學(xué)報，2009，29（4）：385-392.

[9]羅明軍，王文林. 汽車盤式制動器制動尖叫的分析[J]. 南昌大學(xué)學(xué)報：工科版，2009，31（1）：72-74.

[10]王文靜，謝基龍，劉志明，等. 基于循環(huán)對稱結(jié)構(gòu)制動盤的三維瞬態(tài)溫度場仿真[J]. 機(jī)械工程學(xué)報，2002，38（12）：26-28．

[11]呂輝，于德介，謝展，等. 基于響應(yīng)面法的汽車盤式制動器穩(wěn)定性優(yōu)化設(shè)計[J]. 機(jī)械工程學(xué)報，2013，39（9）：55-60.

Strength Analysis and Modal Analysis of a New Disc Brake Based on Ansys Workbench

ZENG Yuhao，XIE Songcheng，YANG Rongsong

(School of Mechanical Engineering, Sichuan University, Chengdu 610065, China )

In order to study the stress-strain condition and mechanical properties of a new disc brake during braking, a three-dimensional model is constructed by SolidWorks and analyzed with ANSYS Workbench based on the finite element principle. Static stress analysis is carried out to obtain the stress and deformation law of the main components of the brake and the maximum moment of stress and deformation. With the stress of each component obtained, improvement is made where the stress concentration occurs. At the same time, the method of changing the radius of the transition circle is proposed. With analysis and verification of the method, it provides a theoretical basis for the optimal design and dynamic analysis of the disc brake. Through the modal analysis of the assembly, the first six natural frequencies and modes are obtained. The results of calculation and analysis prove that the brake does not resonate during the braking process, and the structure is safe and reliable, which can meet the requirements of actual working conditions.

disc brake；ANSYS Workbench；static stress analysis；modal analysis

O242.2

A

10.3969/j.issn.1006-0316.2020.01.004

1006－0316 (2020) 01－0023－06

2019－07－26

曾昱皓（1993－），男，四川資陽人，碩士研究生，主要研究方向?yàn)樾滦捅P式制動器、機(jī)械設(shè)計制造；楊榮松（1963－），男，四川成都人，博士研究生，副教授，主要研究方向?yàn)闄C(jī)械傳動與智能控制、機(jī)械設(shè)計制造、汽車安全。