氣動器鼓式制動器（非平衡式）某型后制動底板疲勞分析

高景峰

【摘 ?要】汽車的制動器是用于使行駛中的汽車減速或停車，使下坡行駛的汽車的車速保持穩(wěn)定及使已經(jīng)停駛的汽車在原地（包括在斜坡上）駐留不動的機構。而對于氣壓鼓式制動器來說，制動器底板的可靠性使制動器工作可靠性的重要保證，制動器底板是除制動鼓外各零部件（包括制動凸輪軸、制動蹄總成、氣室支架總成）的安裝基體，制動器底板在工作過程中承受制動蹄總成反力外，還必須承受制動凸輪的非平衡力及氣室支架對制動器底板的力矩作用。由于制動器底板的受力比較復雜，加之制動底板的非規(guī)則形狀，傳統(tǒng)的設計方法是根據(jù)設計者的經(jīng)驗來設計制動器底板。然后通過臺架試驗方法來驗證制動底板的強度和剛度。這樣的設計往往設計周期長，且不能達到對制動器底板的最優(yōu)化設計效果。本文主要簡紹應用有限元分析方法對制動器底板進行強度及剛度計算，為制動器底板的設計提供可靠的理論依據(jù)。

【關鍵詞】制動器底板;有限元;力學模型

制動解除如圖-所示。

1.制動器底板有限元模型建立和分析

（1）有限元分析（FEA）是對物理現(xiàn)象（幾何及載荷工況）的模擬，是將連續(xù)理想化為有限個單元集合而成，這些單元僅在有限個節(jié)點上相連接，通過劃分單元，求解有限個數(shù)值來近似模擬真實環(huán)境的無限個未知量。對制動器底板的有限元分析第一步就是建立制動器底板的有限元模型。

（2）該型制動器底板屬于鑄造成型的復雜結構，在車輛的制動過程中，承受氣室支架的彎矩、凸輪軸的非平衡力、領從蹄的支反力等的綜合作用。在建模時，去掉不影響分析的小圓角及螺紋孔。

（3）該制動器所配氣室面積為S=193cm?，凸輪軸漸開線基圓直徑D=24mm，調(diào)整臂長度L1=150mm，制動器額定規(guī)則氣壓ρ=0.6Mpa，制動器直徑D=400mm，領蹄效能因數(shù)BF1=1.88，從蹄的效能因數(shù)BF2=0.56

（4）制動器底板所用的材料為QT450，查資料得到其材料參數(shù)，材料的彈性系數(shù)E=160Gpa，波松比u=0.29，屈服極限σ=300Mpa，抗拉強度σ=450Mpa。

（5）網(wǎng)格劃分主要包括三個步驟：選擇單元、設定網(wǎng)格尺寸控制（控制網(wǎng)格密度）、執(zhí)行網(wǎng)格劃分命令。在該制動器底板的分析中，網(wǎng)格尺寸控制為4，單元總數(shù)為14860個，節(jié)點總數(shù)為118905個。

（6）制動器底板模型的受力分析，底板在制動過程中的受力情況，我們考慮緊急制動情況下的制動器發(fā)揮最大制動力矩時底板的受力。制動過程中，制動時氣壓大小ρ=0.6Mpa。

氣室的輸出力大小：F=ρ×S=0.6×10×193×9=10422（N）

以凸輪軸為對象，假設凸輪軸的領蹄的輸入力為P1，對從蹄的輸入力為P2，氣室的推力F通過調(diào)整臂對凸輪產(chǎn)生的力矩為M，P1、P2的反作用力的力矩與M力矩平衡，則對凸輪軸建立力矩平衡方程組如下：

（P1+P2）/2=MD………（1）

P1*BFQ1=P2*BF2………（2）

M=F×L……………………（3）

將各已知數(shù)據(jù)分別代人以上方程可求出：

P1≈15078（N）

P2≈65253（N）

求出P1及P2后，根據(jù)參考文獻，以制動器總成為研究對象，制動鼓旋轉(zhuǎn)方向，摩擦片的摩擦系數(shù)u=0.38，則可求出r=20.8度。求壓力中心圓直徑L≈234mm，

在已知凸輪軸對領蹄的作用力P1的大小及方向后，采用力的三角形法則，即可以求出領蹄對制動底板的方向及大小，采用同樣的方法可以求出從蹄對制動底板的力的方向及大小。

2.約束條件和施加載荷

在實際工程中，汽車制動底板是與轉(zhuǎn)向節(jié)法蘭或橋殼軸管法蘭固定在一起。約束制動底板安裝面X、Y、Z軸方向的自由度，在制動底板上施加P、領蹄、從蹄方向的力，同時在氣室空間位置相應點施加氣室輸出力F。

3.計算結果分析

應力單位為Mpa，在底板法蘭與本體連接處的圓弧部分應力較大，達到了σ=231Mpa，這與該制動器底板在實際使用過程中疲勞斷裂的位置相符合。底板其他部分應力大致在105Mpa以下，左邊靠近銷孔座的地方應力達到了121Mpa。根據(jù)以上的計算結果，制動底板法蘭與本體連接圓弧應力偏大，雖然低于材料的屈服強度，由于在實際車輛咋制動過程中，制動底板的支架法蘭與本體連接的過渡圓弧部分承受彎矩作用，從而在該處產(chǎn)生對稱應力疲勞。對于球墨鑄鐵材料來說，其對稱應力疲勞極限應力為：

σ=0.45σ=0.45×450=202.5（Mpa）

根據(jù)有限元計算結果，其最大應力σ>σ。從而導致制動底板在該處產(chǎn)生疲勞斷裂。

4.優(yōu)化設計結果分析

為了降低底板的最大應力，對該處過渡圓弧進行優(yōu)化設計，將法蘭與底板本體連接的圓弧由R25改為R45，重新建模后計算結果的應力，其最大應力值為157Mpa，比優(yōu)化設計前最大應力有顯著降低。且其應力值小于該材料的對稱疲勞應力，滿足設計要求。

結束語：

通過建立汽車零部件，結構或系統(tǒng)的有限元計算模型，或利用UG等CAD軟件建立3D參數(shù)化模型進行轉(zhuǎn)化，在有限元等CAE軟件中進行仿真分析和計算，可降低設計開發(fā)成本，減少試驗次數(shù)，縮短設計開發(fā)周期，提高產(chǎn)品質(zhì)量，使得汽車在輕量化、舒適性和操縱穩(wěn)定性方面得到改進和提高，具有非常重大的實際意義。

參考文獻：

[1]吉林工業(yè)大學汽車教研室，汽車設計，機械工業(yè)出版社，1978。

[2]余志生，汽車理論，機械工業(yè)出版社，2000。

[3]劉惟信，汽車車橋設計，清華大學出版社，2004。

[4]譚繼錦，汽車有限元法，人民交通出版社，2005.