某車型盤式制動器卡鉗強度優(yōu)化改進①

馬 玲

(安徽機電職業(yè)技術學院汽車與軌道學院，安徽 蕪湖 241002)

0 引 言

眾所周知，車輛制動系統(tǒng)的功能主要是滿足汽車在正常行駛過程中，實現(xiàn)減速，控制車速的穩(wěn)定及停止后不發(fā)生滑動。而實現(xiàn)上述功能的汽車常用的制動器，按結構可分為鼓式制動器和盤式制動器，鼓式制動是制動摩擦襯片壓緊在旋轉的制動鼓內側產(chǎn)生的制動，盤式制動則是通過摩擦襯塊從兩個側面移動，進而夾緊制動盤產(chǎn)生制動。盤式制動裝置，相對與鼓式制動器，其散熱性較好，能夠減少摩擦熱導致的制動衰減效果；雨天行駛時，也具有穩(wěn)定的制動力。因此，制動效果更好的盤式制動器越來越廣泛的應用于轎車上[1-2]。

以某乘用型轎車盤式制動器為例，利用制動器及地面制動力，對盤式制動器卡鉗進行強度分析，并對制動卡鉗的薄弱結構進行優(yōu)化改進，通過后期的路試驗證。

1 制動鉗支架強度

1.1 盤式制動器原理

如圖1所示，為盤式制動器的制動器的結構示意圖，制動盤的內側設計有液壓缸，制動盤兩側設計有摩擦塊，摩擦塊和制動鉗體固定在一起；其中制動鉗體與制動支架，可通過導向銷沿軸向滑動；制動鉗支架則通過螺栓，固定在轉向節(jié)上。

圖1 浮鉗盤式制動器結構示意圖

車輛制動過程中，活塞在液壓缸產(chǎn)生的壓力P1的作用下，推動右側的摩擦塊向制動盤移動，同時，作用在制動鉗體上的反作用力P2，推動制動鉗體，沿著導向銷向右側移動，推動左側的摩擦塊也向制動盤移動。于是制動盤兩側的摩擦塊在P1和P2的作用下夾緊制動盤，從而產(chǎn)生制動力矩，促使汽車制動[3-4]。

1.2 載荷工況

車輛在進行制動時，制動卡鉗支架承受制動器自身產(chǎn)生的制動力矩，與此同時也承受來自于地面的反方向制動力矩。

其中，地面制動力能夠實現(xiàn)汽車制動而減速行駛，取決于制動器內摩擦塊與制動盤之間的摩擦力以及輪胎與地面間的摩擦力。而制動器制動力，取決于制動器的類型、尺寸大小、制動器摩擦系數(shù)及車輪半徑，隨踏板力的增長成正比，而與地面摩擦系數(shù)無關[5-8]。

車輛制動時，當駕駛員作用在制動踏板力較小時，制動器力矩小于地面反方向制動力矩，車輪會繼續(xù)滾動，當制動踏板力增大到一定值，地面制動力達到最大后便無法增長，車輪就會出現(xiàn)抱死不轉，車輛出現(xiàn)拖滑現(xiàn)象。

下面簡單的闡述制動力矩的計算過程。以后輪制動器為例，如圖2所述，假設制動工況下μ=1，ax=1，az=1；

圖2 制動工況受力圖

ΔFZI=MtaxhG，F(xiàn)Zr=FZrst-ΔFZ

FXr=μFZr，M1=FXrR

其中，Mt 為整車質量，F(xiàn)Zrst為靜止時后輪載荷，F(xiàn)Zr為制動時后輪載荷，F(xiàn)Xr為后輪制動力，M1為制動力矩，R為輪胎半徑，I為汽車軸距，hG為質心高度。

制動器產(chǎn)生的制動力矩，則能夠在沿制動盤旋轉方向上，產(chǎn)生兩倍最大制動力矩，如下式所示：

其中M2為制動器制動力矩，D為活塞直徑，P為液壓載荷20Mpa，r為制動盤有效半徑，即從制動盤中心到摩擦塊磨合中心的距離，η為摩擦面摩擦系數(shù)。

由于制動器制動力是考察制動鉗支架承受的極限載荷，因此采用制動鉗支架材料的強度極限作為評價標準；而地面制動力則是汽車實際工況中所能達到的最大載荷，則采用制動鉗支架材料的屈服極限作為評價標準[9-10]。

1.3 邊界條件及強度分析

根據(jù)上述工況及判定標準，采用Abaqus仿真軟件中的Standard通用分析模塊，對某車型制動鉗支架進行強度分析，制動卡鉗材料符合各向同性，后處理過程中，采用ABAQUS默認的平均閾值為75%，Mises屈服判定準則。

如圖3所示，制動鉗支架的材料為QT450-10，屈服極限為310Mpa，其中，單邊制動器提供的制動力矩為1076.85N/m，地面制動力矩為928.35Nm，作用在制動盤上[11-12]。

圖3 制動鉗支架結構圖

制動盤與摩擦塊之間設置為tie連接，摩擦塊與背板節(jié)點重合，背板與彈簧片節(jié)點重合，彈簧片與制動鉗支架之間定義接觸。

如圖4所示，固定板通過四個螺栓孔(A、B、C、D)與后軸連接，約束其1-6自由度， 制動盤處理成剛體(rigid body)，由于制動盤與車輪同軸，因此將盤心E處作為加載點，建立局部坐標系，軸向加載制動力矩，約束其余5個方向的自由度。

圖4 浮鉗式制動盤邊界設置

根據(jù)上述邊界條件及力矩，在盤心位置處施加制動器制動力矩。通過分析，制動卡鉗支架的最大應力為559Mpa，如圖5所示，制動鉗支架強度不合格，需要對制動卡鉗支架結構進行優(yōu)化設計。

圖5 制動鉗支架應力云圖

2 制動卡鉗支架優(yōu)化設計

如圖3及圖6所示，由于摩擦塊限位槽的存在，造成摩擦塊與制動卡鉗支架僅在A處位置受力，而卡鉗支架與固定板的通過螺柱剛性連接，故A處相當于承受彎曲力矩的作用，而圖示B處位置尺寸僅為2.3mm，結構存在突變，此外，A與B處相交位置處的結構為近似直角，未設計圓弧特征過渡，進而造成卡鉗支架，在盤心施加制動力矩的作用下，圖5所示位置應力較大。

圖6 制動卡鉗局部示意圖

根據(jù)上述分析，建議將B處位置的尺寸增大至7mm左右，同時在A與B處相交位置處結構增加1mm的圓弧特征過渡，同時將卡鉗支架座底部的料厚增加3mm。制動卡鉗支架改進前后的結構對比，如圖7所示。

圖7 制動卡鉗改進前后對比圖

對改進后的卡鉗支架結構，分別考察制動器制動力矩及地面制動力矩作用下的卡鉗支架應力，施加的制動器制動力矩為1076.85N/m，地面制動力矩為928.35Nm，優(yōu)化后的卡鉗支架應力云圖，如圖8所示，其中左側為施加的制動器制動力矩的應力云圖，右側為施加地面制動力矩的應力云圖。

圖8 制動卡鉗改進后結構應力云圖

根據(jù)分析結果可以看出，在盤心位置施加制動器制動力矩，改進后模型的最大應力為430MPa，相對于原模型最大應力560MPa，下降了23%；而在制動盤輪心位置施加地面制動力矩，改進后模型的最大應力為370MPa。由于制動鉗支架的材料為QT450-10，其強度極限為450MPa，屈服強度為310MPa，因此與目標值310MPa還有一定的差距，強度方面存在風險。

因此，建議進一步將B處位置的尺寸增大，同時加大A與B處相交位置處結構的圓弧特征。

進一步改進前后的制動卡鉗支架結構對比，如圖9所示。該輪結構，將卡鉗支架中間部位的結構加厚，增大中間結構的截面，提升卡鉗支架的整體剛度，進而可以降低制動力矩作用時，卡鉗支架的抗扭變形，可以降低兩端圓弧特征位置的應力水平；同時進一步優(yōu)化制動卡鉗的局部結構，將B處位置的尺寸增大至10mm左右，此外，A與B處相交位置處結構的圓弧特征，加大為2.8mm。

圖9 制動卡鉗改進前后對比圖

對進一步改進后的卡鉗支架結構，分別加載制動器制動力矩及地面制動力矩。分析結果應力云圖，如圖10所示，左側云圖的最大應力為354MPa，對應工況的目標值為450MPa，未超過材料的強度極限；而右側云圖的最大應力為305MPa，對應的目標評價值為310MPa，滿足材料的屈服極限。兩個考察工況下，卡鉗支架的最大應力相對與上輪，降低17%，均可以滿足目標值。后期該制動卡鉗結構，搭載實車進行強化路試，均未發(fā)生斷裂。

圖10 進一步改進后，制動卡鉗結構應力云圖

3 結 論

(1)在項目開發(fā)前期，針對盤式制動器制動卡鉗結構，可以通過制動器制動力矩及地面制動力矩，對制動卡鉗進行強度分析，能夠預測卡鉗支架是否存在強度不足的問題，滿足產(chǎn)品開發(fā)的需求。

(2)通過對制動卡鉗結構進行一系列優(yōu)化改進分析，能夠識別該類卡鉗結構的薄弱位置，降低制動卡鉗結構的最大應力，進而解決卡鉗支架強度不足的問題，最終通過實車路試驗證。