基于拓?fù)鋬?yōu)化的某浮鉗盤(pán)式制動(dòng)器鉗體設(shè)計(jì)

何代澄

基于拓?fù)鋬?yōu)化的某浮鉗盤(pán)式制動(dòng)器鉗體設(shè)計(jì)

何代澄

（南方天合底盤(pán)系統(tǒng)有限公司 技術(shù)部，重慶 402760）

基于拓?fù)鋬?yōu)化方法，利用有限元仿真分析技術(shù)對(duì)某乘用車(chē)浮鉗盤(pán)式制動(dòng)器鉗體進(jìn)行了優(yōu)化設(shè)計(jì)，確定了滿足某新乘用車(chē)浮鉗盤(pán)式制動(dòng)器鉗體開(kāi)發(fā)所需求的最佳拓?fù)浣Y(jié)構(gòu)，確保了乘用車(chē)浮鉗盤(pán)式制動(dòng)器鉗體在使用過(guò)程中的可靠性，為乘用車(chē)浮鉗盤(pán)式制動(dòng)器鉗體的輕量化開(kāi)發(fā)提供了理論依據(jù)。結(jié)果表明，該優(yōu)化設(shè)計(jì)出的乘用車(chē)浮鉗盤(pán)式制動(dòng)器鉗體，其活塞腔缸孔中心變形量為0.158 mm，最大拉應(yīng)力為370.2 MPa，滿足變形量及應(yīng)力的設(shè)計(jì)要求。

制動(dòng)器鉗體；拓?fù)鋬?yōu)化；有限元分析；結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)；浮鉗盤(pán)式；乘用車(chē)

汽車(chē)浮鉗盤(pán)式制動(dòng)器的制動(dòng)鉗體是可以移動(dòng)的，其只有一側(cè)有制動(dòng)油缸，進(jìn)行制動(dòng)時(shí)在液壓油的壓力作用下，活塞推動(dòng)有制動(dòng)油缸側(cè)的制動(dòng)塊壓在制動(dòng)盤(pán)上，此時(shí)在反作用力下推動(dòng)制動(dòng)鉗體移動(dòng)使另一側(cè)的制動(dòng)塊也壓在制動(dòng)盤(pán)上，直到制動(dòng)盤(pán)兩側(cè)的制動(dòng)塊受力相等，并保持到制動(dòng)過(guò)程結(jié)束[1]。浮鉗盤(pán)式制動(dòng)器具有結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、成本低廉、結(jié)構(gòu)緊湊且易于布置的優(yōu)點(diǎn)，在汽車(chē)制動(dòng)器系統(tǒng)中具有廣泛應(yīng)用。然而，浮鉗盤(pán)式制動(dòng)器鉗體作為汽車(chē)浮鉗盤(pán)式制動(dòng)器系統(tǒng)中的重要零部件之一，直接影響著汽車(chē)正常行駛時(shí)的可靠性以及制動(dòng)時(shí)的安全性。因此，對(duì)汽車(chē)浮鉗盤(pán)式制動(dòng)器鉗體的結(jié)構(gòu)進(jìn)行合理設(shè)計(jì)具有重要意義。

有限元仿真分析技術(shù)可以有效縮短產(chǎn)品開(kāi)發(fā)周期，已廣泛應(yīng)用到汽車(chē)及其零部件的開(kāi)發(fā)過(guò)程中，用以驗(yàn)證產(chǎn)品結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)的合理性[2-3]。在有限元仿真分析技術(shù)中采用拓?fù)鋬?yōu)化方法，可以在相應(yīng)的零部件設(shè)計(jì)區(qū)域內(nèi)，計(jì)算出零部件受力的最佳傳遞路徑以及材料的最優(yōu)布置方式，以有效減輕汽車(chē)及其零部件的重量，達(dá)到輕量化的目的，已廣泛應(yīng)用到各種汽車(chē)零部件的結(jié)構(gòu)優(yōu)化設(shè)計(jì)中[4-9]。

本文主要基于拓?fù)鋬?yōu)化方法，利用有限元仿真分析技術(shù)對(duì)某乘用車(chē)制動(dòng)器鉗體進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計(jì)，確定滿足某新乘用車(chē)浮鉗盤(pán)式制動(dòng)器鉗體開(kāi)發(fā)所需求的最佳拓?fù)浣Y(jié)構(gòu)，確保乘用車(chē)浮鉗盤(pán)式制動(dòng)器鉗體在使用過(guò)程中的可靠性，為乘用車(chē)浮鉗盤(pán)式制動(dòng)器鉗體的輕量化開(kāi)發(fā)提供理論依據(jù)。

1 鉗體設(shè)計(jì)要求

本文對(duì)乘用車(chē)浮鉗盤(pán)式制動(dòng)器鉗體的有限元分析模型采用HyperMesh進(jìn)行前處理，HyperView進(jìn)行后處理。其中，鑄件用四面體單元進(jìn)行離散，基本單元尺寸為2 mm。浮鉗盤(pán)式制動(dòng)器鉗體的材料為QT550-6，彈性模量為1.7x105MPa，泊松比為0.28，密度為7.3×10-9t/mm3，屈服強(qiáng)度為 350 MPa，抗拉強(qiáng)度為550 MPa。要求設(shè)計(jì)的乘用車(chē)浮鉗盤(pán)式制動(dòng)器鉗體結(jié)構(gòu)，滿足7 MPa液壓作用下鉗體活塞腔缸孔中心變形量小于0.2 mm，同時(shí)最大拉應(yīng)力小于材料抗拉強(qiáng)度550 MPa的某企業(yè)標(biāo)準(zhǔn)。

2 鉗體拓?fù)鋬?yōu)化

2.1 拓?fù)鋬?yōu)化模型

有限元仿真分析模型的建立是進(jìn)行不同類型仿真分析的基礎(chǔ)，而建立準(zhǔn)確仿真分析模型的關(guān)鍵是需要選擇合適的建模方法。本文建立的某乘用車(chē)浮鉗盤(pán)式制動(dòng)器鉗體拓?fù)鋬?yōu)化模型如圖1所示，包含制動(dòng)器鉗體、制動(dòng)塊背板、制動(dòng)塊墊片、導(dǎo)向銷、簡(jiǎn)化的導(dǎo)向銷套筒等零部件部分，同時(shí)約束兩個(gè)導(dǎo)向銷套筒和制動(dòng)塊背板的123自由度。

圖1 浮鉗盤(pán)式制動(dòng)器鉗體的拓?fù)鋬?yōu)化模型

在建立乘用車(chē)浮鉗盤(pán)式制動(dòng)器鉗體的拓?fù)鋬?yōu)化模型時(shí)，需要確定其可設(shè)計(jì)區(qū)域和非可設(shè)計(jì)區(qū)域，從圖2中可以看出，本文乘用車(chē)浮鉗盤(pán)式制動(dòng)器鉗體的設(shè)計(jì)空間，其中制動(dòng)鉗導(dǎo)向銷安裝連接孔、進(jìn)液孔、排氣孔、制動(dòng)器鉗體爪部與制動(dòng)塊接觸區(qū)域、活塞腔為非可設(shè)計(jì)區(qū)域，其余為可設(shè)計(jì)區(qū)域。

圖2 浮鉗盤(pán)式制動(dòng)器鉗體的設(shè)計(jì)空間

2.2 拓?fù)鋬?yōu)化參數(shù)

本文進(jìn)行乘用車(chē)浮鉗盤(pán)式制動(dòng)器鉗體的拓?fù)鋬?yōu)化時(shí)，在制動(dòng)器鉗體的活塞腔內(nèi)施加7 MPa的制動(dòng)液壓力。此外，將乘用車(chē)浮鉗盤(pán)式制動(dòng)器鉗體的體積分?jǐn)?shù)上限設(shè)為0.5，優(yōu)化目標(biāo)設(shè)置為該工況下的柔度最?。凑w剛度最大化），同時(shí)考慮對(duì)稱和拔模約束條件。

2.3 拓?fù)鋬?yōu)化結(jié)果

在進(jìn)行乘用車(chē)浮鉗盤(pán)式制動(dòng)器鉗體結(jié)構(gòu)的拓?fù)鋬?yōu)化分析時(shí)，運(yùn)用相應(yīng)的優(yōu)化策略及準(zhǔn)則，經(jīng)求解器仿真分析后，將設(shè)計(jì)區(qū)域中的不重要單元從設(shè)計(jì)區(qū)域部分去除，剩下的單元?jiǎng)t為該浮鉗盤(pán)式制動(dòng)器鉗體結(jié)構(gòu)的最優(yōu)拓?fù)浣Y(jié)構(gòu)。浮鉗盤(pán)式制動(dòng)器鉗體結(jié)構(gòu)的柔度在21次迭代后收斂，表明浮鉗盤(pán)式制動(dòng)器鉗體的剛度在滿足設(shè)計(jì)約束條件下達(dá)到最大，此時(shí)設(shè)計(jì)區(qū)域的單元密度即為浮鉗盤(pán)式制動(dòng)器鉗體的最佳傳力路徑和材料分布，其拓?fù)鋬?yōu)化后的結(jié)果如圖3所示。

圖3 浮鉗盤(pán)式制動(dòng)器鉗體的拓?fù)鋬?yōu)化結(jié)果

3 鉗體結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)及分析

3.1 結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)

乘用車(chē)浮鉗盤(pán)式制動(dòng)器鉗體在工作過(guò)程中，主要承受制動(dòng)液產(chǎn)生的制動(dòng)壓力和與外側(cè)制動(dòng)塊接觸區(qū)域產(chǎn)生的接觸壓力，制動(dòng)器鉗體在這兩個(gè)載荷的作用下，會(huì)在活塞軸線方向上產(chǎn)生相應(yīng)的擴(kuò)張變形，因此，設(shè)計(jì)的乘用車(chē)浮鉗盤(pán)式制動(dòng)器鉗體結(jié)構(gòu)需要滿足一定的剛度和強(qiáng)度要求。綜合考慮設(shè)計(jì)和制造因素，以圖3的浮鉗盤(pán)式制動(dòng)器鉗體的拓?fù)鋬?yōu)化結(jié)果為基礎(chǔ)，優(yōu)化設(shè)計(jì)的浮鉗盤(pán)式制動(dòng)器鉗體結(jié)構(gòu)如圖4所示。

圖4 優(yōu)化設(shè)計(jì)的浮鉗盤(pán)式制動(dòng)器鉗體結(jié)構(gòu)

3.2 結(jié)構(gòu)分析

為了驗(yàn)證基于拓?fù)鋬?yōu)化結(jié)果而設(shè)計(jì)的乘用車(chē)浮鉗盤(pán)式制動(dòng)器鉗體是否滿足剛度和強(qiáng)度要求，建立上述優(yōu)化設(shè)計(jì)的浮鉗盤(pán)式制動(dòng)器鉗體結(jié)構(gòu)的有限元仿真分析模型如圖5所示，其中在制動(dòng)器鉗體的活塞腔內(nèi)施加7 MPa的制動(dòng)液壓力，同時(shí)約束兩個(gè)導(dǎo)向銷套筒和制動(dòng)塊背板的123自由度，對(duì)其進(jìn)行剛度和強(qiáng)度分析。

圖5 優(yōu)化設(shè)計(jì)的浮鉗盤(pán)式制動(dòng)器鉗體結(jié)構(gòu)分析模型

浮鉗盤(pán)式制動(dòng)器鉗體在使用過(guò)程中必須滿足一定的剛度要求。因?yàn)楫?dāng)制動(dòng)器鉗體變形過(guò)大時(shí)，會(huì)導(dǎo)致汽車(chē)駕駛?cè)藛T感覺(jué)制動(dòng)踏板太軟，影響駕駛?cè)藛T的制動(dòng)踏板感覺(jué)。圖6為優(yōu)化設(shè)計(jì)的浮鉗盤(pán)式制動(dòng)器鉗體的變形量結(jié)果，其活塞腔缸孔中心變形量為0.158 mm，滿足變形量小于0.2 mm的設(shè)計(jì)要求。圖7為優(yōu)化設(shè)計(jì)的浮鉗盤(pán)式制動(dòng)器鉗體的應(yīng)力結(jié)果，可以看出，最大拉應(yīng)力為370.2 MPa，小于QT550-6材料的抗拉強(qiáng)度550 MPa，安全系數(shù)為1.49，滿足應(yīng)力設(shè)計(jì)要求。

圖6 優(yōu)化設(shè)計(jì)的浮鉗盤(pán)式制動(dòng)器鉗體變形結(jié)果

圖7 優(yōu)化設(shè)計(jì)的浮鉗盤(pán)式制動(dòng)器鉗體應(yīng)力結(jié)果

4 結(jié)論

基于拓?fù)鋬?yōu)化方法，利用有限元仿真分析技術(shù)對(duì)某乘用車(chē)浮鉗盤(pán)式制動(dòng)器鉗體進(jìn)行了合理設(shè)計(jì)，確定了某新乘用車(chē)浮鉗盤(pán)式制動(dòng)器鉗體的最佳傳力路徑和材料分布，優(yōu)化設(shè)計(jì)出了某乘用車(chē)浮鉗盤(pán)式制動(dòng)器鉗體，其活塞腔缸孔中心變形量為0.158 mm，最大拉應(yīng)力為370.2 MPa，滿足變形量及應(yīng)力的設(shè)計(jì)要求。

[1] 劉惟信.汽車(chē)制動(dòng)系的結(jié)構(gòu)分析與設(shè)計(jì)計(jì)算-汽車(chē)系列叢書(shū)[M].北京:清華大學(xué)出版社,2004.

[2] 何代澄.某商用車(chē)車(chē)架CAE與臺(tái)架試驗(yàn)對(duì)比分析[J]. 汽車(chē)實(shí)用技術(shù),2017,42(2):146-147.

[3] 何代澄,萬(wàn)剛.某重型商用車(chē)前牽引有限元分析與試驗(yàn)研究[J].汽車(chē)實(shí)用技術(shù),2019,44(16):121-124,134.

[4] 張勝蘭,鄭冬黎,郝琪.基于HyperWorks的結(jié)構(gòu)優(yōu)化設(shè)計(jì)技術(shù)[M].北京:機(jī)械工業(yè)出版社,2007.

[5] 洪清泉,趙康,張攀.OptiStrucs & HyperStudy理論基礎(chǔ)與工程應(yīng)用[M].北京:機(jī)械工業(yè)出版社,2013.

[6] 任毅如,向劍輝,楊玲玲,等.干片式制動(dòng)器支撐結(jié)構(gòu)的拓?fù)鋬?yōu)化方法[J].北京理工大學(xué)學(xué)報(bào),2022,42(1): 19-27.

[7] 張楠,孫章棟,任愛(ài)華,等.基于拓?fù)鋬?yōu)化的減速器箱體軸承座動(dòng)剛度優(yōu)化分析[J].機(jī)械設(shè)計(jì)與研究,2022, 38(4):94-97,108.

[8] 何代澄,陳興彬,肖樂(lè).基于拓?fù)鋬?yōu)化的重型商用車(chē)前牽引支座設(shè)計(jì)[J].汽車(chē)實(shí)用技術(shù),2019,44(24):148- 150.

[9] 翟洪飛,侯俊劍,房占鵬,等.基于拓?fù)鋬?yōu)化的輪轂電機(jī)殼體結(jié)構(gòu)輕量化研究[J].機(jī)械設(shè)計(jì),2022,39(1): 105-110.

Design of a Floating Caliper Disc Brake Caliper Body Based on Topology Optimization

HE Daicheng

( Technical Center, CSG TRW Chassis Systems Company Limited, Chongqing 402760, China )

Based on the topology optimization method, the optimization design of the floating caliper disc brake caliper body of a passenger car was carried out by using the finite element simulation analysis technology. The optimization design determines the optimal topology structure to meet the requirements of the development of the floating caliper disc brake caliper body of a new passenger car. The optimized design ensures the reliability of the caliper body of the floating caliper disc brake of the passenger car in the use process. The optimization design provides a theoretical basis for the lightweight development of the caliper body of the floating caliper disc brake of passenger cars. The results show that the center deformation of the piston chamber cylinder hole is 0.158 mm, and the maximum tensile stress is 370.2MPa, which meets the design requirements of deformation and stress.

Brake caliper body; Topology optimization; Finite element analysis; Structural design;Floating caliper disc;Passenger cars

U463

A

1671-7988(2022)23-123-04

U463

A

1671-7988(2022)23-123-04

10.16638/j.cnki.1671-7988.2022.023.023

何代澄（1988—），男，碩士，高級(jí)工程師，研究方向?yàn)槠?chē)結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)與仿真分析，E-mail:hdcyxdz@163.com。