李乃斌++李耀平

摘要：通過(guò)以東風(fēng)德納TD485后單驅(qū)動(dòng)橋鼓式制動(dòng)器為研究對(duì)象，對(duì)鼓式制動(dòng)器接觸的受力分析，忽略制動(dòng)器零部件上加工的一些細(xì)節(jié)，建立其主要的受力部件（制動(dòng)鼓、制動(dòng)蹄、摩擦片）的力學(xué)模型?；谌S有限元軟件UG建立鼓式制動(dòng)器三維的有限元模型，利用大型有限元分析軟件ANSYS workbench建立該制動(dòng)器摩擦接觸的關(guān)系，并對(duì)制動(dòng)鼓進(jìn)行摩擦接觸的非線性分析，研究制動(dòng)器在小角位移下制動(dòng)鼓的應(yīng)力分布和變形，為制動(dòng)器的改進(jìn)設(shè)計(jì)提供可靠依據(jù)。

Abstract： The thesis takes Dongfeng Dana TD 485 after single screw drum brakes as the research object to carry out stress analysis of drum brakes. The mechanical models of the main stress components （brake drum， brake shoe and friction plate） are established ignoring some details of brake parts processing. The 2D finite element model of rear drum brake is established based on the 3D finite element software UG， and the finite element analysis software ANSYS workbench is used to establish the friction contact relationship of this brake， and for nonlinear analysis of frictional contact of the brake drum. The stress distribution and deformation of the brake drum under small angular displacement are studied. It provides a reliable basis for the improved design of the brake.

關(guān)鍵詞：鼓式制動(dòng)器；ANSYS workbench；制動(dòng)鼓；有限元分析；摩擦接觸

Key words： the rear drum brake；ANSYS workbench；drum brake；finite element analysis；frictional contact

中圖分類號(hào)：U463.51 文獻(xiàn)標(biāo)識(shí)碼：A 文章編號(hào)：1006-4311（2017）08-0091-03

0 引言

目前，大多數(shù)重型載貨汽車采用的制動(dòng)系統(tǒng)為鼓式制動(dòng)器，其中制動(dòng)鼓是制動(dòng)系統(tǒng)中的重要部件之一[1]。目前，制動(dòng)器的失效大多數(shù)是由于制動(dòng)鼓的失效引起的，其主要失效形式有：非正常的磨損、掉底、龜裂、開(kāi)裂、磨損過(guò)大[2]，對(duì)制動(dòng)器中的制動(dòng)鼓進(jìn)行結(jié)構(gòu)的受力接觸和有限元分析，是提高制動(dòng)系統(tǒng)制動(dòng)性能和穩(wěn)定性的重要舉措。論文是以東風(fēng)德納TD485后單邊驅(qū)動(dòng)橋?yàn)檠芯繉?duì)象，它是東風(fēng)德納車橋有限公司全新開(kāi)發(fā)的重型驅(qū)動(dòng)橋，其制動(dòng)器總成為漸開(kāi)線S凸輪式與氣動(dòng)式相結(jié)合的干摩擦領(lǐng)從蹄式鼓式制動(dòng)器。利用ANSYS workbench有限元技術(shù)的接觸分析對(duì)制動(dòng)鼓較為深入的研究摩擦接觸副壓力分布和摩擦變形，為制動(dòng)器往后的結(jié)構(gòu)參數(shù)的改進(jìn)與優(yōu)化提供了可靠依據(jù)。

1 鼓式制動(dòng)器的力學(xué)計(jì)算模型

1.1 制動(dòng)器整體受力分析

為了能更為真實(shí)地模擬制動(dòng)鼓的受力分析，本論文首先建立整體的鼓式制動(dòng)器模型。論文是以東風(fēng)德納TD485后單驅(qū)動(dòng)橋鼓式制動(dòng)器為研究對(duì)象，該制動(dòng)器的主要參數(shù)來(lái)源于東風(fēng)德納車橋有限公司提供的《東風(fēng)德納TD485單邊驅(qū)動(dòng)橋使用與維修手冊(cè)》，其部分主要結(jié)構(gòu)參數(shù)如表1所示。

2.2 有限元模型的網(wǎng)格劃分

將在UG中裝配好的三維有限元模型以TXT的格式導(dǎo)入到ANSYS workbench中，并對(duì)模型進(jìn)行幾何處理，為了能準(zhǔn)確反映制動(dòng)鼓的壓力分布以及幾何變形，采用solid226三維二十節(jié)點(diǎn)六面體耦合分析單元，采用切分的方法對(duì)其各部件進(jìn)行網(wǎng)格的劃分。其各部件的有限元網(wǎng)格模型，如圖7所示。其中制動(dòng)鼓的網(wǎng)格節(jié)點(diǎn)數(shù)為74456，單元數(shù)為14596；制動(dòng)蹄的網(wǎng)格節(jié)點(diǎn)數(shù)為40555，單元數(shù)為8360；摩擦片的網(wǎng)格節(jié)點(diǎn)數(shù)為10976，單元數(shù)為2046。在網(wǎng)格劃分前定義好制動(dòng)器各個(gè)部件的材料屬性、單元類型。

2.3 制動(dòng)器接觸對(duì)的建立

制動(dòng)器在制動(dòng)的過(guò)程中，凸輪推動(dòng)制動(dòng)蹄，使用鉚釘固定在蹄上摩擦片壓向制動(dòng)鼓，使鼓與片產(chǎn)生擠壓和摩擦。利用ANSYS workbench中的connections來(lái)定義制動(dòng)器各部件的接觸關(guān)系，用以模擬這個(gè)復(fù)雜的運(yùn)動(dòng)過(guò)程。在接觸對(duì)的建立過(guò)程中，依據(jù)接觸分析中目標(biāo)面和接觸面的選取原則[7]，定義接觸各部件的目標(biāo)面和接觸面。制動(dòng)鼓內(nèi)表面與摩擦片外表面相接觸，根據(jù)接觸原則，定義鼓的內(nèi)表面為目標(biāo)面，片的外表面為接觸面，設(shè)置接觸類型為“摩擦”，摩擦系數(shù)選取0.38；同理可得，制動(dòng)蹄與摩擦片的接觸，蹄的外表面為目標(biāo)面，片的內(nèi)表面為接觸面，設(shè)置接觸類型為“綁定”。根據(jù)各部件選取的材料類型，定義制動(dòng)器各部件接觸類型為柔-柔接觸類型。

2.4 邊界條件的設(shè)置、載荷與約束的施加

制動(dòng)鼓是在車輪的帶動(dòng)下，約束制動(dòng)鼓與車輪的端面軸向位移，使鼓只能繞其軸線轉(zhuǎn)動(dòng)。約束制動(dòng)蹄銷孔接觸環(huán)面徑向和軸向位移，對(duì)銷孔施加圓柱約束，使其只有繞銷孔軸的旋轉(zhuǎn)自由度。

本論文對(duì)鼓式制動(dòng)器摩擦接觸的非線性分析設(shè)置3步載荷步：第一步模擬制動(dòng)蹄在凸輪的推動(dòng)下張開(kāi)，在此載荷步中，制動(dòng)鼓不轉(zhuǎn)動(dòng)，使固定在蹄上摩擦片壓緊制動(dòng)鼓的過(guò)程；在第二、第三載荷步中，領(lǐng)從蹄上的促動(dòng)力不變，在制動(dòng)鼓法蘭端面中心施加小位移的轉(zhuǎn)動(dòng)，模擬制動(dòng)鼓的轉(zhuǎn)動(dòng)，可通過(guò)在鼓的法蘭端面定義遠(yuǎn)端位移來(lái)模擬此過(guò)程。當(dāng)在鼓上施加的位移在1～1.5°時(shí)，制動(dòng)力矩能達(dá)到較好的平衡狀態(tài)，所以在第二載荷步中施加1°轉(zhuǎn)角，在第三載荷步中再施加0.5°轉(zhuǎn)角，總共施加1.5°轉(zhuǎn)角。制動(dòng)器摩擦接觸模型計(jì)算的邊界條件與載荷如圖8。

3 制動(dòng)鼓有限元模型的計(jì)算結(jié)果與分析

圖9（a）與（b）是制動(dòng)鼓第一、第三載荷步的應(yīng)力云圖。

從圖9中可以看出，在第一載荷步時(shí)，制動(dòng)鼓的最大應(yīng)力出現(xiàn)在挨近從蹄凸輪端的法蘭端面處，其最大值為211.15MPa；在第三載荷步時(shí)，制動(dòng)鼓上的最大應(yīng)力區(qū)域比第一載荷步有所增大，其最大應(yīng)力的位置也改變了，出現(xiàn)在從蹄促動(dòng)力與鼓相接觸的內(nèi)表面，最大值為219.14MPa，比第一載荷步有所增大。

圖10（c）與（d）是制動(dòng)鼓第一、第三載荷步的徑向位移云圖。

在UG建模時(shí)，是采用回轉(zhuǎn)生成制動(dòng)鼓形狀，故在查看其徑向位移云圖時(shí)應(yīng)在柱坐標(biāo)系下查看。從圖10中可以看出，制動(dòng)鼓在最大徑向變形都是出現(xiàn)在鼓的外邊緣處，第一載荷步鼓的最大徑向位移量為0.71949mm；第三載荷步鼓的最大徑向位移量為0.58168mm，較第一載荷步有所減小，圖中的負(fù)位移是制動(dòng)鼓往里收縮。

4 結(jié)論

論文以東風(fēng)德納TD485后單驅(qū)動(dòng)橋鼓式制動(dòng)器為研究對(duì)象，采用UG建立制動(dòng)器的整體模型，通過(guò)對(duì)制動(dòng)器整體受力的理論分析，利用有限元軟件ANSYS workbench著重分析了制動(dòng)鼓的應(yīng)力分布與變形，得到結(jié)論如下：

①第一載荷步與第三載荷步的最大應(yīng)力位置都出現(xiàn)在從蹄一側(cè)，第三載荷步的最大應(yīng)力較第一載荷步有所增大，這說(shuō)明在轉(zhuǎn)動(dòng)后最大應(yīng)力增加，制動(dòng)鼓內(nèi)表面的接觸應(yīng)力分布不均勻，領(lǐng)、從蹄促動(dòng)力的接觸端是高應(yīng)力的區(qū)域。②施加轉(zhuǎn)角位移使制動(dòng)鼓轉(zhuǎn)動(dòng)后，鼓的最大徑向位移比鼓靜止時(shí)有所減小，這是鼓在轉(zhuǎn)動(dòng)后，由于從蹄的“減勢(shì)”作用，使從蹄對(duì)制動(dòng)鼓內(nèi)表面的壓緊程度減小，是最大徑向位移也減??；制動(dòng)鼓轉(zhuǎn)動(dòng)變形后呈現(xiàn)橢圓形狀，鼓的最大徑向形變出現(xiàn)在橢圓長(zhǎng)軸的兩端，呈相對(duì)位置。制動(dòng)鼓為圓柱形，查看徑向位移時(shí)采用柱坐標(biāo)，圖中位移正值位移方向表示徑向向外，負(fù)值表示徑向向內(nèi)。③基于有限元ANSYS workbench對(duì)制動(dòng)鼓接觸分析，為制動(dòng)鼓結(jié)構(gòu)參數(shù)的改進(jìn)提供了參考依據(jù)。

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