文 | 劉冬冬，禹建功，趙丹兵，趙恩光

目前，國(guó)內(nèi)偏航整體式制動(dòng)器的設(shè)計(jì)開(kāi)發(fā)主要是從分體式制動(dòng)器而來(lái)的衍生設(shè)計(jì)，對(duì)缸體應(yīng)力、應(yīng)變等分布情況關(guān)注不足，不能給缸體最優(yōu)化的選材提供理論參考，也不能計(jì)算出缸體的疲勞壽命。在制動(dòng)器的實(shí)際使用中，發(fā)現(xiàn)由于摩擦片安裝槽整體封閉，隨著摩擦材料的磨損，磨損的細(xì)小顆粒物會(huì)聚集于摩擦片安裝槽內(nèi)，造成防塵圈的失效，因而導(dǎo)致磨料顆粒滲透進(jìn)密封圈內(nèi)，造成密封失效，進(jìn)而造成制動(dòng)器制動(dòng)力下降及失效；目前主要從阻止磨料顆粒滲入的方向（由缸體與活塞之間的間隙滲入油腔內(nèi)部）進(jìn)行研究，通過(guò)更改防塵圈結(jié)構(gòu)、增加防塵圈的防塵效果來(lái)解決磨料滲入問(wèn)題，此方法在短期內(nèi)可以起到效果，但隨著時(shí)間的推移，防塵圈材料逐漸老化，磨料顆粒還是存在滲入的可能。因此，應(yīng)該從減少磨料顆粒集聚量的方向（在缸體摩擦片安裝槽與摩擦片鋼背之間的間隙集聚）進(jìn)行研究，通過(guò)對(duì)缸體摩擦片安裝槽局部結(jié)構(gòu)的開(kāi)口設(shè)計(jì)進(jìn)行優(yōu)化，從根源上減少磨損顆粒的集聚量來(lái)解決磨料滲入的問(wèn)題，以達(dá)到治本的效果。

本文用SolidWorks平臺(tái)進(jìn)行三維建模，以有限元分析軟件Ansys Workbench（后文簡(jiǎn)稱(chēng)Ansys）對(duì)缸體進(jìn)行靜力學(xué)分析，得到缸體的應(yīng)力、應(yīng)變?cè)茍D，并根據(jù)其計(jì)算結(jié)果，對(duì)缸體的疲勞壽命進(jìn)行工程計(jì)算，為缸體摩擦片安裝槽局部結(jié)構(gòu)變化對(duì)缸體性能的影響提供理論依據(jù)。在靜力學(xué)分析的基礎(chǔ)上，本文對(duì)缸體最大應(yīng)力處及摩擦片安裝槽開(kāi)口結(jié)構(gòu)尺寸進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計(jì)，以達(dá)到有效地利用材料性能及提高缸體疲勞壽命的目的，為制動(dòng)器的開(kāi)發(fā)設(shè)計(jì)提供理論參考。

利用SolidWorks建立模型并進(jìn)行樣機(jī)裝配

通常SolidWorks不適合進(jìn)行復(fù)雜模型的有限元分析，Ansys不適合進(jìn)行復(fù)雜模型的三維建模，將SolidWorks和Ansys兩者結(jié)合使用，可有效提高分析效率。圖1所示為SolidWorks和Ansys聯(lián)合進(jìn)行靜力學(xué)計(jì)算研究的一般步驟。由圖1可見(jiàn)，模型建立的合理與否對(duì)于靜力學(xué)計(jì)算起著決定性的作用。

圖1 SolidWorks和Ansys聯(lián)合進(jìn)行的靜力學(xué)分析

圖2 優(yōu)化前的SolidWorks模型

隨著國(guó)內(nèi)風(fēng)電機(jī)組市場(chǎng)的發(fā)展，2.5MW級(jí)及以上的風(fēng)電機(jī)組成為市場(chǎng)主流，故本文選取在2.5MW級(jí)及以上風(fēng)電機(jī)組中使用最為廣泛的DADH120型制動(dòng)器作為研究對(duì)象。

制動(dòng)器是由缸體和活塞兩大部分組成，向制動(dòng)器通入壓力油后，兩油缸體之間產(chǎn)生壓力夾持住制動(dòng)盤(pán)，通過(guò)摩擦片和制動(dòng)盤(pán)之間的摩擦力使制動(dòng)盤(pán)的旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)停止。在進(jìn)行靜力學(xué)仿真時(shí)，對(duì)模型進(jìn)行了簡(jiǎn)化（忽略了與分析無(wú)關(guān)的半徑和外部鑄造角度等），并簡(jiǎn)化掉了排泄孔、吊環(huán)孔等結(jié)構(gòu)；模型不包括固定制動(dòng)器的架子（架子的作用由Ansys中設(shè)置的邊界條件替代）并且不包括活塞、摩擦片、液壓管接頭等。本文研究的DADH120型制動(dòng)器在SolidWorks中建立的模型如圖2所示。在Ansys中調(diào)用DADH120模型后，即可以進(jìn)行靜力學(xué)分析研究。

Ansys中進(jìn)行制動(dòng)器的靜力學(xué)分析

圖3 整機(jī)變形云圖

圖4 缸體應(yīng)力、應(yīng)變?cè)茍D

在Ansys中對(duì)制動(dòng)器模型進(jìn)行材料賦予、網(wǎng)格劃分及載荷與約束的設(shè)定。制動(dòng)器缸體材質(zhì)為40Cr，屈服強(qiáng)度σs＝785MPa，強(qiáng)度極限σb＝980 MPa，根據(jù)德國(guó)勞埃德（GL）認(rèn)證規(guī)范準(zhǔn)則，許用屈服強(qiáng)度[σ]＝713.6MPa；安裝螺栓采用10.9級(jí)高強(qiáng)度螺栓，墊片材料為結(jié)構(gòu)鋼；制動(dòng)器設(shè)計(jì)使用工作壓力為16MPa；上、下缸體活塞孔底部面積11882mm2。其中上、下缸體活塞孔各3個(gè)，摩擦系數(shù)0.4，則總制動(dòng)力F=11882×16×3×2×0.4=456268.8N，制動(dòng)盤(pán)通過(guò)上、下摩擦片對(duì)上、下缸體的水平作用力分別作用在上、下缸體的左側(cè)面上，單個(gè)缸體受到的水平摩擦力F2＝11882×16×3×0.4＝228134.4N，安裝螺栓預(yù)緊力設(shè)定為450kN。制動(dòng)器靜力分析結(jié)果如圖3所示。

根據(jù)分析云圖可知，制動(dòng)器整機(jī)最大變形為0.6246mm，大部分位置變形較小，總體變形不影響制動(dòng)器的使用；整體形變?yōu)樽髠?cè)開(kāi)口變大，符合實(shí)際情況；應(yīng)變分布情況與應(yīng)力相同。

缸體應(yīng)力、應(yīng)變?cè)茍D如圖4所示。由圖可知，缸體最大應(yīng)力在摩擦片安裝槽圓角處，為應(yīng)力集中現(xiàn)象的體現(xiàn)，屬于正?，F(xiàn)象，最大值596.56MPa，小于缸體材料的許用屈服應(yīng)力[σ]。

材料對(duì)稱(chēng)應(yīng)力循環(huán)的持久疲勞極限σ-1是疲勞計(jì)算的一個(gè)重要參數(shù)，由試驗(yàn)測(cè)定。持久疲勞極限σ-1與金屬材料的屈服強(qiáng)度和抗拉強(qiáng)度有關(guān)，目前有多種經(jīng)驗(yàn)公式。當(dāng)循環(huán)次數(shù)N0＝107，鋼材對(duì)稱(chēng)應(yīng)力循環(huán)的持久疲勞極限可使用公式（1）計(jì)算：

缸體的疲勞壽命可由式（2）計(jì)算：

由式（1）及式（2）可得缸體疲勞壽命：N＝1.32×106。

圖5 輸出參數(shù)對(duì)缸體的局部敏感性

圖6 缸體最大應(yīng)力值隨圓角參數(shù)的變化

圖7 缸體質(zhì)量隨開(kāi)口尺寸的變化

圖8 響應(yīng)面預(yù)測(cè)與設(shè)計(jì)點(diǎn)觀測(cè)關(guān)系圖

生產(chǎn)中要求的制動(dòng)器最大壽命為：Nd＝200（次/天）×30（天/月）×12（月/年）×20（年）＝1.44×106。

因N

Ansys中進(jìn)行制動(dòng)器的優(yōu)化分析

根據(jù)疲勞強(qiáng)度計(jì)算公式可知，為了提高缸體的疲勞壽命，必須減小缸體最大應(yīng)力值；通過(guò)缸體靜力分析結(jié)果可知，缸體最大應(yīng)力在過(guò)渡圓角處，故對(duì)圓角處尺寸進(jìn)行參數(shù)化并作為輸入?yún)?shù)，以其最大應(yīng)力值作為輸出控制參數(shù)。

為使磨損后的摩擦材料不易集聚，對(duì)制動(dòng)器摩擦片安裝槽進(jìn)行了開(kāi)口處理，為了得到最優(yōu)的安裝槽開(kāi)口效果，將開(kāi)口尺寸參數(shù)化并作為輸入?yún)?shù)，因開(kāi)口尺寸主要影響缸體重量，故將缸體質(zhì)量作為輸出控制參數(shù)。建立參數(shù)模型后，采用Response surface 作為優(yōu)化分析方法。

一、優(yōu)化輸入?yún)?shù)對(duì)輸出參數(shù)的影響

由圖5可知，圓角參數(shù)對(duì)最大應(yīng)力值影響較大，開(kāi)口尺寸參數(shù)基本不影響最大應(yīng)力值；圓角及開(kāi)口尺寸參數(shù)對(duì)缸體質(zhì)量的影響很小。

由圖6可知，隨著圓角尺寸的增大，最大應(yīng)力值從600MPa左右下降到400MPa左右，最大應(yīng)力下降35%左右。

由圖7可知，隨著開(kāi)口的增大（建模時(shí)開(kāi)口尺寸參數(shù)設(shè)置為：尺寸增大，開(kāi)口減?。左w質(zhì)量線(xiàn)性減小，在參數(shù)設(shè)置區(qū)間中，總質(zhì)量變化值只有0.3kg，對(duì)于總重約220kg的缸體來(lái)說(shuō)，質(zhì)量影響可忽略不計(jì)。

由圖8可知，設(shè)計(jì)點(diǎn)觀測(cè)值與響應(yīng)面預(yù)測(cè)值呈線(xiàn)性變化。隨著優(yōu)化參數(shù)的調(diào)整，可得到最優(yōu)的設(shè)計(jì)值。

二、優(yōu)化結(jié)果分析

分別得到優(yōu)化分析后制動(dòng)器的總變形、應(yīng)力及應(yīng)變?cè)茍D（圖9），缸體應(yīng)力、應(yīng)變?cè)茍D（圖10）和SolidWorks中的模型圖（圖11）。

從優(yōu)化結(jié)果可以看出：優(yōu)化后制動(dòng)器整體最大變形為0.3461mm，比優(yōu)化前的總變形減少了約44%；缸體的最大應(yīng)力值為389.14MPa，比優(yōu)化前降低了約35%。

優(yōu)化后的缸體疲勞壽命為：N＝6.18×107，比優(yōu)化前提高了一個(gè)數(shù)量級(jí)，遠(yuǎn)大于制動(dòng)器的設(shè)計(jì)壽命要求。

摩擦片安裝槽開(kāi)口對(duì)制動(dòng)器整體性能影響不大，為了解決磨損材料集聚問(wèn)題，可以采用摩擦片安裝槽開(kāi)口設(shè)計(jì)的型式并根據(jù)實(shí)際情況決定開(kāi)口尺寸。

圖10 優(yōu)化后的缸體應(yīng)力、應(yīng)變?cè)茍D

結(jié)論

圖11 優(yōu)化后的SolidWorks模型

攝影：楊茂云

本文通過(guò)對(duì)DADH120型制動(dòng)器系統(tǒng)性分析，為解決制動(dòng)器現(xiàn)存問(wèn)題提供了理論上的設(shè)計(jì)依據(jù)，得出如下結(jié)論：

（1）通過(guò)靜力分析，獲得了制動(dòng)器整機(jī)及各部件直觀的應(yīng)力、應(yīng)變?cè)茍D，并根據(jù)分析結(jié)果采用工程計(jì)算的方法得到了缸體的理論疲勞壽命。從整體來(lái)看，偏航制動(dòng)器符合設(shè)計(jì)要求，但制動(dòng)器的疲勞壽命略有不足，只能滿(mǎn)足要求壽命的95%。

（2）優(yōu)化分析后，缸體最大應(yīng)力約為現(xiàn)使用材料許用屈服強(qiáng)度的54%，疲勞壽命更是比最大要求壽命高一個(gè)數(shù)量級(jí)，充分說(shuō)明現(xiàn)在所選用材料性能富余量過(guò)大，可使用其他合適的材料進(jìn)行替代。

（3）對(duì)缸體摩擦片安裝槽進(jìn)行開(kāi)口設(shè)計(jì)，總體上對(duì)缸體的性能沒(méi)有影響，可以作為減少磨損磨料集聚量問(wèn)題的解決方案。

（4）制動(dòng)器的傳統(tǒng)工程計(jì)算方法有一定的局限性，在設(shè)計(jì)中采用有限元分析法等現(xiàn)代的設(shè)計(jì)方法有助于更好地設(shè)計(jì)出合理、優(yōu)質(zhì)的產(chǎn)品。