徐 丹

(江蘇聯(lián)合職業(yè)技術(shù)學(xué)院常州劉國鈞分院，江蘇 常州 213025)

制動(dòng)器是汽車制動(dòng)系統(tǒng)的重要組成部分，而盤式制動(dòng)器因其結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、質(zhì)量輕、通風(fēng)性能良好、散熱快、制動(dòng)效能恒定、自潔能力強(qiáng)、維修保養(yǎng)方便等優(yōu)點(diǎn)成為當(dāng)前轎車制動(dòng)器的主流[1]。

隨著有限元建模技術(shù)和分析方法不斷發(fā)展并日趨成熟，有限元分析技術(shù)廣泛應(yīng)用于航空、機(jī)械、汽車、船舶、建筑等工程領(lǐng)域，有限元分析可以用來計(jì)算分析形狀及受力方式復(fù)雜的結(jié)構(gòu)靜動(dòng)態(tài)特性問題，如應(yīng)力應(yīng)變、振動(dòng)的頻率和振型、動(dòng)力響應(yīng)等[2-3]。本文運(yùn)用有限元分析軟件ANSYS對(duì)某盤式制動(dòng)器進(jìn)行模擬分析，研究盤式制動(dòng)器的應(yīng)力與變形，為盤式制動(dòng)器的進(jìn)一步優(yōu)化設(shè)計(jì)提供參考。

1 盤式制動(dòng)器的工作原理

盤式制動(dòng)器可用于前輪，也可以用于后輪，其主要由制動(dòng)鉗、制動(dòng)盤、導(dǎo)向銷、剎車片及活塞組成，如圖1所示。支架緊固在懸架部件上，鉗體通過導(dǎo)向銷連接在支架上并可沿導(dǎo)向銷左右滑動(dòng)。鉗體安裝導(dǎo)向銷的一側(cè)裝有活塞并用密封圈密封，形成制動(dòng)輪缸，活塞與制動(dòng)盤之間裝有剎車片；而另一側(cè)只有剎車片，當(dāng)制動(dòng)踏板被踩下時(shí)，制動(dòng)輪缸內(nèi)產(chǎn)生高壓液壓力，活塞向剎車片移動(dòng)推動(dòng)剎車片壓緊制動(dòng)盤，如圖2所示。由于制動(dòng)鉗能夠在導(dǎo)向銷上移動(dòng)，鉗體在高壓液力的作用下朝活塞運(yùn)動(dòng)相反的方向移動(dòng)，于是制動(dòng)盤另一側(cè)的制動(dòng)片也壓緊在制動(dòng)盤上，車輪制動(dòng)。制動(dòng)踏板松開后，制動(dòng)輪缸內(nèi)的液壓力降低，活塞密封圈的彈力使活塞回位，鉗體也回到初始位置，制動(dòng)片與制動(dòng)盤分離[4]。

圖1 盤式制動(dòng)器主要零部件

圖2 盤式制動(dòng)器工作原理

2 有限元模型的建立

2.1 制動(dòng)鉗及制動(dòng)鉗支架幾何模型建立

本文重點(diǎn)研究整個(gè)制動(dòng)器的應(yīng)力應(yīng)變，因此只建立對(duì)傳遞應(yīng)力方面作用較大的零部件數(shù)值模型，其中制動(dòng)鉗及制動(dòng)鉗支架是制動(dòng)器的主要構(gòu)件[5]。由SolidWorks繪圖軟件建立其主要構(gòu)件模型后，再導(dǎo)入ANSYS建立完整的數(shù)值模型。制動(dòng)鉗及制動(dòng)鉗支架幾何模型分別如圖3、圖4所示。

圖3 制動(dòng)鉗幾何模型

圖4 制動(dòng)鉗支架幾何模型

完成零件幾何模型制作后，進(jìn)行零件的組裝工作。本制動(dòng)器模型采用制動(dòng)鉗幾何模型中的統(tǒng)一坐標(biāo)系統(tǒng)原點(diǎn)，按零部件之間的相對(duì)位置關(guān)系進(jìn)行組裝。其中，假設(shè)制動(dòng)盤厚度為5 mm，則兩片剎車片間的間隔距離同樣是5 mm，依此反推內(nèi)側(cè)背板、活塞、導(dǎo)向銷以及制動(dòng)鉗的總體坐標(biāo)位置。制動(dòng)器的整體組裝如圖5所示。

圖5 制動(dòng)器整體組裝

2.2 有限元模型網(wǎng)格劃分

本次分析選擇ANSYS 提供的 Solid45元素進(jìn)行結(jié)構(gòu)靜力分析，并采用六面體與四面體混用。制動(dòng)器各主要部件的材料設(shè)定見表1。

為避免應(yīng)力集中現(xiàn)象發(fā)生，從而準(zhǔn)確快速地得到分析結(jié)果，需要處理及修改幾何模型并加以簡(jiǎn)化。

對(duì)有限元模型采用細(xì)密的網(wǎng)格分布，網(wǎng)格化后整體模型的節(jié)點(diǎn)數(shù)為26 278個(gè)，元素?cái)?shù)為61 488個(gè)。

2.3 邊界條件及載重

在設(shè)定約束邊界條件時(shí)，將約束條件施加于制動(dòng)鉗支架所含的螺栓孔洞中，對(duì)此孔洞內(nèi)壁進(jìn)行固定，約束其在x、y、z方向的位移為零，如圖6所示。

表1 制動(dòng)器材料相關(guān)參數(shù)

圖6 邊界約束條件

在設(shè)定外力的邊界條件時(shí)，模擬制動(dòng)器進(jìn)行制動(dòng)(施加最大制動(dòng)力時(shí))的真實(shí)情況。制動(dòng)時(shí)液壓制動(dòng)管路提供最大液壓壓力，剎車片與制動(dòng)盤之間產(chǎn)生摩擦力，為取得保守的計(jì)算結(jié)果，這里使用靜摩擦系數(shù)來模擬制動(dòng)盤與剎車片的摩擦力。在模擬制動(dòng)時(shí)，制動(dòng)鉗內(nèi)的制動(dòng)液以均布?jí)毫Φ男问阶饔迷诨钊撞棵娣e上[6]，如圖7所示；剎車片上的正向壓力及摩擦力則施加于兩側(cè)剎車片與制動(dòng)盤間的接觸面積上，如圖8所示。

圖7 壓力施加位置

圖8 剎車片上摩擦力施加方式

設(shè)置完以上材料屬性、載荷和邊界條件等參數(shù)后，組合完成盤式制動(dòng)器的有限元素模型，提交分析求解器進(jìn)行計(jì)算分析。盤式制動(dòng)器有限元模型如圖9所示。

圖9 盤式制動(dòng)器有限元模型

3 試驗(yàn)結(jié)果分析

3.1 剎車片

剎車片總應(yīng)變分布如圖10所示。剎車片受力后，其總應(yīng)變最小值約為0.004，而最大值約為0.034，剎車片上產(chǎn)生拉伸變形。雖然剎車片上有制動(dòng)盤施予的正向壓力，但其總應(yīng)變圖中未出現(xiàn)壓縮應(yīng)變，由此可知摩擦力對(duì)剎車片的影響比正向壓力的影響大，因此在應(yīng)變中無壓縮應(yīng)變產(chǎn)生。

圖10 剎車片總應(yīng)變分布

剎車片變形及磨損如圖11所示。將剎車片的總應(yīng)變分布(圖10)與實(shí)際的剎車片變形磨損(圖11)交互比對(duì)，可知真實(shí)的變形及磨損情況與有限元分析結(jié)果相符，其磨損都集中于剎車片前后兩端，尤其前段最為明顯。

圖11 剎車片變形及磨損

3.2 制動(dòng)鉗

制動(dòng)鉗總應(yīng)變分布如圖12所示。此構(gòu)件整體都沒有很大的應(yīng)變量，只有局部的小區(qū)域達(dá)到0.001 3～0.001 5，而且邊緣地帶的應(yīng)變(約0.000 6)和應(yīng)力值也都遠(yuǎn)小于屈服點(diǎn)，構(gòu)件滿足強(qiáng)度要求。

制動(dòng)鉗泵體主要承受其內(nèi)部的均布油壓壓力，因此其外部的應(yīng)變量很小，約為 0.1e-3以下，而內(nèi)部的應(yīng)變量也約在 0.3e-3以下，如圖13所示。泵體是制動(dòng)分泵的重要組成部分，一旦其變形將會(huì)導(dǎo)致泵體與活塞之間產(chǎn)生泄漏，從而影響制動(dòng)性能。因此，制動(dòng)鉗分泵所承受的應(yīng)力雖然不大，但其剛度要求卻很高，所以在設(shè)計(jì)上其斷面面積較為寬厚，以達(dá)到減少變形的目的。

圖12 制動(dòng)鉗總應(yīng)變分布

圖13 制動(dòng)鉗泵體應(yīng)變分布

3.3 制動(dòng)鉗支架

制動(dòng)鉗支架應(yīng)力分布如圖14所示，其最大應(yīng)變發(fā)生位置集中于導(dǎo)向銷與制動(dòng)鉗支架相接合的部分。此位置產(chǎn)生最大變形的原因是因?yàn)橹苿?dòng)鉗支架是整個(gè)制動(dòng)器里唯一具有位移約束條件為零的構(gòu)件，而導(dǎo)向銷需要將大部分的外力從制動(dòng)鉗傳遞至制動(dòng)鉗支架，所以其傳遞的力量較大，又因?yàn)樵跀嗝婷娣e改變的位置上容易發(fā)生應(yīng)力集中現(xiàn)象，所以在制動(dòng)鉗支架中最容易發(fā)生破壞的位置就集中于傳遞大量外力又同時(shí)有斷面縮減的部分，制動(dòng)鉗支架局部應(yīng)變分布如圖15所示，最大值為 0.001 2。由圖15可知在截面面積縮小位置最容易產(chǎn)生扭轉(zhuǎn)破壞，但由于其最大應(yīng)變值0.001 2仍小于制動(dòng)鉗支架材料的屈服應(yīng)變值0.002，因此這部分的強(qiáng)度依然足夠。

3.4 剎車片背板

剎車片背板將剎車片承受的外力傳遞到制動(dòng)鉗支架上，以保持制動(dòng)片在制動(dòng)過程中的穩(wěn)定性，但由于剎車片背板構(gòu)件的形狀像薄板，所以容易產(chǎn)生彎折變形。內(nèi)側(cè)及外側(cè)剎車片背板應(yīng)變?nèi)鐖D16所示，內(nèi)側(cè)剎車片因?yàn)槠浔澈笾挥谢钊峁┘s束力，所以內(nèi)側(cè)剎車片背板的兩端極易彎折，外側(cè)剎車片背板與制動(dòng)鉗的接觸面積較大，具有充分的約束條件，因此其變形量較小。

圖14 制動(dòng)鉗支架應(yīng)力分布

圖15 制動(dòng)鉗支架局部應(yīng)變分布

圖16 內(nèi)側(cè)及外側(cè)剎車片背板應(yīng)變分布

內(nèi)側(cè)剎車片背板彎折位置集中在兩個(gè)孔洞附近，應(yīng)變?nèi)鐖D17所示。此孔洞的功用是嵌合固定住剎車片，但其周圍卻容易造成應(yīng)力集中并產(chǎn)生裂縫。此外，此孔洞的邊緣恰與活塞的邊緣重合，活塞雖提供剎車片背板約束力，但由于其邊緣和孔洞的邊緣重合，所以更使得背板的孔洞邊緣因?yàn)閭鬟f內(nèi)力的截面積驟減而加重了應(yīng)力集中現(xiàn)象。

圖17 剎車片背板與活塞應(yīng)變分布

3.5 導(dǎo)向銷

導(dǎo)向銷的變形及應(yīng)變?nèi)鐖D18所示。由圖18可見最大應(yīng)力出現(xiàn)于導(dǎo)向銷和制動(dòng)鉗支架接合處，而且導(dǎo)向銷出現(xiàn)了彎曲變形。這是由于導(dǎo)向銷需要將大部分的外力從制動(dòng)鉗傳遞至制動(dòng)鉗支架，同時(shí)斷面面積驟變也會(huì)導(dǎo)致應(yīng)力集中。因此，導(dǎo)向銷上最容易發(fā)生破壞的位置就是同時(shí)具有傳遞外力功能及斷面縮減部分，即圖18中圓圈位置。

圖18 導(dǎo)向銷的變形及應(yīng)變分布

4 小結(jié)

本文引用逆向工程，結(jié)合有限元分析軟件ANSYS構(gòu)建某盤式制動(dòng)器的有限元模型，模擬與分析了盤式制動(dòng)器各主要部件的應(yīng)力與變形。結(jié)果表明該盤式制動(dòng)器性能達(dá)到工作要求，在剎車片的形狀、剎車片背板的厚度、導(dǎo)向銷之間的距離及制動(dòng)鉗支架的輕量化設(shè)計(jì)等方面還有進(jìn)一步優(yōu)化的空間。