龍維

【摘 要】采用ANSYS WORKBENCH對(duì)某型制動(dòng)蹄建立動(dòng)態(tài)接觸分析模型，分析了領(lǐng)、從蹄在制動(dòng)過程中的應(yīng)力分布。基于應(yīng)力結(jié)果計(jì)算出了領(lǐng)、從蹄的高周疲勞安全因數(shù)，結(jié)果表明制動(dòng)蹄疲勞安全因數(shù)滿足使用要求。

【關(guān)鍵詞】制動(dòng)蹄鐵;疲勞分析;ANSYS WORKBENCH

引言

鼓式制動(dòng)器有價(jià)格便宜、符合傳統(tǒng)設(shè)計(jì)等特點(diǎn)，在商用汽車上廣泛應(yīng)用。在鼓制動(dòng)器設(shè)計(jì)中，有限元分析為實(shí)現(xiàn)其零部件的輕量化提供了理論依據(jù)。

1 模型分析

1.1 工作原理說明

汽車制動(dòng)時(shí)制動(dòng)凸輪軸受到制動(dòng)氣室及與之相連接的制動(dòng)調(diào)整臂的扭轉(zhuǎn)作用開始轉(zhuǎn)動(dòng)，推動(dòng)滾輪使制動(dòng)蹄鐵Ⅰ、制動(dòng)蹄鐵Ⅱ繞制動(dòng)蹄銷軸Ⅰ、制動(dòng)蹄銷軸Ⅱ向外張開，與旋轉(zhuǎn)的制動(dòng)鼓接觸，摩擦產(chǎn)生制動(dòng)力;當(dāng)停止制動(dòng)時(shí)在回位彈簧的作用下使制動(dòng)蹄鐵Ⅰ、制動(dòng)蹄鐵Ⅱ繞制動(dòng)蹄銷軸Ⅰ、制動(dòng)蹄銷軸Ⅱ轉(zhuǎn)動(dòng)回到原位，接觸摩擦失效，制動(dòng)解除如圖-所示。

1.2 試驗(yàn)參數(shù)確定

1.2.1 試驗(yàn)所需制動(dòng)力矩

已知制動(dòng)器中心到支承銷距離151.4mm，摩擦片包角120°，摩擦襯片摩擦系數(shù)0.4，制動(dòng)鼓半徑200mm，制動(dòng)力作用點(diǎn)到蹄片銷軸之間的距離293.4mm。

由公式

求出領(lǐng)蹄效能因數(shù)為BEF1≈2.215;從蹄效能因數(shù)為BEF2≈0.518

由于制動(dòng)器工作時(shí)凸輪的位移相同，襯片上的摩擦磨損近乎一樣，即兩蹄片上的制動(dòng)力矩相同，因此有

領(lǐng)蹄促動(dòng)力P1≈15011N;從蹄促動(dòng)力P2≈64189N

1.2.2 試驗(yàn)時(shí)制動(dòng)器所承受的轉(zhuǎn)動(dòng)載荷

1.2.3 制動(dòng)鼓轉(zhuǎn)速

車輛在80km/h時(shí)制動(dòng)鼓轉(zhuǎn)速

1.3 實(shí)際工況分析

制動(dòng)鼓與車輪通過螺栓連接，車輪轉(zhuǎn)動(dòng)帶動(dòng)制動(dòng)鼓轉(zhuǎn)動(dòng)，為限制動(dòng)鼓軸向和徑向的移動(dòng)，在螺栓孔上施加限制螺栓孔繞制動(dòng)鼓中心軸的軸向和徑向移動(dòng)的約束。制動(dòng)蹄一端用銷固定，只能在促動(dòng)力作用下繞銷孔轉(zhuǎn)動(dòng)，故應(yīng)限制銷孔的軸向和徑向移動(dòng)。摩擦襯片與制動(dòng)蹄鉚接在一起，具有相同的自由度。

2 有限元模型建立

2.1 幾何模型的建立

幾何模型在CATIA中建立，結(jié)合分析目的，對(duì)模型進(jìn)行合理簡(jiǎn)化，得到幾何模型。

2.2 材料屬性

制動(dòng)器所承擔(dān)的轉(zhuǎn)動(dòng)載荷由制動(dòng)鼓傳遞，由于制動(dòng)鼓的體積確定，因此通過更改制動(dòng)鼓的密度來實(shí)現(xiàn)其質(zhì)量的改變從而替代制動(dòng)器所承擔(dān)的轉(zhuǎn)動(dòng)載荷。

P制動(dòng)鼓=4590kg/0.008m3=573750Kg/m3

鑄鐵彎曲對(duì)稱偱環(huán)應(yīng)力疲勞極限經(jīng)驗(yàn)公式

擬出QT450-10的S-N曲線

2.3 網(wǎng)格劃分

根據(jù)各零件的形狀不同，采用不同的網(wǎng)格劃分方法，并對(duì)領(lǐng)從蹄受促動(dòng)力部份進(jìn)行網(wǎng)格細(xì)化。

2.4 接觸設(shè)計(jì)

制動(dòng)鼓與摩擦片之間有摩擦力并發(fā)生相對(duì)滑動(dòng)，接觸類型設(shè)為Fricional，摩擦襯片是鉚接在制動(dòng)蹄上的，襯片與制動(dòng)蹄沒有相對(duì)運(yùn)動(dòng)，故設(shè)置兩者的接觸類型為Bonded。

2.5 加載邊界條件

設(shè)置載荷步參數(shù)，本次分析載荷步共2步，第一載荷步時(shí)長(zhǎng)為0.1s，讓制動(dòng)鼓轉(zhuǎn)動(dòng)，第二載荷步時(shí)長(zhǎng)為0.54s，對(duì)領(lǐng)從蹄施加促動(dòng)力。根據(jù)前節(jié)對(duì)制動(dòng)器的實(shí)際工況分析，對(duì)模型進(jìn)行加載。

3 計(jì)算結(jié)果分析

制動(dòng)器的制動(dòng)力矩在0.5s左右達(dá)到13028N·M并趨于穩(wěn)定。與試驗(yàn)所需的制動(dòng)力矩13300N·M只有0.02%的誤差，在工程分析中這是允許的。領(lǐng)蹄的等效應(yīng)力為119.4MPa，從蹄的等效應(yīng)力為239.23MPa，均小于零件的屈服極限310MPa，領(lǐng)蹄壽命為20萬次的疲勞安全系數(shù)為3.38，從蹄壽命為20萬次的疲勞安全系數(shù)為1.69，均大于零件的設(shè)計(jì)疲勞安全系數(shù)1.3，故該零件滿足設(shè)計(jì)要求。

4 結(jié)論

本文通過運(yùn)用ANSYS WORKBENCH對(duì)某型制動(dòng)蹄鐵根據(jù)試驗(yàn)標(biāo)準(zhǔn)建立了與之對(duì)應(yīng)工況的有限元分析模型，通過模擬計(jì)算出制蹄產(chǎn)生的摩擦力矩，檢驗(yàn)了模型分析的正確性。分析了領(lǐng)、從蹄的等效應(yīng)力及疲勞載荷安全系數(shù)均滿足設(shè)計(jì)要求，為零件的輕量化設(shè)計(jì)提供了理論依據(jù)。

參考文獻(xiàn)：

[1]QC/T316-2017《汽車行車制動(dòng)器疲勞強(qiáng)度臺(tái)架試驗(yàn)方法》[S]

[2]QC/T239-2015《商用車輛行車制動(dòng)器技術(shù)要求及臺(tái)架試驗(yàn)方法》[S]

[3]蔡旭東.鼓式制動(dòng)器熱彈性耦合有限元分析[J].機(jī)械強(qiáng)度，2003，25（4）：401-407.

[4]王望予.汽車設(shè)計(jì)[M].北京：機(jī)械工業(yè)出版社，1981：501-506.