俞鑫珂

（200093上海市 上海理工大學(xué) 機械工程學(xué)院）

0 引言

隨著汽車行駛速度的不斷提高和道路狀況的愈加復(fù)雜，為了保證車輛能夠安全行駛，汽車在制動時需保持穩(wěn)定高效。能夠使外界對汽車施加一定的力，進(jìn)而對汽車進(jìn)行制動的裝置稱為制動系統(tǒng)，它由制動器和驅(qū)動機構(gòu)組成[1]。汽車制動性能極大影響了車輛的安全行駛性能，隨著車速和路面復(fù)雜度的提高，迫切需要制動性能更好的制動器，而盤式制動器便是其中一種。

目前，汽車整體技術(shù)正快速發(fā)展，盡管鼓式制動器在駐車制動方面的性能明顯優(yōu)于盤式制動器，且成本也低于盤式制動器，但由于熱穩(wěn)定性好等多種原因，越來越多的汽車開始逐步使用盤式制動器[2]，使得整車性能得到了改善。

盤式制動器目前主要有4個研究方向：散熱、抑制尖叫、輕量化和材料的優(yōu)化[3]。散熱問題主要是靠改善制動器的結(jié)構(gòu)來解決，例如增加散熱筋的數(shù)量或是設(shè)計專門的散熱裝置。抑制制動尖叫需要考慮到不同頻率噪聲的特點。盤式制動器制動噪聲分為3類:低頻噪聲、低頻嘯叫和高頻嘯叫。由于其產(chǎn)生原因有所不同，所以對噪聲進(jìn)行研究時，首先要利用制動噪聲試驗臺來進(jìn)行檢測，進(jìn)而確定噪聲發(fā)出頻率的區(qū)間，然后再根據(jù)該區(qū)間對應(yīng)的噪聲源進(jìn)行相應(yīng)的模擬仿真計算。輕量化的方法主要是從制動器的結(jié)構(gòu)設(shè)計和零件的材料方面來考慮。摩擦片表面溫度的高低與材料的導(dǎo)熱性能和壓力的大小有關(guān),而摩擦表面的材料傳熱性能對溫度場有較大影響[4]。

本文對盤式制動器的結(jié)構(gòu)參數(shù)進(jìn)行了設(shè)計計算，并對制動鉗及其支架進(jìn)行了靜力學(xué)分析，校核了其強度和剛度，而通過對制動盤溫度場的仿真分析，為制動盤的散熱優(yōu)化設(shè)計提供參考價值。

1 盤式制動器的分類

盤式制動器按照結(jié)構(gòu)形式可以分為鉗盤式和全盤式。它們的不同點在于，鉗盤式制動器的制動盤只有一部分區(qū)域與制動塊接觸作為工作面積，而全盤式制動器制動盤的全部工作面都可跟制動塊接觸[5]。鉗盤式制動器按種類又可分為定鉗盤式制動器和浮鉗盤式制動器兩大類。

定鉗盤式制動器，2個液壓輪缸，當(dāng)制動液進(jìn)入兩個輪缸時，液壓力由活塞傳遞給制動塊，使之壓到制動盤上，產(chǎn)生摩擦力矩，從而實現(xiàn)制動。當(dāng)制動結(jié)束時，制動液的壓力減少，由于摩擦力的作用，回位彈簧將兩側(cè)的活塞推離制動盤，制動結(jié)束。定鉗盤式制動器的結(jié)構(gòu)如圖1所示。定鉗盤式制動器同時存在著許多缺點：油缸數(shù)量較多、制動鉗的結(jié)構(gòu)較復(fù)雜、油缸在制動盤兩邊分布，因此，要用橫跨制動盤的鉗內(nèi)油道或外部油管來接通，其結(jié)果是制動鉗的規(guī)格太大，不易安裝在輪輞內(nèi)[6]，而且當(dāng)它受熱嚴(yán)重時，油缸和油道中的制動液極易汽化，容易產(chǎn)生危險[7]。

圖1 定鉗盤式制動器Fig.1 Fixed clamp disc brake

浮鉗盤式制動器的浮動鉗的移動方式有2種，即沿導(dǎo)向銷滑動與繞支撐銷擺動，其結(jié)構(gòu)如圖2所示。靠近制動輪缸可以活動的制動塊稱為內(nèi)側(cè)制動塊。而另一側(cè)的制動塊則固定在外側(cè)鉗體上，稱為外側(cè)制動塊。制動時，活塞在制動液的壓力下推動內(nèi)側(cè)制動塊壓向制動盤，同時，由于制動鉗是可動的，由于反作用力，在制動鉗體上使之向制動輪缸的方向滑動，同時，固定的外側(cè)制動塊壓向制動盤的另一側(cè)，直到兩邊的制動塊總成受力相等為止[8]。制動結(jié)束后，活塞外側(cè)的密封圈起回位的作用，將活塞連同制動塊拉回原處。

圖2 浮鉗盤式制動器Fig.2 Floating clamp disc brake

浮鉗盤式制動器相對于定鉗盤式制動器而言，它的尺寸較小，制動液不易受熱汽化，并且在兼作行車和駐車制動器時，浮鉗盤式制動器只要配備駐車制動的機械傳動零件即可。因此，浮鉗盤式制動器漸漸成為主流，逐漸淘汰了定鉗盤式制動器。綜上所述，本次設(shè)計選用浮鉗盤式制動器。

盤式制動器按照驅(qū)動方式可以分為2大類，分別是液壓盤式制動器和氣壓盤式制動器。由于受車輪尺寸的限制，氣壓盤式制動器通常應(yīng)用在重型汽車上。而液壓盤式制動器通常應(yīng)用在轎車上，這使得整車的性能、安全性以及舒適性都有所改善。故本設(shè)計選用液壓式驅(qū)動機構(gòu)。

2 盤式制動器主要零部件的結(jié)構(gòu)設(shè)計

2.1 制動盤

制動盤在制動時，制動襯片作用給制動盤有法向力和切向力，與此同時，制動盤受熱嚴(yán)重，因此，會出現(xiàn)制動過熱的現(xiàn)象。通常制動盤中間鑄有徑向通風(fēng)槽，并且結(jié)構(gòu)為雙層，從而有利于散熱。本文制動盤的材料選用珠光體灰鑄鐵HT250。

（1）制動盤直徑D

制動盤直徑D通常情況下盡可能選擇大一些，從而增大了制動盤的有效半徑，進(jìn)而使得制動鉗的夾緊力與摩擦襯塊的單位壓力和工作溫度都有所下降。由于輪輞直徑限制了制動盤直徑，所以一般情況下，制動盤的直徑定為輪輞直徑的70%～80%。在本次設(shè)計中，輪輞直徑為381 mm，制動盤直徑取整為320 mm。

（2）制動盤厚度h

一般情況下，實心制動盤厚度是8～22 mm，而一些制動盤帶有通風(fēng)孔道，故厚度取為22～45 mm。在本設(shè)計中選用具有通風(fēng)孔道的制動盤，h取25 mm。

（3）摩擦襯塊外半徑R與內(nèi)半徑r

制動盤直徑D通常是摩擦襯塊外半徑R的2倍。針對本設(shè)計相關(guān)參數(shù)，取外半徑R=154 mm，內(nèi)半徑約為r=110 mm。

（4）氣室推桿直徑

氣室推桿直徑初選12 mm。

（5）摩擦襯塊工作面積A

摩擦襯塊單位面積具有的汽車質(zhì)量在1.4～3.6 kg/cm2范圍內(nèi)選取。在本設(shè)計中，襯塊夾角θ取50°，故摩擦襯塊的工作面積取75 cm2。

2.2 制動鉗

通常情況下，制動鉗安裝在車軸的前部或者后部。當(dāng)在車軸前方安裝制動鉗時，可以防止輪胎甩出來的泥水進(jìn)入制動鉗，從而防止其生銹腐蝕；當(dāng)在車軸后部安裝制動鉗時，制動時輪轂軸承所承受的載荷會有所減輕。高強度和高剛度是制動鉗所必備的條件，所以，制動鉗的材料選QT550。

2.3 制動塊

背板和摩擦襯塊組成了制動塊，兩者緊緊粘連在一起。制動塊面積應(yīng)該盡可能多地被活塞所壓住，防止襯塊卷角，避免產(chǎn)生尖銳的叫聲。當(dāng)襯塊磨損達(dá)到極限時，多數(shù)盤式制動器的警報裝置便會起作用，提醒車輛更換摩擦襯片。初選摩擦片厚度為14 mm。

2.4 摩擦材料

穩(wěn)定的摩擦系數(shù)和良好的抗熱衰退性是制動摩擦材料所必備的，應(yīng)盡量避免摩擦系數(shù)在達(dá)到某一溫度后忽然降低。摩擦材料應(yīng)具有較好的耐磨性和較低的吸水率，而且耐擠壓和耐沖擊性能都應(yīng)優(yōu)良。制動器制動時應(yīng)避免噪聲和異味，所以，污染小和對健康無害的摩擦材料應(yīng)優(yōu)先選用。本設(shè)計的轎車盤式制動器采用性能、環(huán)保效果相對較好的半金屬制動摩擦材料。不同摩擦材料的摩擦系數(shù)穩(wěn)定值在0.2～0.6之間,少數(shù)可達(dá)0.8。制動器的摩擦材料通常情況下取0.35～0.45。選取參數(shù)時應(yīng)該注意，通常情況下，耐磨性越差的材料摩擦系數(shù)越高。初選摩擦系數(shù)為f=0.4。

2.5 制動器間隙

在還沒有產(chǎn)生制動的情況下，制動盤與摩擦襯片之間應(yīng)該留有間隙，從而使得制動盤能夠自由轉(zhuǎn)動。通常情況下，盤式制動器的間隙為0.15～0.35 mm。制動盤與摩擦襯片的間隙不能過大，因為間隙過大會引起踏板行程損失。通常情況下，應(yīng)該在冷卻狀態(tài)下確定間隙，主要是因為在制動過程中摩擦副會發(fā)生熱變形。此外，制動器的間隙自動調(diào)整機構(gòu)也是必不可少的，主要是因為在制動過程中，摩擦襯片會增加磨損。在本設(shè)計中，盤式制動器的間隙取為0.2～0.3 mm。

3 盤式制動器的有限元仿真

3.1 制動鉗的靜力學(xué)仿真

在ANSYS Workbench中初選制動鉗的材料為QT550，其彈性模量為169 GPa，泊松比為0.286，密度為7.12e-09 t/mm3，抗拉強度為550 MPa。在劃分網(wǎng)格時，先對該制動鉗的幾何模型進(jìn)行簡化，忽略各種細(xì)小倒角圓角，采用四面體三維單元進(jìn)行劃分。在制動鉗體安裝在制動鉗支架的面上施加完全固定約束，即約束6個自由度；同時，在鉗體與外摩擦塊接觸的內(nèi)側(cè)平面上施加載荷，以壓強形式施加，為19.3 MPa。仿真得出的制動鉗總應(yīng)變圖、等效應(yīng)力圖和等效彈性應(yīng)變圖分別如圖3、圖4和圖5所示。由圖可知，制動鉗最大應(yīng)力為445.53 MPa，出現(xiàn)在鉗體與摩擦塊接觸的外側(cè)，由于鉗體材料為球墨鑄鐵，所以采用第一強度理論進(jìn)行校核，即最大拉應(yīng)力理論，QT550的抗拉強度為550 MPa，滿足強度要求；而鉗體的總應(yīng)變不到0.3 mm，出現(xiàn)在與摩擦塊接觸的外側(cè)，因而也滿足剛度要求。

圖3 總應(yīng)變圖Fig.3 Total deformation

圖4 等效應(yīng)力圖Fig.4 Equivalent stress

圖5 等效彈性應(yīng)變圖Fig.5 Equivalent elastic strain

3.2 制動鉗支架的靜力學(xué)仿真

在ANSYS Workbench中，初選制動鉗支架的材料為QT800，其彈性模量為174 GPa，泊松比為0.27，密度為7.3e-09 t/mm3。在劃分網(wǎng)格時，先對該制動鉗支架的幾何模型進(jìn)行簡化，忽略各種細(xì)小倒角圓角，采用四面體三維單元進(jìn)行劃分。在制動鉗支架安裝螺栓處施加完全固定約束，即約束6個自由度，在制動鉗支架與制動塊接觸的平面上施加制動力為4 462 N。仿真得出的制動鉗支架總應(yīng)變圖、等效應(yīng)力圖和等效彈性應(yīng)變圖分別如圖6、圖7和圖8所示。由圖可知，制動鉗支架的最大應(yīng)力為442.24 MPa，所選材料QT800的強度極限是800 MPa，屈服極限為480 MPa，滿足強度要求，而制動鉗支架的總應(yīng)變不到7 mm，同時，也滿足剛度要求。

圖6 總應(yīng)變圖Fig.6 Total deformation

圖7 等效應(yīng)力圖Fig.7 Equivalent stress

圖8 等效彈性應(yīng)變圖Fig.8 Equivalent elastic strain

3.3 制動盤的溫度場仿真

將在CATIA中建立好的制動盤與制動塊裝配模型導(dǎo)入到ABAQUS中，分別新建材料屬性，并創(chuàng)建接觸截面。

新建分析步，由于ABAQUS本身帶有相當(dāng)完美的直接耦合法，在單元內(nèi)集成了溫度和位移等相關(guān)自由度，能夠表現(xiàn)溫度、位移、應(yīng)力相關(guān)數(shù)據(jù)，可在編輯分析步中直接選擇。提高間隔數(shù)值可使分析出來的動畫連貫。

創(chuàng)建相互作用，定義制動盤與制動塊接觸的平面，將制動盤的結(jié)構(gòu)圓心作為一個耦合約束，并新建一個表面熱交換條件。

創(chuàng)建載荷，類型為壓強，大小即為制動盤的制動力矩。創(chuàng)建邊界條件，類型為位移轉(zhuǎn)角，制動塊只釋放X軸上的自由度，即與制動盤作用方向上的自由度，限制制動盤的自由度，使其能夠旋轉(zhuǎn)一周。創(chuàng)建預(yù)定義場，初始溫度為20°。

分別將制動塊和制動盤劃分好六面體網(wǎng)格后，創(chuàng)建作業(yè)，圖9為制動盤和制動塊剎車過程中各個時間段的仿真表面溫度。

圖9 仿真表面溫度Fig.9 Simulated surface temperature

由圖9可見，隨著制動盤的旋轉(zhuǎn)，中心區(qū)域溫度較高，并沿徑向擴散，且制動盤的溫度分布很均勻，形成了一個帶環(huán)。制動盤表面最高溫度如圖10所示，可以看出，制動初期溫度上升較快，制動中期溫度上升速度逐漸減緩并趨于峰值，制動后期溫度逐漸下降并趨于平緩。

圖10 制動盤表面最高溫度Fig.10 Surface maximum temperature of brake disc

4 結(jié)論

本文對盤式制動器的參數(shù)進(jìn)行了重新設(shè)計，并通過仿真軟件校核了制動鉗及制動鉗支架的強度及剛度，滿足設(shè)計要求；同時，也對制動盤進(jìn)行了溫度場的仿真分析?？梢钥闯?，在制動過程中，溫度迅速升高并沿徑向擴散，為盤式制動器進(jìn)一步的散熱研究提供了參考。