馬 玲

(安徽機電職業(yè)技術(shù)學(xué)院汽車與軌道學(xué)院，安徽 蕪湖 241002)

0 引 言

眾所周知，車輛制動系統(tǒng)的功能主要是滿足汽車在正常行駛過程中，實現(xiàn)減速，控制車速的穩(wěn)定及停止后不發(fā)生滑動。而實現(xiàn)上述功能的汽車常用的制動器，按結(jié)構(gòu)可分為鼓式制動器和盤式制動器，鼓式制動是制動摩擦襯片壓緊在旋轉(zhuǎn)的制動鼓內(nèi)側(cè)產(chǎn)生的制動，盤式制動則是通過摩擦襯塊從兩個側(cè)面移動，進而夾緊制動盤產(chǎn)生制動。盤式制動裝置，相對與鼓式制動器，其散熱性較好，能夠減少摩擦熱導(dǎo)致的制動衰減效果；雨天行駛時，也具有穩(wěn)定的制動力。因此，制動效果更好的盤式制動器越來越廣泛的應(yīng)用于轎車上[1-2]。

以某乘用型轎車盤式制動器為例，利用制動器及地面制動力，對盤式制動器卡鉗進行強度分析，并對制動卡鉗的薄弱結(jié)構(gòu)進行優(yōu)化改進，通過后期的路試驗證。

1 制動鉗支架強度

1.1 盤式制動器原理

如圖1所示，為盤式制動器的制動器的結(jié)構(gòu)示意圖，制動盤的內(nèi)側(cè)設(shè)計有液壓缸，制動盤兩側(cè)設(shè)計有摩擦塊，摩擦塊和制動鉗體固定在一起；其中制動鉗體與制動支架，可通過導(dǎo)向銷沿軸向滑動；制動鉗支架則通過螺栓，固定在轉(zhuǎn)向節(jié)上。

圖1 浮鉗盤式制動器結(jié)構(gòu)示意圖

車輛制動過程中，活塞在液壓缸產(chǎn)生的壓力P1的作用下，推動右側(cè)的摩擦塊向制動盤移動，同時，作用在制動鉗體上的反作用力P2，推動制動鉗體，沿著導(dǎo)向銷向右側(cè)移動，推動左側(cè)的摩擦塊也向制動盤移動。于是制動盤兩側(cè)的摩擦塊在P1和P2的作用下夾緊制動盤，從而產(chǎn)生制動力矩，促使汽車制動[3-4]。

1.2 載荷工況

車輛在進行制動時，制動卡鉗支架承受制動器自身產(chǎn)生的制動力矩，與此同時也承受來自于地面的反方向制動力矩。

其中，地面制動力能夠?qū)崿F(xiàn)汽車制動而減速行駛，取決于制動器內(nèi)摩擦塊與制動盤之間的摩擦力以及輪胎與地面間的摩擦力。而制動器制動力，取決于制動器的類型、尺寸大小、制動器摩擦系數(shù)及車輪半徑，隨踏板力的增長成正比，而與地面摩擦系數(shù)無關(guān)[5-8]。

車輛制動時，當(dāng)駕駛員作用在制動踏板力較小時，制動器力矩小于地面反方向制動力矩，車輪會繼續(xù)滾動，當(dāng)制動踏板力增大到一定值，地面制動力達到最大后便無法增長，車輪就會出現(xiàn)抱死不轉(zhuǎn)，車輛出現(xiàn)拖滑現(xiàn)象。

下面簡單的闡述制動力矩的計算過程。以后輪制動器為例，如圖2所述，假設(shè)制動工況下μ=1，ax=1，az=1；

圖2 制動工況受力圖

ΔFZI=MtaxhG，F(xiàn)Zr=FZrst-ΔFZ

FXr=μFZr，M1=FXrR

其中，Mt 為整車質(zhì)量，F(xiàn)Zrst為靜止時后輪載荷，F(xiàn)Zr為制動時后輪載荷，F(xiàn)Xr為后輪制動力，M1為制動力矩，R為輪胎半徑，I為汽車軸距，hG為質(zhì)心高度。

制動器產(chǎn)生的制動力矩，則能夠在沿制動盤旋轉(zhuǎn)方向上，產(chǎn)生兩倍最大制動力矩，如下式所示：

其中M2為制動器制動力矩，D為活塞直徑，P為液壓載荷20Mpa，r為制動盤有效半徑，即從制動盤中心到摩擦塊磨合中心的距離，η為摩擦面摩擦系數(shù)。

由于制動器制動力是考察制動鉗支架承受的極限載荷，因此采用制動鉗支架材料的強度極限作為評價標(biāo)準(zhǔn)；而地面制動力則是汽車實際工況中所能達到的最大載荷，則采用制動鉗支架材料的屈服極限作為評價標(biāo)準(zhǔn)[9-10]。

1.3 邊界條件及強度分析

根據(jù)上述工況及判定標(biāo)準(zhǔn)，采用Abaqus仿真軟件中的Standard通用分析模塊，對某車型制動鉗支架進行強度分析，制動卡鉗材料符合各向同性，后處理過程中，采用ABAQUS默認的平均閾值為75%，Mises屈服判定準(zhǔn)則。

如圖3所示，制動鉗支架的材料為QT450-10，屈服極限為310Mpa，其中，單邊制動器提供的制動力矩為1076.85N/m，地面制動力矩為928.35Nm，作用在制動盤上[11-12]。

圖3 制動鉗支架結(jié)構(gòu)圖

制動盤與摩擦塊之間設(shè)置為tie連接，摩擦塊與背板節(jié)點重合，背板與彈簧片節(jié)點重合，彈簧片與制動鉗支架之間定義接觸。

如圖4所示，固定板通過四個螺栓孔(A、B、C、D)與后軸連接，約束其1-6自由度， 制動盤處理成剛體(rigid body)，由于制動盤與車輪同軸，因此將盤心E處作為加載點，建立局部坐標(biāo)系，軸向加載制動力矩，約束其余5個方向的自由度。

圖4 浮鉗式制動盤邊界設(shè)置

根據(jù)上述邊界條件及力矩，在盤心位置處施加制動器制動力矩。通過分析，制動卡鉗支架的最大應(yīng)力為559Mpa，如圖5所示，制動鉗支架強度不合格，需要對制動卡鉗支架結(jié)構(gòu)進行優(yōu)化設(shè)計。

圖5 制動鉗支架應(yīng)力云圖

2 制動卡鉗支架優(yōu)化設(shè)計

如圖3及圖6所示，由于摩擦塊限位槽的存在，造成摩擦塊與制動卡鉗支架僅在A處位置受力，而卡鉗支架與固定板的通過螺柱剛性連接，故A處相當(dāng)于承受彎曲力矩的作用，而圖示B處位置尺寸僅為2.3mm，結(jié)構(gòu)存在突變，此外，A與B處相交位置處的結(jié)構(gòu)為近似直角，未設(shè)計圓弧特征過渡，進而造成卡鉗支架，在盤心施加制動力矩的作用下，圖5所示位置應(yīng)力較大。

圖6 制動卡鉗局部示意圖

根據(jù)上述分析，建議將B處位置的尺寸增大至7mm左右，同時在A與B處相交位置處結(jié)構(gòu)增加1mm的圓弧特征過渡，同時將卡鉗支架座底部的料厚增加3mm。制動卡鉗支架改進前后的結(jié)構(gòu)對比，如圖7所示。

圖7 制動卡鉗改進前后對比圖

對改進后的卡鉗支架結(jié)構(gòu)，分別考察制動器制動力矩及地面制動力矩作用下的卡鉗支架應(yīng)力，施加的制動器制動力矩為1076.85N/m，地面制動力矩為928.35Nm，優(yōu)化后的卡鉗支架應(yīng)力云圖，如圖8所示，其中左側(cè)為施加的制動器制動力矩的應(yīng)力云圖，右側(cè)為施加地面制動力矩的應(yīng)力云圖。

圖8 制動卡鉗改進后結(jié)構(gòu)應(yīng)力云圖

根據(jù)分析結(jié)果可以看出，在盤心位置施加制動器制動力矩，改進后模型的最大應(yīng)力為430MPa，相對于原模型最大應(yīng)力560MPa，下降了23%；而在制動盤輪心位置施加地面制動力矩，改進后模型的最大應(yīng)力為370MPa。由于制動鉗支架的材料為QT450-10，其強度極限為450MPa，屈服強度為310MPa，因此與目標(biāo)值310MPa還有一定的差距，強度方面存在風(fēng)險。

因此，建議進一步將B處位置的尺寸增大，同時加大A與B處相交位置處結(jié)構(gòu)的圓弧特征。

進一步改進前后的制動卡鉗支架結(jié)構(gòu)對比，如圖9所示。該輪結(jié)構(gòu)，將卡鉗支架中間部位的結(jié)構(gòu)加厚，增大中間結(jié)構(gòu)的截面，提升卡鉗支架的整體剛度，進而可以降低制動力矩作用時，卡鉗支架的抗扭變形，可以降低兩端圓弧特征位置的應(yīng)力水平；同時進一步優(yōu)化制動卡鉗的局部結(jié)構(gòu)，將B處位置的尺寸增大至10mm左右，此外，A與B處相交位置處結(jié)構(gòu)的圓弧特征，加大為2.8mm。

圖9 制動卡鉗改進前后對比圖

對進一步改進后的卡鉗支架結(jié)構(gòu)，分別加載制動器制動力矩及地面制動力矩。分析結(jié)果應(yīng)力云圖，如圖10所示，左側(cè)云圖的最大應(yīng)力為354MPa，對應(yīng)工況的目標(biāo)值為450MPa，未超過材料的強度極限；而右側(cè)云圖的最大應(yīng)力為305MPa，對應(yīng)的目標(biāo)評價值為310MPa，滿足材料的屈服極限。兩個考察工況下，卡鉗支架的最大應(yīng)力相對與上輪，降低17%，均可以滿足目標(biāo)值。后期該制動卡鉗結(jié)構(gòu)，搭載實車進行強化路試，均未發(fā)生斷裂。

圖10 進一步改進后，制動卡鉗結(jié)構(gòu)應(yīng)力云圖

3 結(jié) 論

(1)在項目開發(fā)前期，針對盤式制動器制動卡鉗結(jié)構(gòu)，可以通過制動器制動力矩及地面制動力矩，對制動卡鉗進行強度分析，能夠預(yù)測卡鉗支架是否存在強度不足的問題，滿足產(chǎn)品開發(fā)的需求。

(2)通過對制動卡鉗結(jié)構(gòu)進行一系列優(yōu)化改進分析，能夠識別該類卡鉗結(jié)構(gòu)的薄弱位置，降低制動卡鉗結(jié)構(gòu)的最大應(yīng)力，進而解決卡鉗支架強度不足的問題，最終通過實車路試驗證。