接觸分析在鼓式制動(dòng)器設(shè)計(jì)中的應(yīng)用

1、 接觸分析在鼓式制動(dòng)器設(shè)計(jì)中的應(yīng)用楊國俊1,李偉平21. 廣西工學(xué)院汽車工程系,廣西柳州(5450062.湖南大學(xué)機(jī)械與汽車工程學(xué)院,湖南長(zhǎng)沙(410082摘要:采用有限元分析軟件ANSYS對(duì)鼓式制動(dòng)器摩擦襯片與制動(dòng)鼓之間的接觸應(yīng)力進(jìn)行了有限元仿真。在模擬制動(dòng)蹄壓緊制動(dòng)鼓過程中采用以實(shí)際促進(jìn)力加載方式,得到了接觸應(yīng)力場(chǎng)及效能因數(shù)等有用信息。分析了摩擦襯片初始角變化對(duì)接觸壓力及效能因數(shù)的影響,表明隨初始角減少, 最大接觸壓力及兩蹄的效能因數(shù)增加,蹄靠近支撐銷端襯片較原結(jié)構(gòu)更為充分地參與了接觸。關(guān)鍵詞:鼓式制動(dòng)器;有限元;接觸壓力;初始角中圖分類號(hào): U463.51 文獻(xiàn)標(biāo)識(shí)碼:A1. 引言隨著社

2、會(huì)的發(fā)展,汽車的增多,交通安全問題也日益突出。由車輛本身問題造成的交通事故中,制動(dòng)系統(tǒng)故障引起的車禍達(dá)事故總數(shù)的45%。因此,提高制動(dòng)器的設(shè)計(jì)水平具有非常重要的現(xiàn)實(shí)意義1。評(píng)價(jià)汽車制動(dòng)器的主要性能指標(biāo)是其制動(dòng)效能因數(shù)的數(shù)值及其穩(wěn)定性以及制動(dòng)蹄摩擦片的使用壽命。而鼓式制動(dòng)器的制動(dòng)蹄摩擦片上壓力分布的均勻程度對(duì)這三項(xiàng)主要性能指標(biāo)都有著直接和間接的影響2。基于有限元技術(shù)的接觸分析為深入研究摩擦副接觸應(yīng)力分布特性,優(yōu)化制動(dòng)器結(jié)構(gòu)參數(shù)提供了依據(jù)。2. 鼓式制動(dòng)器的主要結(jié)構(gòu)參數(shù)汽車鼓式制動(dòng)器設(shè)計(jì)過程中,在有關(guān)整車布置參數(shù)及制動(dòng)器結(jié)構(gòu)型式確定后,即可初選制動(dòng)器的主要參數(shù)。這些參數(shù)包括制動(dòng)鼓直徑D、摩擦襯片寬

3、度b和包角、摩擦襯片起始角、制動(dòng)中心到張開力的作用線距離e、制動(dòng)蹄支撐銷到制動(dòng)器中心值a、支撐銷中心距c、摩擦襯片摩擦系數(shù)µ等,各主要參數(shù)意義如圖1。 圖1 鼓式制動(dòng)器幾何參數(shù)Fig.1 Geometrical parameters of an drum brake其中D受到輪輞內(nèi)徑的限制,同時(shí)D增大后使制動(dòng)鼓質(zhì)量增加,因而使非懸掛質(zhì)量增大,這對(duì)汽車的行駛平順性很不利;參數(shù)a、e設(shè)計(jì)時(shí)盡可能大,以提高制動(dòng)效能;參數(shù)c 盡量取小值,以不使兩制動(dòng)蹄端毛面互相碰擦為準(zhǔn);參數(shù)一般按照國產(chǎn)摩擦襯片規(guī)格參考 同類汽車選取,取得過寬則加工困難且不易保證與制動(dòng)鼓的全面接觸;過分單一延伸襯片的兩端以加

4、大包角對(duì)減小單位壓力的作用并不大,而且將使制動(dòng)作用不平順,容易使制動(dòng)器發(fā)生自鎖,故包角一般不宜大于120º單純地追求摩擦系數(shù)高的摩擦材料也并不全面,摩擦系數(shù)愈高的材料,其耐磨性愈差3?？梢钥闯?在實(shí)際工程設(shè)計(jì)中以上六個(gè)參數(shù)的選取都已趨于明朗或不存在太大的優(yōu)化空間,而起始角的選取對(duì)制動(dòng)器主要性能具有較為顯著的影響。文獻(xiàn)3指出為了適應(yīng)單位壓力的分布情況,通過改變起始角將襯片相對(duì)于最大壓力點(diǎn)對(duì)稱位置,可改善磨損均勻性和制動(dòng)效能。作者通過建立兩種不同襯片起始角的制動(dòng)器有限元模型(其余主要參數(shù)相同,分析了它的變化對(duì)制動(dòng)效能及制動(dòng)性能的影響。這比傳統(tǒng)的基于制動(dòng)蹄、制動(dòng)鼓為剛體,鼓和蹄之間接觸壓力

5、服從余弦分布的理論分析4更接近制動(dòng)器的實(shí)際特性。3. 分析模型以一種軸線固定的S 凸輪鼓式制動(dòng)器為研究對(duì)象。圖2為制動(dòng)器的結(jié)構(gòu)示意圖,圖3為兩蹄作用力示意圖,各結(jié)構(gòu)參數(shù)如表1。 圖2 制動(dòng)器的結(jié)構(gòu)示意圖Fig.2 Sketch of the brake structure圖3 制動(dòng)蹄受力圖 Fig.3 Apllied forces and reaction forces for shoes表1 制動(dòng)器結(jié)構(gòu)參數(shù)Tab.1 Structure parameters of the brake參數(shù)符號(hào) 數(shù)值 制動(dòng)鼓半徑 r 0.2m 摩擦襯片寬度b 0.13m 摩擦襯片包角 117° 摩擦系

6、數(shù)µ 0.4 摩擦襯片起始角 原結(jié)構(gòu)35°(31° 摩擦襯片厚度 b 0.015m在促進(jìn)力P i 的作用下制動(dòng)蹄繞軸線固定的支撐銷張開與轉(zhuǎn)動(dòng)的制動(dòng)鼓摩擦,產(chǎn)生制動(dòng)力矩M i ,其中i=1為領(lǐng)蹄,i=2為從蹄(下同。第i 蹄的制動(dòng)效能因數(shù)為:K i =M i /P i R (1效能因數(shù)表征了制動(dòng)器作用半徑上的摩擦力與輸入力之比,是制動(dòng)器結(jié)構(gòu)優(yōu)化設(shè)計(jì)的主要評(píng)價(jià)指標(biāo)之一。在結(jié)構(gòu)型式、摩擦系數(shù)確定的情況下,制動(dòng)器效能因數(shù)由其本身結(jié)構(gòu)參數(shù)決定。本模型屬于等位移制動(dòng)器,制動(dòng)時(shí)兩蹄對(duì)鼓的壓緊程度相同,二者產(chǎn)生的制動(dòng)力矩基本相等 5。即:M 1M 2 (2 將公式(2代入公式(1

7、,(2式可進(jìn)一步寫成K 1P 1K 2P 2 (34. 有限元模型4.1 模型的建立模型中制動(dòng)鼓、制動(dòng)蹄、摩擦襯片采用ANSYS 三維實(shí)體單元Solid45,制動(dòng)蹄與摩擦襯片幾何實(shí)體之間采用粘接的形式,以保持二者在材料不同的基礎(chǔ)上連接面節(jié)點(diǎn)重合,三者的裝配如圖4。制動(dòng)過程中制動(dòng)蹄與制動(dòng)鼓之間存在相互擠壓、摩擦,因此在制動(dòng)鼓與摩擦襯片之間可能接觸的位置分別建立面面接觸單元來模擬蹄、鼓之間的相互作用。建模過程中。由于制動(dòng)蹄與滾輪的接觸不是研究重點(diǎn),所以該局部區(qū)域可簡(jiǎn)化為三維鋼性桿單元Link8構(gòu)造的傘形桿系(如圖5。為節(jié)約計(jì)算資源,在忠于結(jié)構(gòu)主要力學(xué)特性的前提下采取了以下簡(jiǎn)化措施:(1忽略功能性凸

8、臺(tái)、锪孔及檢測(cè)孔、裝配孔等。(2部分工藝性倒圓以倒角代替。 圖4 鼓式制動(dòng)器有限元分析模型Fig.4 FEM model of the drum brake 圖5 局部結(jié)構(gòu)單元模型 Fig.5 Element modal of local structure4.2 邊界條件約束制動(dòng)鼓與輪鼓接觸端面軸向位移,約束制動(dòng)鼓與輪鼓螺栓連接位置節(jié)點(diǎn)徑向位移,使制動(dòng)鼓只有繞軸向旋轉(zhuǎn)這一自由度。約束制動(dòng)蹄與支撐銷接觸環(huán)面的徑向位移及接觸環(huán)面邊緣結(jié)點(diǎn)的軸向位移,使制動(dòng)蹄只有繞支撐銷旋轉(zhuǎn)這一自由度。4.3 載荷分析考慮到在制動(dòng)系結(jié)構(gòu)參數(shù)、工作條件確定的情況下單個(gè)制動(dòng)器最大制動(dòng)力恒定且領(lǐng)、從蹄制動(dòng)力矩基本相等。為

9、得到S 凸輪對(duì)蹄的實(shí)際促進(jìn)力P i ,先計(jì)算制動(dòng)器效能因素K i 。對(duì)制動(dòng)蹄采用力加載方式,使其可以跟隨鼓的變形,始終保證蹄、鼓的接觸,更符合制動(dòng)器的真實(shí)工作情況,同時(shí)克服了以往模型中位移加載所帶來的收斂性差、計(jì)算誤差大的缺點(diǎn)6。對(duì)兩制動(dòng)蹄按實(shí)際作用力方向施以等促進(jìn)力20KN,模擬蹄在促進(jìn)力作用下壓緊鼓;對(duì)鼓施加微小周向位移,模擬鼓的旋轉(zhuǎn)。處理求解結(jié)果,通過建立單元表格提取各接觸單元的單元摩 擦應(yīng)力f k (ANSYS 單元表格中單元摩擦應(yīng)力為單元平均應(yīng)力及單元面積s k ,k 表示第k 個(gè)接觸單元,則載荷下領(lǐng)蹄制動(dòng)力矩為:M 1=k m k k s r=1f (4從蹄產(chǎn)生的制動(dòng)力矩為:M 2

10、 =k n m k k s r +=1f (5式中,k=1,2,3m 為領(lǐng)蹄上各接觸單元,k=m+1,m+2 n 為從蹄上各接觸單元。將求得的M 1 、M 2 代入公式(1,計(jì)算出在等促進(jìn)力作用下兩蹄的效能因素K 1 為1.97 ,K 2 為0.49 ,代入公式(3,可求得實(shí)際作用在兩蹄的促進(jìn)力P 1 為7967N ,P 2 為32033N 。再以實(shí)際載荷P i 對(duì)兩蹄重新加載,在工程許可的情況下圓整數(shù)據(jù),對(duì)領(lǐng)蹄施以促進(jìn)力8000N ,從蹄施以促進(jìn)力32000N ,對(duì)鼓施以微小周向位移后進(jìn)行求解。5. 結(jié)果分析ANSYS 后處理中提供有顯示平均的節(jié)點(diǎn)應(yīng)力及不平均的單元應(yīng)力結(jié)果,前者通過對(duì)該節(jié)點(diǎn)

11、周圍單元結(jié)果平均后得到節(jié)點(diǎn)應(yīng)力,而后者不對(duì)節(jié)點(diǎn)結(jié)果平均。相對(duì)而言,節(jié)點(diǎn)解對(duì)結(jié)果估計(jì)不足而單元解更為保守7。本計(jì)算結(jié)果采用節(jié)點(diǎn)解進(jìn)行分析。 圖 6 等促進(jìn)力下接觸壓力分布Fig.6 Distribution of contact pressure under equal load圖7 實(shí)際促進(jìn)力下接觸壓力分布 Fig.7 Distribution of contact pressure under actualload圖(6為原結(jié)構(gòu)(起始角為35°兩蹄在等促進(jìn)力作用下張開而鼓未轉(zhuǎn)動(dòng)時(shí)襯片的接觸壓力分布狀況。將制動(dòng)蹄看成一彎曲的梁,支撐銷的約束為梁的鉸接點(diǎn)。制動(dòng)蹄加載促進(jìn)力時(shí)由于杠桿效應(yīng)

12、,最大壓應(yīng)力將出現(xiàn)在遠(yuǎn)離鉸接點(diǎn)處。因此本模型高壓力區(qū)出現(xiàn)在兩蹄靠近凸輪襯片末端。從蹄促進(jìn)力垂向分量Y2(如圖3相上,造成該襯片末端與鼓的擠壓較領(lǐng)蹄更為顯著。鼓受擠壓后也產(chǎn)生變形,導(dǎo)致靠近支撐銷端襯片與鼓發(fā)生接觸,襯片其余部分基本無接觸。圖(7為原結(jié)構(gòu)在實(shí)際促進(jìn)力P 1 、P 2作用下,鼓轉(zhuǎn)動(dòng)后兩蹄接觸壓力分布狀況。鼓轉(zhuǎn)動(dòng)時(shí)對(duì)襯片的摩擦分力f1使領(lǐng)蹄向鼓靠緊產(chǎn)生增勢(shì)效應(yīng),從而領(lǐng)蹄與鼓接觸較為充分,領(lǐng)蹄最大接觸壓力位置由鼓未轉(zhuǎn)動(dòng)時(shí)的靠近凸輪襯片末端相下偏移出現(xiàn)在離凸輪端約1/3襯片長(zhǎng)度處,其值為3.44Mpa ?？梢钥吹?領(lǐng)蹄襯片接觸壓力分布較為均勻。從蹄襯片所受摩擦分力f2使其產(chǎn)生離開制動(dòng)鼓的減

13、勢(shì)效應(yīng),而促進(jìn)力垂相分量Y2使從蹄呈現(xiàn)張開趨勢(shì),致使 最大壓力出現(xiàn)在襯片靠近凸輪端部,值為8.13 Mpa,領(lǐng)、從蹄靠近支撐銷端襯片幾乎未參與接觸。以上壓力分布規(guī)律與文獻(xiàn)8結(jié)果基本一致。再次通過提取單元表格數(shù)據(jù),計(jì)算領(lǐng)、從蹄在實(shí)際促進(jìn)力下的制動(dòng)力,二者分別為15463N、15722N,二者基本相等,這表明以上仿真符合該制動(dòng)器實(shí)際特性。 圖8 改進(jìn)結(jié)構(gòu)在實(shí)際促進(jìn)力下接觸壓力分布Fig.8 Distribution of contact pressure for improved struture under actual load圖(8為改進(jìn)結(jié)構(gòu)(起始角為31°在實(shí)際促進(jìn)力下,鼓轉(zhuǎn)動(dòng)后

14、的接觸壓力分布狀況?？梢园l(fā)現(xiàn),起始角減少、摩擦襯片離支撐銷距離增大后,一方面兩蹄杠桿效應(yīng)會(huì)增強(qiáng),另一方面摩擦襯片布置位置的變化使鼓受到更大的向上擠壓產(chǎn)生相應(yīng)的變形,這都使得靠近支撐銷端襯片接觸壓力水平提高,即靠近支撐銷端襯片會(huì)在使用過程中磨損加劇。此外,襯片呈現(xiàn)兩端接觸狀態(tài)9,這有助于在制動(dòng)過程中維持蹄與鼓的接觸,從而緩解因接觸狀態(tài)不穩(wěn)定、制動(dòng)力矩波動(dòng)產(chǎn)生的制動(dòng)跑偏及制動(dòng)抖動(dòng)、噪音現(xiàn)象。圖中最大壓力為10.86Mpa,出現(xiàn)在從蹄襯片靠近凸輪端。由于初始角減少后此處襯片與鼓的擠壓增強(qiáng),造成局部壓力有一定增大,這有可能會(huì)導(dǎo)致制動(dòng)器局部過載、溫度過高的情況。鑒于目前國內(nèi)長(zhǎng)途作業(yè)貨車基本上都裝有制動(dòng)鼓水冷卻系統(tǒng),這極大地緩解了制動(dòng)溫升過高產(chǎn)生的熱衰退現(xiàn)象,因此減少初始角對(duì)制動(dòng)產(chǎn)生的負(fù)面影響在一定程度上可以忽略。通過抽取單元