接觸分析在鼓式制動器設計中的應用

1、 接觸分析在鼓式制動器設計中的應用楊國俊1,李偉平21. 廣西工學院汽車工程系,廣西柳州(5450062.湖南大學機械與汽車工程學院,湖南長沙(410082摘要:采用有限元分析軟件ANSYS對鼓式制動器摩擦襯片與制動鼓之間的接觸應力進行了有限元仿真。在模擬制動蹄壓緊制動鼓過程中采用以實際促進力加載方式,得到了接觸應力場及效能因數(shù)等有用信息。分析了摩擦襯片初始角變化對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構更為充分地參與了接觸。關鍵詞:鼓式制動器;有限元;接觸壓力;初始角中圖分類號: U463.51 文獻標識碼:A1. 引言隨著社

2、會的發(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,制動系統(tǒng)故障引起的車禍達事故總數(shù)的45%。因此,提高制動器的設計水平具有非常重要的現(xiàn)實意義1。評價汽車制動器的主要性能指標是其制動效能因數(shù)的數(shù)值及其穩(wěn)定性以及制動蹄摩擦片的使用壽命。而鼓式制動器的制動蹄摩擦片上壓力分布的均勻程度對這三項主要性能指標都有著直接和間接的影響2?；谟邢拊夹g的接觸分析為深入研究摩擦副接觸應力分布特性,優(yōu)化制動器結構參數(shù)提供了依據(jù)。2. 鼓式制動器的主要結構參數(shù)汽車鼓式制動器設計過程中,在有關整車布置參數(shù)及制動器結構型式確定后,即可初選制動器的主要參數(shù)。這些參數(shù)包括制動鼓直徑D、摩擦襯片寬

3、度b和包角、摩擦襯片起始角、制動中心到張開力的作用線距離e、制動蹄支撐銷到制動器中心值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D增大后使制動鼓質量增加,因而使非懸掛質量增大,這對汽車的行駛平順性很不利;參數(shù)a、e設計時盡可能大,以提高制動效能;參數(shù)c 盡量取小值,以不使兩制動蹄端毛面互相碰擦為準;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鼓的全面接觸;過分單一延伸襯片的兩端以加

4、大包角對減小單位壓力的作用并不大,而且將使制動作用不平順,容易使制動器發(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?在實際工程設計中以上六個參數(shù)的選取都已趨于明朗或不存在太大的優(yōu)化空間,而起始角的選取對制動器主要性能具有較為顯著的影響。文獻3指出為了適應單位壓力的分布情況,通過改變起始角將襯片相對于最大壓力點對稱位置,可改善磨損均勻性和制動效能。作者通過建立兩種不同襯片起始角的制動器有限元模型(其余主要參數(shù)相同,分析了它的變化對制動效能及制動性能的影響。這比傳統(tǒng)的基于制動蹄、制動鼓為剛體,鼓和蹄之間接觸壓力

5、服從余弦分布的理論分析4更接近制動器的實際特性。3. 分析模型以一種軸線固定的S 凸輪鼓式制動器為研究對象。圖2為制動器的結構示意圖,圖3為兩蹄作用力示意圖,各結構參數(shù)如表1。 圖2 制動器的結構示意圖Fig.2 Sketch of the brake structure圖3 制動蹄受力圖 Fig.3 Apllied forces and reaction forces for shoes表1 制動器結構參數(shù)Tab.1 Structure parameters of the brake參數(shù)符號 數(shù)值 制動鼓半徑 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 原結構35°(31° 摩擦襯片厚度 b 0.015m在促進力P i 的作用下制動蹄繞軸線固定的支撐銷張開與轉動的制動鼓摩擦,產(chǎn)生制動力矩M i ,其中i=1為領蹄,i=2為從蹄(下同。第i 蹄的制動效能因數(shù)為:K i =M i /P i R (1效能因數(shù)表征了制動器作用半徑上的摩擦力與輸入力之比,是制動器結構優(yōu)化設計的主要評價指標之一。在結構型式、摩擦系數(shù)確定的情況下,制動器效能因數(shù)由其本身結構參數(shù)決定。本模型屬于等位移制動器,制動時兩蹄對鼓的壓緊程度相同,二者產(chǎn)生的制動力矩基本相等 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鼓、制動蹄、摩擦襯片采用ANSYS 三維實體單元Solid45,制動蹄與摩擦襯片幾何實體之間采用粘接的形式,以保持二者在材料不同的基礎上連接面節(jié)點重合,三者的裝配如圖4。制動過程中制動蹄與制動鼓之間存在相互擠壓、摩擦,因此在制動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。由于制動蹄與滾輪的接觸不是研究重點,所以該局部區(qū)域可簡化為三維鋼性桿單元Link8構造的傘形桿系(如圖5。為節(jié)約計算資源,在忠于結構主要力學特性的前提下采取了以下簡化措施:(1忽略功能性凸

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

9、得到S 凸輪對蹄的實際促進力P i ,先計算制動器效能因素K i 。對制動蹄采用力加載方式,使其可以跟隨鼓的變形,始終保證蹄、鼓的接觸,更符合制動器的真實工作情況,同時克服了以往模型中位移加載所帶來的收斂性差、計算誤差大的缺點6。對兩制動蹄按實際作用力方向施以等促進力20KN,模擬蹄在促進力作用下壓緊鼓;對鼓施加微小周向位移,模擬鼓的旋轉。處理求解結果,通過建立單元表格提取各接觸單元的單元摩 擦應力f k (ANSYS 單元表格中單元摩擦應力為單元平均應力及單元面積s k ,k 表示第k 個接觸單元,則載荷下領蹄制動力矩為:M 1=k m k k s r=1f (4從蹄產(chǎn)生的制動力矩為:M 2

10、 =k n m k k s r +=1f (5式中,k=1,2,3m 為領蹄上各接觸單元,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,計算出在等促進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,可求得實際作用在兩蹄的促進力P 1 為7967N ,P 2 為32033N 。再以實際載荷P i 對兩蹄重新加載,在工程許可的情況下圓整數(shù)據(jù),對領蹄施以促進力8000N ,從蹄施以促進力32000N ,對鼓施以微小周向位移后進行求解。5. 結果分析ANSYS 后處理中提供有顯示平均的節(jié)點應力及不平均的單元應力結果,前者通過對該節(jié)點

11、周圍單元結果平均后得到節(jié)點應力,而后者不對節(jié)點結果平均。相對而言,節(jié)點解對結果估計不足而單元解更為保守7。本計算結果采用節(jié)點解進行分析。 圖 6 等促進力下接觸壓力分布Fig.6 Distribution of contact pressure under equal load圖7 實際促進力下接觸壓力分布 Fig.7 Distribution of contact pressure under actualload圖(6為原結構(起始角為35°兩蹄在等促進力作用下張開而鼓未轉動時襯片的接觸壓力分布狀況。將制動蹄看成一彎曲的梁,支撐銷的約束為梁的鉸接點。制動蹄加載促進力時由于杠桿效應

12、,最大壓應力將出現(xiàn)在遠離鉸接點處。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蹄更為顯著。鼓受擠壓后也產(chǎn)生變形,導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為原結構在實際促進力P 1 、P 2作用下,鼓轉動后兩蹄接觸壓力分布狀況。鼓轉動時對襯片的摩擦分力f1使領蹄向鼓靠緊產(chǎn)生增勢效應,從而領蹄與鼓接觸較為充分,領蹄最大接觸壓力位置由鼓未轉動時的靠近凸輪襯片末端相下偏移出現(xiàn)在離凸輪端約1/3襯片長度處,其值為3.44Mpa 。可以看到,領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)生離開制動鼓的減

13、勢效應,而促進力垂相分量Y2使從蹄呈現(xiàn)張開趨勢,致使 最大壓力出現(xiàn)在襯片靠近凸輪端部,值為8.13 Mpa,領、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8結果基本一致。再次通過提取單元表格數(shù)據(jù),計算領、從蹄在實際促進力下的制動力,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器實際特性。 圖8 改進結構在實際促進力下接觸壓力分布Fig.8 Distribution of contact pressure for improved struture under actual load圖(8為改進結構(起始角為31°在實際促進力下,鼓轉動后

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會增強,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、制動力矩波動產(chǎn)生的制動跑偏及制動抖動、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,造成局部壓力有一定增大,這有可能會導致制動器局部過載、溫度過高的情況。鑒于目前國內(nèi)長途作業(yè)貨車基本上都裝有制動鼓水冷卻系統(tǒng),這極大地緩解了制動溫升過高產(chǎn)生的熱衰退現(xiàn)象,因此減少初始角對制動產(chǎn)生的負面影響在一定程度上可以忽略。通過抽取單元