丁煒琦，鄭小艷，蘇武，張龍

（陜西漢德車橋有限公司，陜西 西安 710200）

前言

節(jié)能減排是汽車行業(yè)永恒的主題之一，商用車橋向輕量化發(fā)展是大勢所趨，不僅可以降低整車油耗、提高載重量，還可以節(jié)省材料、降低成本，其中鼓式制動器作為汽車的一個重要零部件，輕量化也是它未來發(fā)展的方向。所謂輕量化就是在保證制動器結構強度和制動性能的前提下，盡可能地減少產(chǎn)品的重量以減少生產(chǎn)成本。對于汽車行業(yè)來說，控制成本是非常重要的。在產(chǎn)品質(zhì)量相差不多的情況下，更低的成本會讓企業(yè)在競爭中更具有優(yōu)勢。

本文在滿足鼓式制動器自身剛度、強度要求的同時，基于非線性分析軟件對某重型商用車鼓式制動器進行結構輕量化設計。

1 鼓式制動器結構輕量化設計

圖1 傳統(tǒng)結構鼓式制動器

圖2 輕量化鼓式制動器

如圖1所示，重型商用車橋傳統(tǒng)結構鼓式制動器主要由鑄造制動底板、鑄造制動蹄、滾輪、摩擦片等組成，對鑄造制動底板進行結構優(yōu)化設計，將鑄造制動蹄優(yōu)化為沖焊制動蹄，輕量化鼓式制動器較傳統(tǒng)結構減重10%，如圖2所示。

2 鼓式制動器磨合工況仿真分析

2.1 有限元模型

以輕量化鼓式制動器為例，有限元模型如圖3所示，制動底板、制動蹄采用四面體單元劃分實體網(wǎng)格，摩擦片、制動鼓、凸輪軸和滾輪采用六面體單元劃分實體網(wǎng)格。

采用車輛前進坐標系，x軸指向車輛前進方向，y軸指向前進方向的左側(cè)，z軸豎直向上。采用mm, s, t有限元常用單位制。

圖3 輕量化鼓式制動器有限元模型

由于存在制造和安裝誤差，鼓式制動器初始使用時接觸狀況不佳。為了更加真實地模擬制動器在實際工作時熱—應力耦合行為的特點，有必要對模型進行調(diào)整，使摩擦片與制動鼓之間接觸良好，接近正常使用情況[1]。

鑄件材料為 QT450，其屈服強度為 310MPa，彈性模量為147GPa，泊松比為0.25，密度為7300kg/m3；沖焊件材料為 Q345，其屈服強度為 345MPa，彈性模量為 210GPa，泊松比為0.3，密度為7900kg/m3。

2.2 約束和載荷

邊界條件[2]如圖4所示。仿真時，將制動鼓法蘭部位的內(nèi)柱面通過多點約束(MPC)耦合到旋轉(zhuǎn)軸線的控制點上；制動蹄下端與制動底板鉸接，采用 MPC將銷孔內(nèi)表面節(jié)點耦合到其軸線的控制點上；制動蹄上端與滾輪相連，因此也將上端圓孔表面節(jié)點耦合到位于其軸線的控制點上；滾子主控點位于軸線上，滾子主控點與制動蹄上端控制點之間通過梁單元連接。實際結構中，制動氣室通過凸輪軸向凸輪傳遞轉(zhuǎn)矩，在有限元模型中，將凸輪與軸連接的圓形區(qū)域通過梁單元耦合到位于凸輪軸軸線的主控點上。

圖4 輕量化鼓式制動器磨合工況仿真模型

制動鼓和摩擦片之間設置接觸，制動鼓內(nèi)表面為主面，摩擦片外表面為從面，摩擦因數(shù)為0.4。摩擦片與制動蹄之間設置Tie約束。凸輪與滾輪之間設置無摩擦接觸，滾輪為主面，凸輪為從面。

2.3 仿真結果與分析

2.3.1 制動鼓徑向變形

制動鼓的徑向最大變形量可以直觀的反映出制動器的剛性，輕量化制動器的制動鼓徑向變形云圖如圖5所示。

圖5 輕量化制動器制動鼓徑向變形云圖

2.3.2 制動底板結構強度和剛性

根據(jù)有限元分析結果可以得到輕量化制動底板上凸輪軸孔、支承銷處反力，如表1所示，將反力加在制動底板上，即可得到制動底板的應力和變形，如圖6、圖7所示。

表1 輕量化制動底板受力

圖6 輕量化制動底板應力云圖

圖7 輕量化制動底板變形云圖

2.3.3 制動蹄結構強度和剛性

制動蹄的應力和變形，如圖8、圖9所示。

圖8 輕量化制動蹄應力云圖

圖9 輕量化制動蹄變形云圖

2.3.4 領從蹄接觸壓強

領從蹄接觸壓強云圖如圖10、圖11所示。

圖10 領蹄接觸壓強云圖

圖11 從蹄接觸壓強云圖

從領從蹄接觸壓強云圖可看出，由于制動鼓法蘭一側(cè)受到螺栓約束，剛都比較大，而開口一側(cè)剛度較小，所以摩擦片左側(cè)靠近制動鼓法蘭的部位接觸壓強略大于靠近制動鼓開口的部位。

2.3.5 仿真結果對比

傳統(tǒng)結構和輕量化結構鼓式制動器仿真對比結果如表 2所示，從對比結果可知：磨合工況下，輕量化制動器制動力矩優(yōu)于傳統(tǒng)結構，剛性、強度與傳統(tǒng)結構相當，滿足使用要求。

表2 磨合工況仿真對比結果

3 鼓式制動器拖磨工況仿真分析

3.1 有限元模型

拖磨工況仿真采用熱—應力耦合分析方法[3]，考慮溫度場的影響，為了簡化模型，提高計算效率，將鼓式制動器模型簡化為制動鼓、摩擦片和制動蹄，制動鼓勻速轉(zhuǎn)動 30s，制動蹄滾輪處加載有限元分析得到的張開力，如表3所示。

表3 輕量化制動蹄張開力

邊界條件如圖12所示。仿真時，將制動鼓法蘭部位的內(nèi)柱面通過多點約束(MPC)耦合到旋轉(zhuǎn)軸線的控制點上，將制動蹄銷孔內(nèi)表面節(jié)點耦合到其軸線的控制點上。

圖12 輕量化鼓式制動器拖磨工況仿真模型

3.2 仿真結果與分析

輕量化制動器制動鼓溫度云圖如圖13所示。

圖13 輕量化鼓式制動器制動鼓溫度云圖

傳統(tǒng)結構和輕量化結構鼓式制動器拖磨工況仿真對比結果如表4所示，從對比結果可知：拖磨工況下，輕量化制動器制動力矩優(yōu)于傳統(tǒng)結構，制動鼓最高溫度與傳統(tǒng)結構相當，滿足使用要求。

表4 拖磨工況仿真對比結果

4 結論

本文在滿足鼓式制動器自身剛度、強度要求的前提下對某重型商用車鼓式制動器進行結構輕量化設計，減重量達到10%，基于非線性分析軟件對輕量化鼓式制動器在磨合工況和拖磨工況進行仿真分析，通過對比分析結果可知：輕量化制動器制動力矩優(yōu)于傳統(tǒng)結構，剛性、強度與傳統(tǒng)結構相當，滿足使用要求。

[1] 鄭小艷,丁煒琦.蹄—鼓式制動器接觸分析[J].金屬加工,2013,1:78-80.

[2] 呂振華,亓昌.蹄—鼓式制動器熱彈性耦合有限元分析[J].機械強度,2003,25(4):401-407.

[3] 張建輝.鼓式制動器熱彈性耦合非線性有限元分析[D].武漢:武漢科技大學,2012.