制動盤有限元分析及試驗研究

摘 要:對某車型制動盤，根據有限元分析方法，建立了完整的有限元模型;對其進行靜強度分析，并做了試驗驗證，有限元仿真結果與試驗結果對比，有很好的一致性，為該制動盤的設計開發提供了理論依據。

關鍵詞:制動盤靜強度模態有限元分析試驗

中圖分類號:U266文獻標識碼:A文章編號:1674-098X(2011)05(a)-0126-01

汽車制動盤是制動器的關鍵零件之一，在汽車開發過程中，對制動盤進行相關有限元分析，能起到指導設計，縮短開發時間和降低開發成本的作用。有一些研究工作者對制動盤的開發做了大量的工作，如王良模等基于有限元理論和方法，利用有限元分析對某制動盤進行模態分析，得到其固有頻率和振型[1]。李衡等建立了三維瞬態結構應力有限元模型，模擬了制動器的制動過程[2]。

本文以某國產車型的制動盤為對象，建立了三維有限元模型，從模態和靜強度兩方面進行了分析，評估其性能，并做了相應的試驗驗證，為制動盤的工程運用提供了理論支持。

1 制動盤有限元模型建立

1.1 模型描述及材料參數

制動盤的結構如圖1所示，主要包括:上下底環，中環和頂環等部分。主要采用六面體劃分網格，控制單元尺寸大小為4～6mm，其整個分析模型共包含36822個節點，25502個單元，如圖1所示。

該制動盤材料采用灰鑄鐵HT250，其材料特性如表1所示。

1.2 靜強度計算邊界條件設定

制動盤的靜強度計算分為兩種情況，如圖2Ａ所示，一種為軸向加載，約束制動盤頂環的平動自由度，在卡鉗與上底環接觸區域施加軸向力，根據經驗設計，給定其受到最大軸向力為:

軸向力=油管壓力×活塞作用面積×油缸數目×摩擦系數

=19.72×(3.14×63.5×63.5/4)×1×0.41=25592(N)

另一種為徑向加載，約束底環六孔的全部自由度，在卡鉗中心位置施加切向力，給定其受到最大的徑向載荷為汽車最大重力的1.2倍，如圖2B所示。該車型，總質量為2500kg，則徑向載荷為:徑向力=1.2×2500×10=30000N。

2 仿真分析結果及驗證

2.1 靜強度分析結果

軸向加載應力結果:在靠近加載區域的中環產生最大應力，大小為166.5Mpa，小于抗拉強度，滿足材料特性要求;徑向加載應力結果:最大應力位于靠近加載孔的兩個螺栓孔處，大小為164.8Mpa，小于抗拉強度，滿足材料特性要求。

2.2 制動盤靜強度試驗驗證

分別對制動盤進行軸向加載和徑向加載試驗，在實驗開始前做好工裝夾具，安裝到試驗臺架上，同時檢查制動盤的狀態，要求無磨損、凹坑等。

2.2.1 軸向加載

逐漸加載，直至樣件斷裂，當加載至124580N時，制動盤在靠近加載位置的中間環處出現破壞。對比分析結果，破壞區域與分析結果的應力集中區域一致。破壞時的加載力遠大于給定的軸向力，判定軸向加載工況下，該制動盤滿足要求。

2.2.2 徑向加載

加載至128440N時，在靠近加載位置的螺栓孔處出現破壞。圖7為徑向試驗的加載力變化圖，圖8為徑向試驗狀態及制動盤破壞情況。對比分析結果，破壞區域與分析結果的應力集中區域一致。破壞時的加載力遠大于給定的徑向力，判定徑向工況下，該制動盤滿足要求。

3 結語

基于有限元方法對制動盤做靜強度分析與試驗驗證，得出了以下結論:(1)在軸向和徑向兩種工況下，得到了其應力分布，應力仿真分析結果和試驗表明，該制動盤能的最大應力小于材料抗拉極限，滿足設計性能要求;(2)通過相應的試驗驗證，分析結果與試驗結果有很好的一致性，為設計提供了參考依據，并為后續的優化設計做了鋪墊。

參考文獻

[1]王良模，吳長風.基于有限元及試驗技術的制動盤模態分析[J].拖拉機與農用運輸車，2009.

[2]李衡，郭洪強，郭世永.盤式制動器的結構場有限元分析[J].機械設計與制造，2007.

[3]管迪華，宿新東.制動振動噪聲研究的回顧、發展與評述[J].2004.