制動(dòng)支架和銷(xiāo)軸的失效分析

胡建功，張翠平

（太原理工大學(xué) 機(jī)械工程學(xué)院車(chē)輛工程系，太原 030024）

鼓式制動(dòng)器制動(dòng)效能高、結(jié)構(gòu)緊湊、價(jià)格便宜，仍然廣泛應(yīng)用在汽車(chē)上，但也使用在某些高級(jí)轎車(chē)上［1］。為了提高制動(dòng)器的可靠性，對(duì)其進(jìn)行有限元分析和結(jié)構(gòu)優(yōu)化具有重要意義，因?yàn)楣氖街苿?dòng)器的運(yùn)動(dòng)非常復(fù)雜，環(huán)境也比較惡劣，尤其在分析其在制動(dòng)過(guò)程中的力是如何流向使車(chē)輛減速或停止以及受環(huán)境因素的影響。其中文獻(xiàn)［2］對(duì)一種鼓式制動(dòng)器和一種盤(pán)式制動(dòng)器進(jìn)行了有限元分析，研究了摩擦襯片接觸壓力的分布情況。文獻(xiàn)［3］以有限元分析為手段，通過(guò)建立虛擬輪輻，計(jì)算了某重型汽車(chē)制動(dòng)器的效能因數(shù)。

1 理論設(shè)計(jì)與分析

已知某越野車(chē)的部分參數(shù)如下：車(chē)輛類(lèi)型屬于M2，整車(chē)整備質(zhì)量 7 600 kg，軸荷（前軸 3 100 kg，后軸3 260 kg），輪距是1 840mm，軸距為3 300 mm，質(zhì)心高度為1 100mm。附著系數(shù)為0.7，運(yùn)行最大附著系數(shù)為0.9。車(chē)輪有效半徑0.6 m，四輪驅(qū)動(dòng)且全部采用鼓式制動(dòng)器。

圖1所示為制動(dòng)器的裝配圖，其中制動(dòng)鼓鼓的直徑D=340mm，摩擦襯片寬度B=80mm，主領(lǐng)蹄包角θ1=970，副領(lǐng)蹄包角θ2=1 060，通過(guò)以往的試驗(yàn)表明，摩擦襯片包角時(shí)，磨損最小，制動(dòng)鼓溫度最低，且制動(dòng)效能最高。

2 材料的確定

制動(dòng)器主要零件的材料多用鑄鐵或鑄鋼，鑄鐵具有一定的強(qiáng)度和耐磨性，成本比價(jià)低，因此一直是汽車(chē)制動(dòng)器使用的材料。但本文中制動(dòng)支架和銷(xiāo)軸由于材料的參數(shù)未給出，需要先對(duì)其進(jìn)行硬度和金相組織的分析來(lái)確定，分析結(jié)果如表1、表2所示。

表1 硬度測(cè)試

表2 金相組織分析

根據(jù)以上試驗(yàn)數(shù)據(jù)和對(duì)硬度、化學(xué)成分和金相組織的分析，對(duì)比GB/T 1348-2009球墨鑄鐵件、GB/T 699-1999優(yōu)質(zhì)碳素結(jié)構(gòu)鋼基本上確定軸是35號(hào)鋼，支架是QT500-7。

3 力學(xué)模型的建立

雙向自增力式鼓式制動(dòng)器如圖2所示，兩蹄片之間通過(guò)浮動(dòng)的頂桿相互連接，制動(dòng)鼓逆向旋轉(zhuǎn)，兩蹄都是領(lǐng)蹄，左邊為主領(lǐng)蹄，右邊為副領(lǐng)蹄，已知管路壓力是13MPa，在制動(dòng)時(shí)，主領(lǐng)蹄只受促動(dòng)力Fa，由于主領(lǐng)蹄自行增勢(shì)作用，造成比Fa大得多的支點(diǎn)反力FT，而副領(lǐng)蹄則受到兩個(gè)促動(dòng)力Fa和FT，同時(shí)，制動(dòng)蹄還受到由于制動(dòng)鼓作用與摩擦片材料上的正壓力及其摩擦力的作用。考慮到汽車(chē)前進(jìn)制動(dòng)的機(jī)會(huì)遠(yuǎn)多于倒車(chē)制動(dòng)，且前進(jìn)制動(dòng)時(shí)制動(dòng)器工作負(fù)荷也遠(yuǎn)大于倒車(chē)制動(dòng)，故副領(lǐng)蹄的摩擦片面積做得較大［4］。

3.1 主領(lǐng)蹄的受力

在計(jì)算壓力沿襯片長(zhǎng)度方向上的分布規(guī)律時(shí)，由于摩擦襯片很容易變形，在計(jì)算時(shí)比較困難，通常只考慮襯片徑向變形的影響，其他零件變形的影響不予考慮。首先計(jì)算兩個(gè)自由度的主領(lǐng)蹄摩擦襯片的徑向變形規(guī)律［5］。如圖3所示，蹄片上的壓力分布規(guī)律為

其中Pmax為壓力分布不均勻時(shí)蹄片上的最大壓力，θ為任意點(diǎn)與O點(diǎn)連線與y1軸夾角，θ1為y軸與y1軸夾角，η為最大壓力線與x1軸的夾角。在蹄片的任意點(diǎn)處，法向力壓力d F=PBRDθ，切向力為μd F=μPBRDθ。建立坐標(biāo)系根據(jù)力的平衡原理，在X，Y方向受力平衡和對(duì)O點(diǎn)取矩可得：

3.2 副領(lǐng)蹄的受力

副領(lǐng)蹄的受力如圖4所示，它是具有一個(gè)自由度摩擦襯片的徑向變化規(guī)律，以點(diǎn)A為轉(zhuǎn)動(dòng)軸，副領(lǐng)蹄在受到制動(dòng)分泵的力Fa的同時(shí)，還受到促動(dòng)力FT的作用。蹄片上壓力分布仍為P=Pmaxsinθ，圖中θ角處微元法向力為 d F=PBR dθ，切向力為 λd F=λPBR dθ。建立坐標(biāo)系根據(jù)力的平衡原理，在X，Y方向受力平衡和對(duì)O點(diǎn)取矩可得：

根據(jù)制動(dòng)器的參數(shù)：其中蹄片寬B=0.08m，摩擦系數(shù)λ=0.35，F(xiàn)a=10450N，制動(dòng)鼓的半徑R=0.17 m，L1=0.104 m，L2=0.126m，c=0.04 m，θ0=20°，θ1=15°，θ2=115°，θ3=38°，θ4=144°。

由以上方程推算出銷(xiāo)軸的力和附加彎矩:

F=12 830 N，M=307 N·m

4 有限元模型的建立

本文在CATIA中建立三維模型，利用CATIA中自帶的有限元分析模塊對(duì)制動(dòng)銷(xiāo)軸和制動(dòng)支架進(jìn)行有限元分析，采用Generative Structural Analysis（通用結(jié)構(gòu)分析）來(lái)定義零件網(wǎng)格，為了更加準(zhǔn)確的求解制動(dòng)銷(xiāo)軸在制動(dòng)過(guò)程中的應(yīng)力和變形規(guī)律，本文通過(guò)四面體網(wǎng)格進(jìn)行劃分，它的優(yōu)點(diǎn)是可以對(duì)任意的形狀進(jìn)行劃分。

4.1 制動(dòng)支架和銷(xiāo)軸的分析模型

利用CATIA進(jìn)行參數(shù)化建模，設(shè)計(jì)出主要的零部件，并用自身帶的有限元分析軟件進(jìn)行強(qiáng)度分析。定義材料屬性，根據(jù)材料的物理性能選擇支架的彈性模量為2.12E11Pa，泊松比為0.291，密度為7.87，銷(xiāo)軸的彈性模量 1.62E11Pa，泊松比為0.293，密度為7.0。如圖5為利用自由化網(wǎng)格進(jìn)行劃分的結(jié)果。定義網(wǎng)格尺寸為5mm，最小尺寸為2 mm，使用靜態(tài)分析進(jìn)行運(yùn)算。

4.2 載荷和邊界條件

施加在有限元模型上的載荷是否合理、約束是否正確直接關(guān)系到有限元計(jì)算結(jié)果的準(zhǔn)確性。經(jīng)過(guò)分析和反復(fù)的試算，確定制動(dòng)銷(xiāo)軸和制動(dòng)支架約束條件的施加方法。制動(dòng)支架的模型通過(guò)半軸固定，對(duì)其施加全固定，銷(xiāo)孔處施加力和力矩（見(jiàn)圖5所示），銷(xiāo)軸是通過(guò)支架固定，副領(lǐng)蹄以銷(xiāo)軸為旋轉(zhuǎn)軸進(jìn)行制動(dòng)，同樣對(duì)銷(xiāo)軸和支架孔的接觸部分進(jìn)行全約束，副領(lǐng)蹄和銷(xiāo)軸接觸部分是作用力與反作用力，對(duì)其施加相等的力和力矩，最后得到了包含節(jié)點(diǎn)、單元、邊界條件的制動(dòng)銷(xiāo)軸和制動(dòng)支架有限元模型。

5 計(jì)算結(jié)果分析

制動(dòng)銷(xiāo)軸是35號(hào)鋼，分析其工作狀態(tài)時(shí)的屈服失效狀況。在進(jìn)行強(qiáng)度計(jì)算式，采用第四強(qiáng)度理論即形狀改變比能來(lái)作為屈服準(zhǔn)則，查材料手冊(cè)確定屈服極限不小于315MPa。根據(jù)計(jì)算分析結(jié)果和實(shí)際發(fā)生彎曲部分進(jìn)行對(duì)比，可定性得出它的最薄弱環(huán)節(jié)，受力云圖和位移云圖如圖所示。制動(dòng)支架采用灰鑄鐵QT500-7，通過(guò)制動(dòng)銷(xiāo)軸給它的反作用力和反力矩，使得在制動(dòng)過(guò)程中超過(guò)了它的屈服極限320MPa，受力云圖和位移云圖如圖6所示。

如圖7所示，制動(dòng)銷(xiāo)軸應(yīng)力最大為512MPa，超過(guò)了它所承受的屈服極限，位移有0.035 2mm的偏移量，使得制動(dòng)過(guò)程中銷(xiāo)軸彎曲，制動(dòng)效能下降，為了增強(qiáng)制動(dòng)銷(xiāo)軸的強(qiáng)度，在結(jié)構(gòu)不允許改變的情況下，通過(guò)更換材料來(lái)增加強(qiáng)度，采用40Cr，屈服極限是785MPa，根據(jù)機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)中零件或構(gòu)件所用材料的失效應(yīng)力與設(shè)計(jì)應(yīng)力的比值確定它的安全系數(shù)是1.5，滿足材料的強(qiáng)度要求。制動(dòng)支架的最大應(yīng)力為276MPa，安全系數(shù)為1.14，位移有0.667mm的偏移量，雖然沒(méi)有超過(guò)屈服極限，但安全系數(shù)偏低，需要進(jìn)行加強(qiáng)處理，選擇材料為ZG40CrM0，它的屈服極限是490MPa，安全系數(shù)為1.75，安全系數(shù)提高53%，所以可以采用改變材料的方法來(lái)優(yōu)化結(jié)構(gòu)強(qiáng)度。

6 結(jié)論

對(duì)雙向自增力鼓式制動(dòng)器的零件進(jìn)行有限元分析表明，制動(dòng)銷(xiāo)軸和制動(dòng)支架在強(qiáng)度設(shè)計(jì)上滿足不了設(shè)計(jì)要求，在結(jié)構(gòu)不能改變的前提下，采用材料更換的方法，使得強(qiáng)度和安全系數(shù)達(dá)到設(shè)計(jì)的要求。

［1］王良模，彭育輝，曾小平.雙向自增力鼓式制動(dòng)器有限元模型的建立與分析［J］.南京理工大學(xué)學(xué)報(bào).2002（10）.

［2］ Hohmann C，Schiffner K，Oerter K，et.Contact nanlysis for drum brakes and disk brakes using ADINA［J］.Computers and Structures，1999，72:185-198.

［3］劉力剛，王學(xué)林.鼓式制動(dòng)器的有限元分析［J］.專(zhuān)用汽車(chē)，2003，3:21-23.

［4］ 陳家瑞.汽車(chē)構(gòu)造［M］.北京:人民交通出版社，1997.

［5］張健，雷雨成，衛(wèi)修敬.領(lǐng)從蹄式鼓式制動(dòng)器動(dòng)力計(jì)算方法研究［J］.長(zhǎng)沙交通學(xué)院學(xué)報(bào)，2001，17（3）：31-35.