基于FEM的鼓式制動器性能評估手段

尹淼晶　李金洪　馬陸娟　馬洪啟（泛亞汽車技術中心有限公司，上海201201）

基于FEM的鼓式制動器性能評估手段

尹淼晶李金洪馬陸娟馬洪啟
（泛亞汽車技術中心有限公司，上海201201）

利用有限元方法對某車型的鼓式制動器進行建模，首先將集成分析的有限元結果與試驗結果進行對標，以確保模型的準確性；然后計算得到不同制動壓力下摩擦片的壓力分布狀態，得出摩擦片的壓力分布狀態與制動壓力強相關；最后研究摩擦系數和制動壓力對制動效能的影響，提出CAE“形心法”考核制動效能水平，其與試驗結果的誤差小于10%，且比試驗結果全面、可靠。

主題詞：鼓式制動器制動鼓制動效能

1 前言

鼓式制動器結構簡單，造價低，便于加裝駐車制動機構，其制動蹄的耐用程度優于盤式制動器，而且結構緊湊，制動效能高。因此，在小型車的制動系統設計中，通常采用前盤后鼓的制動組合方式。

鼓式制動器的制動效能與其制動過程中摩擦片與制動鼓的摩擦因數和制動壓力極其相關。Hohmann C等［1］使用ADINA對一款載貨車用鼓式制動器進行了有限元分析，發現制動鼓與摩擦襯片的法向壓力呈非線性分布。Charles等［2］采用ADAMS對摩擦片進行形狀優化，提高了制動性能。毛智東等［3］建立鼓式制動器的理論模型，并運用ANSYS對摩擦襯片和制動鼓之間的摩擦接觸進行分析，得出接觸壓力的分布特性及制動器的應力分布場。龔洪［4］分析了影響汽車制動系統穩定性因素，包括制動器結構及布置、制動器熱容量、摩擦材料性能、制動器的傳動效率等，總結出具有穩定輸出的制動器設計方法及熱容量計算方法。管欣等［5］從制動器制動全過程的動態仿真角度出發，研究了鼓式制動器摩擦因數、凸輪偏置角和摩擦片包角對制動器制動效能的影響。

本文利用有限元方法對某車型的領從蹄式鼓式制動器進行研究，首先進行系統級集成變形分析，然后分析摩擦片與制動鼓之間的摩擦因數及制動輪缸壓力對鼓式制動器的摩擦片壓力分布和制動效能的影響。

2 制動效能分析

制動效能是指制動器在單位輸入力的作用下所輸出的制動力，是評價制動器性能的主要指標之一，其表達式為：

式中，M是制動器輸出的制動力矩；F是液壓施加在制動活塞表面的壓力；r是制動鼓半徑。

對于領從蹄式鼓式制動器，制動蹄的制動效能因制動鼓轉動時的自增勢作用，兩側不相同。其中運動趨勢與制動鼓轉動方向相同的稱為領蹄，相反的稱為從蹄，領蹄的制動效能大于從蹄。

對鼓式制動器進行有限元分析，可以得到其制動過程中的摩擦片壓力分布，同時提取摩擦片與制動鼓接觸面上的摩擦力，最終得到制動效能。

3 有限元模型的建立

3.1 網格和接觸設置

利用Hypermesh對鼓式制動器各部件進行網格劃分，對接觸面的網格需適當細化，如圖1所示。利用Abaqus非線性隱式求解器求解，網格總數為305 003，節點總數為360 479，單元類型為C3D8I和C3D10M。

圖1　鼓式制動器網格示意

模型中共存在3個主要接觸對，即活塞與制動蹄片，摩擦片與制動鼓，制動蹄片與制動鼓襯塊。因為在制動過程中存在大位移，為幫助分析收斂，在處理其接觸時加密局部網格，不忽略模型細節，摩擦因數設定為0.1。

3.2 約束和加載過程

制動鼓與車輪和后懸架通過螺栓連接，加載約束時可以固定模型中螺栓孔的自由度。

因為是用Abaqus隱式分析手段模擬制動過程，為獲得較好的收斂性，將輪缸加壓與制動鼓轉動分兩步加載。

第1載荷步：制動鼓不動，在活塞與制動液接觸表面施加制動壓力，使領從蹄張開壓緊制動鼓。

第2載荷步：對制動鼓施加轉動。

在第1載荷步可以獲得在各制動輪缸壓力下制動鼓變形的結果，與制動鼓的變形試驗進行對標，來驗證模型的準確性；在第2載荷步可以獲得制動過程中摩擦片與制動鼓接觸表面的壓力分布和摩擦力。

本文選取的摩擦片與制動鼓的摩擦因數范圍為0.1～0.8共6個水平，制動輪缸壓力為0.5～12MPa共6個水平，進行全因子共36個樣本的分析計算。由于是Abaqus的穩態分析，經過試算，在汽車通常的行駛速度下，制動鼓旋轉速度對分析結果影響很小，因此本文的研究中未引入旋轉速度對鼓式制動器性能的影響。

4 計算結果

4.1 制動鼓變形

在制動鼓開發流程中，為提高摩擦片接觸面的穩定性，減少制動力矩的波動，需要控制制動鼓在制動過程中的變形量，測量不同制動壓力下鼓的最大變形量，并使得在14MPa制動壓力下的制動鼓最大變形值不超過項目定義值。圖2為制動鼓摩擦面中心位置的變形歷程CAE分析與試驗對比結果。圖3為不同車型的制動鼓變形CAE分析與試驗對比結果?？梢园l現，CAE結果與試驗結果一致性較好，該有限元模型比較準確地反映了制動鼓裝配結構并預測受力狀態。

圖2　不同活塞壓力下制動鼓變形的CAE分析與試驗結果

圖3　14MPa制動壓力下制動鼓變形的CAE分析與試驗結果

4.2 摩擦片接觸壓力分布

制動過程中摩擦片接觸壓力的分布關系到摩擦片的磨損位置。因此，在鼓式制動器的設計中，需要調節各種相關結構參數，使得摩擦片的接觸壓力分布相對均勻，減少不均勻磨損。

現有鼓式制動器廠商在考慮摩擦片接觸壓力分布時，仍舊使用經驗公式計算得出的壓力分布。由于沒有考慮不同制動壓力對接觸壓力分布的影響，設計不夠可靠。

圖4和圖5分別為某車型后鼓式制動器在制動過程中，領從蹄在不同制動壓力下的摩擦片接觸壓力分布狀態。

圖5　不同制動壓力下從蹄摩擦片的壓力分布狀態

由圖4和圖5可知：

a.不同制動壓力下，同一蹄片的接觸壓力分布狀態不同；

b.相同制動壓力下，領蹄和從蹄的接觸壓力分布狀態不同；

c.隨著制動壓力的增大，領蹄的最大壓力分布區域（圓的中心區域）逐漸下移，從蹄的最大壓力分布區域逐漸上移，這與實車中鼓式制動器的磨損情況一致。

因此，在鼓式制動器的設計中，為使得摩擦片磨損更均勻，應同時考慮不同制動輪缸壓力對接觸壓力分布的影響。

4.3 制動效能CAE分析結果

根據摩擦材料配方的不同，現有制動器的中值摩擦因數在0.32～0.35之間。制動過程中，隨著摩擦面物理狀態和溫度的變化，摩擦因數會有較大變化，在極端情況下會衰退至0.1，同時也可能會發生摩擦片與制動面粘結，使摩擦因數大于0.7。圖6為鼓式制動器在不同的摩擦片與制動鼓的摩擦因數和制動輪缸壓力下制動效能的CAE分析結果。可知：

a.在相同的制動壓力下，鼓式制動器的制動效能隨著摩擦因數的增大而增大，在摩擦因數為0.6時開始急劇增大；

b.相同摩擦因數下，鼓式制動器的制動效能隨著制動壓力的增大而增大；

c.制動壓力為8 MPa與12 MPa，摩擦因數增大至0.8時，有限元計算模型已經無法收斂。這是因為在大制動壓力和大摩擦因數下，鼓式制動器發生自鎖，無法轉動。

因此，鼓式制動器的制動效能與摩擦因數和制動壓力極其相關，制動效能的大小與穩定性存在矛盾，效能高時穩定性較差，效能低時穩定性較好。制動器效能的穩定性是制動安全性能的重要指標。盤式制動器的制動效能最穩定，始終等于2倍的摩擦因數。因此在鼓式制動器的設計中，應控制摩擦副的摩擦因數，使其在工作制動壓力范圍內的制動效能較穩定，且效能較高。由此建議，鼓式制動器摩擦副的摩擦因數不應高于0.6。

圖6　不同制動壓力和摩擦因數下制動效能的CAE分析結果

4.4 CAE“形心法”考核制動效能水平

在鼓式制動器的制動效能測試試驗中，利用不同工作狀態下摩擦副的摩擦因數不同，加載不同的制動壓力，得到其制動效能，進而考核設計的制動效能水平。該方法僅限于鼓式制動器開發的中后期，有產品樣件之后才能進行測試試驗。而在現今開發設計的前期，鼓式制動器的設計廠商依舊僅通過經驗公式，算出該設計大致的制動效能值，與最終試驗結果相差較大，對前期設計指導不夠。

在得出的制動效能CAE結果圖中，可以利用“形心法”預測設計的制動效能水平，如圖7所示?！靶涡姆ā本褪菍⒐氖街苿悠髟谄涔ぷ鞣秶鷥戎苿有芊植紙D形的形心所對應的制動效能值作為考核鼓式制動器效能水平的指標。

圖7　某車型鼓式制動器“形心法”計算制動效能示意

圖7所示的陰影部分，摩擦因數0.25～0.55，制動壓力1～5MPa為大部分鼓式制動器的工作范圍。通過公式擬合，可得制動壓力在10 MPa與5MPa時制動效能與摩擦因數的關系式：

通過積分求解出陰影形狀的形心位置，其對應的制動效能值為1.9。

制動效能測試試驗結果如表1所列。6個試驗樣本在不同制動工況下的平均值為2.1，CAE“形心法”的計算值與試驗平均值的誤差在10%以內。

表1　制動效能試驗與CAE“形心法”結果對比

由于制動效能測試試驗的樣本數較少，影響制動效能因子的變化不連續，因而不能全面捕捉鼓式制動器在工作范圍內制動效能變化的情況。通過有限元方法計算制動效能，可以更加全面的獲得制動效能在不同工況下的分布情況。因此，利用CAE“形心法”考核制動效能水平，不僅可以使得在鼓式制動器設計的前期就能控制制動效能水平，而且比試驗更全面、更可靠。

5 結束語

a.通過鼓式制動器制動鼓變形的有限元集成分析結果與試驗的多次對比，CAE計算結果與試驗結果一致性較好，該有限元模型比較準確地反映了制動鼓裝配結構并預測受力狀態。

b.不同制動壓力下，鼓式制動器同一蹄片的接觸壓力分布狀態不同；相同制動壓力下，領蹄和從蹄的接觸壓力分布狀態不同；隨著制動壓力的增大，領蹄的最大壓力分布區域逐漸下移，從蹄則相反。

c.鼓式制動器的制動效能與摩擦因數和制動壓力極其相關，效能高時穩定性較差，效能低時穩定性較好。建議鼓式制動器摩擦副的摩擦因數不應高于0.6。

d.利用CAE“形心法”考核制動效能水平，不僅可以使得在鼓式制動器設計的前期就能控制制動效能水平，而且比試驗更全面、更可靠。

1 Hohmann C，Schiffner K.Contact Analysis for Drum Brakes and Disk Brakes Using ADINA.Computers and Structures，1999，72.

2 Charles L Penninger，Richard A SwiR.Disc Brake Lining Shape Optimization by Multibody Dynamic Analysis.SAE paper2004-01-0725.

3毛智東，王學林.鼓式制動器接觸分析.華中科技大學學報（自然科學版），2002（30）：71～73.

4龔洪.影響制動器性能因素及設計方法探討.汽車科技，2003（5）：20～22.

5管欣，申軍烽，等.鼓式制動器相關參數對其制動效能的影響.科學技術與工程，2009，9（4）：940～942.

6馬迅，尹長城.基于ANSYS+Workbench的鼓式制動器的接觸分析.湖北汽車工業學院學報，2010，24（3）：1～4.

7陳灝.踏板式摩托車鼓式后制動器的結構優化設計及仿真：［學位論文］.天津：天津大學，2011.

（責任編輯晨曦）

修改稿收到日期為2016年6月1日。

Drum Brake Performance Evaluation Based on Finite Element M ethod

Yin Miaojing，Li Jinhong，Ma Lujuan，Ma Hongqi
（Pan Asia Technical Automotive Center Co.，Ltd.，Shanghai201201）

【Abstract】This papermodels drum brake of a car by finite elementmethod.Firstly，finite element analysis result is benchmarked with the test result to verify the accuracy ofmodel.Secondly，pressure distribution calculation of the friction lining at different brake pressures is performed，and it is concluded that the pressure distribution of the friction lining is strongly correlated with brake pressure.Finally，the effect of friction coefficient and brake pressure on braking efficiency is studied.CAE Centroid method is proposed to evaluate braking efficiency level，its error when compared with the test results is less than 10 percent，and it ismore reliable and comprehensive.

Drum brake，Brake drum，Braking efficiency

U463.511

A

1000-3703（2016）08-0023-04