基于ANSYS汽車鼓式制動器的有限元分析

佟廷友

（江蘇安全技術職業學院，江蘇徐州221000）

基于ANSYS汽車鼓式制動器的有限元分析

佟廷友

（江蘇安全技術職業學院，江蘇徐州221000）

制動器是制動系統中最重要的組成部分之一，它是產生制動力矩的部件，建立某汽車鼓式制動器三維實體模型，基于ANSYS對制動器進行考慮摩擦因素的接觸分析，分析緊急制動工況下鼓式制動器的接觸應力和變形，并進行結構參數優化。

鼓式制動器；ANSYS；接觸分析

鼓式制動器是利用制動蹄片擠壓制動鼓而獲得制動力的，可分為內張式和外束式兩種內張鼓式制動器是以制動鼓的內圓柱面為工作表面，在現代汽車上廣泛使用，它的制動蹄塊位于制動輪內側，在剎車的時候位于制動鼓內的制動蹄塊在一端受到促動力時，可繞其另一端的支點向外轉動，壓靠在制動鼓內圓而上，產生摩擦力矩，達到剎車的目的。

鼓式制動器一般包含以下幾個裝置：促動凸輪、制動蹄、摩擦片和制動鼓，這種制動器結構緊湊，密封容易，可用于安裝空間受限制的場合。鼓式制動器按制動蹄的受力情況不同，可分為領從蹄式、雙領蹄式、雙從蹄式、自增力式等類型，領從蹄式制動器制動效能比較穩定，結構簡單可靠，便于安裝，廣泛用作貨車的前、后輪制動器和轎車的后輪制動器。

鼓式制動器的制動力穩定性差，在不同路面上制動力變化很大，不易于掌控。制動塊和輪鼓在高溫影響下較易發生極為復雜的變形，容易產生制動衰退和振抖現象，引起制動效率下降[1]。汽車高速行駛，汽車制動系統是最重要的安全裝置，很多交通事故產生的主要原因都和制動系統有關。因此對制動制動器進行深入研究具有十分重要的意義，本文以某汽車鼓式制動器進行了接觸分析并進行結構參數優化得到了良好的接觸形態。

1 有限元模型的建立

1.1 建立幾何模型

為縮短建模以及結果求解的時間，突出主要的問題，在建立制動器的幾何模型時，對模型進行適當的簡化：忽略實體模型中的凸臺、小孔、倒角、安裝孔以及間隙檢測孔這些元素，部分工藝倒圓以倒角代替，以滿足映射網格劃分條件。在ANSYS中創建實體建模，因為ANSYS/Workbench分析時對象是裝配體，因而需要把各個零件組裝成一個完整的裝配體[2]，如圖1所示。

圖1 ANSYS/Workbench的制動器模型

1.2 定義材料屬性

鼓式制動器是由制動鼓、制動蹄以及摩擦片組成，需要定義的各部分材料物理參數如表1所示。

表1 制動器各零件材料的屬性定義

1.3 創建約束與接觸設置

摩擦片是通過多個鉚釘鉚接在制動蹄上面的，因而定義制動蹄與摩擦片內表面的接觸類型為粘結，即不允許面之間有相對滑動或分離。對于摩擦片外表面與制動鼓內表面，定義其接觸類型為有摩擦，在這種情況下，在發生相對滑動之前，兩接觸面可以通過接觸區域傳遞一定數量的剪應力，取兩個面之間的摩擦因子為0.3.并根據定義目標面和接觸面的基本原則[3]，綜合考慮選取制動鼓內表面為目標面，摩擦片摩擦面為接觸面

在模擬制動器工作時，選取制動蹄銷孔內圓面為約束目標，只定義一個繞軸線轉動的自由度，其他轉動與位移自由度都為零；同時選取制動鼓的內圓面為約束目標，定義一個繞軸線轉動的自由度，其他轉動與位移自由度也都為零。

1.4 網格的劃分

利用ANSYS/Workbench軟件自動劃分網格功能，根據零件幾何形狀自動匹配合適的網格類型，反復修改網格尺寸以得到較精確的分析結果[4]。最終，確定網格的尺寸為3 mm，這樣劃出的網格較為規整、細密。

2 等作用力仿真結果的分析

2.1 創建載荷分析步

鼓式制動器在工作時，制動鼓是轉動的，制動S凸輪的工作帶動制動蹄，摩擦片壓迫制動鼓。為了能夠更好的模擬制動過程，求解過程共分兩個載荷求解步：第一載荷步，定義制動鼓固定，對制動蹄施加凸輪促動力，模擬出制動鼓在不轉動時各個零件的位移、應力等情況。第二載荷步，定義對制動鼓施加小的轉角位移，模擬摩擦制動時的情況，求解出此時各零件的位移、應力等情況。

2.2 等作用力下第一載荷步結果

按照實際作用力的方向對兩制動蹄分別施加12 KN的作用力，模擬制動蹄在凸輪作用下的張開過程。如圖2，為載荷施加效果。

圖2 作用力作用在制動蹄

對制動蹄施加等作用力的仿真結果如下：

制動蹄如圖3，制動蹄在第一載荷步中的位移，其變形區域也集中在兩蹄靠近凸輪的上半部分，制動蹄的下半部分幾乎沒有位移形變，最大形變出現在制動蹄的頂端部位。

圖3 第一載荷步制動蹄位移

如圖4，為第一載荷步下制動蹄應力圖，高應力區出現在兩制動蹄靠近凸輪端環面。應力最大值為125.54 MPa，小于制動蹄材料的屈服強度。

圖4 第一載荷步制動蹄應力

（3）接觸壓力

圖5為第一載荷步后，接觸壓力分布情況，由于兩制動蹄受到的作用力相等，方向相反，所以可以知道兩邊摩擦片上的壓力分布相似，接觸壓力主要發生在襯片靠近凸輪端，腰部襯片基本上未參與接觸。最大壓力發生在靠近凸輪端的頂部，大小為56.53 MPa.

圖5 第一載荷步接觸壓力分布

2.3 等作用力下第二載荷步結果

第二載荷步是在第一載荷步的基礎上對制動鼓施加微小的轉動位移，以模擬制動鼓與制動蹄的摩擦運動。

（1）制動蹄

在第二載荷步中，制動蹄的應力分布如圖6，由于制動鼓轉動過程中的增勢效應，領蹄靠近銷軸部分的應力明顯增大，最大值達到了118.87 MPa，而從蹄靠近銷軸端部分則由于減勢效應，應力明顯下降。

圖6 第二載荷步制動蹄應力

（2）接觸壓力

圖7為第二載荷步后，接觸壓力分布情況，最大接觸應力為60.097 MPa，出現在領蹄靠近凸輪一側，在增勢效應的作用下領蹄與制動鼓的貼合程度遠比從蹄要好。接觸壓力的分布與參考文獻[5]中接觸壓力分布規律基本一致。

圖7 第二載荷步接觸壓力分布

3 實際促動力下載荷步仿真結果

提取各接觸單元的單元摩擦力及單元面積，通過計算得到領蹄、從蹄的制動力矩M1和M2分別為2578 Nm和849.6 Nm.經過運算得出在等作用力的情況下，兩制動蹄的效能因數分別為K1=1.79， K2=0.59.而制動器在實際工作時，兩制動蹄張開位移相同，所以取制動力矩相等，M=（M1+M2）/2.求得實際作用在兩制動蹄上的作用力分別為F1=7979 N，F2=24206 N.并對實際作用下制動器進行仿真。

第一載荷步中，對領蹄施加作用力7979 N，對從蹄施加作用力24206 N，第二載荷步中，對制動鼓上施加旋轉位移，其他條件不變，對模型進行求解，得到實際結果如下：

3.1 制動蹄仿真分析

圖8為實際作用力下，制動蹄的應力，其分布規律與等作用力下第二載荷步制動蹄應力分布相似最大值為131.52 MPa，結構符合強度要求。

圖8 實際作用力下制動蹄應力

3.2 接觸壓強仿真分析

圖9表示實際作用力下的接觸壓力，圖中，領蹄最大接觸壓力為40.7 MPa，于摩擦片靠近凸輪一側，而從蹄的最大接觸壓力為63.195 MPa，出現在摩擦片靠近凸輪一側端部。從蹄的最大接觸壓力是領蹄的1.5倍，且高應力集中在端部極小的區域內。這樣會導致接觸壓力在圓周上分布不均，引起制動力矩波動，一定程度上影響制動穩定性，產生噪聲；同時也會引起局部溫度過高，造成制動鼓出現龜裂。

圖9 實際作用下接觸壓強分布

4 制動器的參數優化

改變摩擦片的其實摩擦角度，分別仿真測試制動鼓與摩擦片之間接觸壓力的分布情況。

從表2可以看出，利用有限元軟件計算出來的最大接觸壓力值會隨著摩擦起始角的改變而不斷變化。當起始摩擦角θ取40°，即將摩擦片幾何對稱分布時得到的最大接觸壓力最小。

U463.51

A

1672-545X（2016）11-0237-03

2016-08-18

佟廷友（1980-），男，江蘇徐州人，在職研究生，講師，研究方向：車輛工程。