基于有限元分析法的液壓制動鉗耐壓性能仿真

佘 祥 范偉軍 張 章 於康杰 傅 樂

（中國計量大學，杭州 310018）

隨著汽車行業的快速發展，人們生活水平的提高，對汽車安全性能要求越來越高。制動鉗是汽車制動系統的重要組成部件之一。在盤式制動系統中，制動鉗活塞推動摩擦片擠壓制動盤產生制動力矩。如果制動鉗質量不合格，會使制動效果降低，甚至產生交通事故。其中制動鉗耐壓性能是一項重要安全指標，但目前的檢測手段較為落后，多為傳統儀表檢測，自動化程度低[1]。仿真試驗是利用軟件模擬真實試驗環境，對試驗對象進行模擬測試，獲得的數據可以為后期試驗和結構改進提供理論依據[2-4]。本文利用有限元分析法對制動鉗進行耐壓仿真試驗。

1 制動卡鉗的結構特點和工作狀態分析

制動卡鉗主要分為定鉗式和浮鉗式兩種[5]。浮鉗式應用更加廣泛，本文主要針對浮鉗式制動鉗進行研究。浮鉗式制動鉗結構如圖1所示。

圖1 浮鉗式盤式制動鉗

浮鉗盤式制動鉗主要有制動鉗體、活塞、摩擦塊、導向銷、制動盤等五部分構成，制動鉗體可以沿著導向銷相對車橋移動。定鉗式制動鉗沒有導向銷，不可以相對車橋移動。制動開始時，制動液從進油口進入活塞腔體，腔體內液體壓強增大推動活塞擠壓制動盤，活塞上的摩擦片與制動盤摩擦產生制動力矩。制動結束時，活塞腔體液壓下降，在回位彈簧作用下活塞回位，摩擦片與制動盤脫離，制動結束。

在整個制動過程中，為保證有足夠的制動力，制動鉗活塞腔體里液體始終處于高壓狀態。所以，為保證制動鉗有足夠的耐壓強度，必須對制動鉗按照國家標準所規定的耐壓破壞指標進行檢測。

2 制動鉗有限元仿真

有限元分析是將有待分析的復雜模型劃分成微觀的子結構單元，對各個子結構單元進行受力分析和數值求解，將各個子結構單元的求解結果進行力學迭代，得到復雜模型的力學特性。本課題采用ANSYS Workbench軟件對制動鉗進行耐壓破壞強度仿真分析。基于制動鉗工作狀態的分析，制動鉗承受高壓的部分主要是制動鉗腔體和活塞，因此本次仿真主要針對上述兩種零件進行線性結構靜力學分析。

2.1 構建3D仿真模型

利用SolidWorks對制動鉗的活塞和鉗體進行3D建模，導入ANSYS Workbench中進行有限元耐壓仿真，為防止倒角和螺紋等無關實際結構特性的細小特征在計算機仿真過程中出現應力集中現象，在Workbench DM中將其去除；對有缺陷的面進行縫合，使其滿足仿真要求。表1為試驗所用的制動鉗與活塞材料特性。

表1 制動鉗體與活塞材料特性

在仿真試驗中，根據表1在Workbench Engineering Data中對材料屬性進行添加和定義，并構建的仿真模型，如圖2所示。

圖2 制動鉗體與活塞仿真模型

2.2 網格劃分

有限元分析的實質是將復雜模型劃分為微觀子結構單元進行受力分析和數值求解，需要對3D模型進行網格化處理。首先利用虛擬拓撲工具對鉗體和活塞進行處理，忽略不重要的細節，優化網格劃分。鉗體結構復雜采用四面體網格劃分，可以自動、快速地細化復雜區域的網絡?；钊Y構規則，采用六面體為主的網格劃分。制動鉗鉗體與活塞的網格劃分如圖3所示。

圖3 制動鉗體與活塞網格劃分模型

網格劃分質量評定方法之一是Skewness（偏斜），其值位于0和1之間，數值越小越好。本次仿真中Skewness顯示平均值為0.376，劃分質量較好。

接觸設置中不分離接觸設置的接觸面之間無法進行法向分離，但可以在切向進行無摩擦滑動。在制動過程中，制動液壓力作用活塞滑動壓緊摩擦片與制動盤摩擦產生制動力，在這個過程中接觸面始終接觸，因此將接觸類型設置為no separation（不分離接觸）。制動鉗體與活塞不分離接觸設置如圖4所示。

2.3 約束分析及載荷添加

為在仿真中添加準確的載荷，對制動形成后活塞和制動鉗受力分析。制動鉗體和活塞的受力分析簡圖如圖5所示。

圖5 制動鉗體與活塞受力分析簡圖

圖4 不分離接觸設置

如圖5所示，制動鉗鉗體油缸內壁和活塞制動時都受到制動液的壓力，分別是F1、F2、F3和F4。對應的壓強相等，即P1=P2=P3=P4?；钊€受到制動盤反作用到活塞的反作用力F5，制動鉗體還受到反作用力F6。在浮鉗式制動鉗制動過程中，制動鉗體可以沿著導向銷軸向（Z軸）滑動，所以仿真中只保留Z軸方向的自由度。制動形成后，活塞相對制動鉗體靜止，所以此時限制所有方向的自由度。

根據以上分析，在制動鉗油缸內壁和活塞上添加均勻分布的壓力載荷。仿真中先添加制動鉗正常工作壓強12MPa，然后基于汽車制動行業標準《液壓制動鉗總成性能要求及臺架試驗方法》（QC/T 592-2013）中耐壓破壞測試要求中規定，添加最大破壞壓力35MPa載荷進行仿真。載荷和約束添加示意圖如圖6所示。

圖6 載荷與約束添加示意圖

3 仿真結果

3.1 正常工作壓力下結果分析

通過ANSYS Workbench對鉗體與活塞進行有限元分析，得到鉗體與活塞的應力云圖和應變云圖分別如圖7、圖8所示，得出在正常12MPa工作壓力下，制動鉗體與活塞最大應力與應變如表2所示。

表2 工作壓力下制動鉗體和活塞最大應力與應變

由表2可知，制動鉗體最大應力為238.56MPa，出現在制動鉗體底部倒角部位，此部位由于制動鉗體形狀發生變化，因此較易發生應力集中?；钊畲髴?64.71MPa，出現在活塞底部中間部位。查閱相關表格可得制動鉗體與活塞材料屈服強度與抗拉強度，來校核應力是否在允許范圍內，材料性能如表3所示。

表3 制動鉗體與活塞力學性能

由表3可知，通過比較鉗體與活塞所受到的應力，它們均小于其材料的屈服強度，所以此制動鉗模型在正常工作情況下滿足強度要求。制動鉗體與活塞最大應變量分別為0.05mm和0.04mm，應變量大小可忽略不計，不影響汽車在行駛過程中行車制動。

3.2 最大過載壓力下結果分析

上述仿真驗證了該制動鉗模型滿足在正常工作壓力下強度需求，現對其施加汽車行業標準QC/T 592-2013規定的35MPa壓力進行仿真試驗。仿真結果應力云圖與應變云圖如圖9、圖10所示。讀取仿真應力云圖與應變云圖得出鉗體和活塞最大應力與應變如表4所示。

圖7 工作壓力下制動鉗體與活塞應力云圖

圖8 正常工作壓力下制動鉗體與活塞應變云圖

表4 耐壓破壞下制動鉗體和活塞最大應力與應變

根據表4可知，制動鉗體最大應力為543.94MPa，其最大應變量為0.15mm?；钊畲髴?81.04MPa，其最大應變量為0.13mm。通過對比表2可知，制動鉗體與活塞最大應力均超過材料允許強度，其應變也相對在正常工作壓力下應變大小高出2倍。因此，在最大破壞壓力情況下，制動鉗體與活塞均可能出現不同程度的損壞。

圖9 最大破壞壓力下制動鉗體與活塞應力云圖

圖10 最大破壞壓力下制動鉗體與活塞應變云圖

通過以上對鉗體與活塞進行的最大壓力破壞仿真試驗，人們從試驗結果可以發現，制動鉗體薄弱環節主要分布在制動鉗底部周圍倒角處，造成此處應力較大的可能原因為出現了應力集中；活塞的薄弱環節主要分布在活塞底部中心部位?？紤]到制動鉗生產工藝與成本，在制動鉗模型設計時適當增加制動鉗薄弱部位鉗體厚度，避免在制動鉗關鍵受力部位出現尖銳轉角，對提高制動鉗正常工作安全與使用壽命有很大的幫助。

4 結語

本文運用有限元分析法，借助ANSYS Workbench軟件對液壓制動鉗進行耐壓性能仿真分析。仿真結果顯示，制動鉗鉗體底部倒角部位為薄弱環節，可能由于應力集中而應力較大?；钊谋∪醐h節為底部圓面中心部位。在正常工作載荷12MPa作用下，制動鉗不會損壞，但在過載載荷35MPa作用下會出現不同程度損壞。本文利用軟件仿真給出的應力云圖、應變云圖。制動鉗活塞和鉗體的應力分布清晰，仿真結果可作為試驗測試和結構改進的理論依據。