基于ANSYS Workbench軟件的汽車盤式制動器輕量化研究*

□ 華逢志 □ 王東方 □ 繆小冬 □ 洪 濤

南京工業(yè)大學(xué) 機械與動力工程學(xué)院 南京 211800

1 研究背景

目前,國內(nèi)外大力提倡節(jié)約能源和保護環(huán)境的生活、生產(chǎn)方式,汽車輕量化技術(shù)是汽車行業(yè)發(fā)展的一個主流方向。研究結(jié)果表明,如果使一輛轎車的質(zhì)量減輕10%,那么它的經(jīng)濟性將提高3%～4%,與此同時,汽車的廢氣排放量會相應(yīng)降低,從而減輕對環(huán)境的污染[1]。汽車制動器是汽車制動系統(tǒng)的重要組成部分,在汽車的安全行駛過程中扮演重要角色,其性能優(yōu)劣直接影響汽車的整體安全性能。汽車制動器主要分為盤式制動器和鼓式制動器。盤式制動器由于具有散熱性佳、反應(yīng)靈敏、制動力線性等優(yōu)點,逐漸受到國內(nèi)外汽車制造商的青睞,被廣泛應(yīng)用于汽車制動系統(tǒng)中。可見,對汽車盤式制動器進行輕量化設(shè)計,具有十分重要的意義。

汽車輕量化的關(guān)鍵在于底盤零部件的鋁合金化。鋁合金材料是目前車用金屬材料中密度較低的輕金屬材料,約為鋼鐵的1/3。鋁合金材料來源廣泛,因而成為汽車輕量化、提高節(jié)能性和環(huán)保性的首選材料。以鋁代鋼是當(dāng)前汽車輕量化的重要途徑[2]。鋁具有良好的導(dǎo)電、導(dǎo)熱性能,通過鑄造、鍛造和沖壓工藝,可以將鋁合金制造成各種汽車零部件[3]。采用全鋁車身的福特新車型,車身質(zhì)量相比金牛座減輕了52.7%，并提高了燃油經(jīng)濟性[4]。本田Insight的底盤燃料油箱、前懸臂、前制動鉗、后輪鼓式制動器等大部分零部件都采用了鋁合金[5]。

筆者以小型轎車前輪盤式制動器為研究對象,根據(jù)尺寸參數(shù)應(yīng)用CATIA軟件建立制動器主要零部件的三維模型,并在ANSYS Workbench軟件中建立制動器鉗體和支架的有限元模型,進行靜力結(jié)構(gòu)分析,得到應(yīng)力云圖和位移云圖。分析結(jié)果表明,所建立的模型滿足剛度和強度要求,并且存在優(yōu)化的空間。將鉗體材料更換為低密度、高強度的鑄造鋁合金,再次進行靜力結(jié)構(gòu)分析,結(jié)果表明最大應(yīng)力和最大位移沒有超過允許值,并且鉗體質(zhì)量減輕為原來的37%,達到了輕量化的目的。對鉗體和支架進行模態(tài)分析[6-7],結(jié)果表明優(yōu)化后鉗體的模態(tài)頻率有很大提高,降低了制動系統(tǒng)共振的可能性。

2 盤式制動器工作原理

根據(jù)不同的結(jié)構(gòu)形式,汽車制動器分為鼓式和盤式兩種類型。盤式制動器具有水穩(wěn)性好、反應(yīng)靈敏、散熱性好、結(jié)構(gòu)緊湊等諸多優(yōu)點,越來越受到人們的青睞[8-10]。目前,國內(nèi)80%乘用車制動系統(tǒng)安裝盤式制動器。在國外,各級轎車、客車、貨車等已廣泛采用盤式制動器作為主要的制動裝置[11]。

汽車制動過程中,駕駛員向制動踏板施加一個力。這個力經(jīng)真空助力泵放大后,在主缸內(nèi)形成油壓,使制動管道內(nèi)的油液壓力升高。在盤式制動器鉗體油缸內(nèi),油液壓力P1推動活塞做軸向運動,同時帶動內(nèi)側(cè)制動塊逐漸壓緊制動盤。與此同時,油液壓力向鉗體施加一個反向作用力P2。在P2的作用下,鉗體沿與支架相連接的導(dǎo)向銷運動,同時帶動外側(cè)制動塊壓向摩擦盤,直至兩側(cè)摩擦片受力達到平衡[12],從而實現(xiàn)車輪制動。當(dāng)不需要制動時,駕駛員松開制動踏板,油液壓力逐漸消失,安裝在鉗體油缸和活塞密封槽內(nèi)部的密封圈需要回位。在回位力的作用下,活塞和摩擦片回至原來位置,使制動解除。盤式制動器工作原理如圖1所示。

▲圖1 盤式制動器工作原理

3 分析流程

ANSYS Worbench是ANSYS公司在2009年推出的一款計算機輔助力學(xué)分析軟件,通過項目流程圖的方式將各種數(shù)值模擬方法集成至同一個平臺,從而實現(xiàn)不同軟件之間的無縫連接。在軟件中，每一個分析模塊的界面相互獨立,可以通過互聯(lián)的方式實現(xiàn)數(shù)據(jù)共享[13]。ANSYS Workbench軟件分析的基本流程為初步確定、前處理、求解、后處理,如圖2所示。

▲圖2 ANSYS Workbench軟件分析流程

4 有限元建模

4.1 網(wǎng)格劃分

在汽車制動過程中,鉗體和支架是主要的受力機構(gòu),對兩者進行應(yīng)力、應(yīng)變分析具有十分重要的意義。由于鉗體和支架結(jié)構(gòu)復(fù)雜、圓角多,為縮短軟件計算時間,在三維模型中刪除不必要的小孔和圓角,將簡化后的模型保存為.stp格式文件,載入ANSYS Workbench軟件進行網(wǎng)格劃分。對鉗體和支架模型采用自動網(wǎng)格劃分方法[14],網(wǎng)格相關(guān)度取100,相關(guān)度中心取fine,網(wǎng)格尺寸取2 mm。網(wǎng)格檢查準(zhǔn)則選擇網(wǎng)格傾斜度,其值位于0～1之間,代表網(wǎng)格質(zhì)量高低。盤式制動器鉗體和支架有限元模型的網(wǎng)格參數(shù)見表1,鉗體和支架有限元模型的網(wǎng)格傾斜度均值為0.2左右,說明網(wǎng)格質(zhì)量比較好。鉗體和支架的有限元模型分別如圖3、圖4所示。

表1 有限元模型網(wǎng)格參數(shù)

4.2 約束與載荷

鉗體主要受到三方面力:鉗體油缸內(nèi)部壓力油液對鉗體內(nèi)壁的壓力、鉗體鉗爪部位與外側(cè)制動塊接觸平面上受到來自摩擦盤的反作用力、鉗體和支架連接螺栓孔處鉗體受到的支架作用力。對鉗體添加約束時,根據(jù)實際工況,當(dāng)制動力達到平衡時,外側(cè)制動塊貼合在制動盤上,將鉗爪與外側(cè)制動塊相連的平面固定約束。鉗體只在與支架相連接的螺栓孔處做軸向運動,保留鉗體沿孔軸向的移動自由度,約束其它五個自由度。按規(guī)范要求,選擇典型工況,向鉗體內(nèi)壁施加7 MPa壓力載荷[15]。鉗體有限元模型約束與載荷如圖5所示。

▲圖3 鉗體有限元模型

▲圖4 支架有限元模型

▲圖5 鉗體有限元模型約束與載荷

支架主要受到三方面力:由制動塊傳遞的摩擦盤與摩擦片產(chǎn)生的摩擦力、支架與轉(zhuǎn)向節(jié)連接處轉(zhuǎn)向節(jié)的反作用力、支架與鉗體連接處鉗體的反作用力。根據(jù)實際工況,在支架與轉(zhuǎn)向節(jié)連接的螺栓孔處添加固定約束。在支架滑槽與制動塊接觸處,滑槽平面受到來自制動塊的壓力，摩擦片圓周摩擦力的大小決定了這一壓力的大小。根據(jù)受力分析,施加由制動塊傳遞至支架的恒定壓力[16-17]。鉗體油缸內(nèi)壓強為7 MPa,鉗體油缸內(nèi)徑為38 mm,摩擦片摩擦因數(shù)為0.33。假設(shè)摩擦力全部轉(zhuǎn)換為徑向壓力,可得內(nèi)、外側(cè)摩擦片的摩擦力F約為2 618.5 N[18]。由于內(nèi)、外側(cè)摩擦片的摩擦力分別通過內(nèi)、外側(cè)制動塊作用于支架上,因此在支架出口端與內(nèi)、外摩擦片的接觸平面上B處和C處分別加載2 618.5 N。支架有限元模型約束與載荷如圖6所示。

▲圖6 支架有限元模型約束與載荷

4.3 材料屬性

鑄造鋁合金已被廣泛用于汽車油缸、四沖程氣冷式發(fā)動機、空氣壓縮機及耐磨泵等領(lǐng)域,在小排量轎車制動器結(jié)構(gòu)設(shè)計中,也已經(jīng)有采用鑄造鋁合金對鉗體進行鑄造的案例。筆者對鑄鐵和鑄造鋁合金兩種材料的鉗體進行強度、剛度分析與對比,研究輕量化材料用于制造鉗體的可行性。有限元模型材料參數(shù)見表2。

表2 有限元模型材料參數(shù)

5 有限元分析

5.1 應(yīng)力分析

應(yīng)用ANSYS Workbench軟件對經(jīng)過前處理的有限元模型進行仿真計算和模型后處理,得到鉗體1和支架的應(yīng)力云圖,分別如圖7、圖8所示。由圖7可知,鉗體1的最大應(yīng)力出現(xiàn)在與支架相連接的螺栓孔處,最大應(yīng)力值為261.3 MPa,小于鉗體材料的屈服極限(360 MPa),滿足強度要求。由圖8可知,支架的最大應(yīng)力出現(xiàn)在外側(cè)橫梁的拐角處,最大應(yīng)力值為201.36 MPa,小于支架材料的屈服極限(360 MPa),滿足強度要求。

▲圖7 鉗體1應(yīng)力云圖

▲圖8 支架應(yīng)力云圖

5.2 位移分析

在ANSYS Workbench軟件的靜力分析后處理模塊中,可以方便地查看有限元模型各個方向的變形。鉗體1和支架的位移云圖分別如圖9、圖10所示。由圖9可知，鉗體1沿鉗體油缸軸向的最大變形產(chǎn)生于鉗體油缸表面,最大位移值為0.117 82 mm,小于鉗體1的最大位移允許值(0.3 mm)。由圖10可知,支架沿鉗體油缸徑向的最大變形產(chǎn)生于外側(cè)制動塊與支架接觸部位,最大位移值為0.199 99 mm,小于支架的最大位移允許值(0.26 mm)。

▲圖9 鉗體1位移云圖

▲圖10 支架位移云圖

5.3 輕量化分析

目前,汽車輕量化技術(shù)主要有兩方面內(nèi)容,一是通過改變零部件的結(jié)構(gòu)實現(xiàn)輕量化,二是使用輕量化材料實現(xiàn)汽車零部件輕量化[19]。筆者使用低密度、高強度的鑄造鋁合金材料對鉗體進行優(yōu)化和仿真，得到鉗體2的應(yīng)力云圖和位移云圖，分別如圖11、圖12所示。由圖11可知,鉗體2的最大應(yīng)力產(chǎn)生于與支架相連的螺栓孔處,最大應(yīng)力值為257.96 MPa,小于所選鋁合金材料的屈服極限(310 MPa),強度滿足要求。由圖12可知,鉗體2的最大變形出現(xiàn)在鉗體油缸表面處,最大位移值為0.255 22 mm,小于鉗體2的最大位移允許值(0.3 mm),滿足要求。與此同時,鉗體2的質(zhì)量減輕至鉗體1的37%。

▲圖11 鉗體2應(yīng)力云圖

▲圖12 鉗體2位移云圖

6 模態(tài)分析

模態(tài)分析時,不需要施加任何載荷、非零位移約束及速度邊界條件。在ANSYS Workbench軟件中查看分析結(jié)果時,可以選擇某一頻率查看振型,也可以方便地以動畫形式查看模型在頻率段內(nèi)發(fā)生振動變形的整個過程。振型可以幫助了解結(jié)構(gòu)振動,但不代表真實位移[20]。

定義材料屬性,鉗體1使用鑄鐵材料,鉗體2使用鑄造鋁合金材料,支架使用鑄鐵材料。網(wǎng)格劃分方式選擇自動網(wǎng)格劃分。對鉗體不加約束,根據(jù)實際工況,由于支架固定在轉(zhuǎn)向節(jié)上,因此在支架和轉(zhuǎn)向節(jié)連接的螺栓孔處采用固定約束。由于模型前六階模態(tài)表示剛體自由運動,頻率值接近零,而高階模態(tài)不容易被激勵,因此取七至十六階模態(tài)進行分析。有限元模型的固有頻率見表3。由表3可知,優(yōu)化前,鉗體1的七階頻率與支架的八階頻率相近,容易產(chǎn)生共振;優(yōu)化后,鉗體2的各階頻率相比鉗體1均有較大提高,避開了與支架產(chǎn)生共振的頻率區(qū)間。

表3 有限元模型固有頻率 Hz

7 結(jié)束語

筆者在CATIA軟件中建立汽車盤式制動器主要部件的三維模型,應(yīng)用ANSYS Workbench軟件建立鉗體和支架的有限元模型,并對其進行靜力結(jié)構(gòu)分析,結(jié)果顯示剛度、強度均滿足要求,并且存在優(yōu)化空間。

對鉗體采用鑄造鋁合金材料進行輕量化優(yōu)化,分析結(jié)果表明,鉗體所受的最大應(yīng)力位于與支架相連接的螺栓孔處,最大應(yīng)力值為257.96 MPa,小于材料的屈服極限(310 MPa);鉗體的最大變形產(chǎn)生于鉗體油缸處,最大位移值為0.255 22 mm,小于最大位移允許值(0.3 mm),滿足要求。與此同時,鉗體的質(zhì)量減輕至原來的37%。

對鉗體和支架進行模態(tài)分析。優(yōu)化前,鉗體1的七階頻率與支架的八階頻率相近,容易產(chǎn)生共振。優(yōu)化后,鉗體2的各階頻率相比鉗體1均有較大提高,避開了與支架產(chǎn)生共振的頻率區(qū)間,滿足要求。