全盤式機械制動器導向槽結構改進與分析

（內蒙古第一機械集團有限公司，包頭 014000）

0 引言

全盤式機械制動器通過隨軸旋轉的動盤與固定于車輛框架上的定盤之間的摩擦產生制動力矩，如圖1所示。動盤與定盤之間的接合與分離需要通過定盤的軸向移動完成，這就要求定盤有受控的軸向自由度和固定的周向旋轉自由度。本研究涉及一種重型車用全盤式機械制動器，由兩對動盤與定盤分別構成兩對摩擦副，動盤為兩個軸向位置相對固定的制動盤，定盤分別為與車輛框架固定的聯接盤和與聯接盤通過導向槽連接的移動盤。制動器工作時，移動盤受外力推動遠離聯接盤，在兩個制動盤內側脹緊、擠壓兩對摩擦片，產生制動力矩。此時，聯接盤上承受的摩擦力矩通過連接螺栓直接傳遞到車輛框架；移動盤上承受的力矩則通過導向槽傳遞到聯接盤。傳統的導向槽采用了與矩形花鍵類似的結構，為軸向均布的八對矩形齒與槽，二者在側面形成間隙配合。實驗發現，該導向結構工作較為可靠度，但也有磨損、生熱嚴重的問題。

圖1 全盤式機械制動器原理

重型車輛長期在惡劣工況下工作，不合理的接觸形式可能造成大顆粒卡滯，阻礙結合與分離動作；聯接盤和移動盤工作時處于相對滑動摩擦狀態，不合理的受力狀態、接觸形式可能引起局部過熱、磨損加劇甚至燒結。為了進一步提高產品的可靠度與工作品質，本研究使用有限元方法對導向槽的受力工況做了模擬；對導向槽結構進行了改進，與原始導向槽進行了對比分析，論證了新結構的優越性。

1 矩形導向結構應力分析

聯接盤與移動盤通過八個周向均布的矩形導向槽連接，由于八個導向槽的受力情況相同，故分割1/8部分作為仿真模型，如圖2所示。

圖2 聯接盤與移動盤（左圖為整體，右圖為1/8部分）

原始設計中，矩形導向槽處為間隙配合，間隙值范圍為：0.55mm～0.68mm（槽寬齒寬）。對間隙值間隔取值建模，間隙值分別為0.55mm、0.615mm、0.68mm。

矩形導向槽在間隙存在的情況下工作必然導致線（棱邊）與面（槽側面）的接觸，從而產生局部高應力，如圖3所示。齒與槽側面接觸夾角α與槽寬b、間隙值d的關系可以用式(1)描述。

圖3 間隙值與接觸夾角的關系

夾角存在時，在絕對剛體的假設前提下，實際接觸副是“線-面”接觸，隨著棱邊磨鈍，接觸長度（a）增大，接觸區域面積增大，對接觸應力產生緩解作用。表面接觸應力均值σave與接觸區域長度的關系如式(2)所示，0.5mm～50mm的接觸寬度范圍內的接觸應力如圖4所示。

F為正壓力，按照15000N·m的制動力矩換算，取11160N；l為齒寬。

圖4 接觸長度與接觸應力的關系

由圖4可知：

1）越小的接觸長度將導致越大的接觸應力，在0.5mm的接觸長度下已經逼近1GPa；

2）在較小的接觸長度（5mm以內）下，由齒、槽間隙決定的“線-面”接觸將導致接近1GPa的表面接觸應力值；

3）在棱邊磨鈍初期，接觸應力值隨接觸長度變化幅度較大，接觸應力對磨損狀態敏感，極易造成各槽、齒表面不均等磨損甚至壓潰。

2 矩形、扇形導向結構對比分析

鑒于矩形導向槽的間隙敏感性，考慮以扇形導向槽代替。扇形導向槽（帶間隙）在發生偏轉時，理論上仍保持面與面的接觸，在相同的外部載荷作用下可以減小局部應力。扇形導向槽橫截面如圖5所示。

圖5 扇形導向槽（左）與矩形導向槽（右）橫截面對比

2.1 仿真前處理

從幾何接觸形式上看，扇形導向結構中槽、齒接觸為面接觸，理論上將有效緩解接觸應力，為了量化地掌握扇形導向槽的接觸應力緩解能力，使用ANSYS軟件進行了穩態結構分析。關鍵計算環境設置項如下：

1）材料選擇：選擇結構鋼設置兩零件。

2）網格劃分：對接觸面進行網格細化，其余按照默認的精網格密度劃分，如圖6所示。

圖6 網格劃分

3）接觸設置：為了得到無透穿的高精度計算結果，將接觸行為設置為對稱行為（Symmetric），選擇增廣Lagrange（Augemented Lagrange）算法。

4）邊界條件：如圖7所示。按照聯接盤在車輛框架上的固定位置設置固定約束（Fixed）；在移動盤的內圓柱表面設置圓柱副（Cylindrical support），并釋放切向自由度；在移動盤的斷面處施加9868N的推力（Force），大小按照制動力矩（15000N·m）與結構尺寸換算。

圖7 邊界條件

5）進行0.1s的穩態結構分析（Static Structural），迭代步數20～100子步。

2.2 仿真結果

仿真結果主要關注兩個項目：

1）導向槽側面的接觸應力（Pressure）。接觸應力直接反應了相同外力作用下，接觸表面的受力情況，過大的接觸應力易導致局部磨損、壓潰。

2）聯接盤、移動盤的結構應力（Equivalent Stress）。表面接觸形式的差異決定了齒、槽間相互作用力的作用點、分布狀態不同，最終導致結構應力狀態的差異。

為了討論齒側間隙值對上述分析結果的影響，和發現一般性規律，上述兩個項目均在0.68mm、0.615mm、0.55mm三個間隙狀態下進行。

矩形、扇形導向槽接觸壓力對照結果如表1所示。

1）橫向對比矩形、扇形導向槽側面接觸壓力可以看出：在各種間隙狀態下，扇形導向槽都獲得了較均勻的壓力分布，且多數區域的峰值壓力都低于矩形導向槽；

2）縱向對比不同間隙狀態下槽側面接觸壓力可以看出：表面接觸壓力不因間隙值變化呈明顯規律性，矩形導向槽的壓力峰值波動幅度較扇形導向槽更大。

表1 矩形、扇形導向槽接觸壓力對比

矩形、扇形導向槽結構應力對照結果如表2所示。

1）橫向對比矩形、扇形導向槽結構應力可以看出：矩形導向槽上應力自接觸棱邊向周邊擴散，扇形導向槽則較均勻地分布在接觸面上。在各種間隙狀態下，扇形導向槽都較好地緩解了應力集中，結構峰值應力甚至在矩形導向槽的0.5倍以下；

表2 矩形、扇形導向槽結構應力對比

2）縱向對比不同間隙狀態下導向槽結構應力可以看出：結構應力不因間隙值變化呈明顯規律性，矩形導向槽的應力峰值波動幅度較扇形導向槽更大。

3 結語

改進后的扇形導向結構將矩形導向結構的“線、面接觸”改變為“面、面”接觸，有效地改善了接觸壓力分布的均勻性；同時，由于避免了從面到線的降維接觸，齒、槽間相互作用力的分布狀態得以均勻化調整，結構的應力集中現象也得到了很好的緩解。