盤式制動(dòng)器的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)與仿真分析

俞鑫珂

（200093上海市 上海理工大學(xué) 機(jī)械工程學(xué)院）

0 引言

隨著汽車行駛速度的不斷提高和道路狀況的愈加復(fù)雜，為了保證車輛能夠安全行駛，汽車在制動(dòng)時(shí)需保持穩(wěn)定高效。能夠使外界對(duì)汽車施加一定的力，進(jìn)而對(duì)汽車進(jìn)行制動(dòng)的裝置稱為制動(dòng)系統(tǒng)，它由制動(dòng)器和驅(qū)動(dòng)機(jī)構(gòu)組成[1]。汽車制動(dòng)性能極大影響了車輛的安全行駛性能，隨著車速和路面復(fù)雜度的提高，迫切需要制動(dòng)性能更好的制動(dòng)器，而盤式制動(dòng)器便是其中一種。

目前，汽車整體技術(shù)正快速發(fā)展，盡管鼓式制動(dòng)器在駐車制動(dòng)方面的性能明顯優(yōu)于盤式制動(dòng)器，且成本也低于盤式制動(dòng)器，但由于熱穩(wěn)定性好等多種原因，越來越多的汽車開始逐步使用盤式制動(dòng)器[2]，使得整車性能得到了改善。

盤式制動(dòng)器目前主要有4個(gè)研究方向：散熱、抑制尖叫、輕量化和材料的優(yōu)化[3]。散熱問題主要是靠改善制動(dòng)器的結(jié)構(gòu)來解決，例如增加散熱筋的數(shù)量或是設(shè)計(jì)專門的散熱裝置。抑制制動(dòng)尖叫需要考慮到不同頻率噪聲的特點(diǎn)。盤式制動(dòng)器制動(dòng)噪聲分為3類:低頻噪聲、低頻嘯叫和高頻嘯叫。由于其產(chǎn)生原因有所不同，所以對(duì)噪聲進(jìn)行研究時(shí)，首先要利用制動(dòng)噪聲試驗(yàn)臺(tái)來進(jìn)行檢測(cè)，進(jìn)而確定噪聲發(fā)出頻率的區(qū)間，然后再根據(jù)該區(qū)間對(duì)應(yīng)的噪聲源進(jìn)行相應(yīng)的模擬仿真計(jì)算。輕量化的方法主要是從制動(dòng)器的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)和零件的材料方面來考慮。摩擦片表面溫度的高低與材料的導(dǎo)熱性能和壓力的大小有關(guān),而摩擦表面的材料傳熱性能對(duì)溫度場(chǎng)有較大影響[4]。

本文對(duì)盤式制動(dòng)器的結(jié)構(gòu)參數(shù)進(jìn)行了設(shè)計(jì)計(jì)算，并對(duì)制動(dòng)鉗及其支架進(jìn)行了靜力學(xué)分析，校核了其強(qiáng)度和剛度，而通過對(duì)制動(dòng)盤溫度場(chǎng)的仿真分析，為制動(dòng)盤的散熱優(yōu)化設(shè)計(jì)提供參考價(jià)值。

1 盤式制動(dòng)器的分類

盤式制動(dòng)器按照結(jié)構(gòu)形式可以分為鉗盤式和全盤式。它們的不同點(diǎn)在于，鉗盤式制動(dòng)器的制動(dòng)盤只有一部分區(qū)域與制動(dòng)塊接觸作為工作面積，而全盤式制動(dòng)器制動(dòng)盤的全部工作面都可跟制動(dòng)塊接觸[5]。鉗盤式制動(dòng)器按種類又可分為定鉗盤式制動(dòng)器和浮鉗盤式制動(dòng)器兩大類。

定鉗盤式制動(dòng)器，2個(gè)液壓輪缸，當(dāng)制動(dòng)液進(jìn)入兩個(gè)輪缸時(shí)，液壓力由活塞傳遞給制動(dòng)塊，使之壓到制動(dòng)盤上，產(chǎn)生摩擦力矩，從而實(shí)現(xiàn)制動(dòng)。當(dāng)制動(dòng)結(jié)束時(shí)，制動(dòng)液的壓力減少，由于摩擦力的作用，回位彈簧將兩側(cè)的活塞推離制動(dòng)盤，制動(dòng)結(jié)束。定鉗盤式制動(dòng)器的結(jié)構(gòu)如圖1所示。定鉗盤式制動(dòng)器同時(shí)存在著許多缺點(diǎn)：油缸數(shù)量較多、制動(dòng)鉗的結(jié)構(gòu)較復(fù)雜、油缸在制動(dòng)盤兩邊分布，因此，要用橫跨制動(dòng)盤的鉗內(nèi)油道或外部油管來接通，其結(jié)果是制動(dòng)鉗的規(guī)格太大，不易安裝在輪輞內(nèi)[6]，而且當(dāng)它受熱嚴(yán)重時(shí)，油缸和油道中的制動(dòng)液極易汽化，容易產(chǎn)生危險(xiǎn)[7]。

圖1 定鉗盤式制動(dòng)器Fig.1 Fixed clamp disc brake

浮鉗盤式制動(dòng)器的浮動(dòng)鉗的移動(dòng)方式有2種，即沿導(dǎo)向銷滑動(dòng)與繞支撐銷擺動(dòng)，其結(jié)構(gòu)如圖2所示。靠近制動(dòng)輪缸可以活動(dòng)的制動(dòng)塊稱為內(nèi)側(cè)制動(dòng)塊。而另一側(cè)的制動(dòng)塊則固定在外側(cè)鉗體上，稱為外側(cè)制動(dòng)塊。制動(dòng)時(shí)，活塞在制動(dòng)液的壓力下推動(dòng)內(nèi)側(cè)制動(dòng)塊壓向制動(dòng)盤，同時(shí)，由于制動(dòng)鉗是可動(dòng)的，由于反作用力，在制動(dòng)鉗體上使之向制動(dòng)輪缸的方向滑動(dòng)，同時(shí)，固定的外側(cè)制動(dòng)塊壓向制動(dòng)盤的另一側(cè)，直到兩邊的制動(dòng)塊總成受力相等為止[8]。制動(dòng)結(jié)束后，活塞外側(cè)的密封圈起回位的作用，將活塞連同制動(dòng)塊拉回原處。

圖2 浮鉗盤式制動(dòng)器Fig.2 Floating clamp disc brake

浮鉗盤式制動(dòng)器相對(duì)于定鉗盤式制動(dòng)器而言，它的尺寸較小，制動(dòng)液不易受熱汽化，并且在兼作行車和駐車制動(dòng)器時(shí)，浮鉗盤式制動(dòng)器只要配備駐車制動(dòng)的機(jī)械傳動(dòng)零件即可。因此，浮鉗盤式制動(dòng)器漸漸成為主流，逐漸淘汰了定鉗盤式制動(dòng)器。綜上所述，本次設(shè)計(jì)選用浮鉗盤式制動(dòng)器。

盤式制動(dòng)器按照驅(qū)動(dòng)方式可以分為2大類，分別是液壓盤式制動(dòng)器和氣壓盤式制動(dòng)器。由于受車輪尺寸的限制，氣壓盤式制動(dòng)器通常應(yīng)用在重型汽車上。而液壓盤式制動(dòng)器通常應(yīng)用在轎車上，這使得整車的性能、安全性以及舒適性都有所改善。故本設(shè)計(jì)選用液壓式驅(qū)動(dòng)機(jī)構(gòu)。

2 盤式制動(dòng)器主要零部件的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)

2.1 制動(dòng)盤

制動(dòng)盤在制動(dòng)時(shí)，制動(dòng)襯片作用給制動(dòng)盤有法向力和切向力，與此同時(shí)，制動(dòng)盤受熱嚴(yán)重，因此，會(huì)出現(xiàn)制動(dòng)過熱的現(xiàn)象。通常制動(dòng)盤中間鑄有徑向通風(fēng)槽，并且結(jié)構(gòu)為雙層，從而有利于散熱。本文制動(dòng)盤的材料選用珠光體灰鑄鐵HT250。

（1）制動(dòng)盤直徑D

制動(dòng)盤直徑D通常情況下盡可能選擇大一些，從而增大了制動(dòng)盤的有效半徑，進(jìn)而使得制動(dòng)鉗的夾緊力與摩擦襯塊的單位壓力和工作溫度都有所下降。由于輪輞直徑限制了制動(dòng)盤直徑，所以一般情況下，制動(dòng)盤的直徑定為輪輞直徑的70%～80%。在本次設(shè)計(jì)中，輪輞直徑為381 mm，制動(dòng)盤直徑取整為320 mm。

（2）制動(dòng)盤厚度h

一般情況下，實(shí)心制動(dòng)盤厚度是8～22 mm，而一些制動(dòng)盤帶有通風(fēng)孔道，故厚度取為22～45 mm。在本設(shè)計(jì)中選用具有通風(fēng)孔道的制動(dòng)盤，h取25 mm。

（3）摩擦襯塊外半徑R與內(nèi)半徑r

制動(dòng)盤直徑D通常是摩擦襯塊外半徑R的2倍。針對(duì)本設(shè)計(jì)相關(guān)參數(shù)，取外半徑R=154 mm，內(nèi)半徑約為r=110 mm。

（4）氣室推桿直徑

氣室推桿直徑初選12 mm。

（5）摩擦襯塊工作面積A

摩擦襯塊單位面積具有的汽車質(zhì)量在1.4～3.6 kg/cm2范圍內(nèi)選取。在本設(shè)計(jì)中，襯塊夾角θ取50°，故摩擦襯塊的工作面積取75 cm2。

2.2 制動(dòng)鉗

通常情況下，制動(dòng)鉗安裝在車軸的前部或者后部。當(dāng)在車軸前方安裝制動(dòng)鉗時(shí)，可以防止輪胎甩出來的泥水進(jìn)入制動(dòng)鉗，從而防止其生銹腐蝕；當(dāng)在車軸后部安裝制動(dòng)鉗時(shí)，制動(dòng)時(shí)輪轂軸承所承受的載荷會(huì)有所減輕。高強(qiáng)度和高剛度是制動(dòng)鉗所必備的條件，所以，制動(dòng)鉗的材料選QT550。

2.3 制動(dòng)塊

背板和摩擦襯塊組成了制動(dòng)塊，兩者緊緊粘連在一起。制動(dòng)塊面積應(yīng)該盡可能多地被活塞所壓住，防止襯塊卷角，避免產(chǎn)生尖銳的叫聲。當(dāng)襯塊磨損達(dá)到極限時(shí)，多數(shù)盤式制動(dòng)器的警報(bào)裝置便會(huì)起作用，提醒車輛更換摩擦襯片。初選摩擦片厚度為14 mm。

2.4 摩擦材料

穩(wěn)定的摩擦系數(shù)和良好的抗熱衰退性是制動(dòng)摩擦材料所必備的，應(yīng)盡量避免摩擦系數(shù)在達(dá)到某一溫度后忽然降低。摩擦材料應(yīng)具有較好的耐磨性和較低的吸水率，而且耐擠壓和耐沖擊性能都應(yīng)優(yōu)良。制動(dòng)器制動(dòng)時(shí)應(yīng)避免噪聲和異味，所以，污染小和對(duì)健康無害的摩擦材料應(yīng)優(yōu)先選用。本設(shè)計(jì)的轎車盤式制動(dòng)器采用性能、環(huán)保效果相對(duì)較好的半金屬制動(dòng)摩擦材料。不同摩擦材料的摩擦系數(shù)穩(wěn)定值在0.2～0.6之間,少數(shù)可達(dá)0.8。制動(dòng)器的摩擦材料通常情況下取0.35～0.45。選取參數(shù)時(shí)應(yīng)該注意，通常情況下，耐磨性越差的材料摩擦系數(shù)越高。初選摩擦系數(shù)為f=0.4。

2.5 制動(dòng)器間隙

在還沒有產(chǎn)生制動(dòng)的情況下，制動(dòng)盤與摩擦襯片之間應(yīng)該留有間隙，從而使得制動(dòng)盤能夠自由轉(zhuǎn)動(dòng)。通常情況下，盤式制動(dòng)器的間隙為0.15～0.35 mm。制動(dòng)盤與摩擦襯片的間隙不能過大，因?yàn)殚g隙過大會(huì)引起踏板行程損失。通常情況下，應(yīng)該在冷卻狀態(tài)下確定間隙，主要是因?yàn)樵谥苿?dòng)過程中摩擦副會(huì)發(fā)生熱變形。此外，制動(dòng)器的間隙自動(dòng)調(diào)整機(jī)構(gòu)也是必不可少的，主要是因?yàn)樵谥苿?dòng)過程中，摩擦襯片會(huì)增加磨損。在本設(shè)計(jì)中，盤式制動(dòng)器的間隙取為0.2～0.3 mm。

3 盤式制動(dòng)器的有限元仿真

3.1 制動(dòng)鉗的靜力學(xué)仿真

在ANSYS Workbench中初選制動(dòng)鉗的材料為QT550，其彈性模量為169 GPa，泊松比為0.286，密度為7.12e-09 t/mm3，抗拉強(qiáng)度為550 MPa。在劃分網(wǎng)格時(shí)，先對(duì)該制動(dòng)鉗的幾何模型進(jìn)行簡化，忽略各種細(xì)小倒角圓角，采用四面體三維單元進(jìn)行劃分。在制動(dòng)鉗體安裝在制動(dòng)鉗支架的面上施加完全固定約束，即約束6個(gè)自由度；同時(shí)，在鉗體與外摩擦塊接觸的內(nèi)側(cè)平面上施加載荷，以壓強(qiáng)形式施加，為19.3 MPa。仿真得出的制動(dòng)鉗總應(yīng)變圖、等效應(yīng)力圖和等效彈性應(yīng)變圖分別如圖3、圖4和圖5所示。由圖可知，制動(dòng)鉗最大應(yīng)力為445.53 MPa，出現(xiàn)在鉗體與摩擦塊接觸的外側(cè)，由于鉗體材料為球墨鑄鐵，所以采用第一強(qiáng)度理論進(jìn)行校核，即最大拉應(yīng)力理論，QT550的抗拉強(qiáng)度為550 MPa，滿足強(qiáng)度要求；而鉗體的總應(yīng)變不到0.3 mm，出現(xiàn)在與摩擦塊接觸的外側(cè)，因而也滿足剛度要求。

圖3 總應(yīng)變圖Fig.3 Total deformation

圖4 等效應(yīng)力圖Fig.4 Equivalent stress

圖5 等效彈性應(yīng)變圖Fig.5 Equivalent elastic strain

3.2 制動(dòng)鉗支架的靜力學(xué)仿真

在ANSYS Workbench中，初選制動(dòng)鉗支架的材料為QT800，其彈性模量為174 GPa，泊松比為0.27，密度為7.3e-09 t/mm3。在劃分網(wǎng)格時(shí)，先對(duì)該制動(dòng)鉗支架的幾何模型進(jìn)行簡化，忽略各種細(xì)小倒角圓角，采用四面體三維單元進(jìn)行劃分。在制動(dòng)鉗支架安裝螺栓處施加完全固定約束，即約束6個(gè)自由度，在制動(dòng)鉗支架與制動(dòng)塊接觸的平面上施加制動(dòng)力為4 462 N。仿真得出的制動(dòng)鉗支架總應(yīng)變圖、等效應(yīng)力圖和等效彈性應(yīng)變圖分別如圖6、圖7和圖8所示。由圖可知，制動(dòng)鉗支架的最大應(yīng)力為442.24 MPa，所選材料QT800的強(qiáng)度極限是800 MPa，屈服極限為480 MPa，滿足強(qiáng)度要求，而制動(dòng)鉗支架的總應(yīng)變不到7 mm，同時(shí)，也滿足剛度要求。

圖6 總應(yīng)變圖Fig.6 Total deformation

圖7 等效應(yīng)力圖Fig.7 Equivalent stress

圖8 等效彈性應(yīng)變圖Fig.8 Equivalent elastic strain

3.3 制動(dòng)盤的溫度場(chǎng)仿真

將在CATIA中建立好的制動(dòng)盤與制動(dòng)塊裝配模型導(dǎo)入到ABAQUS中，分別新建材料屬性，并創(chuàng)建接觸截面。

新建分析步，由于ABAQUS本身帶有相當(dāng)完美的直接耦合法，在單元內(nèi)集成了溫度和位移等相關(guān)自由度，能夠表現(xiàn)溫度、位移、應(yīng)力相關(guān)數(shù)據(jù)，可在編輯分析步中直接選擇。提高間隔數(shù)值可使分析出來的動(dòng)畫連貫。

創(chuàng)建相互作用，定義制動(dòng)盤與制動(dòng)塊接觸的平面，將制動(dòng)盤的結(jié)構(gòu)圓心作為一個(gè)耦合約束，并新建一個(gè)表面熱交換條件。

創(chuàng)建載荷，類型為壓強(qiáng)，大小即為制動(dòng)盤的制動(dòng)力矩。創(chuàng)建邊界條件，類型為位移轉(zhuǎn)角，制動(dòng)塊只釋放X軸上的自由度，即與制動(dòng)盤作用方向上的自由度，限制制動(dòng)盤的自由度，使其能夠旋轉(zhuǎn)一周。創(chuàng)建預(yù)定義場(chǎng)，初始溫度為20°。

分別將制動(dòng)塊和制動(dòng)盤劃分好六面體網(wǎng)格后，創(chuàng)建作業(yè)，圖9為制動(dòng)盤和制動(dòng)塊剎車過程中各個(gè)時(shí)間段的仿真表面溫度。

圖9 仿真表面溫度Fig.9 Simulated surface temperature

由圖9可見，隨著制動(dòng)盤的旋轉(zhuǎn)，中心區(qū)域溫度較高，并沿徑向擴(kuò)散，且制動(dòng)盤的溫度分布很均勻，形成了一個(gè)帶環(huán)。制動(dòng)盤表面最高溫度如圖10所示，可以看出，制動(dòng)初期溫度上升較快，制動(dòng)中期溫度上升速度逐漸減緩并趨于峰值，制動(dòng)后期溫度逐漸下降并趨于平緩。

圖10 制動(dòng)盤表面最高溫度Fig.10 Surface maximum temperature of brake disc

4 結(jié)論

本文對(duì)盤式制動(dòng)器的參數(shù)進(jìn)行了重新設(shè)計(jì)，并通過仿真軟件校核了制動(dòng)鉗及制動(dòng)鉗支架的強(qiáng)度及剛度，滿足設(shè)計(jì)要求；同時(shí)，也對(duì)制動(dòng)盤進(jìn)行了溫度場(chǎng)的仿真分析。可以看出，在制動(dòng)過程中，溫度迅速升高并沿徑向擴(kuò)散，為盤式制動(dòng)器進(jìn)一步的散熱研究提供了參考。