基于有限元法的ZD75-1101A 制動鼓結構改進設計

梁芹，楊權，魯浩

（1.安徽車橋有限公司，安徽宿州 234000；2.宿州學院機械與電子工程學院，安徽宿州 234000）

汽車制動系統的故障主要由制動鼓過量磨損失效以及承載能力不足等問題引起，因而需要對制動鼓的可靠性進行仿真分析與改進，進而提高其工作性能。鼓式制動器目前主要應用于在中型、重型特種車輛使用制造中，ZD75-1101A 重型汽車專用制動鼓是安徽車橋有限公司的主打產品，材料采用HT250-280 高性能灰鑄鐵，該鑄鐵具有良好的耐磨性、耐熱性，是制造ZD75-1101A 制動鼓的優選材料。ZD75-1101A 重型汽車專用制動鼓的制動過程主要依靠內壁摩擦片緊壓作用下產生的摩擦力矩，完成剎車運動[1-2]。

針對制動鼓的承載與變形，各位學者做了大量研究。2012 年，郭全嶺提出重型車制動鼓產生開裂的原因是由于制動鼓工作時承受了較大的熱應力，采用HT250 鑄造的制動鼓強度已足夠，使用中不會因為制動鼓強度不足產生開裂問題[3]；2017年，李乃斌利用workbench 軟件建立該制動器摩擦接觸的關系，并對制動鼓進行摩擦接觸的非線性分析，研究制動器在小角位移下制動鼓的應力分布和變形，為制動器的改進設計提供可靠依據[4]。

2019 年，畢世英使用了有限元分析方法，對制動鼓、制動蹄和摩擦襯片進行了熱分析求解和結構分析，將溫度場運算結果附加到模型之中，求解了制動器結構的應力分布，并完成多次耦合模型的實驗[5]。2020 年，鄭彬通過對鼓式制動器進行模態和諧響應分析，研究制動鼓的動力學特性。找到共振頻率，為鼓式制動器的結構設計和優化提供理論依據[6]；商崇元指出目前制動鼓的生產材質主要以HT200/HT250 為主,灰鐵制動鼓熱疲勞強度低，使用壽命不高，可靠性差。提出來一種高強度蠕墨鑄鐵制動鼓的制造生產方法，并提出后期發展設想[7]。

根據以上學者的研究基礎，針對ZD75-1101A制動鼓這一研究對象的受力情況，研究路線主要包括：利用三維軟件Pro/E 建立制動鼓的實體模型；導入ANSYS 軟件，劃分網格得到有限元模型；建立邊界條件，進行靜力學分析；根據分析結果，找出應力集中部位，制定改進方案；最后根據新方案與原制動鼓進行各項數據對比，確定方案優劣。

1 制動鼓靜力學仿真

1.1 有限元模型的建立

通過Pro/E 軟件，根據制動鼓尺寸參數進行實體建模，繪制制動鼓三維模型如圖1 所示。將模型保存副本為iges 格式，導入ANSYS workbench 模塊進行分析。為了更好仿真制動鼓的實際應力，此次分析利用5mm 的網格對該制動鼓進行網格細分，采用四面體單元進行網格劃分，共產生1355970 個節點，922243 個單元體，結果如圖2 所示。

圖1 制動鼓的三維模型圖

圖2 制動鼓網格劃分結果

此次分析所用ZD75-1101A 制動鼓為45T 重型汽車鼓式制動器中專用制動鼓，其內徑尺寸大于一般制動鼓，達到500mm，制動時與摩擦片所產生制動力約為46000N，可得該制動鼓所受制動力矩為23000N·m。通過對制動鼓實際制動過程中的工作狀況分析，利用Workbench 靜力學分析中的Moment 對制動鼓內壁施加制動力矩23000N.m，并在法蘭盤的螺栓孔處利用對制動鼓添加約束，具體結果如圖3。

圖3 制動鼓的載荷分布（左）及約束位置（右）

1.2 有限元分析結果

根據載荷分布、約束的位置及材料力學性能，通過Workbench 計算求解可得該制動鼓的應力云圖、變形量云圖以及安全系數云圖，具體結果如下圖4、5 所示。

圖4 制動鼓變形量云圖

圖5 制動鼓應力云圖

從圖4 中可以看出，該制動鼓最大變形量為0.011221mm，出現在制動鼓的端口處，變形量從端口處往法蘭盤處依次遞減，根據其載荷分布位置以及約束分布位置，結果符合實際情況。該制動鼓最大應力為14.206Mpa，出現在法蘭盤上的螺栓孔。由于圓孔、切口等外形尺寸發生突變，應力急劇增大產生應力集中，雖然最大應力小于材料的屈服強度，但應力集中容易使制動鼓出現突然斷裂現象。為降低應力集中，減少應力產生的變形，提高使用壽命，需要對結構進行改進。

圖6 中可以看出，其安全系數為15，高于最小安全系數2.0-2.5。此制動鼓為重型汽車鼓式制動器所用制動鼓，故因其材料與結構的特殊性，安全系數較之于一般制動鼓要大的多。

圖6 制動鼓安全系數云圖

2 制動鼓結構改進

2.1 加強筋設計

為了解決應力集中、薄壁厚引起的問題，可以采用增加材料中增強纖維含量的方法，然而此方法成本過高，前期仿真結果表明，制動鼓的安全系數遠大于使用要求，使用加強筋是一種可增加剛性的有效方法。為避免底部的應力集中，引起組件失效，在底部與壁之間建立一個足夠大的圓弧避免其發生應力集中[8]。

加強筋可以提高該制動鼓壁與法蘭盤之間的強度，合理地布置加強筋可以減小螺栓孔的應力集中程度，故此次結構改進的方向可以添加加強筋與法蘭盤之間接觸部位的倒角，是特征尺寸得到過渡。在保證材料屬性與載荷大小不變的情況下將加強筋與法蘭盤接觸的位置加有R12.5 的倒圓角，如圖7 所示。

圖7 制動鼓改進模型示意圖

2.2 有限元分析結果對比

按照優化前模型的材料的力學屬性、載荷分布、約束位置不變的情況下，將優化后的制動鼓模型導入Workbench 中進行靜力學分析，結果如圖8-9 所示。

圖8 改進后制動鼓變形量云圖

根據變形量云圖對比，最大變形量為0.011054mm，最小變形量為1.0913e-6mm，較之于優化之前的最大變形0.011221mm，最小變形量為3.0803e-6mm，變形量上有所減少。

圖9 改進后制動鼓應力云圖

根據應力云圖最大應力值為10.469Mpa，位置均出現在螺栓孔處。與優化前模型對比，最大應力值減少了3.737Mpa，減輕了對輪轂側面的損害。

安全系數與原模型的安全系數相比，并未發生改變，其安全系數云圖也并未發生變化，故兩方案的安全性能均滿足使用要求。

3 結論

本文的研究的對象為ZD75-1101A 制動鼓，基于有限元方法，采用ANSYS 分析軟件對其進行形變量、應力值及安全系數分析，并對結構進行優化，得到以下結論：

（1）制動鼓最大變形量為0.011221mm，出現在制動鼓的端口處，最大應力為14.206Mpa，出現在法蘭盤上的螺栓孔，結構存在應力集中；

（2）采用添加加強筋、過渡圓角其中圓角半徑12.5mm 的方法對制動鼓進行改進。改進后最大變形量為0.011054mm，變形量上有所減少，較之于形變量改善了14%；最大應力值為10.469Mpa，位置均出現在螺栓孔處，應力值改善了26.3%，安全性能進一步提升。

（3）根據跟蹤反饋，改進的方案，汽車行駛過程中沒有出現制動鼓失效問題，計算的結果具有參考價值。