汽車盤式制動系統輕量化設計

劉順楚，周宇，郭浩

（200093 上海市 上海理工大學 機械工程學院）

0 引言

隨著汽車工業的發展，能源短缺及環境污染的問題已成為制約國內外汽車產業可持續發展的主要問題[1]。汽車輕量化是汽車降低油耗的一種非常有效的手段，有研究表明，如果把一輛轎車的質量下降10%，那么它的能耗可以減少4%～6%,排放量降低5%～6%[2]。對于整個汽車行業的發展來說，加快發展汽車輕量化技術已是迫在眉睫。

汽車輕量化設計的基本方法主要分為：利用整車結構優化技術、運用新型輕材料以及利用加工技術實現輕量化3 種。其中，結構優化主要包括尺寸優化、拓撲優化和形狀優化[3]；拓撲優化是在一定的空間結構區域內根據約束、載荷及優化目標尋求材料最佳發布的最先進的設計方法；輕量化材料主要有兩大類：一類是高強度的薄鋼板；另一類是密度很小的新型輕質材料，比如鋁合金、鎂合金、鈦合金和復合材料等[4]。

1 建立有限元模型

本文選取的是奇瑞純電動車盤式制動器，目標是設計出能夠保證其正常制動功能且質量更輕的制動器，故此設計參考奇瑞QQ3純電動車車型。該車型主要參考參數見表1。

表1 純電動車主要參數Tab.1 Main parameters of pure electric vehicle

先在CATIA 中建立盤式制動器的主要零部件模型，然后導入ANSYS Workbench，建立制動器三維模型，如圖1 所示。

圖1 盤式制動器三維模型Fig.1 Three-dimensional model of disc brake

1.1 設定材料參數及劃分網格

長期以來，大部分汽車制動盤使用的均為鑄鐵材料，但是其密度大、導熱性能差，不利于減輕車重，磨損量較大，容易產生裂紋等缺點都影響到車輛的制動性能[5]。相比之下，基體為ZL101 的C/SiC 增強鋁基復合材料比鑄鐵材料摩擦表面溫度低，摩擦系數穩定。本文建立了基體為ZL101 的C/SiC 增強鋁基復合材料的制動盤和鋁合金制動鉗等的有限元模型（其他部件材料見表2），并對盤式制動器的主要零部件進行力學分析。

結合材料定義的原則以及本文使用的車型參數，選擇各向同性的彈性線性材料來定義純電動車盤式制動器總成的各個零件，定義好的各零件材料特性參數見表2。

本文選擇適應能力較強的四面體單元進行自由網格劃分[6]。對于左右對稱的零件，在分析時,將其做截開處理，取其一半添加約束和載荷。各零件的單元類型以及節點大小和數量見表3，各零件的網格模型如圖2 所示。

圖2 制動器網格模型Fig.2 Brake mesh model

表3 盤式制動器的網格單元類型Tab.3 Types of grid units of disc brakes

在劃分網格之后，按照相應的裝配關系和實際的接觸情況定義各個相互接觸的零件間的接觸關系。最終定義的接觸關系有：活塞與制動卡鉗無摩擦接觸、制動卡鉗與制動支架無摩擦接觸、活塞與制動塊之間是Tie 接觸、制動卡鉗與制動塊之間的束縛接觸（Tie 接觸）、制動盤兩側的表面與2 個制動塊之間是罰函數摩擦接觸，摩擦系數為0.3。

2 盤式制動器輕量化

2.1 主要零部件的仿真方法

在制動器的活塞底面和制動卡鉗活塞腔底面分別添加6 MPa 的壓力以及方向相反的壓強，給制動盤軸孔施加X，Y，Z 三個方向的約束，同時,在制動器對稱面和支架的固定孔位置施加X 方向的約束，并且在制動卡鉗端面加上Y 方向的約束以模擬實際安裝狀態，最后得到的純電動車盤式制動器總成施加的載荷如圖3 所示。

圖3 制動器總成載荷與約束施加圖Fig.3 Load and restraint application diagram of brake assembly

本文主要從材料和結構兩方面對制動器主要零部件進行優化。所謂材料優化，就是比較傳統盤式制動器材料與新型輕量化材料對制動性能的影響來滿足輕量化的要求；當零件在一定的載荷和約束下，分析其所產生的偏移和扭轉，以及應力情況，即為結構優化。根據拓撲優化的結果，分析出哪些區域受到的載荷作用較小，來確定能夠減重的區域，進而修改模型。

（1）鉗體

先對鋁合金材料的鉗體進行結構優化，然后與QT450 材料的鉗體進行對比，確定輕量化的效果。進行結構優化時，通過計算制動鉗活塞在Y方向上的偏移值來計算其輕量化性能的指標。在活塞腔外壁上截的一點，計算該點在Y 方向上的偏移值。偏移值的目標值為0.3 mm。當選擇的點的偏移值小于或者等于該值時，變形均可接受。

如圖4 所示是模型的拓補圖。圖中橋接面的前側和左右側均有受應力很小的區域，可以通過減少該區域的厚度或者去除這些區域內的材料實現輕量化。根據拓撲優化圖，鉗體的橋接面的前側部分的承受應力較小的區域，可以考慮開孔等方法減輕質量。同時，活塞缸外徑可以適當減小。另外，在外伸臂上也可以通過倒角減去一部分材料。

圖4 鉗體拓撲優化圖Fig.4 Topology optimization diagram of clamp body

（2）支架

支架輕量化與鉗體優化方法相同，先對鋁合金支架進行結構優化，然后與QT450 支架進行對比，確定減重效果。進行結構優化時，計算支架外側橫梁在X 方向上的偏移值來實現支架的輕量化性能指標。如圖5 所示，支架X 方向偏移值=（A 點X 方向偏移值+B 點X 方向偏移值）/2。當出口扭轉值小于目標值0.26 mm 時，支架的變形可接受。

圖5 支架X 方向偏移值計算Fig.5 Calculation of bracket offset value in X direction

同樣，在計算支架的扭轉值時，ANSYS Workbench 也能得到一張拓撲優化圖，見圖6。

圖6 支架拓撲優化圖Fig.6 Support topology optimization diagram

2.2 主要零部件輕量化

2.2.1 制動鉗輕量化

在對制動鉗鉗體的模型進行二次優化后得到圖7 所示的模型。對修改后的模型進行分析，得到第2 輪分析的偏移圖（圖8）。通過計算，得到活塞腔的偏移值為0.294 83 mm，偏移值接近0.3 mm，說明該部分的輕量化已經接近極限，用鉗體拓撲優化圖來指導減重，意義已經不大。此時，鉗體質量0.47 kg。鉗體優化后的等效應力圖如圖9 所示。鉗體的最大應力值為293.23 MPa，低于材料的屈服極限310 MPa。各輪優化參數詳見表4。

表4 鉗體各輪優化參數Tab.4 Optimized parameters of each wheel of clamp body

圖8 鉗體活塞腔優化后Y 方向偏移Fig.8 Y-direction offset after optimization of caliper piston cavity

圖9 鋁合金鉗體優化后的等效應力圖Fig.9 Equivalent stress diagram of optimized aluminum alloy clamp body

對同尺寸QT450 材料鉗體進行應力分析，得到如圖10 等效應力圖，最大應力為177.49 MPa，滿足材料的強度極限，該鉗體的質量為1.635 kg。與進行結構優化后的鋁合金鉗體相比，鋁合金鉗體減重達到71%，減重效果十分明顯。

圖10 同尺寸QT450 鉗體等效應力圖Fig.10 Equivalent stress diagram of QT450 clamp body of the same size

2.2.2 支架輕量化

通過分析得到支架的偏移圖，見圖11。從圖11 中可以看出，支架外橫梁的變形較大，而內橫梁的變形較小，A 點偏移值為0.177 45 mm，B 點偏移值為0.185 03 mm。通過計算得到支架外橫梁的偏移值為0.181 24 mm，和目標值0.26 mm有一定距離，說明該部分可以去除部分材料。此時，支架的質量為0.572 kg。

圖11 支架X 方向偏移Fig.11 Bracket offset in X-direction

其拓撲圖如圖12 所示。圖中承受載荷較小的區域主要分布在支架內外橫梁以及支架的兩側。根據該支架的拓撲圖，我們可以減去支架內外梁以及兩側的部分材料。另外，考慮到應力集中的問題，在內外橫梁和支架兩側的交界處加上圓角。

圖12 支架拓撲優化圖Fig.11 Support topology optimization diagram

進行2 輪優化后得到的支架模型如圖13 所示。分析后得到第2 輪分析的支架X 方向上的偏移圖（圖14）和等效應力圖（圖15）。通過計算得到A 點偏移值為0.244 85 mm，B 點偏移值為0.260 37 mm，則支架出口端扭轉值為0.252 61 mm，此時，支架的質量為0.436 kg。從數據上看，由于減少了內外橫梁橋接部分的材料，支架外橫梁X 方向的偏移值已經相當接近目標值，減重空間已經不大。分析一下應力圖，最大應力為289.13 MPa，低于材料的強度極限310 MPa。

圖13 支架優化后的模型Fig.13 Optimized model of the bracket

圖14 支架優化后X 方向偏移Fig.14 X-direction offset after bracket optimization

圖15 鋁合金支架的等效應力Fig.15 Equivalent stress of aluminum alloy bracket

最后可以看出，該制動器的支架在優化后一共減去了0.136 kg，約占原質量的23.8%。支架各輪優化的詳細參數見表5。

表5 支架各輪優化的詳細參數Tab.5 Detailed parameters for each round of bracket optimization

對同尺寸QT450 材料支架進行應力分析，得到如圖16 等效應力圖，最大應力為210.75 MPa，滿足材料的強度極限，該支架的質量為1.49 kg。與進行結構優化后的鋁合金支架相比，鋁合金支架減重達到70.7%，減重效果明顯。

圖16 QT450 支架的等效應力Fig.16 Equivalent stress of QT450 bracket

2.2.3 制動盤輕量化

分別對基體為鋁合金材料和灰鑄鐵（HT250）材料的制動盤進行應力分析，分別得到了兩種材料制動盤的等效應力云圖（圖17）和兩種材料的位移云圖（圖18）。

從圖17（a）、圖17（b）兩種不同材料制動盤的等效應力云圖可以看出，制動盤在制動的過程中受力比較均勻，應力水平較低。在壓應力和摩擦切應力共同作用下，制動盤受壓區的等效應力較大，在遠離作用區的區域幾乎沒有應力；應力場在制動盤轉動的反方向出現一條明顯的應力尾跡，大小為4～5 MPa。鋁合金制動盤的最大應力為71.818 MPa，HT250 制動盤的最大應力為56.305 MPa。前者的最大應力較后者有一定程度的增大，但應力最大值遠遠小于材料的強度極限。從圖18（a）、圖18（b）中可以看出，鋁合金材料制動盤的最大位移變化為0.0627 42 mm，HT250材料制動盤的最大位移變化為0.038 899 mm。兩種不同材料的制動盤在制動過程中的位移變化均不大，并且會出現由外向里逐漸減小的均勻位移。綜合來看，用鋁合金材料代替HT250 材料，這樣的設計是可行的。

圖17 兩種不同材料制動盤的等效應力圖Fig.17 Equivalent stress diagram of two different material brake discs

圖18 兩種不同材料制動盤的位移云圖Fig.18 Displacement cloud diagram of brake discs of two different materials

兩種制動盤的參數對比見表6。可以看出，用鋁合金材料代替HT250 材料作為制動盤的基體，減重達到63%，減重效果非常明顯。

表6 兩種不同材料制動盤各項參數對比Tab.6 Comparison of parameters of brake discs of two different materials

5 結論

本文根據當下社會節能減排的需要，利用ANSYS Workbench 等軟件對電動車的盤式制動器進行了輕量化優化設計；明確了盤式制動器的輕量化的性能指標。應用有限元模型仿真對盤式制動器的鉗體、制動盤和支架模型進行了優化，使制動鉗體減重71%，支架減重70.7%，制動盤減重63%。輕量化效果非常明顯。