某电动机构刹车盘圆柱销和轴断裂分析*

汪 诤，田亚平，石慧荣

(兰州交通大学机电工程学院，甘肃兰州 730070)

0 引言

电动机构结构如图1所示，为了能够快速停车，在电机轴上固定1个制动盘，制动盘和电机同轴旋转。摩擦盘通过3个圆柱销周向定位于制动线圈的机架上。在制动时，线圈断电，摩擦盘在弹簧的作用下轴向快速移动并和制动盘接触，实现摩擦制动。该机构经过3 000 h的运行，出现多达5%的机构摩擦盘和机座连接的2只圆柱销断裂和电枢轴断裂现象，导致整体机构失效，严重影响了机器的正常运转，带来安全隐患。

图1 电动机构结构图1.机座 2.电枢 3.励磁 4.端盖 5.半圆键 6.制动盘7.摩擦盘 8.制动线圈 9.圆柱销 10.弹簧

经过分析，初步认为是由于圆柱销受到的弯曲载荷过大，导致某一个圆柱销在退刀槽处首先断裂，此时只有剩余的两个圆柱销承受载荷，载荷增大会导致另外一个圆柱销断裂。只剩下一个圆柱销已经无法在周向方向上对摩擦盘进行定位，失去定位的摩擦盘在制动转矩的作用下挤压并摩擦电机轴，从而使电机轴断裂，最终机构失效。

对圆柱销的强度进行校核，进一步应用Ansys进行应力分析，得到其断裂的主要原因是应力集中过大。并进行了疲劳寿命预测，最终给出了改进意见。

1 圆柱销强度分析

圆柱销尺寸如图2所示，其和制动线圈机座孔采用过盈连接，在机座外尽伸出4 mm长度，伸出部分直径为2 mm。

图2 圆柱销尺寸

圆柱销和轴的材料及其力学性能如表1所示，由于尺寸很小，为了达到强度要求，其采用屈服极限高达835 MPa的高强度钢。

表1 圆柱销和电枢轴的材料及力学性能

1.1 受力分析

摩擦盘结构图如图3所示。摩擦盘制动转矩经过实验为T=0.686 N·m。圆柱销基座孔直径为2 mm，和圆柱销2.2 mm部分过盈连接。因此在孔中的圆柱销2 mm部分仅为定位，但存在间隙，圆柱销受力如图4所示。

图3 摩擦盘结构图

图4 圆柱销受力图

由于有3个圆柱销，考虑轴孔加工精度的问题，载荷系数选取为2.5，因此可以计算出单个圆柱销受力F及弯矩M［1］。

考虑孔和轴的加工及装配精度，以及弹簧作用力等情况，摩擦盘和圆柱销之间的垂直度会严重的影响到圆柱销承载的均匀性，在只有2个圆柱销承受载荷的极端情况下的受力和转矩为:

当圆柱销2mm部分和孔配合为间隙配合时，3个圆柱销受到的弯矩M为:

极端情况下，由于制造的误差，某一个圆柱销和孔之见存在间隙，仅有2个圆柱销承载，此时的弯矩M为:

圆柱销受到的力F和弯矩M情况如表2所示。

表2 圆柱销受力情况

1.2 弯曲应力计算

圆柱销直径为2 mm，考虑制造误差的情况下，其受力点距离固定点的距离有以下两种情况。

(1)孔和圆柱销2 mm部分为过渡连接，此时其受力点距离固定点为3.5 mm，圆柱销受到的应力以弯曲应力为主，由于电机正反转工作，因此圆柱销受到双向循环载荷，弯曲应力如下:

只有2只圆柱销承受载荷的极端情况下，圆柱销的弯曲应力为:

(2)孔和圆柱销2mm部分为间隙配合，此时其受力点距离固定点的距离为8.5mm。

同理，只有2只圆柱销承受载荷的极端情况下，圆柱销的弯曲应力为:

圆柱销受到的弯曲应力如表3所示。

表3 圆柱销弯曲应力

12Cr2Ni4A为高强度脆性钢，其许用弯曲应力为:

由以上计算可以得到圆柱销断裂的原因是由于弯曲应力过大造成，因此计算时选取了载荷系数为2.5，但这并不影响计算结果。

可以看出只有在销孔为过渡配合、3个圆柱销受力均匀的情况下，其弯曲应力小于许用应力，符合要求，而在其他三种情况下弯曲应力过大，导致强度不足，容易失效。

根据圆柱销断裂情况，基本都是在退刀槽处断裂，因此可以推断应该为圆柱销和孔为间隙配合的情况，因此解决的方法就是严格控制公差，实现销孔的过渡甚至过盈配合，降低弯曲应力。另外，要求加工尺寸精度，提高均载能力。

2 Ansys强度分析及寿命预测［2－5］

设计和制造中，为了能够实现快速制动中的销孔连接和配合，圆柱销和摩擦盘上的孔的配合为间隙配合，因此下面进行Ansys分析时仅针对销孔为间隙配合情况。

2.1 拉应力分析

由于理论计算得到的集中载荷为63.52 N，但实际中圆柱销直径为2 mm，而摩擦盘孔为2.3 mm，配合为间隙配合，这部分集中载荷分布在接触面上，近似只有圆柱销一半圆柱面受载，则由计算得到的压强为:

在仿真分析时，过盈配合部分采用固定约束。分析应力云图如下，其最大应力出现在退刀槽与过盈配合轴段的轴肩处，挤压应力最大值为2258.1 MPa，拉伸应力大约为2131.5 MPa，可见这时已经超过材料的最大屈服极限和抗拉极限，圆柱销已经不能满足使用要求［2］。Ansys应力分析如图5所示。

图5 退刀槽挤拉应力分析

2.2 循环寿命及安全因子预测

根据受力特性和材料属性，依据普通碳钢和合金钢应变插补寿命曲线，Ansys可以初步预测圆柱销的使用寿命，这个寿命曲线数据是经过对普通碳钢实验测定，最后将测定的静应力转化成交变应力，对于通常使用的碳钢和合金钢具有相近的特性，所以可使用Ansys的寿命计算功能近似预测圆柱销和电机主轴的使用寿命。

应用Ansys寿命分析，如图6(a)所示，圆柱销的最小寿命2.2e5次，远低于机械零件寿命在1e6次以上的要求。此时的最小安全因子仅为0.38765，如图6(b)所示。

循环寿命的预测和安全因子的分析表明在这种工况下寿命有限，容易在前期发生断裂等失效情况，因此有必要对圆柱销数量或结构进行改进设计。

图6 圆柱销循环寿命及安全因子分析

应用Ansys对摩擦盘进行分析，其应力如图7所示，在圆柱销作用面上应力分布也不均匀，此时可以认为圆柱销与磨檫盘上销轴孔为过渡配合，其最大应力为6.12 MPa，那么假定单个圆柱销接触的半圆面都受到最大接触应力，这时得到的圆柱销的最大挤压应力为284.7 MPa，拉伸应力为257.2 MPa。

图7 摩擦盘应力分析

摩擦盘为Q275普通碳钢通过冲压制造而成，在其表面粘帖有摩擦材料，从上面的应力分析可以知道，其受到的拉应力小于屈服极限，但是安全系数已经接近于1，也是比较危险的一个零件，当摩擦盘上的孔在挤压下发生塑性变形后，会导致3个圆柱销承载变成两个圆柱销承载的极端情况。

3 轴的强度校核和分析

如图8所示为轴结构图，在轴径为4 mm的部分通过一个直径为7 mm的半圆键和制动盘连接。

图8 轴结构图

3.1 轴径校核

制动时制动端轴在工作时仅受转矩作用，转矩T =0.686 N·m。

根据机械设计理论可以计算出轴颈的最小直径为:

考虑到半圆键对轴的削弱作用及应力集中情况，对轴进行增大15%，则轴的最小直径为2.86 mm。因此4 mm的轴经完全可以承受制动转矩。

但是如果在热处理过程当中，淬火深度太深会增加硬化层，使得轴承受扭转切应力的有效面积下降，所以必须控制到淬火深度低于0.5 mm。

3.2 Ansys扭转应力分析

根据理论及计算结果可知，电机主轴完全可以满足使用要求。为了查看电机主轴的应力分布，将模型导入Ansys进行受力分析，在主轴右端施加0.686 N ·m的扭矩，将转子部分近似施加固定约束，对结构将进行静力分析，由图9可以看出最大应力出现在R0.2的倒圆角处，最大值为152.7 MPa，小于理论计算的221.25 MPa，说明电机主轴能够满足使用要求，不会发生剪断，同时也可看出在半圆键槽处应力也很大，能够达到141.1 MPa，所以在设计时也要注意键槽尺寸对轴的削弱作用。

图9 施加转矩后的受力云图

4 结论

经过计算和分析，可以得出圆柱销寿命达不到设计要求，特别是在退刀槽处出现了很大的应力集中，从而导致圆柱销断裂。而电机轴能够承受制动过程中的扭转应力，至于轴的断裂，可以根据工作情况的到其失效原因，具体如以下结论。

(1)轴的断裂是由于圆柱销断裂引起的。某一个圆柱销一旦断裂，仅剩的2个圆柱销将承受至少1.5倍的应力，该应力会很快导致其中一个或全部圆柱销断裂。当圆柱销仅剩一个或全部断裂的情况下，摩擦盘失去定位，并和电机轴接触产生摩擦，在摩擦和弯扭的共同作用下，轴出现断裂。

(2)圆柱销的断裂是由于圆柱销和孔的配合为间隙配合，造成应力过大，强度降低。

(3)圆柱销的断裂均在退刀槽处，集中应力过大是根本原因，建议设计时将退刀槽改为过渡圆角，降低应力集中现象。

(4)提高圆柱销的定位精度，降低销与孔的间隙，可以大幅度减少冲击载荷。

(5)建议将圆柱销数量增多至6个，这样可以降低圆柱销的载荷，达到设计寿命要求。

［1］ 濮良贵，纪名刚.机械设计［M］.第八版.北京:高等教育出版社，2006.

［2］ 商跃进，王 红.有限元原理与实践［M］.北京:清华大学出版社，2012.

［3］ 张康智，陈万强，李祥阳，等.基于ANSYS的吊钩可靠性分析［J］.机械研究与应用，2013(5):37－38.

［4］ 黄 康，仰荣德.基于ANSYS的汽车横向稳定杆疲劳分析［J］.机械设计，2008(12):66－68.

［5］ 韩维涛，张亚新.ANSYS优化技术在零件结构设计中的应用［J］.机械研究与应用，2005(6):92－94.