单向自增力制动器热—结构耦合分析

胡如方，高 洪，宁世玉

单向自增力制动器热—结构耦合分析

*胡如方1，高 洪1，宁世玉2

（1.安徽工程大学机械与汽车工程学院，安徽，芜湖 241000；2.芜湖诚拓汽车零部件有限公司，安徽，芜湖 241000）

通过静力学分析，建立地面制动力与轮缸促动力之间的映射关系，作为车型匹配和确定有限元分析力边界条件的基本依据；以ANSYS的WORKBENCH模块为开发环境，就给定车型进行了热-结构耦合分析，准确的找到了制动器在力和温度共同影响下的变化规律。这对于改善制动器热衰退性能和延长使用寿命提供了技术基础。

自增力制动器；静力学分析；热-结构耦合分析

国外对汽车制动器热-结构耦合的研究起步较早，主要采用的是数值计算法[1]，大部分为二维模型并着眼于制动时摩擦生热等问题的理论研究以及制动器温度场的定性分析。近年来多采用有限元分析软件依据顺序耦合法进行分析。虽然国内对制动器热-结构耦合的研究起步较晚，但还是对温度场和应力场进行了大量的深入研究。由于热-结构耦合计算量较大，计算时间较长，对于那些易产生高温，长时间制动或多次循环制动的场合就很少涉及到了，对自增力制动器的研究少之又少，本研究依据自增力制动器工作特点，采用直接耦合方法，利用ANSYS软件对其进行结构分析、热结构分析。通过图9、图10的对比分析结果，得知温度对制动蹄及制动鼓的应变有较大影响，在静应力和热载荷共同作用下，制动蹄的最大应力比纯静应力作用下增加了近两倍，制动蹄及制动鼓的最大应变均增加了近十倍。所以，对这种受静应力及热载荷共同作用下的自增力制动器的热-结构耦合分析是十分有用的。

1 单向自增力制动器静力学建模

由力平衡方程及对o点力矩平衡方程得：

由(1)~(3)式，解得：

式中

蹄片对制动鼓的制动力矩大小为：

图2 制动器受力分析

2 自增力式制动器热-结构耦合分析

2.1 自增力式制动器三维建模

采用CATIA软件对制动器的主要零部件，如制动鼓、制动蹄等进行实体建模[3]，如图3所示。

1-制动鼓 2-制动蹄 3-制动底板 4-轮缸 5-摩擦片

制动器的虚拟装配过程是，先导入两个制动蹄，再导入制动板，保证两零件的轴线重合，并保持一定的间隙；约束设定以后再依次导入轮缸、制动鼓，确保导入零件和原有零件的轴线重合；最后，制动鼓与底板接触即可得到自增力式制动器的三维装配模型，如图4所示。

图4 自增力式制动器三维装配图

2.2 自增力制动器热-结构耦合软件实现与结果分析

为保证耦合分析尽可能的符合实际情况，现做如下假设：

（1）制动过程中不可能出现车轮抱死现象；

（2）制动鼓、摩擦片均为同性弹性材料；

（3）摩擦过程中产生的热能只能被制动蹄、制动鼓吸收。

（4）汽车行驶到最高车速（100 km/h）时开始制动，直到车速为零。

选定某车型厢式货车。具体参数如下：

表1 车型参数

根据汽车动力学相关知识，可求得所需促动力F0=3485.5 N≈3.5 kN。在制动过程中，制动鼓和制动蹄为主要受力部件[4]，所以，设计中只考虑制动鼓和制动蹄的应力、应变问题。制动鼓和制动蹄均采用灰铸铁，密度为7000 kg/m3，弹性模量为1.26 GPa，泊松比为0.3；在前面的三维建模时，适当的省略了一些较小的倒角、圆孔等结构，简化了几何模型，所以，生成的三维模型可以直接导入；在划分网格时，网格划分是否合理直接关系到计算的收敛性和精确度，由于制动鼓和制动蹄形状不规则，而映射体网格只包含六面体单元，所以选择自由网格划分形式，结果如图5所示。

图5 划分网格

由于制动鼓受力比较复杂，本文在施加载荷及边界条件时，假设摩擦片与制动鼓之间在包角范围内完全接触；摩擦片的摩擦系数不随温度发生变化；假设制动轮缸液压力保持不变，制动蹄和制动鼓之间的最大压力均匀的作用在制动鼓表面上。通过静力学分析知，可对其制动蹄施加3.5 kN的促进力，由(4)式可计算外表面所受总压力；由(8)式可计算制动鼓受到的制动力矩(1561.5 N×m)。如图6所示。进而可得到纯机械应力、应变分析结果，如图7、图8所示。

图6 对制动蹄、制动鼓施加载荷、约束

图7 制动蹄、制动鼓应力图

图8 制动蹄、制动鼓应变图

从图中可知，制动蹄的最大形变发生于制动蹄与摩擦片接触的边缘处[5]，最大应力0.068402 GPa，最大应变为0.024077 mm，制动鼓最大应力为0.32917 GPa；最大应变为1.9098×10-4mm；结果表明一般最大应力发生在制动鼓与制动蹄接触周围，设计制造时需要注意该处的强度与刚度。

在静应力分析基础上，进入ANSYS 中的WORKBENCH模块，将Static Structural模块直接插入Steady-State Thermal模块的Solution中，建立结构静力学和稳态热力学的耦合；首先，要确定制动蹄和制动鼓的材料性能参数：温度24 ℃、热传导率40 W/(m·K)、弹性模量148 E(109Pa)、泊松比0.3、比热容480 C(J/kg·K)、初速度为100 km/h、初始角速度W0为87.6 rad/s。参数输入完后模型导入只需和静力学分析的模型建立连接即可。在制动过程中因制动摩擦产生的热量形成了制动器和外界环境之间的温度差，因此，施加制动鼓内表面温度为100 ℃，外表面为75 ℃。

图9 制动蹄与制动鼓热-结构耦合应力场

图10 制动蹄与制动鼓热-结构耦合应变场

经过热-结构耦合分析[8]，依据图9、图10知，在考虑温度场影响的情况下，得到制动蹄和制动鼓的应力、应变都发生了一定程度的变化，但是，均未超过屈服极限和刚度要求，所以，以上设计、分析均合理。制动蹄最大应力为1.808×108Pa，最大应变为0.15285 mm，制动鼓最大应力为3.2917×108Pa，最大应变为0.15674 mm。由此可见，如纯静力学分析相比，温度对应力、应变的影响比较大。

3 结论

通过基于单向自增力制动器三维数字化模型的热-结构耦合分析，可得出以下结论[9]：

（1）通过对制动蹄的静力学分析（图7、图8），可以找出制动蹄出现最大应力应变的具体位置，研究该位置的刚度、强度问题，对于实际设计制造时具有指导意义。

（2）通过对制动鼓进行热场分析（图9、图10），得知在摩擦面上制动鼓的温度高，离摩擦面越远温度越低，这对于有针对性的改善制动鼓的结构以防止制动过程中的热衰退有深远意义。

[1] 杨兆军,范久臣,丁树伟.鼓式制动器应力场数值模拟[J].电子科技大学学报,2010(4):623-628.

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Coupled analysis thermal-mechanical in the self-directional-servo brake

*HU Ru-fang, GAO Hong, NING Shi-yu

(1.School of Mechanical and Automotive Engineering, Anhui Ploytechnic University, Wuhu, Anhui 241000, China; 2.Wuhu Chengtuo Auto Parts Co., Ltd. Wuhu, Anhui 241000, China)

The mapping relations between the ground braking force and the wheel cylinder impetus is established by statics analysis, which can be used as the basic foundation of matching Vehicles and determining the finite element analysis of the force boundary conditions. Based on the development environment of ANSYS-WORKBENCH, the heat structure coupling analysis was conducted on the given model. Furthermore, we find the change rule of the brake under the common effect in force and temperature, which can provide technical basis for improving the performance of the brake thermal recession and prolonging the service life.

the servo brake; statics analysis; coupling analysis of thermal-mechanical

TH113.2+2

A

10.3969/j.issn.1674-8085.2014.02.017

1674-8085(2014)02-0079-04

2013-08-23；

2013-12-16

2012年度芜湖市科技计划项目(2012cxy02)

*胡如方(1986-)，女，山东菏泽人，硕士生，主要从事数字化汽车设计与制造研究(E-mail: 1415602593@qq.com);

高 洪(1963-)，男，安徽枞阳县人，教授，博士，硕导，主要从事现代设计理论与CAD等研究(E-mail: gaohong0706@sina.com);

宁世玉(1971-)，男，安徽芜湖人，主要从事数字化汽车设计与制造研究(E-mail: whct88@163.com).