某型鼓式制動器底板有限元結構分析

王吉忠，郭 非，丁春雷

WANG Ji-zhong1，GUO Fei2，DING Chun-lei3

（1.青島理工大學 汽車與交通學院，青島 266520；2.青島理工大學 現代教育技術中心，青島 266520；3.煙臺市產品質量監督檢驗所，煙臺 264003）

0 引言

目前，在國內中重型貨車中廣泛使用凸輪式鼓式制動器。中重型貨車要求的制動器制動力矩較大，所需的制動氣室推桿推力也較大。凸輪式鼓式制動器的制動底板是安裝制動凸輪軸和制動蹄總成的基體，在制動過程中要承受很大的作用力，因此要有足夠的強度和剛度。

某公司生產的S凸輪領從蹄式鼓式制動器用作重型貨車前橋制動器。該制動器在使用中出現數起制動底板斷裂問題，并且底板斷裂位置均在凸輪軸支座下方，參如圖1所示。該制動底板為鑄造成型構件，在排除因鑄造缺陷導致結構受力破壞外，根據公司要求，對底板進行了有限元結構分析，找出了底板斷裂的原因，并提出了結構改進方案。

圖1 制動底板斷裂部位圖片

1 S凸輪鼓式制動器的特點

該型S凸輪鼓式制動器主要由制動底板、調整臂、制動凸輪軸、滾輪、制動蹄、摩擦片、支承銷和制動蹄復位彈簧組成。其主要特點是[1]：

1）制動凸輪采用漸開線輪廓，若不計滾動摩擦，則滾輪對凸輪的反作用力沿漸開線輪廓法線方向，并與漸開線的基圓相切。

2）制動時凸輪轉動引起的兩蹄相應點的位移相等，兩蹄對鼓的壓緊程度以及所產生的制動力矩近似相等。

3）制動時凸輪對領蹄的促動力小于對從蹄的促動力。

2 凸輪和支承銷受力計算

為了準確模擬制動器制動時制動底板的實際受力，在建立底板有限元分析模型時，將制動底板、制動凸輪軸、調整臂、支承銷一起考慮進行建模。

作用在該組件模型上的外力共有5個，分別是：作用在調整臂銷孔處的氣室推桿推力，作用在凸輪兩側輪廓上的滾輪對凸輪的作用力，以及作用于兩蹄鐵襯套并傳至兩支承銷上的制動蹄作用力。

在計算凸輪和支承銷所受外力時，按氣室推桿推力最大并產生最大制動器制動力工況進行計算[2,3]。計算用到的部分參數以及各力的計算結果分別如表1和表2所示。

表1 計算凸輪和支承銷受力用到的部分參數

3 底板有限元分析模型的建立

3.1 建立幾何模型

利用三維設計軟件建立底板結構分析有關組件的裝配模型，并將其導入ANSYS Workbench的建模平臺Design Modeler中做進一步處理，完成幾何建模。底板組件的裝配模型如圖2所示。

表2 凸輪和支承銷受力計算結果

圖2 底板組件的裝配模型

圖3 底板組件的有限元網格圖

3.2 定義材料屬性

在底板組件裝配體中，制動底板和調整臂使用的材料為QT450-10球墨鑄鐵，其他組件使用的材料為45鋼。兩種材料的材料特性如表3所示[4]。

在程序中，對45鋼，只需要輸入其彈性模量和泊松比；對QT450-10材料，除要輸入其彈性模量和泊松比外，還需要輸入材料的塑性應力應變關系，本文采用多線性等向強化模型輸入其塑性材料特性[5,6]。

表3 底板組件的材料特性

3.3 建立接觸關系

根據各相鄰組件之間的實際接觸情況定義它們之間的接觸關系[7]。例如，底板襯套與底板之間、凸輪軸與調整臂之間均定義為綁定接觸；凸輪軸與底板襯套之間定義為無摩擦接觸；支承銷一端與銷孔之間為粗糙接觸，另一端與銷孔之間為無摩擦接觸。

3.4 劃分有限元網格

采用自動劃分網格法對各組件進行網格劃分。底板組件的有限元網格圖如圖3所示。模型離散化后的單元總數為78363個、節點總數為132144個。

3.5 施加邊界條件

將氣室推桿推力按作用方向加到調整臂銷孔的圓柱面上，將作用在凸輪上的力按作用方向分別加到凸輪兩側輪廓相應的位置上，將作用在支承銷上的力按作用方向分別加到領蹄側和從蹄側的銷軸上。

對底板與4個緊固螺栓頭部的接觸面和與轉向節支座的接觸面，約束沿平面方向的2個自由度，并施加僅壓縮支承約束。

4 計算結果及分析

計算得到的底板中的等效應力（Von Mises應力）分布如圖4所示。

圖4 底板中的等效應力分布

結構中的最大應力出現在凸輪軸支座右肋板下方的棱邊中部，最大應力值為358.68MPa。在凸輪軸支座下方底板的正面和背面，有多點的應力超過了材料的屈服極限，結構產生塑性變形。該位置斷面主要受氣室推桿推力產生的彎矩作用，并在脈動循環應力下工作，容易產生低周疲勞破壞，是結構的薄弱環節，這與底板在實際使用中的斷裂位置相符合。在底板的其他部位，應力值低于屈服應力。

5 底板結構改進

根據底板強度計算結果，并考慮與其它組件不產生干涉，以及鑄造和加工工藝等要求，對底板薄弱部位結構進行了改進。主要改進有：

1）將凸輪軸支座下方底板正面上部斜、平面交線兩端的結構向外延伸。

2）將底板背面凸輪軸支座根部下的原突起部分去掉，兩邊的凹槽填平。

3）在凸輪軸支座兩肋板下端內側補料，并盡量增大其與肋板連接處的圓角。

對改進后的底板重新建模并進行求解，得到結構中的等效應力分布如圖5所示。

圖5 結構改進后底板中的等效應力分布

底板中的最大應力出現在從蹄支承銷孔里孔內邊緣處，其值為319.57MPa。此處結構受壓，局部屈服不影響底板正常工作。在底板其它部位，應力低于屈服應力。在凸輪軸支座下方原結構薄弱部位，應力值低于270MPa，比結構改進前的應力值顯著降低。底板結構改進后，可以滿足公司提出的使用強度和剛度要求，但需結合臺架試驗做進一步驗證。

6 結論

1）在制動器制動力矩最大時，底板強度不足，其危險截面在凸輪軸支座下方底板正面上部的斜、平面交線部位。

2）采取以下改進措施，可以有效地提高底板薄弱部位的結構強度。（1）在底板正面上部斜、平面交線兩端部位補料。（2）將底板背面凸輪軸支座下方兩邊的凹槽填平。（3）在底板背面凸輪軸支座兩肋板下端內側補料。

[1] 劉惟信.汽車制動系的結構分析與設計計算[M].北京：清華大學出版社,2004.

[2] 劉四清,李曉輝.某型制動器底板有限元分析[J].客車技術,2011,(3)：12-14,17.

[3] 馬迅,陳明東,趙旭.鼓式制動器有限元分析方法的研究[J].機械設計與制造,2012,(6)： 217-219.

[4] GB/T1348-2009,球墨鑄鐵件[S].北京：中國標準出版社,2009.

[5] 劉金海,李國祿,郝曉燕,等.球墨鑄鐵微觀組織與拉伸行為的相關性[J].鑄造技術,2009,30(3)：329-332.

[6] 浦廣益.ANSYS Workbench 12基礎教程與實例詳解[M].北京：中國水利水電出版社,2010.

[7] 楊國俊,李偉平.接觸分析在鼓式制動器設計中的應用[J].機械設計,2009,26(3)：69-71.