基于ANSYS Workbench的新型盤式制動器的強度分析和模態分析

曾昱皓，謝松成，楊榮松

基于ANSYS Workbench的新型盤式制動器的強度分析和模態分析

曾昱皓，謝松成，楊榮松

（四川大學機械工程學院，四川 成都 610065）

為了研究新型盤式制動器在工作過程中受到制動力的應力應變狀況以及力學性能，通過 SolidWorks構建了某種新型盤式制動器的三維模型，然后根據有限元原理，運用有限元分析軟件ANSYS Workbench 對其進行靜應力分析，得到制動器主要零部件應力、變形變化規律和應力、變形最大時刻云圖以及其各部件的應力大小，并對產生應力集中的地方進行改進。同時提出了改變過渡圓半徑的方法，并對其進行分析驗證，為該盤式制動器的優化設計及動力學分析提供了理論基礎。通過對裝配體進行模態分析，得到其前6階固有頻率和振型。通過計算分析得到結果驗證了該制動器在制動過程中不會發生共振，結構安全可靠，能滿足實際工況要求。

盤式制動器；ANSYS Workbench；靜應力分析；模態分析

本文研究的是中大型盤形林謝制動器。其特征是用氣彈簧代替碟形彈簧，始終施加給剎車片正壓力，既提高了剎車可靠性，又解決了因碟形彈簧變形與彈力變化巨大而突然破裂失壓、不便監測、制造困難等一系列問題。

通過建立此新型電盤式制動器有限元分析模型，計算其主體結構強度和變形，為改進設計提供了依據。以該種新型盤式制動器為研究對象，在SolidWorks中建立三維模型并導入 ANSYS Workbench中，對其零部件進行靜應力強度及模態分析，得出了零部件所受的最大應力、固有頻率及振型。分析計算結果表明，主體零件強度安全裕量較為充足，個別變形較大。同時，根據分析結果進行總結，提出改進方案，為新型盤式制動器的進一步研究奠定了理論基礎。

1 新型盤式制動器原理

圖1所示為某盤式制動器。

1.固定盤2.活塞3.內側殼體4.制動盤5.摩擦片6.外側殼體

新型盤式制動器的工作原理是：制動盤4通過4個螺釘與汽車車輪輪轂連接，跟隨汽車車輪一起旋轉，分別有四塊摩擦片5固連在外側殼體6和內側殼體3上，在未進行制動時，摩擦片與制動盤之間保持0.3 mm的間隙，這足以保證車輪不受制動力作用；當采取制動后，與固定盤1連接的氣壓機構通過加壓，經過增力機構增力之后推動活塞2，活塞2與內側殼體3之間沒有間隙，從而內側殼體3向左運動，與制動盤4接觸，外側殼體6與固定盤1是通過螺栓固定連接在一起的，此時在反作用力的作用下整體一起向右運動，從而內側殼體和外側殼體相向運動而夾緊制動盤，實現制動。由于制動力較大，主體零件結構較復雜，可能會產生較大的應力和變形，為保證安全有必要對其主體結構進行有限元分析。

2 盤式制動器有限元模型的建立

根據實際設計尺寸，應用 SolidWorks軟件進行機械制動器建模并完成裝配。新型盤制動器的三維模型主要由固定盤、活塞、內測殼體、制動盤、摩擦片、外側殼體組成，其三維模型如圖2所示。局部位置有螺紋孔、走線孔和倒圓角等細小特征。有限元分析主要對新型盤式制動器進行線性靜態分析，結構中的細小特征屬于非線性特征，對整體架構的性能影響較小，可以將這些小孔、倒角和不影響整體結構性能的細小特征進行簡化或忽略。簡化后的三維模型不會對有限元分析的結果產生較大影響，而且可以加快有限元分析的計算速度，提高有限元分析的效率。

圖2 制動器主要零部件

3 盤式制動器主要零件的結構靜力分析

3.1 參數準備

各個零件所用材料的屬性如表1所示。根據制動器各個零件的受力情況，綜合第一類自由度約束和第三類表面載荷對有限元模型施加載荷和約束，計算出各個零件所受載荷的大小。

表1 各零件材料屬性表

3.2 制動盤的結構靜力學分析

對制動盤內圈施加固定約束，對制動盤力為32 000 N，力矩為16 000 N·m。求解結果顯示等效應力云圖如圖3所示，變形云圖如圖4所示。

圖3 制動盤應力云圖

通過圖3可以看出，在制動盤根部處應力最大，最大應力值為178.54 MPa。總變形Total Deformation云圖如圖4所示。通過圖4可以看出，在施加力矩面上的邊處產生了最大的變形，最大變形量為0.0083 mm。

3.3 內側殼體的結構靜力分析

施加完載荷及約束后加載求解得到內側殼體變形云圖如圖5所示，應力分析云圖如圖6所示。

通過圖5可以看出，在與摩擦片接觸處產生了最大的變形，最大變形量為0.047 mm。內側殼體應力分析云圖如圖6所示。通過圖6可以看出，在內側殼體筋處應力最大，最大應力值為82.721 MPa。

圖4 制動盤變形云圖

圖5 內側殼體變形云圖

圖6 內側殼體應力分析云圖

3.4 固定盤的結構靜力分析

施加完載荷及約束后加載求解得到內側殼體變形云圖如圖7所示，應力分析云圖如圖8所示。

圖7 固定盤變形云圖

圖8 固定盤應力分析云圖

通過圖7可以看出，在施加載荷處產生了最大的變形，最大變形量為0.093 mm。通過圖8可以看出，在施加氣壓的筒與筋板連接處應力最大，最大應力值為278.07 MPa。

3.5 外側殼體的結構靜力學分析

施加完載荷及約束后加載求解得到內側殼體變形云圖如圖9、應力分析云圖如圖10所示。

通過圖9可以看出，在內圈處產生了最大的變形，最大變形量為0.163 mm。通過圖10可以看出，在外側殼體支腳與盤連接處應力最大，最大應力值為157.33 MPa。

3.6 摩擦片的結構靜力分析

施加完載荷及約束后加載求解得到內側殼體變形云圖如11所示，應力分析云圖如圖12所示。

圖9 外側殼體變形云圖

圖10 外側殼體應力分析云圖

圖11 摩擦片變形云圖

通過圖11可以看出，在內圈處產生了最大的變形，最大變形量為1.356 mm。通過圖12可以看出，在此處應力最大，最大應力值為28.795 MPa，相比較摩擦片材料許用應力75 MPa，完全可以滿足工作要求。

圖12 摩擦片應力分析云圖

3.7 部分零部件的改進

由于固定盤和內側殼體的過渡圓角對結構接觸存在應力影響，可以通過增大過渡圓角半徑的方法減小應力集中。在其他材料參數和邊界條件相同的條件下，固定盤和內側殼體的過渡圓角半徑增大為8 mm，得到應變應力參數如表2所示，應變應力結果如圖13、圖14所示。

表2 應力應變參數表

圖13 固定盤過渡圓角半徑為8 mm應力應變云圖

圖14 內側殼體過渡圓角半徑為8 mm應力應變云圖

4 模態分析

制動器在實際使用過程中，僅靜力學分析不能夠滿足設計需求，需要對制動盤進行動力學分析，分析制動盤是否能承受制動器正常工作時所產生的外部激勵載荷。

4.1 模態分析介紹

模態分析是用來確定某一具體結構的振動特性的技術。利用得到的模態，可以進行動力學的下一步分析。比如，得到了汽車制動器整體的模態，那么，在生產制造的時候就需要注意，生產出的部件模態必須跟制動器的有差別，如兩者的模態接近就很容易發生共振，產生安全隱患。

首先對于無阻尼自由振動情況來說，外部或者內部沒有產生阻尼，外部也沒有對它產生激勵，即：

式（1）經過傅里葉變換所對應的簡諧振動的解為：

式中：為固有頻率，Hz；0為振幅，μm。

將式（2）代入式（1），得：

由于模型式自由振動，因此模型中的每個節點的振動幅度不可能全部為0，由齊次線性方程組可知方程的系數必須為0。即：

4.2 添加約束

給制動盤的四個螺紋孔添加固定約束。限制制動盤在、、方向的移動和繞軸和軸旋轉的自由度。將制動盤和摩擦片之間的接觸設置為綁定。

4.3 求解結果

制動器的前6階主振型如圖15所示。

從模態分析的結果可知：制動器的固有頻率較高。最低的固有頻率為520.81 Hz。

表4是查閱資料得到的關于整車的模態分析。通過分析可得：

（1）整車系統的模態綜合頻率較低，一般為100～200 Hz，而該制動器的最低固有頻率為696.71 Hz。因此，汽車在正常的行駛過程中，不會與汽車的部件產生共振而造成更大的振動。一般來講，四缸發動機在怠速下振動頻率范圍一般為23～40 Hz；啟動后，在最高轉速下的振動頻率為200 Hz左右，不會與制動器產生共振。

（2）隨著階次的增加，固有頻率逐漸增加。這是因為隨著階次的升高，激發高階振動的載荷的能量減弱，而且高階振動的節點數更多，所以振動不容易被激發，故制動器固有頻率在第一階振型處最小。

（3）汽車在地面上行駛時，地面給予的激勵一般只有十幾赫茲，更不會和制動器產生共振。其主要的刺激來源于摩擦片和制動盤的摩擦耦合等。從模態分析結果中可看出，制動器的一階、二階和三階固有頻率較為接近，因此在實際的生產制造中，應避免產生共振，造成更大的影響。

表4 整車的模態分析表

5 結論

本文以某新型盤式制動器作為仿真分析的具體案例模型，建立三維模型，利用ANSYS Workbench軟件對模型進行靜力學分析和模態分析，根據分析結果可得以下結論：

（1）在靜力學分析中，得到了制動器各零部件的應力應變情況。通過提出增大過渡圓角半徑的方法來減小應力集中。

（2）模態分析得出了制動器的前六階振型，制動器翼子板處振型位移最大，在制動器制造過程中應增加此部分的剛度，使其滿足工作要求。

（3）該制動器在滿足使用要求的同時，應使其固有頻率避開表4中的頻率范圍以免發生共振。

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Strength Analysis and Modal Analysis of a New Disc Brake Based on Ansys Workbench

ZENG Yuhao，XIE Songcheng，YANG Rongsong

(School of Mechanical Engineering, Sichuan University, Chengdu 610065, China )

In order to study the stress-strain condition and mechanical properties of a new disc brake during braking, a three-dimensional model is constructed by SolidWorks and analyzed with ANSYS Workbench based on the finite element principle. Static stress analysis is carried out to obtain the stress and deformation law of the main components of the brake and the maximum moment of stress and deformation. With the stress of each component obtained, improvement is made where the stress concentration occurs. At the same time, the method of changing the radius of the transition circle is proposed. With analysis and verification of the method, it provides a theoretical basis for the optimal design and dynamic analysis of the disc brake. Through the modal analysis of the assembly, the first six natural frequencies and modes are obtained. The results of calculation and analysis prove that the brake does not resonate during the braking process, and the structure is safe and reliable, which can meet the requirements of actual working conditions.

disc brake；ANSYS Workbench；static stress analysis；modal analysis

O242.2

A

10.3969/j.issn.1006-0316.2020.01.004

1006－0316 (2020) 01－0023－06

2019－07－26

曾昱皓（1993－），男，四川資陽人，碩士研究生，主要研究方向為新型盤式制動器、機械設計制造；楊榮松（1963－），男，四川成都人，博士研究生，副教授，主要研究方向為機械傳動與智能控制、機械設計制造、汽車安全。