商用車(chē)制動(dòng)盤(pán)的過(guò)盈匹配研究

林瑋靜，孔 卓，孫 超，房紹山

（中國(guó)重型汽車(chē)集團(tuán)有限公司，山東 濟(jì)南 250101）

引言

隨著國(guó)家相關(guān)法規(guī)的實(shí)施，加之用戶(hù)對(duì)商用車(chē)舒適性、安全性和智能化的追求，盤(pán)式制動(dòng)器的應(yīng)用匹配越來(lái)越廣泛，其中《機(jī)動(dòng)車(chē)運(yùn)行安全技術(shù)條件》（GB 7258—2017）和《營(yíng)運(yùn)貨車(chē)安全技術(shù)條件》（JT/T 1178.1—2018）等制動(dòng)法規(guī)已強(qiáng)制要求在專(zhuān)用校車(chē)、?；返葘?zhuān)用車(chē)型上標(biāo)配盤(pán)式制動(dòng)器，因此，隨著盤(pán)式制動(dòng)器技術(shù)的日益成熟，盤(pán)式制動(dòng)器將成為商用車(chē)的標(biāo)配產(chǎn)品。

目前商用車(chē)匹配的盤(pán)式車(chē)橋普遍采用制動(dòng)盤(pán)固定在輪轂的結(jié)構(gòu)形式[1]，見(jiàn)圖1。該結(jié)構(gòu)的弊端是更換制動(dòng)盤(pán)時(shí)只能采取拆卸輪轂和軸承，不可避免地會(huì)影響到輪轂軸承的使用壽命，同時(shí)由于驅(qū)動(dòng)橋輪邊載荷較大，簡(jiǎn)單地采用法蘭結(jié)構(gòu)已經(jīng)無(wú)法滿足驅(qū)動(dòng)橋的承載，因此，創(chuàng)新設(shè)計(jì)了盤(pán)式驅(qū)動(dòng)橋輪端結(jié)構(gòu)。在端面配合的前提下，增加了制動(dòng)盤(pán)內(nèi)腔與輪轂外圓的配合，進(jìn)而實(shí)現(xiàn)了在保證承載能力的前提下，可獨(dú)立更換制動(dòng)盤(pán)，無(wú)需拆卸輪轂和軸承。

圖1 普通盤(pán)式輪邊結(jié)構(gòu)

制動(dòng)盤(pán)內(nèi)腔與輪轂外圓需設(shè)置一定過(guò)盈量，保證輪轂外圓對(duì)制動(dòng)盤(pán)起到支撐作用，同時(shí)過(guò)盈量應(yīng)當(dāng)有精確控制，保證可手動(dòng)安裝、拆卸。針對(duì)結(jié)構(gòu)特點(diǎn)，建立了輪轂、制動(dòng)盤(pán)三維有限元模型[2]，分析了不同過(guò)盈量、不同軸向配合尺寸下的制動(dòng)盤(pán)滑動(dòng)阻力，通過(guò)該方法實(shí)現(xiàn)了正向確定輪轂與制動(dòng)盤(pán)過(guò)盈量，精確控制制動(dòng)盤(pán)滑動(dòng)阻力。

1 輪轂制動(dòng)盤(pán)熱機(jī)耦合有限元建模

1.1 有限元模型

建立的熱機(jī)耦合模型中，主要包括輪轂和制動(dòng)盤(pán)，系統(tǒng)有限元模型見(jiàn)圖2，同時(shí)需要確定制動(dòng)盤(pán)與輪轂配合尺寸L 值，見(jiàn)圖3。分別選取了L 值為12 mm、17 mm、22 mm、27 mm。有限元模型主要使用四面體單元建模，共包括89 159 個(gè)單元和10 000個(gè)節(jié)點(diǎn)。模型中各零件材料參數(shù)見(jiàn)表1。其中，輪轂的熱膨脹系數(shù)、熱導(dǎo)率為根據(jù)模型尺寸進(jìn)行了人為調(diào)整。

圖2 輪轂與制動(dòng)盤(pán)有限元模型

圖3 輪轂與制動(dòng)盤(pán)配合尺寸

表1 材料的物理特性

1.2 關(guān)鍵參數(shù)設(shè)定

（1）非線性接觸定義[3]。輪轂與制動(dòng)盤(pán)之間定義為SURFACE_TO_SURFACE 接觸，摩擦系數(shù)定為0.15，兩者間的熱傳導(dǎo)定義為零，保證制動(dòng)盤(pán)不存在熱量輸入。（2）輪轂熱量輸入設(shè)置。將輪轂與制動(dòng)盤(pán)的初始溫度設(shè)置為0 ℃，預(yù)估制動(dòng)盤(pán)與輪轂過(guò)盈量，初步確定輪轂熱膨脹量達(dá)到預(yù)估過(guò)盈量所需熱量[4]，然后將熱量加載到輪轂上。

2 輪轂與制動(dòng)盤(pán)過(guò)盈匹配分析結(jié)果

通過(guò)分析過(guò)盈量、軸向滑動(dòng)阻力，確定過(guò)盈量與軸向滑動(dòng)阻力的關(guān)系，進(jìn)而根據(jù)實(shí)際需要滑動(dòng)阻力確定過(guò)盈量所需范圍。

2.1 過(guò)盈量分析

為了便于結(jié)果描述，以L 值為12 mm 的有限元模型為代表進(jìn)行分析。根據(jù)圖4 輪轂和制動(dòng)盤(pán)的溫度分析結(jié)果，可知只有輪轂存在溫度升高的情況，制動(dòng)盤(pán)溫度分析前后保持不變。因此，輪轂外圓的直徑增大量就是輪轂與制動(dòng)盤(pán)之間的過(guò)盈量，選取輪轂中心切面上的兩個(gè)對(duì)稱(chēng)點(diǎn)A1、A2，見(jiàn)圖5， A1 和A2 的徑向位移增量之和即為輪轂和制動(dòng)盤(pán)過(guò)盈量，A1、A2 的位移增量與仿真時(shí)間的關(guān)系見(jiàn)圖6。

圖4 輪轂與制動(dòng)盤(pán)溫度分布

圖5 A1 和A2 兩點(diǎn)選取位置

圖6 A1 點(diǎn)和A2 點(diǎn)位移增量

2.2 軸向滑動(dòng)阻力分析

利用有限元軟件，可獲得輪轂與制動(dòng)盤(pán)之間的作用力，其中其軸向方向的作用力即為制動(dòng)盤(pán)的軸向滑動(dòng)阻力，其大小與仿真時(shí)間關(guān)系見(jiàn)圖7。

圖7 制動(dòng)盤(pán)軸向滑動(dòng)阻力

2.3 不同配合尺寸下的計(jì)算結(jié)果分析

由圖5、圖6 可知，輪轂制動(dòng)盤(pán)過(guò)盈量與制動(dòng)盤(pán)軸向滑動(dòng)阻力可通過(guò)仿真時(shí)間的傳遞建立對(duì)應(yīng)關(guān)系。為確定制動(dòng)盤(pán)與輪轂不同配合L 值下的滑動(dòng)阻力變化，調(diào)整L 值，分別對(duì)L 值為17 mm、22 mm、27 mm 的有限元模型進(jìn)行計(jì)算，圖7 為不同L 值時(shí)，過(guò)盈量與滑動(dòng)阻力之間的關(guān)系。為滿足可手動(dòng)安裝、拆卸制動(dòng)盤(pán)，制動(dòng)盤(pán)滑動(dòng)阻力峰值為500 N。

圖7 不同L 值制動(dòng)盤(pán)軸向滑動(dòng)阻力

由圖7 可知，將L=12 mm，過(guò)盈量為0.001 mm 為基礎(chǔ)設(shè)計(jì)值，L 值不變的情況下，過(guò)盈量每增大100 %，其夾緊力將增大100 %；過(guò)盈量不變的情況下，L 值每增大41.7 %，其夾緊力將增大12 %?？梢酝ㄟ^(guò)實(shí)際加工工藝及承載大小合理調(diào)整L 值和過(guò)盈量。

3 結(jié)語(yǔ)

（1）建立了商用車(chē)輪轂和制動(dòng)盤(pán)的有限元模型，通過(guò)人為設(shè)定輪轂熱膨脹量和熱導(dǎo)率，建立了輪轂制動(dòng)盤(pán)的熱機(jī)耦合模型，同時(shí)定義了輪轂與制動(dòng)盤(pán)的非線性接觸。（2）模型經(jīng)過(guò)仿真計(jì)算后，分別分析了過(guò)盈量與仿真時(shí)間的關(guān)系、軸向滑動(dòng)阻力與仿真時(shí)間的關(guān)系，通過(guò)仿真時(shí)間的傳遞，可建立過(guò)盈量與滑動(dòng)阻力之間的對(duì)應(yīng)關(guān)系。 （3）在建立過(guò)盈量與滑動(dòng)阻力之間的對(duì)應(yīng)關(guān)系后，同時(shí)考慮制動(dòng)盤(pán)與輪轂的配合尺寸L的影響，建立了三者的關(guān)系圖，分別確定了過(guò)盈量、配合尺寸L對(duì)制動(dòng)盤(pán)軸向滑動(dòng)阻力的影響大小，從而實(shí)現(xiàn)確定相關(guān)配合尺寸。