制動摩擦片的偏磨仿真分析與優化設計

袁二娜

上海汽車制動系統有限公司

0 前言

摩擦片是制動系統中執行制動和傳動功能的重要部件。它利用與旋轉盤表面的摩擦力來阻止車輛運動，吸收機械能并將之轉化為熱能，同時伴隨表層材料的損耗。摩擦系數、耐磨損性和耐熱性是摩擦片的三個重要指標,影響著摩擦片的功能使用壽命。統計表明，機械零件80%失效是磨損造成的，因此檢測摩擦片的磨損顯得尤為重要。由于制動鉗幾何模型和輸入載荷的非對稱，盤厚不均勻、車輪轉動扭矩等因素，往往會出現摩擦片磨損不均的現象，即偏磨，從而降低了摩擦片的使用壽命。如果偏磨嚴重，將會導致多種不良問題，如制動力矩輸出不均、制動不平穩、制動跑偏[1]、低鳴噪音[2]，甚至影響駕駛員的駕乘感覺和制動安全等。因此研究摩擦片偏磨對于制動鉗開發有著重要和積極的意義。

臺架試驗是檢驗制動偏磨最為常用和直接的方法。它是按行業或客戶標準，由制動器供應商進行試驗驗證,相對耗時費材，且拖延開發周期。隨著有限元技術的發展,計算機仿真可以有效地彌補試驗的不足，從而快速地復現和解決設計開發中的技術問題。本文依據實驗標準建立某車型的制動系有限元模型,在Abaqus平臺上依據Archard磨損理論進行程序開發，復現磨損,進行偏磨仿真分析。

1 磨損理論

相互接觸運動的零件之間會產生摩擦,造成表層材料損耗和零件尺寸變化,這種現象可以用接觸力學Archard磨損理論來解釋[3]。它假設摩擦副的一方為較硬材料，另一方為較軟材料。法向載荷W由n個半徑為a的相同微凸體承受（如圖1所示）。當材料產生塑性變形時，法向載荷W與較軟材料的屈服極限σs的關系見式（1-1）。

圖1 Archard模型

當摩擦副產生相對滑動且每個微凸產生的磨屑為半球時,單位滑動距離的總磨損量Q0見式（1-2）。

如果考慮微凸體相互產生磨粒的概率數k和滑動距離L，則接觸表面的磨損量Q為：

而對于彈性材料σs≈H/3,H是布氏硬度,則式（1-3）可修改為：

依據上述公式，在abaqus平臺下進行節點磨損量計算程序開發，計算摩擦片的磨損量和偏磨。

2 有限元建模

為了準確模擬制動過程中摩擦片的行為狀態，取制動鉗總成、制動盤、羊角、擺臂作為幾何輸入條件（如圖2所示）。網格劃分的總原則是精少美悅,能用六面體網格的絕不用四面體網格，其目的在于確保網格質量和計算精度,并節省計算時間。對于幾何不規則殼體、支架、羊角等鑄造件采用四面體二階單元劃分網格,其它幾何規則的零部件采用六面體協調單元。單元平均尺寸為4 mm，局部尺寸細化0．5~1 mm，總單元數21萬。對于摩擦片與制動盤之間的接觸建立采用點面接觸，以便獲取每個增量步的節點壓力來計算磨損量和偏磨。其它接觸對采用面面接觸。

圖2 制動鉗有限元模型

3 偏磨仿真

3.1 測量點定義

在制動過程中，與制動盤接觸的摩擦片表面都會受到不同程度的磨損。為了能全面反映摩擦片的磨損程度，同時考慮到后處理的可操作性，根據實驗標準在摩擦片的內外圈上各選取4個點（如圖3所示）,每片共計8個點，以此8個點的磨損程度來反映摩擦片在徑向和切向的偏磨，以及整體磨損程度。

圖3 摩擦片測試點布置

3.2 仿真結果

依據試驗工況，選取22 bar和30 bar液壓下的磨損數據,查看現有設計下摩擦片偏磨狀況。表1和圖4為內摩擦片偏磨數據。對內摩擦片而言，不同壓力下磨損率和偏磨程度不同。首先壓力越大切向和徑向磨損斜率越大，即偏磨越嚴重。因此，高壓制動更易導致偏磨問題。其次，當外半徑leading側的磨損量達到3．058 mm時，trailing側的磨損量為2．837 mm,外半徑的磨損率為3．24 um/mm；當內半徑leading側的磨損量達到3．024 mm時，trailing側的磨損量為2．819 mm,外半徑的磨損率為3．27 um/mm。因此，leading側的磨損量要大于trailing側，即偏磨發生在leading側，此種現象與多數摩擦片工作中偏磨表現吻合。同時，對比內外徑四對測量點的磨損可見，外徑的磨損量大于內徑的磨損量，因此徑向主要是外側偏磨。這也與摩擦片的實際工作表現吻合。

表1 內摩擦片磨損率

表2和圖5為外摩擦片偏磨數據。對外摩擦片而言，壓力也是影響偏磨的重要因素。對比22 bar和30 bar液壓下的磨損率，可以看出壓力越大偏磨越嚴重。其次，當外半徑leading側的磨損量達到2．96 mm時，trailing側的磨損量為3．164 mm,外半徑的磨損率為-2 um/mm；當內半徑leading側的磨損量達到2．959 mm時，trailing側的磨損量為3．145 mm,內半徑的磨損率為-2．97 um/mm；因此，trailing側的磨損量要大于leading側，即偏磨發生在trailing側，恰與內摩擦片相反。而實際工作中，大部分外摩擦片的偏磨也都發生在trailing側，這與制動鉗自身結構和受力有密切的關系。同時，對比內外徑四對測量點的磨損，可以看出，外徑的磨損量略大于內徑的磨損量，因此徑向外側偏磨，但沒有內片嚴重。

圖5 外摩擦片磨損曲線

表2 外摩擦片磨損率

由上述分析可定性得出，內片leading側和外片trailing側偏磨較重，主要表現在切向，需要結構優化以改善切向偏磨。

4 設計優化

4.1 優化方案

從Archard的磨損方程可知，壓力和滑移速度是影響磨損的主要因素。徑向和切向偏磨主要是因為壓力分布不均和滑移線速度不同造成的，節點動態壓力分布越均勻，偏磨越小。因此可以通過摩擦片開倒角，更改殼體、制動盤、活塞偏心、公差和尺寸配合、支架等結構[4]來改善壓力分布。由于開倒角對噪音影響大，而其它零件基本凍結，不易更改，因此，從支架結構出發，通過加強支架橋部（如圖6所示），希望改善偏磨，主要是切向偏磨。

圖6 加強后的支架模型

4.2 優化結果

圖7內摩擦片磨損對比曲線

圖7 和表3為支架更改前后內摩擦片偏磨數據。可以看出，在22 bar液壓下,切向的平均偏磨由3．25 um/mm降到2．92 um/mm;在30 bar液壓下,切向的平均偏磨由4．48 um/mm降到4．06 um/mm。由此可見，加強支架結構使切向偏磨得以改善，leading側磨損得以減小。而對徑向偏磨的影響甚微，且徑向偏磨并不嚴重，可不予考慮。由此可見，加強支架結構也使外摩擦片切向偏磨得以改善。

表3 新舊方案內摩擦片磨損率對比

通過支架加強方案和仿真定性驗證，可見內外摩擦片的偏磨都得到了改善，同時本方案也在臺架試驗中得以驗證。

5 結論

本文根據制動鉗的工作原理，建立了制動系有限元模型，并根據Archard磨損理論在Abaqus平臺上實現了制動摩擦片偏磨模擬，很好地預測了偏磨趨勢。通過更改支架結構使偏磨得以改善。因此，本仿真方法可作為研發中定性預測制動偏磨的

表4和圖8為支架更改前后外摩擦片偏磨數據?？梢钥闯?，在22 bar液壓下,切向的平均偏磨由2．98 um/mm降到2．60 um/mm;在30bar液壓下,切向的平均偏磨由4．09 um/mm降到3．62 um/mm。一種快速有效的方法，同時本文所用的改善偏磨的方案也可作為實際工程項目的參考方案。由于本方法不能定量計算磨損，因此僅可以定性預測，還不能與臺架試驗形成定量對比。

表4 新舊方案外摩擦片磨損率對比

圖8 外摩擦片磨損對比曲線