侯天琦

摘 要：盤式制動器的主要零件的強度和剛度直接決定了制動系統(tǒng)是否有足夠的可靠性，是滿足汽車安全的最重要指標。本文利用ANSYS Workbench，對盤式制動器主要零件進行結(jié)構(gòu)靜力學分析，對強度和剛度進行驗證。

關(guān)鍵詞：有限元；靜力分析；剛度；強度

1.靜力學方程

結(jié)構(gòu)靜力學分析通常用來分析在給定靜力載荷作用下的響應。通常情況下，一般研究的是結(jié)構(gòu)的位移、約束反力、應力以及應變等參數(shù)。

忽略阻尼和慣性對系統(tǒng)的影響，假設(shè)結(jié)構(gòu)的加載和響應隨時間變化不大，利用ANSYS Workbench中自帶的Mechanical模塊設(shè)置結(jié)構(gòu)靜力分析選項，然后運用ANSYS求解器進行求解計算。

一般的，靜力學分析方程為：

[K]{u}={F}

其中，[K]是剛度矩陣，{u}是位移矢量，{F}是靜載荷。在分析中，不考慮動載荷對系統(tǒng)的影響，忽略阻尼和慣性。假設(shè)材料為彈性材料，結(jié)構(gòu)總體變形可忽略不計，那么[K]即為常量。

在對結(jié)構(gòu)靜力學進行分析時，通常采取的步驟為：建立分析系統(tǒng)、定義材料基本參數(shù)和屬性、建立幾何模型、明確連接關(guān)系、進行網(wǎng)格劃分、施加載荷和約束、進行求解和后處理。

2.初始參數(shù)和有限元模型的建立

在建立有限元模型之前，要先定義各部分之間的接觸關(guān)系，這些關(guān)系包括：制動鉗體與油缸、制動鉗體與支架、油缸與摩擦片、制動卡鉗與摩擦片、制動盤兩側(cè)與兩個摩擦片。

經(jīng)由計算可得，油缸底面的載荷為1.7MPa，制動盤體表面施加壓力為25MPa。給制動器端面和中心孔施加全約束。

盤式制動器主要零件參數(shù)見上表。利用Pro/E軟件進行建模，再導入ANSYS Workbench中。

3.主要零件靜力學分析結(jié)果

（1）油缸。在ANSYS Workbench平臺建立靜力學分析模塊，然后導入油虹的有限元靜力學模型，并對其進行網(wǎng)格劃分。材料屬性為結(jié)構(gòu)鋼，彈性模量為2. 1E11，泊松比為0.3，密度為7850kg/m3。對油缸開口端面施加X方向的約束，載荷大小為1.7E6Pa；對缸體外壁施加Z方向約束，載荷大小為1MPa。

經(jīng)加載后，變形最大的部分為油缸底部中心處，為0.011061mm，實際制動工作中可以忽略不計。應力最大的部分為油缸底部邊緣倒角處，底面中心變形較大，最大應力值為30.825MPa，缸體材料的最大屈服強度242MPa，滿足工作要求。[1]

（2）制動盤。在ANSYS Workbench

平臺建立靜力學分析模塊，然后導入油虹的有限元靜力學模型，并對其進行網(wǎng)格劃分。材料屬性為結(jié)構(gòu)鋼，彈性模量為1.75E11，泊松比為0.3，密度為7800kg/m3。對盤體外端面施加X方向的約束，對輪轂面施加Y方向和Z方向的約束，載荷大小均為25MPa。

經(jīng)加載后，變形最大部分為制動盤邊緣處，為0.019207mm，越靠近安裝中心孔變形越小。應力最大的部分在制動盤摩擦面邊緣，最大應力值為262.83MPa，制動盤材料的最大屈服強度345MPa，滿足工作要求。[2]

（3）摩擦片。在ANSYS Workbench

平臺建立靜力學分析模塊，然后導入油虹的有限元靜力學模型，并對其進行網(wǎng)格劃分。材料屬性為結(jié)構(gòu)鋼，彈性模量為3.4E8，泊松比為0.25，密度為2600kg/m3。對摩擦片緣施加X方向和Y方向的約束，載荷大小均為25MPa。

變形最大部分在摩擦片與制動盤接觸側(cè)邊緣處，最大值為0.0015938mm，越靠近中心變形越小。應力最大處摩擦片在摩擦一側(cè)邊緣，最大應力值為43.187MPa。對于汽車制動摩擦片我國的標準為60—90 MPa，所以本摩擦片滿足工作要求。

本文利用ANSYS Workbench，對盤式制動器主要零件進行了結(jié)構(gòu)靜力學分析，包括制動盤、支架、鉗體、摩擦片，用Pro/E軟件進行三維建模，對油缸、制動盤和摩擦片進行了有限元分析，對其進行強度和剛度驗證，分析結(jié)果完全滿足設(shè)計要求。

參考文獻：

[1]施瑞康，張德林.汽車制動器制動效能因數(shù)計算及結(jié)果分析[J].汽車技術(shù)，2005（06）.

[2]徐榮濱.多盤摩擦式液壓制動器的設(shè)計計算[J].液壓氣動與密封，2009（03）.

（作者單位：大連大學機械工程學院）