馬 玲

(安徽機(jī)電職業(yè)技術(shù)學(xué)院汽車與軌道學(xué)院，安徽 蕪湖 241002)

0 引 言

眾所周知，車輛制動(dòng)系統(tǒng)的功能主要是滿足汽車在正常行駛過程中，實(shí)現(xiàn)減速，控制車速的穩(wěn)定及停止后不發(fā)生滑動(dòng)。而實(shí)現(xiàn)上述功能的汽車常用的制動(dòng)器，按結(jié)構(gòu)可分為鼓式制動(dòng)器和盤式制動(dòng)器，鼓式制動(dòng)是制動(dòng)摩擦襯片壓緊在旋轉(zhuǎn)的制動(dòng)鼓內(nèi)側(cè)產(chǎn)生的制動(dòng)，盤式制動(dòng)則是通過摩擦襯塊從兩個(gè)側(cè)面移動(dòng)，進(jìn)而夾緊制動(dòng)盤產(chǎn)生制動(dòng)。盤式制動(dòng)裝置，相對與鼓式制動(dòng)器，其散熱性較好，能夠減少摩擦熱導(dǎo)致的制動(dòng)衰減效果；雨天行駛時(shí)，也具有穩(wěn)定的制動(dòng)力。因此，制動(dòng)效果更好的盤式制動(dòng)器越來越廣泛的應(yīng)用于轎車上[1-2]。

以某乘用型轎車盤式制動(dòng)器為例，利用制動(dòng)器及地面制動(dòng)力，對盤式制動(dòng)器卡鉗進(jìn)行強(qiáng)度分析，并對制動(dòng)卡鉗的薄弱結(jié)構(gòu)進(jìn)行優(yōu)化改進(jìn)，通過后期的路試驗(yàn)證。

1 制動(dòng)鉗支架強(qiáng)度

1.1 盤式制動(dòng)器原理

如圖1所示，為盤式制動(dòng)器的制動(dòng)器的結(jié)構(gòu)示意圖，制動(dòng)盤的內(nèi)側(cè)設(shè)計(jì)有液壓缸，制動(dòng)盤兩側(cè)設(shè)計(jì)有摩擦塊，摩擦塊和制動(dòng)鉗體固定在一起；其中制動(dòng)鉗體與制動(dòng)支架，可通過導(dǎo)向銷沿軸向滑動(dòng)；制動(dòng)鉗支架則通過螺栓，固定在轉(zhuǎn)向節(jié)上。

圖1 浮鉗盤式制動(dòng)器結(jié)構(gòu)示意圖

車輛制動(dòng)過程中，活塞在液壓缸產(chǎn)生的壓力P1的作用下，推動(dòng)右側(cè)的摩擦塊向制動(dòng)盤移動(dòng)，同時(shí)，作用在制動(dòng)鉗體上的反作用力P2，推動(dòng)制動(dòng)鉗體，沿著導(dǎo)向銷向右側(cè)移動(dòng)，推動(dòng)左側(cè)的摩擦塊也向制動(dòng)盤移動(dòng)。于是制動(dòng)盤兩側(cè)的摩擦塊在P1和P2的作用下夾緊制動(dòng)盤，從而產(chǎn)生制動(dòng)力矩，促使汽車制動(dòng)[3-4]。

1.2 載荷工況

車輛在進(jìn)行制動(dòng)時(shí)，制動(dòng)卡鉗支架承受制動(dòng)器自身產(chǎn)生的制動(dòng)力矩，與此同時(shí)也承受來自于地面的反方向制動(dòng)力矩。

其中，地面制動(dòng)力能夠?qū)崿F(xiàn)汽車制動(dòng)而減速行駛，取決于制動(dòng)器內(nèi)摩擦塊與制動(dòng)盤之間的摩擦力以及輪胎與地面間的摩擦力。而制動(dòng)器制動(dòng)力，取決于制動(dòng)器的類型、尺寸大小、制動(dòng)器摩擦系數(shù)及車輪半徑，隨踏板力的增長成正比，而與地面摩擦系數(shù)無關(guān)[5-8]。

車輛制動(dòng)時(shí)，當(dāng)駕駛員作用在制動(dòng)踏板力較小時(shí)，制動(dòng)器力矩小于地面反方向制動(dòng)力矩，車輪會繼續(xù)滾動(dòng)，當(dāng)制動(dòng)踏板力增大到一定值，地面制動(dòng)力達(dá)到最大后便無法增長，車輪就會出現(xiàn)抱死不轉(zhuǎn)，車輛出現(xiàn)拖滑現(xiàn)象。

下面簡單的闡述制動(dòng)力矩的計(jì)算過程。以后輪制動(dòng)器為例，如圖2所述，假設(shè)制動(dòng)工況下μ=1，ax=1，az=1；

圖2 制動(dòng)工況受力圖

ΔFZI=MtaxhG，F(xiàn)Zr=FZrst-ΔFZ

FXr=μFZr，M1=FXrR

其中，Mt 為整車質(zhì)量，F(xiàn)Zrst為靜止時(shí)后輪載荷，F(xiàn)Zr為制動(dòng)時(shí)后輪載荷，F(xiàn)Xr為后輪制動(dòng)力，M1為制動(dòng)力矩，R為輪胎半徑，I為汽車軸距，hG為質(zhì)心高度。

制動(dòng)器產(chǎn)生的制動(dòng)力矩，則能夠在沿制動(dòng)盤旋轉(zhuǎn)方向上，產(chǎn)生兩倍最大制動(dòng)力矩，如下式所示：

其中M2為制動(dòng)器制動(dòng)力矩，D為活塞直徑，P為液壓載荷20Mpa，r為制動(dòng)盤有效半徑，即從制動(dòng)盤中心到摩擦塊磨合中心的距離，η為摩擦面摩擦系數(shù)。

由于制動(dòng)器制動(dòng)力是考察制動(dòng)鉗支架承受的極限載荷，因此采用制動(dòng)鉗支架材料的強(qiáng)度極限作為評價(jià)標(biāo)準(zhǔn)；而地面制動(dòng)力則是汽車實(shí)際工況中所能達(dá)到的最大載荷，則采用制動(dòng)鉗支架材料的屈服極限作為評價(jià)標(biāo)準(zhǔn)[9-10]。

1.3 邊界條件及強(qiáng)度分析

根據(jù)上述工況及判定標(biāo)準(zhǔn)，采用Abaqus仿真軟件中的Standard通用分析模塊，對某車型制動(dòng)鉗支架進(jìn)行強(qiáng)度分析，制動(dòng)卡鉗材料符合各向同性，后處理過程中，采用ABAQUS默認(rèn)的平均閾值為75%，Mises屈服判定準(zhǔn)則。

如圖3所示，制動(dòng)鉗支架的材料為QT450-10，屈服極限為310Mpa，其中，單邊制動(dòng)器提供的制動(dòng)力矩為1076.85N/m，地面制動(dòng)力矩為928.35Nm，作用在制動(dòng)盤上[11-12]。

圖3 制動(dòng)鉗支架結(jié)構(gòu)圖

制動(dòng)盤與摩擦塊之間設(shè)置為tie連接，摩擦塊與背板節(jié)點(diǎn)重合，背板與彈簧片節(jié)點(diǎn)重合，彈簧片與制動(dòng)鉗支架之間定義接觸。

如圖4所示，固定板通過四個(gè)螺栓孔(A、B、C、D)與后軸連接，約束其1-6自由度， 制動(dòng)盤處理成剛體(rigid body)，由于制動(dòng)盤與車輪同軸，因此將盤心E處作為加載點(diǎn)，建立局部坐標(biāo)系，軸向加載制動(dòng)力矩，約束其余5個(gè)方向的自由度。

圖4 浮鉗式制動(dòng)盤邊界設(shè)置

根據(jù)上述邊界條件及力矩，在盤心位置處施加制動(dòng)器制動(dòng)力矩。通過分析，制動(dòng)卡鉗支架的最大應(yīng)力為559Mpa，如圖5所示，制動(dòng)鉗支架強(qiáng)度不合格，需要對制動(dòng)卡鉗支架結(jié)構(gòu)進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計(jì)。

圖5 制動(dòng)鉗支架應(yīng)力云圖

2 制動(dòng)卡鉗支架優(yōu)化設(shè)計(jì)

如圖3及圖6所示，由于摩擦塊限位槽的存在，造成摩擦塊與制動(dòng)卡鉗支架僅在A處位置受力，而卡鉗支架與固定板的通過螺柱剛性連接，故A處相當(dāng)于承受彎曲力矩的作用，而圖示B處位置尺寸僅為2.3mm，結(jié)構(gòu)存在突變，此外，A與B處相交位置處的結(jié)構(gòu)為近似直角，未設(shè)計(jì)圓弧特征過渡，進(jìn)而造成卡鉗支架，在盤心施加制動(dòng)力矩的作用下，圖5所示位置應(yīng)力較大。

圖6 制動(dòng)卡鉗局部示意圖

根據(jù)上述分析，建議將B處位置的尺寸增大至7mm左右，同時(shí)在A與B處相交位置處結(jié)構(gòu)增加1mm的圓弧特征過渡，同時(shí)將卡鉗支架座底部的料厚增加3mm。制動(dòng)卡鉗支架改進(jìn)前后的結(jié)構(gòu)對比，如圖7所示。

圖7 制動(dòng)卡鉗改進(jìn)前后對比圖

對改進(jìn)后的卡鉗支架結(jié)構(gòu)，分別考察制動(dòng)器制動(dòng)力矩及地面制動(dòng)力矩作用下的卡鉗支架應(yīng)力，施加的制動(dòng)器制動(dòng)力矩為1076.85N/m，地面制動(dòng)力矩為928.35Nm，優(yōu)化后的卡鉗支架應(yīng)力云圖，如圖8所示，其中左側(cè)為施加的制動(dòng)器制動(dòng)力矩的應(yīng)力云圖，右側(cè)為施加地面制動(dòng)力矩的應(yīng)力云圖。

圖8 制動(dòng)卡鉗改進(jìn)后結(jié)構(gòu)應(yīng)力云圖

根據(jù)分析結(jié)果可以看出，在盤心位置施加制動(dòng)器制動(dòng)力矩，改進(jìn)后模型的最大應(yīng)力為430MPa，相對于原模型最大應(yīng)力560MPa，下降了23%；而在制動(dòng)盤輪心位置施加地面制動(dòng)力矩，改進(jìn)后模型的最大應(yīng)力為370MPa。由于制動(dòng)鉗支架的材料為QT450-10，其強(qiáng)度極限為450MPa，屈服強(qiáng)度為310MPa，因此與目標(biāo)值310MPa還有一定的差距，強(qiáng)度方面存在風(fēng)險(xiǎn)。

因此，建議進(jìn)一步將B處位置的尺寸增大，同時(shí)加大A與B處相交位置處結(jié)構(gòu)的圓弧特征。

進(jìn)一步改進(jìn)前后的制動(dòng)卡鉗支架結(jié)構(gòu)對比，如圖9所示。該輪結(jié)構(gòu)，將卡鉗支架中間部位的結(jié)構(gòu)加厚，增大中間結(jié)構(gòu)的截面，提升卡鉗支架的整體剛度，進(jìn)而可以降低制動(dòng)力矩作用時(shí)，卡鉗支架的抗扭變形，可以降低兩端圓弧特征位置的應(yīng)力水平；同時(shí)進(jìn)一步優(yōu)化制動(dòng)卡鉗的局部結(jié)構(gòu)，將B處位置的尺寸增大至10mm左右，此外，A與B處相交位置處結(jié)構(gòu)的圓弧特征，加大為2.8mm。

圖9 制動(dòng)卡鉗改進(jìn)前后對比圖

對進(jìn)一步改進(jìn)后的卡鉗支架結(jié)構(gòu)，分別加載制動(dòng)器制動(dòng)力矩及地面制動(dòng)力矩。分析結(jié)果應(yīng)力云圖，如圖10所示，左側(cè)云圖的最大應(yīng)力為354MPa，對應(yīng)工況的目標(biāo)值為450MPa，未超過材料的強(qiáng)度極限；而右側(cè)云圖的最大應(yīng)力為305MPa，對應(yīng)的目標(biāo)評價(jià)值為310MPa，滿足材料的屈服極限。兩個(gè)考察工況下，卡鉗支架的最大應(yīng)力相對與上輪，降低17%，均可以滿足目標(biāo)值。后期該制動(dòng)卡鉗結(jié)構(gòu)，搭載實(shí)車進(jìn)行強(qiáng)化路試，均未發(fā)生斷裂。

圖10 進(jìn)一步改進(jìn)后，制動(dòng)卡鉗結(jié)構(gòu)應(yīng)力云圖

3 結(jié) 論

(1)在項(xiàng)目開發(fā)前期，針對盤式制動(dòng)器制動(dòng)卡鉗結(jié)構(gòu)，可以通過制動(dòng)器制動(dòng)力矩及地面制動(dòng)力矩，對制動(dòng)卡鉗進(jìn)行強(qiáng)度分析，能夠預(yù)測卡鉗支架是否存在強(qiáng)度不足的問題，滿足產(chǎn)品開發(fā)的需求。

(2)通過對制動(dòng)卡鉗結(jié)構(gòu)進(jìn)行一系列優(yōu)化改進(jìn)分析，能夠識別該類卡鉗結(jié)構(gòu)的薄弱位置，降低制動(dòng)卡鉗結(jié)構(gòu)的最大應(yīng)力，進(jìn)而解決卡鉗支架強(qiáng)度不足的問題，最終通過實(shí)車路試驗(yàn)證。