基于摩擦接觸關系的蹄式制動器制動性能優(yōu)化

基于摩擦接觸關系的蹄式制動器制動性能優(yōu)化

評估車輛鎖的主要指標是鎖的效率及其連續(xù)性，以及鎖的方向穩(wěn)定性。單自由度蹄式制動器摩擦片壓力分布不均勻性問題突出,嚴重影響了車輛的制動性能,甚至影響了摩擦片的使用壽命。目前,關于單自由度蹄式制動器摩擦片壓力分布的研究,多為針對某一具體的蹄式制動器進行有限元分析,發(fā)現(xiàn)摩擦片接觸壓力分布規(guī)律并不完全符合余弦分布規(guī)律,尚缺乏對摩擦片壓力分布規(guī)律的影響因素以及如何改善不均勻性等問題的探討。因此,對單自由度制動器的摩擦片接觸壓力分布規(guī)律及其優(yōu)化進行研究有一定的必要性和理論意義。本文利用ANSYS/Workbench軟件對某一具體雙領蹄制動器的制動過程進行模擬,分析制動鼓與摩擦片之間的壓力分布,并與理論余弦分布規(guī)律進行對比分析。通過優(yōu)化制動器的結構參數(shù),獲得良好的制動性能。1制動鼓與摩擦片間的接觸壓力依據(jù)制動時各部件之間的相互約束關系和主要力學特性,建立蹄式制動器有限元模型時,需要建立制動鼓、制動蹄和摩擦片3部分模型。本文測試制動鼓與摩擦片之間的接觸壓力,未測試制動器的應力、形變,所以去除結構尖角和圓角不會對接觸壓力的仿真結果產(chǎn)生較大影響。模型的簡化既能確保一定的分析精度,又可以提高網(wǎng)格劃分和計算的速度。本文利用UGSNX5.0建立蹄式制動器的三維實體模型,然后通過通用接口以*.x_t的格式導入ANSYS/Workbench軟件中。1.1網(wǎng)格尺寸劃分利用ANSYS/Workbench軟件自動劃分網(wǎng)格功能,根據(jù)零件幾何形狀自動匹配合適的網(wǎng)格類型,反復修改網(wǎng)格尺寸以得到較精確的分析結果。制動鼓和制動蹄網(wǎng)格自動利用高精度10節(jié)點四面體Solid186進行劃分,網(wǎng)格尺寸為6mm。摩擦片網(wǎng)格自動利用高精度20節(jié)點六面體Solid187進行劃分,網(wǎng)格尺寸為3mm。共劃分30310個節(jié)點,80626個單元,如圖1所示。定義制動鼓、制動蹄和摩擦片的材料屬性,見表1。1.2制動鼓內(nèi)表面為目標面模型中共有4對接觸對,通過接觸單元Targe170和Conta173進行模擬。根據(jù)定義目標面和接觸面的基本原則,綜合考慮選取制動鼓內(nèi)表面為目標面,摩擦片的摩擦面為接觸面,接觸類型為摩擦接觸,摩擦因數(shù)為0.3;摩擦片的非摩擦面為目標面,制動蹄外表面為接觸面,制動蹄與摩擦襯片之間采用綁定連接,以保持二者在材料不同的基礎上連接面結點重合。模擬制動器工作時的邊界條件:選取制動鼓的底面為約束目標,將其固定;選取制動蹄上的銷孔內(nèi)圓面為約束目標,放開X方向的轉動自由度,其他方向的移動和轉動自由度為0。1.3制動鼓間間隙的消除制動器為雙領蹄液壓驅(qū)動,兩制動蹄所受輪缸活塞推力大小相等,方向相反。模型中摩擦片與制動鼓之間存在0.4mm間隙,過大的間隙易導致求解時發(fā)生剛體位移,影響計算的精確度。因此采用兩步載荷進行加載,如下:第1載荷步:給制動蹄加一小轉角,使摩擦片與制動鼓接觸,以消除間隙。第2載荷步:在制動蹄的受力端施加7000N的促動力,模擬制動蹄壓緊制動鼓的過程。2摩擦片壓力分布特性本文研究的制動器摩擦片起始角為44.50°,摩擦片包角為106.00°,如圖2所示,制動鼓與摩擦片之間的最大壓力為57.344MPa。最大壓力在靠近摩擦片受力的一端,其兩端的壓力較小,摩擦片的壓力分布并不連續(xù)。單自由度的領蹄摩擦襯片徑向壓力理論公式為:式中:p1為任一點的壓力;pmax為最大壓力;α表示鉸接點與最大壓力點之間的角度。利用理論公式畫出理論曲線圖,pmax取57.344MPa?；贏NSYS/Workbench軟件的分析結果,沿摩擦片圓周方向每隔12°測試橫向壓力并取平均值,將壓力平均值對應摩擦片上的角度位置做成曲線,并將二者進行對比,如圖3所示。通過對比可以看出,利用有限元軟件分析得到的摩擦片壓力分布規(guī)律不完全符合余弦分布規(guī)律,摩擦片上的接觸壓力峰值過大且較集中。為減小因個別單位面積上壓力過大而造成摩擦片的磨損,有必要對制動器結構參數(shù)進行優(yōu)化。3動鼓與摩擦片接觸壓力分布蹄式制動器的結構參數(shù)相互關系如圖4所示,β為摩擦片起始角,α為摩擦片包角。影響摩擦片接觸壓力分布的因素主要有:摩擦片起始角β、摩擦片包角α、鉸接點位置和摩擦片寬度等。為了盡可能少變動設計參數(shù)而又達到明顯的優(yōu)化效果,針對摩擦片起始角進行優(yōu)化。原始模型的摩擦片起始角為44.50°,摩擦片包角為106.00°,根據(jù)制動器結構參數(shù)相互關系可知,摩擦片非幾何對稱分布。當摩擦片幾何對稱分布時,摩擦片起始角為37.00°?，F(xiàn)對摩擦片起始角角度做以下幾種改變,分別測試制動鼓與摩擦片之間的接觸壓力分布情況。以37.00°和44.50°為起始角等差數(shù)列的第2和第4個數(shù),以3.75°為公差,得到起始角等差數(shù)列33.25°、37.00°、40.75°、44.50°和48.25°。對不同摩擦片起始角的制動器進行有限元分析,得到最大接觸壓力值,見表2。從表2可以看出,利用有限元軟件測試的摩擦片接觸壓力峰值隨著摩擦片起始角的不同而有所改變。當起始角為37.00°時,即摩擦片幾何對稱布置時,測試出接觸壓力峰值相比于其他非對稱布置時的壓力峰值明顯降低,且接觸壓力的最大值相對于起始角為44.50°的初始模型減小了約30%。基于摩擦片壓力分析結果,沿圓周方向每隔12°測試壓力并取平均值,將壓力平均值對應摩擦片上的角度位置做成曲線,得到5組不同起始角位置的壓力分布對比曲線,如圖5所示。從圖5可以看出,摩擦片非幾何對稱布置時,接觸壓力峰值過大且較集中,壓力分布情況不完全符合余弦分布規(guī)律。當摩擦片起始角為37.00°時,即摩擦片幾何對稱布置,接觸壓力峰值明顯降低,制動鼓與摩擦片之間的接觸壓力分布曲線較為平滑。利用有限元分析軟件測試37.00°起始角位置時摩擦片接觸壓力分布情況,如圖6所示?；贏NSYS/Workbench軟件的分析結果,沿摩擦片圓周方向每隔12°測試橫向壓力并取平均值,將壓力平均值對應摩擦片上角度位置做成曲線。利用理論公式做出理論曲線圖,取pmax=38.645MPa進行對比,如圖7所示。從圖7可以看出,起始角為37.00°時,即摩擦片幾何對稱布置,利用有限元分析軟件得到的接觸壓力分布規(guī)律基本符合理論公式得到的余弦分布規(guī)律。4壓力分布規(guī)律利用有限元軟件對單自由度蹄式制動器摩擦片接觸壓力進行了理論分析,得出如下結論:(1)利用ANSYS/Workbench軟件建立了單自由度蹄式制動器模型,測試摩擦片起始角為44.50°時制動鼓與摩擦片之間的接觸壓力,壓力分布規(guī)律并不完全符合理論余弦分布規(guī)律,接觸壓力峰值過大且