龍維

【摘 要】采用ANSYS WORKBENCH對某型制動蹄建立動態(tài)接觸分析模型，分析了領、從蹄在制動過程中的應力分布?；趹Y果計算出了領、從蹄的高周疲勞安全因數(shù)，結果表明制動蹄疲勞安全因數(shù)滿足使用要求。

【關鍵詞】制動蹄鐵;疲勞分析;ANSYS WORKBENCH

引言

鼓式制動器有價格便宜、符合傳統(tǒng)設計等特點，在商用汽車上廣泛應用。在鼓制動器設計中，有限元分析為實現(xiàn)其零部件的輕量化提供了理論依據(jù)。

1 模型分析

1.1 工作原理說明

汽車制動時制動凸輪軸受到制動氣室及與之相連接的制動調整臂的扭轉作用開始轉動，推動滾輪使制動蹄鐵Ⅰ、制動蹄鐵Ⅱ繞制動蹄銷軸Ⅰ、制動蹄銷軸Ⅱ向外張開，與旋轉的制動鼓接觸，摩擦產(chǎn)生制動力;當停止制動時在回位彈簧的作用下使制動蹄鐵Ⅰ、制動蹄鐵Ⅱ繞制動蹄銷軸Ⅰ、制動蹄銷軸Ⅱ轉動回到原位，接觸摩擦失效，制動解除如圖-所示。

1.2 試驗參數(shù)確定

1.2.1 試驗所需制動力矩

已知制動器中心到支承銷距離151.4mm，摩擦片包角120°，摩擦襯片摩擦系數(shù)0.4，制動鼓半徑200mm，制動力作用點到蹄片銷軸之間的距離293.4mm。

由公式

求出領蹄效能因數(shù)為BEF1≈2.215;從蹄效能因數(shù)為BEF2≈0.518

由于制動器工作時凸輪的位移相同，襯片上的摩擦磨損近乎一樣，即兩蹄片上的制動力矩相同，因此有

領蹄促動力P1≈15011N;從蹄促動力P2≈64189N

1.2.2 試驗時制動器所承受的轉動載荷

1.2.3 制動鼓轉速

車輛在80km/h時制動鼓轉速

1.3 實際工況分析

制動鼓與車輪通過螺栓連接，車輪轉動帶動制動鼓轉動，為限制動鼓軸向和徑向的移動，在螺栓孔上施加限制螺栓孔繞制動鼓中心軸的軸向和徑向移動的約束。制動蹄一端用銷固定，只能在促動力作用下繞銷孔轉動，故應限制銷孔的軸向和徑向移動。摩擦襯片與制動蹄鉚接在一起，具有相同的自由度。

2 有限元模型建立

2.1 幾何模型的建立

幾何模型在CATIA中建立，結合分析目的，對模型進行合理簡化，得到幾何模型。

2.2 材料屬性

制動器所承擔的轉動載荷由制動鼓傳遞，由于制動鼓的體積確定，因此通過更改制動鼓的密度來實現(xiàn)其質量的改變從而替代制動器所承擔的轉動載荷。

P制動鼓=4590kg/0.008m3=573750Kg/m3

鑄鐵彎曲對稱偱環(huán)應力疲勞極限經(jīng)驗公式

擬出QT450-10的S-N曲線

2.3 網(wǎng)格劃分

根據(jù)各零件的形狀不同，采用不同的網(wǎng)格劃分方法，并對領從蹄受促動力部份進行網(wǎng)格細化。

2.4 接觸設計

制動鼓與摩擦片之間有摩擦力并發(fā)生相對滑動，接觸類型設為Fricional，摩擦襯片是鉚接在制動蹄上的，襯片與制動蹄沒有相對運動，故設置兩者的接觸類型為Bonded。

2.5 加載邊界條件

設置載荷步參數(shù)，本次分析載荷步共2步，第一載荷步時長為0.1s，讓制動鼓轉動，第二載荷步時長為0.54s，對領從蹄施加促動力。根據(jù)前節(jié)對制動器的實際工況分析，對模型進行加載。

3 計算結果分析

制動器的制動力矩在0.5s左右達到13028N·M并趨于穩(wěn)定。與試驗所需的制動力矩13300N·M只有0.02%的誤差，在工程分析中這是允許的。領蹄的等效應力為119.4MPa，從蹄的等效應力為239.23MPa，均小于零件的屈服極限310MPa，領蹄壽命為20萬次的疲勞安全系數(shù)為3.38，從蹄壽命為20萬次的疲勞安全系數(shù)為1.69，均大于零件的設計疲勞安全系數(shù)1.3，故該零件滿足設計要求。

4 結論

本文通過運用ANSYS WORKBENCH對某型制動蹄鐵根據(jù)試驗標準建立了與之對應工況的有限元分析模型，通過模擬計算出制蹄產(chǎn)生的摩擦力矩，檢驗了模型分析的正確性。分析了領、從蹄的等效應力及疲勞載荷安全系數(shù)均滿足設計要求，為零件的輕量化設計提供了理論依據(jù)。

參考文獻：

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