汽车制动间隙自动调整臂的有限元瞬态分析

L38机械设计与制造MACHINERYDESIGNMANUFACTURE第5期2010年5月文章编号10013997201005一O13803汽车制动间隙自动调整臂的有限元瞬态分析潘静胡小男杨红义。辽宁工业大学，锦州121001辽宁石化职业技术学院，锦州121001TRANSIENTANALYSISOFMOTORVEHICLEBRAKINGAUTOMATICCLEARANCEADJUSTERBASEDONANSYSSOFTWAREPANJING一HUXIAONANYANGHONGYILIAONINGUNIVERSITYOFTECHNOLOGY，JINZHOU121001，CHINALIAONINGPETROCHEMICALCOLLEGE，JINZHOU121001，CHINA【摘要】利用ANSYS软件对汽车刹车制动间隙自动调整臂的有限元瞬态分析，揭示装配体破坏的2真实原因，直观地显示各部分的应力情况及破坏区域。2关键词ANSYS；自动调整臂；有限元；瞬态分析【ABSTRACT1USINGANSYSSO,WARETHEMOTORVEHICLEBRAKINGAUTOMATICCLEARANCEADJUSTERWASANA一5LYZEDTHEEFFECTSANDLAWSOFASSEMBLYBREAKINGWEREBROUGHTTOTHELIGHT，THEREBY，THESTATEOFSTRESSAND2THEBREAKINGARE。WEREINTUITIONISTICDISPLAYED2KEYWORDSANSYS；TRANSIENTANALYSIS；FINITEELEMENT；AUTOMATICCLEARANCEADJUSTER、乎、4扩、D、护驴PP、P、牟、D舻、驴、护驴、护、护西D、护、护P舻、护、驴、驴驴中图分类号TH12，TP3917文献标识码A1引言自动调整臂是提高汽车制动安全性的一个重要部件，关系到车辆与乘客的安全，在美国和欧洲的法规中都规定商用车包括客车、载重车都要装用。我国GB126761999汽车制动系统结构、试验方法和性能要求的强制性标准中规定，在标准实施的48个月后必须装自动调整臂。我国交通部标准JTT3252002及建设部城镇建设标准CJFF1622002中都规定高等级以客车应装自动调整臂。随着国家对车辆的强制安全要求，从2002年开始，间隙自动调整臂开始大量应用在各种车的客车上。如今，自动调整臂质量问题和其与桥的匹配问题已经成为影响安全的一个重要因素，业界提出自动调整臂的安全将是未来整车企业需要关注的一个重点LLL。对S凸轮鼓式制动器而言，如果汽车每个车轮的制动间隙不同，在紧急制动时，各车轮抱死的时间顺序就会发生变化，同一时刻各车轮上的制动力就不相同，就会造成交通事故。同时使用中的大量超载以及行驶过程中各种载荷共同作用，导致制动调整臂出现故障，蜗轮与蜗杆卡死，甚至壳体、蜗轮和蜗杆等处出现裂纹，如图1所示。IIL图1壳体、蜗轮和蜗杆等处出现裂纹图片来稿13期20090723这种故障就是汽车在制动时每个车轮制动间隙不同的原因之一。制动调整臂模型结构复杂，传统的结构强度设计方法受到一定限制，因此对制动调整臂整体进行有限元强度分析、校核，直观地了解各部分的应力情况，提高设计能力，降低故障率，是十分必要的。2自动调整臂的组成和工作原理制动调整臂是控制汽车制动鼓与制动摩擦片之间的问隙，起到调节和控制制动功能与灵敏度的作用。制动调整臂的角行程可以分为部分，正常间隙角度C、过量间隙角度C、弹性角度E，如图2所示。制动时，制动分室活塞推动连接到调整臂二端的推杆，使调整臂逆时针旋转，转过正常间隙角度C，弹性角度E，就进入制动状态。制动结束后，制动鼓的回位弹簧起作用，使调整臂回到与活塞推杆成直角的位置。使用过程中摩擦片磨损，制动间隙增大，即有过量间隙时，白调机构起作用，调整臂不仅逆时针旋转正常问隙角C，还要转过过量间隙角C，才进入制动状态。制动间隙自动调整臂的工作过程，如图3所示。开始制动时，调整臂带动鼓式制动器的S凸轮轴转过正常间隙角度C和过量问隙角度C，并精确记录产生的磨损。此时S凸轮角行程处于间隙区，间隙区的特点是制动力变化不大。继续制动时，角行程进入弹性区，制动力矩急剧上升，直至车停住。松开踏板，制动回程时，制动力矩下降，角行程回到间隙区。问隙区内制动力矩平稳，且蜗轮所需克服的阻力矩最小，因此间隙调整的最佳时间是在制动即将结束时。调整臂根据制动时记录的过量问隙，由一套齿轮及扭簧单向离合器带动内部大蜗轮、大蜗杆，使S凸轮转过一定角度，完成一次调整。第5期潘静等汽车制动间隙自动调整臂的有限元瞬态分析139图2制动调整臂的角行程图3气制动间隙自动调整臂的工作过程调整臂总成，如图4所示。调整臂壳体逆时针旋转带动齿轮也逆时针旋转，和与控制臂一起固定在桥壳上的齿圈啮合，齿轮先转过正常间隙角度C对应的控制缺口，齿轮内的控制凸角靠在控制缺口的左沿，然后又随调整臂一起转动，带动小蜗杆，转过过量间隙角度C，进入制动状态，此时由于制动蹄及S型凸轮的反作用力，使大蜗杆右移一小位移，压缩预紧弹簧，则单向离合器脱开，制动继续，调整臂又转过弹性角度E，制动结束，在制动鼓的回位弹簧的作用下，调整臂壳体1顺时针旋转，自调机构起作用。齿轮随调整臂壳体继续顺时针旋转，转到控制缺口的右沿，此时由于预紧弹簧的作用，大蜗杆左移，单向离合器接合，调整臂壳体L继续顺时针转动，自调机构带动小蜗轮及超越离合器一起转动，在单向离合器的作用下大蜗杆转动，带动大蜗轮逆时针转过过量问隙角度CE，消除了过量间隙，使摩擦衬片与制动鼓之问保持正常的间隙量。当制动衬片和制动鼓之间的间隙过大时，可以通过连续制动使调整臂进行多次调整，因为每次调整量是有限的。同时，也和普通的调整臂一样，可以人为地通过旋转大蜗杆处外露的六角螺母进行调整。图4调整臂总成3调整臂有限元分析过程及验证本文以吉林某企业3570310型制动调整臂为研究对象，根据制动调整臂的动作过程，简化受力模型，基于融结构、传热学、流体、声学和爆破分析于一体的大型通用有限元分析软件ANSYS，考虑谐响应力和重力影响，外力从O8000N的工况下，对其装配体进行了有限元瞬态分析，同时经过破坏性的常规实验验证，得出可靠的改进方案。31壳体、蜗轮和蜗杆实体模型的创建采用三维设计软件PROE建模，忽略实体的一些微小特征，分别创建壳体、蜗轮和蜗杆实体模型，从PROE中导入实体，考虑到模型复杂，采用将ANSYS直接集成在PROE中，在PROE环境下完成建模后直接点击“ANSYSGEOM”，将当前模型导人到ANSYS，以SOLID45单元对其进行分网，创建有限元模型，如图5所示。将模型归档，以CDB格式写出以备装配M。图5壳体、蜗轮和蜗杆有限元模型3_2有限元模型的导入制动调整臂为装配体，为了实现其实体仿真装配，在ANSYS环境下用CDREAD命令分别导人蜗轮、壳体和蜗杆的CDB文件，并分别创建“部件”。导入后的有限元模型蜗轮、壳体、蜗杆的相对位置发生改变，应做相应调整，创建局部坐标系，并用VGEN命令将各部件移动到该坐标系相应位置，如图6所示。定义材料屙L生，蜗轮、蜗杆材料为35GRMO，壳体材料为球墨铸铁QT6003，选择部件蜗轮、蜗杆的单元定义材料属性，弹量为21E5MPA，泊松比为027。选择部件壳体的单元定义材料屙胜，弹性模量为175XE5MPA，泊松比为03；密度均取7800EKGMM。33施加约束装配并求解根据制动调整臂装配体的实际工况，通过定义耦合、定义接触及定义约束方程的刚性区的方法，分别对壳体、蜗轮、蜗杆及其接触及加载处进行处理，如图7所示。图6装配体有限元模型图7各个施加约束34施加载荷并求解将谐响应力和重力以加速度的形式施加98441SIN105JDT，0L8000N的外力施加于作用点的节点处，分27个载荷步进行瞬态分析。命令流如下AFUN，RADFINISH，S0LANTYPE，4TRNOPT，FULLLUMPM0SET，DT，3738E002DO，J，1，27ACEL，0，98_441SIN105JDT，0，F，1，FX，8000DTJ140NO5机械设计与制造MAY2010TIMEDTJNSUBST，2，5，0KBC，0OUTRES，ERASEOUTRES，BASI，LASQS0LVEENDD035有限元分析的后处理与结果显示选用通用后处理器和时间历程后处理器显示分析结果，如图8、图9所示。选取应力最大的点，观察整个加载过程中的应力变化特点。图8壳体1S应力云图图9壳体内部及蜗杆局部应力云图外载荷加载时间0IS；从08000N并受谐载441SIN105JDTM2S和重力加速度98M1S的影响，随着加载的增加，应力沿图10所示曲线增加，但波动很小，最大应力值小于157MPA。0125253756257587511125125TLME图L001S瞬态应力最大节点8490变化曲线36制动调整臂的强度试验及分析361壳体的断裂为验证有限元建模和计算的准确性，对制动调整臂进行了破坏性静载试验及疲劳试验。1静载试验，取3件壳体，当静载增加至24500N左右时，其中两件壳体销孔位置出现裂纹，出现静强度破坏。2对制动调整臂进行可靠性试验时，取3件壳体分别运行了30000、27000、28500次，壳体均在销孔处及蜗杆槽直角处产生裂纹及开裂。试验条件试验气缸缸径200MM；气压0406MPA；扭力120200N，直齿，每试验300次，检查1次。疲劳试验，结果如表1所示。表1疲劳试验结果从实验结果以及构件的表面质量我们可以看到，制动调整臂的壳体构件表面质量较差，构件局部如销孑L位置及蜗杆槽直角等处在工作时易产生应力集中现象，进而易产生疲劳破坏，个别部位如壳体销孔位置，根据ANSYS有限元分析结果显示本身的强度较弱，同时由于壳体为材料为球墨铸铁，力学性能相对较差，因此无论是实验结果还是实际使用情况，大多表现为壳体出现裂纹，同时蜗轮蜗杆在工作时，始终同一范围局部接触，也易出现疲劳破坏即蜗杆齿断裂。362改进后的试验结果根据前述试验及分析将壳体结构作如下改进，加大销孑L处截面尺寸，同时加大壳体应力最大处的圆角半径，壳体蜗杆槽直角处导圆角如图8、9所示。增大蜗轮蜗杆模数，减小蜗杆齿处应力值及变形量。重复161实验，试验结果均运行了30000次无缺陷后停止试验。4结论1对自动调整臂整体进行瞬态分析，最大应力值小于157MPA，壳体、蜗杆、蜗轮最大应力较小均小于许用应力，但从应力云图上我们町以看到，壳体、蜗杆的局部应力值相对集中、偏大，该结果破坏性试验的结果非常符合。2由图1O我们也可以得到，谐相应力与重力对加载过程中装配体应力影响不是很大，局部壳体破坏与此无关。3改进壳体的加工工艺，在工作状态下，避免了应力集中导致壳体开裂；增大模数，蜗轮与蜗杆的单齿强度增大，同时也加强齿的耐冲击性，避免在较大的工作载荷下，发生疲劳磨损及断裂，提高了自动调整臂的可靠性寿命。通过对复杂构件的有限元强度分析、校核，快速、直观地了解各部分的应力情况，提供了可靠的数据参