制动鼓静力分析 毕业论文.doc

鼓式制动器的三维有限元模拟与接触分析摘要本课题以通用有限元分析软件ANSYS Workbench为平台，建立了某鼓式制动器的三维有限元模型。通过改变边界条件的施加方式及不同的接触对设置参数，研究其对结果的影响，确定了鼓式制动器接触分析边界条件及接触对的设置方法。根据实际制动器所受的载荷，确定了两个分析载荷步，第一载荷步为制动鼓不动，施加实际促动力模拟制动蹄压紧制动鼓的工作过程；第二载荷步为对鼓施加转动位移，模拟制动鼓的转动。利用确定的鼓式制动器接触分析边界条件的设置方法，进一步运用ANSYS Workbench，对摩擦衬片与制动鼓之间的摩擦接触进行模拟，得出接触压强的分布特性及制动器的等效应力与变形，并分析了制动力矩在制动过程中的变化规律。本文的研究内容，对鼓式制动器的改进设计，改善磨损均匀性和制动效能均能提供参考依据。关键词：鼓式制动器；有限元法；接触分析；ANSYS Workbench AbstractIn this issue，drum brake is simulated by using the finite element analysis software ANSYS with new interface of Workbench. By changed the method to impose boundary conditions and setting of contact region, this text research on the impact of results. Based on the above results of the analysis, the method to impose boundary conditions and the setting of contact region are determined. Based on the real load, we have two load steps. The first one is fixed the brake drum and actual force is applied to simulate the working process of braking. The second one is making the brake drum turn around with a small angle.By use the method to impose boundary conditions and the setting of contact region which has been determined, the contact pressure, stress and displacement distribution between brake linings and drum are simulated. And then simulate the change of braking torque in the process of braking.The above analysis provide theoretical reference to optimize the structure of the brake so as to improving the no uniformity of wear and the effectiveness factor of the brake.Keywords: Drum brake; Finite element method; Stress; Contact analysis; ANSYS Workbench目录第一章 绪论11.1 引言11.2 制动器的发展现状21.3 制动器有限元模拟的发展及现状21.4 课题的主要内容3第二章 ANSYS接触分析功能42.1 ANSYS中接触问题的有限元分析理论42.1.1 接触问题的分类42.1.2 ANSYS中面面接触52.1.3 ANSYS中接触的类型72.2 ANSYS Workbench界面中接触分析方法72.2.1 ANSYS Workbench界面的介绍72.2.2 在ANSYS Workbench界面下进行接触分析的一般步骤8第三章 鼓式制动器的三维有限元分析93.1 制动器模型93.2 制动器的设计参数103.3 制动器的力学模型建立103.4 约束边界条件的确定113.5 制动器的有限元分析方案123.6 制动器有限元分析的前处理123.6.1 几何模型的建立123.6.2 材料特性常数设置133.6.3 网格的划分143.6.4 接触条件的设置16第四章 边界条件施加方式及接触设置的研究174.1 更改施加边界条件的方式对接触分析结果的影响174.1.1 Remote Displacement Support与Cylindrical Support对比174.1.2 Remote Displacement Support与Cylindrical Support对比结论214.1.3 Fix Support与Remote Displacement Support对比214.1.4 Fix Support与Remote Displacement Support对比结论244.1.5 Bearing Load与Remote Force对比254.1.6 Bearing Load与Remote Force对比结论284.1.7 确定鼓式制动器接触分析边界条件的施加方法284.2 更改接触对设置对接触分析结果的影响284.2.1 Adjust To Touch与Add Offset，Offset=0 对比294.2.2 Adjust To Touch与Add Offset，Offset=0对比结论314.2.3 Adjust To Touch和Add Offset，Offset=0详细比较314.2.4 Adjust To Touch和Add Offset，Offset=0详细比较结论364.2.5 改变初始接触刚度因数对结果的影响364.2.6 改变初始接触刚度因数对结果影响的结论394.2.7 确定鼓式制动器接触分析接触对接触条件的设置40第五章 加载过程与求解415.1 加载过程415.2 求解控制41第六章 结果分析426.1 实际促动力下第一载荷步结果426.1.1 制动鼓426.1.2 制动蹄436.1.3 接触压强456.2 实际促动力下第二载荷步结果466.2.1 制动鼓466.2.2 制动蹄476.2.3 接触压强486.2.4 制动力矩49第七章 总结与展望517.1 总结517.2 展望52参考文献53湖北汽车工业学院毕业设计（论文）第一章 绪论1.1 引言汽车制动系是用于使行驶中的汽车减速或停车，使下坡行驶的汽车的车速保持稳定以及保证停止的汽车在原地驻留不动的机构。汽车制动系直接影响着汽车行驶的安全性和停车的可靠性。当今，随着高速公路的迅速发展和车速的提高，为了保证行车安全，汽车制动系的工作可靠性日益重要。制动器是制动系统中最为重要的组成部分之一，它是制动系统中用以产生制动力矩的部件。一般制动器都是通过其中的固定元件对旋转元件施加制动力矩，使后者的角速度降低，依靠车轮与路面的附着作用，产生路面对车轮的制动力，达到让汽车减速的目的。目前大多数汽车采用的都是摩擦制动器，即通过摩擦产生制动力矩。制动器在工作过程中不但要承受很高的载荷还会产生大量的热，温度的升高会造成制动摩擦副表面的损伤，使制动器膨胀，影响摩擦材料的摩擦系数等物理参数，从而造成制动性能的下降。因此制动器的安全性和可靠性与制动摩擦副的性能有很大的关系。影响摩擦副的因素有很多，包括载荷、速度、摩擦系数、材料的热物理特性及耐久性、摩擦部件的设计尺寸和工作环境等因素。制动器的结构设计，在强度上，要保证制动器在使用寿命期内不会失效；在温度上，要保障制动过程中产生的大量摩擦热导致的温升对制动性能的影响不会太大，热流能够尽量的散出，从而保证制动器长期在正常的工作环境下工作。此外，接触表面的压强也是影响制动器性能的重要因素。因为压强分布影响制动器的转矩，温度，磨损等，从而影响了制动器的性能。因此接触压强是制动器研究的重点之一。1.2 制动器的发展现状在汽车发展的100多年中，随着汽车性能的不断提高，对制动器也提出了越来越高的要求。早期的制动器采用轮胎制动的方式，即直接用摩擦衬片压紧轮胎。直到1889年，德国人戴姆勒引入了制动鼓的概念，并将制动鼓装在汽车后轮上，再绕上钢缆用以制动。1902年，抱闸带式制动器问世，到1904年，这种制动器完全占领了市场。不过随着法国的雷诺发明了鼓式制动器，抱闸带式制动器的地位逐步被取代。1918年，英国人洛克希德制造出了液压制动器。之后又出现了盘式制动器。而随着汽车电子技术的发展，ABS（防抱死系统）和TCS（牵引控制系统）得到了广泛的应用1。目前各类汽车所用的摩擦制动器依然为鼓式和盘式两大类。盘式制动器虽然制动效能没有鼓式制动器大，但其稳定性好，高强度制动时，摩擦材料的摩擦因数下降较小。因此，盘式制动器普遍用做轿车的制动器。而鼓式制动器因为结构简单，工作可靠，在重型运输机械中仍得到广泛应用。1.3 制动器有限元模拟的发展及现状在国外，制动鼓有限元分析已经形成了一整套完备的分析理论，同时对一些具体工程问题进行了研究。早在1974年，FEKennedy及FELing为研究制动器的摩擦、磨损引入热弹性有限元方法2。此后又有多人通过建立有限元模型对制动器的磨损、热弹性耦合、制动噪音等问题进行了研究。同时，国内也针对鼓式制动器的数值模拟分析方面也作了一定的工作，在针对制动器的温度及结构分析方面做出了一部分成果。1995年刘建华、黄雨华应用SAP5程序对汽车鼓式双向自增力式制动器底板进行了有限元计算，得到了底板应力分布特征3。1998年方明霞、冯奇建立了鼓式制动器摩擦片的有限元模型，分别计算了摩擦片在力场和温度场中的压强分布4。2002年毛智东、王学林通过建立鼓式制动器的理论模型，并运用工程分析软件ANSYS对摩擦衬片和制动鼓之间的摩擦接触进行分析，得出接触压强的分布特性及制动器的应力分布场,结果表明这一方法对于鼓式制动器的分析计算有很高的精度5。2003年吕振华、亓昌利用有限元分析软件ADINA建立一种蹄鼓式制动器热弹性耦合动力学分析的三维有限元模型，探讨了进行制动器热弹性耦合有限元分析的过程，通过仿真计算得到制动器工作过程中摩擦副间接触力分布、制动鼓瞬态温度场、应力场、变形场等重要信息6。此外，刘立刚、王学林利用ANSYS软件预测了某重型汽车的鼓式制动器分布式摩擦衬片的压强分布、制动扭矩、制动器的应力分布以及制动器的变形7。1.4 课题的主要内容虽然前人已经对鼓式制动器有限元分析做了大量的工作，但是作为工程技术人员，如何能够更快捷简单的得到有限元分析结果依然是研究的目标。本课题即是通过使用ANSYS软件的新界面Workbench，研究更为简便的方法以得到鼓式制动器的有限元分析结果。 因此课题内容确定为以下几点：（1）掌握利用有限元分析软件ANSYS Workbench界面进行接触分析的一般方法和步骤；（2）研究ANSYS Workbench界面中不同边界条件施加方式的区别；（3）研究ANSYS Workbench界面中不同接触条件的设置对分析结果的影响；（4）确定鼓式制动器接触分析边界条件的设置方法；（5）建立鼓式制动器的三维有限元模型，根据确定的鼓式制动器接触分析边界条件的设置方法，运用ANSYS软件对摩擦衬片与制动鼓之间的摩擦接触进行分析，确定接触压强的分布特性及制动器的应力与变形，并分析制动力矩在制动过程中的变化规律。第二章 ANSYS接触分析功能2.1 ANSYS中接触问题的有限元分析理论2.1.1 接触问题的分类接触问题分为两种基本类型：刚体柔体接触，柔体柔体接触。在刚体柔体接触问题中，两个体间的刚度相差很大，形变主要发生在软的体上，硬的体就可以看作是刚体。因此一种软材料和一种硬材料接触时，问题可以被假定为刚体柔体接触。而在柔体柔体接触中，两个接触体应具有接近的刚度，在接触时两个接触体都会产生形变。ANSYS中支持三种接触方式：点点，点面，面面。点点接触单元主要用于模拟点点的接触行为，为了使用点点的接触单元，你需要预先知道接触位置，这类接触问题只能适用于接触面之间有较小相对滑动的情况。如果两个面上的结点一一对应，相对滑动又以忽略不计，两个面挠度（转动）保持小量，那么可以用点点的接触单元来求解面面的接触问题，过盈装配问题是一个用点点的接触单元来模拟面面的接触问题的典型例子。点面接触单元主要用于给点面的接触行为建模，例如两根梁的相互接触。如果通过一组结点来定义接触面，生成多个单元，那么可以通过点面的接触单元来模拟面面的接触问题，面即可以是刚性体也可以是柔性体，这类接触问题的一个典型例子是插头到插座里。面面接触单元用于模拟面与面接触的行为。ANSYS支持刚体柔体和柔体柔体的面面接触单元，这些单元应用目标面和接触面形成接触对。与点面接触单元相比面面接触单元有很多优点：8 支持低阶和高阶单元。 支持有大滑动和摩擦的大变形，协调刚度阵计算，单元提法不对称刚度阵的选项。 提供工程目的采用的更好的接触结果，例如法向压强和摩擦应力。 没有刚体表面形状的限制，刚体表面的光滑性不是必须允许有自然的或网格离散引起的表面不连续。 与点面接触单元比，需要较多的接触单元，因而造成需要较小的磁盘空间和CPU时间。 允许多种建模控制，例如：绑定接触；渐变初始穿透；目标面自动移动到初始接触；平移接触面（老虎梁和单元的厚度）；支持死活单元。使用这些单元，能模拟直线（面）和曲线（面），通常用简单的几何形状例如圆、抛物线、球、圆锥、圆柱采模拟曲面，更复杂的刚体形状能使用特殊的前处理技巧来建模。面面接触不能很好的应用于点点或点面接触问题，如管道或铆头装配。这时应使用点点或点面接触单元。用户也可在大多数区域应用面面接触单元，而在少数接触点应用点点接触单元。2.1.2 ANSYS中面面接触在涉及到两个边界的接触问题中，把一个边界作为“目标”面而把另一个作为“接触”面，对刚体柔体的接触，“目标”面总是刚性的，“接触”面总是柔性面，对柔体柔体的接触，目标面和接触面都与变形体关联。这两个面合起来叫做“接触对”。使用TARGE169和CONTA171或CONTA172来定义2-D接触对，使用TARGE170和CONTA173或CONTA174来定义3-D接触对。本课题中使用3-D接触对，下面对3-D接触对使用单元进行介绍。TARGE170单元用于模拟接触对中的“目标”面，利用一组TARGE170单元使目标面离散并通过共享的实常数号与接触片配成一对。在TARGE170单元上可以施加平移，转动，温度，电压，磁场还有力和力矩。对于刚性目标面，此种单元可以很容易模拟出复杂的外形。而对于柔性目标面，此种单元会覆盖在柔体表面来模拟柔体的边界。在ANSYS中TARGE170共有10种单元形式。包括3节点三角形、6节点三角形、4节点四边形、8节点四边形、2节点直线、3节点抛物线、圆柱、圆锥、球体和控制点。其中只有控制点有3个转动自由度，其他单元类型中，每个节点只有3个平移自由度。如图2.1所示：图2.1 TARGE170中的10种接触单元形式CONTA173和CONTA174单元都是用于模拟3-D目标面和柔性面间的接触和滑动。单元中每个节点都只有3个平移自由度。所不同的是CONTA173单元是没有中间节点的，而CONTA174单元有中间节点。如果接触单元下面的实体单元或壳单元没有中间节点则使用CONTA173单元，如果有中间节点则使用CONTA174单元。如图2.2和2.3所示：图2.2 CONTA173单元图2.3 CONTA174单元2.1.3 ANSYS中接触的类型在ANSYS中提供了5种接触类型，分别是Bonded，No Separation，Frictionless，Rough，Frictional。Bonded: 这是接触对的默认设置。如果接触对设为Bonded，两个面间不允许产生滑移或分离。此类型可用于施加载荷不会造成接触面发生变化的线性结构分析。No Separation: 此类型只能在面面接触中使用，虽然不允许两个面分离，但是可以在接触面上发生少量的无摩擦滑动。Frictionless: 此类型也只能在面面接触中使用。它用于模拟标准单方面接触：如果两个面间的压强为0，则发生分离。因为接触区域可能会随着载荷变化而变化，所以这中接触类型为非线性。两个面间的摩擦系数设定为0，从而允许自由滑动。Rough: 此类型用于模拟两个接触面间因摩擦无法滑动的情况。Frictional: 使用此设置时，两个接触面在发生相对滑动前可以承受一定的摩擦力。此类型用于模拟两个有摩擦的粗糙表面发生相对滑动的情况。2.2 ANSYS Workbench界面中接触分析方法2.2.1 ANSYS Workbench界面的介绍ANSYS软件的功能虽然强大，但是经典界面操作比较繁琐复杂，几何输入也存在一些问题，为了满足工程技术需要，ANSYS开发了新一代的CAE开发应用平台ANSYS Workbench。不同于经典界面，Workbench是更加友好的WINDOWS界面风格，如图2.4。图2.4 Workbench 界面Workbench界面的特点有： 可靠地几何输入功能，可以直接输入多种CAD软件制作的模型。 强大的网格划分功能，可以通过整体和局部的网格控制快速画出网格。 可以实现与CAD软件的无缝对接，CAD模型改动后可以直接在Workbench中更新模型。2.2.2 在ANSYS Workbench界面下进行接触分析的一般步骤在Workbench界面下进行分析依然要经过前处理、加载求解和后处理这些步骤，但在Workbench界面中软件可以智能划分网格并且自动识别接触对。接触分析的步骤可归纳为以下几步：（1）建立几何模型，定义材料，自动划分网格。（2）对所识别的接触对进行设置。（3）给定必须的边界条件。（4）定义求解选项和载荷步。（5）求解接触问题。（6）查看结果。第三章 鼓式制动器的三维有限元分析3.1 制动器模型鼓式制动器包括领从蹄式、双领蹄式、双向双领蹄式、双从蹄式和自增力式等多种形式。本课题所用模型为领从蹄式制动器，如图3.1。图3.1 领从蹄式制动器结构示意图制动时，两蹄在凸轮作用下，各自绕其支撑销的轴线向外旋转，紧压到制动鼓上。规定张开方向与制动鼓旋转方向一致的制动蹄为领蹄，而张开方向与制动鼓反向的制动蹄为从蹄。领从蹄式制动器无论汽车正向行驶还是倒退行驶，始终有一个领蹄和一个从蹄。由于领蹄上的切向合理所造成的绕支点的力矩和促动力所造成的绕同一支点的力矩是同向的，所以领蹄会比从蹄压得更紧，这就是领蹄的增势作用，于此相反，从蹄具有减势作用。本课题假设制动鼓向右旋转，则左侧为从蹄，右侧为领蹄9。领从蹄制动器的张开装置有两种形式：平衡式和非平衡式。本模型是非平衡式，因为提供促动力的凸轮中心固定，在增势和减势的作用下，两蹄若要提供相等的制动力矩需要不等的促动力，从蹄的促动力远大于领蹄。3.2 制动器的设计参数制动器由制动鼓、制动蹄、摩擦衬片组成，三者的材料的特性常数如表3.1。表3.1 各制动器零件材料的特性常数制动器零件材料杨氏模量（MPa）泊松比密度（Kg/m3）制动鼓灰铸铁1.451050.257100制动蹄球墨铸铁1.681050.287800摩擦衬片石棉10000.2518003.3 制动器的力学模型建立图3.2 制动器力学模型在原模型中促动力由凸轮提供，促动力的方向并非水平，为了简化制动器的受力情况，将促动力假设为水平力。整个制动器可划分为转动部分(制动鼓)和非转动部分(制动蹄)。其中的转动部分属于动力学范畴，而非转动部分可以通过最基本的静力学进行分析。转动部分和非转动部分之间则存在着接触摩擦。在已知两蹄的制动效能的情况下，只要知道汽车制动系的相关参数即可计算出两蹄的促动力和所产生的制动力矩。设制动时输出的制动力矩为M ，则在制动鼓的作用半径R上的摩擦力为 M /R 。故制动效能因数为 (3.1)式中，P为输入力，即施加于制动蹄上的张开力。一般领从蹄的制动效能因数K1和K2不一样，而制动效率系数 。摩擦衬片的摩擦系数不同，则i也不同。由于气压制动时凸轮的位移相同，衬片上的摩擦或是磨损近乎一样，即两蹄片上的制动力矩相同，有 (3.2)由此可得 (3.3)故有 (3.4)而从蹄上的促动力为 (3.5)式中，为制动凸轮的效率；e为凸轮旋转中心与凸轮作用点间的偏距。其中 (3.6)式中，Q为制动气室的推力；L为制动气室力臂。制动器上的制动力矩为 (3.7)参照某型号制动器，当取衬片的摩擦系数=0.45，K2=0.621，制动效率系数i=0.236，时，计算得到后制动器领蹄上的促动力P1 =13906 N，从蹄上的促动力P2=58938 N。制动力矩M=15372 Nm。3.4 约束边界条件的确定制动鼓与车轮通过螺栓连接，车轮转动带动制动鼓转动，为限制制动鼓轴向和径向的移动，应在螺栓孔上施加限制螺栓孔绕制动鼓中心轴的轴向和径向移动的约束。制动蹄一端用销固定，只能在促动力作用下绕销孔转动，故应该限制制动蹄销孔的轴向和径向移动。摩擦衬片与制动蹄铆接在一起，具有相同的自由度。3.5 制动器的有限元分析方案整个鼓式制动器的分析过程按照ANSYS的工作流程可分为前处理、加载、求解和后处理阶段。（1）前处理，即有限元建模。在CAD软件中建模并经行简化再导入ANSYS中，经过材料参数的确定，设置接触，划分网格等步骤建立鼓式制动器分析。（2）加载和求解。先确定分析问题的模式（静力结构分析，模态分析，稳态热分析等）、载荷步的数目和时间、每个载荷步中子步的数目，再施加约束和载荷，随后按照所设定的条件进行求解。（3）后处理。利用后处理程序得到相应的输出量，包括应力、变形、温度梯度、接触压强等。结果的处理功能包括彩色云图、等值线(面)、梯度 、矢量、切片、透明显示等。3.6 制动器有限元分析的前处理3.6.1 几何模型的建立本课题所用的几何模型在Pro/E中建立，结合分析目的，根据现有的软硬件条件，对模型进行了合理的简化，包括1）忽略大多数的圆角；2）制动蹄上内环至底端过渡缓坡省略；3）制动蹄上的凹槽去掉；4）制动蹄上用于与摩擦衬片铰接用的螺孔，由于体积较小，因此予以简化；5）衬片上的小孔也去掉；6）使制动蹄上各个部分的边界相互一致；7）制动鼓底面的一些小的凸台，由于对网格划分不利，也予于取消简化。如图3.3。图3.3 制动器实体模型值得注意的是，本模型是用PRO/E软件建模，而Workbench界面对于PRO/E的支持并不好。为将模型顺利导入Workbench中，需要先将模型另存为IGES格式。虽然Workbench界面可以顺利导入IGES格式的模型，但是模型中的柱面全部由两个半圆柱面组成。由于部分边界条件的施加对象要求是柱面，为了得到完整的柱面，可以用Solidworks软件读取IGES格式的模型，再转存成Solidworks的ASM格式，导入Workbench中。3.6.2 材料特性常数设置在Workbench界面中添加材料特性常数时，先在图3.4所示工具栏中选择Engineering Data图标，进入Engineering Data标签。图3.4 Workbench工具栏在Engineering Data标签中添加新的材料并根据制动器的设计参数修改材料的特性常数。如图3.5。图3.5 修改材料的特性常数返回Simulation标签，在结构树中的Geometry分支中选择各个零件，并在详细设置中选择Material选项，用之前设置的材料替换默认材料。3.6.3 网格的划分在Workbench界面中可以使用智能网格划分对整个模型进行结构离散，并在重点分析的区域使用局部网格控制功能控制局部的网格排列和密度。由于摩擦衬片与制动鼓间的接触压强是本课题的研究重点之一，为了得到较好的结果，应保证摩擦衬片由两层网格组成。使用Mesh Control中的Sizing选项控制摩擦衬片两侧网格尺寸，划分结果如图3.6所示。图3.6 摩擦衬片的网格划分在制动鼓内侧摩擦面使用Mapped Face Meshing功能使表面的单元规则排列，划分结果如图3.7所示。图3.7 制动鼓的网格划分制动蹄的网格由智能网格划分直接生成。由于接触分析需要经过大量的迭代循环，为加快运算速度，网格密度不能过高，在Mesh分支的详细设置中将Relevance调至-100，以降低整个模型的网格密度，这样得到的整个有限元模型如图3.8所示。图3.8 制动器的有限元模型离散后的单元数为7420，节点数为21261。模型各部分的单元类型见表3.2。表3.2 网格划分使用的单元类型模型单元名称描述制动鼓和制动蹄Solid18710 节点四面体单元摩擦衬片Solid18620 节点六面体单元接触对接触面Conta1743D 8节点四边形单元接触对目标面Targe1703D 6 节点三角形单元3.6.4 接触条件的设置导入模型后，Workbench会自动识别接触对，本模型包括8个接触对，即：摩擦衬片与制动鼓接触生成的4个接触对和摩擦衬片与制动蹄接触生成的4个接触对。由于摩擦衬片是铆接在制动蹄上的，衬片与制动蹄间没有相对运动，故设置两者的接触类型为Bonded。衬片与制动鼓间有摩擦力并发生相对滑动，接触类型设为Frictional。在进行Frictional类型的接触设置时，需要设定接触面间的摩擦因数，本课题取摩擦因数为0.45。求解方法设置为Augmented Lagrange（增强拉格朗日），这是因为增强拉格朗日与罚函数的方法相比，拉格朗日方法容易得到良态条件，对接触刚度的敏感性较小。刚度更新设置为Each Substep。如图3.9所示。图3.9 Frictional接触设置选项在施加边界条件进行求解计算前还需要对接触面处理的方式及初始接触刚度进行设置，如何设置将在下一章中进行探讨。第四章 边界条件施加方式及接触设置的研究4.1 更改施加边界条件的方式对接触分析结果的影响在ANSYS Workbench中提供了多种施加边界条件的方式，只有选择合理的边界条件的施加方法，才能得到可靠的结果。本模型中，制动蹄绕销孔轴转动可以用Remote Displacement Support和Cylindrical Support两种方式约束。制动鼓的固定亦可以用Remote Displacement Support和Fix Support两种方式约束。对制动蹄施加促动力可以使用Bearing Load和Remote Force两种方式。为了了解不同的边界条件施加方式究竟会对分析结果产生怎样的影响，利用不同的施加方式分别进行了计算与比较，从而确定最终采用何种方式施加边界条件。假设制动蹄上施加20000N的等促动力。为了降低运算时间，制动器材料使用默认的结构钢，网格不进行局部控制，接触对仅设置接触类型，摩擦系数设为0.1，其他选项保持默认。4.1.1 Remote Displacement Support与Cylindrical Support对比在Workbench中，Cylindrical Support用于控制圆柱面的径向，轴向和切向的移动。Remote Displacement Support可以控制曲面相对于某一参考点的全部6个自由度。因为制动蹄只能绕销轴转动，由此可知两种约束方式均可用于对制动蹄销孔进行约束。（1）在制动蹄销孔圆柱面上施加Remote Displacement Support边界条件为以销孔中心为参考点，将X,Y,Z及绕X,Z轴旋转的位移量全部设为零，绕Y轴的旋转设为FREE，达到只允许制动蹄绕销轴转动的目的。在制动鼓螺栓孔内柱面施加Fix Support，固定制动鼓。用Remote Force在制动蹄靠近凸轮的孔中心施加20000N的力模拟促动力。如图4.1所示。图4.1 边界条件示意图计算结果如下：图4.2为制动蹄X轴向变形，其特点如下：变形最大值为0.0946mm，两蹄变形量基本相等，最大变形出现在制动蹄的最高点。图4.2 制动蹄X轴向变形图4.3为制动器等效应力，其特点如下：应力集中在施加促动力的一端及靠近制动蹄销孔处，最大应力为143.27MPa，位于制动蹄靠近凸轮处。图4.3 制动器等效应力图4.4为领蹄上接触压强，其特点如下：压强集中在摩擦衬片两端，最大值为70.417MPa，位于施加促动力一端的摩擦衬片端部。图4.4 领蹄上接触压强 （2）在制动蹄销孔圆柱面上施加Cylindrical Support保持其他边界条件不变，在制动蹄销孔内圆柱面上施加Cylindrical Support，将径向和轴向设置为Fixed，切向设置为Free。计算结果如下：图4.5为制动蹄X轴向变形，其特点如下：变形最大值为0.0933mm，两蹄变形量基本相等，最大变形出现在制动蹄的最高点。图4.5 制动蹄X轴向变形图4.6为制动器等效应力，其特点如下：应力集中在施加促动力的一端及靠近制动蹄销孔处，最大应力为143.11MPa，位于制动蹄靠近凸轮处。图4.6 制动器等效应力图4.7为领蹄上接触压强，其特点如下：压强集中在摩擦衬片两端，最大值为70.073MPa，位于施加促动力一端的摩擦衬片端部。图4.7 领蹄上接触压强4.1.2 Remote Displacement Support与Cylindrical Support对比结论分别对比两种约束施加方式的变形、应力和接触压强，结果如表4.1所示。表4.1 两种约束施加方式的计算结果约束施加方式最大变形（mm）最大应力（MPa）领蹄上最大接触压强（MPa）Remote Displacement Support0.0946143.2770.417Cylindrical Support0.0933143.1170.073可见改变约束方式对分析结果最大值的影响很小，而且两种方法得到的分析结果在云图上表现出来的分布规律也是基本一致的。因为本课题主要研究的是制动器的应力分布和接触压强，而使用这两种方法所得到的结果基本一致，所以在本课题中两种方法均可使用。但是Cylindrical Support的对象必须是完整的圆柱面，而部分模型导入后会将一个圆柱面分为两个半圆，从而导致无法使用此约束方法。Remote Displacement Support的对象可以是任意曲面，故具有更高的通用性。最终选择Remote Displacement Support作为制动蹄销孔的约束方式。4.1.3 Fix Support与Remote Displacement Support对比在Workbench中，Fix Support作用是将所选对象固定。Remote Displacement Support将六个自由度的位移量全部设为0也可以达到固定的目的。（1）在制动鼓螺栓孔上施加Fix Support在制动蹄销孔内柱面施加Remote Displacement Support。在制动鼓螺栓孔内柱面施加Fix Support，固定制动鼓。用Remote Force在制动蹄靠近凸轮的孔中心施加20000N的力模拟促动力。计算结果如下：图4.8为制动蹄X轴向变形，其特点如下：变形最大值为0.0946mm，两蹄变形量基本相等，最大变形出现在制动蹄的最高点。图4.8 制动蹄X轴向变形图4.9为制动器等效应力，其特点如下：应力集中在施加促动力的一端及靠近制动蹄销孔处，最大应力为143.27MPa，位于制动蹄靠近凸轮处。图4.9 制动器等效应力图4.10为领蹄上接触压强，其特点如下：压强集中在摩擦衬片两端，最大值为70.417MPa，位于施加促动力一端的摩擦衬片端部。图4.10 领蹄上接触压强（2）在制动鼓螺栓孔上施加Remote Displacement Support其他边界条件不变，只将制动鼓螺栓孔上的Fix Support改为Remote Displacement Support。计算结果如下：图4.11为制动蹄X轴向变形，其特点如下：变形最大值为0.0967mm，两蹄变形量基本相等，最大变形出现在制动蹄的最高点。图4.11 制动蹄X轴向变形图4.12为制动器等效应力，其特点如下：应力集中在施加促动力的一端及靠近制动蹄销孔处，最大应力为143.73MPa，位于制动蹄靠近凸轮处。图4.12 制动器等效应力图4.13为领蹄上接触压强，其特点如下：压强集中在摩擦衬片两端，最大值为70.955MPa，位于施加促动力一端的摩擦衬片端部。图4.13 领蹄上接触压强4.1.4 Fix Support与Remote Displacement Support对比结论分别对比两种约束方法的变形、应力和接触压强，结果如表4.2所示。表4.2 两种约束施加方式的计算结果约束施加方式最大变形（mm）最大应力（MPa）领蹄上最大接触压强（MPa）Fix Support0.0946143.2770.417Remote Displacement Support0.0967143.7370.955两者的最大变形分别为0.0946mm和0.0967mm；两者的最大应力分别为143.27MPa和143.73MPa；两者的领蹄最大接触压强分别为70.417MPa和70.955MPa。可见改变约束方式对分析结果最大值的影响不大，而且两种方法得到的分析结果在云图上表现出来的分布规律也是基本一致的。因此两种约束方法均可在本课题中使用，但是考虑到实际分析时需模拟制动鼓的转动，使用Remote Displacement Support只需将绕Y轴转动的位移量从0改为一个小角位移，即可模拟制动鼓的转动情况，而使用Fix Support则无法实现，故选择Remote Displacement Support作为制动鼓的固定约束方式。4.1.5 Bearing Load与Remote Force对比在Workbench中，Bearing Load仅适用于圆柱形表面。其径向分量将根据投影面积来分布压强载荷。轴向载荷分量沿着圆周均匀分布。Remote Force则适用于任何曲面，且力的施加点可以自由设定。（1）用Bearing Load施加促动力在制动蹄销孔内柱面施加Remote Displacement Support。在制动鼓螺栓孔内柱面施加Fix Support，固定制动鼓。用Bearing Load在制动蹄靠近凸轮的孔内圆柱面施加20000N的力模拟促动力。计算结果如下：图4.14为制动蹄X轴向变形，其特点如下：变形最大值为0.091mm，两蹄变形量基本相等，最大变形出现在制动蹄的最高点。图4.14 制动蹄X轴向变形图4.15为制动器等效应力，其特点如下：应力集中在施加促动力的一端及靠近制动蹄销孔处，最大应力为148.45MPa，位于制动蹄靠近凸轮处。图4.15 制动器等效应力图4.16为领蹄上接触压强，其特点如下：压强集中在摩擦衬片两端，最大值为70.357MPa，位于施加促动力一端的摩擦衬片端部。图4.16 领蹄上接触压强（2）用Remote Force施加促动力其他边界条件不变，用Remote Force在制动蹄靠近凸轮的孔中心施加20000N的力模拟促动力。计算结果如下：图4.17为制动蹄X轴向变形，其特点如下：变形最大值为0.0946mm，两蹄变形量基本相等，最大变形出现在制动蹄的最高点。图4.17 制动蹄X轴向变形图4.18为制动器等效应力，其特点如下：应力集中在施加促动力的一端及靠近制动蹄销孔处，最大应力为143.27MPa，位于制动蹄靠近凸轮处。图4.18 制动器等效应力图4.19为领蹄上接触压强，其特点如下：压强集中在摩擦衬片两端，最大值为70.417MPa，位于施加促动力一端的摩擦衬片端部。图4.19 领蹄上接触压强4.1.6 Bearing Load与Remote Force对比结论分别对比两种加载方法的变形、应力和接触压强，结果如表4.3所示。表4.3 两种载荷施加方式的计算结果载荷施加方式最大变形（mm）最大应力（MPa）领蹄上最大接触压强（MPa）Bearing Load0.091148.4570.357Remote Force0.0946143.2770.417可见改变加载方式对分析结果最大值的影响也不大，两种方法得到的分析结果在云图上表现出来的分布规律也是基本一致的。因此两种加载方法均可在本课题中使用， 选择Remote Force作为载荷的施加方式。4.1.7 确定鼓式制动器接触分析边界条件的施加方法综合这一节的对比结论，可以得到制动器接触分析边界条件的施加方法：（1）选择Remote Displacement Support作为制动蹄销孔的约束方式。（2）选择Remote Displacement Support作为制动鼓的固定约束方式。（3）选择Remote Force作为载荷施加方式。4.2 更改接触对设置对接触分析结果的影响本节重点分析更改接触设置对结果的影响，通过对比不同方案得到合适的接触设置。这里所有模型使用相同的边界条件：利用Remote Displacement Support约束制动蹄销孔；利用Fix Support约束制动鼓螺栓孔；利用Remote Force在制动蹄上施加20000N等促动力。为了降低运算时间，制动器材料使用默认的结构钢，网格不进行局部控制，摩擦系数设为0.1。4.2.1 Adjust To Touch与Add Offset，Offset=0 对比接触对的接触面处理方式有两种类型：Adjust To Touch和Add Offset。这两种处理方式都是为消除接触面间的间隙或穿透。选择Adjust To Touch，系统会判断接触面是否有间隙或穿透，有则自动填充间隙，消除穿透，使两个面刚好接触。Add Offset则需要手动设置接触面得偏移量才能修正间隙或穿透，如果不设置偏移量，则间隙或穿透情况将保留。（1）接触面处理方式设置为Add Offset，Offset=0计算结果如下：图4.20为制动器等效应力，其特点如下：应力集中在施加促动力的一端及靠近制动蹄销孔处，最大应力为143.27MPa，位于制动蹄靠近凸轮处。图4.20 制动器等效应力图4.21为领蹄上接触压强，其特点如下：压强集中在摩擦衬片两端，但分布不均匀连续；最大值为70.383MPa，位于施加促动力一端的摩擦衬片端部。图4.21 领蹄上接触压强（2）接触面处理方式设置为Adjust To Touch计算结果如下：图4.22为制动器等效应力，其特点如下：应力集中在施加促动力的一端及靠近制动蹄销孔处，最大应力为144.31MPa，位于制动蹄靠近凸轮处。图4.22 制动器等效应力图4.23为领蹄上接触压强，其特点如下：压强集中在摩擦衬片两端，分布较连续；最大值为45.26MPa，位于施加促动力一端的摩擦衬片端部。图4.23 领蹄上的接触压强4.2.2 Adjust To Touch与Add Offset，Offset=0对比结论分别对比两种方式的应力和接触压强，结果如表4.4所示。表4.3 两种接触面处理方式的计算结果载荷施加方式最大应力（MPa）领蹄上最大接触压强（MPa）Adjust To Touch144.3145.26Add Offset，Offset=0143.2770.383对比应力发现改变接触面处理方式对模型等效应力的影响不大，但是接触压强却产生了较大的不同。使用Adjust To Touch算出的接触压强要小于Add Offset，Offset=0，压强的分布也有所不同，Adjust To Touch比Add Offset，Offse