楔式领从蹄制动器冲焊蹄优化设计与分析

收稿日期：
２０２０ ０６ １１
基金项目：长春市科学技术局基金资助项目（１８ＤＹ０１３） 作者简介：王占礼（
１９６１－），男，汉族，吉林吉林人，长春工业大学教授，博士生导师，主要从事数字化设计与制造方向研究，Ｅ ｍａｉｌ：ｗａｎｇ
ｚｌ＠ｃｃｕｔ．ｅｄｕ．ｃｎ． 通讯作者：沐　阳（１９９１－），男，汉族，吉林长春人，长春工业大学硕士研究生，主要从事数字化设计与制造方向研究，Ｅ ｍａｉｌ：９２８９３２８２９＠ｑｑ
．ｃｏｍ．第４１卷第５期 长春工业大学学报 Ｖｏｌ．４１Ｎｏ．５２０２０年１０月 ＪｏｕｒｎａｌｏｆＣｈａｎｇｃｈｕｎＵｎｉｖｅｒｓｉｔｙｏｆＴｅｃｈｎｏｌｏｇｙ
Ｏｃｔ．２０２０ 犇犗犐：１０．１５９２３／ｊ
．ｃｎｋｉ．ｃｎ２２ １３８２／ｔ．２０２０．５．０９楔式领从蹄制动器冲焊蹄优化设计与分析
王占礼１，　沐　阳１，　左　锋２，　徐洪亮
２
（１．长春工业大学机电工程学院，吉林长春　１３００１２；２．长春一汽富晟特必克制动有限公司，吉林长春　１３００００
）摘　要：运用Ｓｏｌｉｄｗｏｒｋｓ软件对制动蹄建立几何模型，基于ＡｎｓｙｓＷｏｒｋｂｅｎｃｈ软件对制动蹄进行有限元分析，
结合分析结果对制动蹄进行了拓扑优化。

关键词：冲焊蹄；Ｗｏｒｋｂｅｎｃｈ；拓扑优化；有限元分析
中图分类号：Ｕ４６３．５１１ 文献标志码：Ａ 文章编号：１６７４ １３７４（２０２０）０５ ０４６８ ０６
Ａｎａｌｙｓｉｓａｎｄｏｐｔｉｍｉｚａｔｉｏｎｏｆｓｔａｍｐｉｎｇ ｗｅｌｄｉｎｇｓ
ｈｏｅｆｏｒｗｅｄｇ
ｅｂｒａｋｅＷＡＮＧＺｈａｎｌｉ１，　ＭＵＹａｎｇ１，　ＺＵＯＦｅｎｇ２，　ＸＵＨｏｎｇｌｉａｎｇ
２
（１．ＳｃｈｏｏｌｏｆＭｅｃｈａｔｒｏｎｉｃＥｎｇｉｎｅｅｒｉｎｇ，ＣｈａｎｇｃｈｕｎＵｎｉｖｅｒｓｉｔｙｏｆＴｅｃｈｎｏｌｏｇｙ，Ｃｈａｎｇ
ｃｈｕｎ１３００１２，Ｃｈｉｎａ；２．ＣｈａｎｇｃｈｕｎＦＡＷＳＮＴＢＫＣｏ．，Ｌｔｄ．，Ｃｈａｎｇ
ｃｈｕｎ１３００００，Ｃｈｉｎａ）Ａｂｓｔｒａｃｔ：Ｓｏｌｉｄｗｏｒｋｓｉｓｕｓｅｄｔｏｅｓｔａｂｌｉｓｈｔｈｅｇｅｏｍｅｔｒｉｃｍｏｄｅｌｏｆｔｈｅｂｒａｋｅｓｈｏｅ．ＴｈｅｆｉｎｉｔｅｅｌｅｍｅｎｔａｎａｌｙｓｉｓｆｏｒｔｈｅｂｒａｋｅｓｈｏｅｉｓｂａｓｅｄｏｎＡｎｓｙｓＷｏｒｋｂｅｎｃｈ．Ｔｈｅｂｒａｋｅｓｈｏｅｉｓｏｐｔｉｍｉｚｅｄｗｉｔｈｔｏｐｏｌｏｇｙ
．Ｋｅｙｗ
ｏｒｄｓ：ｗｔａｍｐｉｎｇ ｗｅｌｄｉｎｇｓｈｏｅｓ；Ｗｏｒｋｂｅｎｃｈ；ｔｏｐｏｌｏｇｙｏｐｔｉｍｉｚａｔｉｏｎ；ｆｉｎｉｔｅｅｌｅｍｅｎｔａｎａｌｙｓｉｓ．０　引　言
国家将汽车工业放在重点领域的优先位置，
全面确立汽车工业发展在整个国民经济中的重要
地位［１］
，随着重型商用车数量不断增加，运输距离
不断延长，商用车庞大的车身和巨大的动能为道路上其他交通参与者带来的安全隐患也随之增
加［２
］，顺应汽车轻量化的发展趋势，提高车辆行驶
安全性，
保证高效制动能力的同时也为企业减少成本，提高经济效益，对制动器的优化有着十分重
要的现实意义。

目前，冲压焊接式制动蹄（以下简称冲焊蹄）已经大范围应用于国外的商用车，国内也已经展开大量的研究工作。

文献［３］针对鼓式制动器中的冲焊蹄表面压力和摩擦力分布规律进行分析，得到了制动蹄变形，应力、应变的大小及分布情况；文献［４］利用Ａｎｓｙ
ｓＷｏｒｋｂｅｎｃｈ在软件计算冲焊蹄的各阶频率及振型后进行模态分析，通过模态分析结果对冲焊蹄进行拓扑优化。

冲焊蹄优点在于重量较同规格的铸造式制动蹄（以下简称
铸造蹄）更加轻便，可以实现更短的制动反应时间与滞回时间，加工过程较铸造蹄也更为简单，可提高企业生产效率、缩短加工周期。

对于楔式领从蹄制动器，在其位于顶端的撑开机构向两边撑开两蹄执行制动工作时，两蹄分别绕各自下端的蹄片轴中心向外转动，制动蹄上端摩擦片首先接触制动鼓且与制动鼓接触面积大，
下端摩擦片与制动鼓接触面积小，制动蹄腹板受力也呈上端大、下端小的趋势。

在摩擦片的整个生命周期中，
下端摩擦片磨损程度远小于上端，产生不必要的材料浪费，也增加了多余的重量。

根据这一问题，设计一种应用于楔式领从蹄制动器的冲焊蹄，
以保证强度为前提，以轻量化为目标，对蹄上腹板进行优化设计，得出优化后的制动蹄模型，并对模型进行分析验证。

１　楔式领从蹄制动器结构
１．１　楔式领从蹄制动器结构与原理概述
１．１．１　楔式制动器总成结构
楔式制动器总成结构包括制动室、撑开机构、复位弹簧、制动蹄、制动底版、制动鼓等。

楔式制动器的总成结构如图１所示。

１．制动室；２．撑开机构；３．制动蹄；４．制动底板；５．
制动鼓。

图１　楔式制动器总成结构
１．１．２　工作原理
在执行制动工作时，
推杆在制动室的气压推动下，使楔形块向下运动，利用锥面楔入将内活塞撑开，向两端推开制动蹄总成，将刹车片压紧在制动鼓上，产生制动力限制制动鼓旋转以实现车辆制动。

楔块撑开机构原理如图２所示。

１．２　制动蹄结构设计
国内传统的鼓式制动器中多采用铸造的方式加工制动蹄，而冲焊蹄采用冲压钢板后焊接的加工方式，冲焊蹄较铸造蹄具有成本低、质量轻、性
能高等明显的优势，是鼓式制动器的发展方向。

因此设计了一种用于楔式制动器中的冲焊蹄，其总成如图３所示。

犉推杆推力；犉０撑开力；α
楔块斜角。

图２　
楔块撑开机构原理
１．摩擦片；２．制动蹄腹板；３．制动蹄筋板；４．
蹄片轴。

图３　冲焊蹄总成
１．２．１　制动蹄尺寸设计
冲焊蹄组成部分主要包括制动蹄腹板１件、蹄片轴１件、筋板２件、摩擦片２件。

其中，制动
蹄腹板采用钢板冲压制成，外径可根据制动鼓最大内径和摩擦片厚度来设计，腹板厚度在５～８ｍｍ之间。

筋板、蹄片轴与腹板之间采用焊接方式链接，摩擦片与腹板之间采用铆接，易于更换和减小噪声。

根据ＱＣ／Ｔ３０９ １９９９标准，
设计蹄片宽度为２００ｍｍ，厚度为６ｍｍ；筋板厚度６ｍｍ。

实验表明，摩擦片的包角在９０°～１００°时，磨损最小，制动鼓温度最低，且制动效能最高，包角一般
不宜大于１２０°［５］。

因此，选取摩擦片包角为
１００°。

１．２．２　制动蹄自锁检查
在对制动器进行计算时，
有必要检查制动蹄９
６４第５期 王占礼，等：楔式领从蹄制动器冲焊蹄优化设计与分析
有无自锁的可能，检查自锁需要先计算制动蹄的制动力矩及单元法向力合力与张开力的关系。

制动蹄张开力计算简图如图４所示。

图４　制动蹄张开力计算简图
制动蹄的制动力矩为犜＝犳犖ρ，
（１）式中：犳
摩擦系数；犖
单元法向力合力；
ρ
摩擦力犳犖的作用半径（见图４）。

可写出制动蹄上的平衡方程，求得力犖与张开力犘的关系式，平衡方程如下
狆ｃｏｓα＋犛狓－犖（ｃｏｓδ＋犳ｓｉｎδ）＝０，狆犪－犛狓犮′
＋犳ρ
犖＝０。

烅烄
烆（２） 对式（
２）求解得犖＝犺狆
犮′
（ｃｏｓδ＋犳ｓｉｎδ）－犳ρ
，（３
）式中：犺＝犪＋犮＝犪＋犮′
ｃｏｓα（
见图４）。

将式（
３）代入式（１）得犜＝犘犳犺ρ犮′（ｃｏｓδ＋犳ｓｉｎδ）－犳ρ。

（４
） 当式（
４）分母为零时，蹄式制动器自锁，若下式成立，制动器便不会自锁［６
］。

犳＜犮′
ｃｏｓδρ－犮′
ｓ
ｉｎδ，
（５
）其中：
δ＝ａｒｃｔａｎｃｏｓ２α′－ｃｏｓ２α″
２β
－ｓｉｎ２α″＋ｓｉｎ２α′， （６）ρ＝４犚（ｃｏｓα′－ｃｏｓα″
）（ｃｏｓ２α′－ｃｏｓ２α″）２＋（２β－ｓ
ｉｎ２α″＋ｓｉｎ２α′）槡２
，（７
）经计算得犮′
ｃｏｓδ
ρ
－犮′
ｓｉｎδ＝０．７５，已知摩擦系数为０．３５，所以式（５
）成立，制动蹄不会自锁。

２　制动蹄的有限元分析
２．１　几何模型
在Ｓ
ｏｌｉｄｗｏｒｋｓ软件中，对冲焊蹄进行几何模型建立。

为保证分析的准确性，
将制动鼓一并建立且与制动蹄进行配合，在保证计算精度的前提下，去除一些工艺性倒角，去除腹板与摩擦片之间
的连接孔，
简化制动鼓的外形结构［７］。

建立蹄鼓装配体如图５所示。

图５　蹄鼓装配体模型
２．２　有限元模型
将几何模型导入ＡｎｓｙｓＷｏｒｋｂｅｎｃｈ中，检查被导入模型有无破损面。

为了简单有效模拟各部件间的连接关系，将制动腹板、蹄片轴、筋板、摩擦
片合并为一个ｐａｒｔ，制动鼓为一独立ｐａｒｔ
，目的是可以将相邻两零件间的网格共节点［８ ９］
，并在后期定义零件间的接触关系。

对几何模型进行网格划分，网格尺寸为５ｍｍ，在主要受力区域和尺寸较小区域做网格细化。

蹄鼓装配有限元模型建立如图６所示。

图６　蹄鼓装配有限元模型
２．３　定义材料属性
建立材料库，
定义材料属性。

在蹄鼓装配体有限元模型中，分别定义零件材料，制动鼓采用灰
０７４长春工业大学学报 第４１卷
铸铁，腹板与蹄片轴采用１５＃钢，
与之焊接的筋板采用３０＃钢，
摩擦片采用无石棉摩擦材料［１０
］。

材料属性参数见表１。

表１　材料属性参数表
材料密度／（ｋｇ
·ｍ－３）弹性模量／ＧＰａ
泊松比屈服强度／ＭＰａ
灰铸铁７２００１４８０．３－无石棉摩擦材料
１５５０２．２０．２５－３０＃钢７８５０２０００．３２５０１５＃钢
７８００
２０６
０．２５
３０５
２．４　制动应力应变分析
分析制动蹄的受力情况，
添加制动蹄的边界条件及工况，
施加促动力于筋板上端，方向分别指向筋板截面并垂直于筋板截面，在蹄片轴内表面施加圆柱支撑，
让其只可绕其轴线有旋转位移，在制动蹄腹板与摩擦片之间添加绑定接触，摩擦片
与制动鼓内表面之间为摩擦接触［１１］
，摩擦系数为
０．３５。

所有接触都采用增广拉格朗日算法和高斯
点探测检测方法。

楔块受力分解示意图如图７所示。

图７　楔块受力分解示意图
促动力需要由制动室杆推力与楔块角度计算，其中楔块锥面与推杆成６°夹角，制动汽室在额定工作气压为１０００ｋＰａ的情况下，杆推力与行程的关系如图８所示。

由图８可以看出，无论是执行行车制动工作，还是执行驻车制动工作，推杆最大推力都接近１００００Ｎ，结合图７，综合考虑楔块角度与预留安全余量后，计算出楔块所提供的横向推力犜１＝
犜２＝４９５００Ｎ。

在前期分析设置中，为模拟最大力矩产生时的工况，将分析子步数设置为２步：
１
）约束制动鼓的所有自由度，并对制动蹄施加促动力；
２）
保持第一步的促动力不变，释放制动鼓的旋转自由度，并设置一个微小的旋转位移。

分析得到的应力云图和应变云图分别如图９和图１０所示。

图８　
杆推力与行程关系图
图９　蹄鼓装配体应力云图
１
７４第５期 王占礼，等：楔式领从蹄制动器冲焊蹄优化设计与分析
图１０　蹄鼓装配体应变云图
从图９和图１
０可以看出，制动蹄最大应力出现在制动腹板上部区域，最大应力１９７．３ＭＰａ，最大位移集中于筋板上端，最大位移为０．０７ｍｍ，皆在许用范围之内。

而从图１０应力分布情况可知，腹板下半部分所受应力明显小于上半部分，而制动鼓所受应力情况也反映出摩擦片受力情况为中部偏上部区域受力较大，但此区域周围应力呈逐渐递减的趋势，
符合领从蹄式制动器中制动蹄的受力特征，说明该蹄腹板下半部分边缘受力较小甚至不受力，所以该蹄腹板外形尺寸仍存在一定的优化空间。

３　制动蹄拓扑优化分析
３．１　拓扑优化设置
在Ａｎｓｙ
ｓＷｏｒｋｂｅｎｃｈ静力学分析结果基础上添加拓扑优化分析模块，为避免多余接触带来的干扰，
选择保留制动蹄边界条件，单独对制动蹄进行分析。

提取制动鼓内表面所受的反力施加在摩擦片外表面上，
选择对称面做对称优化设置，根据应力应变分析得到的结论为参考依据，设置制动蹄腹板优化区域，以整体小于１５＃钢材料屈服强度的前提下对制动蹄腹板进行拓扑优化，得到优化结果。

优化结果如图１１所示（下面浅色区域为可去除部分）。

图１１　拓扑优化结果图
３．２　模型重构
导出拓扑优化结果文件，
依据优化结果在Ｓｏｌｉｄｗｏｒｋｓ中对原制动蹄模型进行改进设计，
重构模型同时也要考虑加工下料工艺流程及整体美观性，优化前后的制动蹄对比如图１２所示。

（ａ）优化前 （ｂ
）优化后图１２　制动蹄拓扑优化前后对比
３．３　优化验证及对比
将优化后的制动蹄模型在ＡｎｓｙｓＷｏｒｋｂｅｎｃｈ里再次进行同工况应力应变分析，以验证优化后的模型可以满足设计要求。

分析得到的结果云图如图１３和图１４所示。

图１３　
拓扑优化后制动蹄应力云图
图１４　拓扑优化后制动蹄应变云图
从图１
３和图１４可以看出，经拓扑优化后的制动蹄应力应变依然在材料许用范围内，且受力
２７４长春工业大学学报 第４１卷
情况和应力应变分布范围也与优化前基本保持一致。

优化前制动蹄质量７．６ｋｇ，体积２３０３．３ｃｍ３；优化后制动蹄质量７．５８ｋｇ，体积２２５６．４ｃｍ３；单桥整体重量减少０．６４ｋｇ，原材料节省９３．８ｃｍ３。

４　结　语
利用有限元分析软件，设计并分析了一种应用于楔式领从蹄制动器中的冲焊蹄。

设计的制动蹄整体强度在材料屈服极限之内；应力应变分布情况符合此类型制动蹄的受力特征。

领从蹄式制动器中的制动蹄存在受力不均的现象，导致原材料浪费和增加不必要的重量，经拓扑优化后改变了制动蹄的形状，但制动蹄依然可以满足设计要求，实现了在其他工况及边界条件保持不变的前提下，减轻了单蹄的重量，减小了单蹄的尺寸，起到了轻量化的作用，可进一步提高制动响应时间。

对于加工生产企业而言，部件体积和重量的减小在批量生产中会节约大量的原材料和部件运输成本，从而带来直接的经济效益。

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７
４
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