车轮抱死时鼓式制动器强度的数值分析

图２无转动时蹄片上的应力分布 当鼓转动后，蹄片上的应力分布，如图３所示。最大应力也发 生在促动力的施加处，大小为２０６．３７，符合强度要求。此时，领蹄 由于摩擦力矩的增势作用应力明显增大，其中销孔附近的变化最 大，由２３．５８增大到９１．９０，但仍小于材料的许用应力值；而从蹄 由于减势作用应力减小，其中销孔处减至最小，为３．３６。
2010(3)
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图７法向应力的理论分布规律 由于制动鼓材料比较硬，抗压强度高，计算得到的最大应力 值远远小于其许用应力值，故在此不再进行分析。
５结论
主要研究了车轮抱死时鼓斌制动器的强度分析，可以得到以
下结论： （１）制动鼓未受力时，制动蹄上的最大应力出现在施加促动
力一端，最小应力出现在销孔附近。 （２）当制动鼓上施加有切向力时，由于转动趋势而产生了摩
表１整车结构参数
图１鼓式制动器的有限元模埠！ 按照鼓式制动器的工作原理，在接触强度分析过程中，主要
考虑了两对接触对，分别为两个摩擦片的外表面和制动鼓的内表 面。根据接触对创建原则删，将摩擦片作为接触面；制动鼓内表面 作为目标面。然后按接触对的生成向导创建柔—柔接触对。柔性 接触对比刚性接触更能真实地模拟制动鼓和摩擦片的变形，因此
参考文献
１李－鞋，徐振高，蒋向前：互换性与测鱼技术［Ｍｌ ｊ匕京：高等教育出版社，２００４：
３８Ｉ一３８７
供求舣方根据不确定度值协商决定。由于测得值落在厌色Ⅸ域内， 根据测量不确定度的判定原则，该圆柱直径是否合格要由供求双方
２ＩＳ０１４２５３—１，Ｄｅｃｉｓｉｏｎｒｕｌｅｓ ｆｏｒ ｐｒｏｖｉｎｇｃｏｎｆｏｒｍａｎｃｅｏｒｎｏｎｃｏｎｆｏｒｍａｎｃｅｗｉｔｈ Ｂｐｅｃ伍ｃ８ｔｉ∞＆ＩＳＯ，Ｇｅｎｅｖａ，１９９８
—质心高度，ｒｅ；ｒ，—轮胎半径，ｍ；Ｍ凸。—左（右）后轮最大制
动力矩，Ｎ·ｍ；口—制动力分配系数。
在分析中，力矩是通过在制动鼓外圆面节点上施加周向力来
实现的，因此，首先要求出制动鼓上的合力，再求出平均到每个节
以：监 点上的周向力：
（５）
Ｅ＝争
ｍ；Ｅ—每个节点 上的周向力，Ｎ；Ⅳ一节点数；相关的结构参数，如表１所示。
３．３．１测量不确定度的评定
协商确定。而如果不考虑测最不确定度的影响，该圆柱可以直接判
分析测量方法可知，对网柱饩径Ｄ的测量不确定度影响比
定为不合格。由此町见，给出测量结果的不确定度，可以减少产品的
较显著的因素主要有：直径的测量重复性引起的不确定度Ｕｌ；千
误收与误废，使产品的检验和认证更规范、可靠。
分尺示值误差引起的不确定度啦。
２杨国俊，谷正气，李伟平．有限元分析在鼓式制动器设计中的应用［Ｊ］．机械 设计与制造，２００７，６（４）：１５
３刘市刚，王学秣鼓式制动器的有限元分析（Ｊ］．专用汽车，２００３．９０）：２１—２２ ４张建，卫修敬．车辆制动器制动力矩计算方法的研究［Ｊ］．江苏理工大学学
报，１９９９，２０（３）：４３ ５钱俊梅，江晓红等．浅谈基于ＡＮＳＹＳ软件的接触分析问题［Ｊ】．煤矿机械．
２００６，２７（７）：６３ ６刘惟售汽车制动系的结构分析与设计音ｔ算［Ｍ］．北京：清华大学出版社．
２０（）４
万方数据
车轮抱死时鼓式制动器强度的数值分析
作者： 作者单位： 刊名：
英文刊名： 年，卷(期)： 被引用次数：
李永生， 巢凯年， 徐延海， LI Yong-sheng， CHAO Kai-nian， XU Yan-hai 西华大学交通与汽车工程学院,成都,610039
4.张建.卫修敬 车辆制动器制动力矩计算方法的研究 1999(03)
5.钱俊梅.江晓红 浅谈基于ANSYS软件的接触分析问题[期刊论文]-煤矿机械 2006(07)
6.刘惟信 汽车制动系的结构分析与设计计算 2004
引证文献(2条)
1.米红林.瞿志豪 AOD转炉托圈结构强度的数值仿真分析[期刊论文]-机械设计与制造 2010(2) 2.马迅.尹长城.陈艳红 基于ANSYS Workbench的鼓式制动器的接触分析[期刊论文]-湖北汽车工业学院学报
万方数据
第９期
李永生等：车轮抱死时鼓式制动器强度的数值分析
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之问是相对运动的，此时并不是最大受力状态，制动器最危险的 工况出现在车轮抱死时。
基于以上不足，建立了制动器的ｉ维柔性接触模型，该模型 考虑到了接触和变形，弥补了刚性理论问的缺点，使得计算结果更 加真实。然后通过对车辆制动过程中的受力分析，计算出了车轮 抱死时制动鼓上的最大切向力，并作为载倚施加到有限元模型， 从而得到了在最危险工况下制动器上的应力分布，为今后鼓式制 动器的设计和改进提供了理论依据。
可以看出，无论是用贝赛尔公式，还是蒙特卡罗仿真，当测馈数据 比较少时，用提出的基于模糊集合理论的评定方法，得到的测量 不确定度值要小一些，这对企业产品的合格性判定，具有一定的 指导意义。 ３．３．２测量不确定度的合格性判定
测量实例的结果为１０．０８ｍｍ，如图２所示，按照ＩＳＯ／ＰＳ １４２５３ 一１日白勺规定，当测量结果落在一致区域时，判定合格；当测苗结果落
Ｈ。用介绍的基于模糊集合理论的评定方法得：Ⅱ。＝０．５４ｍｍ３；
阮由千分尺的规格参数可得：ｕＦｌ．０４ｍｍ３。
厂矿——＝——一
然后按照式ｕ＝、／；（差）２（％）２对其合成，得到圆柱直径
ｌＯｍｍ
图２测量不确定度的合格性判定原则
的测量不确定度，测量结果为：Ｄ＝－１０．０８ｍｍ３，ｕ＝１．１７７ｍｍ３。 对比几种不同的测量小确定度评定方法结果，（表略）从表中
在不一敏区域时，判定不合格；而当测量结果落在灰色区域时，则由
４结论
针对新一代ＧＰＳ测量不确定度的评定和认证，应用模糊集 合理论，建立了测量不确定度的评定模型。通过仿真及计算实例 验证，此方法对于分布条件难以确定，小容量样本的测量不确定 度评定，结果比较可靠。同时，该方法足通过最大模范数最小法的 逼近方法来获得最优解，编程简单，能够满足新一代ＧＰＳ对测量 不确定度的评定和认证要求。
一３６一
机械设计与制造
Ｍａｃｈｉｎｅｒｙ Ｄｅｓｉｇｎ＆Ｍａｎｕｆａｃｔｕｒｅ
文章编号：１００１—３９９７（２００８）０９—００３６—０３
车轮抱死时鼓式制动器强度的数值分析
第９期 ２００８年９月
李永生巢凯年徐延海（西华大学交通与汽车工程学院，成都６１００３９） Ｄｉｇｉｔａｌ ａｎａｌｙｓｉｓ ｏｎ ｉｎｔｅｎｓｉｔｙ ｏｆ ａ ｄｒｕｍ ｂｒｅａｋ ｓｙｓｔｅｍ ｗｈｅｎ ｗｈｅｅｌｓ ｌｏｃｋ
羁＝是＝型二×Ｐ
（１）
４
式中：一（Ｒ）—左（右）促动力，Ｎ；ｄ—液压缸活塞直径，ｒａｍ；Ｐ—管
路压强，ＭＰａ。
３－２前后轮抱死时制动鼓上周向力的确定
当地面附着系数大于同步附着系数时，在制动过程中，随着 踏板力的不断增大，后轮和前轮先后抱死滑移，地面对前、后轮胎 所能产生的最大制动力矩分别为：
通过计算，可得：一＝Ｆ２＝７０５３，２Ｎ，Ｃ＝３．０７１５Ｎ。在制动蹄与活 塞顶杆连接处的节点卜施加油缸促动力，方向分别向左和向右； 制动鼓外表面的节点施加顺时针的周向力。
擦力矩。此时，领蹄上的应力急剧增大，变为从蹄上的（２巧）倍。 （３）接触面的最大应力位于摩擦衬片的顶端，其实际分布状
况与正弦分布有一定的误差，尤其在制动鼓发生转动后，此时，理 论的计算结果误差变大，与实际相差较远。
参考文献
１王良模，彭育辉．曾小平．双向自增力鼓式制动器有限元模型的建立与分析 （Ｊ】－南京理工大学学报，２００２。２６（５）：４６１—４６２
万方数据
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机械设计与制造
Ｎｏ．９ Ｓｅｐ．２００８
往直接施加法向正弦力的做法更接近真实情况，计算结果也更加 准确。此外，接触面的应力分布曲线还为摩擦片的厚度设计和磨 损提供了更为可靠的依据。
图３有转动时蹄片上的应力分布
４．２摩擦片上的应力分布
制动鼓没有转动时，两摩擦片上的应力分布相同，如图４所 示。图中，最大应力处发生在摩擦片的最顶端，应力值为７．４４，小 于材料的许用应力值２０，应力最小值出现在摩擦片下部靠近销 孔一端，大小只有０．０７３。
２模型的建立
数ｆ茂分析的对象为一国产轿车后轮制动器。首先，根据建立 其几何模型，然后利用ＳＯｌ。ＩＤ４５单元对几何模型进行单元划分 并设置相关的参数，得到ｒ相应的有限元模型，如图ｌ所示。该模 型的节点数３２４８２．单元数为２３８２７。
‰一＝争（６＋妒ｋ）织
（２）
‰＝学‰一
（３）
媳妇ｌ－堂牡
（４）
式中：帆一（帆ｈ）—前（后）轮最大制动力矩，Ｎ·ｍ；ｃ＿汽车重 力，Ｎ；Ｌ—轴距，ｍ；ｂ—质心到后轴距离，ｍ；妒一附着系数；ｋ
Ｕ Ｙｏｎｇ－ｓｈｅｎｇ，ＣＨＡＯ Ｋａｉ—ｎｉａｎ，ＸＵ Ｙａｎ－ｈａｉ （Ｄｅｐｔ．ｏｆ Ｔｒａｎｓｐｏｒｔａｔｉｏｎ ａｎｄ Ａｕｔｏｍｏｂｉｌｅ Ｅｎｇｉｎｅｅｒｉｎｇ ｏｆ Ｘｉｈｕａ Ｕｎｉｖｅｒｓｉｔｙ，Ｃｈｅｎｇｄｕ ６１００３９，Ｃｈｉｎａ）
笳雾鬟麓揣鬻怠蕊㈣鬈 中图分类号：ＴＨｌ６。Ｕ４６３．５１＋１文献标识码：Ａ
４结果分析
分两个载荷步进行计算：首先对制动蹄施加油缸促动力，然 后对制动鼓施加周向力，得到计算结果如下。
４．１制动蹄片的应力分布
制动鼓未转动前的应力分布，如图２所示。最大应力发生在 促动力的施加处，大小为２０６．３７，该材料的抗压强度为７５０，故蹄 片强度符合要求。销孔处的最大应力为２３．５８，远远小于７５０。
使得计算结果更加真实。 制动器在工作过程中，两个制动蹄分别绕支撑销旋转，即只
有一个转动自由度，因此要在销孑Ｌ处约束其轴向自由度和径向自
由度；制动鼓随车轮一起旋转，也只有转动自由度。施加时，利用 圆柱坐标系和局部坐标系对制动鼓及销孔内表面节点施加径向 和轴向约柬。