基于ANSYS的制动鼓热应力耦合仿真分析

杨仁华，王仁磊

（西华大学汽车与交通学院，四川成都610039）

基于ANSYS的制动鼓热应力耦合仿真分析

杨仁华，王仁磊

（西华大学汽车与交通学院，四川成都610039）

运用ANSYS技术对汽车制动器制动鼓进行了持续制动温度分布仿真分析，分别对制动鼓在结构载荷作用下、热载荷作用下及热载荷与结构载荷作用下进行了仿真分析，并对结果进行了对比，在相同条件下，双载同时作用下制动鼓产生的最大应力比单独载荷作用下要大得多，为制动鼓设计提供了一种工程方法。

制动鼓；有限元；仿真；建模

制动鼓作为汽车鼓式制动器的关键零件，在高速紧急制动情况下制动鼓的性能性能直接影响着制动器的工作性能，在制动鼓与制动蹄片摩擦的地方短时间内吸收整车动能，并将其转化为热能使整个制动鼓温度升高，若是连续制动会出现制动热衰退现象，导致制动鼓强度在热应力作用下大大降低。本文通过ANSYS软件对下长坡持续制动工况下的热应力耦合分析，以分析制动鼓在在结构载荷与热作用下制动鼓的强度。

1　分析模型的建立

（1）将制动鼓在CATIA中所建的三维模型，转存为.IGS格式，导入solidworks中进行模型的修整，并使用分割线分割出制动鼓内表面蹄片作用区域，再转存为.x_t文件，以便导入ANSYS workbench中分析。

（2）定义制动鼓材料为灰铸铁，并划分网格如图1所示。

图1　制动鼓网格划分图

2　制动鼓热应力耦合仿真分析

2.1制动鼓受热温度升高计算

假设整车在最大速度为50 km/h时制动，当速度达到20 km/h时放开继续下坡，当速度上升到50 km/ h时再次制动将速度降到20 km/h，这样连续制动20次，计算出消耗的总热量，进而计算出制动鼓平均温度的升高。由于在下坡过程中，轮胎与地面摩擦以及传动系工作过程中会损失能量，同时制动鼓受热也会散失热量，要想精确计算能量的消耗是相当困难的，所以假设所有能量损失为10%.

整车制动20次从50 km/h制动减速到20 km/h时，损失的动能为

式中：m为整车质量；v1为制动初速度；v2为制动末速度。

损失后剩下的热量=1 053 240×0.9=947 916 J

单个后轮制动鼓获得的热量：

平均温度计算：

式中：Q为单个鼓制动获得的热量；C为制动鼓材料比热C=482 J/（kg.K）；M为制动鼓质量M=4 kg；△T为制动鼓升高温度。

制动鼓在摩擦热的作用下温度升高并不均匀，内表面是产生热的地方，相对其他地方温度要高得多，制动鼓内表面与摩擦片接触处的温度最高，故考虑一温度系数，最高温度上升到100℃，根据这一温度来进行热应力耦合的仿真。

2.2制动鼓温度分布分析

对制动鼓进行受热分析，在制动鼓与制动蹄摩擦出施加最高温度100℃，通过计算得到外表面换热系数为363.6 W/m2·K.加载方式如图2所示。

图2　制动鼓热载荷施加图

通过ANSYS运算得到温度分布云图如图3所示。可知，温度分布最高处为制动鼓摩擦生热处，最低温度在制动鼓中心处为42.8℃.制动鼓摩擦生热处直接与外表面接触，热传递向外较快，制动鼓中心则传递较慢［1-2］。

图3　制动鼓温度分布云图

2.3热应力仿真分析

进行制动鼓在无机械载荷状态下的应力耦合。直接将已生成的热分析文件导入结构静力学模块分析求解，得到结果如图4所示。通过云图可知在安装车轮螺栓处出现最大应力47.4 MPa，总变形量极小。

图4　热应力与变形云图

2.4热应力耦合仿真分析

将已生成的热分析文件导入结构静力学模块分析，在制动鼓与与车轮连接的地方施加螺栓圆柱约束，制动鼓中心安装轴承地方施加切向自由的轴承约束，制动鼓内表面摩擦生热处领蹄作用区域施加最大压力1.14 MPa，从蹄作用区域施加0.46 MPa最大应力，并在制动鼓内表面施加201 N·m的扭矩（注意扭矩施加方向，要保证使领蹄产生增势作用）。加载情况如图5所示。制动蹄热-应力耦合分析应力云图如图6所示［3］、制动蹄热-应力耦合分析总变形云图如图7所示。

图5　制动鼓加载图

图6　制动蹄热-应力耦合分析应力云图

图7　制动蹄热应力耦合总变形云图

通过结果可以看出在领蹄一侧与螺栓连接处出现了最大应力285 MPa，同时在制动鼓领蹄受压处出现了最大变形0.26 mm，该侧承受较大压力，仿真结果符合事实，相对准确。

3　制动鼓结构载荷仿真分析

为了阐明热-应力耦合分析的重要性，还进行了制动鼓在不受热状态下的静力结构分析。为了保证其它因素影响结果的对比，网格划分与机械载荷加载一致，在这里就不一一赘述。分析结果如图8、图9所示。

图8　制动鼓静力结构分析等效应力云图

图9　制动鼓静力结构分析总变形云图

由图可知，最大应力140 MPa，仍然出现在领蹄一侧与车轮螺栓连接的地方，最大变形量0.11 mm，也出现在领蹄一侧受压处。

4　制动鼓仿真分析结果对比

分析结果对比如表1所示。仿真热应力耦合得到最大等效应力为285.5 MPa小于铸铁材料许用应力300 MPa，制动鼓设计完全满足使用。通过表格对比，制动鼓在单一的结构载荷或受热载荷情况下等效应力都较小，但是实际工况是热、结构载荷并存，所以必须进行热应力耦合仿真。

表1　分析结果对比

5　结束语

通过对制动鼓在持续制动工况下进行了温度场的数值模拟，得到了有关的温度场云图，并对制动鼓进行了热应力分析与对比，对制动鼓的设计提供了优化依据，本文为汽车制动鼓设计提供了一种工程分析方法，也为制动鼓改进设计奠定了基础。

［1］赵文杰，吴涛，徐延海，等.基于ANSYS的汽车制动盘温度场仿真分析［J］.西华大学学报（自然科学版），2012，31（2）：31-34.

［2］何海浪，郭潇然，田顺.基于ANSYS的FSAE赛车制动盘瞬态热分析［J］.公路与汽运，2013，（5）：28-30.

［3］吴婧斯，万里翔，张新.紧急制动工况下汽车盘式制动器温度场和热应力场仿真分析［J］.北京汽车，2010，（6）：30-33.

Thermal Stress Coupling Simulation Analysis of Brake Drum based on ANSYS

YANG Ren-hua，WANG Ren-lei
（School of Automobile and Traffic，Xihua University，Chengdu Sichuan 610039，China）

In this paper，using the ANSYS technology of automobile brake drum of the continuous brake temperature distribution simulation analysis，respectively of brake drum under the structure load，thermal load and thermal load and the structure loads of simulation analysis and the results were compared，under the same condition，the double load under the simultaneous action of the brake drum of the maximum stress ratio under the action of loads separately to much larger and provides an engineering method of the brake drum design.

brake drum；finite element；simulation；modeling

U463.5

A

1672-545X（2016）08-0017-03

2016-05-03

杨仁华（1962-），男，四川蓬溪人，硕士，副教授，从事汽车计算机辅助设计与汽车计算机辅助工程研究。