基于MSC.NASTRAN的制動器結(jié)構(gòu)優(yōu)化有限元分析

周宏陽，張圣，夏明偉

（杭州前進齒輪箱集團股份有限公司技術(shù)中心，杭州 311203）

0 引言

隨著工程機械產(chǎn)品的不斷發(fā)展，對產(chǎn)品零部件的要求也日益提高，在滿足綜合性能指標的前提下，需要零件不斷輕量化，既符合國家對節(jié)能減排的倡導(dǎo)，又能降低成本，提升產(chǎn)品競爭力。

目前，對于產(chǎn)品輕量化、零件減重方面，主要是從兩方面考慮：一是各種輕量化材料的廣泛應(yīng)用，主要是低密度、高強度材料的使用，有色合金材料的使用，以及塑料、陶瓷和其他復(fù)合材料的廣泛使用；二是結(jié)構(gòu)優(yōu)化，主要分為3個層次，尺寸優(yōu)化、形狀優(yōu)化和拓撲優(yōu)化。尺寸優(yōu)化即調(diào)整零件尺寸，如壁厚等；形狀優(yōu)化則是基于選取更有利于承載的幾何形狀；拓撲優(yōu)化則是優(yōu)化材料在空間的最佳分布，以期整體結(jié)構(gòu)以較小的體積和質(zhì)量，達到所需要的使用要求[1]。

本文即是根據(jù)客戶減重的要求，基于對制動器制動原理的理解，運用了尺寸優(yōu)化減小壁厚，同時使用了形狀優(yōu)化，改善了殼體止動部位的形狀，并且運用數(shù)值計算方法，用有限元分析的方法進行對比分析驗證[2]。

1 制動器結(jié)構(gòu)原理和技術(shù)參數(shù)

拖拉機制動器結(jié)構(gòu)如圖1所示，由殼體、殼蓋、制動盤、摩擦片和止動片組成，制動力通過制動盤傳遞進來，經(jīng)由摩擦片的摩擦力將其傳遞到止動片，止動片與殼體固定連接，最終將轉(zhuǎn)矩傳遞到殼體，由殼體的形變產(chǎn)生的反作用力與其達到平衡，達到制動的目的[3-4]。

圖1 制動器結(jié)構(gòu)爆炸圖

拖拉機質(zhì)量為4539 kg，驅(qū)動輪動力半徑rdq為0.77 mm，同時工作的制動器數(shù)目n=2，制動距離S =2.347 m，拖拉機行駛速度V=20 km/h，傳動比i=4.67。

拖拉機設(shè)計工況中，其極限載荷出現(xiàn)在緊急停車制動時加速度a為

在制動時，雙后輪平均分擔制動力，每個后輪有左右制動器，且同時工作的制動器數(shù)目為2，其有效制動力為8倍單個制動器的制動力，因此單個制動器的制動力為

極限工況：20 km/h速度下，在2.347 m距離內(nèi)減速到0，所需的緊急剎車制動力矩為

本文有限元分析中所采用的極限載荷，即為此緊急制動力矩T=2872.5 N·m。

2 原始設(shè)計和改進結(jié)構(gòu)后設(shè)計的對照

原始設(shè)計中,止動片的止動部位采用6個矩形齒式結(jié)構(gòu),與殼體相應(yīng)部位進行連接傳扭制動，如圖2所示。該結(jié)構(gòu)為傳統(tǒng)結(jié)構(gòu)，但是在殼體的矩形槽處，恰好承受了止動片所傳遞過來的轉(zhuǎn)矩，在槽根部存在較大的應(yīng)力集中。

圖2 原止動片與殼體連接細節(jié)

改進結(jié)構(gòu)后采用兩個端面連接制動，如圖3所示。改進后的殼體承擔轉(zhuǎn)矩部位在左端與止動片斷面配合處的較大平面，有效降低了應(yīng)力集中，所以從整體上又將殼體減薄了2 mm ，在開模具之前，為縮短設(shè)計周期，預(yù)先采用有限元分析方法[5-6]進行強度驗證，以確定方案的可行性。

圖3 新止動片與殼體連接細節(jié)

3 有限元對比分析

3.1 三維實體模型和材料

該三維裝配體模型基于SolidWorks2014版軟件繪制[7]，包括制動器箱體箱蓋、摩擦片、對偶鋼片及止動片等，在建立裝配體的有限元分析模型時，對分析結(jié)果影響較小的結(jié)構(gòu)進行了適當?shù)暮喕?，比如小的圓角、倒角和孔等，并將簡化后的實體模型導(dǎo)入MSC.Nastran軟件[8-9]。

箱體箱蓋零件材料性能參數(shù)如表1所示。

表1 箱體箱蓋材料力學(xué)性能表

3.2 網(wǎng)格劃分

新舊制動器的有限元模型網(wǎng)格圖如圖4所示。箱體的結(jié)構(gòu)比較復(fù)雜，因此采用四面體單元的網(wǎng)格，并對應(yīng)力集中處（止動片與箱體連接處）等局部部位進行網(wǎng)格加密，共510 316個節(jié)點，304 303個單元[10-11]。新舊殼體整體網(wǎng)格數(shù)量接近。

圖4 新舊制動器的有限元模型網(wǎng)格圖

3.3 載荷與位移約束

載荷和邊界條件：根據(jù)緊急制動力矩T=2872.5 N·m，將其施加在摩擦片內(nèi)孔花鍵處，該處與軸上的花鍵連接，傳遞轉(zhuǎn)矩。在制動器殼體的安裝螺孔位置施加固定約束。原制動器和改進后的制動器都按該載荷進行計算校核。

3.4 分析結(jié)果云圖對比

原制動器殼體應(yīng)力分布云圖與變形分布云圖分別如圖5和圖6所示。改進后制動器殼體應(yīng)力分布云圖與變形分布云圖分別如圖7和圖8所示。

圖5 原制動器殼體應(yīng)力分布云圖

圖6 原制動器殼體變形分布云圖

圖7 改進后制動器殼體應(yīng)力分布云圖

圖8 改進后制動器殼體變形分布云圖

從原始設(shè)計箱體分析結(jié)果（圖5、圖6）可以看出：應(yīng)力分布云圖中應(yīng)力最大值出現(xiàn)在止動片與殼體連接處附近，正好是止動片與殼體連接傳扭處，應(yīng)力值為163 MPa,安全系數(shù)為1.72。

改進設(shè)計以后，應(yīng)力值在整個殼體的分布更加均勻，應(yīng)力最大值明顯下降，峰值為76.5 MPa，這是由于承載的端面位置處凸臺平面面積較大，將制動轉(zhuǎn)矩有效進行了分散，因此最大應(yīng)力值下降了53%，在箱體減薄2 mm的情況下，強度安全系數(shù)反而提高，為3.66。同時整體變形量比原來更小，剛度更好。

可見原來殼體過于厚重，通過對結(jié)構(gòu)細節(jié)的優(yōu)化，改善了產(chǎn)品性能，箱體壁厚減少2 mm，單個箱體減重14.5%，這對于批量產(chǎn)品來說，也具有相當?shù)慕?jīng)濟效益。

4 結(jié)論

1）本文采用尺寸優(yōu)化與形狀優(yōu)化相結(jié)合的方法，對制動器結(jié)構(gòu)進行優(yōu)化。根據(jù)結(jié)構(gòu)傳扭特征，對傳統(tǒng)結(jié)構(gòu)進行設(shè)計上的優(yōu)化，并將優(yōu)化前后的三維模型分別進行有限元分析，根據(jù)分析結(jié)果調(diào)整設(shè)計方案，最終確定可行的方案，大大縮短了設(shè)計進程[12]。

2）制動器殼體的抗扭性能與轉(zhuǎn)矩施加的部位及安裝時約束的部位有很大關(guān)系，通過尺寸和形狀優(yōu)化，可以有效減重，交付客戶正常使用3 a多，達到良好的實際效果。