为研究径向浮动蹄式制动器的性能特点,利用接触与多点约束相结合的方法,建立了结构有限元模型。经对比发现,该模型较传统模型能更准确的反映摩擦片的受力状态,且制动力矩仿真结果与试验数据有较好的一致性。利用该模型对制动器制动性能和摩擦片应力分布情况进行的仿真计算结果表明,径向浮动蹄式制动器有利于改善车辆制动跑偏现象和领蹄的受力状况,提高车辆的行车安全性和领蹄摩擦片的耐磨性;从蹄的受力均匀性有待进一步提高。 定摩擦片的作用。考虑到以上因素，本文在建模过程中将摩擦片与制动蹄分割开，并在表面定义摩擦接触；同时按照实际位置和数量建立铆钉模型，并通过MPC方法定义其与摩擦片和制动蹄的连接关系。按照式（1），假设铆钉孔轮廓上的节点数为N，并且分布均匀，那么铆钉的自由度UX、UY、UZ与孔节点自由度uxi、uyi、uzi的约束方程可近似表达为：UX-1NNi=1Σuxi=0UY-1NNi=1Σuyi=0（2）UZ-1NNi=1Σuzi=0通过以上方式建立的制动蹄总成细部模型如图1所示。图1制动蹄总成细部模型2.3有限元模型及边界条件图2所示为该鼓式制动器的有限元模型，其中摩擦片厚度、宽度、包角及制动鼓内径尺寸分别为10mm、200mm、116°和400mm。整个结构除铆钉外，其余部分全部采用八节点六面体单元划分网格。将研究重点摩擦片的网格细划分，划分尺寸控制在4mm左右；其余部分采用过渡网格，远离摩擦片的地方网格尺寸逐渐增大。最终模型中包含132562个单元，138557个节点，48个约束方程和7个接触对鼓式制动器-电动折弯机数控滚圆机滚弧机张家港钢管滚圆机滚弧机折弯机。图2制动器有限元模型模型中施加的边界条件为：约束制动鼓轴向位移和径向位移，使制动鼓只绕周向旋转1个自由度；约束制动蹄的轴向位移，使制动蹄只有绕支撑销旋转的自由度；约束凸轮，使其只有绕中心旋转的自由度；摩擦片与制动蹄之间通过梁单元连接，两者具有相同的自由度；对支撑销全约束。2.4材料参数和载荷工况制动蹄和制动鼓材料为QT450，凸轮、滚轮及销轴材料采用45号钢，本文由公司网站全自动滚圆机网站采集转载中国知网整理!    http://www.gunyuanji168.com/摩擦片为金属固结的无石棉摩擦片，材料参数如表1所列。表1材料参数该制动器为S型凸轮鼓式制动器，模型中建立了实际凸轮机构，载荷以力矩的形式施加在凸轮上。整个分析过程分为2个载荷步，第1个载?汽车技术的连接方式，故将两者领蹄摩擦片应力分布做对比分析，如图3和图4所示，其中模型1为MPC方法建立的模型，模型2为传统方法建立的模型。图3模型1领蹄摩擦片应力分布图4模型2领蹄摩擦片应力分布由图3和图4可知，两种模型应力分布差异明显。模型1中摩擦片贴合面应力分布较均匀，最大应力为18MPa，并且应力相对集中在铆钉周围，远离铆钉的地方由于贴合不够紧密，应力分布较小；模型2在摩擦片贴合面上应力分布很不均匀，应力最大值为37MPa，主要集中在摩擦片下部较小的区域。模型1的分析结果与实际情况更为接近。其原因在于，实际结构中制动蹄与摩擦片贴合面同时受到挤压和摩擦的作用，制动鼓传递给摩擦片的力基本都要靠贴合面的摩擦来传递给制动蹄，因此贴合面表面的应力比摩擦片内部大；同时由于铆钉的作用，靠近铆钉的区域接触压力大，产生的摩擦力也比较大，因此铆钉周围的应力也会比较集中。而模型2将摩擦片和制动蹄作为一个整体分析，刚度变大，应力集中明显，应力值增加，同时也使贴合面应力减校3.2试验验证将两种模型制动力矩的仿真结果与台架试验数值进行对比分析，不同工作压力下仿真与试验数据对比曲线如图5所示。由图5可以看出，模型1计算结果与试验结果更为接近，在工作载荷0.8MPa时误差仅为6%，小于模型2。因此，本文所使用的基于MPC的建模方法能更准确的反应结构的力学状态，优于传统方法。图5仿真与试验制动力矩对比4仿真结果分析在工作压力0.8MPa下，领、从蹄制动力矩与促动力仿真结果如表2所列。表2领、从蹄制动力矩与促动力仿真结果凸轮张开式的传统蹄鼓式制动器，其凸轮机构保证了两蹄张开时的位移相等，可认为作用于两蹄上的法向反力相等，由此产生的制动力矩也相等[8]。鼓式制动器-电动折弯机数控滚圆机滚弧机张家港钢管滚圆机滚弧机折弯机本文由公司网站全自动滚圆机网站采集转载中国知网整理!    http://www.gunyuanji168.com/