引用本文
周素霞, 孙锐, 赵兴晗, 孙晨龙, 郭子豪, 徐鹏. 新型闸片结构关键部件应力及寿命分析[J]. 北京交通大学学报, 2018,42(1): 127-132.
ZHOU Suxia, SUN Rui, ZHAO Xinghan, SUN Chenlong, GUO Zihao, XU peng. Analysis of new brake pad key components stress and fatigue life[J]. JOURNAL OF BEIJING JIAOTONG UNIVERSITY, 2018,42(1): 127-132.
Doi:10.11860/j.issn.1673-0291.2018.01.019  
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新型闸片结构关键部件应力及寿命分析
周素霞, 孙锐, 赵兴晗, 孙晨龙, 郭子豪, 徐鹏
北京建筑大学 a.机电与车辆工程学院,b. 城市轨道交通车辆服役性能保障北京重点实验室, 北京100044

第一作者:周素霞(1971—),女,河南新乡人,副教授,博士.研究方向为结构强度及疲劳分析,车辆动力学.email:zhousuxia@bucea.edu.cn.

收稿日期: 2017-04-06
基金: 长城学者培养计划项目(CIT&TCD20150312)
摘要

制动系统为CRH动车组列车中最为关键的系统之一,而目前国内高铁上安装的闸片大多数采用进口形式,成本较高.本文在保证互换性与实用性的基础上,设计出新型闸片结构.以该种新型闸片结构为例,利用ABAQUS有限元分析软件在最恶劣情况下进行仿真分析,得到关键连接部件的Mises应力,通过等寿命疲劳转换,得到该闸片关键部件的疲劳寿命.结果表明: 该新型闸片结构满足相关标准规定的强度与疲劳寿命要求,故可做进一步装车试验,推进闸片国产化进程.

关键词: 载运工具运用工程; 闸片; 疲劳寿命; 等效应力; 热机耦合
中图分类号:U270.35 文献标志码:A 文章编号:1673-0291(2018)01-0127-06
Analysis of new brake pad key components stress and fatigue life
ZHOU Suxia, SUN Rui, ZHAO Xinghan, SUN Chenlong, GUO Zihao, XU peng
a.School of Mechanical-Electronic and Vehicle Engineering, b. Beijing Key Laboratory of Performance Guarantee on Urban Rail Transit Vehicles,Beijing University of Civil Engineering and Architecture, Beijing 100044, China
Fund:Foundation item:Great Scholars Training Project(CIT&TCD20150312)
Abstract

One of the most critical system of CRH EMU(China Railway High-speed Electric Multiple Units) is breaking system, while most of the brake pads are imported with high cost. A new type of break pad is proposed based on interchangeability and practicability. Taking the new type of break pad as an example, ABAQUS Finite Element software is applied to obtain von Mises stress of the key contacting components in the most dangerous condition. Furthermore, fatigue life of the key contacting component is calculated by fatigue life transition. The results show that the new type of break pad can meet the requirements of strength and fatigue, so it is possible to carry out the installing test to promote the localization process of brake pads.

Keyword: vehicle operation engineering; break pad; fatigue life; von Mises stress; thermal-mechanical coupling

随着我国高铁技术的发展, 列车运行速度得到了显著提升.速度增加的同时亦增加了列车制动所需的时间与距离.保证列车制动距离与时间的关键即为列车制动系统, 在保证列车行车安全的情况下, 良好的制动性能会大幅缩短列车运行总时间, 所以列车制动系统是保证列车安全性的关键[1].在制动系统中, 通过闸片与制动盘的摩擦产生制动力, 动能随即转化为热能, 闸片和制动盘在短时间内吸收大量的热, 从而产生巨大热应力, 在制动的瞬间, 闸片与制动盘产生强烈冲击, 此时热应力与冲击振动相叠加, 导致闸片连接件同时受压与受剪, 且高温使得连接件材料属性发生变化, 极易导致制动盘摩擦表面产生疲劳裂纹, 闸片连接件也会在这种热机耦合作用下造成不同程度的损坏, 严重时会在列车行驶过程中发生脱落, 严重危及行车安全[2].

以某高铁制动闸片为例, 摩擦块体与刚背以卡簧相连, 如果卡簧刚度不足, 摩擦块极有可能因为卡簧失效而发生脱落, 这种非正常失效是绝对不允许在运营中发生的.因此, 有必要对新设计闸片的关键部件-连接件进行强度与疲劳寿命分析, 证明其在理论上可以满足闸片正常工作与养护的要求[3].

近几年, 有一些关于制动系统关键部件的研究, 例如:文献[4]采用热弹塑性有限元法, 利用摩擦功率法计算温度场载荷, 仿真研究不同工况下制动盘温度和热应力的变化; 文献[5]通过对闸片结构因子的优化, 采用ABAQUS有限元软件对优化前后的闸片制动过程进行仿真计算, 结果表明:优化后的闸片应力沿径向分布更为均匀, 且最高温度和热应力均有显著下降.文献[6]通过有限元计算, 建立了3种不同摩擦体形状的闸片, 仿真计算得到三种闸片在同一工况下制动盘盘面应力场与温度场的分布情况.得出制动盘表面温度场分布与闸片结构因子有关, 摩擦块应力主要是机械应力.但是, 仅有温度场与应力场的仿真分析是不够的, 我国高铁列车闸片也存在疲劳破坏, 所以仅仅研究其应力与温升无法满足实际需求, 故而为了推动我国闸片国产化, 需要一种综合分析方式, 全方位对闸片进行评判.

本文作者采用ABAQUS/Explicit显式动态分析模块, 对闸片进行热-机耦合有限元仿真计算, 考虑其在极其恶劣工况下的Mises应力, 进行疲劳寿命计算, 判断该种新型闸片能否满足强度和疲劳寿命要求, 从而进行装车试验, 推进闸片国产化进程.

1 热-机耦合有限元法

利用ABAQUS有限元仿真软件进行热-机耦合仿真分析时, 可采用总体拉式方法, 更新拉式方法或欧拉方法对热弹性进行描述.在有限元理论中, 体积为 vi, 边界为 S的连续介质, 其能量守恒方程如下

∫Xρvi∂vi∂tdX+∫X∂ρ∂tUdX=∫XρQ¯+bividX+∫SPivi-HdS(1)

式中: X为速度场; Q¯为体积热流; U为内能; bi为体积力; Pi为单位面积上的边界力; H为边界上单位面积的热流强度; ρ为质量密度.

建立积分式的力平衡方程如下

∫Xρbi-∂vi∂tdX=∫SPidS(2)

将柯西分量 σij引入压力 Pi中, 则表示为

Pij=niσij(3)

式中: ni为介质表面单位法向量方向.

将力平衡方程带入能量守恒方程可知热-机耦合的能量方程

∫XρQ¯-∂U∂t+σij∂vi∂tdX=∫SHdS(4)

传热分为稳态与瞬态, 由制动原理可知, 仿真闸片工作过程等同于系统的加热或冷却过程, 故应采用瞬态传热模型.在此过程中系统温度、热流率、热边界条件及系统内能随时间都有明显变化.由之前热-机耦合的能量方程可知, 瞬态热平衡可以表达为

CT·+KT=Q(5)

式中: K为传导矩阵; C为比热矩阵; T为节点温度向量 Q; 为节点热流率向量.

如果有下列情况产生, 则为非线性热分析:1)材料热性能随温度变化; 2)边界条件随温度变化; 3)含有非线性单元; 4)考虑热辐射.

非线性的瞬态热平衡可表示为

C(T)T˙+K(T)T=Q(T)(6)

2 闸片结构有限元仿真计算
2.1 有限元模型

该闸片采用多个摩擦体单元组成闸片的接触面, 同时保证制动力均匀分布, 还要保证制动力在闸片与刹车盘接触时受力均匀.该闸片主要包含摩擦体、弹性圆柱销、薄垫片、厚垫片、弹片等主要部件.弹片主要提供夹钳加紧时的弹性, 摩擦体骨架插入钢背后通过垫片压紧作用可以防止摩擦体旋转, 弹性圆柱销则放置在摩擦体骨架与钢背相应位置, 起到定位与增加弹性的作用, 摩擦体、弹片、钢背通过铆钉铆接成一体, 见图1.

图1 闸片模型Fig.1 Brake pad model

有限元仿真计算持续的时间长短与模型网格数量有关, 网格数量越多, 计算结果越精细, 但计算时长会显著增加, 为了在保证计算结果精确的前提下降低计算时间, 节约计算成本, 需要根据实际情况, 将模型进行处理与简化[7].本次仿真着重关注闸片连接结构的应力与疲劳情况, 故增加接触区域网格数量, 而相对减小远离接触区的网格数量, 同时将钢背、燕尾等部件中具有孔、洞等结构不连续区域的网格打密, 以更精确的结果判断其是否存在应力集中.由于本文不关注制动盘的应力与疲劳情况, 故将制动盘进行简化, 根据制动盘实际尺寸建立摩擦盘面模型, 与闸片贴合模拟实际的制动工况.

计算单元采用C3D8T与C3D4T, 六面体网格采用中性轴算法, 四面体网格则采用默认算法.由于整个模型较为复杂, 离散后含有单元956 421个, 节点472 144个[8].

2.2 有限元计算边界条件

闸片实际工作中温度较高, 故进行有限元分析时应考虑温度产生的影响.假设列车在制动过程中为匀减速运动且制动力保持恒定, 制动盘与闸片间摩擦系数恒为0.5, 材料性能各向同性, 忽略材料磨损情况[8].采用ABAQUS有限元分析软件进行仿真计算, 采用“ 动力, 温度-位移, 显式” 分析步.

查阅相关资料[9], 该闸片制动时所受压紧力为96 kN, 初始温度为20 ℃, 列车行驶速度为250 km/h, 制动总距离为1 439.4 m, 总制动时间52.6 s, 加速度-1.056 m/s2, 轴重14 t.实际中闸片与制动盘接触的瞬间, 存在冲击振动, 故应在仿真计算中考虑振动的影响, 参照标准IEC-61373模拟夹钳夹紧时产生的反复振动过程.热传导系数摩擦体与制动盘在摩擦力的作用下产生大量热, 参照实际情况将除摩擦面与燕尾板以外的面设置为散热面, 在ABAQUS软件中采用“ 膜条件” 相互作用属性定义散热面, 使热换流系数值与制动盘转速呈线性增加关系, 转速250 km/h时盘面换热系数为94 W/(m2· K), 闸片内部换热系数为53 W/(m2· K)[10].假定制动过程中材料的导热系数、热膨胀系数、比热容都是随温度变化的, 而密度保持不变, 同时考虑制动过程中材料塑性变形的影响[11].根据实际尺寸建立制动盘模型, 与闸片配合, 设置完成后见图2.

图2 整体计算模型Fig.2 Global calculation model

3 计算结果与分析

通过计算, 得到各关键部件Mises应力云图, 见图3~图6(单位为MPa).可以看出, 在摩擦力的作用下, 闸片关键部件应力最大位置出现于摩擦半径处, 边缘应力则相对较小.且处于不同位置的相同部件应力大小也不相同, 内圈部件应力明显大于外圈部件, 且靠近旋转中心处的部件出现最大应力值.

图3 薄垫片Mises应力云图Fig.3 Mises stress nephogram of thin shims

图4 单个薄垫片Mises应力云图Fig.4 Mises stress nephogram of single thin shim

图5 厚垫片Mises应力云图Fig.5 Mises stress nephogram of thick shims

图6 单个厚垫片应力云图Fig.6 Mises stress nephogram of single thick shim

需要注意的是, 热-机耦合是一个非线性的计算过程, 温度的变化会使得各部件材料属性发生变化, 在温度增加的过程中, 闸片各关键连接部分的Mises应力也随之增加, 本文主要关注各关键连接件的疲劳寿命, 故此处仅给出制动终了时刻各部件的Mises应力云图, 为其疲劳计算提供依据[12, 13, 14, 15, 16, 17].

3.1 薄厚垫片Mises应力

制动机构夹钳提供的夹紧力由摩擦作用产生制动力, 夹紧力相对于接触面为法向力, 故制动力为切向力, 从图3、图4可以看出, 在制动力的作用下, 闸片连接件均受切向力作用, 故应力集中在内圈接触区.由计算结果可知, 薄垫片最大Mises应力为230.8 MPa, 薄垫片材料为304钢, 疲劳强度为260 MPa[18, 19], 所以薄垫片满足强度要求.

厚垫片与薄垫片作用相同, 1)为了增大接触区面积, 减小两部件的作用力; 2)为了增大摩擦力.故由计算结果可知, 薄垫片最大Mises应力为262.8 MPa, 薄垫片材料为45#钢, 疲劳强度大于355 MPa[19], 所以厚垫片满足强度要求, 见图5和图6.

3.2 弹性圆柱销Mises应力

在铆钉与各垫片的作用下, 摩擦块与钢背相连, 但仅仅提供法向约束, 而弹性圆柱销所起作用则是提供切向约束及定位作用, 同时在闸片压紧制动盘时, 提供一定弹性, 以免在制动过程中被突然产生巨大切向力作用发生断裂.故由图7和图8可得, 任一部件应力最大处均出现于与钢背接触处, 与实际情况相符.弹性圆柱销最大Mises应力为204.4 MPa, 弹性圆柱销材料为65 Mn, 疲劳强度大于784 MPa, 所以弹性圆柱销满足强度要求.

图7 弹性圆柱销Mises应力云图Fig.7 Mises stress nephogram of elastic cylindrical pins

图8 单个弹性圆柱销Mises应力云图Fig.8 Mises stress nephogram of single elastic cylindrical pin

3.3 弹片Mises应力

弹片的作用则是提供法向弹性, 以免法向刚度过大, 在夹紧力作用下发生断裂.弹片最大等效应力数值为545.2 MPa, 为各部件之最, 说明在制动过程中弹片发挥了关键性作用, 弹片提供的法向弹性降低了在冲击振动的作用下材料发生疲劳断裂的可能.就单一弹片而言, 最大应力出现于内侧与钢背接触处, 由此可知在垂向力与法向力的共同作用下, 弹片易产生应力集中, 位置出现于摩擦半径处, 这与薄、厚两种垫片的应力情况相符.从图9中可以看出, 弹片最大Mises应力为545.2 MPa, 弹片材料为20 CrMn, 疲劳强度为735 MPa, 所以弹片满足强度要求.

图9 单个弹片Mises应力云图Fig.9 Mises stress nephogram of single elastic leaf

由以上计算结果可知, 该新型闸片关键连接结构各部件均满足强度需求.并且由应力集中的范围可以得出, 该闸片在制动过程中处于内侧的摩擦体受力较大, 受力较大部分均位于各连接件受剪严重区域, 这与实际情况相吻合.

4 疲劳寿命分析

常温工作条件下的结构和机械疲劳破坏取决于外载的大小与循环次数.由于闸片的工作原理会因摩擦产生大量的热, 导致其工作环境温度升高, 高温条件下热应力会对材料疲劳寿命产生影响.从以往经验来看, 结构产生的裂纹往往是疲劳的结果, 且裂纹产生的区域恰巧是应力集中区.对于闸片来说, 各连接件之间存在复杂的作用关系, 不同区域由于配合的部件不同, 疲劳寿命也存在区别.若要综合考虑热应力对闸片疲劳寿命的影响, 就应在有限元计算结果的基础上, 通过相应算法, 计算疲劳寿命.

为了评估疲劳与寿命的关系, 需要建立外载荷与寿命之间的联系, 即金属材料的 S⁃N曲线, 其反映了外部应力 S与疲劳寿命 N之间的关系[20, 21].

本文由ABAQUS有限元计算得出的Mises应力, 求解其循环应力与平均应力, 继而进行 S⁃N曲线预估, 通过等寿命转化, 将工作应力水平转化为对称循环下的应力水平, 最终求解其疲劳寿命如下:

1)循环应力与平均应力.

Sa=Smax-Smin/2(7)Sm=Smax+Smin/2(8)

2)基本 S⁃N曲线预估.

采用 Sm·N=C表达

m=3/lg(0.9/k)=7.314(9)C=(0.9Su)m×103(10)

式中:材料受压应力时, k=0.35; Su为材料的强度极限.

3)等寿命转换.利用基本 S⁃N曲线估计疲劳寿命, 将实际工作循环应力水平等寿命的转换为对称循环下的应力水平, 由Goodman方程可知

(Sa/Sa(R))+(Sm/Su)=1(11)

此时应力比 R=-1.

4)寿命估计.对称循环条件下的寿命可以按基本 S⁃N曲线得到

N=C/Sm(12)

由于工作循环应力水平与转换后的对称循环是等寿命的, 故按以上计算过程求得的疲劳寿命即为构件真实的工作寿命[22].计算可得薄垫片疲劳寿命为8.13× 107次, 厚垫片疲劳寿命为9.77× 106次, 弹性圆柱销疲劳寿命为4.92× 108次, 弹片的疲劳寿命为2.02× 106次.

可以看出, 各部件使用寿命均符合闸片维修更换的十万次使用期限, 故该新型闸片结构各连接部件的疲劳寿命符合实际要求.

5 结论

1)采用此新型结构的闸片, 在制动过程中应力最大处位于闸片内侧, 并非传统闸片受力最大处位于线速度最大处.

2)连接摩擦体与闸片主体的各部件中弹片受力最大, Mises数值为545.2 MPa, 说明在制动过程中弹片发挥传导夹钳夹紧力的作用.故弹片应采用物理性能较为出色的材料.

3)有限元与疲劳寿命计算结果说明该闸片结构符合理论与实际要求, 在进一步装车试验与改进后可投入使用, 推进闸片国产化进程, 降低高铁运营成本.

The authors have declared that no competing interests exist.

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