分離式制動鉗結構優化設計及驗證

王 飛，趙 軍*，徐浩杰，闕華聲

（1. 廈門理工學院材料科學與工程學院，福建 廈門 361024；2. 廈門永裕機械工業有限公司，福建 廈門 361100）

汽車輕量化對汽車續航有著重要影響，因此對汽車各個零部件減重成為了汽車主機廠和汽車零部件廠的核心新競爭力［1］，而汽車制動鉗作為制動系統的核心零部件之一，直接影響汽車行駛的安全性，這對制動鉗結構和性能提出了更嚴格的要求。國內外許多科研工作者對制動鉗優化問題進行深入研究。布雷博在2019年推出一款鋁制緊湊型制動鉗［2］，將尺寸優化、輕量化和結構設計完美結合，推出由鋁材打造的，比鑄鐵制動鉗質量更輕的ECS 和EPB 制動鉗［3-4］；Sharma 等［5］由制造工藝出發將拓撲優化與混合沉積技術相結合，得到傳統一體式制動鉗減重的新型制造工藝；彭勇［6］因全鑄鐵制動鉗質量過大，將鑄鐵合金構成的制動鉗改為鑄鍛一體6061鋁合金材料。隨著CAE軟件的不斷發展，研究人員將制動鉗的優化與有限元仿真及拓撲優化結合起來，實現更加合理的輕量化設計。在國外，奧迪、豐田等著名車企［7-8］都通過拓撲優化技術，進行車身的研發和輕量化，國內研究者也進行相關研究［9-12］。綜上所述，目前相關研究中制動鉗通常由純鑄鐵改為純鑄鋁，雖然質量有所降低，但鑄鋁成本高，從工藝考慮依然以一體式制動鉗為主，較少使用分離式制動鉗結構。為此，本文提出由前缸（鋁合金材料）、后缸（球墨鑄鐵材料）的分離式制動鉗，利用拓撲優化技術對分離式制動鉗結構進行有限元分析，通過結構、材料的變化減輕制動鉗質量，并結合CAE技術對分離式結構再優化，從而既保證制動性能又完成輕量化要求。

1 分離式制動鉗結構及有限元分析

1.1 分離式制動鉗結構

根據制動鉗性能要求設計分離式制動鉗結構及連接方式，具體如圖1所示。為全面分析分離式制動鉗在使用過程中的受力情況，將制動鉗模型導入有限元軟件，并進行網格劃分，有限元模型如圖2所示。分離式制動鉗前缸材料為ZL101A 鋁合金，后缸材料為QT500-7 球墨鑄鐵，活塞材料為20#鋼，材料性能參數如表1所示。

表1 材料主要性能參數Table 1 Material property

圖1 分離式制動鉗結構Fig.1 Separated brake caliper

圖2 分離式制動鉗有限元模型Fig.2 Finite element model of separated brake caliper

根據制動鉗工作原理對制動鉗進行受力分析。設定分離式制動鉗的邊界條件，在支架連接孔處設定位移約束，其在X、Y軸方向上設置位移為0，限制分離式制動鉗水平方向的運動。

由于在分離式制動鉗實際剎車情況下，液壓油提供最大管徑壓力5 MPa推動活塞缸，設置制動鉗受到活塞缸的反向作用力12.361 kN 和活塞外壁與制動鉗活塞缸內壁的摩擦力24.959 kN，分離式制動鉗前后缸體通過螺栓預緊力55 kN［13］連接，外摩擦片對分離式制動鉗后缸爪部推力為19.805 kN。載荷約束設置如圖3所示。

圖3 載荷約束設置Fig.3 Load constraints

1.2 有限元結果分析

分離式制動鉗變形量如圖4所示。由圖4可以看出，分離式制動鉗前缸變形量為0.207 mm，最大變形位置在前缸底部；后缸變形量為0.412 mm，最大變形位置在后缸的爪部。

圖4 分離式制動鉗變形量云圖Fig.4 Deformation nephogram of separated brake caliper

分離式制動鉗應力分布如圖5所示，在5 MPa 的常規壓力制動下，分離式制動鉗前缸最大應力為238.74 MPa，后缸最大應力為318.07 MPa，在螺栓連接位置應力較大。

圖5 分離式制動鉗應力云圖Fig.5 Stress cloud chart of separated brake caliper

2 分離式制動鉗結構優化

2.1 SIMP拓撲優化數學模型

變密度法（solid isotropic material penalization，SIMP）是處理連續體拓撲優化最常用的方法之一，其基本思想是人為假定單元的密度和材料的物理屬性之間的某種對應關系，以連續變量的密度函數形式表達這種對應關系，用單元法對連續體結構進行離散，優化過程中通過控制單元密度的取值改變單元的彈性模量，以達到調節結構總體剛度的目的。假設已知約束j條件下，求解最大或最小目標函數f，則拓撲優化數學模型［14］可以表示為

式（1）中：ηi為每個有限元單元的偽密度，0＜ηi≤1，ηi接近1 表示該單元材料需要保留；N 為單元數；M為約束數目；gi為第j個約束；g1j為第j個約束的上限值，g2j為j個約束的下限值。

分離式制動鉗的拓撲優化設計是在給定制動載荷的情況下，尋求結構的最小體積，因此可用變量表示為

式（2）中：f（ηi）為結構柔度；V為優化后的體積；V0為優化前體積；α為縮減體積百分比。

2.2 拓撲優化結果及分析

拓撲優化結果如圖6 所示。由圖6 中可以看出，在保證強度的條件下，分離式制動鉗在前缸橫梁處、導向銷孔旁連接臂兩側和后缸背部冗余材料較多。

圖6 分離式制動鉗拓撲優化Fig.6 Topology optimized separated brake caliper

優化后的分離式制動鉗有限元模型變形量和應力分布如圖7、圖8 所示。由圖7、8 中可以看出，優化后前缸變形量為0.195 mm，變形最大位置位于活塞缸口底部；優化后后缸變形量為0.338 mm，變形最大位置位于后缸爪部；優化后前缸最大應力為226.21 MPa，應力集中區域位于連接螺栓孔附近；優化后后缸最大應力為310.95 MPa，應力集中區域位于后缸連接孔附近，優化后的分離式制動鉗整體所受應力與變形量均減小。

圖7 優化后分離式制動鉗變形量Fig.7 Deformation of separated brake caliper topology optimized

3 加工與驗證

3.1 加工

結合有限元分析與拓撲優化結果，對分離式制動鉗進行加工，加工后的分離式制動鉗如圖9 所示。對比優化前后發現，前缸質量從1.816 kg 下降為1.528 kg，約減輕16%，后缸質量由1.093 kg下降為0.797 kg，約減輕27%。

圖9 優化后分離式制動鉗實物Fig. 9 Real separated brake caliper optimized

3.2 驗證

為驗證優化后分離式制動鉗性能，基于國家標準［15］進行鉗體剛度試驗和高低溫疲勞耐久試驗。

3.2.1 鉗體剛度試驗

將分離式制動鉗前后缸固定，水平安裝在試驗臺上，測量儀放到分離式制動鉗外表面平坦部位并靠近制動鉗的中心線處。以正常額定工作壓力推進鉗體活塞，工作壓力為2～16 MPa，每次壓力保持時間不應少于5 s，2 次制動的時間間隔為2～3 s；在分離式制動鉗液壓油孔處注入液壓油，液壓從0開始緩慢升高至額定工作壓力，保壓5 s。優化前后鉗體剛度變形量如表2所示。由表2中數據分析可以看出，優化前后分離式制動鉗鉗體剛度變形量基本相當。

表2 優化前后分離式制動鉗鉗體剛度變形量Table 2 Stiffness and deformation of the caliper body before and after optimization

3.2.2 溫度耐久試驗

常溫高溫耐久試驗將樣件安裝在試驗機臺上，總泵用頂桿頂在樣件進油孔處，液壓油壓力調整為額定車況壓力，每制動6.4萬次，調整單向離合器機構使制動推板回到最原始狀態。

高溫耐久試驗樣件安裝與常溫相同，將樣件置于120℃試驗箱中，試驗過程中觀察樣件有無明顯卡滯現象，試驗結束后，檢查樣件鉗體、外露非金屬件有無明顯裂紋、變形等。常溫、高溫下制動鉗的變形量如表3所示?？梢钥闯?，經10萬次疲勞耐久試驗后，優化后的分離式制動鉗在常溫、高溫下的變形量均有所降低。

表3 制動鉗疲勞耐久試驗變形量Table 3 Brake caliper deformation in fatigue durability test

4 結論

本文提出由前缸（鋁合金材料）和后缸（球墨鑄鐵材料）組成的分離式制動鉗結構，并以拓撲優化結果為設計導向，對制動鉗進行優化設計。在質量減輕的前提下，優化前后鉗體剛度性能基本相當，分離式制動鉗常溫下變形量由優化前0.23 mm 下降為0.19 mm，高溫下的變形量由優化前0.22 mm 下降為0.20 mm。整體質量較優化前達到輕量化設計目的，其中前缸減輕16%，后缸減輕27%。 經10 萬次疲勞耐久試驗后，結構優化設計后的分離式制動鉗在常溫、高溫120℃的變形量均有所降低，制動性能沒有變化，達到了輕量化設計的目的。