第３７卷第２期 ２０１５年６月 南昌大学学报（工科版） Ｊｏｕｒｎａｌ ｏｆ Ｎａｎｃｈａｎｇ Ｕｎｉｖｅｒｓｉｔｙ（Ｅｎ￣ｎｅｅｆｉｎｇ＆Ｔｅｃｈｎｏｌｏｇｙ） Ｖｏ１．３７ Ｎｏ．２ Ｊｕｎ．２０１５ 文章编号：１００６—０４５６（２０１５）０２—０１３２—０５ 风电主轴制动器制动盘的应力分析 刘莹，王珊，罗院明，殷艳飞，胡育勇 （南昌大学机电工程学院，江西南昌３３００３１） 摘要：利用ＡＮＳＹＳ软件建立了风电主轴制动器制动盘三维实体模型，分析了紧急制动工况下其机械应力场和 热应力场。结果表明：制动盘机械应力场和热应力场均呈对称分布。其中，制动盘机械应力最大值出现在最外层 螺栓孔处，为３９．７９ ＭＰａ；热应力场中，最大热应力值发生在制动时间７．８９ ｓ时，位于摩擦区域内侧与非摩擦区交界 处，达到２８９ ＭＰａ；两者均小于材料的屈服极限３４５ ＭＰａ，且热应力最大值远大于机械应力最大值，由此可知热应力 是引起制动盘失效的主要因素。 关键词：风电主轴；制动盘；应力分析；机械应力；热应力 中图分类号：ＴＰ３９１．９ 文献标志码：Ａ Ｓｔｒｅｓｓ ａｎａｌｙｓｉｓ ｆｏｒ ｄｉｓｃ ｏｆ ｗｉｎｄ ｔｕｒｂｉｎｅ ｓｐｉｎｄｉｅ ｂｒａｋｅ ＵＵ Ｙｉｎｇ，ＷＡＮＧ Ｓｈａｎ，ＬＵＯ Ｙｕａｎｍｉｎｇ，ＹＩＮ Ｙａｎｆｅｉ，ＨＵ Ｙｕｙｏｎｇ （Ｓｃｈｏｏｌ ｏｆ Ｍｅｃｈａｎｉｃａｌ ａｎｄ Ｅｌｃｔｅｒｉｃａｌ Ｅｎ￣ｎｅｅｒｉｎｇ，Ｎａｎｃｈａｎｇ Ｕｎｉｖｅｒｓｉｔｙ，Ｎａｎｃｈａｎｇ ３３００３１，Ｃｈｉｎａ） Ａｂｓｔｒａｃｔ：Ｉｎ ｔｈｉｓ ｐａｐｅｒ，ｗｉｎｄ ｐｏｗｅｒ ｓｐｉｎｄｌｅ ｂｒａｋｅ ｄｉｓｃｓ ｗｅｒｅ ｃａｒｒｉｅｄ ｏｕｔ ｏｎ ｔｈｒｅｅ—ｄｉｍｅｎｓｉｏｎａｌ ｓｏｌｉｄ ｍｏｄｅｌ ｂｙ ＡＮＳＹＳ，ｗｈｉｌｅ ｍｅｃｈａｎｉｃａｌ ｓｔｒｅｓｓ ａｎｄ ｔｈｅｒｍａｌ ｓｔｒｅｓｓ ｆｉｅｌｄ ｗｅｒｅ ｐｅｒｆｏｒｍｅｄ ｆｏｒ ｔｈｉｓ ｍｏｄｅｌ ｏｆ ｅｍｅｒｇｅｎｃｙ ｂｒａｋｉｎｇ．Ｔｈｅ ｒｅｓｕｌｔｓ ｓｈｏｗｅｄ ｔｈａｔ ｔｈｅ ｂｒａｋｅ ｄｉｓｃ ｍｅｃｈａｎｉｃａｌ ｓｔｒｅｓｓ ａｎｄ ｔｈｅｒｍａｌ ｓｔｒｅｓｓ ｆｉｅｌｄ ｂｏｔｈ ｐｒｅｓｅｎｔ ａ ｓｙｍｍｅｔｒｉｃａｌ ｄｉｓｔｒｉｂｕｔｉｏｎ． Ａｍｏｎｇ ｔｈｅｍ．ｂｒａｋｅ ｄｉｓｃ ｍｅｃｈａｎｉｃａｌ ｍａｘｉｍｕｍ ｓｔｒｅｓｓ ｗａｓ ｓｈｏｗｎ ｏｎ ｔｈｅ ｏｕｔｅｒｍｏｓｔ ｂｏｌｔ ｈｏｌｅｓ ｆｏｒ ３９．７９ ＭＰａ：Ｔｈｅｒ＿ ｍａｌ ｓｔｒｅｓｓ ｆｉｅｌｄ，ｔｈｅ ｍａｘｉｍｕｍ ｔｈｅｒｍａｌ ｓｔｒｅｓｓ Ｏｃｃｕｒｓ ｗｈｅｎ ｂｒａｋｉｎｇ ｔｉｍｅ ７．８９ Ｓ，ｌｏｃａｔｅｄ ｉｎｓｉｄｅ ｏｆ ｔｈｅ ｆｒｉｃｔｉｏｎ ｚｏｎｅ ａｎｄ ｎｏｎ—ｆｉｒｃｔｉｏｎ ｚｏｎｅ ａｔ ｔｈｅ ｊｕｎｃｔｉｏｎ ｔｏ ｒｅａｃｈ ２８９ ＭＰａ；Ｂｏｔｈ ｌｅｓｓ ｔｈａｎ ｔｈｅ ｍａｔｅｒｉｌａ ｙｉｅｌｄ ｌｉｍｉｔ ｏｆ ３４５ ＭＰａ，ａｎｄ ｔｈｅ ｍａｘ— ｉｍｕｍ ｔｈｅｒｍａｌ ｓｔｒｅｓｓ ｗａｓ ｇｒｅａｔｅｒ ｔｈａｎ ｍｅｃｈａｎｉｃａｌ ｓｔｒｅｓｓ．Ｔｈｕｓ ｔｈｅ ｔｈｅｒｍａｌ ｓｔｒｅｓｓ ｗａｓ ｔｈｅ ｍａｉｎ ｆａｃｔｏｒ ｔｈａｔ ｃａｕｓｅｄ ｔｈｅ ｆａｉｌｕｒｅ ｏｆ ｂｒａｋｅ ｄｉｓｃ． Ｋｅｙ Ｗｏｒｄｓ：ｗｉｎｄ ｐｏｗｅｒ ｓｐｉｎｄｌｅ；ｂｒａｋｅ ｄｉｓｃ；ｓｔｒｅｓｓ ａｎａｌｙｓｉｓ；ｍｅｃｈａｎｉｃａｌ ｓｔｒｅｓｓ；ｔｈｅｒｍａｌ ｓｔｒｅｓｓ 风电主轴制动器是风力发电机上重要组成部 件，制动器的正常运行关系着整个风机的安全＿１－２ Ｊ。 风机尺寸结构巨大，运行速度较高，具有很大的动 化）。这种变形会进一步影响到摩擦副的接触和应 力分布，从而影响制动器工作的稳定性和可靠 性＿５ Ｊ。因此，对制动盘进行应力分析具有十分重要 的意义。 能。而制动器作为其能量转化机构，通过摩擦副制 动作用将动能转换成其他能量，其中９０％以上为 热能。 制动器摩擦副工作时所受负载较高，吸收的能 量较大，制动产生的摩擦热会导致摩擦副温度急剧 上升，并产生较大的热应力 －４ 。其中，制动盘作为 主要的受载对象，在大负载和热应力的作用下最容 易发生变形（主要有制动盘的翘曲和厚度上的变 基于ＡＮＳＹＳ软件建立主轴制动器摩擦副与实 物１：１的三维有限元模型，在紧急制动工况下，分 析机械应力对制动盘的影响；建立制动盘三维瞬态 传热模型，分析确认该模型在紧急制动工况下的相 关参数和边界条件，采用热力耦合的方法模拟得到 制动盘的热应力场 一’］。对制动盘的机械应力场与 热应力场进行对比分析 Ｊ，找出其失效的主要 收稿日期：２０１５—０１—２４。 基金项目：江西省科技合作计划资助项目（２０１４ＢＤＨ８００２１）；江西省研究生创新基金资助项目（ＹＣ２０１４－Ｓ０１７）。 作者简介：刘莹（１９５７一），女，教授，博士，ｌｙ！ｎｇ＠ｎｃｕ．ｅｄｕ．ｃｎ。 １３６，１４１． 引文格式：刘莹，王珊，罗院明，等．风电主轴制动器制动盘的应力分析［Ｊ］．南昌大学学报：工科版，２０１５，３７（２）：１３２— ・ｌ３６・ 南昌大学学报（工科版） ２０１５焦 区，呈现等值环带状分布。在整个制动过程中，制动 盘周向上等效热应力分布较均匀，而径向上分布不 均匀，最高热应力随着时间的增加先逐渐增加，在７．９ 器三维实体模型，分析了风机主轴制动器在紧急制 动工况下的机械应力和热应力，并对两者进行了比 较，研究了制动盘失效的主要因素，得出以下结论： Ｏ Ｏ Ｓ左右，热应力达到最大值２８９ ＭＰａ，接近温度最大值 出现的时间，之后热应力随着时间的增加而减少。 通过提取制动盘摩擦区厚度方向上不同位置的 节点，分析其等效热应力的时变特性，如图５所示。 可知，热应力最大值出现在制动盘的表面。 ４ ０ ０．１８ Ｃ０．１２ 狡冲 ０．Ｏ６ Ｏ．ｏ０ ０ ２ ４ ６ ｌＯ ｌ２ ｌ４ 时间／ｓ 图５ 制动盘不同厚度处节点时变曲线 Ｆｉｇ．５ Ｃｕｒｖｅ ｂｒａｋｅ ｄｉｓｃ ｔｈｉｃｋｎｅｓｓ ａｔ ｄｉｆｆｅｒｅｎｔ ｎｏｄｅｓ 取制动盘表面不同半径处节点分析其等效热应 力的时变特性，如图６所示。由图可知，制动盘摩擦 区内节点热应力明显高出非摩擦区节点的热应力， 且呈现锯齿状波动，表明此区域承受循环热应力作 用，易产生热疲劳。值得注意的是，ｒ＝０．３６ ｍ处的节 点承受的热应力最小，而其外侧ｒ：０．４０ ｍ处节点承 受的热应力较大，因此在ｒ＝０．３６ ｍ到ｒ＝０．４０ ｍ此 环带内应力差最大，最易导致材料变形，使制动盘产 生翘曲、裂纹等破坏或其他失效形式。 热应力的最大值大于机械应力的最大值，因此 热应力是制动盘产生失效的主要因素。 ０ 较 Ｕ Ｚ ４ ６ ｌＵ Ｉ２ ｌ４ 时间／ｓ 图６ 制动盘表面不同半径处节点时变曲线 Ｆｉｇ．６ Ｂｒａｋｅ ｄｉｓｃ ｓｕｒｆａｃｅ ｃｕｒｖｅｓ ａｔ ｄｉｆｆｅｒｅｎｔ ｒａｄｉｕｓ ｎｏｄｅ ４ 结论 采用ＡＮＳＹＳ有限元软件建立了风电主轴制动 １）制动盘上的机械应力呈左右对称分布，且在 制动盘螺栓螺纹孔处有应力集中，机械应力的最大 值出现在最外侧的螺栓孔处，达到４１．８４ ＭＰａ，明显 小于制动盘材料的屈服极限，对制动盘的变形和制 动失效影响不大。 ２）制动盘上热应力主要集中在摩擦区域，最高 值达到２８９ ＭＰａ，且热应力在径向上分布不均，在摩 擦区内侧与非摩擦区过渡环带内应力差最大，此处 极易导致材料失效，影响制动安全性。 ３）制动盘的机械应力与热应力相比，前者远小 于后者。由此可知，热应力是导致制动盘变形和制 动失效的主要因素。 参考文献： ［１］ 任清晨．风力发电机组工作原理和技术原理［Ｍ］．北 京：机械工业出版社，２０１０． ［２］刘卫．风电机组风轮直径确定的方法［Ｊ］．风能，２０１３ （３）：９６—１００． ［３］ＬＥＥ Ｓ Ｙ．Ｔｅｍｐｅｒａｔｕｒｅ ａｎｄ ｃｏｎｉｎｇ ａｎａｌｙｓｉｓ ｏｆ ｂｒａｋｅ ｒｏｔｏｒ ｕｓｉｎｇ ｎａ ａｘｉｓｙｍｍｅｔｒｉｃ ｆｉｎｉｔｅ ｅｌｅｍｅｎｔ ｔｅｃｈｎｉｑｕｅ［Ｊ］．Ｉｎｔｅｒ－ ｎａｔｉｏｎａｌ Ｊｏｕｒｎａｌ ｏｆ Ｍｅｃｈａｎｉｃａｌ Ｓｃｉｅｎｃｅｓ，２００７，４９：１２９— １３７． ［４］王新波．风电制动器的热一结构耦合分析［Ｄ］．大连： 大连理工大学，２０１０． ［５］刘莹，胡育勇，任奇锋，等．基于ＡＮＳＹＳ汽车盘式制动 器温度场和热应力数值模拟［Ｊ］．南昌大学学报：工科 版，２０１３，３５（３）：２７６—２８０． ［６］高鸿翔，王小飞．盘式制动器压力分布状态研究［Ｊ］． 机械传动，２０１４，３８（９）：３９—４２． ［７］黄健萌，高诚辉，林谢昭，等．盘式制动器摩擦界面接 触压力分布研究［Ｊ］．固体力学学报，２００７，２８（３）：２９７ —３０２． ［８］ ＹＥＶＴＵＳＨＥＮＫＯ Ａ Ａ，ＧＲＺＥＳ Ｐ．Ａｘｉｓｙｍｍｅｔｉｒｃ ＦＥＡ ｏｆ ｔｅｍｐｅｒａｔｕｒｅ ｉｎ ａ ｐａｄ／ｄｉｓｃ ｂｒａｋｅ ｓｙｓｔｅｍ ａｔ ｔｅｍｐｅｒａｔｕｒｅ－ ｄｅｐｅｎｄｅｎｔ ｃｏｅｆｆｉｃｉｅｎｔｓ ｏｆ ｆｉｒｃｔｉｏｎ ａｎｄ ｗｅａＦ［Ｊ］．Ｉｎｔｅｍａ－ ｔｉｏｎａｌ Ｃｏｍｍｕｎｉｃａｔｉｏｎｓ ｉｎ Ｈｅａｔ ａｎｄ Ｍａｓｓ Ｔｒａｎｓｆｅｒ，２０１２， ３９（８）：１０４５—１０５３． ［９］ 王少衡．盘式制动器中热问题的研究概况［Ｊ］．机电产 品开发与创新，２００８，２１（４）：４７—４９． ［９］ 杨月．高速列车ＳｉＣｐ／Ａ３５６复合材料制动盘热疲劳评 价方法研究［Ｄ］．北京：北京交通大学，２００８． ［１Ｏ］杨世铭．传热学［Ｍ］．北京：高等教育出版社，１９９８． ［１１］宋涛．盘式制动器应力场与温度场多场耦合的数值模 拟［Ｄ］．南昌：南昌大学，２０１４． （下转第１４１页） 第２期 张华，等：床椅分离式多功能护理床的抬背机构设计及其仿真 ・１４１・ 通过ＭＡＴＬＡＢ绘图比较可以发现，当推杆以匀 床整体结构的稳定性需求，完成机构设计，有助于护 理床的后期研发。 速运动时，床板的角加速度变化率较小，此时从人体 运动学需求考虑，这种速度变化下的抬背运动，患者 使用时，只会在ｔ＝２ ｓ前稍有不适，２ ｓ后基本趋于 平稳；而当床板以匀角速度运动时，推杆的线加速度 变化很大，此时电动推杆的控制量设置比较难，而且 运动控制很不稳定，从人体运动学及护理床整体结 构的稳定性需求考虑，选择电动推杆做匀速运动这 参考文献： ［１］ 邓志东，程振波．我国助老助残机器人产业与技术发展 现状调研［Ｊ］．机器人技术与应用，２００９（２）：２０—２４． ［２］ 张建国，张渤海，薛强．新型护理床的起身机构设计与 运动仿真［Ｊ］．机械设计与制造，２００９（９）：ｌ９—２Ｏ． ［３］ 张东，谢存禧，吴剑．机器人化多功能护理床的研究与 开发［Ｊ］．机器人技术与应用，２００３（６）：２１—２５． 种驱动方式作为可分离式多功能护理床的运动驱动 方式更为合理。且在ｔ＝２０ ｓ时，杆ｌ的角度 可以 达到５１。，此时通过机构图１中方案３可以分析知， ［４］ 陈长秀．基于ｍａｔｌａｂ的曲柄滑块机构设计与运动分析 ［Ｊ］．轻工科技，２０１２（１）：２９，７７． ［５］胡木华，刘静华，陈殿生，等．床椅一体化多功能护理 床：实现卧床老人生活自理的梦想［Ｊ］．机器人技术与 应用，２０１３（２）：４２—４６． 床板转过的角度为８Ｏ。，符合护理床设计要求。因此 该设计方案可行。 ３ 结语 该床椅分离多功能护理床抬背机构的设计，结 ［６］ 白建军．多功能护理服务机器人的设计与研究［Ｄ］．南 昌：南昌大学，２０１０． 合人体构造，并充分考虑护理床整体布局和功能需 求，经分析对比，采用合理的机构构型，运用ＳＯＬＩＤ— ＷＯＲＫＳ建立三维模型。基于机械原理对机构进行 ［７］姜生元，胡艳娟，李建永，等．智能化多功能电动康复 床的研制［Ｊ］．机械设计，２００８（５）：６１—６２． ［８］姜茜，刘静华，陈殿生．基于“逐层深入”系统的ｅ—Ｂｅｄ 运动计算，并使用ＭＡＴＬＡＢ软件对抬背机构运动状 态进行仿真分析，通过比较可知，推杆以匀速运动 时，抬背机构的运动方式更符合人体运动学及护理 功能定位与创意构思［Ｊ］．图学学报，２０１３（３）：８５— ８９，１０５． （上接第１３６页） ［１２］林谢昭，高诚辉，黄健萌．制动工况参数对制动盘摩 擦温度场分布的影响［Ｊ］．工程设计学报，２００６，１３ （１）：４５—４８． ２００７，３０（７）：８０１—８０４． ｉｃａｌ ［１５］ ＦＲＩＥＤＲＩＣＨ Ｋ，ＦＬＯＣＫ Ｊ。ＶＡＲＡＤＩ Ｋ。ｅｔ ａ１．Ｎｕｍｅｒａｎｄ ｆｉｎｉｔｅ ｅｌｅｍｅｎｔ ｃｏｎｔａｃｔ ａｎｄ ｔｈｅｒｍａｌ ａｎａｌｙｓｉｓ ｏｆ ｒｅａｌ ［１３］黄健萌，高诚辉，唐旭晟，等．盘式制动器热一结构耦 ｃｏｍｐｏｓｉｔｅ－ｓｔｅｅｌ ｓｕｒｆａｃｅｓ ｉｎ ｓｌｉｄｉｎｇ ｃｏｎｔａｃｔ［Ｊ］．Ｗｅａｒ， １９９９，２２５（４）：３６８—３７９． 合的数值建模与分析［Ｊ］．机械工程学报，２００８，４４ （２）：１４５—１５１． ［１６］ 袁强．盘式制动器的热结构耦合分析及振动模态研 究［Ｄ］．太原：太原理工大学，２０１３． ［１４］金晓行，刘小君，王伟，等．摩擦制动器温度场的研究 现状和展望［Ｊ］．合肥工业大学学报：自然科学版，
