葛金生 *上海汽车制动系统有限公司，上海201/21) 【摘要】文章针对某项目在制动系统开发过程中出现密封圈疲劳失效的问题，运用C A E仿真方法对疲
劳失效的设计 强度 ，再现了 失效的位置。根据对C A E仿真结果的分析，优化改进密封圈槽的设
计，后的设计通过 验验证，了明显提升。由此可见，建立可靠的C A E仿真 •模可以有效降低产品开发过程中的盲 ，验的数量，缩产品的开发周期。
【A b s t r a c t】R egarding the fatigue fa ilu re o f seal rin g d u rin g the developm ent o f brake system，
the strength analysis o f seal rin g is perform ed w ith C A E s im u la tio n m etho d.The hotspot is in sim u latio n m o d e l.A n d the design o f sealing groove is optim ized according to the analysis o f C A E re
s u lts.The fatigue perform ance o f optim ized design is im proved a lo t w itli v e test.W itli the re lia b le C A E m o d e l，the corre ct d ire c tio n f o r structure i m provem ent can be g iv test loops can be decreased and the lead tim e w ill be shortened.
【关键词】密封圈C A E疲劳失效橡胶材料
d o i：10. 3969/j.is s n.1007-4554.2019.03.08
0引言
盘系统是整车结构中非的：部，对车的安全性至关。图1是典型的制动系零件的剖面图，该剖面图中包含制动钳壳体、、密圈、内摩擦片总摩擦片总成。其中，密圈是制动系统中非 的 ，在完成安装后，挤压在钳壳体的密封圈槽中，起密封制的 。在制 ，液压向摩擦片，进而摩擦片向制动盘，当摩擦制动盘接触后，通过摩擦力产生制动力矩，使车辆停下。而制动释放后，密 圈通过释放存储的变形能，拉，从而极大 拖滞力矩，实现位，有降低车辆。因此密封圈在工作过程中，受周期荷载的 ，其抗设计成为制动系'久设计的一环。根工程经验发现，密封圈槽的设计会极大地影响密封圈的抗表现。此，优化密圈 的设计为 密
圈抗 的首选。
前，对密封圈槽设计的优化
往的项目经验，，而有也无法保证。而C A E仿真经成功地应金属件的、刚度 N V H问题的上。在产品开发，可大工 关试验的数量，缩产品的开发周期。但密圈是E P D M 橡胶，橡胶在小的荷载下会发生
很大的应变（如1001)，而 荷载变形行为表现为非 。此，对橡胶的仿真 殊的 ，而 定的对
定。
收稿日期(2018 -12-25
•32•上海汽车2019. 03
内摩擦片总成
外摩擦片总成
图1制动系统部分部件装配剖面图
图3
疲劳失效后的密封圈
致制动系统漏油，从而无法进行有效制动，因此亟
设计优化。
本文通过对密封圈橡胶 的
丨模
化效应
。使非
仿真
软件Abaqus
建立可靠的仿真 ， 结 功再现了 ：
试验中密封圈失效的位置。通过对CAE 仿真结果
，
优化了密封圈槽的设计，优化后
的密封圈抗 通过了台架试验的验证。
1
密封圈疲劳破坏情况在项目开发
，密圈的抗
通过
验进行设计验证
工
量验证，图&
为制动系统总 久
验。某项制动系统的密封圈在
水烟炭
验时，发现其抗
验要求，疲劳失效后的
图3所示。
2
C A E 仿真分析模型
2.1 C A E 仿真分析模型概况
CAE 仿真
经广泛应 各种结构件的开发过程中，成为产品开发
可少的环节。但对橡胶件来说， 的杂性，相关的仿真 并不多。本文采
非
问题的仿真软件AbaquB 建 ，仿真
中包含3
的关
， 是制动系统的壳体、
密圈[1]。考虑
体 的对称性，采 对称的建 ，
制系统的壳体 的
为钢，
密圈刚
度更大。因此，对壳体
采
刚体进 建模，
省计 源，缩计
。有
图4所示。
密封圈
活塞
失 密封圈的下 密封圈
触的位开始产生，并在有限的荷载 下 扩展，
2.1.1
材料特性
最终形成贯穿的疲劳破坏。该
失效问
密封圈采用EPDM 橡胶材料，其特性的定义
上海汽车2019. 03
• 33
%
名义应变
图6
典型的橡胶件在周期载荷作用下应力应变行为
从该曲线可以明显看出超弹性材料的两个主
要的行为 （ 为应力软化行为（Mull
ins 效应 ）。
的
，超的 应力应变关系 来
应变能密度
， 橡胶
的不可压缩性，应变能密度函
数可
为偏量和体积量，表示为
7 =78(/"，/2) _ _
⑴中（7为总的应变能密度
-78 (/"，/&)为应
变能密度函数偏量;7： (/)为应变能密度
体积
分量-9为一阶应变不变量-9为二阶应变不变量; ；为总体积比。
Abaqus 有 软件中提供了很多种不同形式的应变能密度函数，包括Neo - Hooken 、Moo
ney - Rivlin 、 Armda - Boyce 、Marlow 、Ogden、Van der Waals 等，本文选择了 Marlow 应变能密度函数
来描述 的主应力应变行为。Marlow 的应变會g
密度
加工助剂acr为
7 ! 78(9)+7：(;e l )
_
(2)
中：7为总的应变能密度 ；78 (9 )为应变會g
密度函数偏量;7：(/6l )为应变能密度函数体积分量；（9 )为一阶应变不变量；为
的体积比。应力软化行为是指当橡胶
最初的状态加
载到一定的变形状态，然后卸载再重新加载，此 ， 初次加载 变形 的应力将减，这种现象被称为应力软化效应，也叫Mullins 应。本项
拟了橡胶 主弹性
行为和Mullins 效应。
图7〜图9 是该密封圈材料在〇〜501、0
〜801、0〜1001的应变范围内的周期性拉伸应
力应变
曲线。
在下文中详细描述。制系统的壳体 的
为钢，
采
刚体建模，故在仿真
中 定义 。
2.1.2 网格定义
在Abaqus 仿真软件中，密封圈采用二维轴对 称杂 CAX 4RH ，有利
的收敛。
采
的
0.1mm ，可 捕
捉整体结构的应力 。2. 1.3 载荷和约束
密封圈在工 ，
受来
制
的
压力 产生的摩擦力 ，因此，在仿真 中，固定住制动系统壳体的参考点，在密封圈的上表
压力，
在
的参考点上施
定的位移边界条件。对于密封圈与壳体
密封圈
的
触则采 对面的硬接触 定义，它的摩擦
采用库仑
定义。
总体的仿真 包含两步（（1)拟密封
圈的 过程；（2)拟加载过程，如图5所示。
加载示意图
图5有限元模型分析步骤
2. 1.4分析结果评估
在评估 结 ，
采密封圈结构的
最 应力 。
越小说明密封圈槽的抗疲
越好。
2.2 料模型标定
密封圈
采用EPDM 橡胶，该橡胶材料的
性能非
杂[2]，
的“虎克定律”并述其变形行为， 采
殊的
建模。图6
是橡胶件在周期拉伸载荷作用下的应力应变曲线。
• 34 %
上海汽车
2019.03
50
100
150
200
应变/%
图8 0〜801应变范围内的密封圈材料应力应变曲线
图10采用Marlow 模型得到的应力应变与试验数据对比 得到的最小主应力分布云图如图11所示。
图11基础设计的最小主应力云图
从图11可以看出，基础设计的应力极值为 22.84 M P a ，发生在密封圈槽下部形
变处，该
位置正是在 久试验中密封圈破损的起始位
置。仿真
结 验结
合
。
仿真
结果可以看出，
设计产生的
应力极 是
密封圈槽局部形状的突变所
致，因此
对局部形
过渡 。
优化后的密封圈槽设计如图12
示。
图12优化后的密封圈槽设计
j型密封圈通过对优化后的密封圈 建 ，得
优化设计后的最 应力分布云图如图13
示。
50
100
150
200
应变/%
图9 0〜1001应变范围内的密封圈材料应力应变曲线
以此测试的材料数据作为基准，对M a rlo w 模 拟合，此过程可以在A b a q u s 软件中完成。拟合完成后，通过建立 的有限
，对
验证，由M a l w
得到的应力应变曲 验 的应力应变曲
距
非
，如图10
示。
图10可看出，在仿真
中所采用的
M a rlo w 材料模型，可
拟合该 在拉伸
情况下的应力应变行为， 可度较高。
3 C A E 仿真结果分析
对基础设计的C A E 仿真分析模型进行求解，
0 50 100 150 200
应变/%
图7 0〜501应变范围内的密封圈材料应力应变曲线
£s /-R ^i
c d PH w /§
上海汽车2019. 03
• 35
%
图14基础设计的密封圈疲劳耐久次数
图15优化后的密封圈疲劳耐久次数
仿真 $ 捕捉到了密封圈的 失效位置，
并提供了密封圈槽的优化设计方案。通过对优化
设计方 验验证，确定了优化设计方的有 仿真
的可
。
(1) C A E
的仿真
方法，可有效地
无菌检测系统对
密封圈槽设计方案下的密封圈 久性
快
估，可大幅缩短产品开发周期
并节省试验资源。
(2) 本文所采用的密封圈的 ，能够
确捕捉'封圈在变形时的响应，可应用在以后
的C A E 仿真
中。
参考文南V
集成电路版图设计[1] Okon D . Anwana ， Hao Cai ， H . T . Chang . Analysis of Brake Caliper Seal - Groove Design [J ]. SAE ，2002 -01 -0927.
[2] Ismail J . Abubakar，Peter Myler，Erping Zhou . Constitu tive Modelling of Elastomeric seal material under Compressive Loading [ J ]. Modeling and Numerical Simulation of Material Science ， 2016 (6) ：28-40 .
民爲您
?"1 18.71 MPa
图13优化设计后的最小主应力云图
从图13可看出，优化设计后的应力极值为 18.71 M P a ，发生在密封圈上部，优化设计后的密 封圈极值应力 设计降低了 181。根据工程
经验， 寿命和应力
通常是
关系，所
初步
，
优化密封圈槽设计后，密圈的
寿命将大幅提'。
4 台架试验验证点火模块
为了验证C A E 仿真
结果的
，制
了带有优化设计密封圈槽的壳体 ，利验对 方
验证。
设计
的试验条
。
设计共对10
了测试，在
10
结果中，最大的耐久次数是97 070，最小的 久次数是24 524次。
对于优化的密封圈槽设计，共对6 ^，最大的耐久次数是284 517次，相 设计的最大耐久 次数提高了 1931 -最的
久次数是149 925次，
设计的最久
次数提高了 5111。
计学的角度来看，
对密封圈 优化设计后，密圈的
了大幅提高。图14是
密封圈槽的密封
圈耐久
结果，图15是优化密封圈槽设计
后的密封圈耐久
结果。
验结果证明，优化密封圈槽设计后，密
圈的
久寿命
了大幅提高，从而证
明了 C A E 仿真
的
可
。
5 结语
通过对某项目的密封圈
设计
C A E
籁
釤
V
®脓璣
籁
釤
v
f t 取
璣
• 36 %
上海汽车
2019.03
豫公网安备41160202000603
站长QQ:729038198
关于我们
投诉建议