制動鼓熱-結構耦合特性分析

龐在祥， 宮麗男， 王占禮， 沐 陽

(1.長春工業大學 工程訓練中心， 吉林 長春 130012；2.長春職業技術學院 機電學院， 吉林 長春 130033;3.長春工業大學 機電工程學院， 吉林 長春 130012)

0 引 言

制動器作為車輛主動安全的重要性能指標和制動過程中的執行部件是汽車安全行駛的重要保障，直接影響汽車行駛的安全性[1]。通過調查所發生的交通事故可以發現，車輛制動系統故障所引起的事故超過50%[2]。鼓式制動器在商用載貨車上應用廣泛，行駛路面多為山區道路，且存在超載、超速等現象。在山路行駛時,由于需要進行長時間制動，導致制動載荷不斷增加,溫度升高快，以及制動鼓、驅動橋、散熱能力等因素的制約，制動性能會出現大幅衰減，制動器容易出現熱衰退甚至失效現象,或者制動鼓內某些區域出現疲勞裂紋，造成重大交通安全隱患[3]。因此，制動器的結構設計和溫度場分析對于制動器的制動性能乃至汽車行駛安全性和可靠性尤為重要[4]。通過研究制動器在制動過程中的溫度狀態，分析影響溫度變化因素，對于開發設計具有足夠熱容量，在高溫條件下保持足夠機械強度的制動器結構具有重要意義。

制動器在制動過程中是一個復雜的熱-結構耦合過程，在緊急制動時，由于制動時間短，幾乎全部的機械能都轉化為制動器中制動鼓、摩擦片和制動蹄的內能，使得溫度急劇升高。而過快的溫升會促使制動器中的制動鼓與摩擦片受熱不均，產生較大的熱應力，而熱應力是制動鼓產生疲勞破壞的主要因素，也是影響制動鼓使用壽命的關鍵[5-6]。國內外很多學者都對制動器性能進行過相關研究。早在上世紀50年代就開始針對鼓式制動器上出現的熱應力和溫度梯度問題進行研究,并逐步發展對制動器試驗中出現“熱點”的現象、制動器摩擦問題,以及熱-結構耦合作用下制動器產生熱疲勞破壞時的應力情況進行研究[7-10]。因此，如何提高鼓式制動器的設計水平，改善制動器性能對汽車安全行駛具有重要的現實意義。

文中以領從蹄鼓式制動器為結構基礎，設計了一種搭載楔式張開機構與沖焊蹄的楔式制動器，通過對楔式制動器制動鼓進行熱-結構耦合分析，得到熱應力和熱變形，以及勻速制動時制動鼓溫度場和等效應力場的分布云圖與緊急制動時制動鼓溫度場和等效應力場的分布云圖。分析結果表明，制動鼓的設計滿足要求,為楔式制動器的結構設計和制動器性能提升提供了有效的解決方法。

1 楔式制動器工作機理及結構設計

1.1 楔式制動器原理

楔式制動器屬于鼓式制動器的一種，楔式制動器是將楔塊與氣室的連接軸模塊代替鼓式制動器中自動調整臂+凸輪支架+凸輪軸模塊。利用楔形張開裝置驅動汽車制動，有效避免制動發熱、抱死等不良現象發生，并采用全封閉的自調整機構，保證制動器的高壽命使用。

文中以領從蹄鼓式制動器為結構基礎，楔塊式張開機構取代傳統的凸輪式張開機構，沖壓焊接式制動蹄替換傳統的鑄造式制動蹄，楔式制動器結構簡圖如圖1所示。

圖1 楔式制動器結構簡圖

1.2 制動器的結構設計

制動鼓是鼓式制動器總成中的旋轉部件，也是鼓式制動器的最外層部件，文中結合某4×2型商用載貨車的輪輞尺寸，以及制動鼓壁厚與散熱性能的關系，設計了一種內徑為410 mm，厚度為18 mm的楔式制動器制動鼓[11-12]。并根據車橋外徑、制動鼓內徑，以及連接部件的位置關系設計了制動器的制動底板。完成了楔式張開機構、制動缸、擋塵盤、制動蹄、制動底板的設計。所設計的楔式張開機構和楔式制動器三維模型分別如圖2和圖3所示。

圖2 楔式張開機構三維圖

圖3 楔式制動器三維模型

2 制動鼓的熱-結構耦合分析

2.1 熱邊界條件分析

鼓式制動器是一個多體、非線性的多物理場系統。內部所產生的熱量能夠影響制動器結構的位移量,導致制動器中的結構部件材料性質也會隨溫度發生改變。汽車在制動過程中，動能將被轉化為制動器摩擦部件之間的摩擦熱能，并產生熱應力[13]。汽車在持續制動與緊急制動兩種工況下所產生的熱量較大，所以文中針對以上兩種工況進行分析。假設制動器部件摩擦所耗散的能量將全部轉化為熱能，摩擦耗散率設定為1。

制動器在制動過程中空氣是流動的，制動鼓與空氣之間會產生對流傳熱[14-15]。

當流體溫升時，

q=hc(tw-tf)。

(1)

當流體溫降時，

q=hc(tf-tw)。

(2)

汽車在制動過程中，由于制動器的摩擦片會與制動鼓一直保持接觸，傳熱速度由熱流密度來衡量，熱流密度表示為

(3)

根據傳熱性質的不同，制動器所產生的熱量不能均勻地傳遞到制動器中的各摩擦副，并按照一定比例進行分配。其中，摩擦片與制動鼓之間的熱流分配系數為

(4)

2.2 工況研究與設置

汽車在行駛過程中主要包括勻減速制動、勻速持續制動、緊急制動三種工況。勻減速制動工況為操作者能夠做出準確預判的情況下進行的車輛制動；勻速持續制動工況為車輛遇長下坡路段時需要控制車速進行的制動操作；緊急制動工況為在發生突發性情況下，操作者對車輛進行的緊急制動。在緊急制動過程中,操作者需用較大力迅速將制動踏板踩下。此時，制動缸會短時間內向制動蹄提供最大的促動力，使車輛緊急停止，導致制動鼓內產生較大壓力和溫度急速升高。在Ansys Workbench中建立材料庫，對各部件定義其材料屬性。制動鼓所用材料為灰鑄鐵，摩擦片采用無石棉摩擦材料，蹄片軸與制動蹄腹板采用15#鋼。

通過分析在瞬態結構時的動力學，設置摩擦系數為0.35，制動鼓初始溫度與環境溫度均為20 ℃。摩擦片材料屬性參數見表1。

表1 摩擦片材料屬性參數

2.3 勻速持續制動工況分析

在勻速持續制動過程中，車輛為恒定制動力下的勻速前進，車速設定為30 km/h，向兩蹄施加的促動力為20 000 N，勻速持續制動工況持續時間為10 s，分別得到制動時間為4、6、8、10 s的分析結果,如圖4所示。

制動鼓在勻速持續制動的工況中，制動鼓表面通過對流換熱所耗散的熱量遠小于摩擦所產生的熱量，溫度在制動過程中會持續上升。制動時間在第4 s時，制動鼓的最高溫度出現在摩擦片與制動鼓接觸區域為132.84 ℃，并隨著制動時間的增加，制動鼓內整體溫升也逐漸增大，制動時間在第8 s和第10 s時，最高溫度分別為297.05 ℃和352.47 ℃，但制動鼓的法蘭連接端未出現明顯溫升現象。高溫區域范圍隨時間的增加逐漸向接觸中心收斂，說明受溫度場的影響，蹄鼓之間的貼合度在逐漸降低。

(a) 4 s

在溫度場的作用下，制動鼓等效應力場分布情況如圖5所示。

(a) 2 s

制動時間為2 s時，最大應力為106.3 MPa，出現在制動蹄工作區域的周向范圍和外壁的加強筋上，應力向法蘭連接端方向逐漸減小;制動時間為6 s時，加強筋上的應力開始減小，制動鼓最大等效應力范圍也開始在接觸區域收斂，最大應力上升到126.88 MPa;在制動10 s時，最大等效應力范圍隨著最高溫度區域向接觸中心收斂，最大等效應力達到163.58 MPa。

2.4 緊急制動工況分析

由于車輛在緊急制動時的初速度一般會比較大，促動力會被完全釋放。設置制動時的初速度為65 km/h，減速度為6 m/s，從制動開始到車輛被剎停時間為3 s,最大促動力為40 000 N，得到緊急制動工況下制動鼓溫度場分布云圖如圖6所示。

(a) 1 s

在緊急制動工況時,制動鼓的初始溫度升幅較大。制動第1 s時，最高溫度為127.06 ℃，此時摩擦副之間的接觸良好，高溫區域的面積相對較大；制動第2 s時，接觸面積隨著溫度的升高逐漸變小，高溫區域也開始向接觸中心收斂，此時最高溫度為168.68 ℃，溫升幅度較大，但隨著車速的減小，制動鼓的旋轉角速度開始下降，摩擦產生的熱量開始緩慢增長，且與制動鼓外表面對流換熱所帶走的熱量之差逐漸減小；制動第3 s時，高溫區域仍然在向接觸中心收斂，但溫升幅度減緩，最高溫度為175.88 ℃，且靠近法蘭連接端區域的溫度已經開始下降。

緊急制動工況時的等效應力場分布云圖如圖7所示。

(a) 1 s

車輛在發生緊急制動第1 s時，制動初期溫升相對較小，但制動蹄上的促動力較大，所以與勻速持續制動工況相似，應力主要也集中在制動蹄周向工作區域與外壁加強筋上，最大應力為132.75 MPa;制動第2 s時，因溫度持續升高，所產生的最大應力范圍開始向接觸中心收斂，最大應力為154.05 MPa;制動第3 s時，制動鼓的溫升幅度隨車速下降而減緩，加之制動鼓外表面對流換熱的作用，等效應力也隨之降低，最大應力下降到147.78 MPa。

3 結 語

以領從蹄鼓式制動器為結構基礎，設計了一種搭載楔式張開機構與沖焊蹄的楔式制動器。運用有限元分析軟件ANSYS建立楔式制動器熱-結構直接耦合場分析模型，分別對勻速持續制動工況和緊急制動工況進行分析,得到勻速制動工況時的制動鼓溫度場分布云圖和等效應力場分布云圖，以及緊急制動工況時的制動鼓溫度場分布云圖和等效應力場分布云圖。結果表明,所設計的楔式制動器在勻速制動工況和緊急制動工況下,制動性能穩定,滿足使用要求。該研究在楔式制動器的結構設計及工程應用方面具有一定的指導意義。