水冷盤式制動器散熱結構優化

吳文海，沈 珺

(西南交通大學 機械工程學院，四川 成都 610031)

引言

水冷盤式制動器是盤式制動器與液冷散熱方法相結合的一種制動裝置，同時具備盤式制動器[1]結構簡單、力矩容量大、便于控制以及液冷散熱效率高的優點；因此，相較于傳統通風式制動器，水冷盤式制動器更適合應用于如測功機、張力制動、阻尼制動及定位絞車等大功率的扭矩加載或制動場合。隨著機械設備負載與運行速度的增加，為保證水冷盤式制動器工作的穩定性，需要在制動器工作過程中將摩擦副溫度控制在一定范圍內；過高的溫度會導致摩擦系數降低，摩擦材料發生質變，嚴重時會導致摩擦元件結構受損[2]。由此可以看出，制動器的散熱性能直接決定了制動器的工作性能，制動器散熱能力不佳會導致扭矩輸出失準，甚至出現制動失效的危險情況。因此，較優的散熱性能對制動器的穩定運行有著極為重要的意義。

近年來，諸多學者對制動器散熱性能的優化方法進行了研究。MUNISAMY等[3]通過CFD方法分析了通風式制動盤在不同散熱肋板傾斜角度下的換熱效果，并指出肋板沿順時針方向傾斜45°時，散熱效果最佳；THUNDIL K等[4]采用CFD方法對比分析了圓柱形、錐形和金剛石狀筋板對制動盤散熱效果的影響，并指出圓柱形筋板下的綜合散熱性能較好；徐乾衛[5]提出通過在制動盤面打孔對散熱性能進行優化，并采用熱流固耦合方法，分析了打孔參數對制動盤散熱性能的影響；劉靜娟等[6]通過CFD耦合方法分析了不同筋板結構下通風式制動盤的散熱特性，結果表明，圓弧筋板結構可以較好地提高制動盤散熱效果；盧術娟等[7]針對通風式制動盤散熱筋的排列方式進行了優化，采用間接熱-結構耦合方法，對新型散熱筋制動盤的緊急制動工況進行了數值模擬，結果表明，優化后結構較傳統結構最高溫度降低了7 ℃；黃曉華等[8]采用有限元軟件ABAQUS對3種不同仿生散熱筋結構的下制動盤溫度場的變化進行分析，分析結果表明，螺旋型散熱筋效果最優。

目前，對通風式制動器散熱性能的研究較多，但對于水冷盤式制動器散熱結構及其散熱性能的研究存在不足。在此背景下，為提高水冷盤式制動器散熱性能，本研究基于強化對流傳熱原理，提出了通過添加擾流柱的方式對制動器散熱結構進行改進，并設計了4種擾流柱散熱結構，通過CFD方法研究不同散熱結構下制動器的綜合散熱性能，為水冷盤式制動器的優化設計提供參考。

1 物理模型

1.1 水冷盤式制動器結構模型

水冷盤式制動器工作原理如圖1a所示，水冷盤式制動器在工作過程中，通過制動盤與摩擦片間的擠壓與滑摩，為運動部件提供摩擦扭矩；通過調節氣動控制系統的輸入壓力，實現對制動器輸出扭矩的控制。

1.摩擦片 2.制動盤 3.安裝盤 4.連接齒輪 5.旋轉盤6.復位彈簧 7.導向螺栓 8.活塞 9.氣缸a.冷卻液入口 b.冷卻液出口 c.壓縮空氣入口圖1 水冷盤式制動器結構示意圖

水冷盤式制動器散熱結構如圖1b所示，工作過程中，冷卻液從底部入口輸入，以對流換熱方式在安裝盤水槽中與制動盤進行熱交換，隨后由頂部出口輸出；通過冷卻液的強制循環實現制動器的持續散熱。

在水冷盤式制動器中，安裝盤水槽大徑R1為208 mm，小徑R2為137 mm，水槽深度h為5 mm，冷卻液進出口直徑為16 mm，制動盤厚度為3 mm。

1.2 水冷盤式制動器散熱結構優化方案

基于水冷盤式制動器的散熱原理，采用強化對流傳熱被動技術對制動器散熱結構進行改進[9]，通過在安裝盤水槽內添加擾流柱來影響冷卻液在水槽內的流動狀態，實現對制動器散熱性能的優化。改進后的制動器散熱結構如圖2所示。

圖2 擾流柱散熱結構示意圖

擾流柱在安裝盤水槽內交叉排列，徑向等間距設置，間距S1=(R1-R2)/3，S2=S1/2，周向均勻分布58個；為保證冷卻液與制動盤間有效接觸面積最大，設置擾流柱高度為3 mm，與制動盤間隔2 mm。

以散熱結構特征水力直徑一致為約束條件，設計了4種擾流柱散熱結構，圓形、正三角形、橢圓形、水滴形擾流柱散熱結構分別如圖3a～圖3d所示，各擾流柱散熱結構的特征水力直徑如表1所示。

圖3 擾流柱結構示意圖

表1 擾流柱散熱結構的特征水力直徑 mm

1.3 數值計算模型的建立

制動器的散熱過程主要是通過冷卻液與制動盤間的對流換熱實現的，因此為了簡化仿真計算模型，舍去與制動盤換熱過程無關的區域，直接對冷卻液流域進行建模；同時省去制動盤上與傳熱計算無關的細節。為了防止液體在流域入口、出口處出現回流，在液體流動方向上，對進、出口均延長一部分[10]，所建立的計算域模型如圖4所示。

圖4 數值模擬計算模型

2 數學模型

2.1 控制方程

三維定常流數值模擬的控制方程如下[11]：

質量守恒方程：

(1)

式中，ρ—— 流體密度

u，v，w—— 速度矢量在x，y，z方向上的分量

動量守恒方程：

(2)

式中,p—— 流體微元體所受壓力

μ—— 流體動力黏度

能量守恒方程：

(3)

式中，Cp—— 比熱容

λ—— 流體導熱系數

T—— 溫度

ST—— 黏性耗散項

2.2 評價因子

為全面考慮換熱效果與流動阻力的綜合影響，采用等泵功綜合評價因子PEC對散熱性能進行評價，相關參數定義如下[12-13]：

流域水力直徑：

(4)

(5)

式中,Vt—— 無擾流柱情況下流域體積

Vp—— 擾流柱總體積

Af—— 流域內有效換熱面積

努塞爾數：

(6)

(7)

式中,h—— 對流換熱系數

λ—— 流體導熱系數

q—— 熱流密度

Ts—— 固體壁面溫度

Tf—— 流體溫度

阻力因子：

(8)

式中, Δp—— 流體進出口靜壓差

u—— 流體入口速度

綜合評價因子：

(9)

3 數值模擬

3.1 網格劃分

使用ANSYS Meshing對計算模型進行網格劃分，由于擾流柱的存在使得流域結構較復雜，因此選用適應性較好的四面體網格；為了獲得更為精確的流固耦合熱交換數據，在流固耦合面通過添加膨脹層對網格進行加密，生成了較好的流體邊界層[14]；為驗證網格數量與計算結果的無關性，選取5種不同數量的網格進行無關性檢驗；在相同的邊界條件下，分別對網格數量約為10萬、20萬、31萬、41萬和50萬的模型計算至收斂，得到了平均努塞爾數和冷卻液進出口壓差的變化曲線，如圖5所示。

圖5 網格無關性檢驗

由圖5可以看出，隨著網格數量的增加，各檢測量逐漸趨于穩定，其中平均努塞爾數的變化率小于0.27%，冷卻液進出口壓差的變化率小于0.09%，因此綜合對計算精度和計算時間的考慮，選擇網格數量約為31萬的模型進行數值計算，所劃分的網格模型如圖6所示。

圖6 計算域網格模型

3.2 邊界條件

1) 材料選擇

制動盤材料為導熱性能較好的銅合金，冷卻介質采用常溫液態水(298.15 K)，材料物性參數如表2所示。

表2 材料主要物性參數

2) 制動盤熱載荷

制動器工作時，由于摩擦片不同半徑處線速度不同，摩擦做功大小存在差異，所以熱流密度在盤面上的分布是不均勻的；為了能夠較真實地反映制動盤面熱流密度的分布，選用摩擦功率法對制動熱載荷進行等效[15]；由于制動盤與摩擦片材料物性參數的差異，使得二者分得的熱流密度也存在差異[16]。制動盤所分配的熱流密度為：

q(r,t)=ημr·p(t)·ω(t)

(10)

式中,q(r,t) —— 靜摩擦盤上的熱流密度

μ—— 摩擦系數

p(t) —— 制動壓力

ω(t) —— 轉動角速度

r—— 摩擦副半徑

η—— 制動盤的分熱系數

綜上所述，我們可以知道成本的管理控制和計算的管理在整個路橋工程建設中占據著重要的地位，這就進一步要求路橋的相關施工單位一定要在思想上高度重視工程的計量以及成本的管理控制工作。施工的單位一定要不斷地完善和健全相關的規章制度，保證成本控制管理體系的科學可靠，進而才能夠讓企業在成本控制以及計量方面獲取進步，更好地滿足客戶的個性化需求，保證企業的可持續發展。

(11)

式中,Kq為制動盤與摩擦片的熱流分配比例。

(12)

式中,ρd，ρp—— 制動盤、摩擦片的材料密度

Cd，Cp—— 制動盤、摩擦片的材料比熱容

λd，λp—— 制動盤、摩擦片的材料導熱系數

3) 邊界條件設定

邊界條件的設定如圖7所示，其中流體入口設置為質量流量入口0.4～1.0 kg/s，流體入口溫度為298.15 K；流體出口設置為壓力出口，壓力值為標準大氣壓；環境溫度設置為293.15 K；在制動盤摩擦接觸面加載熱流密度，并通過UDF功能實現函數加載；流固接觸面設置為interface耦合面，其他壁面均設置為無滑移絕熱面。

圖7 邊界條件示意圖

仿真過程中認為冷卻液及制動盤物性參數為常數，冷卻液為不可壓流體，并且考慮重力加速度對其影響。計算采用壓力基求解器進行穩態求解，采用Realizablek-ε湍流模型，選擇SIMPLE算法對壓力、速度進行解耦，壓力、能量及動量的求解均采用二階格式，以保證仿真計算的精度[17]，求解過程中當連續性方程與動量方程殘差小于10-3，能量方程殘差小于10-6認為計算收斂。

4 仿真結果及分析

4.1 溫度特性分析

制動盤溫度特性如圖8所示，可以看出，無論在哪種散熱結構下，制動盤面的最高溫度Tmax與平均溫度Ta都會隨著質量流量qm的增大而降低。相較于無擾流柱散熱結構，在4種擾流柱散熱結構下，制動盤的最高溫度與平均溫度都有較明顯的下降，這是由于擾流柱的存在減薄了傳熱邊界層，增加了冷卻液的擾動，促進了冷卻液各部分的混合。

圖8 制動盤溫度特性

在4種擾流柱散熱結構中，水滴形擾流柱對應的盤面溫度最高，圓形與橢圓形擾流柱對應的溫度相對較低，但與水滴形溫度差距不大；正三角形擾流柱散熱結構對應的盤面溫度最低，相比于圓形、橢圓形、水滴形和無擾流柱散熱結構的最高溫度平均降低了7.3，7.1，9.5，33 K，平均溫度平均降低了6.5，6.3，8.9，16.8 K。

4.2 換熱特性分析

圖9 制動盤換熱特性

4.3 流動阻力特性分析

圖10展示了各散熱結構下的流動阻力特性。由圖10a可以看出，各散熱結構下的流動阻力因子f的變化趨勢基本一致，均隨冷卻液質量流量的增加而下降，并逐漸趨于穩定；同時可以看出4種擾流柱散熱結構下的阻力因子相比于無擾流柱散熱結構均有顯著的提升；其中水滴形擾流柱因型面較為貼近流線型，所以產生的流動阻力最?。挥捎谡切螖_流柱外緣較為平整，對冷卻液流動狀態影響最大，也相應地產生了最大的流動阻力，相較于圓形、橢圓形及水滴形擾流柱散熱結構的阻力因子分別高出了9.6%，12.3%和15.6%，較無擾流柱結構高出了19.5%。

圖10 流動阻力特性

4.4 綜合散熱性能分析

為了更全面的對制動器散熱結構進行評價，選擇使用綜合性能評價因子PEC對換熱性能與流動阻力的綜合作用進行評價。圖11為各擾流柱散熱結構下的綜合評價因子的變化曲線?？梢钥闯?，盡管正三角形擾流柱帶來了較大的流動阻力，但其強化對流換熱的能力較為突出，彌補了由阻力增加而導致壓力損失所產生的負面影響，因此使其具有最高的綜合散熱性能，相較于圓形、橢圓形以及水滴形擾流柱散熱結構分別提高了3.4%，2.4%和4.4%，較無擾流柱散熱結構提高了6.7%。

圖11 綜合換熱性能

5 結論

通過數值模擬方法對水冷盤式制動器的散熱過程進行了仿真，獲得了不同散熱結構下制動盤溫度分布、散熱特性及流動特性，并對其進行了深入分析，獲得了以下結論：

(1) Fluent仿真結果表明，本研究提出的通過添加擾流柱對制動器散熱結構進行改進的方法有效，所設計的4種擾流柱散熱結構對水冷盤式制動器的散熱效果均有一定程度地提升；

(2) 隨著冷卻液質量流量的增加，各種散熱結構下的制動盤溫度均有下降，平均努塞爾數均有增加；在4種擾流柱散熱結構中，正三角形擾流柱結構具有最低的制動盤溫度與最高的平均努塞爾系數，較無擾流柱結構的最高溫度與平均溫度分別平均降低了33 K，16.8 K，平均努塞爾數平均提高了13.5%；

(3) 擾流柱結構的存在給冷卻液帶來了較大的流動阻力，其中正三角形擾流柱會產生最大的流動阻力，較圓形、橢圓形和水滴形擾流柱分別高出了9.6%，12.3%和15.6%，較無擾流柱結構高出了19.5%；

(4) 綜合考慮4種擾流柱散熱結構對換熱性能與流動特性帶來的影響，以綜合性能評價因子PEC為評價標準，正三角形擾流柱散熱結構具有最優的綜合散熱性能，相較于圓形、橢圓形以及水滴形擾流柱結構分別提高了3.4%，2.4%和4.4%，較無擾流柱散熱結構提高了6.7%，因此在設計的4種擾流柱散熱結構中，正三角形擾流柱散熱結構為最優的散熱結構；

(5) 采用數值模擬方法對水冷盤式制動器的流固耦合傳熱過程進行仿真，具有一定的準確性，為水冷盤式制動器散熱結構的設計提供了參考，所提出的擾流柱散熱結構為水冷盤式制動散熱結構的優化提供了新的思路。