基于輔助制動的商用車鼓式制動器熱固耦合分析*

常 成,王紅霞,袁 霞

(河南工學(xué)院 車輛與交通工程學(xué)院,河南 新鄉(xiāng) 453003)

0 引言

交通事故發(fā)生率,重型商用車都普遍安裝有輔助制動系統(tǒng)來提升汽車的制動性能。我國2012年開始實施的國家標(biāo)準(zhǔn)《機動車運行安全技術(shù)條件》(GB 7258)中規(guī)定:長度超過9米的客車和總重量大于12噸的卡車應(yīng)配備緩速器或其他輔助制動裝置[2]。

國內(nèi)外針對汽車鼓式制動器的溫度場、結(jié)構(gòu)場和耦合場分析做了大量的研究。文獻(xiàn)[3]采用不同倍數(shù)的額定載重量,對制動鼓進(jìn)行了溫度場對比分析,并提出了保證安全行駛的要求和必要的車輛裝備。文獻(xiàn)[4]對汽車鼓式制動器多個位置點的溫度進(jìn)行了仿真分析,并結(jié)合臺架試驗分析制動器溫度對制動效能的影響。文獻(xiàn)[5]對鼓式制動器展開了溫度場模擬仿真計算,研究分析了制動鼓的使用壽命。文獻(xiàn)[6]針對商用車新型鼓式制動器進(jìn)行結(jié)構(gòu)優(yōu)化設(shè)計,通過有限元結(jié)構(gòu)仿真分析和臺架試驗對優(yōu)化設(shè)計結(jié)果進(jìn)行了驗證,結(jié)果表明此結(jié)構(gòu)優(yōu)于相同規(guī)格的凸輪式鼓式制動器。文獻(xiàn)[7]針對不同工況下的汽車鼓式制動器熱-應(yīng)力耦合場進(jìn)行了分析,結(jié)果表明摩擦熱和應(yīng)力分布均對制動器的制動效能影響較大。在眾多的相關(guān)研究中,主要集中在單獨使用鼓式制動器實施制動時的制動器溫度場、結(jié)構(gòu)場和耦合場分析,而針對裝配輔助制動系統(tǒng)對汽車鼓式制動器結(jié)構(gòu)性能影響的相關(guān)研究較少。

電渦流緩速器作為汽車輔助制動裝置中重要的一種類型,在商用車上的應(yīng)用極為廣泛。本文將對后驅(qū)動橋裝有電渦流緩速器的某商用車在下長坡制動工況中的后輪鼓式制動器進(jìn)行熱固耦合分析,為商用車鼓式制動器設(shè)計與分析提供一定的參考依據(jù)。

1 車輛制動數(shù)學(xué)模型分析

1.1 車輛相關(guān)參數(shù)

本文研究的商用車為后輪驅(qū)動的旅游客車,前、后輪均采用鼓式制動器,車輛的主要相關(guān)參數(shù)如表1所示。

表1 車輛主要相關(guān)參數(shù)

1.2 整車制動狀態(tài)動力學(xué)模型

汽車在行駛過程中,根據(jù)交通指示燈、路面障礙物和行駛坡度等情況,駕駛員結(jié)合自身駕駛意圖通過汽車制動系統(tǒng)來降低汽車車速。分析汽車制動時的受力情況,需建立地面對汽車前、后車輪法向反作用力的動力學(xué)模型。本文選取汽車下坡制動工況進(jìn)行建模分析,模型建立忽略了滾動阻力、空氣阻力和汽車上旋轉(zhuǎn)質(zhì)量部件產(chǎn)生的慣性力偶矩。圖1為固定角度坡道制動時汽車受力圖,其中FXb1、FXb2分別為汽車施加制動時的前、后地面制動力,Fj為汽車減速時平動慣性力。分別對前、后輪接地點取矩,可得出地面對前、后輪的法向反作用力FZ1和FZ2的表達(dá)式:

圖1 固定角度坡道制動時汽車受力圖

(1)

(2)

在分析計算制動狀態(tài)時,取路面附著系數(shù)為φ。在施加制動過程中,前輪制動器制動力Fμ1剛好達(dá)到前輪抱死時的值可表示為[8]

Fμ1=φFZ1

(3)

同理,后輪制動器制動力Fμ2剛好達(dá)到后輪抱死時的值可表示為

Fμ2=φFZ2

(4)

在汽車制動減速過程中,不計電渦流緩速器施加的制動力,汽車的前、后鼓式制動器制動力的比值為

(5)

式中,β為制動器制動力分配系數(shù)。

1.3 鼓式制動器的形式及工作原理

本文所研究的商用車鼓式制動器為定心凸輪張開裝置驅(qū)動的領(lǐng)從蹄式制動器,其兩制動蹄的安裝為軸對稱布局。制動時兩制動蹄的的受力情況如圖2所示,圖中P1和P2分別為定心凸輪張開裝置施加給領(lǐng)蹄和從蹄的促動力,FN1和FN2為制動時領(lǐng)蹄和從蹄受制動鼓的法向反力。

圖2 鼓式制動器受力簡化示意圖

該鼓式制動器在實施制動時可保證領(lǐng)蹄和從蹄的位移相等,因此,FN1與FN2相等,從而可以得出兩蹄所產(chǎn)生的制動力矩也相等。由于領(lǐng)蹄的“增勢”和從蹄的“減勢”作用,兩制動蹄所受促動力大小將會不同。忽略凸輪裝置與領(lǐng)、從蹄作用點的高度差異,結(jié)合上圖尺寸標(biāo)注分別對領(lǐng)、從蹄支銷中心列力矩平衡方程,可推導(dǎo)出促動力P1和P2計算表達(dá)式為[9]

(5)

(6)

式(5)和(6)中,f為制動器摩擦副摩擦系數(shù);d為制動時制動蹄受制動鼓的法向反力與相應(yīng)制動蹄支銷中心之間的距離(mm);e為領(lǐng)、從蹄與制動鼓摩擦力合力到相應(yīng)制動蹄支銷中心之間的距離(mm),h為領(lǐng)、從蹄所受促動力與相應(yīng)制動蹄支銷中心之間的距離(mm)。

2 鼓式制動器有限元模型建立

2.1 鼓式制動器熱量產(chǎn)生與傳熱分析

由于長距離減速制動時車速一般較低,所以本文在分析制動時的能量轉(zhuǎn)換問題時,忽略制動過程中因滾動阻力和空氣阻力造成的能量消耗。同時,針對傳統(tǒng)燃油汽車或新能源電動汽車,不考慮發(fā)動機反拖制動或電機再生制動的復(fù)雜影響。基于這一條件,根據(jù)能量守恒定律,可認(rèn)為制動能量將完全轉(zhuǎn)化為鼓式制動器摩擦熱和電渦流緩速器的輸入熱量。其能量轉(zhuǎn)化關(guān)系式可表示為[10]

(7)

式中,Q1為制動能量轉(zhuǎn)換為制動器的熱量(J),Q2為制動能量轉(zhuǎn)換為電渦流緩速器的熱量(J),m為汽車總質(zhì)量(kg),v1和v2分別為汽車制動過程中的初速度和末速度(m/s),H為制動過程中坡道的豎直高度差(m)(下坡為正,上坡為負(fù))。

因制動鼓和摩擦襯片材料參數(shù)不同,制動過程中摩擦副所轉(zhuǎn)化的熱量傳遞分配也不同。單一制動器制動鼓和摩擦襯片熱量分配系數(shù)ξ可依據(jù)該式計算[11]:

(8)

式中,qd、ρd、Cd和λd分別為制動鼓材料的熱流密度、密度、比熱容和熱導(dǎo)率;qs、ρs、Cs和λs分別為摩擦襯片材料的熱流密度、密度、比熱容和熱導(dǎo)率。

制動能量轉(zhuǎn)換為制動器的熱量通過制動器內(nèi)部零件的熱傳導(dǎo)后,主要通過制動鼓外表面與空氣之間進(jìn)行對流換熱。因制動鼓較為密閉,在建模分析中忽略制動鼓內(nèi)的對流換熱作用。此外,因輻射作用引起的熱量傳遞非常少,在建模分析中也將不再考慮。

不同車速所對應(yīng)的對流換熱效果不同,采用經(jīng)驗公式來計算對流換熱系數(shù),計算公式如下[12]:

(8)

式中,k為經(jīng)驗因數(shù),前制動器取0.7,后制動器取0.3;v為汽車當(dāng)前車速(km/h)。

2.2 鼓式制動器材料參數(shù)

本文所分析的鼓式制動器主要零件所采用的材料參數(shù),如表2所示。

表2 鼓式制動器材料參數(shù)表

2.3 鼓式制動器有限元簡化模型

為了有利于有限元模型的快速計算,三維模型中只包含分析所涉及的制動鼓、制動蹄和摩擦襯片三類零件,并忽略小尺寸的倒角和圓角。

結(jié)合圖2的圖示,鼓式制動器主要參數(shù)如表3所示。

表3 鼓式制動器主要參數(shù)

根據(jù)所研究的鼓式制動器尺寸繪制其三維簡化模型(如圖3所示),并導(dǎo)入Ansys Workbench有限元分析軟件中。

圖3 鼓式制動器三維簡化模型

將上述模型對應(yīng)添加材料參數(shù),依據(jù)實際制動過程中各部件的約束和接觸情況,進(jìn)行相關(guān)條件設(shè)置。將摩擦襯片外圓周面與制動鼓內(nèi)圓周面設(shè)置為非對稱接觸類型;制動鼓為軸向和徑向固定約束,圓周方向自由;制動蹄支銷孔處為軸向和徑向固定約束,制動蹄可繞支銷孔軸線自由轉(zhuǎn)動。對鼓式制動器進(jìn)行網(wǎng)格劃分,為各工況熱固耦合仿真分析做好基礎(chǔ)模型準(zhǔn)備。

3 下長坡工況的熱固耦合仿真分析

緩速器參與制動主要是延緩制動器的熱衰退,下面針對汽車下長坡工況對鼓式制動器進(jìn)行熱固耦合仿真分析。電渦流緩速器的手控開關(guān)一般有五個檔位,分別為0檔(無制動作用)、1檔(25%制動轉(zhuǎn)矩)、2檔(50%制動轉(zhuǎn)矩)、3檔(75%制動轉(zhuǎn)矩)、4檔(最大制動轉(zhuǎn)矩)[13]。取路面附著系數(shù)φ=0.6,制動器制動力分配系數(shù)β=0.47,坡道的坡度為9%,坡道全長為600m,汽車滿載制動行駛并保持10km/h的車速,全程共行駛216秒。汽車施加制動時制動器初始狀態(tài)溫度為環(huán)境溫度,外界環(huán)境溫度保持25℃不變。

利用前文的整車制動狀態(tài)動力學(xué)模型計算可知,電渦流緩速器可選擇任一檔位并對應(yīng)調(diào)節(jié)制動器制動力,均能達(dá)到制動目標(biāo)車速。

由于后輪制動器比前輪制動器的制動轉(zhuǎn)矩大,本文將在電渦流緩速器處于低檔位0檔和高檔位3檔時,對后輪鼓式制動器進(jìn)行熱固耦合仿真分析。由于鼓式制動器因溫度和重載原因?qū)е碌钠谄茐闹饕性谥苿庸纳蟍14],后文將針對后輪鼓式制動器的制動鼓進(jìn)行相關(guān)的熱固耦合分析。

3.1 電渦流緩速器0檔運行制動鼓熱固耦合分析

當(dāng)電渦流緩速器調(diào)至0檔時,相當(dāng)于無緩速器制動作用,汽車完全依靠鼓式制動器實現(xiàn)制動。結(jié)合前文車輛制動數(shù)學(xué)模型的計算,將熱載荷施加在后輪鼓式制動器有限元簡化模型的摩擦副接觸面,其制動鼓溫度場結(jié)果如圖4所示。觀察圖4可知,在此工況下的制動鼓最高溫度約為192℃,高溫度區(qū)域集中在與摩擦襯片接觸的摩擦工作面附近,而且靠近接觸面軸線中心區(qū)域的溫度最高。由于制動鼓材料的熱導(dǎo)率較高且制動鼓徑向厚度有限,其制動鼓的外圓周面對應(yīng)的區(qū)域也達(dá)到最高溫度值。制動鼓最低溫度出現(xiàn)在遠(yuǎn)離摩擦工作面的端部區(qū)域,此區(qū)域由于散熱效果好和傳遞熱量相對少的原因,其溫度略比環(huán)境溫度高,只有約27℃。因為熱源所在的區(qū)域集中于制動鼓摩擦工作面并且熱傳遞過程中熱量逐漸耗散,所以在最高溫區(qū)域到最低溫區(qū)域之間的溫度逐漸降低,呈階梯狀分布。

圖4 電渦流緩速器0檔對應(yīng)制動鼓溫度場分布云圖

將促動力施加在后輪鼓式制動器有限元簡化模型,進(jìn)行熱固耦合分析,其等效應(yīng)力場結(jié)果如圖5所示。根據(jù)圖5可知,制動鼓等效應(yīng)力場的分布與溫度場分布相類似,等效應(yīng)力最大值區(qū)域集中在與摩擦襯片接觸的摩擦工作面附近,而且靠近接觸面軸線中心區(qū)域的等效應(yīng)力最大,約為400Mpa。該應(yīng)力一部分來自促動力通過制動蹄對制動鼓的壓緊作用力,更多的是來自該區(qū)域高溫引起的熱應(yīng)力。由于該應(yīng)力數(shù)值較大,極易引起制動鼓局部形變,從而導(dǎo)致制動鼓表面出現(xiàn)多處細(xì)小的裂紋并最終發(fā)生疲勞斷裂。因此,應(yīng)盡量降低制動鼓工作溫度,從而延長其使用壽命。

圖5 電渦流緩速器0檔對應(yīng)制動鼓等效應(yīng)力場分布云圖

3.2 電渦流緩速器3檔運行制動鼓熱固耦合分析

當(dāng)電渦流緩速器調(diào)至3檔時,緩速器將施加75%制動轉(zhuǎn)矩,汽車所需的其余制動力由鼓式制動器來補充,從而達(dá)到預(yù)期目標(biāo)車速。結(jié)合前文車輛制動數(shù)學(xué)模型的計算,將熱載荷和促動力施加在鼓式制動器有限元簡化模型,其溫度場和應(yīng)力場結(jié)果如圖6所示。結(jié)合圖6可觀察到此工況下制動鼓溫度分布的梯度變化規(guī)律與電渦流緩速器0檔運行時很類似,但最高溫度有了較大幅度下降,約為89℃,而最低溫度的差別不大。其主要原因是制動能量一部分由電渦流緩速器轉(zhuǎn)化,使制動器產(chǎn)生的摩擦熱得到有效降低,從而導(dǎo)致最高溫度得到有效降低。

圖6 電渦流緩速器3檔對應(yīng)制動鼓溫度場分布云圖

在此熱載荷的作用下,施加促動力進(jìn)行熱固耦合分析,其結(jié)果如圖7所示。與溫度場分析結(jié)果相類似,圖中的應(yīng)力分布規(guī)律與電渦流緩速器0檔運行時無明顯變化,只是等效應(yīng)力最大值降為約153Mpa,其主要原因是制動鼓最高溫度大幅度降低,從而減少了因高溫因素引起的制動鼓疲勞損壞發(fā)生幾率。

圖7 電渦流緩速器3檔對應(yīng)制動鼓應(yīng)力場分布云圖

4 結(jié)束語

本文運用有限元分析軟件Ansys Workbench對安裝有電渦流緩速器的后輪制動鼓進(jìn)行了熱固耦合分析。其中,分別將電渦流緩速器處于0檔和3檔工況下的制動鼓溫度場和應(yīng)力場做了仿真對比分析。由文中的分析結(jié)果推理可知,電渦流緩速器檔位越高,其制動能量轉(zhuǎn)化程度越大,鼓式制動器的摩擦熱量越少,制動鼓最高工作溫度明顯降低,從而避免了因高溫引起的摩擦副摩擦系數(shù)降低,這將有效防止制動器熱衰退現(xiàn)象的發(fā)生。電渦流緩速器的使用對制動鼓溫度和應(yīng)力分布的梯度變化規(guī)律影響不大,但由于電渦流緩速器承擔(dān)部分制動能量的轉(zhuǎn)化,將減少摩擦副的磨損程度。此外,由于整體溫度的降低,制動鼓的等效應(yīng)力最大值也降低了,從而提高了制動鼓的使用壽命。