閘片摩擦塊排列方式對高速列車制動盤磨損深度的影響

周素霞, 王君艷*, 巴馨悅, 李光, 曲直

(1.北京建筑大學機電與車輛工程學院, 北京 100044; 2.北京建筑大學城市軌道交通車輛服役性能保障北京市重點實驗室, 北京 100044)

隨著現代列車逐漸向“高速化”方向發展,對于制動裝置的性能要求也愈來愈高。盤式制動是列車常見制動方式之一,其主要通過制動盤和閘片上摩擦塊間的相互摩擦作用,實現制動過程。磨損是制動盤主要的失效方式之一,當制動盤最深磨損位置超過單側最大磨耗限度時需更換制動盤。由于制動盤與車軸固定在一起,拆裝困難、維修成本高、重復使用率低。因此,研究制動盤磨損的影響因素,尋找減少其最大磨損深度的方法,對于延長制動盤的磨損壽命具有重要意義。

研究表明,制動初速度、制動壓力和制動盤表面形態等因素對磨損有顯著影響,且制動初速度越大、制動壓力越高,磨損越嚴重[1-5]。近年來,學者們針對制動盤發生摩擦接觸的摩擦塊開展了大量的研究。Xiang等[6]研究了圓形、五角形、六角形3種不同形狀的摩擦塊對于高速列車制動界面的摩擦學行為和動力學特性的影響。結果表明,摩擦塊的形狀對接觸應力分布和磨損特性有顯著影響,合適的制動塊形狀可以改善列車摩擦制動系統的服役摩擦學行為。Tang等[7]研究了摩擦塊穿孔結構對鐵路制動系統磨損、熱分布和噪聲特性的影響,其結果表明摩擦塊有孔結構會存儲制動過程中產生的磨屑,從而減少對制動盤的磨損量。Yin等[8]研究了摩擦塊的連接配置對制動系統界面摩擦學行為、熱響應和振動噪聲有顯著影響,浮動連接方式可以抑制制動系統的振動噪聲。Xiang等[9]采用高速列車上一種典型摩擦塊進行了制動實驗,研究了制動器界面的摩擦磨損、界面溫度、振動和噪聲,分析了振動響應與界面接觸行為之間的相互關系,認為制動塊的摩擦系數和接觸角是影響制動系統振動特性的重要因素。Wu等[10]研究發現,摩擦塊配置對制動系統的聲壓和穩定性有顯著影響,特定配置的剎車片可以有效抑制剎車系統的不穩定性,降低嘯叫聲。Pelcastre等[11]研究了不同摩擦塊材料的摩擦學性能,結果表明:燒結CBB(composite brake blocks)在冬季條件下比有機CBB具有更高的摩擦性能。文獻[12-13]中通過在試驗裝置上進行摩擦學試驗,研究摩擦塊殘余高度對界面摩擦學行為以及摩擦振動噪聲(friction-induced vibration noise,FIVN)的影響,結果表明:隨著摩擦塊高度的減小,摩擦面傾角減小,摩擦界面的磨損性能較好,摩擦振動噪聲越弱。然而,前人研究多集中于摩擦塊材料、形狀和殘余高度等對制動盤溫度場、應力場和噪聲的影響,忽略了制動盤的磨損情況。目前對于摩擦塊排布方式對制動界面摩擦磨損的研究鮮見報道,其對摩擦學行為機理的研究也尚不明確。

鑒于此,基于修正的Archard磨損模型,采用有限元法研究列車通過42號道岔緊急制動狀態下3種不同摩擦塊排列方式對制動盤最大磨損深度的影響。提出應力磨損因子參數來表征應力對最大磨損深度的影響,并通過制動盤節點磨損深度分析摩擦表面的磨損形貌。為減少制動盤的最大磨損深度,提高列車制動盤使用壽命提供借鑒。

1 理論模型

目前,研究磨損常用的理論模型為Archard磨損模型。文獻[14-18]采用Archard磨損模型分析制動過程摩擦磨損問題。在微分時間dt內,其通用的表達方式采用微分形式為[18]

(1)

式(1)中:V為磨損體積,mm3;K為兩摩擦部件之間的磨損系數;H為較軟材料的表面硬度,HB;P為瞬時法向壓力,N;L為相對滑移距離,mm。

瞬時磨損體積增量dV可表示為[18]

(2)

式(2)中:h為磨損深度,mm;ΔA為微小接觸面積,mm2。

因此,磨損體積轉化為磨損深度的計算公式為

(3)

微分時間dt內制動盤與摩擦塊的接觸面積ΔA如圖1所示。

圖1 微分時間dt內摩擦塊與制動盤的接觸面積示意圖Fig.1 Schematic representation of the contact area between the friction block and the brake disc at differential time dt

由于制動盤為圓周運動,微分時間dt內制動盤與摩擦塊之間的滑移線段為一段圓弧,因此dL可表示為[17]

dL=rdθ

(4)

式(4)中:r為制動盤圓心與磨損節點之間的徑向距離,mm;θ為滑移距離所對應的制動盤圓心角,rad。

dθ=wdt

(5)

式(5)中:w為制動盤角速度,rad/s;t為滑移時間,s。

將式(4)、式(5)代入式(3)可得

(6)

在實際制動過程中,磨損因素參數都是隨著制動時間發生變化的。對于磨損系數K,其與制動速度和制動壓力等眾多因素有關,假設其為常數。H的大小主要由摩擦面溫度影響,摩擦面溫度隨制動時間的增大而發生變化,考慮制動熱對磨損過程的影響,對表面硬度值進行修正,使其隨制動時間的增大而發生動態變化。σ則與制動過程中接觸面的狀態有關。而制動角速度w則逐漸減小,直至降為0。考慮制動過程各參數實際變化情況,對Archard磨損理論模型進行修正得

(7)

2 有限元模型

2.1 模型的建立及材料參數的設定

2.1.1 模型的建立

不同鐵路制動系統,閘片上摩擦塊的排列會有所不同。CRH380型列車的閘片上離制動盤中心較遠的摩擦塊比靠近制動盤中心的摩擦塊數量多,而CRH2型列車的閘片上離制動盤中心較遠的摩擦塊的數量則比靠近制動盤中心的摩擦塊少[10]。基于此現象,為反映摩擦塊不同排列方式對制動盤磨損的影響,設計離制動盤中心較遠的摩擦塊比靠近制動盤中心的摩擦塊數量多、離制動盤中心較遠的摩擦塊與靠近制動盤中心的摩擦塊數量相同、離制動盤中心較遠的摩擦塊比靠近制動盤中心的摩擦塊數量少3種不同的摩擦塊排列方式。

將制動盤的摩擦區域分為內圈、中圈和外圈[10],如圖2所示。

圖2 摩擦塊與制動盤接觸位置示意圖Fig.2 Schematic diagram of the contact position between the friction block and the brake disc

將3種排列方式分別記為L1、L2和L3,如圖3所示。其中,L1排列(內圈:4塊;中圈:6塊;外圈:8塊),L2排列(內圈:6塊;中圈:6塊;外圈:6塊)和L3排列(內圈:8塊;中圈:6塊;外圈:4塊)摩擦塊摩擦面積相同,排列方式不同。

圖3 摩擦塊,3種排列方式示意圖Fig.3 Schematic diagram of three types of friction block arrangement

由于圓形摩擦塊的摩擦力較小[15],因此將摩擦塊簡化為圓形。每種排列所采用的摩擦塊數量為18,摩擦塊周向間隙相等。制動盤與摩擦塊的結構參數如表1所示。

表1 制動盤與摩擦塊幾何參數Table 1 Geometric parameters of brake disc and friction block

為了簡化處理,大多數采用單側閘片建模。為保證仿真結果的真實性,建立符合實際的兩側閘片制動模型。由于主要目的是研究同等條件下摩擦塊排列方式對制動盤磨損的影響,而且磨損主要發生在制動盤的兩側表面,所以暫不考慮其內部散熱筋的結構。簡化制動盤與兩側閘片模型,最終裝配體的離散化模型如圖4所示。為便于仿真結果分析,將制動盤左側摩擦面記為F1,右側摩擦面記為F2。

圖4 離散化模型Fig.4 Discretisation model

制動盤類型為軸裝制動盤,在網格劃分中,采用體網格劃分(body sizing)來保證網格劃分質量[19],各部件均采用精度較高的六面體網格進行劃分。制動盤劃分后的節點數量為 64 029 個,單元數為 12 521 個,網格單元類型為solid226。由于磨損是表面材料去除的過程,而且在仿真中摩擦接觸為邊界條件高度非線性的問題,因此為保證接觸生效,在網格劃分中將摩擦塊與制動盤接觸面的網格劃分尺寸控制在1∶3以內,同時保證劃分的網格中不存在畸變單元[20]。

2.1.2 材料參數

制動盤材料為鑄鋼,摩擦塊材料為銅基粉末冶金。為保證仿真結果更加具有真實性,考慮制動材料的力學性能參數和熱物理特性參數隨摩擦面溫度的變化而發生相應的變化。制動盤材料熱物理特性參數隨溫度的變化情況如圖5和圖6所示,設置仿真初始環境溫度為20 ℃。

圖5 導熱系數及比熱容變化曲線Fig.5 Variation curve of thermal conductivity and specific heat capacity

圖6 熱膨脹系數與溫度的關系Fig.6 Relation between the coefficient of thermal expansion and temperature

2.2 邊界條件

釋放制動盤繞軸旋轉的自由度,施加繞軸旋轉的轉速,并對制動盤其余自由度進行約束。列車初始制動速度為250 km/h,車輪直徑為890 mm,對兩側閘片表面施加大小相等、方向相反的法向均布恒定載荷[21]12 000 N。將摩擦塊固定在閘片鋼背上,并約束鋼背的切向自由度,釋放其法向自由度。

目前,盤式制動方式下的磨損系數還未有詳細的試驗數據,在探究制動材料的磨損系數時,選擇試驗磨損系數[14]。磨損系數K選用Rabinowicz試驗[22]中不相似的金屬發生磨損時的磨損系數3.3×10-6,摩擦塊表面硬度值隨溫度變化的情況[23]如圖7所示。設置制動盤與摩擦塊接觸面間的摩擦因數為0.4,接觸算法選用罰函數,每次迭代自動更新法向剛度。

圖7 摩擦塊表面硬度與溫度關系Fig.7 Relationship between surface hardness and temperature of friction blocks

3 仿真結果與分析

為便于結果分析,將制動盤最大磨損深度記為hmax,最大接觸應力記為σmax。

3.1 摩擦塊排列方式對最大磨損深度的影響

圖8為在L1、L2和L3排列方式下,列車通過42號道岔緊急制動時制動盤F1和F2摩擦面磨損深度最大值的變化情況。中國鐵路規定高速列車在通過42號道岔時側向容許通過速度為160 km/h[24]。從圖8(a)可以看出,當制動速度降為160 km/h時,制動盤F1摩擦面hmax最大的是L2排列方式,最大磨損深度值為1.783×10-2mm,L1排列方式制動盤F1摩擦面的hmax最小,最大磨損深度為1.718×10-2mm。從圖8(b)可以看出,對于制動盤F2摩擦面來說,hmax最大的也是L2排列方式,最小的是L1排列方式,最大磨損深度分別為1.781×10-2mm和1.711×10-2mm。

不論是制動盤F1摩擦面還是F2摩擦面,3種排列方式在制動過程中最大磨損深度曲線的變化趨勢大致相同。在制動初期,L1、L2和L3排列方式的最大磨損深度曲線的斜率變化相近,但當制動速度降為210 km/h開始,3種排列曲線的斜率差異明顯。

對比圖8(a)和圖8(b)可知,同種排列對應F1和F2兩摩擦面在相同制動速度下的最大磨損深度數值略有差異,差值不超過1×10-4mm,兩摩擦面最大磨損深度曲線變化趨勢相同。通過計算制動速度降為160 km/h時F1和F2摩擦面最大磨損深度總和可知,總磨損深度值最大的是L2排列方式,總磨損值為3.565×10-2mm。而總磨損深度值最小的則為L1排列方式,總磨損深度為3.428×10-2mm。綜上所述,無論是單側摩擦面最大磨損深度值還是兩側總磨損深度值,L1排列方式都是最小的,L2排列方式都是最大的。因此選取的3種摩擦塊排列方式中,L1為最佳排列方式。

3.2 摩擦塊排列方式對最大接觸應力的影響

圖9為在L1、L2和L3排列方式下,列車通過42號道岔時制動盤F1和F2摩擦面接觸應力最大值的變化情況。可以看出,L2排列方式在制動過程中不僅σmax最大且應力波動范圍較大,制動不平穩。相反,L1排列方式最大接觸應力波動相對平穩且σmax較低,其制動平穩。

圖9 F1、F2摩擦面3種排列最大接觸應力Fig.9 Maximum contact stress for three arrangements of F1, F2 friction surface

接觸應力的大小能夠作為評價耐磨性能的指標,接觸應力越小,表明其耐磨性能越好[25]。為能夠很好反映接觸面應力大小對摩擦面磨損深度的影響,提出“應力磨損因子”的概念,實質為制動速度-應力曲線的面積。

應力磨損因子u的表達式為

(8)

式(8)中:σ(v)為應力隨制動速度v變化值即接觸應力變化值,MPa;v1為制動減速度,km/h;v2為制動初速度。

應力磨損因子的表達式為

(9)

應力磨損因子u越小,表示制動盤摩擦面最終的hmax越小。此處分析的是最大接觸應力,因此其對應的應力磨損因子即為最大接觸應力磨損因子。對于F1摩擦面來說,計算可得L1、L2和L3排列方式的最大接觸應力磨損因子u11、u12、u13分別為15.54、29.34、20.96。對于F2摩擦面來說,L1、L2和L3排列方式的最大接觸應力磨損因子u21、u22、u23分別為32.53、37.28、34.12。綜上可知,不論是F1摩擦面還是F2摩擦面,大接觸應力磨損因子最小的都是L1排列方式,這與上述對最大磨損深度的分析中所得出L1排列方式hmax最小的結論一致,進一步驗證了L1為最佳排列方式結論的可靠性。

3.3 摩擦塊排列方式對磨損形貌的影響

取制動盤F1和F2摩擦面沿徑向方向不同摩擦半徑處10個節點,如圖10所示。當制動速度降為160 km/h時,3種摩擦塊排列方式下F1和F2摩擦面上10個節點的磨損深度如圖11所示。

圖10 制動盤摩擦面徑向10個節點位置圖Fig.10 Brake disc friction surface radial 10 nodes location map

圖11 F1、F2摩擦面3種排列不同節點磨損深度Fig.11 Depth of wear at different nodes for three arrangements of F1,F2 friction surface

由圖11可以看出,對于F1摩擦面來說,磨損易發生在遠離制動盤中心處,而對于F2摩擦面來說,磨損易發生在靠近制動盤中心處。L1排列方式F1和F2摩擦面不同摩擦半徑處磨損深度曲線相近,即兩摩擦面最終的磨損形貌大致相同,而L2和L3排列方式兩摩擦面的曲線變化不同,因此最終磨損形貌也略有差異。

圖11中的最低點對應制動速度降為160 km/h時制動盤摩擦面所取節點的最大磨損深度,最低點越小,hmax越大。可以看出曲線最低點最小的是L2排列方式、最大的是L1排列方式,這與上述對最大磨損深度分析中所得出L2排列方式hmax最大,L1排列方式hmax最小的結論一致。

觀察圖11中曲線的變化趨勢,可發現L3排列方式兩摩擦面偏磨現象相對嚴重,且L2排列方式磨損曲線近似“W”形,即波浪形異常磨耗,L1排列方式相對來說摩擦面磨損較為均勻。

綜上所述,從磨損角度分析,列車通過42號道岔減速制動時,摩擦塊采用L1排列方式時對制動盤磨損的傷害最低,即閘片上離制動盤中心較遠的摩擦塊比靠近制動盤中心的摩擦塊多的排列方式為最佳排列方式。

4 結論

基于Archard磨損模型進行修正,利用ANSYS有限元仿真軟件,建立制動盤-閘片三維瞬態模型,分析列車在通過42號道岔緊急制動時,采用不同摩擦塊的排列方式下制動盤最大磨損深度值。提出“應力磨損因子”參數,對3種不同摩擦塊排列方式對制動盤最大磨損深度、最大接觸應力、磨損形貌的影響進行仿真分析。得出如下結論。

(1)在摩擦副總接觸面積相同的情況下,摩擦塊的排列方式會影響制動盤表面的磨損深度和接觸應力。合適的閘片結構可以使摩擦能量分布均勻,從而降低制動盤的最大磨損深度與接觸應力。摩擦塊采用L1排列方式(離制動盤中心較遠處摩擦塊比靠近制動盤中心的摩擦塊的數量多)時,制動盤的最大磨損深度值相對較小。

(2)摩擦塊采用L1排列方式時,制動盤摩擦面的最大接觸應力值較低且曲線波動較小,制動相對平穩。相反,采用L2排列方式時,制動過程中不僅最大接觸應力值較高且應力波動范圍較大,制動不平穩。應力磨損因子u越小,表示制動盤摩擦面最大磨損深度值越小。L1排列方式對應的最大接觸應力磨損因子最小,進一步驗證了L1為最佳排列方式結論的可靠性。

(3)摩擦塊采用L3排列方式時,制動盤兩摩擦面偏磨現象較為嚴重,且L2排列方式磨損曲線近似“W”形(波浪形異常磨耗)。而L1排列方式相對來說摩擦面磨損較為均勻,磨損形貌相對平整。