机械电涡流制动器关键件温度场数值分析

李云辉，姚寿文，陈彦伟

（1.必能信超声（上海）有限公司，上海 201613；2.北京理工大学 机械与车辆学院，北京 100081）

传统的摩擦制动器是车辆的主要制动形式。随着车辆向高速重载的方向发展，对制动效能提出了更高的要求，传统的摩擦式制动器已难以满足高速重载车辆正常行驶的要求，极易出现制动器热衰退，甚至热失效而造成事故[1]。因此，在高速重载车辆上装备辅助制动系统是车辆具有良好制动性能的保证。

辅助制动系统有发动机缓速（排气缓速）制动、牵引电机缓速制动、液力缓速制动、电涡流缓速制动、空气动力缓速制动等。其中，电涡流缓速器以其具有非接触无摩擦、响应时间短、能够提供车辆正常行驶85%的制动功率等优点，大大减小了主制动器的负荷，提高了车辆行驶安全性。同时，电涡流缓速器制动力矩可调，有效减小了制动对车辆带来的冲击，实现车辆的可控减速，提高了乘坐舒适性[2]。所以在缓速制动方式中，电涡流缓速方式得到了广泛的应用。然而，电涡流缓速器制动不能提供停车制动，制动效能受转子盘转速和励磁电流的影响，虽然大励磁电流能够提供较大的制动力，但会由于温度原因导致励磁线圈失效。受温度的影响而导致励磁线圈失效是主要故障之一。

本文针对某特种车辆设计的机械-电涡流制动器，以某制动效能分配原则，对影响制动效能的关键结构件制动盘和转子盘进行温度场分析，并结合温度场分析结果提出了一些设计建议。本文的分析结果也可为制动器的强度分析和结构优化设计提供边界条件。

1 结构与工作原理

机械-电涡流制动器由机械全盘摩擦式制动器和电涡流缓速器组成，如图1所示。机械制动器由静摩擦盘2和动摩擦盘3组成，电涡流缓速器由定子组件1和转子盘4构成，其中静摩擦盘2和定子组件1联接，动摩擦盘3和转子盘4联接。定子组件1安装在车辆底盘上，转子组件安装在车辆的传动系统上，定子组件与转子组件之间在周向布置了励磁线圈；缓速器控制系统把车载直流电源进行无级调压后输入缓速器定子，以产生相应大小的电流。车辆行驶时，转子随传动系统一起转动，而定子保持不动。当需要制动时，启动缓速器控制系统，调整加在电涡流缓速器定子的电压，产生相应大小的励磁电流，使转子得到制动力矩。摩擦式制动器通过调节液压缸压力改变摩擦盘之间的压紧力，使相对运动的摩擦副产生制动力矩。

紧急制动时，电涡流缓速器与摩擦式制动器共同作用实现车辆的制动。制动过程中的一部分车辆的动能通过在转子盘中产生的电涡流而转换成热量，另一部分通过摩擦盘摩擦而产生热。为满足制动器散热需要，转子盘4上设计有复杂的风道和散热筋，随着转子盘的转动，叶片与空气的热交换将热散发出去；机械制动器产生的热主要依靠励磁线圈间隙的空气对流散热，另一部分通过定子组件1和转子盘4之间的传导散热。由图1可知，制动器实际工作过程中的散热环境是很恶劣的，尤其是机械盘式制动器。

对于转子盘4而言，为满足车辆制动性能的需要，所设计的转子盘最大直径达660 mm，同时电涡流要求磁隙很小（小于1 mm），若转子盘受热变形，除影响制动力矩的稳定外，还影响转子盘转动稳定性。因此，制动盘和转子盘的温度场对于制动器的制动效能和使用寿命具有重要影响。

2 制动器弱流-固耦合模型

所谓弱流-固耦合法，是指在每一个时间步内，分别依次对计算流体动力学(Computational Fluid Dynamics，CFD)方程和计算结构动力学(Computational Structural Dynamics，CSD)方程进行求解，流场和结构场的计算结果通过搭建的中间数据交换平台彼此交换信息，从而实现两个场的耦合求解。此方法的优点在于求解过程中两个物理场相互独立，可以充分发挥各自领域的长处，计算结果也有较高的精度。弱流-固耦合[3]分析的方法将相互作用的固体和流体作为一个整体进行研究，将固、流接触面上难以确定的外部边界条件转换为系统的内边界，因此计算时只定义系统外部边界条件，既降低了建模的难度，又能满足足够的求解精度。

2.1 固体与流体模型

首先，为方便对制动器的流-固耦合分析，在模型建立过程中忽略了部分结构特征，如将转子盘与摩擦片联接的销钉与安装孔，以及励磁线圈产热对制动盘散热的影响。本文采用Pro/E3.0建立制动器关键部件转子盘和摩擦片的三维模型，然后将其导入到ANSYS/Workbench中，再利用包围（Enclosure）操作建立了相应的流体域模型。在制动器固体域和散热流体域之间存在着流-固交界面。制动时，转子盘生成的热通过交界面与空气发生热交换，将热量散发出去。

2.2 网格划分

由图2可知，制动器的转子盘结构复杂，对应的旋转流体域也较为复杂，而静止流体域的结构简单，因此可以将模型分别导入到ICEM中采用自动网格划分得到非结构网格，如图2所示。

3 数学模型

3.1 固体传热方程

在考虑热传导、热对流和生热率的情况下，生热率产生的热量加上导入的热量等于对流带走的热量与使温度升高的热量之和，有限元公式[4]表示为

车辆行驶时，转子转动，空气对流，边界条件为对流换热边界条件[5]。式中，hf为膜传热系数；TB为流体（空气）温度；TS为转子盘表面温度；τ为换热边界。

3.2 流体流动与传热的基本微分控制方程

虽然流动和传热现象比较复杂，但都受3个最基本的物理规律的支配，即质量守恒、动量守恒和能量守恒，以张量形式表示的3个守恒方程[6]，如式（3）～（5）所示。

质量守恒方程

动量守恒方程

能量守恒方程

式中，U为速度矢量；p为流体压力；μ为流体的动力粘度；cp为流体的比热容；λ为导热系数；F为作用在流体上的质量力；q为流体吸收的热量；T为流体温度；Φ为能量耗散函数。

4 紧急制动时关键零件温度场分析

本文先求得制动器稳态温度场分布，此时耦合模型中无内热源；然后再将此结果作为瞬态温度场初始边界条件，同时将热源施加在转子盘和摩擦盘的作用面，求解瞬态温度场分布。某特种车辆质量为45 t，在两侧输出端各安装了一个制动器。制动初始速度为20 m/s，制动减速度为5 m/s2，则制动时间为4 s。

4.1 热源计算

生成热率以热流密度的形式分别施加在转子盘和摩擦盘作用面上。制动能量在转子盘与摩擦盘之间的热能分配比例为kq，则转子盘和摩擦盘的热能系数分别为kqL、kqM。

在任意时刻（t-Δt）与t（t＜4s）之间，车辆制动功率（kW）为

转子盘和摩擦片作用面的热流密度（kW/m2）分别为

式中，TL为转子盘制动力矩；TM为摩擦片制动力矩；n1为t时刻转子盘转速；n2为（t-Δt）时刻转速；AL为转子盘的作用面积；AM为摩擦盘的作用面积。

4.2 边界条件和材料属性

4.2.1 边界条件设置

（1）速度进口边界条件：温度25 ℃，速度为（20-5 t）（m/s）。

（2）压力出口边界条件：相对静压为0 Pa。

（3）开口边界条件：相对静压为0 Pa，开口温度为25 ℃。

（4）与旋转流体域接触面为流-流耦合壁面。

（5）旋转流体域与转子盘接触面设置为流-固耦合面。

（6）转子盘与摩擦盘固联一起，设置为固-固耦合界面。

（7）剩余的面设为绝热壁面。

4.2.2 材料属性设置

制动器（包括转子盘和摩擦盘）和流体的材料属性见表1。

表1 制动器材料属性

4.3 结果分析

紧急制动结束时，转子盘和摩擦片的瞬态温度场及剖面温度分布如图3、图4所示，最高温度分别为170.6 ℃和709.1 ℃。

由图3可知，在紧急制动过程中，制动器作用时间较短，此时转子盘涡流表面和外侧接触空气表面之间温度差高达140 ℃，温度梯度较大，转子盘热变形不均匀，增加了转子盘内的热应力，影响电涡流制动的稳定性。另外，涡电流的集肤效应，导致转子盘各励磁线圈作用表面也存在温度差，使转子盘环面也存在较大的温度梯度，盘面热变形影响制动盘的励磁效果，导致制动力矩不均匀，影响车辆的制动稳定性。因此，在转子盘的轴向可以采用分层材料结构，提高结构在轴向的热传导，降低轴向温度梯度。此外，也可以选用热流率大的材料作为制动器结构材料。

由图4可知，摩擦盘的温度较高，最高温度达709.1 ℃，两端面也存在很大的温度差。本文的温度场分析时已忽略了励磁线圈对散热的影响，散热条件较实际情况好。实际上，制动盘的传热方式受励磁线圈布置的影响，制动过程中的温升比仿真结果要大，在恶劣情况下可能超过材料的许用温度，导致制动盘的热失效。因此，对于盘式制动器而言，应该优化制动盘的结构，在强度允许的情况下，进行通风散热结构设计，降低材料的温升，保证制动效能的正常发挥。

5 结论

本文在分析机械-电涡流制动器的结构以及热源、热流的基础上，采用弱流-固耦合方法，利用静止流体域建立了关键零件的温度场分析模型，并进行了相应的仿真分析，具体结论为：

（1）弱流-固耦合的温度场分析方法，建模简洁，仿真精度较高，适合拓扑结构复杂零件温度场的分析需要。

（2）拓扑结构复杂零件的温度场分析，采用静止流体域可以降低有限元建模难度，提高建模精度，能够满足求解精度要求。

（3）紧急制动工况，作用时间较短，热量不能及时散发，导致转子盘和制动盘轴向温度梯度较大，增加了结构件的轴向温度应力以及热失效的可能性。

（4）对于机械-电涡流制动器而言，在结构设计上可以采用多层功能材料，降低轴向温度梯度，改善结构件的温度场。对于盘式制动器而言，结构允许的情况下，尽可能设计散热风道，使温度场分布更加均匀。

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