鼓式制动器制动鼓温度场分析

颜琳沁

(湖南中联重科车桥有限公司技术部，湖南常德 415400)



鼓式制动器制动鼓温度场分析

颜琳沁

(湖南中联重科车桥有限公司技术部，湖南常德 415400)

以热分析理论为基础，建立气压鼓式制动器“热-固”耦合模型。并以此为基础，模拟分析汽车在紧急制动情况下的瞬态温度场分布结果，为制动鼓的设计提供理论参考依据。

热分析理论；制动器；温度场分析；优化改进

0　引言

从汽车诞生时起，车辆制动系统在车辆的安全方面就扮演着至关重要的角色。汽车制动器是汽车行驶系统车桥总成上的一个重要组成部分，制动系统总成的可靠性直接影响汽车的行驶安全性能。近年来，随着高速公路的迅猛发展及汽车的日益普及，各种交通事故也日益增多。根据有关的统计资料调查显示：在车辆本身问题造成的交通事故中，由于制动系统所引起的事故占到总数的45%，而在制动系统中故障主要表现为“制动效能热衰退”及“制动器疲劳破坏”。因此，对制动器制动过程中制动鼓的“温度场”进行分析，详细了解其紧急制动过程中的温度分布，继而对制动器的散热及强度性能进行合理的设计，具有重要意义。

文中以某载货轻卡为基础，详细介绍其前桥总成的气压鼓式制动器的“热-固”耦合模型的建立方法，阐述紧急制动鼓瞬态温度场分布的有限元分析过程，提出制动鼓的优化设计改进方法。

1　热交换的摩擦制动器

汽车制动过程中，车辆的动能通过制动器的摩擦片与制动鼓的摩擦而转换为热能。在汽车减速过程中，有两个不同的部件可以产生摩擦和发热。当制动鼓与摩擦片产生相对运动时，就会出现发热的现象。正在减速的车辆，当车轮还没有完全抱死而轮胎接近它们的最大制动力时，轮胎将具有8%～12%的滑移率。在车辆紧急制动过程中，考虑轮胎的滑移率为12%，即轮胎的转动线速度为车辆行驶速率的88%，这说明仅有88%的车辆动能由制动器吸收而转换为热能，而剩下的12%被轮胎和路面吸收。在制动过程中，如果制动器的制动力矩远小于地面对轮胎的最大制动力时，大部分能量将由制动器吸收。根据相关研究结果，车辆在紧急制动时候产生的热量95%被制动盘或制动鼓吸收。

2　摩擦界面的热传递规律

汽车制动是一个高度非线性的“热-固”耦合过程，包括热生成、热分配、热传导和热对流等复杂问题。

制动器的制动原理就是通过对偶件之间的摩擦把机械能转换为摩擦热能，消耗系统的机械能，从而使系统的动能减小，达到减速或制动的目的，因此制动的过程实质就是一个摩擦过程及摩擦过程中的能量转换过程。摩擦热产生后，将热量传递给制动鼓及摩擦片。在制动过程中，基于制动鼓的磨损量极小，在建立有限元模型时，对于制动鼓将对偶件的摩擦热定义为热流输入，以此作为求解耦合场的一个边界条件，但是在紧急制动过程中，热量在对偶件——摩擦片与制动鼓之间的热传递还受很多其余因素的影响，是一个典型的不稳定温度场。因此在建立有限元模型时，需做出如下理想化假设：

(1)热流的输入连续无间断；

(2)摩擦片与制动鼓的接触区域温度一致；

(3)摩擦片与制动鼓接触面无热阻。

3　制动器温度场分析

3.1对流换热边界

由重型车辆试验得到的道路试验数据总结的经验，鼓式制动器的对流换热系数接近于下列形式的函数关系：

h=0.92+3.28βv×exp(-0.01v)(W/(m2·K))

(1)

式中：v为车速(m/s);β为经验公式系数(对于前轮制动鼓，β=0.123；对于后轮制动鼓；β=0.053)。

3.2制动鼓及摩擦片热-固耦合分析计算模型概述

在有限元计算模型中，只考虑摩擦片、制动鼓，建立鼓式制动器“热-固”耦合分析模型，如图1所示。

制动鼓及摩擦片均采用八节点六面体单元网格，制动鼓的单元数量为3 798；摩擦片的单元数量为2 720；制动鼓材料为HT250，摩擦片材料为汽车用非石棉摩擦材料，制动鼓与摩擦片的力学参数及热性能参数如表1所示。

3.3边界条件及载荷工况

(1)模拟工况

模拟某轻型卡车高强度一次紧急制动至速度为0的工况：轮胎型号7.50-16,轮胎滚动半径r=383 m，卡车的初始速度v0=60 km/h(即初始速度为v0=16.67 m/s),汽车静止前桥载荷m=2 200 kg，前桥制动鼓数量n=2个，以a=5 m/s2的减速度匀减速制动至停车，制动过程中考虑载荷转移系数k=1.5，单个制动器总成其摩擦片总摩擦面积S=68 531.704 8 mm2。

(2)边界条件

定义制动鼓及外界空气的初始温度为20 ℃。

(3)载荷

根据能量守恒原理，其热载荷由车辆动能转换为热能而产生。

设制动时间为t，则根据v0=at有:

t=v0/a=16.67/5=3.334 s

制动时动能：

动能耗散率：

A=E/t=458 516.685/3.334=137 527.5 W

单个制动器总成动能耗散率：

A1=A/n=137 527.5/2=68 763.75 W

摩擦片的热通量：

A2=A1/S=68 763.75/68 531.704 8=1.0 W/mm2

传递给制动鼓的热通量：

A3=A2×88%×95%=1.0×88%×95%=0.83 W/mm2

车辆在制动过程中直至速度为0，转换为制动鼓的角位移-时间曲线,如图2所示。

制动过程中，不仅存在动能与热能的转换过程，而且还存在热耗散，这部分热量与周边空气以热对流的形式耗散。根据经验公式(1)，其对流换热系数与速度的关系曲线如图3所示。

3.4分析结果

当车辆以60 km/h的初速度紧急制动直至停车过程中，随着制动的进行，制动鼓的温度云图如图4所示。

由图4可以看出：在车辆一次性紧急制动至停车过程中，制动鼓的最高温度达到73.73 ℃，温度在制动鼓与摩擦片的接触区域为最高点；在制动鼓与摩擦片接触区域其温度基本均匀分布。在紧急制动过程中，制动鼓的“温度-时间”关系如图5所示。

由图5可以看出：随着紧急制动过程的进行，在制动鼓与摩擦片接触的区域，制动鼓的温度呈现锯齿状爬升，最高温度达到73.73 ℃，平均温度达到40 ℃。

3.5优化改进措施

对以上紧急制动过程中制动鼓的温度场进行分析可以知道：制动鼓与摩擦片接触区域温度急剧升高，使摩擦片在制动过程中存在因为高温导致摩擦片烧蚀而失效的风险。为此可以从以下两个方面对制动系统进行优化改进：

(1)改进制动鼓的散热结构，有效增加制动鼓的散热面积，如采用如图6所示的带散热筋的制动鼓。

(2)改进鼓式制动器系统周围的空气流场，如在制动器防尘罩上增加散热孔，改进轮罩结构，引导气流冷却制动鼓。

4　结束语

汽车制动鼓作为汽车安全系统的“保安件”，在车桥设计中具有十分重要的地位，也是设计中的难点。

作者通过有限元分析技术，对紧急制动过程中制动鼓的温度场进行模拟，可以有针对性地对制动鼓的散热结构进行优化改进。与以往经验设计相比，该方法具有快速、准确、节约成本的优点，对制动鼓的设计具有理论参考价值。

【1】刘惟信.汽车制动系的结构分析与设计计算[M].北京:清华大学出版社，2004.

【2】鲁道夫.汽车制动系统的分析与设计[M].张蔚标,陈名智,译.北京:机械工业出版社，1985.

Drum Brake Drum Temperature Field Analysis

YAN Linqin

(Technical Department,Vanda Heavy Section Axle Co.,Ltd., Changde Hunan 415400,China)

According to the theory of thermal analysis，the “hot-solid” coupling model of pneumatic drum brake was established. And on this basis，simulation and analysis of the transient temperature field distribution of the vehicle in case of emergency braking were made. It provides a theoretical reference for the design of the brake drum.

Thermal analysis theory； Brake; Analysis of temperature field；Optimization and improvement

2016-06-05

颜琳沁，女，本科，工程师，主要从事前后桥产品的研究与开发。E-mail：2106191850@qq.com。

U463.51

A

1674-1986(2016)08-045-03