制动鼓热-结构耦合特性分析

庞在祥， 宫丽男， 王占礼， 沐 阳

(1.长春工业大学 工程训练中心， 吉林 长春 130012；2.长春职业技术学院 机电学院， 吉林 长春 130033;3.长春工业大学 机电工程学院， 吉林 长春 130012)

0 引 言

制动器作为车辆主动安全的重要性能指标和制动过程中的执行部件是汽车安全行驶的重要保障，直接影响汽车行驶的安全性[1]。通过调查所发生的交通事故可以发现，车辆制动系统故障所引起的事故超过50%[2]。鼓式制动器在商用载货车上应用广泛，行驶路面多为山区道路，且存在超载、超速等现象。在山路行驶时,由于需要进行长时间制动，导致制动载荷不断增加,温度升高快，以及制动鼓、驱动桥、散热能力等因素的制约，制动性能会出现大幅衰减，制动器容易出现热衰退甚至失效现象,或者制动鼓内某些区域出现疲劳裂纹，造成重大交通安全隐患[3]。因此，制动器的结构设计和温度场分析对于制动器的制动性能乃至汽车行驶安全性和可靠性尤为重要[4]。通过研究制动器在制动过程中的温度状态，分析影响温度变化因素，对于开发设计具有足够热容量，在高温条件下保持足够机械强度的制动器结构具有重要意义。

制动器在制动过程中是一个复杂的热-结构耦合过程，在紧急制动时，由于制动时间短，几乎全部的机械能都转化为制动器中制动鼓、摩擦片和制动蹄的内能，使得温度急剧升高。而过快的温升会促使制动器中的制动鼓与摩擦片受热不均，产生较大的热应力，而热应力是制动鼓产生疲劳破坏的主要因素，也是影响制动鼓使用寿命的关键[5-6]。国内外很多学者都对制动器性能进行过相关研究。早在上世纪50年代就开始针对鼓式制动器上出现的热应力和温度梯度问题进行研究,并逐步发展对制动器试验中出现“热点”的现象、制动器摩擦问题,以及热-结构耦合作用下制动器产生热疲劳破坏时的应力情况进行研究[7-10]。因此，如何提高鼓式制动器的设计水平，改善制动器性能对汽车安全行驶具有重要的现实意义。

文中以领从蹄鼓式制动器为结构基础，设计了一种搭载楔式张开机构与冲焊蹄的楔式制动器，通过对楔式制动器制动鼓进行热-结构耦合分析，得到热应力和热变形，以及匀速制动时制动鼓温度场和等效应力场的分布云图与紧急制动时制动鼓温度场和等效应力场的分布云图。分析结果表明，制动鼓的设计满足要求,为楔式制动器的结构设计和制动器性能提升提供了有效的解决方法。

1 楔式制动器工作机理及结构设计

1.1 楔式制动器原理

楔式制动器属于鼓式制动器的一种，楔式制动器是将楔块与气室的连接轴模块代替鼓式制动器中自动调整臂+凸轮支架+凸轮轴模块。利用楔形张开装置驱动汽车制动，有效避免制动发热、抱死等不良现象发生，并采用全封闭的自调整机构，保证制动器的高寿命使用。

文中以领从蹄鼓式制动器为结构基础，楔块式张开机构取代传统的凸轮式张开机构，冲压焊接式制动蹄替换传统的铸造式制动蹄，楔式制动器结构简图如图1所示。

图1 楔式制动器结构简图

1.2 制动器的结构设计

制动鼓是鼓式制动器总成中的旋转部件，也是鼓式制动器的最外层部件，文中结合某4×2型商用载货车的轮辋尺寸，以及制动鼓壁厚与散热性能的关系，设计了一种内径为410 mm，厚度为18 mm的楔式制动器制动鼓[11-12]。并根据车桥外径、制动鼓内径，以及连接部件的位置关系设计了制动器的制动底板。完成了楔式张开机构、制动缸、挡尘盘、制动蹄、制动底板的设计。所设计的楔式张开机构和楔式制动器三维模型分别如图2和图3所示。

图2 楔式张开机构三维图

图3 楔式制动器三维模型

2 制动鼓的热-结构耦合分析

2.1 热边界条件分析

鼓式制动器是一个多体、非线性的多物理场系统。内部所产生的热量能够影响制动器结构的位移量,导致制动器中的结构部件材料性质也会随温度发生改变。汽车在制动过程中，动能将被转化为制动器摩擦部件之间的摩擦热能，并产生热应力[13]。汽车在持续制动与紧急制动两种工况下所产生的热量较大，所以文中针对以上两种工况进行分析。假设制动器部件摩擦所耗散的能量将全部转化为热能，摩擦耗散率设定为1。

制动器在制动过程中空气是流动的，制动鼓与空气之间会产生对流传热[14-15]。

当流体温升时，

q=hc(tw-tf)。

(1)

当流体温降时，

q=hc(tf-tw)。

(2)

汽车在制动过程中，由于制动器的摩擦片会与制动鼓一直保持接触，传热速度由热流密度来衡量，热流密度表示为

(3)

根据传热性质的不同，制动器所产生的热量不能均匀地传递到制动器中的各摩擦副，并按照一定比例进行分配。其中，摩擦片与制动鼓之间的热流分配系数为

(4)

2.2 工况研究与设置

汽车在行驶过程中主要包括匀减速制动、匀速持续制动、紧急制动三种工况。匀减速制动工况为操作者能够做出准确预判的情况下进行的车辆制动；匀速持续制动工况为车辆遇长下坡路段时需要控制车速进行的制动操作；紧急制动工况为在发生突发性情况下，操作者对车辆进行的紧急制动。在紧急制动过程中,操作者需用较大力迅速将制动踏板踩下。此时，制动缸会短时间内向制动蹄提供最大的促动力，使车辆紧急停止，导致制动鼓内产生较大压力和温度急速升高。在Ansys Workbench中建立材料库，对各部件定义其材料属性。制动鼓所用材料为灰铸铁，摩擦片采用无石棉摩擦材料，蹄片轴与制动蹄腹板采用15#钢。

通过分析在瞬态结构时的动力学，设置摩擦系数为0.35，制动鼓初始温度与环境温度均为20 ℃。摩擦片材料属性参数见表1。

表1 摩擦片材料属性参数

2.3 匀速持续制动工况分析

在匀速持续制动过程中，车辆为恒定制动力下的匀速前进，车速设定为30 km/h，向两蹄施加的促动力为20 000 N，匀速持续制动工况持续时间为10 s，分别得到制动时间为4、6、8、10 s的分析结果,如图4所示。

制动鼓在匀速持续制动的工况中，制动鼓表面通过对流换热所耗散的热量远小于摩擦所产生的热量，温度在制动过程中会持续上升。制动时间在第4 s时，制动鼓的最高温度出现在摩擦片与制动鼓接触区域为132.84 ℃，并随着制动时间的增加，制动鼓内整体温升也逐渐增大，制动时间在第8 s和第10 s时，最高温度分别为297.05 ℃和352.47 ℃，但制动鼓的法兰连接端未出现明显温升现象。高温区域范围随时间的增加逐渐向接触中心收敛，说明受温度场的影响，蹄鼓之间的贴合度在逐渐降低。

(a) 4 s

在温度场的作用下，制动鼓等效应力场分布情况如图5所示。

(a) 2 s

制动时间为2 s时，最大应力为106.3 MPa，出现在制动蹄工作区域的周向范围和外壁的加强筋上，应力向法兰连接端方向逐渐减小;制动时间为6 s时，加强筋上的应力开始减小，制动鼓最大等效应力范围也开始在接触区域收敛，最大应力上升到126.88 MPa;在制动10 s时，最大等效应力范围随着最高温度区域向接触中心收敛，最大等效应力达到163.58 MPa。

2.4 紧急制动工况分析

由于车辆在紧急制动时的初速度一般会比较大，促动力会被完全释放。设置制动时的初速度为65 km/h，减速度为6 m/s，从制动开始到车辆被刹停时间为3 s,最大促动力为40 000 N，得到紧急制动工况下制动鼓温度场分布云图如图6所示。

(a) 1 s

在紧急制动工况时,制动鼓的初始温度升幅较大。制动第1 s时，最高温度为127.06 ℃，此时摩擦副之间的接触良好，高温区域的面积相对较大；制动第2 s时，接触面积随着温度的升高逐渐变小，高温区域也开始向接触中心收敛，此时最高温度为168.68 ℃，温升幅度较大，但随着车速的减小，制动鼓的旋转角速度开始下降，摩擦产生的热量开始缓慢增长，且与制动鼓外表面对流换热所带走的热量之差逐渐减小；制动第3 s时，高温区域仍然在向接触中心收敛，但温升幅度减缓，最高温度为175.88 ℃，且靠近法兰连接端区域的温度已经开始下降。

紧急制动工况时的等效应力场分布云图如图7所示。

(a) 1 s

车辆在发生紧急制动第1 s时，制动初期温升相对较小，但制动蹄上的促动力较大，所以与匀速持续制动工况相似，应力主要也集中在制动蹄周向工作区域与外壁加强筋上，最大应力为132.75 MPa;制动第2 s时，因温度持续升高，所产生的最大应力范围开始向接触中心收敛，最大应力为154.05 MPa;制动第3 s时，制动鼓的温升幅度随车速下降而减缓，加之制动鼓外表面对流换热的作用，等效应力也随之降低，最大应力下降到147.78 MPa。

3 结 语

以领从蹄鼓式制动器为结构基础，设计了一种搭载楔式张开机构与冲焊蹄的楔式制动器。运用有限元分析软件ANSYS建立楔式制动器热-结构直接耦合场分析模型，分别对匀速持续制动工况和紧急制动工况进行分析,得到匀速制动工况时的制动鼓温度场分布云图和等效应力场分布云图，以及紧急制动工况时的制动鼓温度场分布云图和等效应力场分布云图。结果表明,所设计的楔式制动器在匀速制动工况和紧急制动工况下,制动性能稳定,满足使用要求。该研究在楔式制动器的结构设计及工程应用方面具有一定的指导意义。