矿用湿式多盘制动器温升特性研究

2022-03-14张传伟刘劲鹏赵大卫顾苏菁

西安科技大学学报 2022年1期

张传伟，刘劲鹏，赵大卫，顾苏菁

(西安科技大学机械工程学院，陕西西安 710054)

0 引言

湿式多盘制动器相比与干式制动器，是在湿式密闭的环境中工作，具有防尘防污、制动力矩大、制动性能稳定等优点[1]，使得湿式制动器在无轨胶轮车等工程机械中得到了广泛使用。但对工程车辆而言，质量大，负载大，通常需要在较为复杂的路况下工作，导致制动器在制动过程中的摩擦热的产生不可避免，另外，制动器长时间、高强度制动也会使摩擦盘表面的热量积累，进而出现热衰退、热变形、制动失效[2]等严重后果。因此研究湿式制动器的材料因素对其温升特性的影响，为湿式制动器进一步优化以及减少因制动失效导致的安全事故具有重要意义。

为研究湿式制动器工作时温升特性以对其进行优化，国内外学者进行了一系列的研究。赵文清等对湿式制动器建立了散热数学模型以及温升计算模型，分别推导出湿式制动器温升的计算方法，推导了非稳态散热时内部油温的计算公式，并均通过实例计算对湿式制动器的温升特性进行计算与分析[4-6]。吴不得等通过热结构耦合的方式分析制动工况、材料性能等因素对湿式制动器制动盘最高温度与最大压力的影响，并对制动器的结构参数进行了优化[7-8]。JEN T C等使用分离变量的分析模型来模拟温度上升，通过考虑系统惯性、转矩和转速来估算总能量，最后结合实验数据来验证数值模型[9]。陈立辉等通过非线性回归分析方法，分析鼓式制动器在辅助制动条件下，刹车鼓温升与坡度、坡长、制动初始速度和初始温度之间的关系[10]。MARKETLUND等建立二维和三维热传导的湿式摩擦离合器的整体数学模型，分析离合器的温度变化情况[11]。崔庭琼等针对非公路车辆在连续制动工况下出现的热疲劳问题，通过有限元软件分析热流密度、热流分配系数、对流换热系数对摩擦元件温升的影响[12]。

目前，湿式制动器温升研究主要是针对影响湿式制动器摩擦元件温升的外部因素以及结构进行研究，针对其材料参数因素进行的研究较少，而湿式制动器的制动过程存在较为复杂的热-结构耦合现象。因此，以某矿用车辆湿式制动器作为研究对象，通过有限元软件对摩擦盘的结构材料参数对温升的影响进行分析，并通过正交试验确定影响最大的因素，为减少制动器制动失效问题和结构优化提供思路。

1 理论分析

制动器在实际制动过程中，热能的传递方式分为3种：热传导，热对流，热辐射。湿式制动器制动时热能主要以热传导和热对流[13]的方式进行传递。

1.1 热传导

热传导是指当物体内部总体没有相对位移时，通过微观粒子的热运动而将热能传递出去的过程。对于x方向上任意一个微元层来说，通过该微元层的导热量与温度变化率、平板面积A成正比，即

(1)

式中λ为热导率，也称之为导热系数，W·(m·K)-1；φ为单位时间内通过给定面积的热量，也称之为热流量，W。

1.2 热对流

热对流是指冷热流体内部之间的相对运动。摩擦盘与冷却油液的热对流是由外界引起的，属于强制对流[14]。热对流的计算通常用牛顿冷却公式表示。

当物体被加热时

q=h(tw-tf)

(2)

当流体被冷却时

q=h(tw-tf)

(3)

式中tw,tf分别为壁面温度和流体温度；h为表面传热系数，W/(m2·K)。温差记为Δt，并规定一直取正值，则牛顿冷却公式可以表示为

q=hΔt

(4)

由能量守恒定律可知，流入微原体的热能量与流出的热流量和能量增加量的总和保持一致[15]。由此可以推出三维瞬态的导热微分方程表达式为

(5)

式中ρ为密度，kg/m3；c为比热容，J/(kg·K)；φ为单位时间单位体积内热源的生成热,W/(m3·s)。

为使上述传热方程有唯一解，需要明确施加的外界条件。主要包括初始条件和边界条件[17]。

1)初始条件，指初始状态时，非稳态传热的各个变量的初始值。即

T=T(x,y,z,t)

(6)

式中T为温度;t为时间。

2)边界条件，反映求解的模型与影响该模型的外界环境之间的关系。主要包括2种初始条件。

在第一类边界条件中，需要确定环境边界

Ts=Tw(x,y,z,t)

(7)

式中Ts为边界温度;Tw为边界w给定的温度。

在第二类边界条件中，需明确计算热流密度

(8)

式中qw为单位面积上固体表面热流密度，W/(m2·s)；n为热流密度方向。

2 有限元分析

2.1 几何模型的建立

本文以某种矿用车辆使用的五十铃600P湿式制动器作为研究对象，该湿式制动器的结构主要包括：动、静摩擦盘、活塞以及承压盘。使用Solidworks软件对其主要结构进行1∶1三维实体建模。为节约计算时间和计算成本，在保证精度的前提下适当的简化模型。简化三维模型如图1所示。

图1 简化后的三维模型

根据《煤矿安全规程》规定，井下车辆最高车速限制运物40 km/h。因此，在分析车辆紧急制动工况下摩擦片温度变化时，将车辆的制动初速度设定为20，30，40 km/h。当车辆进行制动时，制动器的制动活塞所受到的油压会随着温度的增加从2 MPa增加到3 MPa，制动踏板力的比例系数为0.016，所需制动踏板力则会从750 N左右增加至1 000 N。制动器制动工况及零件尺寸见表1，表2。

表1 600P湿式制动器的制动工况

表2 各零件结构尺寸表

2.2 网格划分及边界条件设置

网格划分需要达到的效果是既要满足计算精度，还要控制计算时间。本文中选用的耦合场单元为Solid 226单元，是具有20节点的六面体高阶单元，分析准确性提高。

将模型导入ANSYS中的Mechanical模块进行网格划分，本文中采用的划分方法是多区域和面划分方法。

活塞与承压盘的影响较小，因此设置活塞与承压盘的单元体尺寸为7 mm，笔者重点研究动摩擦盘和静摩擦盘的温度场变化，并综合考虑网格质量对数值模拟结果最大误差的影响及计算时间，设置动摩擦盘和静摩擦盘的单元体尺寸为5 mm。有限元模型共生成57 021个节点，9 922个单元，网格的最小边长为0.8 mm。划分结果如图2所示。

图2 有限元模型网格划分

边界条件根据各零件之间的实际连接关系，通过“Contact”进行接触定义。其中，静摩擦盘与活塞之间定义为绑定接触，动静摩擦盘之间定义为摩擦接触，摩擦系数设定为0.2。对于湿式制动器的制动过程，可以简化为2个过程，一个是活塞将制动压力传递到静摩擦盘的过程，另一个过程是动摩擦盘绕着旋转轴做匀减速旋转运动。对于活塞，施加的制动压力随着速度的增加从 2 MPa增加到3MPa。对于位于底部的静摩擦盘，需要添加Displacement命令，固定其在空间的自由度但不固定它的热自由度。但对于动摩擦盘，需要通过铰链连接保留内圆柱面在z轴的平移自由度和旋转自由度，抑制它在x轴、y轴的自由度。并通过添加铰链载荷的方式设置其旋转速度。最后通过添加命令流的方式设置摩擦盘的对流换热系数。

2.3 仿真结果分析

由图3(a)温度分布云图可知湿式制动器以20 km/h的制动速度制动时摩擦盘最高温度为27.37 ℃，最大温升为7.37 ℃，中径部位的温度分布形成了环状分布带，圆环中间的红色区域为高温点区域[16]，这些小区域在压紧力的作用下紧密接触，产生的热量相比于其他区域较多，且摩擦盘中间区域通过热对流和热传导散发的热量较小，因此温度上升也会相较于其他区域多。动摩擦盘由于油槽的冷却降温作用，所以形成的环状为断裂状圆环。因此动摩擦盘表面温度分布存在明显的梯度，一是粉片与油槽之间，二是中径与内外径之间。

如图3(b)所示，相比于20 km/h的云图，在速度达到30 km/h时，静摩擦盘在中径处形成的环状热点区域的红色高温度更多。如图3(c)所示，当以40 km/h制动时，最高温度为33.66 ℃，最大温升为13.66 ℃，此时在制动结束后，热流从动静摩擦盘中径处的主要摩擦区域向内外径扩散的更多，红色高温点也增加的更多。

图3 不同制动速度下各摩擦面温度场分析云图

3 试验设备介绍与结果分析

3.1 试验设备介绍

湿式制动器在实际工况下的制动情况则会复杂的多，为验证有限元分析结果的有效性，通过台架试验对动静摩擦盘之间温度的变化进行实时测量。试验平台为重庆一家汽车设备公司研制的BBP-02惯性试验台。在该试验台上可以进行湿式制动器总成磨合试验、充液阀充液性能试验、制动系统响应试验、热衰退恢复试验等。结构如图4(a)所示。对于湿式制动器的摩擦副件温度的测量，采用预埋热电偶的方式来测量摩擦盘的表面温度[18]，在静摩擦盘上从周向和径向分别设计了温度测量点，具体位置如图4(b)所示。

温度数据的采集选用的是安捷伦数采仪，如图4(c)所示，将制动器摩擦盘中的7个热电偶接到数采仪测量模块中，并选择01通道，进行通道配置，然后进行扫描，读取数据。根据《煤矿安全规程》[20]，当无轨胶轮车在生产干线上工作时，最高车速不超过40 km/h，同时为了与有限元分析的模型进行对比验证，本文测量并分析当车速分别为20，30，40 km/h时，摩擦盘在径向和周向方向上的温度变化。由于紧急制动为单次制动，时间较短，因此我们在数采仪上设置0.1 s作为时间间隔，采集摩擦盘在各速度段的温度数据。

图4 试验平台及数据采集仪器

3.2 温度分布

图5(a)为制动速度为20，30及40 km/h时摩擦盘在周向方向1号点温度变化曲线。静摩擦盘在周向上的温度呈先快速上升后缓慢下降的趋势。当制动速度为20 km/h时，在制动0.6 s时，达到最高温升6.798 ℃。在制动结束后，平均温升为5.470 ℃。当制动速度为30 km/h时，在0.6 s时，达到最高温升9.178 ℃。而制动结束后，测量点的温度缓慢下降，平均温升为7.184 ℃。当达到允许最高车速40 km/h时，在制动0.6 s时最高温升达到11.732 ℃。在0.919 s制动结束后，平均温升为9.883 ℃。

图5 不同制动初速度周向与径向温度变化

图5(b)为径向上2号点温度变化曲线。可以看出，与周向温度分布类似，当速度为20 km/h时，温度上升最大值为6.798 ℃，30 km/h时温度上升最大值为9.178 ℃，40 km/h温度上升最大值为11.732 ℃。摩擦盘在径向上温度变化较大。中径2号点处于主要摩擦区域且散热不及时，温升较快，与仿真结果一致。中径2号点温度集中形成热点，易发生热疲劳和翘曲变形[21]。

3.3 结果分析

为了验证仿真模型的正确性，需要将仿真模型上摩擦盘的温度变化趋势与试验的变化趋势作对比。在仿真模型的静摩擦盘上选取与试验台上周向3号点相同的观测点，分别绘制当制动速度为20，30，40 km/h时，静摩擦盘在紧急制动工况下温升随时间的变化曲线图，并与台架试验的曲线进行对比论证。如图6所示，仿真曲线与试验曲线误差最大发生在制动速度为30 km/h时，但误差值也在5%以内，说明仿真模型是有效的，可以用来分析结构的材料参数对摩擦盘温升的影响。