某危險品運輸車制動器設計及瞬態傳熱分析

戴海燕，張繼華，李長玉

（華南理工大學廣州學院汽車與交通工程學院，廣東廣州510800）

汽車制動器在制動過程中經常會發生熱衰退而導致制動失效，鼓式制動器因其結構的原因更容易發生熱衰退，出于安全考慮，危險品運輸車一般采用穩定性較好的盤式制動器。盤式制動器的結構設計對其散熱情況影響較大，為了獲得更好的盤式制動器抗熱衰退性能，大量的研究人員對盤式制動器制動時產生的熱場進行了研究，主要可歸結如下：

1998年，周志勇等[1]根據蠕變理論和熱疲勞理論對盤式制動盤的高溫失效機理和壽命進行了計算，通過對計算結果分析得出：鉆機、修井機盤式制動盤失效是高溫時熱疲勞和蠕變相結合的結果，并提出了其壽命的計算公式。2007年，張謙等[2]對高速列車制動盤溫度場特征進行了實驗研究，并且利用紅外熱像儀對制動盤制動過程進行了溫度場觀測，在三個初始速度中進行了實驗，得到了制動盤制動過程中溫度的分布，以及各種情況下，不同的溫度數據。2008年，韓建榮等[3]對盤式制動器利用熱源法計算出制動盤的溫度場，得出了制動盤的溫度分布，與實驗結果進行了比較，并繪制了制動盤不同時刻相應熱變形的對比曲線。相對前面兩個，通過對實踐與理論相結合的側重，得到了更準確的計算數據。2019年，張婷婷等[4]利用Starccm+計算出瞬態狀況下溫度場的變化，建立了計算流體動力學（CFD）和計算機輔助工程（CAE）聯合仿真模型，為制動盤溫度場的分析提供了一種方法。

從文獻分析可發現，對制動盤制動的研究主要集中在溫度場的變化、溫度對制動盤的熱變形以及熱失效影響，但是對于制動盤上每個點的溫度變化以及制動襯片的溫度點變化缺少分析，對散熱部分以及散熱通孔的設計缺少研究分析。

本文設計了一種應用于危險品運輸車的盤式制動器，分析了典型制動工況下該盤式制動器制動時各點溫度變化情況、接觸面產熱和表面散熱情況，以及制動盤側面通風孔對制動盤表面溫度產熱和散熱情況的影響。

1 制動盤的結構設計

1.1 設計要求

本文設計了三軸式運油車盤式制動器，底盤選型EQ1250GSZ5DJ，輪胎規格數據為295/80R22.5，總質量為25 000 kg。

1.2 制動盤各參數的計算和確定

根據羅永革等主編的《汽車設計》進行剎車盤參數確定。

（1）制動盤直徑D。制動盤在選取時盡量取大一些，這樣可以增加制動盤的有效半徑，減小制動鉗的夾緊力，更好地降低襯塊的單位壓力和剎車時溫度的大小。剎車盤大小受輪輞直徑的限制，直徑通常為輪輞的70%～90%。經計算，剎車盤直徑選為420 mm。

（2）制動盤厚度h。制動盤的厚度對工作時的溫度產生和散失有很大影響，為了減少溫升，制動盤的厚度應大一些，為了散熱效果更佳，應在剎車盤表面與側面增加散熱孔。一般選取實心制動盤厚度為10～20 mm，通風制動盤一般選取20～50 mm，采用較多的為20～30 mm。根據要求制動盤厚度選為30 mm，側面通風孔厚度為20 mm。

（3）摩擦襯塊外半徑R2與內半徑R1。推薦外半徑R2/R1比值≤1.5。若比值偏大，工作時磨損不均勻。經計算，R1=125 mm，R2=187.5 mm，R2/R1=1.5。

（4）制動襯塊工作面積A。制動襯塊的設計與汽車質量有關，一般取值范圍在1.6～3.5 kg/cm2。此處取為2.7 kg/cm2。

根據尺寸繪制設計的盤式制動器的三維模型如圖1所示。

圖1 設計的盤式制動器三維結構圖Fig.1 Design ofthree-dimensionalstructureof disc brake

2 制動盤瞬態傳熱分析

2.1 物理模型建立

為對該制動盤制動時溫度變化以及產生和散發的熱量進行分析，建立如下數學模型：

式中：ρ為剎車盤各材質的密度；CP為剎車盤各材質的恒壓比熱容；u為制動盤和制動摩擦片相對速度；k為制動器各位置熱傳導系數；Q為熱源；Qted為熱彈性阻尼；?為微分算子。

制動盤和制動摩擦片均暴露在空氣中進行強制對流散熱，所以邊界條件設置為

式中：q0為制動器外表面對流產生的熱流量；h為對流換熱系數；Tair為空氣溫度。

制動器的制動盤和制動摩擦片存在輻射傳熱，輻射傳熱情況如下：

式中：Tamb為環境溫度；ε為表面輻射率；σ為玻爾茲曼常數。

整個制動器在制動初始t=0時刻溫度為

2.2 數值計算

設置汽車行駛的初速度為v0=20 m/s，汽車制動加速度為a=-10 m/s2，車輪半徑r=0.35 m，在t=2 s時開始剎車，t=5 s時剎車結束，具體的汽車制動時速度和時間的關系曲線如圖2所示?？諝鉁囟仍O置為Tair=300 K，汽車質量為mcar=25 000 kg，制動器摩擦片和制動盤之間的摩擦系數為μ=0.3。計算式制動盤的表面熱輻射率取值0.8，制動摩擦片的熱輻射率取值 0.28[5]。

圖2 制動時汽車速度隨時間變化關系Fig.2 Relationship between vehicle speed and time when braking

傳熱計算時制動盤和制動摩擦片的熱物理參數如表1所示。

表1 制動器各部件熱物理參數Tab.1 Physical parameters of each layer

汽車開始制動2 s后，剎車盤和剎車片的交界面開始發生接觸，忽略剎車外部的曳力和其他部件的損耗，剎車的延遲功率P由汽車動能時間導數的負值給出：

在確定相關計算所用到的公式和參數之后，本文采用有限元方法進行計算，采用comsol軟件對制動器進行自由四面體網格劃分。

2.3 結果與分析

圖3為初始模型在4 s時的溫度狀態，經過剎車時間2 s溫度將近上升210 K左右。由圖可見：在該時刻剎車盤中心與外側溫度變化較低，與剎車片接觸部分溫度最高，說明在該時刻熱量還未傳達到剎車盤內外兩側。剎車片下表面的溫度最高，接觸面溫度將近210 K，是該時刻溫度的最高值。剎車片有條顏色較淺的白色紋路，說明熱量從接觸面開始向剎車襯片表面擴散，反映了其熱量由內往外的傳遞路徑[6]。

圖3 無通風孔模型4 s時刻溫度云圖Fig.3 Temperature nephogram at 4 s of no vent model

圖4為優化模型在4 s時刻的溫度云圖。由圖可見：該時刻的溫度最高值并未達到510 K，而是接近450 K，溫度上升幅度可達150 K，剎車盤內側溫度變化較小，在300 K左右，而外側變化較于明顯，在400～450 K范圍之內[7]。剎車盤與剎車片的接觸面溫度變化明顯，達到制動盤溫度的最高值，剎車片上中間的顏色比兩邊淺，所以中間溫度比兩側高，變化明顯。

圖4 有通風孔模型4 s時刻溫度云圖Fig.4 Temperature nephogram of ventilation hole model at 4 s

基于4 s時刻的兩個模型溫度云圖，相對于無通風孔的模型，可以看出有通孔模型的剎車盤與剎車片所達到的溫度較低，最高溫度差值將近60 K左右。相對于溫度來說，優化后的模型在溫度降低方面有很大提高。再從溫度分布狀況可以發現：無通風孔的模型溫度傳遞較慢，內外兩側與接觸面溫差較大，致使制動盤制動時，熱量得不到很好地傳遞，造成制動盤熱失效；有通風孔的模型，溫度分布較均勻，大大提升了熱量的傳遞效率，對制動盤制動時的散熱有了明顯提高。通過圖3和圖4的溫度云圖對比，證實了通風孔設計的實用性，對熱疲勞有良好的調控[8]。

圖5表示了無通風孔模型和有通風孔模型剎車盤與剎車片接觸面的中心點、內側點和外側點三點。A，C，D實線分別為無通風孔模型剎車盤與剎車片接觸面的中心點、內側點和外側點三點；B，E，F虛線分別為有通風孔模型剎車盤與剎車片接觸面的中心點、內側點和外側點三點。

圖5 不同模型接觸面各點溫度隨時間變化圖Fig.5 Temperature variation with time at various points of contact surface of different models

由圖5可以看出：在2～4 s溫度急劇上升，無論實線虛線在4 s時刻達到最高值480 K，4 s之后開始逐漸降溫至室溫。兩者溫度比較而言，有通風孔的模型三個點所達到的溫度都小于無通風孔的模型，所以從接觸面的分析可知，給剎車盤加通風孔能夠有效降低剎車盤的溫度。

圖6為無通風孔模型和有通風孔模型剎車盤與剎車片上表面的中心點、內側點和外側點三點。A，C，D實線分別為無通風孔模型剎車盤與剎車片上表面的中心點、內側點和外側點三點；B，E，F虛線分別為剎車片上表面的中心點、內側點和外側點三點。由圖可見：4 s之后溫度開始上升，無論實線虛線，在4～15 s溫度一直上升，實線的上升速率和達到的溫度都比虛線快且高；在剎車盤加上通風口之后，摩擦襯片達到的溫度也大大降低，熱量從接觸面到摩擦襯片上表面的傳遞變少[9]。

圖7為無通風孔模型和有通風孔模型剎車盤表面的溫度變化。圖中，A，C實線分別為無通風孔模型剎車盤表面的兩點，B，D虛線分別為有通風孔模型剎車盤上表面的兩點。由圖可見：A，C兩條線2 s之后溫度開始上升，3 s時達到最高值；B，D兩條虛線在2.5 s開始增溫，在5.5 s達到最高值。兩者比較可知，B，D兩條虛線的最高值低于實線。數據可以說明，制動盤開通風孔對于制動盤有明顯的降溫效果。

圖6 不同模型剎車襯片上表面各點溫度隨時間變化圖Fig.6 Temperature variation of various points on the surface of different models of brake linings with time

圖7 不同模型制動盤表面兩點溫度隨時間變化圖Fig.7 Temperature variation of two points on the surface of brake disc with time in different models

圖8為無通風孔模型和有通風孔模型剎車盤的產熱及散熱趨勢（為了使對比的結果顯著區分，對產熱和散熱取以10為底的對數）。

圖8 不同模型產熱散熱隨時間變化曲線圖[11]Fig.8 Curves of heat generation and heat dissipation with time for different models[11]

由圖8可知：A，B為無通風孔模型和有通風孔模型剎車盤的產熱及散熱，C，D為無通風孔模型和有通風孔模型剎車盤的產熱及散熱。由圖可見，4條曲線從第2 s開始熱量急劇上升，在2.5 s時熱量上升減緩，在5 s左右開始與X軸平行，不再繼續產熱。無通風孔模型與有通風孔模型產熱相同，而有通風孔模型的散熱相對于無通風孔模型提高明顯，對制動系統有較好的保護，提高了車輛的安全性[10]。

3 結論

本文設計并優化了一種剎車盤通風結構，并對兩者進行了分析和比較，可明顯地看出優化的效果。結論如下：①在質量方面，優化的模型節省了許多材料，降低了生產成本，減少了運輸車總質量；②在溫度方面，大大降低了制動盤剎車時所產生的溫度，提高了剎車盤的壽命，優化了剎車盤剎車時的失效性；③剎車盤設計時，對其側面或表面開孔，有助于散熱性能的提升。