牵引车气压盘式制动器热

牵引车气压盘式制动器热-结构耦合分析 牵引车气压盘式制动器热-结构耦合分析

□ 王若平 □ 陈叶飞

江苏大学 汽车与交通工程学院 江苏镇江 212013

摘 要:以某型牵引车气压盘式制动器为研究对象,运用非线性有限元分析软件ABAQUS建立气压盘式制动器热-结构耦合模型,确定仿真分析所需的边界条件和载荷,对气压盘式制动器进行热-结构耦合分析。对紧急制动工况下气压盘式制动器制动盘的温度场和应力场进行仿真,得到制动盘温度场和应力场的分布特性,并通过盘式制动器台架试验验证仿真数据与实测数据的一致性。结果表明,所建立的有限元仿真模型及仿真结果准确可靠。

关键词:牵引车 制动器 温度场 应力场 测试

随着牵引车的快速发展,牵引车的安全行驶得到了越来越多的关注,并成为技术攻关的重点项目。与牵引车行驶安全直接相关的是牵引车制动系统。根据统计资料显示,近几年发生的交通事故中,有一半与汽车行驶时发生甩尾、侧滑有关,而在这些事故中,又有超过50%与汽车制动系统直接相关,有相当一部分是由制动器热疲劳引起失效而导致的。

气压盘式制动器工作原理是将汽车的动能转化为自身的热能与摩擦损耗,制动时,摩擦片在制动压力的作用下紧紧贴住制动盘,靠自身与制动盘之间的摩擦力矩使汽车减速并停止。摩擦过程中,制动盘与摩擦片之间会不断产生热量,大量的热使制动盘与摩擦片升温迅速,在高温的作用下,摩擦片和制动盘会变形,变形使原来摩擦副的接触变得不均匀。接触不均匀使接触压力分布不均匀,从而导致摩擦生热不均匀,并进一步使摩擦副温升不均匀。由此可见,制动盘的工作过程是摩擦、生热、变形、再生热的耦合过程,在这样的恶性循环过程中,制动器最终会因热疲劳受损,影响制动系统的性能[1-5]。

当前,计算机软件技术,尤其是大型仿真软件技术日渐成熟,研发汽车制动系统更多是应用有限元软件来模拟仿真。应用计算机技术模拟仿真的最大优点是能够缩短制动系统的研发周期,同时人力、物力等资源也得到了节省。有限元分析对于提高制动系统的性能和可靠性,以及各个零部件的使用寿命、加强产品的市场竞争力发挥了重要作用。

1 耦合分析理论模型

1.1 基本假设

对气压盘式制动器热-结构耦合分析理论模型进行如下基本假设[6-8]。

(1)摩擦副材料在各个方向同性,且各组成部分均匀。

(2)摩擦副在摩擦过程中吸收产生的全部热量,制动盘和摩擦片的吸热比例由热流分配因数决定,且忽略热辐射的散热作用。

(3)制动过程中制动压力、摩擦副摩擦因数、导热系数不随时间变化。

(4)制动过程中的环境温度设为定值,且初始制动温度为20℃。

1.2 耦合分析参数

制动盘和摩擦片的输入热流密度qp和qk为[9]:

式中:γ为热流密度分配权值;v(x,y,t)为摩擦副制动时的相对速度,m/s;x、y为制动器节点坐标;t为时间,s;Ff为摩擦力,N。

摩擦力可表示为:

式中:P(x,y,t)为摩擦片与制动盘的接触压力,N;μ为摩擦因数。

热流密度分配权值γ由材料的比热容、导热系数决定,且 γ满足[10-12]:

式中:ρp为摩擦片材料密度,kg/m3;cp为摩擦片材料比热容,J/(kg·K);λp为摩擦片材料导热系数,W/(m·K);ρk为制动盘材料密度,kg/m3;ck为制动盘材料比热容,J/(kg·K);λk为制动盘材料导热系数,W/(m·K)。

1.3 热导方程

气压盘式制动器热-结构耦合三维热导方程为[13]:

式中:T为气压盘式制动器制动过程中的温度,℃,可以表示为制动器空间和时间的函数,T=T(x,y,z,t),z为轴向坐标点。

1.4 耦合边界条件

三维热导方程有且有唯一解的必要条件是方程必须满足以下3个边界条件[14-16]。

第一个边界条件为气压盘式制动器制动时的初始温度取当时的环境温度,即:

第二个边界条件为气压盘式制动器工作过程中制动盘和摩擦片工作表面的热流密度:

第三个边界条件为气压盘式制动器在制动过程中制动盘和摩擦片与外界介质的热交换:

式中:h为制动盘表面散热系数,W/(m2·K);Tc为外界温度,℃。

1.5 耦合有限元法

气压盘式制动器的工作过程是一个复杂的耦合过程,仿真过程中温度场与应力场相互影响。为了得到正确的求解结果,仿真采用直接耦合的方法[17-19]。热-结构耦合关系如图1所示。

▲图1 热-结构耦合关系图

2 耦合分析模型的建立

2.1 三维模型

气压盘式制动器耦合仿真分析中只分析制动盘和摩擦片,忽略其它零部件,因此模型总体比较简单。利用有限元软件ABAQUS的前处理功能对气压盘式制动器进行模型搭建,并对模型进行网格划分,模型图和网格图如图2、图3所示,制动器结构尺寸与材料参数见表1、表2。

▲图2 制动器模型图

▲图3 制动器网格图

表1 制动器结构尺寸

摩擦副 内径/mm 外径/mm 厚度/mm 包角/(°)制动盘 118 198 45 360摩擦片 119 196 30 77

表2 制动器材料参数

项目 制动盘 摩擦片密度/(kg·m-3) 7 500 1 560弹性模量/GPa 189 2.3泊松比 0.3 0.25比热容/(J·kg-1·K-1) 450 1 200热膨胀系数/K-1 1.1 25.3导热系数/(W·m-1·K-1) 48.34 1.2

2.2 耦合仿真工况及边界条件

模拟牵引车实际制动工况,牵引车车轮转速为39.68 rad/s,实际车速相当于80 km/h,根据中国重型汽车集团有限公司企业标准Q/ZZ 11210—2012《气压盘式制动器试验规范》,得到牵引车前轮等价转动惯量为2 874.7 kg·m2,制动压力为12 MPa,匀速制动直至车辆停止。

在气压盘式制动器仿真过程中,约束摩擦片在X和Y向的自由度,只保留垂直于制动盘(Z向)的自由度。对于制动盘,约束除沿轴线方向转动自由度之外的其它5个自由度。在制动盘模型中设置一个参考点,将其与制动盘耦合,通过对参考点设置参数来模拟制动盘的制动过程。由于制动盘在制动过程中处于高速旋转状态,因此与空气接触属于强对流接触,通常用气体的雷诺数来表征流体的特性。由于笔者研究的制动器为通风盘式制动器,因此对流效应分为外表面和散热孔,通常用对流换热系数来表征对流效应。

外表面对流换热系数为[20]:

式中:λa为空气导热系数,W/(m·K);da为制动盘特征长度, 即制动盘外径,m;Re为雷诺数,Re=vρada/(3.6μa);ρa为空气密度,kg/m3;μa为空气黏度,kg/(m· s)。

散热孔处的对流换热系数为:

式中:l为散热孔内壁长度,m;Pr为介质(空气)的普朗特数;dh为流体直径,m。

流体直径可表示为:

式中:h为散热孔高度,m;θ为散热孔包角,rad;R为散热孔中心半径,m。

应用ABAQUS进行仿真时,将计算得到的对流换热系数输入对应的换热表面,材料的摩擦因数设置为0.35,初始环境温度设置为20℃。

3 仿真结果

3.1 仿真温度场分析

▲图4 制动盘不同时刻温度云图

图4为制动盘制动过程中不同时刻的温度云图,由图4可以看出,制动器制动开始后,制动盘的温度随时间慢慢升高,最高温度为251℃,由于制动刚开始时制动盘相对于摩擦片转动速度较大,此时摩擦产生的热流对制动盘温度场有主导作用,到了制动后期,制动盘转速越来越慢,摩擦产生的热流也随之减小,且整个制动过程都伴随着与外界空气的热交换,所以制动盘温度有所下降。由图4可见,整个制动过程中制动盘的中间位置温度最高,这是因为该区域是制动盘与摩擦片直接接触的区域,且散热条件差。制动盘的外侧温度大于内侧,这是因为制动盘外侧线速度大,产生的热流比内侧大,当然由于外侧的热对流大,因此外侧的温度没有中间位置的温度高。

图5为制动盘径向6个节点的温度分布曲线,由图5可知,6个节点的温度曲线都以锯齿形状上升,这是因为制动盘在制动过程中同时受到热流密度和外界接触换热的共同作用。制动刚开始时,制动速度大,摩擦热起主导作用,因此温度呈明显上升趋势。

▲图5 制动盘径向节点温度曲线图

图6为制动盘中间位置5个周向节点(图7)的温度分布曲线图,由图6可知,周向5个节点的温度曲线整体趋势一致,但每个节点的温度曲线之间存在着相位差,且每一时刻的温度值也并不相同。制动盘不停转动是产生相位差的根本原因,每一时刻的温度值不相同,这是由每个节点与摩擦片接触之后的散热时间不同所导致的。

▲图6 制动盘周向节点温度曲线图

3.2 仿真应力场分析

图8为制动盘制动过程中不同时刻的应力云图,从图8可见,应力云图与温度云图类似,制动开始后,制动盘的等效应力随时间慢慢变大,制动盘中间位置等效应力大于两边,且最大值为265 MPa。在整个制动过程中,制动盘中间位置的应力大于两侧的应力,这主要是因为制动盘中间位置的温度最高。到了制动后期,摩擦产生的热流密度越来越小,因此应力值有所减小。由前文分析可知,应力达到最大值的时间比温度稍晚,这是制动盘在制动过程中温度、应力耦合作用的结果。

▲图7 周向节点位置图

▲图8 制动盘不同时刻应力云图

4 台架试验

根据Q/ZZ 11210—2012,试验件安装完成后,进行滑动距离、滑动阻力检测,在任何情况下滑动阻力不超过100 N。然后进行拖滞力矩检测,即制动盘安装完成后调节制动气压,反复制动20次,每次制动时间为2 s,之后解除制动,制动盘转速为50 r/min,测定转动三周后的拖滞力矩,力矩不大于10 N·m。最后进行制动间隙和启动压力测试。制动调试结束后,进行试验工况和试验参数设定(表3),制动盘的温度用热电偶进行测量,热电偶的安装方法参照 QC/T556—1999(2009)《汽车制动器温度测量和热电偶安装》。然后安装温度测量仪器,安装完成后如图9所示。

表3 试验参数

项目 数值制动时间/s 4初始制动速度/(km·h)-1 80制动压力/MPa 10环境温度/℃ 20

▲图9 温度传感器布置图

设定完成后,开始制动试验,试验记录仪记录试验过程中的实时数据,并将试验结果与仿真结果作对比,对比结果见表4。由对比数据可知,制动盘的温度仿真值略高于试验值,这是因为试验过程中在制动盘制动的同时,模拟牵引车实际工况,用冷却风机对制动器进行降温处理,而仿真过程中制动盘与外界的热交换公式都是经验公式,与实际存在一定误差。当然,误差在10%以内,即在合理范围内,由此验证了所建立气压盘式制动器模型的正确性。

表4 试验值与仿真值对比

时间/s 仿真结果/℃ 试验结果/℃ 误差0.5 139.5 130.8 6.6%1.0 196.8 180.5 9.3%1.5 237.2 220.9 7.3%2.0 251.3 236.4 6.3%2.5 250.7 229.3 9.3%3.0 238.3 219.5 8.7%3.5 212.5 200.7 5.7%

5 结论

(1)由气压盘式制动器耦合模型仿真可知,制动盘工作面的径向存在较大的温度差,周向温度差相对较小,这是因为摩擦片的压力主要作用在制动盘中间区域。

(2)气压盘式制动器制动过程中,温度和应力曲线都呈锯齿状上升,温度场和应力场呈现耦合关系,这是因不断有热流密度输入和对流散热造成的。

(3)由气压盘式制动器台架试验可知,仿真数据与试验数据接近,误差在合理范围内,由此验证所建立的气压盘式制动器有限元模型是正确的。

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(编辑 小 前)

Abstract:By taking the pneumatic disc brake of a certain tractor as the research object,adopted the finite element analysis software ABAQUS to establish a thermo-structural coupling model for pneumatic disc brakes to determine the boundary condition and load required for simulation analysis in order to perform an analysis on thermo-structural coupling for the pneumatic disc brake.The temperature field and stress field of the brake disk of the pneumatic disc brake under the emergency braking condition were simulated to obtain the distribution characteristics of temperature field and stress field of the brake disc.The consistency between the simulation data and the measured data was verified by bench test for the disc brake.The results show that the finite element simulation model and the simulation results are accurate and reliable.

Key Words:Tractor Brake Thermal Field Stress Field Test

中图分类号:TH117;U463.51+2

文献标志码::A

文章编号::1000-4998(2017)03-0008-05

收稿日期:2016年9月


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