某商用车鼓式制动器热固耦合分析

作者:未知

  摘要:
  针对汽车制动鼓温度试验测试成本高、周期长等问题,利用Abaqus建立某商用车鼓式制动器有限元模型,采用完全热固耦合法分析制动鼓的温度场和热应力分布。仿真结果表明:紧急制动工况时,制动鼓的最高温度为156.5 ℃,最高热应力为130 MPa。有限元分析可快速获取制动器在工作状态时的温度和应力分布情况,有利于产品设计和改进,缩短产品迭代周期。
  关键词:
  鼓式制动器; 制动鼓; 热固耦合; 温度场; 热应力
  中图分类号:  U463.511; TB115.1
  文献标志码:  B
  Thermalstructure coupling analysis on drum brake
  for a commercial vehicle
  HUANG Hao, LIU Jiawen, ZHANG Rui
  (Technical Center, SAICIVECO Hongyan Commercial Vehicle Co., Ltd., Chongqing 401122, China)
  Abstract:
  As to the issue of high cost and long cycle of temperature test on vehicle brake drum, the finite element model of a drum brake of a commercial vehicle is established by Abaqus, and the temperature field and thermal stress distribution of the brake drum are analyzed by the fully thermalstructure coupling method. The simulation results show that, under the emergency braking condition, the maximum temperature of brake drum is 156.5 ℃, and the maximum thermal stress is 130 MPa. The temperature and stress distributions of the drum brake in the working state can be obtained quickly by using finite element analysis, which is helpful  for product design and improvement, and then the product iteration cycle can be reduced.
  Key words:
  drum brake; brake drum; thermalstructure coupling; temperature field; thermal stress
  0 引 言
  汽车是常见的交通工具之一,广泛应用于货物运输、公共交通、个人出行等方面。随着社会车辆保有量增加,交通事故日渐频发。据统计,在因车辆自身问题造成的交通事故中,由制动器故障引发的事故占比高达45%。[1]因此,车辆制动系统的可靠性对车辆行驶安全至关重要。
  常见的汽车制动器类型主要有盘式和鼓式2种。[2]虽然2种制动器结构形式差异较大,但是基本工作原理相似,均利用摩擦力使车辆减速。鼓式制动器具有价格低和结构易维护等优势,常用于载货式商用车、载人式客车等大中型车辆的制动系统中。
  机械载荷不是导致制动器损坏的主要原因。[3]车辆制动过程
  伴随着动能向内能的转换,制动器的内能主要以热量的形式体现。市场调研显示,鼓式制动器常见的失效形式为热衰退和疲劳破坏。[4]因此,研究制动器在工作状态时的温度分布尤为重要。在制动鼓内部安装热敏电偶,可利用台架试验获取制动鼓内部温度数据。制動器台架试验示意见图1。台架试验的缺点是前期准备周期较长,且只能测量
  制动鼓传感器安装位置的温度,无法了解制动器内部整体温度分布情况。为高效率、低成本地获取制动鼓的温度分布规律,以某商用车的鼓式制动器为
  研究对象,采用有限元法分析其运动过程中的温度变化和受载荷情况。
  1 热固耦合分析
  热固耦合分析有顺序热固耦合分析和完全热固耦合分析2种。[5]顺序热固耦合分析先进行温度场有限元计算,再将温度场结果作为边界条件导入机械模型中进行热应力分析。完全热固耦合分析是在分析过程中同时考虑温度和机械力的影响,使其在时域下不断地相互耦合。因为热固耦合计算过程中2个物理场之间不断进行数据交互,所以完全热固耦合分析比顺序热固耦合分析的计算时间更长。
  结合计算的收敛性和时间成本等因素,行业内的制动鼓分析主要采用顺序热固耦合分析。但是,顺序热固耦合分析的结果往往不能真实地反映制动鼓不同位置的温度和应力情况。本文针对制动器的紧急制动工况,采用完全热固耦合法
  研究制动鼓在整个制动过程中的温度分布和应力变化情况。
  2 制动器有限元模型搭建
  在车辆制动时,气室产生推力,向转向臂施加力矩,凸轮发生运动,制动蹄围绕主销的轴线方向张开,从而使摩擦片与制动鼓内表面接触。随着凸轮不断转动,接触面的压力逐渐增加,二者之间产生足够的摩擦力使车辆减速。
  为提高计算效率,简化部分模型,仅保留制动蹄、摩擦片和制动鼓3个部分。使用前处理软件HyperMesh进行网格划分,得到的制动器有限元装配体模型见图2,其中:网格划分单元采用六面体单元;求解器选用Abaqus;计算单元采用热固耦合问题专用的一次缩减积分单元,即温度位移耦合单元C3D8RT。严格控制离散化的单元质量和数量,将网格数量控制在合理范围内。   2.1 材料参数
  制动鼓材料为HT250,密度7.28×103 kg/m3;摩擦片为无石棉摩擦材料,密度1.55×103 kg/m3;制动蹄材料为QT450,密度7.06×103 kg/m3。材料具体属性分别见表1~3。
  2.2 边界条件
  在模型中同時建立热力学计算边界和机械计算边界,采用完全热固耦合方法进行求解。
  2.1.1 热力学边界
  制动器的制动通过摩擦片与制动鼓之间的摩擦实现,因此在制动过程中制动器不断产生热量。根据热能传递基本方式,这些热量会通过对流换热、热传导和热辐射等方式进行传递。[6]通过设置零部件的热导率[7]可反映制动器制动过程中固体内部的热量传导现象。
  对流换热是制动器热量耗散最重要的方式之一,制动器的大部分热量通过与外部环境之间的热交换散失。假设制动鼓外表面直接与空气接触并发生热交换,制动鼓内部为封闭状态,不考虑对流换热作用,不同车速时的对流换热系数为
  式中:α为经验因数,前轮制动器取值为0.7,后轮制动器取值为0.3;v为车速,km/h。
  由热力学知识可知,只要物体有温度,就会不断向外辐射能量,并且能量随着物体自身温度的变化而变化。[8]一般来说,制动器的热辐射量占总热量损失的比例小于10%,结合制动鼓材料性能,本文设定制动鼓的热辐射率为0.6。
  2.1.2 机械边界
  制动蹄向外扩张需要的力称为促动力。[9]有限元模型中没有考虑凸轮轴的作用,因此将促动力作为机械载荷直接加载到制动蹄的端面上,模拟制动蹄张开制动过程。制动器促动力计算模型示意见图3,制动器相关参数见表4。
  式中:α0为摩擦片的包角;β为摩擦片的起始角;e为制动蹄支承点的间距;a为制动蹄支承点到制动器中心的距离;R为制动鼓的半径;K1为领蹄制动效能因数;K2为从蹄制动效能因数。
  根据表4可求得领蹄和从蹄的制动效能因数分别为1.955 0和0.623 4。将制动效能因数代入式(2),可得到领蹄的促动力为37 979 N,从蹄的促动力为104 598 N。
  为模拟制动器制动时的运动状态,对制动器进行以下约束:约束制动鼓除轴向旋转外的所有自由度;约束制动蹄主销孔除轴向旋转外的所有自由度[10]。
  3 计算结果
  假设车辆的初速度为60 km/h,研究该车辆以-6 m/s2的加速度制动时制动鼓的温度和应力变化。
  3.1 测试温度与仿真温度对比
  为验证有限元模型的合理性,在制动鼓内部选取3个点安装温度传感器,利用台架试验进行温度测试。安装点设置在制动鼓轴线方向上,分别距法兰面100、180和240 mm;同时,3个点在圆周方向上分别以0°、120°和240°分布。
  制动器紧急制动工况结束时,3个安装点的测试温度与仿真分析温度对比见表5。仿真数据的最大误差为9.8%,在可接受范围内,因此仿真分析结果可以用于后续研究。
  3.2 结果分析
  车辆在制动工况运行2.8 s后停止,此时制动鼓的温度和热应力分布云图分别见图4和5。制动鼓最高温度为156.5 ℃,位于制动鼓的内表面。制动鼓的最高应力为130 MPa,位于制动鼓的鼓口,这是由制动鼓受热膨胀和制动蹄施加压力导致的,该应力水平低于材料抗拉强度。
   为呈现整个制动鼓内不同位置的温度波动过程,在其内表面沿轴线方向取4个节点绘制温度变化曲线,见图6。每个节点的温度均呈现先上升、后逐渐平缓、最后略微下降的趋势。产生这一现象的原因是:前期制动鼓转速较高,制动时摩擦生成的热量较多,远高于制动鼓向外散发的热量,使制动鼓自身吸收大量热能,导致温度升高;在紧急制动的后期,制动鼓的转速大幅下降,摩擦产生的热量减少,此时外界吸收的热量大于摩擦产生的热量,因此制动鼓温度略有降低。
  图6中的4条曲线均在整个计算周期内呈规律性波动,可知摩擦片与制动鼓接触区域呈周期性变化。摩擦片结构示意见图7。摩擦片有若干个安装孔,导致不同位置的接触面不同,因此制动鼓内表面温度呈条带状分布(图4)。
  4 结束语
  与传统的顺序耦合求解制动鼓的温度和热应力分布相比,完全热固耦合分析能够更真实地表现出制动鼓不同位置的温度和应力分布。测试数据与仿真数据对比验证该有限元分析的可靠性,仿真结果能够在误差范围内真实地反映制动鼓内部的温度分布和应力水平,说明该分析方法可以运用于实际设计中。仿真分析可以有效降低设计成本、缩短设计周期,研究结果也能为后续改进制动鼓结构形式、提升制动器散热性能提供思路,为制动系统的安全性和可靠性设计提供重要的数据支撑。
  在紧急制动过程中,制动鼓温度变化快且温度较高,虽然制动鼓应力水平低于其材料的抗拉强度,但是驾驶员在驾驶过程中仍应减少急刹车的频次,防止制动器内部温度过高导致制动性能下降,危及行车安全。
  参考文献:
  [1]颜琳沁. 鼓式制动器制动鼓温度场分析[J]. 汽车零部件, 2016(8): 4547.
  [2]郑彬, 张敬东, 殷国富. 鼓式制动器热结构耦合特性仿真分析[J]. 中国农机化学报, 2019, 40(2): 119124. DOI: 10.13733/j.jcam.issn.20955553.2019.02.19.
  [3] 孟召辉. 汽车鼓式制动器热性能有限元分析[D]. 长春: 吉林大学, 2007.
  [4] 王全伟, 任远, 王尧, 等. 制动器动态制动性能试验系统温度测量方法的研究[J]. 起重运输机械, 2011(5): 5054. DOI: 10.3969/j.issn.10010785.2011.05.015.
  [5] 陈海燕. Abaqus有限元分析从入门到精通[M]. 2版. 北京: 电子工业出版社, 2015: 294295.
  [6] 郭向利. 商用汽车鼓式制动器多工况热力耦合动态特性研究[D]. 郑州: 郑州大学, 2017.
  [7] 杨世铭, 陶文铨. 传热学[M]. 4版. 北京: 高等教育出版社, 2006: 56.
  [8] 张学学, 李桂馥, 史琳. 热工基础[M]. 3版. 北京: 高等教育出版社, 2015: 172173.
  [9] 许航. 半挂汽车列车联合制动稳定性仿真与分析[D]. 镇江: 江苏大学, 2015. DOI: 10.7666/d.Y2800045.
  [10] 纪飞龙. 鼓式制动器接触与热结构耦合有限元分析[D]. 武汉: 武汉科技大学, 2013. DOI: 10.7666/d.Y2373853.
  (编辑 章梦)
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