轨道运载车鼓式制动器热力耦合分析

魏 娟，闫 豪，陆 盼，孙 健

（西安科技大学 机械工程学院，陕西 西安 710054）

井下轨道运载车鼓式制动器的制动过程是一个复杂的热-机耦合过程，摩擦力的作用会产生大量的热量，且分布不均，从而使制动器产生热变形，影响结构的应力分布，结构应力的变化又反过来影响温度的分布。因此，要准确全面地分析制动过程中鼓式制动器的性能和状态，就需要同时考虑温度场和应力场的相互作用，分析在热力耦合作用下制动器的温度和应力分布情况。为此选用ABAQUS对运载车鼓式制动器进行热力耦合仿真。分析重要零件在制动结束时的温度分布云图和应力分布云图，得出高温分布区域和应力集中区域。

1 鼓式制动器三维建模

制动器主要由制动鼓、制动蹄、摩擦片和S形凸轮组成。制动时，S形凸轮转动通过滚轮对制动蹄施加促动力，推动制动蹄张开与摩擦片接触摩擦，产生制动力矩。制动器受力分析和结构简图如图1，参数如下：①制动鼓内径D：300 mm；②制动鼓厚度：13 mm；③摩擦片宽度k：90 mm；④摩擦片包角θ：100°；⑤凸轮基圆直径：26 mm；⑥滚轮直径：50 mm。

图1 制动器受力分析和结构简图

2 热力耦合仿真边界条件

进行有限元热分析时，需要考虑传热的3种基本方式，即热传导、对流换热、热辐射[1-3]。

车辆制动过程中制动器由于摩擦生成的热能Qz为[4]：

式中：m为车辆总质量，kg；v0为制动初速度，m/s；vt为制动末速度，m/s；i为道路坡度；f为滚动阻力系数；g 为重力加速度，9.8 m/s2；S 为制动距离，m；s为轮胎滑移率，取10%。

由式（1）得热流密度q：

式中：a为制动减速度；v为车辆瞬时速度；A为制动器摩擦副的接触面积。

对流换热系数h：

式中：V为制动时汽车的瞬时速度，km/h；δ为经验系数，取 0.6。

制动鼓辐射换热量Qh：

式中：ε为黑体系数，其值取0.55；σ为斯蒂芬玻尔兹曼常数，5.67×10－8W/（m2·K4）；tg为制动鼓温度，℃；tw为环境温度，℃。

3 模型的建立及材料的选取

在ABAQUS中，采用的单元类型是C3D8R和C3D4，模型中共有节点数148 662，单元数253 225。制动鼓材料为灰铸铁（HT250），制动蹄为球墨铸铁（QT450），摩擦片采用无石棉类垫片。制动鼓的材料属性参数见表1，制动蹄的材料属性参数表2，摩擦片的材料属性参数见表3。

表1 制动鼓的材料属性参数

4 边界条件及载荷确定

为了模拟真实的制动情况，在制动鼓法兰面轴向上（z轴）建立一单元mass5，并在单元mass5和制动鼓法兰盘端面建立刚性连接。在mass5上施加绕z轴的等效转动惯量I=83.205 kg·m2保留绕z轴的转动自由度，约束其余5个自由度，初始角速度设定为 ω=18.6 rad/s。

表2 制动蹄的材料属性参数

表3 摩擦片的材料属性参数

在制动蹄的滚轮中心和支承销中心分别建立节点，约束除绕z轴转动的其余5个自由度[5]，使制动蹄在制动过程中绕支撑销转动。在领蹄滚轮中心施加促动力F1=1 500 N，从蹄滚轮中心施加促动力F2=3 570 N。

由式（3）计算可知，制动鼓外表面的对流换热系数h=48.15辐射换热系数0.53，制动鼓内表面和摩擦片外表面的热流分配系数0.124，制动鼓初始温度和空气温度均为25℃。

仿真中的接触设置：根据接触面和目标面的设置原则[6]，对于制动鼓和摩擦片间的接触，将制动鼓内表面设为目标面，摩擦片的外表面设为接触面，并且为摩擦接触，摩擦系数为0.3。对于制动蹄和摩擦片的接触，将摩擦片内表面设为目标面，制动蹄外表面设为接触面，并且为绑定接触[7]。

5 鼓式制动器的热力耦合分析

5.1 鼓式制动器的热分析

鼓式制动器热分析图如图2，制动器制动结束时制动鼓、制动蹄、摩擦片的温度分布云图如图3～图5。

图2 鼓式制动器热分析图

图3 制动鼓的温度分布云图

图4 制动蹄的温度分布云图

图5 摩擦片的温度分布云图

由分析结果可知，在制动结束时刻，鼓式制动器的最高温度为103.9℃。制动鼓摩擦生热的高温区域主要集中在制动鼓和摩擦片接触的部分。制动鼓在周向和轴向方向上，温度分布向两边是逐渐减小的且温度梯度较大，这样可能会产生较大的热应力，长时间的应力集中会出现轴向和周向裂纹，进而导致热失效。

制动蹄的高温区域主要分布在制动蹄和摩擦片接触区域，最高温度为92.8℃。摩擦片工作面的高温区域分布与制动鼓工作面的高温区域分布类似。

5.2 热应力耦合分析

以热分析结果为输入条件，设置制动器的结构参数，鼓式制动器的热应力耦合分布图如图6，制动鼓的热应力分布图如图7，制动蹄的热应力分布图如图8，摩擦片的热应力分布图如图9。

图6 鼓式制动器的热应力耦合分布图

图7 制动鼓的热应力分布图

图8 制动蹄的热应力分布图

图9 摩擦片的热应力分布图

制动蹄的支撑销位置和施加促动力的滚轮处，等效应力较大，最大应力在支撑销位置为289.8 MPa,基本是对称分布的。

制动鼓法兰盘处的等效应力较大，最大等效应力是37.5 MPa。制动鼓和制动蹄接触区域的应力大于其他部位的等效应力，且在制动鼓和摩擦片的接触区域，应力分布是不均匀的。这是由于温度分布不均，温度场和应力场的耦合作用使应力分布也不均匀。

摩擦片采用的材料是无石棉非金属材料，材料性能不受温度变化的影响，因此热应力较小[8]。

6 不同材料对制动鼓温度的影响

制动鼓材料材料的恰当选取会减少制动鼓温度梯度及应力集中，避免制动鼓断裂、局部失效等现象[9-10]。以下分析3种不同的材料下，制动鼓温度变化特性。制动鼓的材料参数见表4。针对表4中3种不同的情况进行分析，制动结束时，制动鼓的温度分布图如图10。

表4 制动鼓的材料参数

图10 3种材料下的制动鼓温度分布图

由图10（a）和图10（b）对比分析可知，增大导热率，制动鼓温度会随之降低。由图10（b）和图10（c）对比分析可知，增大比热容参数，温度也会随之降低。由图10（a）和图10（c）对比分析可知，在比热容和导热率都增大的情况下，温度总体降低了3℃。

7 结语

1）高温区域主要集中在制动鼓和摩擦片接触区域，最高温度为103.9℃。国外相关研究表明当制动鼓温度不高于200℃时，不会产生明显的热衰退现象。在制动鼓周向和轴向方向上，温度分布向两边是逐渐减小的且温度梯度较大，这样可能会产生较大的热应力，长时间的应力集中会出现轴向和周向裂纹，进而导致热失效。

2）制动蹄的支撑销位置和施加促动力的滚轮处等效应力较大，最大应力在支撑销位置为289.8 MPa,在以后的结构改进中可增大过渡圆角，避免产生过大的应力集中。

3）增大导热率和比热容参数都会使制动鼓温度降低，在材料选取时应综合考虑。