盘式电磁制动器（精选7篇）
盘式电磁制动器 篇1
MP系列电磁盘式制动器由安装底座、桥、补偿装置、电磁铁等几部分组成。通过衔铁带动摩擦衬垫迅速可靠被轭铁吸合 (压缩弹簧) , 制动器打开主机正常工作;断电后在弹簧力作用下衔铁上的衬垫和托架上的衬垫紧紧夹住制动盘 (抱闸) 。主要用于冶金、矿山等机械驱动装置的机械制动。该制动器安全可靠、电磁噪音小, 结构紧凑, 安装方便、制动可靠等优点。
1 结构特点及工作原理
MP制动器为常闭式制动器, 主要由衬垫托架、电磁铁等组成。是一种机械驱动装置的机械制动。安全可靠、电磁噪音小, 结构紧凑, 安装方便, 制动可靠等优点。接通电源后衔铁带动摩擦衬垫迅速可靠被轭铁吸合 (压缩弹簧) , 制动器打开主机正常工作;断电后在弹簧力作用下衔铁上的衬垫和托架上的衬垫紧紧夹住制动盘。
2 制动器的安装与调试
首先检查制动盘的厚、直径是否是所指定的那一个;手动螺栓的空间不小于35毫米;校准制动器和制动盘上的衬垫中心线, 将制动器放置在安装底座上, 以便使制动衬垫与制动盘平行定位, 外边沿距盘缘3MM;轻轻的上紧4个安装螺栓后, 松开轭铁上的手动松闸螺栓, 制动器被设定, 然后紧固制动器安装螺栓。若MP盘式制动器处于松闸状态, 要进行设定, 否则, 用一个扳手顺时针转动松闸螺栓, 直到不能转动为止, 以便制动器打开。其次, 通过冲程调整螺栓使杠杆处于垂直状态, 上紧螺母。其电磁铁间隙是用一个橡胶带罩着, 要测量需首先松开制动器, 方法是上紧手动松闸螺栓, 再用手将桥按压顶着制动盘, 看看0.7～0.8MM后的间隙能否进入盘和在对面一侧的另一个衬垫之间。若间隙过大或过小, 要将补偿机构的盖子去掉, 松动锁定螺母并转动间隙调整螺栓, 以便获得电磁铁间隙额定值。间隙调整后, 上紧锁定螺母。
3 使用与维修
要定期检查制动器的工作状况;检查各铰接处是否磨损, 制动器的构件运动是否正常, 调整螺母是否紧固;电磁铁的工作是否正常, 引入线的绝缘是否良好;制动轮温度的保持, 制动轮 (盘) 上平整否, 若有0.5mm深裂痕应重新修磨;要保持摩擦片或盘表面的状态清洁, 保证额定力矩值;当摩擦副没有充分跑合, 力矩可能低于额定值, 可适当运转恢复正常。制动衬垫磨损至4mm厚时应及时更换。
摘要：分析了电磁盘式制动器的工作原理, 介绍了电磁盘式制动器结构和特点, 认识了其安装、调试及使用维修。
关键词：电磁盘式,驱动装置的机械制动
参考文献
[1]起重机设计规范.编写组编.国家标准GB3811-83《起重机设计规范》[M].北京:国家标准局出版社, 1983.
[2]《起重机机械名词术语》编写组编.国家标准GB6974-86《起重机机械名词术语》[M].北京:国家标准局出版社, 1986.
[3]《起重机机械安全规程》编写组编.国家标准GB6067-85《起重机机械安全规程》[M].北京:国家标准局出版社, 1985.
盘式鼓式制动器优劣与分析 篇2
目前制动热负荷对制动系统的性能和使用寿命的研究越来越深刻, 温度是影响其中的一个重要因素。制动系统设计不合理, 摩擦片间隙不合适也会造成重大事故。[1,2,3]
1 制动器概述
1.1 鼓式制动
鼓式制动应用在汽车上面已经近百年的历史, 但是由于它的可靠性以及强大的制动力, 使得鼓式制动现今仍配置在许多车型上 (多使用于后轮) 。鼓式制动是借由液压将装置于制动鼓内之制动片往外推, 使制动片与随着车轮转动的制动鼓之内面发生磨擦, 而产生制动的效果。
踩下制动踏板时, 脚的施力会使制动总泵内的活塞将制动油往前推去并在油路中产生压力。压力经由制动油传送到每个车轮的制动分泵活塞, 制动分泵的活塞再推动制动片向外, 使制动与制动鼓的内面发生磨擦, 并产生足够的磨擦力去降低车轮的转速, 以达到制动的目的。
鼓式制动的制动鼓内面就是制动装置产生制动力矩的位置。在获得相同制动力矩的情况下, 鼓式制动装置的制动鼓的直径可以比盘式制动的制动盘还要小上许多。因此载重用的大型车辆为获取强大的制动力, 只能够在轮圈的有限空间之中装置鼓式制动。
简单的说, 鼓式制动就是利用制动鼓内静止的制动片, 去摩擦随着车轮转动的制动鼓, 以产生摩擦力使车轮转动速度降低的制动装置。
1.2 盘式制动
盘式制动是以静止的制动片, 夹住随着轮胎转动的制动盘以产生摩擦力, 使车轮转动速度将低的制动装置。当踩下制动踏板时, 制动总泵内的活塞会被推动, 而在制动油路中建立压力。压力经由制动油传送到制动卡钳上之制动分泵的活塞, 制动分泵的活塞在受到压力后, 会向外移动并推动制动片去夹紧制动盘, 使得制动片与制动盘发生磨擦, 以降低车轮转速, 好让汽车减速或是停止。
由于车辆的性能与行驶速度的提升, 为增加车辆在高速行驶时制动的稳定性, 盘式制动已成为当前制动系统的主流。由于盘式制动的制动盘暴露在空气中, 使得盘式制动有优良的散热性, 当车辆在高速状态做急制动或在短时间内多次制动, 制动的性能较不易衰退, 可以让车辆获得较佳的制动效果, 以增进车辆的安全性。并且由于盘式制动的反应快速, 有能力做高频率的制动动作, 因此许多车款采用盘式制动与ABS系统以及VSC、TCS等系统搭配, 以满足此类系统需要快速做动的需求。 (图1、2)
2 鼓式制动器与盘式制动器的优劣
鼓式制动的优劣:
a.有自动刹紧的作用, 由此制动系统可以使用较低的油压。
b.手制动机构的安装容易。有些后轮装置盘式制动的车型, 会在制动盘中心部位安装鼓式制动的手制动机构。
c.零件的加工与组成较为简单, 制造成本较为低廉。
d.鼓式制动的制动鼓在受热后直径会增大, 而造成踩下制动踏板的行程加大, 而使制动反应不如预期。在驾驶采用鼓式制动的车辆时, 尽量避免高频率制动而造成制动片因高温而产生热衰退现象。
e.构造复杂, 零件较多, 维修不易。
盘式制动的优劣:
a.盘式制动散热性比鼓式制动好, 在连续踩踏制动时不会造成制动衰退而使制动失灵的现象, 且高负载时耐高温性能好。
b.盘式制动系统的反应快速, 可做高频率的制动动作, 更容易在较短时间内停车, 符合ABS系统的需求。
c.正常标载范围内, 制动效果稳定, 当超载时, 制动效果大打折扣。
d.制动盘的排水性较好, 可以降低因为水或泥沙造成制动不良的情形。由于长期暴露在空气中, 也会受到水渍锈蚀。
e.与鼓式制动相比较下, 盘式制动的构造简单, 且容易维修。
f.盘式制动的制动片与制动盘之间的摩擦面积比鼓式制动的小, 盘式制动的制动力比鼓式制动力低。
g.手制动装置不易安装, 有些后轮使用盘式制动的车型为此而加设一组鼓式制动的手制动机构。
h.制动片磨损较大, 更换频率高。
i.对盘式制动系统来说, 表面不能出现磨损凹槽线沟, 而且左右盘的厚度必须相同, 如此才能获得相同的制动力分配, 此外必须确保盘避免受到侧向的撞击。制动盘和制动鼓的平衡也会严重的影响车轮的平衡。
3 盘式结构分析优化
3.1 盘式制动的三维建模
以某车型的盘式制动器为例, 通过三维仿真软件Pro/E建立实体仿真模型, 如图3、4。制动盘上均匀分布着小孔, 其作用是加速通风散热, 当冷热不均时, 消除多余热应力, 避免变形, 在离心力的作用下还可清洁盘片, 提高碟片使用寿命, 减轻质量等。
猜测制动性能是否与小孔分布、直径、数目有关, 适当缩小小孔直径, 利用小孔阻尼效应, 提高盘式制动器的性能。
3.2 结构分析
摩擦力 (F) 的大小是与摩擦系数 (C) 及摩擦受力面所受垂直方向的正压力 (N) 的乘积成正比, 以物理学公式表示成:
对制动系统来说:C是指制动片与制动盘的摩擦系数, N是制动卡钳活塞对制动片所施的力 (Pedal Force) 。摩擦系数越大所产生的摩擦力就越大, 但是制动片与盘间的摩擦系数会因为摩擦后所产生的高热而有所变化, 也就是说摩擦系数 (C) 是随温度的的变化而变化, 每一种制动片因为材质的不同而有不同的摩擦系数变化曲线, 因此不同的制动片会有不同的最佳工作温度, 及适用的工作温度范围。制作制动盘的材料大致分为碳纤和铸铁两大类。碳纤制动盘耐热性好而且非常轻, 但价格相对昂贵, 所以只用在F1等比赛竞技中。一般情况下使用铸铁作为制动盘的原材料。制动性能与制动盘的材料有着密切关联, 而由于国内厂家热处理和加工水平的制约, 成本大幅度提高, 制动性能却达不到预期效果。
结束语
工程车辆在重载情况下, 行驶在泥泞、坑洼等恶劣的路况上, 因超载带来的惯性和频繁制动导致的热衰减情况, 从而制动性能大不如从前, 制动系统的寿命也大大缩短。由于国内厂家热处理和加工水平的制约, 导致盘式制动系统在矿用上的成本增加, 这也是最重要的限制因素。
参考文献
[1]陈家瑞.汽车构造 (第三版) [M].北京:机械工业出版社, 2009, 6, 1.
[2]刘金朝等.整体制动盘热应力有限元仿真分析[J].中国铁道科学, 2007, 28 (2) .
盘式电磁制动器 篇3
随着人们对车辆性能和车速的要求不断提高, 气压盘式制动器在汽车领域得到了越来越广泛的应用, 目前已完成行业标准的审定, 将成为我国部分汽车的标准配置。
盘式制动器克服了鼓式制动器的一些缺点, 其制动性能得到了很大的改善, 诸如:增势问题、热衰退和水衰退问题、制动反应时间问题、汽车的舒适性、平顺性和操纵稳定性问题, 都较好地得到了解决。
但是, 盘式制动器也有不尽人意之处, 那就是制动抖动问题。在20世纪80年代之前, 人们对汽车的研究、设计还停留在汽车的动力性和使用性方面, 制造技术落后, 质量低下, 不可能把制动抖动作为重点问题进行研究。到20世纪80年代, 人们开始注意到这一问题, 尤其是近年来, 汽车的行驶安全性和乘坐的舒适性成为人们对汽车性能关注的热点, 制动抖动问题就显得越来越突出, 越来越受到人们的关注。
由于制动抖动现象影响因素多, 机理复杂, 到目前为止, 对制动抖动现象尚未有一个准确的描述, 问题也就不可能得到解决。虽然这方面的研究工作, 像对抖动现象的试验研究、对激励源以及传递途径的仿真分析等时有报道, 但仍没有实质性的进展。
下面我们将本着解决实际问题的出发点, 着重从制动抖动的发生机理、当前可行的解决措施以及进一步的探索思考几方面进行讨论, 希望能有一点实际意义。
2 制动抖动的产生机理及其因素
2.1 制动抖动的产生机理
制动抖动是由制动引发的一种强迫振动。产生的原因有二:制动压力波动和制动力矩波动。
制动压力波动将通过制动管路的传递途径使制动踏板抖动, 无需赘述。下面将着重谈一下制动力矩波动的影响。
当制动力矩由于某一参数发生变化而波动时地面制动力以与其制动力矩波动相应的规律发生波动, 通过车轮、轴承等联接件传递到制动器, 使制动器产生同样规律的振动, 车架传递又将这一振动放大, 最终造成转向系统的转向盘和车身的地板抖动, 出现制动抖动现象。
制动力矩的大小与制动盘的接触面积、压紧压力、制动盘材料的摩擦系数和等效作用半径成正比, 可用公式T=p Aμr来表达。
式中T为制动力矩;p为接触压力;A为接触面积;μ为摩擦系数;r为摩擦力等效作用半径。
显然, 当制动盘的接触面积、压紧压力、摩擦系数、等效作用半径任何一个发生变化时, 制动力矩都会随之变化, 引起制动力矩波动。在实际的制动过程中, 这些参数都不可避免地时刻在发生着变化, 制动抖动也就随时以不同程度地存在着。
2.2 产生制动抖动的各种因素
前面谈到, 制动抖动是制动压力波动和制动力矩波动造成的, 下面将对引起这些波动的因素逐一分析。
2.2.1 制动盘厚薄差
制动盘各点的厚度如果不相等, 尤其是制动盘的厚度沿圆周方向不相等, 制动时的接触压力就各处大小不等, 就会引起制动力等效半径产生变化, 造成制动力矩的大小波动。制动盘各点的厚度不相等, 还会导致制动分泵的活塞轴向窜动, 使制动压力产生波动。
造成制动盘各点厚度不均的因素很多, 比较明显的是加工误差、非制动状态磨损和制动过程中的热效应, 这些都可以导致制动盘厚薄差的产生。
加工误差虽然不可避免, 但通过提高加工精度和装配精度是可以得到控制的, 其影响程度并不严重。
非制动状态磨损不仅是难于避免, 而且影响较大。当制动过程结束之后解除制动时, 浮动钳往往不能立即回位, 致使制动盘和摩擦块之间在局部上有轻微的接触, 长期不断地摩擦就会使制动盘产生厚薄不均的现象。
热效应问题。制动盘在制动过程中由于摩擦的作用将使温度升高, 制动盘外圈的线速度相对内圈而言其线速度要高, 因此, 外圈的温度就会更高, 在外圈产生一个热环, 而这个热环不可能均匀规则, 会成为一个个的热点或热点区域, 其温度最高可达800℃, 制动盘的巨大温差会导致制动盘发生翘曲变形, 其结果是产生了制动盘厚薄差, 这就是所谓的热效应。
2.2.2 制动盘端面跳动
制动盘的端面跳动与制动盘的厚薄差相类似, 其导致制动抖动的机理相同, 不再赘述。
制动盘端面跳动的产生主要是由加工误差和装配误差造成的, 此外, 外力作用也不可忽视, 当车轮大角度转弯或强烈颠簸时, 通过连接件的传递也会引起制动盘的端面跳动。
2.2.3 摩擦系数的不稳定性
在制动过程中, 摩擦系数是不稳定的。我们知道, 静摩擦系数远远大于动摩擦系数;温度升高, 材料的表面硬度降低, 摩擦系数就会变大。而制动时的相对速度和温度都处于不确定的动态变化之中, 导致了摩擦系数的不稳定性。
以上对引起制动力矩波动和制动压力波动的三个主要因素进行了简要的论述, 但还有一个将制动力矩波动和制动压力波动放大而影响制动抖动的重要因素尚未讨论———悬架特性和转向系统的影响。
制动力矩波动和制动压力波动引起的振动最终造成车辆的制动抖动, 是通过悬架、车架以及转向系统来传递的。当制动力矩波动和制动压力波动的频率与悬架、车架或转向系统的某一个固有频率相等或接近时, 就会发生共振, 将振幅放大, 引起强烈振动。
3 当前可行的解决措施
3.1 从设计方面考虑
3.1.1 制动盘的抗翘曲性。
针对制动盘的翘曲问题, 通过对制动盘形状、材料的研究设计, 使其具有良好的抗翘曲性。
3.1.2 减少非制动状态下的磨损。
非制动状态下的磨损是由于解除制动时制动盘分离不彻底或不及时造成的, 如果对浮动钳导向销等部件改进设计或者采取其它措施就可以减少非制动状态下的磨损。
3.1.3 合理总体设计。
对整车合理地进行改进设计, 可使整车对制动盘厚薄差不太敏感, 减弱由此引起的制动抖动。
3.1.4 将悬架和转向系统的固有频率与制动力矩波动和制动压力波动的频率错开, 避免发生共振。
合理设计还能使振幅抵消一部分, 更好地抑制制动抖动。
3.2 从加工和装配方面考虑
提高加工精度和装配精度, 减少制动盘厚薄差和端面跳动, 可以减弱车辆的制动抖动。
3.3 从使用维护方面考虑
使用维护不当, 不仅影响制动器的制动性能和使用寿命, 也会引起车辆的制动抖动。比如, 制动衬块的排屑槽被异物覆盖, 制动时将失去排出尘土、刮去水分的作用, 使制动力降低;制动衬块的正常磨损;制动衬块和钳体之间的间隙过大;轮缸内活塞密封圈弹力不足会引起制动盘与摩擦块的拖磨。这都需要定期检查, 根据具体情况进行清洁、调整、更换零件或焊锡、涂镀。
3.4 在车修复
基于制动抖动发生的普遍性和广泛性, 以及制动抖动的复杂性和不确定性, 在车修复是一个很好的选择。它是借助于在车修复车床, 在安装状态下修复制动盘, 使其厚薄差和端面跳动控制在允许范围内。一次修复到位, 避免了安装误差。
4 进一步的探索思考
随着人们对汽车性能要求的不断提高, 盘式制动器的制动抖动问题日益突出, 而有关制动抖动问题的研究目前还处在初级阶段。多数专业人士正致力于通过理论模型和仿真模型的建立进行试验研究, 探析盘式制动器制动抖动发生的根源和传递途径, 但是行车制动的实际工况与仿真模型的工况相差较大, 摩擦系数、制动等效半径都是随时变化的, 悬架和车架也不是绝对的刚体, 再加上其它一些不确定因素, 这项工作如此研究在短时期内很难应用到实际当中去, 而人们对这一问题解决的需求却较为急迫。这就需要我们另辟蹊径, 一边通过理论模型和仿真模型的建立进行试验研究, 一边探索解决这一问题的实际办法———补偿法。
用来解决盘式制动器制动抖动问题的补偿法既是一种新思维, 也是上述谈到的“从设计方面考虑着手”和“在车修复”的进一步思考与提升, 就是针对盘式制动器制动抖动问题, 认真研究制动抖动的影响因素, 从细部结构和材料上着手, 设法克服这些主要因素的影响, 从而达到减弱制动抖动的目的。
譬如, 针对制动盘厚薄差这一影响制动抖动的因素, 可以在制动盘的表面浇铸或涂镀一层用来补偿厚薄差的材料, 如果对巴氏合金材料进行改进, 改善其烧结性能, 可能会满足这一要求。这一想法并未完善, 只是一种思路, 希望能给研制人员一点启示。
又譬如, 针对制动盘端面跳动这一影响制动抖动的因素, 可以用特殊材料补偿法, 也可以通过细部结构的设计来补偿。
补偿法是针对影响制动抖动因素的动态变化而采取的尺寸补偿措施, 无论制动抖动的发生原因是什么, 发生机理如何, 都可以采用补偿法减轻制动抖动或抑制制动力矩波动和制动压力波动的放大。但其实质上是对制动装置的轻度柔化, 有可能降低制动力矩, 影响制动性能。基于此两方面考虑, 实际应用时在柔化程度上要恰当, 要在保证制动性能的前提下去补偿。
5 结束语
气压盘式制动器满足了未来各种汽车向高速、重载、舒适化程度和安全性高的方向发展, 其美中不足的是制动抖动问题越来越显得突出, 关于这方面的研究正不断地深入, 并向着广思路、多方位的方向延伸。无论是理论模型和仿真模型的建立, 还是当前可行的解决措施, 以及诸如补偿法的实践尝试, 都有默默工作的专业人士在努力着。在未来几年内这一问题将会得到满意的解决, 气压盘式制动器在国内将会得到更加广泛的应用。
参考文献
[1]制动引起的方向盘抖动现象试验研究宁国宝, 张立军, 尹东晓等.中国工程机械学报, 2004, (3)
[2]盘式制动器制动抖动问题概述余卓平, 尹东晓等.汽车工程, 2005 (3) .
[3]制动盘端面跳动引起制动力矩波动的建模分析宁国宝, 张立军, 尹东晓.同济大学学报 (自然科学版) 34 (8) .
[4]制动引起的转向盘抖动的传递途径试验研究宁国宝, 张立军等.汽车工程, 2006, (1) .
[5]表面波纹度在磨损过程中变化机理的研究胡俊标.机械制造, 2001 (6) .
[6]盘式制动器制动抖动研究综述李运超, 吴光强, 盛云. (同济大学汽车学院, 上海201804)
[7]汽车气压盘式制动器结构特点和发展魏小华.科技信息 (学术版) , 2007, (31)
[8]汽车气压盘式制动器的结构特点与性能分析严波, 徐达.专用汽车, 2005, (4)
加载用盘式制动器的模态分析 篇4
关键词：加载,盘式制动器,模态,频率,振型
0 引言
模拟加载技术是指通过各种方式控制加载装置使其按照预先设定的运行方式和给定的载荷谱运行, 达到模拟各种传动装置实际或是近似工作环境的目的, 从而能真实地评定出传动装置的实际机械性能。常用的加载方式有机械式、液压式、测功机式等。采用盘式制动器作为加载装置, 具有可以通过调节液压泵站的油压来控制制动力矩的变化、测试范围较大、成本较低、便于安装和调试等优点, 因而得以广泛应用[1]。由于加载过程中制动盘高速旋转, 其振动特性对加载精度有较大影响。文章主要对加载用盘式制动器进行模态分析, 为加载精度的提高提供理论参考。
1 盘式制动器有限元模型的建立
1.1 总体结构
加载用盘式制动器主要包括摩擦盘、摩擦片、卡钳、支架等部分。文章采用的两摩擦片常开盘式加载装置, 如图1所示。
1.2 材料属性
摩擦盘的弹性模量为136 GPa, 泊松比为0.3, 密度为7 280 kg/m3;卡钳的弹性模量为160 GPa, 泊松比为0.3, 密度为7 850 kg/m3。
1.3 网格划分
制动器零件一般选用实体单元进行网格划分, 根据模型的实际情况, 分别采用了两种实体单元划分网格, 摩擦盘形状规则, 选用solid45单元划分网格, 其余模型包括柱形结构, 选用solid92单元划分网格。
1.4 位移约束
在ANSYS的模态分析中, 零位移约束是唯一有效的载荷, 而且所有的位移约束都是相对节点坐标系而言的。考虑到加载装置的工作情况, 对摩擦盘和卡钳分别施加了相应的位移约束。 (1) 摩擦盘位移约束施加在内圈节点, 首先选中摩擦盘内圈所有的节点, 然后使用节点约束的方法限制其径向和轴向的位移。 (2) 卡钳体通过导向销与支架固定, 能够沿轴向移动, 当油缸充满油液时, 活塞向主动摩擦片施加制动力, 同时反作用力又推动卡钳连同从动摩擦片向反向运动, 直到两侧的摩擦片与摩擦盘完全贴合为止。因此需要限制销孔处X方向和Y方向的位移。制动器摩擦盘与卡钳的有限元模型如图2所示。
2 摩擦盘模态分析
高阶模态分析容易引起一定的计算误差, 并且高频率相对来说较难被激励, 因此分析中只提取摩擦盘前1~6阶的固有频率和振型频率分别为391、422、557、1 133、1 423、1 984 Hz, 振型如图3所示。
从图3可以看出摩擦盘的1阶振型主要表现为两边相对于中心线的对折运动, 摩擦盘属于圆盘结构, 结合振型动画可知其振动中心线相差180°, 对应的频率值为391 Hz;第2阶振型主要表现为内孔固定, 其余部分由外向内的轴向运动, 对应的频率值为422 Hz;第3阶振型主要表现为对称中心线相差180°的两两对折运动, 对应的频率值为557 Hz;第4阶振型主要表现为对称中心线相差60°的两两对折运动, 对应的频率值为1 133 Hz;第5阶振型主要表现为柱坐标系下的扭转运动, 对应的频率值为1 423 Hz;第6阶振型主要表现为对称中心线相差45°的两两对折运动, 对应的频率值为1 984 Hz。
3 卡钳的模态分析
卡钳的前6阶固有频率分别为457、559、663、894、1 083、1 201 Hz, 振型如图4所示。
从图4可以看出, 卡钳的1阶振型表现为两侧摆沿轴向绕根部的相向摆动, 对应的频率值为457 Hz;2阶振型表现为两侧摆沿轴向绕根部的同向摆动, 对应的频率值为559 Hz;3阶振型表现为某一侧摆绕根部的扭转运动, 对应的频率值为663 Hz;4阶振型表现为两侧摆上下两端绕根部的同向摆动, 对应的频率值为894 Hz;5阶振型表现为两摆板上下两端绕根部的相向摆动, 频率值为1 083 Hz;6阶振型表现为某一侧摆沿轴向的对折弯曲运动, 频率值为1 201 Hz。
4 结论
从上面的分析可以看出摩擦盘的固有频率及其振型具有一定的规律, 呈现明显的对称特征;因为只限制了导向销孔X方向和Y方向的位移自由度, 因此卡钳的1阶模态为刚体模态, 这里忽略不计;对比图3、4可以看出摩擦盘的第3阶频率和卡钳的第2阶频率十分接近, 十分容易引起共振。一旦外部激励达到该频率范围时, 将引起整个系统的强烈振动。因此在实际应用中应该避开该频率范围, 以免造成对实验精度的影响以及试验台的损坏。
参考文献
盘式电磁制动器 篇5
关键词：通风盘式制动器,热—机耦合,热变形,热抖动
1 引言
汽车制动是利用制动器摩擦副之间的摩擦来达到减速或停车的目的。在实际制动过程中, 由于摩擦引起的热载荷的循环作用, 制动盘承受的交变循环热应力会使制动盘表面产生非均匀变形。导致制动盘承受的接触压力发生变化, 引起制动盘抖动。
制动过程是一个复杂的热—机耦合过程, 制动盘的热变形、热抖动、热弹性失稳都是典型的热机耦合问题。目前对制动盘制动过程中的热—机耦合研究主要应用数值方法且主要集中在制动过程中制动盘的瞬态温度场分布及应力分布[1,2,3,4], 但是对于制动过程中由热机耦合所引起的制动盘抖动现象研究较少。
本文以某轿车实际应用的通风盘式制动器为对象, 应用有限元软件ABAQUS建立了通风盘式制动器的三维瞬态热—机完全耦合的有限元模型, 对紧急制动过程中制动盘的瞬态温度场、应力场及热变形进行模拟仿真, 基于仿真结果研究制动盘热抖动现象产生机理。
2 热-机耦合有限元模型的建立
2.1 制动系统物理模型建立
目前一般应用制动惯性试验台来检测制动器的性能, 试验台是采用旋转的惯性飞轮来模拟汽车平动引起的动能和和旋转部件转动引起的动能。基于《QC/T564—2008乘用车制动器性能要求及台架试验方法》, 将制动试验简化成图1所示的物理模型, 有限元模型由16205个C3D8T和751个C3D6T单元组成, 连接轴和制动盘应用Tie技术连接在一起。
惯性飞轮转动惯量为:
式中:Ga为汽车满载质量;b为汽车重心至后轴的距离;hg为满载时重心的高度;L为前后轴距;R为轮胎滚动半径。
2.2 基本假设
(1) 不考虑制动过程中可能出现的车轮抱死情况;
(2) 制动盘与摩擦片接触界面为理想平面, 摩擦符合库伦定律;
(3) 作用在摩擦片上的制动压力保持不变;
(4) 制动盘和制动片均为各向同性弹性材料;
(5) 不考虑制动盘及摩擦片的磨损, 认为动能全部转化为摩擦热而被制动盘和摩擦片吸收;
(6) 制动过程中, 环境周围温度保持不变。
2.3 制动系统的结构尺寸和材料参数
某国产轿车前轮采用的通风盘式制动器结构参数如表1所示。
制动盘材料为HT250, 密度为7220kg/m3;摩擦片为树脂基复合材料, 密度1550kg/m3, 泊松比均为0.3。计算分析所需参数见表2和表3[5]。
2.4 热传导模型建立
制动系统的三维温度场T (r, θ, z, t) 满足如下非稳态导热微分方程[3]:
式中:λ为导热系数W/ (m·K) , ρ为密度 (kg/m3) , c为比热 (J/kg·K) 。
该系统包括两类边界条件: (1) 热流密度输入边界条件; (2) 对流和辐射散热边界条件。根据制动过程中摩擦片相对于制动盘的位置, 在摩擦片和制动盘接触区域上施加移动热流密度载荷;其它表面施加对流换热边界条件。由于制动过程中, 制动盘温度不是特别高且制动时间较短, 忽略辐射换热的影响。系统的初始温度与环境温度相同。
2.4.1 热流输入模型
将制动过程中摩擦生热等效为瞬时移动面热源加载于摩擦面上, 制动器热流输入密度为:
式中:μ为摩擦系数;r为摩擦接触半径;ω为角速度;p为接触压力。输入到摩擦片和对偶制动盘热流密度为qp和qd, 热流密度分配系数γ定义为[4]:
2.4.2 对流散热模型
在制动盘的温升过程中, 对流换热系数hc不是一个定值, 而是随着制动盘的转速和温度变化而变化。制动盘在制动过程中的对流散热, 属于受迫对流散热, 其对流换热系数随转速线性变化[6]。
当Re≤2.4×105时, 按照层流公式计算, 即
当Re>2.4×105时, 按照紊流公式计算, 即
式中:ka为空气的导热系数;D为制动盘的外径;Re为雷诺数, 定义为:
其中:ω为制动盘角速度;ρa为空气密度;Lc为制动盘特征长度;ua为空气粘度。
由于摩擦片是装在制动钳内, 其表面对流换热系数可按有限空间的自然对流换热系数计算, 其对流换热系数为h=5.3W/m2·℃。
2.5 位移及载荷边界条件
约束摩擦片外表面r, θ方向的位移自由度, 约束惯性飞轮和制动盘旋转中心除绕z轴旋转以外的所有自由度。汽车以100km/h初速度紧急制动, 那么对惯性飞轮旋转中心施加初始角速度ω0=V0/R=87.63s-1;摩擦片外表面施加3.45MPa的制动压力;系统初始温度设为25℃。
2.6 热—机耦合分析
制动时在制动盘表面上形成旋转移动的面热源, 作为输入的摩擦热流产生对制动盘周期性的热冲击, 形成不均匀的温度场。制动盘在非均匀温度场作用下会引起不均匀的应力场和应变场变化, 热变形的差异将直接影响接触状态和接触压力, 接触状态和接触压力的改变反过来又会影响制动盘的热变形和热流输入密度, 因此制动过程中温度场和应力场是完全耦合的。
3 结果及分析
3.1 制动盘的温度场和应力耦合场分布
在考虑摩擦情况下, 对制动过程进行模拟, 得到制动时间为3.7s, 制动盘一共旋转了25.8圈。由模拟结果得知, 制动时间1.0s时, 制动盘的温度分布和应力分布是相当不均匀的, 高温度和高应力区主要分布在制动盘表面摩擦环附近。
选取制动盘剖面上的一些节点, 如图2, 研究各节点的温度和应力随时间变化的情况, 可知同一节点处的温度与等效应力都是交变的, 呈周期性变化, 且在制动中期波动最大, 初期和末期波动较小, 如图3。
在制动过程中, 摩擦片在制动盘表面上滑动形成移动热源, 在摩擦表面上的节点在摩擦接触范围内受到热流输入, 温度升高, 离开摩擦接触范围后, 热流输入停止, 由于对流换热的影响, 温度降低, 这种移动热源和对流换热的交替作用, 以致图3中的温度变化曲线呈锯齿形状, 升温和降温交替进行, 在制动初期, 由于转速高, 输入的热流强度大, 各点温升变化很快;在制动中期, 随着转速不断降低, 输入热流强度也不断减小, 故各点温升变化变慢;而到了制动后期, 盘的热传导和对流换热的作用大于输入热流的作用, 温度开始逐渐下降。
按照热流输入公式 (3) , 半径越大, 热流输入强度就大, 温度值就越高, 因此, 节点2、3、7的温度最高, 但外侧节点1与内侧节点6所处位置在摩擦区域外, 所以温度较低, 而节点1略高与节点6, 节点4、5的半径较小, 因此温度略低, 各节点的温度差异还与接触压力和对流散热条件有关。
摩擦区域温度的间歇性改变, 形成制动盘的间歇性改变的热应力, 因此产生的等效应力变化曲线与温度变化曲线类似, 在摩擦接触区域的中心位置, 节点7的震荡幅值最大, 沿中心往两侧, 震荡的幅值逐渐减弱, 其波动的次数与温度波动次数相一致, 见图4。
从温度和应力变化曲线波动的由快变慢也反应出制动盘转速逐步降低的特性。由此可见, 制动盘转动过程中形成的时变的移动热载荷是制动盘温度场和应力场周期性波动的主要原因。
3.2 制动盘的热变形
制动盘翘曲是指制动盘在制动过程中失去平面度, 制动盘工作面整体向同一方向变形, 呈圆锥化。翘曲也是制动过程中热—机耦合的一种体现。
制动盘盘面和盘毂处存在较大的温度梯度, 在其内部会产生很大的热应力, 不均匀分布的热应力是制动盘向内侧翘曲的主要原因。
图5为不同时刻制动盘表面各节点轴向位移沿径向分布曲线, 可以看出, 摩擦表面在热应力的作用下发生轻微的弯曲, 整个摩擦面变形呈鼓形, 且弯曲的程度在制动过程中不断增大;制动盘外径处的轴向位移大于内径处的轴向位移。
选取节点7, 计算其在不同时刻沿周向的轴向位移量, 分析得知, 制动盘的轴向位移沿周向也不是均匀分布的, 呈波浪状;轴向位移在制动过程中是不断增大的, 摩擦接触区由于受到接触压力的作用, 其轴向位移要小于非摩擦接触区的轴向位移。
制动过程中制动盘产生的热变形, 除了发生翘曲之外, 制动盘的厚度也会发生变化。取制动盘摩擦半径处内外侧表面的节点7、8的轴向位移作差就可得到制动盘的厚度变化量。分析计算结果表明, 制动过程中制动盘的厚度是被压缩的, 且压缩量在制动过程中不断增大。摩擦接触区厚度要小于非接触区的厚度, 这是因为摩擦接触区的热应力要大于非接触区的热应力。
3.3 制动时的热抖动
制动过程中随着制动盘温度的升高, 会引起制动盘的热膨胀和变形, 各处的温度差异所产生的热膨胀与热变形也不同, 温度导致制动盘变形并影响接触区域, 在受热的情况下, 制动盘与制动摩擦片接触面积会产生变化, 引起制动盘局部应力过大, 从而影响到制动盘的摩擦系数的变化, 厚度的变化, 制动压力的波动, 等效半径的变化, 这些都会导致制动抖动。
制动盘的热变形导致的接触状态和接触压力的变化, 使制动力作用点方向和位置发生变化, 从而产生制动热抖动。热抖动时由于制动时制动盘温度的急剧变化使得制动系统发生的自激振动, 其抖动频率与车轮的转速成正比。
对制动盘表面节点进行仿真计算, 输出各节点的轴向加速度时间历程曲线, 可分析得出制动过程中各节点的轴向加速度也是在不断波动的, 制动初期波动较快, 后期波动很慢, 在制动时间前1.5s之内, 轴向振动很快, 是热抖动发生的主要时间段。
通过分析制动盘的角速度变化可知, 制动过程基本上是匀减速运动, 但角速度在匀减速过程中有所波动。
为了分析制动盘的温度、应力、位移、加速度等变化曲线的频率波动变化特性, 对温度、应力、位移、加速度等曲线进行时频分析, 估计其变化的瞬时频率。由于温度、应力、位移变化曲线均为非平稳信号, 可以采用短时傅里叶变换, 假定在一个短时间间隔内是平稳的, 通过近似进行整周期采样, 把等时间间隔采样看成等角度间隔采样, 从而计算出时变信号的局部段落的弦波成份的频率与相位[7]。
对各个节点的位移、加速度、温度、等效应力的时间历程曲线进行非平稳信号的时频分析得到如图6的结果。由图6可以看出温度、应力和轴向位移的波动频率与制动盘的转动频率呈较明显的一阶关系;加速度与外力作用直接相关, 制动盘两侧表面分别受到摩擦片的接触压力的作用, 相当于有两个轴向外力源, 故轴向加速度波动频率与转动频率呈较明显的二阶关系。因此, 制动盘每旋转一周, 温度、应力和轴向位移均波动1次, 轴向加速度波动2次。热抖动产生的激励频率与车轮转速频率相同, 频率主要为8～14Hz, 对应的车速范围为60～100km/h。
4 结论
(1) 制动过程中形成的温度场和应力场是相互耦合的, 温度场和应力场的波动频率与制动盘的转动频率相一致的, 制动盘转动过程中形成的时变的移动热载荷和对流换热的共同作用是制动盘温度场和应力场波动的主要原因。
(2) 在不均匀的热应力的作用下, 会导致制动盘产生向盘毂内侧翘曲和厚度变化的热变形。
(3) 制动盘的热变形还影响接触状态和接触压力, 导致制动力作用点方向和位置发生变化, 从而引起制动热抖动现象。
参考文献
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盘式电磁制动器 篇6
安全性与舒适性是现代汽车发展所追求的两个重要方面, 汽车盘式制动器因其制动效能稳定、水稳性好、尺寸小输出力矩大、散热好、保养方便等特点能很好地满足现代汽车发展的要求。汽车盘式制动器庞大的市场需求严重压缩了汽车盘式制动器的设计时间, 汽车盘式制动器的优化设计引入遗传算法能很好地解决设计时间问题。制动力矩最大是汽车盘式制动器安全性的重要保证, 同时根据工程经验, 汽车盘式制动器的温升对汽车盘式制动器的寿命起决定性作用[1,2], 因此选用这2 个参数作用优化设计目标。
1 汽车盘式制动器制动力矩的确定。
如图1 所示, 利用微积分可以算出摩擦片作用于汽车盘式制动器上的制动力矩为
其中:q为单位面积上的压力;μ 为摩擦片的摩擦因数, 取μ=0.4;θ 为摩擦片圆心角。
制动器两侧力矩和为:;制动力矩由液压推动活塞获得, 由平衡力可得q A1=PS, 即
式中:dw为液压轮缸直径, mm;p为液压缸内的压强, MPa;R1为摩擦片内半径, mm;R2为摩擦片外半径, mm。那么
令。Re通常称为制动器的有效制动半径。
2 制动器表面温升的确定
一次紧急制动后汽车的机械能转化成热能。为使问题简单化, 假设汽车在平地上行驶, 因此机械能为汽车的动能。根据能量守恒定律则有:△t=tf-ti=αE/ (JmdCd) 。式中:E为轿车制动前的动能;α 为单个制动器所分配的热量占全部热量的比例系数, 对于前制动器 α=β/2;J为热功当量, 取J=0.998 N·m/J;md为制动盘的质量, 其值为 (实心盘) , kg;ρd为制动盘的密度, 对于钢 ρd=7.8×103kg/m3;Cd为制动盘比热, 对于钢取Cd=460.46J/ (kg·K) [6]。ti、tf为制动前后制动盘的温度, K,
3 盘式制动器优化设计数学模型的建立
现以丰田汽车某型号的前轮盘式制动器为例进行优化设计, 前轮为实心盘, 其相关参数值如表1 所示。
制动盘的许用温度[tmax]=260 ℃、材料为钢, 初始温度ti=35 ℃, 比能量耗散率[e]=6 kg/mm2, 油缸的许用油压[pmax]=12 MPa。油缸壁厚tc=6.5 mm[6]。
3.1 数学模型参数的确定
在汽车盘式制动器中, 分别设摩擦片的内外半径R1、R2、液压活塞的直径dw、汽车盘式制动盘的厚度a、直径D、油缸内压强P为:X=[R1, R2, dw, a, D, P]T=[x1, x2, x3, x4, x5, x6]T, 所选的这6 个参数直接决定着汽车盘式制动器的性能与结构是否合理。
3.2 目标函数的建立
经过分析选用制动力矩和制动温升作为目标函数。制动力矩关系着汽车制动器的安全, 制动力矩最大能在紧急时刻在最短的时间与距离下使汽车停下来[2], 同时汽车制动器制动产生的热量会使汽车制动器温度升高, 温度过高会引起汽车制动器龟裂失效, 这威胁到汽车安全性, 所以也把制动温升作为另一个优化设计目标。
1) 制动力矩最大, 即
2) 制动温升最低, 即
由于分目标是两种不同性质的目标函数:第一种为目标函数值愈大愈好;另一种为目标函数值愈小愈好。故可采用乘除法来统一目标函数[3]:
4 数学模型约束条件的确立
汽车盘式制动器的约束条件分为性能条件约束与结构条件约束, 性能条件约束由汽车行驶条件、汽车自身设计结构和制动系统所选用材料决定, 结构条件约束取决于汽车制动器各部件安装时的空间配合。
4.1 性能条件约束
1) 为防止车轮打滑, 制动力矩不应大于车轮与地面的附着力矩, 即, 得G1 (x) =λπx32x6-magβ≤0。其中, λ 为可靠系数, 取1.15[6]。
2) 一次紧急制动后制动盘的温度不得超过[tmax], 即tf=2βE/ (Jπx52x4ρdCd) +ti≤[tmax], 得G2 (x) =2βE/ (Jπx52x4ρdCd) -[tmax]+ti≤0。
3) 油缸内压力P0不应超过规定的值[Pmax], 即G3 (x) =x6-[Pmax]≤0 。
4) 比能量耗散率约束。比能量耗散率与汽车盘式制动器的寿命与安全息息相关, 设计的数值太高会加速摩擦片的磨损, 减短使用寿命, 甚至会由于温度太高引起汽车制动盘龟裂失效, 因此所施加的约束为e1≤[e]。双轴汽车的单个前轮的比能量耗散率分为。式中:δ 为汽车回转质量系数;v1、v2为制动初速度和终速度, m/s;j为制动减速度, m/s2;t为制动时间, s;A1为前制动器摩擦片的摩擦面积, mm2。在紧急制动下v2=0, δ=1。t= (v1-v2) /j, A1=π (R22-R12) θ/ (2π) = (R22-R12) θ/2, 因此e1=δj (v1+v2) /[ (R22-R12) θ]≤[e], 则G4 (x) =δj (v1+v2) /[ (x22-x12) x7]-[e]≤0。
4.2 结构约束
1) 制动盘尺寸与轮辋尺寸关系为:0.7D0≤D ≤0.79D0;G5 (x) =0.7D0-x5≤0, G6 (x) =x5-0.79D0≤0。
2) 摩擦片外径不能越过制动盘R2+△1≤D/2;G7 (x) =x2-△1-x5/2≤0。
3) 摩擦片内径应大于轮毂, 不能与轮毂产生干涉。Dg/2+△2≤R1;G8 (x) =Dg/2+△2-x1≤0。
4) 油缸不应与轮毂发生干涉。dw/2+tc+Dg/2≤ (R1+R2) /2;G9 (x) =x3/2+tc+Dg/2- (x1+x2) /2≤0。
5) 内外径的比太大容易导致外径磨损严重不利于制动器的安全与稳定, 过小会使制动力矩太小而达不到有效制动效果。1.27≤R2/R1≤1.63;G10 (x) =1.27-x2/x1≤0, G11 (x) =x2/x1-1.63≤0。其中 △1、△2为空间余量, 取 △1=2 mm、△2=3 mm。
对以上数学模型利用MATLAB优化工具箱中的遗传算法进行优化求解, 所得结果如表2 所示。
通过表2 我们可以看出, 优化后力矩明显增大, 增大幅度为19.4%, 这是由于摩擦片内半径与外半径的增大使得制动力矩的明显增大。而温升小幅上升且在允许范围内。其他各参数变化不大, 达到了优化的目的。
参考文献
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盘式电磁制动器 篇7
车辆的制动过程其实质是制动盘和摩擦块之间相互摩擦将车辆动能转为热能的过程。目前,车辆速度不断提高,以及新型技术如ABS的发展,使得车辆可以在更短的时间内停车,因此对目前的制动系统提出了更高的要求。对盘式制动器的结构进行特殊设计,可以使得制动力矩和制动盘表面摩擦因数成线性变化,从而使其失效几率大大降低。
近几十年来,国内外许多学者已经对制动器进行了深入的研究。Voller利用计算机流体力学(CFD)分析发现车辆制动器的散热特性与盘式制动器外表面有直接的关系[1]。Choi对比了普通实心制动盘和螺旋式通风盘式制动盘两种制动盘的散热能力,并使用有限元分析技术模拟制动盘在重复制动下的温度分布状态[2]。
1 制动盘生热和传热理论
1.1 盘式制动器的制动发热理论
制动器的散热能力对于保证制动系统的稳定运行起了关键的作用。车辆制动过程中,通过制动盘转子和摩擦块的相互滑动摩擦使车辆的动能转化为热能,从而降低了车辆的转速。对于长时间的重复制动,产生的热量如果不能及时散发将会对制动性能造成极大的影响,因此我们有必要对其进行研究。
1.2 盘式制动器的散热理论分析
传热的本质是物体内部的分子、原子、电子动能向外传播的过程。热传递通常有热传导、热辐射、热对流3种方式。摩擦片主要通过与其相邻部件以热传导方式散热,与周围空气以对流和辐射的方式散热。根据车辆的基本参数,计算在制动过程中制动盘转子与摩擦块之间摩擦产生的热量:
其中:为温度梯度;A为制动盘导热面积;k为制动盘材料的导热系数。因为导热面积相对比较小,从而温度变化很小,因此制动过程的热传导可以忽略不计。
制动器自身的热辐射散发的热量可以表示为:
其中:σ为波尔兹曼数;ε为制动盘表面热辐射率;Arad为制动盘热辐射面积;TD为制动盘平均温度;T∞为制动盘周围环境温度。在计算热传递问题时,制动盘主要通过热对流方式与空气进行散热。因此我们研究制动盘表面温度分布时,主要考虑制动盘与空气间的传热方式。
2 制动盘不同材料属性
随着快速成型技术的发展,对不同材料的优化分布可以生产出拥有质量更轻和热特性更好的制动器。本文选择了目前使用广泛的新型材料:铝基复合材料、灰铸铁、碳纤维来进行热量分布对比。
铝基复合材料主要由Al-Si-C三种元素的合金组成,其耐磨性、散热特性、热稳定性好,密度小,仅为铸铁密度的40%,从而可以大大降低制动盘的重量。
灰铸铁是由Fe、C、Si三种元素组成的合金,灰铸铁因其具有良好的热性能、价格低、变形程度低、热传导性能好、可铸造性和机加工性能高等优点,成为车辆制动盘目前广泛使用的金属材料。
陶瓷碳纤维是高温条件下碳纤维与碳化硅合成的增强型复合材料。这种材料密度极低,不到铸铁材料的一半。
3 对盘式制动器进行有限元分析
首先需要使用ANSYS CFX对盘式制动盘进行建模,建模是进行分析最重要的一步,合理的模型可以保证后续计算的精度和可靠性。本文以奔驰C200轿车制动盘为例进行ANSYS CFX分析。表1 为奔驰C200轿车制动工况具体参数。
车辆在制动过程中,制动盘会绕着中心轴转动产生空气紊流,同时车辆也会向前运动,此时的空气流动为湍流,因此选择目前使用最多的k-e标准来解决空气湍流问题。由于本文主要研究的是在外界条件完全相同的情况下,不同材料制动盘的热量分布影响,因此分析时可以不考虑整车对制动系统的影响,从而简化制动器空气流场模型,大大减少了计算工作量。
3.1 用ANSYS CFX建立制动盘模型
使用ANSYS软件建立制动盘模型如图1所示。
网格划分后,要分析制动盘在制动过程的瞬态热分布,首先对制动盘模型进行稳态计算,此时设置车辆的制动初速度为90km/h。在ANSYS CFX中该系统包含了3个区域和3种类型的边界条件。分别建立静止空气域、旋转空气流场和制动盘固体区域,并设置制动盘固体区域起始温度为22℃。边界条件分别设为入口、出口和壁面边界。流体入口给定流速条件,数值设置为汽车的初始运行速度90km/h;流体出口压力相对于大气压力为零;壁面施加起始温度和相对压力后进行稳态计算,迭代次数设置为100次。稳态分析完成后保存文件,对模型进行瞬态分析。为了模拟车辆制动过程瞬态的温度变化,需要在转子表面设定与摩擦块等面积区域,以施加摩擦产生的热源。当汽车以90km/h的初速度紧急制动时,入口边界条件即为25m/s,出口边界压力为0Pa。车辆制动减速度为6.94m/s2,前处理设置后如图2所示。
3.2 网格划分和边界条件设定
该模型主要由制动盘固体区域、静止和旋转的空气区域3部分组成。静止和旋转空气区域均采用四面体网格单元划分,制动盘要先采用四面体网格单元划分后再对制动盘转子摩擦面进行网格细化加密。划分完毕后,各个域网格单元数和网格节点数见表2。
制动盘材料分别选取灰铸铁、铝基复合材料、碳纤维,灰铸铁、铝基复合材料、碳纤维的材料属性见表3,其温度的计算机仿真云图分别见图3~图5。
4 结论
根据计算机仿真的云图我们可知:不同材料的盘式制动器其表面温度分布大不相同;三者中碳纤维盘式制动器表面温度最高,其表面最高温度可达711K;铸铁材料制动盘在制动过程中最高温度为587K;铝基复合材料制动盘的温度最低,在制动过程中制动器表面最高温度仅仅为359K。
通过对3种不同材料的制动盘进行ANSYS CFX瞬态热分析,我们可以得知:汽车企业生产小功率低速车可以使用铸铁盘式制动器,因为其相对于其他材料温度升高幅度低且分布均匀;对于高级轿车而言,可以使用铝基复合材料这种散热特性相对较好的材料,可以使得制动性能受高温影响较小,制动性能相对更加稳定;赛车速度较快,空气对流明显增强,应该尽可能选择通风盘式碳纤维制动盘。
参考文献
[1]Voller G P,Tirovic M,Morris R,et al.Analysis of automotive disc brake cooling characteristics[J].Applied Science&Technology,2003,217(8):657.