基于Workbench開槽在制動鼓上的應用

成英豪， 徐萬紅

（沈陽工業(yè)大學 機械工程學院，沈陽110870）

0 引言

隨著當今社會經濟快速發(fā)展, 公路上的車輛不斷增加,載貨載客的車輛越來越多[1]。在行駛的過程中制動鼓內表面的散熱情況關系著制動鼓的使用壽命。根據有關的統(tǒng)計資料調查顯示: 在車輛本身問題造成的交通事故中,由制動系統(tǒng)故障所引起的事故占到總數的45%,而在制動系統(tǒng)中故障主要表現為“制動效能熱衰退”及“制動器疲勞破壞”[2]。因此，研究制動器中制動鼓的散熱具有重要的意義。在高速行駛過程內，鼓內表面溫度會有溫升，通過改變制動鼓結構，加快制動鼓內表面空氣流速，有利于制動鼓內表面散熱，此外，在汽車行駛過程中，制動鼓接觸面溫度也會急劇上升, 往往會造成接觸面產生不均勻的熱變形，因此對制動鼓內部空氣流場進行流體力學分析，能夠較為準確地看出改進后的制動鼓對于鼓內表面流速的變化情況。

目前干氣密封技術已經成熟，ZHANG等[3]在浮環(huán)密封上開設了槽形結構并分析了其穩(wěn)定性和碰磨情況,結果表明開槽要比無槽好，證明開槽是有利于結構穩(wěn)定性的。而制動鼓作為“旋轉機械”，依舊在國民日常生活、社會經濟發(fā)展、國防軍事中扮演著重要作用[4]。因此可對其內表面開干氣密封樣式螺旋槽，增強其內表面空氣流速。

本文運用CATIA進行了制動鼓的三維立體建模，運用了ANSYS Workbench 進行了鼓內表面空氣流速分析及靜力結構分析，可以為后續(xù)鼓式制動器的研究提供理論支持。

1 制動鼓模型結構的建立

選取輪胎內徑20 in，則輪轂直徑為

選取制動鼓工作內直徑D為420 mm，則制動鼓工作內徑與輪轂直徑比值為

根據國家規(guī)定，貨車制動鼓工作直徑D與輪轂直徑Dr應在0.70～0.83 mm范圍內，所以制動鼓內直徑φ420 mm選取合理。

轎車制動鼓壁厚為7～12 mm，中、重型載貨汽車壁厚為13～18 mm，本文選取壁厚為15 mm。制動鼓工作直徑及制動蹄片寬度尺寸系列ZB T24 005-89如表1所示。

表1 制動鼓工作直徑與制動蹄片寬度選取 mm

制動鼓工作直徑為φ420 mm時選取摩擦片寬度為150 mm，所以將鼓的高度設置為220 mm。制動鼓在工作時，制動鼓與制動盤相互連接，底盤厚度較多采為20～30 mm，本文取30 mm。

運用CATIA進行三維建模，建立內圓半徑為210 mm、外圓半徑為225 mm的草圖，拉伸高度為220 mm，向內拉伸30 mm，如圖1所示。

2 改進前鼓內流體域空氣流速分析

2.1 邊界條件參數設定及載荷工況的設定

將改進前制動鼓模型導入ANSYS Workbench中，對流體域進行邊界設定。

1）模擬工況。卡車的初始速度為60 km/h（即初始速度為v0=16.6734 m/s）

2）邊界條件。定義改進前制動鼓及外界空氣初始溫度為20 ℃，流體為空氣，因為模型為裸體圓柱，設置壁面為旋轉條件，流體區(qū)域為鼓內封閉區(qū)域，有一個氣體流出面，流體模型為湍流模型。

圖1 改進前制動鼓三維模型圖

圖2 改進前制動鼓內部空氣流速等高線圖

2.2 改進前鼓內氣體流速分析

改進前制動鼓內部空氣流速等高線圖如圖2所示，可以看出，改進前制動鼓內表面空氣流速大約為1.193～1.491 m/s, 最大空氣流速為2.981 m/s。

3 螺旋槽的深度及個數對制動鼓影響

3.1 改進后邊界條件及載荷工況的設定

將改進前制動鼓模型導入ANSYS Workbench中，對流體域進行邊界設定。

1）模擬工況?？ㄜ嚨某跏妓俣葹?0 km/h（即初始速度為v0=16.6734 m/s）。

2）邊界條件。定義改進后制動鼓及外界空氣初始溫度為20 ℃，流體為空氣，流體模型為湍流模型，流體區(qū)域不為中心對稱圖形，所以設置整個流體域，繞坐標軸旋轉，有一個氣體流出面，流體模型為湍流模型。

3.2 螺旋槽頂角到鼓面邊緣的距離對散熱影響

為防止開槽后的螺旋槽減小摩擦片與制動鼓的摩擦面積，根據鼓高220 mm、摩擦片厚度150 mm、制動底盤厚度30 mm及鼓內間隙，先將螺旋槽頂角到制動鼓面邊緣線距離設置為30 mm。

3.3 螺旋槽深度對鼓散熱影響

取含有螺旋槽形狀、大小、數目相同，深度不同的制動鼓進行仿真。

1）當螺旋槽開槽深度取為0.01 mm時，鼓內表面空氣流速大約為1.643～2.053 m/s，鼓內空氣最大流速為4.106 m/s，如圖3所示。

2）現將開槽深度擴大10倍，當螺旋槽開槽深度取0.1 mm時,鼓內表面空氣流速大約為1.712～2.140 m/s，鼓內空氣最大流速為4.28 m/s，如圖4所示。

圖3 槽深為0.01 mm鼓內空氣流速等高線圖

圖4 槽深為0.1 mm鼓內空氣流速等高線圖

可以發(fā)現，隨著螺旋槽深度的增加，鼓內空氣流速在逐漸增大。下面再將螺旋槽深度擴大10倍，取開槽深度為1 mm。

3）當螺旋槽開槽深度取為1 mm時，鼓內表面空氣流速大約為1.770～2.213 m/s，鼓內空氣最大流速為4.426 m/s，如圖5所示。

4）當螺旋槽開槽深度取9 mm時，鼓內表面被穿透，改變了強度，因此選開槽深度為1～8 mm，分別對鼓內空氣流速進行研究，如表2所示。

圖5 槽深為1 mm鼓內空氣流速等高線圖

從表2可以看出，隨著槽深度的增加，鼓內空氣流速及內表面空氣流速大體上呈現上升趨勢，且在槽深為5 mm和8 mm時，鼓內表面空氣流速有較大變化，變化范圍分別為1.787～2.234 m/s和1.795～2.244 m/s。

為了找到開槽深度范圍，現對開槽深度為5.5 mm和8.5 mm鼓內空氣流速繼續(xù)仿真研究，發(fā)現當槽深度為5.5 mm和8.5 mm時空氣最大流速都為4.491 m/s，鼓內表面空氣流速范圍也都為1.796～2.245 m/s。

3.4 螺旋槽深度對制動鼓強度的影響

為了得到一個更為準確的槽深范圍，現對槽深為5.5 mm和8.5 mm進行靜力學分析，簡化模型，設置一個固定面，材料為制動鼓材料（灰口鑄鐵），制動鼓整體繞坐標軸旋轉，轉速為5.3，得到等效應力圖分別如圖6和圖7所示。

由圖6和圖7可以看出，當槽深為5.5 mm時的等效應力最大為0.032 528 MPa，當槽深為8.5 mm，等效應力為0.038 063 MPa。由此可見，當鼓表面開槽深度為5.5 mm時鼓的強度較好。由表2可以看出，當鼓內開槽深度為6 mm時，鼓內空氣流速有了下降，所以在制動鼓表面開槽時深度應在5.5～6.0 mm間。

表2 不同槽深鼓內空氣流速表

圖6 槽深5.5 mm等效應力圖

圖7 槽深8.5 mm等效應力圖

3.5 螺旋槽個數對制動鼓影響

取含有螺旋槽形狀、大小、深度相同，數目不同的制動鼓進行仿真?？紤]到零件加工時對稱性容易加工，所以將開槽個數都定為偶數進行仿真。不同槽數下，鼓內空氣流速如表3所示。

由表3 可以看出，隨著開槽數的增加，制動鼓內空氣流速整體呈現增大趨勢，在開槽為8 mm時達到最大，鼓內空氣流速最大值達到4.495 m/s，鼓內表面空氣流速達到1.798～2.248 m/s，綜上所述，鼓內開槽數為8個時較為合適。

4 結論

運用CATIA借鑒干氣密封螺旋槽的特點，對制動鼓結構進行了改進，運用Workbench 對改進后的鼓內表面空氣流速及制動鼓強度作了仿真分析。

1）在制動鼓內表面開螺旋槽時，深度范圍應選取5.5～6.0 mm，螺旋槽個數應選取為8個，有利于鼓內表面空氣流速的增加，從而增強了制動鼓的內表面散熱；2）制動鼓內開螺旋槽有利于增強制動鼓的強度。

表3 不同槽數下制動鼓內空氣流速