Heat transfer numerical calculation of ventilated brake disc with internal fusion heat pipe
-
摘要: 为强化现有通风刹车盘(VBD)的散热，防止其发生热衰退，提高车辆的刹车安全性，提出了一种体内融合整体热管的新型通风刹车盘，即热管盘(HPD)；为检验HPD的传热性能及其改进效果，在相同工况的条件下对HPD、VBD进行了基于FLUENT的详细的传热数值模拟计算，通过数值计算探究了HPD的传热性能与3个影响因素，即充液率、热流密度、转速的内在关系，并将HPD、VBD的传热性能进行对比。研究结果表明：HPD的最佳充液率在小热流密度下(不大于4 700 W·m-2)为35%，在大热流密度下(大于4 700 W·m-2)为40%；HPD的热阻会随热流密度增加而下降，随转速的升高而增加；HPD传热效果较VBD有显著提升，譬如在充液率为35%、转速为23.1 rad·s-1、热流密度为5 839 W·m-2时，HPD的盘面平均温度及盘面最高温度较VBD可分别下降49和53 K，同时热阻可降低28%；HPD的盘面平均温度偏差虽略高于VBD，但因其强大的散热能力，HPD的局部超温反而得到改善；HPD联通空间设置的承压块保证了其结构强度和承压能力，且其预测失效循环次数较VBD还可增加269次。可见，提出的新型热管盘从强化传热着手，可明显降低其工作温度，从而提高通风刹车盘的寿命与刹车安全性。Abstract: In order to strengthen the heat dissipation of existing ventilated brake discs (VBDs), prevent thermal degradation, and improve the braking safety of vehicles, a new type of VBD incorporating an integral heat pipe in the body, i.e., heat pipe disc (HPD), was proposed. To examine the heat transfer performance of HPD and its improvement effect, detailed FLUENT-based numerical simulation calculations of heat transfer in both HPD and VBD were conducted under the same working conditions. The intrinsic relationships between the heat transfer performance of HPD and three influencing factors, namely liquid filling rate, heat flow density, and rotational speed, were investigated through numerical calculations, and the heat transfer performance of HPD was compared to that of VBD. Research results show that the optimal liquid filling rate of HPD is 35% at low heat flow densities (not exceeding 4 700 W·m-2) and 40% at high heat flow densities (exceeding 4 700 W·m-2). The thermal resistance of HPD decreases with increasing heat flow density and increases with increasing rotational speed. The heat transfer effect of HPD has been significantly improved compared to VBD. For example, at a liquid filling rate of 35%, rotational speed of 23.1 rad·s-1, and heat flow density of 5 839 W·m-2, the average and maximum temperatures of the surface of HPD reduce by 49 K and 53 K, respectively, compared to VBD. At the same time, the thermal resistance reduces by 28%. Although the deviation of the average temperature of the surface of HPD is slightly higher than that of VBD, the local over-temperature of HPD has been improved due to its superior heat dissipation ability. The pressurized blocks in the connecting space of HPD ensure its structural strength and pressure-bearing capacity. As a result, its predicted number of failure cycles is 269 times higher than that of VBD. So the proposed HPD can significantly reduce its operating temperatures by enhancing heat transfer, thus improving the lifespan and safety of VBD.
-
Key words:
- automotive engineering /
- ventilated brake disc /
- numerical simulation /
- heat pipe /
- two-phase flow /
- heat transfer
-
0. 引言
车辆制动时通风刹车盘(Ventilated Brake Disc，VBD)与刹车片会产生大量摩擦热，其中80%~90%的热量将被制动系统吸收，从而导致VBD温度升高，长此以往，VBD材料将出现裂纹、烧蚀等热衰退现象，致使制动性能下降，影响车辆行驶安全[1-6]。为提高VBD的制动性能，多年来学者们围绕制动时VBD的温度分布、热通量、材料耐温性及强化传热展开了研究。
其中，关于VBD的温度分布、热通量开展了以下研究：戴海燕等[7-8]利用有限元方法对VBD的温度分布进行了数值研究；韩宁等[9]应用有限元软件ABAQUS得出了低速时刹车盘的散热较好，高温区应力最小，升温幅度与时间呈线性关系，以及摩擦环附近区域与高温区的温差随速度增加的关系；刘洋[10]通过建立摩擦副的有限元模型对盘式制动器的热-结构耦合工作过程进行仿真分析，探究了制动片数量对制动器温度及应力的影响；孟祥宝等[11]基于ANSYS建立了某汽车盘式制动器三维实体模型，分析了紧急制动工况下刹车盘温度场与热应力的分布。
关于VBD材料的耐温性进行了以下研究：黄频波等[12]采用有限元方法分析了二维正交碳纤维增强碳化硅(C/Si C)复合材料制成的VBD在刹车过程中引起的非线性热力耦合行为，最高热应力为177 MPa，形变最大为0.12 mm；黄晓弟等[13]研制了一种钢面铝基刹车盘，与常用的铸铁刹车盘相比，可以减少30%以上的质量，且摩擦因数最大可提高15%；仇溢等[14]将氧化石墨烯均匀分散到酚醛树脂基制动材料中，相比未添加氧化石墨烯配方，刹车盘的磨损可减小12.32%；Pranta等[15]对刹车盘的灰铸铁和碳纤维增强聚合物材料进行了ANSYS分析对比，发现碳纤维增强聚合物材料的温度与变形最低，而灰铸铁的热通量最低。
关于VBD的强化传热，主要从其外形塑造及嵌入散热件两方面来进行。外形塑造主要是通过对刹车盘盘面划槽、打孔及改善叶片来进行。Ko等[16]使用数值方法分析了制动盘的温度分布，当通风孔孔径从13.0 mm扩大到17.6 mm时，制动盘温度相应下降3.0 ℃~18.7 ℃；杨立民[17]提出了径向通风制动盘, 能使散热表面积增加30%，承受的制动功率可高出传统VBD12%；Wang等[18]发现在相同转速下，叶片的高度会影响通风盘内部通道中的热传递，高度越大，传热系数就越大；郜立焕等[19]对通风刹车盘的S型长短叶片、S型叶片、直长短叶片、直叶片进行实体建模, 运用仿真模拟计算得到各种叶型的通风量，结果表明, 在有正反转要求且工作时间相同的条件下, 直长短叶片的总通风量最大, 流场中回流较小, 压力分布较均匀, 最有利于刹车盘的散热；Atkins等[20]在转速为100~300 r·min-1的情况下，对18、36和72个叶片的VBD进行了端壁传热测量，发现72个叶片的制动盘具有最均匀的局部传热分布，从而实现了端壁传热表面积的最高利用。
对于散热件嵌入VBD来强化传热，有如下研究：Kim等[21]在VBD盘面沿径向嵌入若干独立热管来增强热传，使VBD的最高温度下降了21 ℃；Jian等[22]将8个热管沿VBD的旋转方向嵌入外表面，可使VBD散热效果提高12.62%~18.90%。
上述关于VBD的温度分布、热通量及耐温性研究，反映了VBD刹车时的热效应和VBD散热的必要性，但它们并未涉及VBD的传热研究。根据VBD热衰退的发生逻辑，热量不能快速散发是其症结之所在，若传热良好，热衰退可以避免或推迟，可见对VBD强化传热是一个防止或改善VBD热衰退的重要研究方向。目前VBD的传热强化主要采用嵌入散热件，特别是热管的方法，从已展开的研究可以看到，嵌入热管可以起到较好的散热作用，值得关注。但仔细分析仍可发现，热管的嵌入存在2个问题，一是会产生接触热阻，二是安装可靠性较难保证，从而导致热管嵌入方式的散热效果仍不够理想。即便如此，将热管引入VBD的想法还是相当有价值的，只是嵌入的效果不能令人满意。另外，嵌入除上述2个问题外，还会带来热管冷、热端角色不明及冷凝面积不足的问题。基于此，为实现VBD的高效散热，本文提出了一种能将热管与VBD深度融合的刹车盘，它避免了嵌入产生的问题，而且能将VBD最大程度地内化为一个热管，从而大幅提高其散热能力。
1. 热管盘结构设计
基于以上思路，本文在现有通风刹车盘的基础上，提出了一种体内融合整体热管的新型通风刹车盘，即热管盘(Heat Pipe Disc，HPD)，其结构见图 1，图 2为剖视图。HPD与VBD外形极为相似，但其金属内部有了质的变化。其变化在于，VBD的2个盘片和叶片进行了中空化处理，且三者内空相互连通，从而使实心VBD变成了空心VBD。
为保证空心VBD的强度，防止盘片受压变形，在其腹内设置了若干绕轴均布的承压块，以承受刹车钳的压力。为使盘片1、2的环形蒸发面能工质均布，防止局部过热，将其设计成具有一定表面粗糙度的毛细壁面，即图 2的壁Ⅱ。另外，为进一步提高HPD的散热能力，在叶片中空的最大直径处设置了向转轴拱出的助流拱12，以减轻液态工质在叶片端部的堆积，促其快速流向蒸发面。
HPD创新在于：通过对VBD的中空化，使VBD有机且最大化地转变为一个内含整体热管的HPD。此结构变化可使通风刹车盘的传热方式由单纯的金属导热转变为相变传热，进而大幅提高其传热能力，同时还可避免前述体外镶嵌热管造成的诸多不足。
HPD结构的变化将带来新的传热工作原理与传热特性，其传热工作原理简述如下：持续刹车时卡钳与旋转盘片1、2的外圈摩擦形成一高温储热环(即壁Ⅱ或称热端)，相应地，管内工质将发生如下流动与传热过程，液态工质在离心力作用下于盘片1、2的最大直径处形成一个动态液圈，离开液圈的工质进入热端吸热蒸发，蒸汽在压差推动下流向HPD各内部空间，并分别在叶片及壁Ⅰ(如图 2所示)的内表面冷凝放热，冷凝热被冷却风道的高速气流携带散发于大气，同时各冷凝液在离心作用下回流至液圈，完成一个工质循环，周而复始，刹车热被连续高效排至大气，从而使HPD可在较低温度下工作。
另外根据分子作用原理，刹车盘温度过高时其分子间会产生非常大的斥力和引力，刹车盘在二力的作用下其粗糙表面将会因膨胀而变得平滑，导致刹车性能下降，此即刹车盘的热衰退原理。
综上可知，若使用HPD即可大幅降低刹车工作温度，相应地也可改善刹车盘的热衰退，进而提高刹车的安全性。
至于HPD的传热特性将在后述数值模拟中予以详细探索。
2. 结构尺寸与静应力分析
2.1 结构尺寸
本文设计了一个HPD及一个用作散热对比的具有相似外形的VBD，以作为数值计算的对象。HPD与VBD的主要结构尺寸见表 1。HPD的物理模型如图 1所示，VBD的物理模型是HPD的去空化结果，于此不再赘述。考虑不锈钢良好的加工性能、物性参数获取的便利性及数值模拟与试验研究的对接，模拟中物理模型材料选用了304不锈钢，相变工质选择去离子蒸馏水。这种选择不仅给数值研究带来了便利，同时也不影响HPD与VBD传热性能对比的客观性，及对HPD传热基本规律的研究。
表 1 HPD与VBD的结构尺寸Table 1. Structural dimensions of HPD and VBD参数 HPD VBD 盘片外径/mm 200 200 盘片内径/mm 100 100 盘片厚度(含中空)/mm 11 5 叶片数/片 12 12 盘片间距/mm 5 5 盘片1壁厚度/mm 2 盘片2壁厚度/mm 3 承压块数/块 12 2.2 静应力分析
由于HPD为空心结构，受压可能变形，为此采用SolidWorks静应力计算法对其承压能力进行了计算。资料显示一般情况下车辆下坡时刹车盘最高温度可达272 ℃，制动力可达1.7 MPa。分析认为，刹车盘工作时内有工质饱和压力，外有大气压和刹车卡钳压力，为此，计算选择在内受环境温度下的饱和压力，外受大气压及1.7 MPa卡钳压力的条件下进行，这是一种较为苛刻的计算工况。计算结果采用总形变、主弹性应变以及应力强度予以显示，如图 3所示。
由图 3(a)可以看出：系统最大总形变为0.029 mm，形变非常微小，处于正常形变范围。由图 3(b)可以看出：最大的主弹性应变为5.87×10-4，应变十分微小。由图 3(c)可以看出：系统在应力加载下的平均等效应力最大为2.1×108 N·m-2，根据资料查阅，不锈钢的屈服强度为3.1×108 N·m-2[23]。上述计算表明本文所设计的HPD工作时不会产生具有影响的变形，且结构也具有可靠性。
2.3 刹车盘使用寿命预测
在对刹车盘进行热疲劳寿命预测时，目前较实用和较广泛的方法是应变范围-热疲劳寿命法，此法最大优势在于只需明确刹车盘的应变变化范围和温度场变化范围，及变化范围对刹车盘寿命的影响，便可对刹车盘寿命进行预测，即Manson-Coffm公式[24]，其表达方程式为
Δψ=Δψa+Δγ=αfΦ(2Nf)b+βf(2Nf)c (1) 式中：Δψ为刹车盘的总弹性应变；Δψa为弹性应变幅值；Δγ为塑性应变幅值；αf、βf分别为刹车盘材料的疲劳强度系数和疲劳延性系数；Nf为刹车盘发生失效时的应力循环次数；Φ为刹车盘的弹性模量；b、c分别为刹车盘材料疲劳强度系数以及疲劳延性指数。
制动盘的疲劳性能参数如表 2所示。
表 2 制动盘的疲劳性能参数Table 2. Fatigue performance parameters of brake disc参数 疲劳强度系数/ MPa 疲劳延性系数 疲劳延性指数 疲劳强度系数 不锈钢304 985 0.103 -0.255 -0.102 通过对刹车盘静应力分析发现，在制动载荷作用过程中, 制动盘上各个部位的应力和温度均不相同, 而材料损伤又直接依赖于应力和温度。由图 3可知，HPD的危险部位位于相邻承压块之间，计算疲劳寿命时的最大循环应力应取平均等效应力σeq为2.1×108 N·m-2, 刹车盘的弹性模量Φ为2.0×105 N·m-2，则主弹性应变ψ=σeqΦ=0.00105代入式(1)，其中制动盘材料的疲劳性能参数见表 2，经计算，在刹车盘温度为272 ℃，制动力为1.7 MPa时，HPD在紧急制动下失效循环次数为7 844，相比较传统VBD，失效循环次数(HPD算法相同)可增加269次，说明了HPD有更好的耐用性。
3. 传热数值模拟
为探索新型热管盘的传热规律和结构改进产生的优化效果，本文拟对HPD与VBD进行基于FLUENT的传热数值计算，内容包括充液率、热流密度(模拟刹车热)、转速3个变量对热管盘传热性能的影响，及同等工况下热管盘与VBD的盘面温度、热阻等的对比，这对探索了解VBD演化为HPD带来的传热性能提升，及HPD的传热性能与3个变量间的关系，及判断HPD应用前景是有价值的。
数值计算中的传热性能可用盘面平均温度、热阻或盘面平均温度偏差3个指标来表征。
3.1 数学模型
在三维流场中，x轴的方向常与流动的主方向(主流方向)一致；y轴为横向方向，垂直于主流方向；z轴为竖直方向。控制体为一个在三维坐标系(x, y, z)中的位置小单元，尺寸为Δx、Δy和Δz，在点(x, y, z)处的速度(u, v, w)分别表示流体在x、y、z方向上的速度分量，其中ρ为流体的密度，t为时间，则其连续性方程为
∂ρ∂t+∂(ρu)∂x+∂(ρv)∂y+∂(ρw)∂z=0 (2) 不可压缩流场中，密度为常数，则可表示为
∂u∂x+∂v∂y+∂w∂z=0 (3) N-S方程为
ρ(∂u∂t+u∂u∂x+v∂u∂y+w∂u∂z)=Fx−∂P∂x+η(∂2u∂x2+∂2u∂y2+∂2u∂z2) (4) ρ(∂v∂t+u∂v∂x+v∂v∂y+w∂v∂z)=Fy−∂P∂y+η(∂2v∂x2+∂2v∂y2+∂2v∂z2) (5) ρ(∂w∂t+u∂w∂x+v∂w∂y+w∂w∂z)=Fz−∂P∂z+η(∂2w∂x2+∂2w∂y2+∂2w∂z2) (6) 式中：Fx、Fy、Fz分别为作用在x、y、z方向上的单位体积流体受到的外力；P为压力；η为动力黏度。
将式(4)~(6)简化为向量形式
ρDvDt=F−∇P+η∇2v (7) 式中：F为外部体积力；∇为向量微分算符，用来描述物理量(如压力、速度)的变化。
对三维流动过程中的某一控制体，体内总能量随时间的变化率为
dU=∂(ρE)∂t dx dy dz (8) 式中：U为控制体内流体的总能量；E为单位质量流体的总能量。
能量守恒方程为
−[∂(ρuE)∂x+∂(ρvE)∂y+∂(ρwE)∂z]dx dy dz+[∂∂x(λ∂T∂x)+∂∂y(λ∂T∂x)+∂∂z(λ∂T∂x)]dx dy dz+dw=∂(ρE)∂t dx dy dz (9) 式中：λ为导热系数；T为温度。
引入连续性方程，式(9)整理为
ρDEDt dx dy dz=[∂∂x(λ∂T∂x)+∂∂y(λ∂T∂x)+∂∂z(λ∂T∂x)]dx dy dz+dw (10) 将总能量分为内能和动能，即
E=e+12(u2+v2+w2) (11) 式中：e为单位质量物质的内能。
3.2 数值模拟流程简述
为使数值模拟更为准确和接近实际，规划了一个包含刹车盘及其盘外空气的圆柱形立体空间，该圆柱体直径为400 mm、高度为200 mm，模拟显示该圆柱空间与外界的热交换基本可以忽略。对HPD计算而言，该圆柱空间包括3个实体(或计算域)，即金属盘体、盘外空气和盘内工质。对VBD来说，该空间只有2个实体(或计算域)，即金属盘体、盘外空气。然后对圆柱形立体空间包含的各计算域进行基于FLUENT的数值模拟。
3.3 数值计算定解条件
3.3.1 边界条件
圆柱计算域2个圆面设为压力进口，侧壁面为压力出口(静压为0)，刹车盘内外表面有热量交换，因此，将其设为Split Face面和流固耦合壁面，3个计算域的面网格种类选为三角形非结构网络All Tri，为提高计算精度，在空气进出口及盘内工质域进行了局部网格加密，计算网格总数约为330万。
3.3.2 初始条件
3个计算域的初始温度设为常温，初始压力与初始转速均为0。
3.3.3 计算模型
湍流模型：选用更适用于旋转机械的κ-ε湍流模型(κ为湍流的湍动能；ε为湍流的耗散率)。
多相流模型：由于热管内发生的是气液相变换热流动，加之高速旋转，其气液界面较难追踪，因此，选用了Mixture的蒸发-冷凝模型的Lee模型来计算其内部工质的两相流动。
3.3.4 求解控制设置
采用SIMPLE算法由己知压力场求解速度场，通过检查速度场的收敛性获得收敛的解。稳态解不需要设定时间步长和最大迭代步长，根据计算要求设计适当的计算步数即可。通过设置温度监视曲线，当温度曲线趋于稳定后，即可认为热管刹车盘达到热稳态。
3.4 计算域网格化
图 4为HPD的3个计算域，即空气域、工质域、盘体域的网格化情况，三域的集合即为圆柱形立体空间。
VBD的域和边界的定义及其网格化与HPD类似，只是VBD没有工质域。
模拟计算工况采用单一变量控制法来确定和改变。
4. 结果与分析
4.1 传热性能评价指标
刹车盘的传热性能用以下3个指标来评价，前2个反映散热性能，后1个反映均温性能。
(1) 平均温度Td为盘面温度的平均值。Td越高，表示传热性能越差。
(2) 热阻R为传热系数的倒数，R越小表示传热能力越强，公式为
R=Te−TcQ (12) 式中：Te为热端平均温度；Tc为冷端平均温度；Q为加热功率。
(3) 盘面平均温度偏差 T表示盘面温度分布的差异性，T越小表示盘面均温性越好，表示为
ˉT=1MM∑i=1|Ti−Te| (13) 式中：M为测温点的数量；Ti为测点i的温度。
基于上述方法，即可对刹车盘(包括热管盘及VBD)进行数值计算，提取相关数据加以分析，即可获得刹车盘的散热性能与均温性能等有用信息。
4.2 充液率对热管盘传热性能的影响
图 5为23.1 rad·s-1(30 km·h-1车速)下，不同充液率的热管盘的盘面平均温度随热流密度的变化曲线，计算时热流密度取值为2 919、3 649、4 379、5 109、5 839 W·m-2，其中5 839 W·m-2相当于给热管盘进行275 W的加热。
图 5 不同充液率下平均温度随热流密度变化Figure 5. Variations of average temperature with heat flow density for different liquid filling rates图 5显示：不同充液率下HPD的盘面平均温度随热流密度的增加而升高；盘面平均温度随充液率的增加呈现先降后升的变化规律，但大、小热流密度对应的最佳充液率存在转折；小热流密度下(不大于4 700 W·m-2)最佳充液率为35%；较大热流密度下(大于4 700 W·m-2)最佳充液率为40%。
之所以出现上述结果，可作如下分析：某热流密度下，若充液率过高，则盘内真空度相对下降，为此，热端相变温度要相应提高，从而导致热源温度及热阻变大、散热性能下降；若充液率过低，为保证吸热量，工质汽化潜热须增大，根据工质热物性此时热端相变温度也会相应增加，这同样会导致热源温度与热阻变大，散热性能下降。由此可知，工质过高、过低都会使热管盘的散热效果变差，故充液率存在一个最佳值，在最佳充液率下相变温度、汽化潜热匹配恰当，使热管盘散热能力能够得到充分发挥。
另外，对低热流密度而言，只需少量工质参与携热，否则会降低热管的真空度，从而导致热管盘散热能力下降。反之，则需要更多工质参与携热，即充液率需要提高。由此可知，低热流密度的最佳充液率比高热流密度的最佳充液率低是合理的。
4.3 热流密度对热管盘传热性能的影响
图 6为23.1 rad·s-1、不同充液率下热管盘热阻随热流密度的变化，可知：随着热流密度的增加，各充液率下热管盘热阻均呈下降趋势，其中在40%充液率、5 100~5 839 W·m-2下的最小热阻约为0.46 K·W-1，反映在正常工况下热管盘的散热能力将随热流密度的增加而变优，这与热管导热性能随功率增加而增强的变导热特性相符。
图 6 不同充液率下热阻随热流密度变化Figure 6. Variations of thermal resistance with heat flow density for different liquid filling rates4.4 转速对热管盘传热性能的影响
图 7为热管盘的对流换热系数随转速的变化情况，可知，热管盘的对流换热系数及散热效果将随着转速的增加而增加。因外形相似，VBD的变化与之相同。
图 7 不同转速下对流换热系数变化Figure 7. Variation of convective heat transfer coefficient for different rotational speeds图 8从另一角度反映了充液率为35%的热管盘在不同转速下的散热情况，可知，转速对热管盘的盘面平均温度影响很大。相同热流密度下，84 rad·s-1比23 rad·s-1的盘面平均温度可降低40~50 K。原因是高转速能提高热管盘与空气间的对流换热系数，故相同热流密度下，转速越快热管盘的盘面平均温度越低。
图 8 不同转速下盘面平均温度随热流密度变化Figure 8. Variations of average temperature of disk surface with heat flow density at different rotational speeds另外，本文还对热管盘在不同转速下的热阻进行了探究，结果如图 9所示，可知，随着转速升高，热管盘的热阻不断增大。分析认为，热管盘旋转时，离心力将使冷凝液流向液圈，这有利于冷端工质回流，但不利于液态工质在热端毛细壁面上的蔓延与分布，因此，转速的提高会促使热管盘热阻的上升。
图 9 不同转速下热阻随热流密度变化Figure 9. Variations of thermal resistance with heat flow density at different rotational speeds须提示的是，上述转速提高热阻变大的负效应，不及转速提高促使对流换热提高的正效应，两相比较，转速的提高最终还是能使热管盘的散热性能得到提升。
5. 热管盘与VBD传热性能对比
热管盘是由VBD改造升级而来，目的是强化散热，为此，有必要对二者进行传热性能对比。基于此，按照热管盘的边界、初始条件及计算步骤对VBD做了数值模拟。
5.1 散热性能对比
图 10为充液率为35%、转速为23.1 rad·s-1时热管盘与VBD的散热对比，可以发现：在2 919 W·m-2热流密度下，VBD的盘面平均温度为475 K，而热管盘为453 K，热管盘的盘面平均温度可降低22 K；5 839 W·m-2热流密度下，VBD的盘面平均温度为545 K，热阻为0.64 K·W-1，而热管盘为496 K和0.46 K·W-1，热管盘的盘面平均温度降低了49 K，热阻下降了28%；2种刹车盘的盘面平均温度差及热阻差将随热流密度的增大而增大。
图 10 HPD和VBD的盘面平均温度比较Figure 10. Comparison of average temperatures of disk surface for HPD and VBD由此可知，热管盘散热效果远优于传统的VBD，热管盘更能应对高热流密度下的散热。
5.2 均温性能对比
一般而言，温度不均可能造成局部超温，导致刹车盘局部率先损坏，因此，有必要考察热管盘的温度不均问题。图 11为充液率为35%的热管盘与VBD在5 839 W·m-2、23.1 rad·s-1下的盘面温度分布，根据温度分布情况，可以发现，VBD盘面平均温度偏差要略好于热管盘，原因是VBD为纯金属实心体结构，而热管盘为金属空心体与工质的复合结构，从而使VBD的导热各向同性要优于热管盘，故VBD均温性略好于热管盘。但应看到的是，此时的热管盘最高温度明显低于VBD，可知，热管盘盘面最高温度为531 K，而VBD为584 K，盘面最高温度下降了53 K。由此可知，基于热管盘散热能力的明显优势，即使其导热各向同性不如VBD，它的最高温度仍大大低于VBD，故对热管盘而言，由盘面平均温度偏差引起的局部超温现象反而得到了改善。
6. 试验验证
为验证数值计算的准确性，搭建了图 12的传热试验台，利用一个加工好的HPD进行了充液率为35%、转速为23.1 rad·s-1下传热性能试验，试验结果以红色曲线插入了图 10，由图 10可以看到HPD的数值计算与试验结果吻合度相当高，二者的盘面平均温度误差在3%左右，说明数值计算有良好的可靠性。
7. 结语
(1) 小热流密度(不大于4 700 W·m-2)下HPD最佳充液率为35%，大热流密度(大于4 700 W·m-2)下则为40%。
(2) HPD热阻随热流密度增加而下降，随转速升高而增加。
(3) 35%的HPD在23.1 rad·s-1、5 839 W·m-2下较VBD的盘面平均温度下降49 K，最高温度下降53 K，热阻降低28%，且预测失效循环次数可增加269次。
(4) HPD盘面平均温度偏差虽略高于VBD，但因其强大的散热能力，使局部超温反而得到改善。
(5) HPD联通空间设置的承压块保证了其结构强度和承压能力，且其预测失效循环次数较VBD还可增加269次。
(6) 由数值计算结果可知，热管化后的HPD传热性能有大幅提高，这对提高车辆刹车可靠性有明显帮助。后续，将在此基础上对HPD进行实物制作并展开详实的试验研究，以为其实用化、产业化奠定基础。
-
图 5 不同充液率下平均温度随热流密度变化
Figure 5. Variations of average temperature with heat flow density for different liquid filling rates
图 6 不同充液率下热阻随热流密度变化
Figure 6. Variations of thermal resistance with heat flow density for different liquid filling rates
图 7 不同转速下对流换热系数变化
Figure 7. Variation of convective heat transfer coefficient for different rotational speeds
图 8 不同转速下盘面平均温度随热流密度变化
Figure 8. Variations of average temperature of disk surface with heat flow density at different rotational speeds
图 9 不同转速下热阻随热流密度变化
Figure 9. Variations of thermal resistance with heat flow density at different rotational speeds
图 10 HPD和VBD的盘面平均温度比较
Figure 10. Comparison of average temperatures of disk surface for HPD and VBD
表 1 HPD与VBD的结构尺寸
Table 1. Structural dimensions of HPD and VBD
参数 HPD VBD 盘片外径/mm 200 200 盘片内径/mm 100 100 盘片厚度(含中空)/mm 11 5 叶片数/片 12 12 盘片间距/mm 5 5 盘片1壁厚度/mm 2 盘片2壁厚度/mm 3 承压块数/块 12 
下载: 导出CSV
表 2 制动盘的疲劳性能参数
Table 2. Fatigue performance parameters of brake disc
参数 疲劳强度系数/ MPa 疲劳延性系数 疲劳延性指数 疲劳强度系数 不锈钢304 985 0.103 -0.255 -0.102
下载: 导出CSV
-
[1] HONG Y, JUNG T, CHO C. Effect of heat treatment on crack propagation and performance of disk brake with cross drilled holes[J]. International Journal of Automotive Technology, 2019, 20(1): 177-185. [2] TIGANE R, BAUWENS D, HUDE O, et al. On the local corrosion in a thin layer of electrolyte separating two materials: specific aspects and their contribution to pad-to-disk stiction in automobile brake system[J]. Journal of Solid State Electrochemistry, 2021, 25(4): 895-904. [3] YANG Zhi-yong, HAN Jian-min, LI Wei-jing, et al. Analyzing the mechanisms of fatigue crack initiation and propagation in CRH EMU brake discs[J]. Engineering Failure Analysis, 2013, 34(7): 121-128. [4] 李涛涛. 灰铁刹车盘裂纹的失效分析[J]. 材料保护, 2020, 53(5): 152-155.LI Tao-tao. Analysis on cracking failure of gray cast iron brake disk[J]. Materials Protection, 2020, 53(5): 152-155. [5] GOO B, LIM C. Thermal fatigue of cast iron brake disk materials[J]. Journal of Mechanical Science and Technology, 2012, 26(6): 1719-1724. [6] KIM M S, YEOM Y T, PARK J H, et al. Development of nondestructive system for detecting the cracks in KTX brake disk using Rayleigh wave[J]. Journal of the Korean Society for Nondestructive Testing, 2017, 37(1): 29-36. [7] 戴海燕, 张继华, 李长玉. 某危险品运输车制动器设计及瞬态传热分析[J]. 中国工程机械学报, 2020, 18(3): 264-268.DAI Hai-yan, ZHANG Ji-hua, LI Chang-yu. Brake design and transient heat transfer analysis of a dangerous goods transport vehicle[J]. Proceedings of the Chinese Engineering Machinery Society, 2020, 18(3): 264-268. [8] 解文昊, 周润东, 王颂扬, 等. 一种车用制动器摩擦片温度场分析[J]. 技术与市场, 2023, 30(3): 83-85.XIE Wen-hao, ZHOU Run-dong, WANG Song-yang, et al. Design and analysis of a disc brake based on Ansys Workbench[J]. Technology and Market, 2023, 30(3): 83-85. [9] 韩宁, 赵河明, 王维. 汽车高速盘制动的摩擦温度场及热应力分析[J]. 机械研究与应用, 2013, 26(6): 72-74, 77.HAN Ning, ZHAO He-ming, WANG Wei. Friction temperature field and thermal-stress analysis of auto brake disc at high speed[J]. Mechanical Research and Application, 2013, 26(6): 72-74, 77. [10] 刘洋. 盘式制动器制动片数量对其温度场及应力场的影响分析[J]. 当代化工研究, 2022, 21(13): 124-128.LIU Yang. Analysis of the influence of the number of brake pads on the temperature field and stress field of disc brake[J]. Contemporary Chemical Research, 2022, 21(13): 124-128. [11] 孟祥宝, 任靖日. 基于ANSYS汽车盘式制动器的有限元分析[J]. 装备制造技术, 2014, 35(7): 201-203.MENG Xiang-bao, REN Jing-ri. Finite element analysis of automotive disc brakes based on ANSYS[J]. Equipment Manufacturing Technology, 2014, 35(7): 201-203. [12] 黄频波, 付成龙, 李斌. 碳/碳化硅复合材料刹车盘/片热应力场分析[J]. 合成纤维, 2019, 48(11): 43-48.HUANG Pin-bo, FU Cheng-long, LI Bin. Analysis of thermo-stress field in automotive brake system made of carbon fiber reinforced silicon carbide composite[J]. Synthetic Fiber, 2019, 48(11): 43-48. [13] 黄晓弟, 钟毅, 黄建阳, 等. 钢面铝基汽车刹车盘的研究[J]. 装备维修技术, 2015, 3(8): 80-85.HUANG Xiao-di, ZHONG Yi, HUANG Jian-yang, et al. Research of steel clad aluminum brake for automobiles[J]. Equipment Maintenance Technology, 2015, 3(8): 80-85. [14] 仇溢, 种详远, 甄明晖, 等. 氧化石墨烯对树脂基摩擦材料性能的影响[J]. 表面技术, 2021, 50(3): 276-283, 322.QIU Yi, CHONG Xiang-yuan, ZHEN Ming-hui, et al. Effect of graphene oxide on properties of resin-based friction materials[J]. Surface Technology, 2021, 50(3): 276-283, 322. [15] PRANTA M H, RABBI M S, BANIK S C, et al. A computational study on structural and thermal behavior of modified disk brake rotors[J]. Alexandria Engineering Journal, 2022, 61(3): 1882-1890. [16] KO D G, MOHAMED ABDELMOTALIB H, IM I T, et al. Cooling efficiency according to shape changes to the straight ventilation hole in carbon-ceramic brake disks[J]. International Journal of Automotive Technology, 2018, 19(6): 1103-1110. [17] 杨立民. 径向通风制动盘的设计及散热[J]. 太原重型机械学院学报, 1983, 4(2): 127-134.YANG Li-min. Design and heat dissipation of radial ventilation brake disc[J]. Journal of Taiyuan Institute of Heavy Machinery, 1983, 4(2): 127-134. [18] WANG Lu, LU Xin, LI Hao-seng, et al. A new experimental method to study the convective heat transfer characteristics of the interior passages of ventilated disc brakes[J]. International Journal of Thermal Sciences, 2022, 61(179): 107675. [19] 郜立焕, 杨毅, 杨玮, 等. 大型车辆刹车盘叶型的设计[J]. 兰州理工大学学报, 2007, 33(6): 54-57.GAO Li-huan, YANG Yi, YANG Wei, et al. Design of blade profile of disk brake on large-sized vehicles[J]. Journal of Lanzhou University of Technology, 2007, 33(6): 54-57. [20] ATKINS M D, KIENHÖFER F W, LU T J, et al. The role of secondary flows and separation in convective heat transfer in a rotating radial vane brake disk[J]. Journal of Heat Transfer, 2021, 143(8): 081801. [21] KIM M G, KO S K, LEE M W. A study for the cooling performance of a brake with heatpipes[J]. Journal of Advanced Marine Engineering and Technology, 2008, 32(4): 563-569. [22] JIAN Qi-fei, LI Wang, YAN Shui. Thermal analysis of ventilated brake disc based on heat transfer enhancement of heat pipe[J]. International Journal of Thermal Sciences, 2020, 155(1): 106356. [23] 刘小钪, 陈功, 林鸿亮. 304不锈钢热退火酸洗产品硬度异常研究分析[J]. 冶金与材料, 2023, 43(9): 13-15.LIU Xiao-kang, CHEN Gong, LIN Hong-liang. Research and analysis on hardness anomaly of 304 stainless steel hot annealing and pickling products[J]. Metallurgy and Materials, 2023, 43(9): 13-15. [24] 秦岭, 苏小平, 苏国营. 汽车制动盘热-结构耦合仿真及寿命预测[J]. 机械设计与制造, 2017, 56(2): 203-206.QIN Ling, SU Xiao-ping, SU Guo-ying. Thermal-structural coupling simulation and life prediction of disc brake[J]. Mechanical Design and Manufacturing, 2017, 56(2): 203-206. -
下载:
点击查看大图
计量
- 文章访问数: 36
- HTML全文浏览量: 18
- PDF下载量: 11
- 被引次数: 0
