盘式制动器的高温裂纹.docx

盘式制动器的高温裂纹.docx

《盘式制动器的高温裂纹.docx》由会员分享，可在线阅读，更多相关《盘式制动器的高温裂纹.docx（12页珍藏版）》请在冰豆网上搜索。

盘式制动器的高温裂纹

盘式制动器的高温裂纹

摘要盘式制动器在一般的制动中受到很大的热压力，在紧急制动受到非同寻常的热压力。

大减速度的客车通常每个衬块每秒中产生达900度的高温。

这种高温将产生两种结果：

（1）热震动，产生表面裂缝，

（2）制动盘产生较大的塑性变性。

在转动圈数相对较少的大减速制动中，如果没有热震动，，将在旋转体的最厚处和盘式制动器的径向产生可见的裂缝。

由此分析发现，制动器失效是短周期热力学疲劳的结果。

用热流方程分析有限元素作出制动器温度纵断面图。

如果得到制动温度，将用这个温度来估计紧急制动时增大的压力。

研究表明，在大减速度制动时由于热压应力较大，而导致塑性变形发生。

算出拉力位移量，然后用Coffin—Manson法则来估计制动失效的圈数。

关键字：

热疲劳;热裂缝；制动失效；热压力；疲劳。

1.简介

在大减速度制动后，在制动盘上可观察到热裂缝。

热裂缝可分为两类：

一类是热裂缝部

分的穿过制动盘表面；另一类是透过性热裂缝，他完全透过制动盘体。

虽然热裂缝是由紧急制动引起的，但是仍没办法防止其发生。

本文将对盘水制动器的制动盘热裂缝做一个彻底的分析。

在此，将以载重汽车F-250皮卡的前制动盘热裂缝为例进行分析，如图1所示。

当卡车拖拽的挂车装满货物时，如果频繁的刹车，当听到“嘭”的一声或显著的滴答声，表示制动器失效。

制动盘是由灰铸铁按照图2的几何尺寸制造而成。

选择会铸铁是由于其熔点低，传热和散热较快。

制动盘由连接车轮和轴的头部.内制动片和外制动片组成。

外制动片直接与头部相连，，而内制动片则通过一系列的通风叶片连与外制动片。

在制动盘的头部加工一道沟槽，用以改变该部的应力集中现象。

内制动片不是直接与头部相连，它通过冷却叶片连接。

制动是内外盘面被制动衬块压紧。

频繁的摩擦阻止车轮旋转，同时产生大量的热。

当制动数秒后，制动盘上产生了大量的热而邻近的空间内却与常温无异。

热裂缝在客车上不常见，但是在卡车和动力车辆上却相对常见。

许多车辆还暴露出相当极端的问题。

值得注意的是，这些情况不是所谓的滥用，而是显示了制动技术的局限。

虽然这篇文章是由卡车的制动器失效的例子引出的，接下来就这个问题作一个人和车辆都使用的一般性论述。

图1

图2

2.车辆力学

制动就是以及时和重复的方式消耗掉车辆的动能。

为了估计制动中升高的温度，就必须算出施加于制动盘上的力。

图3展示了车辆的解析图，求质心的瞬时平衡，得如下公式：

（1a）

（1b）

图3

这里：

（2a）

（2b）

和

是有效制动系数，其他符号在图3中已标定。

假设制动发生在完全平坦的地面上（α=0），公式

（1）可被进一步简化。

再者，Δx向克认为是轮胎从中心的正常受力位移。

由于它相对于其他尺寸很小，可以把这些项从公式

（1），

（2）中忽略掉。

相当于每个轮胎上稍少于1%重量的制动系数也被忽略掉了。

结果，公式

（1）简化为如下形式：

（3a）

（3b）

公式（3）表明，重量的分布取决于每个轮胎距离质心的距离和车的加速度。

在减速时，重量转移到前轮，因此，大部分制动工作由前轮承担。

大多数汽车专有比例阀，用控制前后轮液压力的分配，形成前后轮负荷分配比例为60/40。

这种分配用于随后的制动分析。

图4位前制动盘-轮胎的受力图，得出如下的等式：

（4a）

（4b）

（4c）

图4

由于60%的载荷由前制动器承担，单个制动盘的动力由公式（5）给出：

（5）

消耗与制动盘的能量等价于实际流入制动盘的热量，用这一关系可以预测制动盘上的温度变化量。

对于恒加速度，可以得出如下的动力学关系式：

（6）

Frotor不随时间变化，而Vrotor随时间呈现性变化。

因此，能量平衡可变为：

（7）

工业标准明确规定：

紧急制动是在6秒内把车速从45m/s降至0。

实验表明，300圈这样的制动足以是制动盘产生热裂缝。

汽车制动一般用表1所时的数据进行计算：

表1：

汽车数据

汽车质量M1500Kg

初速度V045m/s

制动时间tstop6s

有效制动盘半径rrotor0.10m

轮胎半径rtire0.38m

（8）

瞬间热流量直接用下式计算：

（9）

最后，制动盘所需的总制动力是由制动钳夹紧使车停止所需的力来计算。

二家尽力可以用摩擦公式来计算，这里μ=0.4：

（10）

这个力在制动盘上产生夹紧力，同时制动力产生剪切力。

制动衬块的中心角一般是

60度。

现在接触面积是A=53cm。

利用已知的面积和压力代入公式（8）和（10），制动盘压力如下：

（11）

2.1材料性质

在制动应用中，工业用薄片灰铸铁。

对图1种描述的制动盘进行硬度检验已确定铁的纯度。

分别测量头部，外制动面，内制动面。

出现以下几种情况：

首先，最硬的是内制动盘面（97HRB）,其次是外制动盘（94HRB）,最后是头部（88HRB）。

统计比较这些数据表明：

没出的硬度明显不同于别处。

这种硬度的不同是由于浇铸过程中仍却速度不同造成的，而不是制动盘的热过渡现象。

Rockwell-B硬度属于Brinell硬度的范围，170-220HB。

通过与手册的数据比较，表明这种的合金为GG25铸铁，其主要材料组成列于表2：

表2：

材料的疲劳极限参量

材料Brinnel硬度σ（Mpa）　　E（Gpa）　　σf　　　b　　　εf　　　c

GG25#417421590241-0.1150.008-0.360

从外制动盘上靠内侧用油冷锯取下一部分作为样品观察其微观组织。

缺血样本是可以看到剩余张应力：

第一次切割时可以看到制动盘上有的部分约有1cm宽的裂缝。

当锯子在内径时，伴随着“蓬”的一声，裂缝分开数毫米（图5），这个切口显示了制动盘上最初的组成。

第二次切示了切割的真实宽度，因为第一次的切口包括了环形剩余张力在内的位移。

把样品擦亮，并用5%的溶液浸蚀，在多个点检查样品的微观组织，如图5指示的1，2，3位置。

微观组织证明制动盘的材料是片状石磨（图6），除了石磨片外，图6的低倍放大图也发现了在浇铸时坚硬的球状矿渣杂质，这些杂质对制动盘热性能有显著的影响。

不同的位置硬度不同，符合图6所示的微观组织图。

硬度较高的地方有较好的耐磨性。

图5

3．估计制动温度

分析有限元素用以估计制动盘上温度的分布。

假设制动盘径向对称，选择性质相同的部分作为代表性体积，分成50个单元。

是与衬块接触的制动盘面逐渐升温，而接近头部的表面和横断面由于径向对称而被绝热。

其他表面进行缓慢的传热，热产地系数从30W/m·k在每个连续的时间段内以单一的速度递减，并且快于制动转速。

制动盘的初始温度定为300K。

现以6s为时间间隔进行瞬态分析，在0.5秒内运用以给定的热流公式（9），结果曲线有一系列的0.5秒的时间间隔组成。

哲学之别衬块面积均分后输入热流表（J/m）。

图7展示了制动2.5s后制动盘的宽度方向上的纵断面温度曲线

图6

图7

4．估计制动盘寿命

制动引起制动盘面温度迅速上升，从而导致其热震动。

这个问题可以由计算表面压力来解决。

制动使盘体的温度迅速上升而头部只有少许的变化，从而限制了制动面。

另一种办法是忽略热震动而集中考虑制动盘头部的热压力。

假设头部仍然保持室温，限制外盘面的热转移，在此我们集中考虑制动盘的热压力。

头部是一个几何模型，而不是开口圆柱。

头部产生的约束似与外盘体环形面上产生的内压力，并且大体等于约束压力。

我们忽略内盘体和与他相连的叶片的影响，虽然这只是一个近似的简化，但是得到的结果与实验很吻合。

轮毂限制了制动盘的大小，如图8所示。

如果没有这个限制，制动盘半径可以按公式随意扩展：

Δb=bαΔT（12）

图8

尽管如此，总的偏移量是由头部的弹性向外位移和制动盘的向内位移组成。

在此受力体的向内偏移量为：

（13）

图8给出了个符号代表的意义。

头部的向外位移为：

（14）

这两个位移的和必须等于制动盘总的热位移量，即：

（15）

在头部和盘体相互作用时，b=c，因此

（16）

在此限制压力为：

（17）

为了达到与头部相当的限制压力，去盘体的厚度内的平稳温度，即t=2.5s时的温度。

当制动盘的温度达到200度时，平均温度在圆周和径向产生的压力为：

（18）

（19）

这里，σ1为周向压力，σ2为径向压力。

把这些点联成线和Mises等价曲线一起展示在图9中，从中可以看到平均压力大约为180Mpa,而GG25铸铁合金的屈服强度是215Mpa，弹性模数为90GPa，图9表明，制动温度产生的热压力几乎超过屈服强度，接近中心，延长了1cm。

再者制动盘的屈服与压缩取决于制动，而环形剩余拉力取决于冷却。

与温度同相的压力和张力循环是热力学失效的机理。

由于散热片的限制，进一步限制了制动盘的热变形。

公式（11）中展示的热压力也将是等价压力增大，从而导致制动时的塑性变形。

也可以用包括热变化率在内的压力的方法。

这将会增大等加压力，加速制动盘的损坏。

为了估计出制动盘的疲劳寿命，我们应用Coffin—Manson法则：

（20）

这些试验常数为：

εa--所用的拉力振幅

σfˊ--应力振幅系数

εfˊ---张力振幅系数

Nf---极限圈数

压力振幅通过计算与平均等价制动盘压力180Mpa有关的弹性压力而估计出来，

图9

εa=0.2%。

应用表2中GG25铸铁合金的疲劳常数，由公式（20）算得的数据在一较大范围内连成曲线，从而算出极限寿命。

如图10所示，εa=0.2%是的疲劳极限大约是333圈。

值得注意的是，福特摩托公司发现，在特殊情况下，制动大约三百圈就失效。

5.结论

制动盘的热裂缝是短周期的热力学疲劳的结果。

制动时，摩擦时制动盘迅速升温而头部不受影响。

温度的不同导致制动盘上有压缩性的热压力。

热力学压力可以由一个简单的收缩分析系统来计算，在此，头部作为限制盘体的热伸张模型。

这些压力超过屈服极限，从中心超过大体向当的距离，并且非常接近强度极限。

频繁的制动使制动应力在其屈服极限附近的范围内作循环运动，从而导致短周期循环疲劳。

如此高的拉/压力振幅正好可以应用Coffin-manson法则。

在研究中，拉力振幅可以用于平均热力学压力有关的弹性拉力来计算。

这篇报告主要介绍了热裂缝在搭建速度而全树相随较少的制动中可以被预算

由三种方法可以消除热裂缝：

（1）增加材料的屈服和疲劳强度，

（2）减小制动温度，（3）重新设计轮毂—盘体，消除压力限制。

新制动材料现已被证明可以承受更高的温度。

但是，它需要在制动器周围有一层保护板。

应用耐高温材料基本上需重新设计制动器单元。

把冷却系加入制动器设计不仅难以达到而且造价很高。

最简单的方法是消除轮毂—制动盘带来的限制。

这种新的不受温度限制的机械设计将留给在座的读者。