礦用濕式多盤制動(dòng)器溫升特性研究

張傳偉 劉勁鵬 趙大衛(wèi) 顧蘇菁

摘 要：針對(duì)礦用車輛在緊急制動(dòng)工況下高強(qiáng)度制動(dòng)會(huì)引起的制動(dòng)失效問題，使用Ansysworkbech軟件對(duì)摩擦盤在緊急制動(dòng)工況下的溫度變化進(jìn)行分析，并通過臺(tái)架試驗(yàn)驗(yàn)證仿真分析的有效性?？紤]材料因素對(duì)制動(dòng)器溫升特性的影響，利用正交試驗(yàn)和交互作用分析確定影響摩擦盤溫升最顯著的材料因素以及各因素之間的交互作用對(duì)溫升的影響。結(jié)果表明：摩擦盤溫升隨熱膨脹系數(shù)和彈性模量的增加而增加，而隨著導(dǎo)熱系數(shù)的增加有所下降;影響摩擦盤溫升的最顯著因素為熱膨脹系數(shù)，其次為導(dǎo)熱系數(shù)，最后為彈性模量;在多因素交互分析中，彈性模量與熱膨脹系數(shù)的交互作用以及導(dǎo)熱系數(shù)與熱膨脹系數(shù)的交互作用顯著，而彈性模量與導(dǎo)熱系數(shù)具有交互作用，但對(duì)溫升影響較小。

關(guān)鍵詞：濕式制動(dòng)器;熱-結(jié)構(gòu)耦合;溫升;正交試驗(yàn);交互作用分析

中圖分類號(hào)：TD 525?????????? 文獻(xiàn)標(biāo)志碼：A

文章編號(hào)：1672-9315（2022）01-0134-09

DOI：10.13800/j.cnki.xakjdxxb.2022.0118開放科學(xué)（資源服務(wù)）標(biāo)識(shí)碼（OSID）：

Research on temperature rise characteristics of mine-used wet multi-disc brakes

ZHANG Chuanwei，LIU Jinpeng，ZHAO Dawei，GU Sujing

（College of Mechanical and Engineering，Xi’an University of Science and Technology，Xi’an 710054，China）

Abstract：In order to deal with the brake failure caused by high intensity braking of mining vehicles under emergency braking condition，Ansysworkbech software was used to analyze the friction disc temperature change.The effectiveness of simulation analysis was verified by bench test.Considering the influence of material factors on the brake temperature rise characteristics，orthogonal test and interaction analysis were carried out to determine the significant material factors that affect the friction disc temperature rise.Also，the influence of interaction among factors on the temperature rise can be discovered.The results show that the? temperature rise of the friction disc increases with the increase of the thermal expansion coefficient and elastic modulus，but decreases with the increase of the thermal conductivity.In addition，the very factors affecting the temperature rise are the thermal expansion coefficient，the thermal conductivity and elastic modulus in descending order.In the multi-factor interaction analysis，the interaction between the elastic modulus and the thermal expansion coefficientare are significant，as well as the interaction between the thermal conductivity and the thermal expansion coefficient.What’s more，the elastic modulus interacts with the thermal conductivity，but has little effect on the temperature rise.

Key words：wet brakes;thermal-structural coupling;temperature rise;orthogonal test;interaction analysis

0 引 言

濕式多盤制動(dòng)器相比與干式制動(dòng)器，是在濕式密閉的環(huán)境中工作，具有防塵防污、制動(dòng)力矩大、制動(dòng)性能穩(wěn)定等優(yōu)點(diǎn)[1]，使得濕式制動(dòng)器在無軌膠輪車等工程機(jī)械中得到了廣泛使用。但對(duì)工程車輛而言，質(zhì)量大，負(fù)載大，通常需要在較為復(fù)雜的路況下工作，導(dǎo)致制動(dòng)器在制動(dòng)過程中的摩擦熱的產(chǎn)生不可避免，另外，制動(dòng)器長(zhǎng)時(shí)間、高強(qiáng)度制動(dòng)也會(huì)使摩擦盤表面的熱量積累，進(jìn)而出現(xiàn)熱衰退、熱變形、制動(dòng)失效[2]等嚴(yán)重后果。因此研究濕式制動(dòng)器的材料因素對(duì)其溫升特性的影響，為濕式制動(dòng)器進(jìn)一步優(yōu)化以及減少因制動(dòng)失效導(dǎo)致的安全事故具有重要意義。為研究濕式制動(dòng)器工作時(shí)溫升特性以對(duì)其進(jìn)行優(yōu)化，國(guó)內(nèi)外學(xué)者進(jìn)行了一系列的研究。趙文清等對(duì)濕式制動(dòng)器建立了散熱數(shù)學(xué)模型以及溫升計(jì)算模型，分別推導(dǎo)出濕式制動(dòng)器溫升的計(jì)算方法，推導(dǎo)了非穩(wěn)態(tài)散熱時(shí)內(nèi)部油溫的計(jì)算公式，并均通過實(shí)例計(jì)算對(duì)濕式制動(dòng)器的溫升特性進(jìn)行計(jì)算與分析[4-6]。吳不得等通過熱結(jié)構(gòu)耦合的方式分析制動(dòng)工況、材料性能等因素對(duì)濕式制動(dòng)器制動(dòng)盤最高溫度與最大壓力的影響，并對(duì)制動(dòng)器的結(jié)構(gòu)參數(shù)進(jìn)行了優(yōu)化[7-8]。

JEN T C等使用分離變量的分析模型來模擬溫度上升，通過考慮系統(tǒng)慣性、轉(zhuǎn)矩和轉(zhuǎn)速來估算總能量，最后結(jié)合實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)來驗(yàn)證數(shù)值模型[9]。陳立輝等通過非線性回歸分析方法，分析鼓式制動(dòng)器在輔助制動(dòng)條件下，剎車鼓溫升與坡度、坡長(zhǎng)、制動(dòng)初始速度和初始溫度之間的關(guān)系[10]。MARKETLUND等建立二維和三維熱傳導(dǎo)的濕式摩擦離合器的整體數(shù)學(xué)模型，分析離合器的溫度變化情況[11]。崔庭瓊等針對(duì)非公路車輛在連續(xù)制動(dòng)工況下出現(xiàn)的熱疲勞問題，通過有限元軟件分析熱流密度、熱流分配系數(shù)、對(duì)流換熱系數(shù)對(duì)摩擦元件溫升的影響[12]。目前，濕式制動(dòng)器溫升研究主要是針對(duì)影響濕式制動(dòng)器摩擦元件溫升的外部因素以及結(jié)構(gòu)進(jìn)行研究，針對(duì)其材料參數(shù)因素進(jìn)行的研究較少，而濕式制動(dòng)器的制動(dòng)過程存在較為復(fù)雜的熱-結(jié)構(gòu)耦合現(xiàn)象。因此，以某礦用車輛濕式制動(dòng)器作為研究對(duì)象，通過有限元軟件對(duì)摩擦盤的結(jié)構(gòu)材料參數(shù)對(duì)溫升的影響進(jìn)行分析，并通過正交試驗(yàn)確定影響最大的因素，為減少制動(dòng)器制動(dòng)失效問題和結(jié)構(gòu)優(yōu)化提供思路。

1 理論分析制動(dòng)器在實(shí)際制動(dòng)過程中，熱能的傳遞方式分為3種：熱傳導(dǎo)，熱對(duì)流，熱輻射。濕式制動(dòng)器制動(dòng)時(shí)熱能主要以熱傳導(dǎo)和熱對(duì)流[13]的方式進(jìn)行傳遞。

1.1 熱傳導(dǎo)熱傳導(dǎo)是指當(dāng)物體內(nèi)部總體沒有相對(duì)位移時(shí)，通過微觀粒子的熱運(yùn)動(dòng)而將熱能傳遞出去的過程。對(duì)于x方向上任意一個(gè)微元層來說，通過該微元層的導(dǎo)熱量與溫度變化率、平板面積A成正比，即

1.2 熱對(duì)流熱對(duì)流是指冷熱流體內(nèi)部之間的相對(duì)運(yùn)動(dòng)。摩擦盤與冷卻油液的熱對(duì)流是由外界引起的，屬于強(qiáng)制對(duì)流[14]。熱對(duì)流的計(jì)算通常用牛頓冷卻公式表示。當(dāng)物體被加熱時(shí)

由能量守恒定律可知，流入微原體的熱能量與流出的熱流量和能量增加量的總和保持一致[15]。由此可以推出三維瞬態(tài)的導(dǎo)熱微分方程表達(dá)式為

為比熱容，

J/（kg·K）;

為單位時(shí)間單位體積內(nèi)熱源的生成熱，W/（m3·s）。

為使上述傳熱方程有唯一解，需要明確施加的外界條件。主要包括初始條件和邊界條件[17]。

1）初始條件，指初始狀態(tài)時(shí)，非穩(wěn)態(tài)傳熱的各個(gè)變量的初始值。即

T=T（x，y，z，t）

（6）

式中 T為溫度;t為時(shí)間。

2）邊界條件，反映求解的模型與影響該模型的外界環(huán)境之間的關(guān)系。主要包括2種初始條件。在第一類邊界條件中，需要確定環(huán)境邊界

Ts=Tw（x，y，z，t）

（7）

式中 Ts為邊界溫度;Tw為邊界w給定的溫度。在第二類邊界條件中，需明確計(jì)算熱流密度

式中 qw為單位面積上固體表面熱流密度，W/（m2·s）;n為熱流密度方向。

2 有限元分析

2.1 幾何模型的建立本文以某種礦用車輛使用的五十鈴600P濕式制動(dòng)器作為研究對(duì)象，該濕式制動(dòng)器的結(jié)構(gòu)主要包括：動(dòng)、靜摩擦盤、活塞以及承壓盤。使用Solidworks軟件對(duì)其主要結(jié)構(gòu)進(jìn)行1∶1三維實(shí)體建模。為節(jié)約計(jì)算時(shí)間和計(jì)算成本，在保證精度的

前提下適當(dāng)?shù)暮?jiǎn)化模型。簡(jiǎn)化三維模型如圖1所示。

根據(jù)《煤礦安全規(guī)程》規(guī)定，井下車輛最高車速限制運(yùn)物40 km/h。因此，在分析車輛緊急制動(dòng)工況下摩擦片溫度變化時(shí)，將車輛的制動(dòng)初速度設(shè)定為20，30，40 km/h。當(dāng)車輛進(jìn)行制動(dòng)時(shí)，制動(dòng)器的制動(dòng)活塞所受到的油壓會(huì)隨著溫度的增加從2 MPa增加到3 MPa，制動(dòng)踏板力的比例系數(shù)為0.016，所需制動(dòng)踏板力則會(huì)從750 N左右增加至

1 000 N。制動(dòng)器制動(dòng)工況及零件尺寸見表1，表2。

2.2 網(wǎng)格劃分及邊界條件設(shè)置網(wǎng)格劃分需要達(dá)到的效果是既要滿足計(jì)算精度，還要控制計(jì)算時(shí)間。本文中選用的耦合場(chǎng)單元為Solid 226單元，是具有20節(jié)點(diǎn)的六面體高階單元，分析準(zhǔn)確性提高。

將模型導(dǎo)入ANSYS中的Mechanical模塊進(jìn)行網(wǎng)格劃分，本文中采用的劃分方法是多區(qū)域和面劃分方法。活塞與承壓盤的影響較小，因此設(shè)置活塞與承壓盤的單元體尺寸為7 mm，筆者重點(diǎn)研究動(dòng)摩擦盤和靜摩擦盤的溫度場(chǎng)變化，并綜合考慮網(wǎng)格質(zhì)量對(duì)數(shù)值模擬結(jié)果最大誤差的影響及計(jì)算時(shí)間，設(shè)置動(dòng)摩擦盤和靜摩擦盤的單元體尺寸為5 mm。有限元模型共生成57 021個(gè)節(jié)點(diǎn)，9 922個(gè)單元，網(wǎng)格的最小邊長(zhǎng)為0.8 mm。劃分結(jié)果如圖2所示。

圖2 有限元模型網(wǎng)格劃分

Fig.2 Finite element model meshing

邊界條件根據(jù)各零件之間的實(shí)際連接關(guān)系，通過“Contact”進(jìn)行接觸定義。其中，靜摩擦盤與活塞之間定義為綁定接觸，動(dòng)靜摩擦盤之間定義為摩擦接觸，摩擦系數(shù)設(shè)定為0.2。對(duì)于濕式制動(dòng)器的制動(dòng)過程，可以簡(jiǎn)化為2個(gè)過程，一個(gè)是活塞將制動(dòng)壓力傳遞到靜摩擦盤的過程，另一個(gè)過程是動(dòng)摩擦盤繞著旋轉(zhuǎn)軸做勻減速旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)。對(duì)于活塞，施加的制動(dòng)壓力隨著速度的增加從 2 MPa增加到3MPa。對(duì)于位于底部的靜摩擦盤，需要添加Displacement命令，固定其在空間的自由度但不固定它的熱自由度。但對(duì)于動(dòng)摩擦盤，需要通過鉸鏈連接保留內(nèi)圓柱面在z軸的平移自由度和旋轉(zhuǎn)自由度，抑制它在x軸、y軸的自由度。并通過添加鉸鏈載荷的方式設(shè)置其旋轉(zhuǎn)速度。最后通過添加命令流的方式設(shè)置摩擦盤的對(duì)流換熱系數(shù)。

2.3 仿真結(jié)果分析由圖3（a）溫度分布云圖可知濕式制動(dòng)器以20 km/h的制動(dòng)速度制動(dòng)時(shí)摩擦盤最高溫度為27.37 ℃，最大溫升為7.37 ℃，中徑部位的溫度分布形成了環(huán)狀分布帶，圓環(huán)中間的紅色區(qū)域?yàn)楦邷攸c(diǎn)區(qū)域[16]，這些小區(qū)域在壓緊力的作用下緊密接觸，產(chǎn)生的熱量相比于其他區(qū)域較多，且摩擦盤中間區(qū)域通過熱對(duì)流和熱傳導(dǎo)散發(fā)的熱量較小，因此溫度上升也會(huì)相較于其他區(qū)域多。動(dòng)摩擦盤由于油槽的冷卻降溫作用，所以形成的環(huán)狀為斷裂狀圓環(huán)。因此動(dòng)摩擦盤表面溫度分布存在明顯的梯度，一是粉片與油槽之間，二是中徑與內(nèi)外徑之間。如圖3（b）所示，相比于20 km/h的云圖，在速度達(dá)到30 km/h時(shí)，靜摩擦盤在中徑處形成的環(huán)狀熱點(diǎn)區(qū)域的紅色高溫度更多。如圖3（c）所示，當(dāng)以40 km/h制動(dòng)時(shí)，最高溫度為33.66 ℃，最大溫

升為13.66 ℃，此時(shí)在制動(dòng)結(jié)束后，熱流從動(dòng)靜摩擦盤中徑處的主要摩擦區(qū)域向內(nèi)外徑擴(kuò)散的更多，紅色高溫點(diǎn)也增加的更多。

3 試驗(yàn)設(shè)備介紹與結(jié)果分析

3.1 試驗(yàn)設(shè)備介紹濕式制動(dòng)器在實(shí)際工況下的制動(dòng)情況則會(huì)復(fù)雜的多，為驗(yàn)證有限元分析結(jié)果的有效性，通過臺(tái)架試驗(yàn)對(duì)動(dòng)靜摩擦盤之間溫度的變化進(jìn)行實(shí)時(shí)測(cè)量。試驗(yàn)平臺(tái)為重慶一家汽車設(shè)備公司研制的BBP-02慣性試驗(yàn)臺(tái)。在該試驗(yàn)臺(tái)上可以進(jìn)行濕式制動(dòng)器總成磨合試驗(yàn)、充液閥充液性能試驗(yàn)、制動(dòng)系統(tǒng)響應(yīng)試驗(yàn)、熱衰退恢復(fù)試驗(yàn)等。結(jié)構(gòu)如圖4（a）所示。對(duì)于濕式制動(dòng)器的摩擦副件溫度的測(cè)量，采用預(yù)埋熱電偶的方式來測(cè)量摩擦盤的表面溫度[18]，在靜摩擦盤上從周向和徑向分別設(shè)計(jì)了溫度測(cè)量點(diǎn)，具體位置如圖4（b）所示。

溫度數(shù)據(jù)的采集選用的是安捷倫數(shù)采儀，如圖4（c）所示，將制動(dòng)器摩擦盤中的7個(gè)熱電偶接到數(shù)采儀測(cè)量模塊中，并選擇01通道，進(jìn)行通道配置，然后進(jìn)行掃描，讀取數(shù)據(jù)。根據(jù)《煤礦安全規(guī)程》[20]，當(dāng)無軌膠輪車在生產(chǎn)干線上工作時(shí)，最高車速不超過40 km/h，同時(shí)為了與有限元分析的模型進(jìn)行對(duì)比驗(yàn)證，本文測(cè)量并分析當(dāng)車速分別為20，30，40 km/h時(shí)，摩擦盤在徑向和周向方向上的溫度變化。由于緊急制動(dòng)為單次制動(dòng)，時(shí)間較短，因此我們?cè)跀?shù)采儀上設(shè)置0.1 s作為時(shí)間間隔，采集摩擦盤在各速度段的溫度數(shù)據(jù)。

3.2 溫度分布圖5（a）為制動(dòng)速度為20，30及40 km/h時(shí)摩擦盤在周向方向1號(hào)點(diǎn)溫度變化曲線。靜摩擦盤在周向上的溫度呈先快速上升后緩慢下降的趨勢(shì)。當(dāng)制動(dòng)速度為20 km/h時(shí)，在制動(dòng)0.6 s時(shí)，達(dá)到最高溫升6.798 ℃。在制動(dòng)結(jié)束后，平均溫升為5.470 ℃。當(dāng)制動(dòng)速度為30 km/h時(shí)，在0.6 s時(shí)，達(dá)到最高溫升9.178 ℃。而制動(dòng)結(jié)束后，測(cè)量點(diǎn)的溫度緩慢下降，平均溫升為7.184 ℃。當(dāng)達(dá)到允許最高車速40 km/h時(shí)，在制動(dòng)0.6 s時(shí)最高溫升達(dá)到11.732 ℃。在0.919 s制動(dòng)結(jié)束后，平均溫升為9.883 ℃。

圖5（b）為徑向上2號(hào)點(diǎn)溫度變化曲線。可以看出，與周向溫度分布類似，當(dāng)速度為20 km/h時(shí)，溫度上升最大值為6.798 ℃，30 km/h時(shí)溫度上升最大值為9.178 ℃，40 km/h溫度上升最大值為11.732 ℃。摩擦盤在徑向上溫度變化較大。中徑2號(hào)點(diǎn)處于主要摩擦區(qū)域且散熱不及時(shí)，溫升較快，與仿真結(jié)果一致。中徑2號(hào)點(diǎn)溫度集中形成熱點(diǎn)，易發(fā)生熱疲勞和翹曲變形[21]。

3.3 結(jié)果分析為了驗(yàn)證仿真模型的正確性，需要將仿真模型上摩擦盤的溫度變化趨勢(shì)與試驗(yàn)的變化趨勢(shì)作對(duì)比。在仿真模型的靜摩擦盤上選取與試驗(yàn)臺(tái)上周向3號(hào)點(diǎn)相同的觀測(cè)點(diǎn)，分別繪制當(dāng)制動(dòng)速度為20，30，40 km/h時(shí)，靜摩擦盤在緊急制動(dòng)工況下溫升隨時(shí)間的變化曲線圖，并與臺(tái)架試驗(yàn)的曲線進(jìn)行對(duì)比論證。如圖6所示，仿真曲線與試驗(yàn)曲線誤差最大發(fā)生在制動(dòng)速度為30 km/h時(shí)，但誤差值也在5%以內(nèi)，說明仿真模型是有效的，可以用來分析結(jié)構(gòu)的材料參數(shù)對(duì)摩擦盤溫升的影響。

4 正交試驗(yàn)

4.1 正交試驗(yàn)設(shè)計(jì)為了揭示濕式制動(dòng)器在制動(dòng)過程中摩擦元件的材料因素對(duì)其溫升特性的影響，結(jié)合摩擦盤的材料特性以及仿真模型的設(shè)計(jì)，確定彈性模量、熱膨脹系數(shù)、導(dǎo)熱系數(shù)為本實(shí)驗(yàn)的3個(gè)試驗(yàn)因素。本實(shí)驗(yàn)以動(dòng)摩擦盤為例，其材料為65Mn鋼，該材料的因素水平見表3。

結(jié)構(gòu)的材料參數(shù)正交試驗(yàn)采用三因素三水平的正交表。本實(shí)驗(yàn)采取控制變量原則，控制制動(dòng)工況參數(shù)不變，共進(jìn)行了9組無重復(fù)試驗(yàn)。試驗(yàn)結(jié)果見表4。

從表4中可以看出，

yji為第j個(gè)因素各水平對(duì)溫升的影響;

ji為第j個(gè)因素影響的平均值;Rj為第j個(gè)因素的極差，計(jì)算公式為

Rj=max[j1，j2，…

]-min

[j1，j1，…

]（9）

式中 Rj反映了第j個(gè)因素水平變動(dòng)時(shí)溫升的變化幅度，Rj越大，說明該因素對(duì)溫升的影響越大。因此可根據(jù)極差Rj判斷各因素對(duì)溫升的影響。

由表4可知，對(duì)于結(jié)構(gòu)參數(shù)來說，溫升隨著彈性模量和熱膨脹系數(shù)的增加而增加，而隨著導(dǎo)熱系數(shù)的增加，溫升有所下降。根據(jù)Rj的大小，我們可知3個(gè)結(jié)構(gòu)參數(shù)對(duì)于摩擦盤溫升的影響大小為：熱膨脹系數(shù)>導(dǎo)熱系數(shù)>彈性模量。彈性模量對(duì)摩擦盤的溫升影響較小，熱膨脹系數(shù)對(duì)摩擦盤的溫升影響顯著。

4.2 多因素交互作用分析濕式制動(dòng)器制動(dòng)時(shí)為復(fù)雜的熱機(jī)耦合現(xiàn)象，各因素對(duì)摩擦盤的溫升存在著交互作用關(guān)系。為了分析結(jié)構(gòu)材料參數(shù)間的交互作用對(duì)摩擦盤溫升的影響，本文利用Design Expert軟件設(shè)置17組試驗(yàn)，分別對(duì)熱膨脹系數(shù)-彈性模量、彈性模量-導(dǎo)熱系數(shù)、熱膨脹系數(shù)-導(dǎo)熱系數(shù)之間的影響進(jìn)行交互作用分析。

4.2.1 熱膨脹系數(shù)與彈性模量的交互作用分析通過對(duì)彈性模量與熱膨脹系數(shù)對(duì)摩擦盤溫升的影響進(jìn)行交互作用分析，可以得到圖8所示的交互作用曲線、等高曲線以及3D響應(yīng)曲面。由圖7可以看出，溫升會(huì)隨著熱膨脹系數(shù)與彈性模量的增加而有所升高，熱膨脹系數(shù)與彈性模量有一定的交互作用但是交互作用不明顯。

4.2.2 彈性模量與導(dǎo)熱系數(shù)的交互作用分析通過對(duì)彈性模量與導(dǎo)熱系數(shù)對(duì)摩擦盤溫升的影響進(jìn)行交互作用分析，可以得到圖9所示的等高曲線、3D響應(yīng)曲面以及交互作用曲線。

由圖8可以看出，當(dāng)導(dǎo)熱系數(shù)增加時(shí)溫升降低，彈性模量與導(dǎo)熱系數(shù)具有較明顯的交互作用，當(dāng)導(dǎo)熱系數(shù)為10 W·（m·K）-1、彈性模量為1.5時(shí)溫升最大達(dá)到10.01 ℃。

4.2.3 導(dǎo)熱系數(shù)與熱膨脹系數(shù)的交互作用分析通過對(duì)彈性模量與熱膨脹系數(shù)對(duì)摩擦盤溫升的影響進(jìn)行交互作用分析，可以得到圖9所示的等高曲線、3D響應(yīng)曲面以及交互作用曲線。由圖9可以看出，熱膨脹系數(shù)與導(dǎo)熱系數(shù)存在交互作用，且兩者交互作用對(duì)溫升的影響較為明顯，隨著熱膨脹系數(shù)與導(dǎo)熱系數(shù)的增加，溫升速率逐漸增大，溫升最大達(dá)到11.35 ℃。

由上述分析可知3個(gè)結(jié)構(gòu)參數(shù)相互之間存在交互作用，彈性模量與熱膨脹系數(shù)的交互作用最為顯著，通過控制變量分析交互作用曲線可知，當(dāng)熱膨脹系數(shù)從1×10-6 K-1上升到1×10-5 K-1時(shí)，溫升增加3.12 ℃，增幅74.3%。

5 結(jié) 論

1）從仿真模型來看，濕式制動(dòng)器摩擦盤在制動(dòng)過程中溫度場(chǎng)并不呈均勻分布，摩擦盤在徑向溫度變化大小大于周向上溫度變化，并在中徑位置形成了紅色的熱點(diǎn)區(qū)域。

2）在影響摩擦盤溫升的材料參數(shù)中，熱膨脹系數(shù)對(duì)摩擦盤的溫升影響最為顯著，當(dāng)熱膨脹系數(shù)從1E-06 K-1上升到1E-05 K-1時(shí)，溫升增加3.12 ℃，增幅74.3%，其次是導(dǎo)熱系數(shù)，最后是彈性模量。

3）交互作用分析發(fā)現(xiàn)彈性模量與導(dǎo)熱系數(shù)，導(dǎo)熱系數(shù)與熱膨脹系數(shù)的交互作用顯著，對(duì)摩擦盤溫升影響較大，熱膨脹系數(shù)與彈性模量具有交互作用，但對(duì)摩擦盤溫升影響較小。

4）通過對(duì)材料參數(shù)的單因素分析與交互作用分析，得到材料因素對(duì)濕式制動(dòng)器溫升特性的影響，為解決濕式制動(dòng)器在溫升過高從而導(dǎo)致的制動(dòng)失效問題，在選材改進(jìn)方面提供了理論基礎(chǔ)。

參考文獻(xiàn)（References）：

[1]

張群威，賈耀曾.濕式制動(dòng)器的發(fā)展及應(yīng)用探究[J].時(shí)代農(nóng)機(jī)，2018，45（2）：87.

ZHANG Qunwei，JIA Yaozeng.Research on the Development and Application of Wet Brake[J].Times Agricultural Machinery，2018，45（2）：87.

[2]陸紀(jì)文.礦山機(jī)械強(qiáng)制冷卻濕式制動(dòng)器開發(fā)研究[J].南方農(nóng)機(jī)，2020，51（23）：45-54.

LU Jiwen.Development and research of forced cooling wet brake for mining machinery[J].Southern Agricultural Machinery，2020，51（23）：45-54.

[3]李文軍.濕式多盤制動(dòng)器的特點(diǎn)及應(yīng)用[J].煤礦機(jī)械，2013，34（8）：190-191.

LI Wenjun.Features and application of wet multi-disc brake[J].Coal Mining Machinery，2013，34（8）：190-191.

[4]趙文清.濕式多盤制動(dòng)器整體散熱特性的研究[J].起重運(yùn)輸機(jī)械，2004（3）：39-42.ZHAO Wenqing.Research on the integral heat dissipation characteristics of wet multi-disc brakes[J].Lifting and Transporting Machinery，2004（3）：39-42.

[5]劉杰.防爆膠輪車濕式多盤制動(dòng)器溫升特性的研究[J].煤礦機(jī)械，2014，35（7）：50-52.

LIU Jie.Research on the temperature rise characteristics of wet multi-disc brakes of explosion-proof rubber wheels[J].Coal Mining Machinery，2014，35（7）：50-52.

[6]代立明.礦用濕式多盤制動(dòng)器工作原理及溫升特性[J].鑿巖機(jī)械氣動(dòng)工具，2021，47（

1）：20-22.

DAI Liming.Working principle and temperature rise characteristics of wet multi-disc brake for mine[J].Rock Drilling Machinery Pneumatic Tools，2021，47（

1）：20-22.

[7]吳不得.大噸位盤式制動(dòng)器熱-結(jié)構(gòu)耦合分析[D].重慶：重慶交通大學(xué)，2013.

WU Bude.Thermal-structure coupling analysis of large-tonnage disc brake[D].Chongqing：Chongqing Jiaotong University，2013.

[8]潘公宇，王繼業(yè).轉(zhuǎn)動(dòng)熱源作用下的制動(dòng)盤順序熱機(jī)耦合分析[J].機(jī)械設(shè)計(jì)與制造，2020（8）：126-130.PAN Gongyu，WANG Jiye.Sequential thermo-mechanical coupling analysis of brake discs under the action of rotating heat source[J].Mechanical Design and Manu-Facturing，2020（8）：126-130.

[9]JEN T C，

NEMECEK D J.Thermal analysis of a wet-disk clutch subjected to a constant energy engagement[J].International Journal of Heat and Mass Transfer，2008，51（7-8）：1757-1769.

[10]陳立輝，郭忠印.基于輔助制動(dòng)長(zhǎng)大下坡路段鼓式制動(dòng)器溫升預(yù)測(cè)模型[J].交通科技，2017（2）：4-6.

CHEN Lihui，GUO Zhongyin.Prediction model of temperature rise of drum brake based on auxiliary braking on long downhill[J].Transportation Technology，2017（2）：4-6.

[11]MARKETLUND P，

LARSSON R.Wet clutch friction characteristics obtained from simplified pin on disc test[J].Tribology，2007（11）：1-7.

[12]崔庭瓊，范健文，經(jīng)素萍，等.濕式制動(dòng)器三維瞬態(tài)溫升特性研究[J].機(jī)械傳動(dòng)，2017，41（10）：56-59.

CUI Tingqiong，F(xiàn)AN Jianwen，JING Suping，et al.Research on three-dimensional transient temperature rise characteristics of wet brake[J].Mechanical Transmission，2017，41（10）：56-59.

[13]劉瑩，畢勇強(qiáng)，宋濤，等.礦車盤式制動(dòng)器熱-結(jié)構(gòu)耦合分析[J].潤(rùn)滑與密封，2015，40（5）：11-15.

LIU Ying，BI Yongqiang，SONG Tao，et al.Thermal-structure coupling analysis of disc brake of mine car[J].Lubrication and sealing，2015，40（5）：11-15.

[14]崔庭瓊，范健文，朱恩洲，等.基于分形理論濕式制動(dòng)器接觸界面溫度場(chǎng)研究[J].機(jī)械傳動(dòng)，2017，41（6）：42-45.CUI Tingqiong，F(xiàn)AN Jianwen，ZHU Enzhou，et al.Research on temperature field of contact interface of wet brake based on fractal theory[J].Mechanical Transmission，2017，41（6）：42-45.

[15]范芳，何鋒，余國(guó)寬，等.基于Ansys的濕式制動(dòng)器摩擦盤溫度場(chǎng)分析[J].現(xiàn)代機(jī)械，2016（3）：5-7.FAN Fang，HE Feng，YU Guokuan，et al.Analysis of temperature field of friction disc of wet brake based on ansys[J].

Modern Machinery，2016（3）：5-7.

[16]孫冬野，胡豐賓，秦大同.濕式多片制動(dòng)器熱應(yīng)力分布規(guī)律試驗(yàn)分析[J].中國(guó)機(jī)械工程，2010，21（16）：2006-2010.

SUN Dongye，HU Fengbin，QIN Datong.Test and analysis of thermal stress distribution law of wet multi-disc brake[J].China Mechanical Engineering，2010，21（16）2006-2010.

[17]畢世英，劉偉達(dá)，郭麗君.汽車鼓式制動(dòng)器熱力耦合有限元仿真分析[J].機(jī)電工程，2019，36（10）：1110-1114.BI Shiying，LIU Weida，GUO Lijun.Thermal-mechanical coupling finite element simulation analysis of automobile drum brake[J].Mechanical and Electrical Engineering，2019，36（10）：1110-1114.

[18]張方宇，桂良進(jìn)，范子杰.盤式制動(dòng)器熱-應(yīng)力-磨損耦合行為的數(shù)值模擬[J].汽車工程，2014，36（8）：984-988.ZHANG Fangyu，GUI Liangjin，F(xiàn)AN Zijie.Numerical simulation of thermal-stress-wear coupling behavior of disc brake[J].Automotive Engineering，2014，36（8）：984-988.

[19]盧師秋，孔維宇.濕式制動(dòng)器摩擦溫度測(cè)量方法探究[J].科技展望，2016，26（21）：143-144.LU Shiqiu，KONG Weiyu.Probe into the method of measuring the friction temperature of wet brake[J].Technology Outlook，2016，26（21）：143-144.

[20]國(guó)家安全生產(chǎn)監(jiān)督管理總局.煤礦安全規(guī)程[M].北京：煤炭工業(yè)出版社，2016.

[21]馬勝利，王曄，張立平，等.采煤機(jī)濕式多片盤式制動(dòng)器溫度分布研究[J].煤炭技術(shù)，2016，35（7）：229-231.MA Shengli，WANG Ye，ZHANG Liping，et al.Research on temperature distribution of wet multi-disc brake of coal shearer[J].Coal Technology，2016，35（7）：229-231.

2643501186350