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制动盘和制动片的热性能
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为了确定介质中的温度分布,需要求解适当形式的传热方程。然而,这样的解决方案取决于介质边界处存在的物理条件和介质在某些初始时间存在的条件。为了表达盘式制动器模型中的传热,需要定义几种热边界条件和初始条件。如图17所示,在制动盘和制动片之间的接口处,由于滑动摩擦而产生热量,显示为蓝色。在这项工作中,假设所有的机械能都转化为热能。Al Bahkali和Barber(2006)指出,摩擦产生的热通量可以表示为: 式中,μ是摩擦系数,V是圆盘的滑动速度,p代表界面处的接触压力。 对于制动盘和制动片的外露区域,假设热通过对流与环境交换。因此,对流表面边界条件适用于此(如图17中红色所示)。这可以表示为: 式中h为对流换热系数,k为导热系数,T∞为大气温度,T(0,T)为该边界处的温度,用x=0表示。 最后,在背板表面,使用绝热或绝缘表面边界条件,并在图17中以黑色显示。这可以表示为 图17。热分析的边界条件。 这意味着没有热量通过背板传递到其他盘式制动器部件中。这种简化不需要定义其他部件暴露区域的对流表面边界条件,主要是一种数值考虑。Lin(2001)和Al-Bahkali和Barber(2006)在他们的模型中使用了相同的边界条件。这种简化应足以用于短时间制动应用,当可能已经发生尖叫声时,热量很难传播很远。还应注意的是,方程(5)和(6)描述了一维传热,以便于解释,并且在作者的研究中实际模拟了三维传热。模型的初始条件是在制动盘和制动片的每个节点处温度为20oC。大气温度也一直是20摄氏度。 表7列出了制动盘和制动片的热性能,所有这些数据均来自Lin(2001)。然而,事实证明,使用这些适当的热特性值会导致非常长的计算时间。一个典型的盘式制动系统热分析的例子需要几个星期才能完成。为了克服这一问题,Choi和Lee(2003)使用了比热比远低于实际值的值,发现在瞬态热弹性分析中可以更快地收敛到稳态。因此,这里也采用了更小的比热容值(20j/kg K)。 比较了有热效应和无热效应时的接触压力分布。图18是接触压力分布和热效应的结果。图19显示了无热效应的接触压力分布。这些结果在Ω=100 rad/s和P=1 MPa时得到。比较这两个数字,压力分布是不同的。考虑热效应的有限元模型表明,与不考虑热效应的有限元模型相比,活塞垫处的接触压力正向前缘扩散。结果表明,与无热效应的有限元模型相比,有热效应的指垫在后缘形成了更大的接触面积。热效应模型的接触压力为10.67mpa,高于无热效应模型的6.83mpa。图20和21是Ω=50 rad/s和P=1 MPa的另一个例子。这两个数字还表明,活塞和指垫处的接触压力随着热效应的加入而高于没有热效应的模型。两种模型的接触压力分布也明显不同。 表7。制动盘和制动片的材料热性能数据 图18。在100 rad/s和1 MPa下具有热效应的压力分布。 图19。100 rad/s和1 MPa条件下无热效应的压力分布。 振动分析 研究人员对制动噪声的研究主要采用两种数值方法,即复特征值分析法和动态瞬态分析法。Mahajan等人(1999)和Ouyang等人(2005)评论了这两种方法的优点和局限性。近年来,动态瞬变分析逐渐受到人们的重视。许多研究人员在研究尖叫行为时率先采用了这种方法
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