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新型式多盘止动器非恒态散热性能的研讨


1散热特性
  11概述为了将湿式多盘制动器的油温控制在一定的范围,湿式多盘制动器设计有冷却系统,该系统可使湿式多盘制动器在某一时间内产生的热量与在同一时间内所散发的热量相平衡,这样,制动器的油温就可控制在一定的范围内(湿式多盘制动器的油温一般控制在120℃左右)。湿式多盘制动器工作过程中,其壳体连续的散热过程为非稳态散热过程,但若将其制动过程的时间段离散细化为微小的区间,这样可把每个离散区间段视为稳态散热过程,而后对其散热过程利用稳态散热过程特征进行温升计算。
  12温升模型的建立及整体散热特性分析
  由于湿式多盘制动器在制动瞬时产生的制动热不能即刻传到油液中,而是被钢盘吸收,因此制动热能向油液中扩散须有个过程,这与油液的流动状态、摩擦衬盘的导热特性、对偶钢盘的热容量及其传热特性有关,此外还与外界环境温度及空气的流动状况有关,因此制动热能的产生具有瞬时性,而制动热能的散发则具有过程性。因此,工作循环时间的长短、湿式多盘制动器壳体的散热能力以及制动强度对湿式多盘制动器内油温的升高程度影响很大。
  由于制动器中固定盘与摩擦盘之间的摩擦力矩所消耗的功等于车辆的制动能量E,而车辆的制动能量E等于车辆的动能Ei与势能Ej之和。
  车辆在任一个工作时间段内的总制动能为E=∑nii=1Ei ∑njj=1Ej=∑nii=112mv2i ∑njj=1mghj(1)
  式中E――车辆制动时产生的总能量,JEi――车辆制动时产生的动能,JEj――车辆制动时产生的势能,Jvi――车辆制动前的初速度,msg――重力加速度,ms2hj――路面斜坡高度,mm――车辆总质量,kg自冷式湿式多盘制动器工作时,内部油液在微小时间段内的温升数学模型可近似表示为14T(1)E(1)=1
  T(1)[como(to1-t0) csms(ts1-t0)] ΑaA(to1-ta)(2)
  式中T(1)――第一微小时间段t0――初始温度值(环境温度)E(1)――时间段T(1)内其产生的能量Αa――总传热系数to1――在第一个时间段末的油温ts1――在第一个时间段末壳体的壁温ta――工作环境温度co――油的比热容cs――湿式多盘制动器制动件的比热容mo――制动器油液质量ms――制动器质量在初始时,t0=ta;当T(1)时,认为to1=ts1。
  在T(1)时间段内,因c0、cs、Αa变化不大,可设为常数。
  同理,在第n个时间段内,湿式多盘制动器的温升可近似表示为14T(n)E(n)=1
  T(n)[como(ton-to(n-1)) csms(tsn-ts(n-1))] ΑaA(ton-ta)(3)式中T(n)――第n个时间段E(n)――时间段T(n)内所产生的能量当在第n个时间段T(n)时,认为ton=tsn。
  传热系数Αa的计算过程如下:
  由5=ΑaA(to-ta)=ΑA(tsn-ta)(4)
  式中Α――冷流体侧空气与湿式多盘制动器壳体外表壁面的传热系数tsn――湿式多盘制动器壳体外表壁面的温度5――湿式多盘制动器传热过程的热流量A――湿式多盘制动器散热面积得Αa=tsn-tato-taΑ(5)由层流局部换热系数的特征数方程式Nux=01332Re12Pr13(6)
  Nux=ΑxΚ(7)
  Re=w∞xΜ(8)
  式中x――离板前缘的距离Re――雷诺数w∞――空气流动的速度,msΜ――空气物理参数,m2sΚ――热导率Pr――普郎特数Αx――局部对流换热系数Nux――局部努塞尔数可导出平均换热系数为Α=2Αx(9)
  通常空气的定性温度取tγ=tsn ta2(10)
  被测车辆一个工作循环的平均速度得为w∞=3ms.由文献[2]的附录4,查tγ下的空气物理参数Μ、Κ、Pr,可求得Re与Nux及Α。不同时段的总传热系数Αa可由式(5)通过试验所得ta、tsn、to来确定。由此,任一时间段T(n)的油温ton可由式(3)通过循环迭代求出。油温理论计算公式(3)的使用范围在油的燃点之内,即to<[to],[to]=190℃。计算过程由Matlab编制的程序来实现。
  2试验与理论计算分析
  湿式多盘制动器物理参数及装载机在试验时的工况参数如下:
  装载机样机型号为ZL50D;制动器油为GL4车辆齿轮油;摩擦衬盘的动摩擦系数为0105;制动器系统油液的液压压力为1MPa,制动时踩至其23处,则其压力为5MPa.物理参数:co=1816×102J(kgK),cs=466J(kgK),mo=1013kg,ms=158kg,A=018m2.
  一般作业时,空车质量16t,铲斗容量4t,工作循环时间T=35s,制动次数4次,重载速度19ms,空车速度19ms;强制作业时,空车质量16t,铲斗容量5t,工作循环时间T=17175s,制动次数2次,重载时前进、后退速度为215ms.
  1理论计算结果与试验场地实际测定的温度数据
  理论计算结果与试验场地实际测定的温度数据见1所示。
  从1可看出,误差已基本控制在工程许可的误差范围5之内。个别理论计算结果与实际测定油温数据有误差,是由于当时的试验条件所限,试验条件恶劣如下雨、刮风、制动状态和油品的性能不太稳定、壳体正面壁面与侧面壁面的油温不相等等原因所致。
  油温理论计算公式(3)的使用范围应该在油的燃点之内,即to<[to],[to]=190℃。当to≥[to]时,公式(3)已超出其使用范围。湿式多盘制动器的冷却油温一般控制在120℃左右,当油温超过油的燃点时,湿式多盘制动器的冷却油呈油气两相状态(油的特性已变而失效),对于油气两相状态,公式(3)已不适用,因散热呈现多相性如汽化热。
  3讨论
  当ton=to(n 1)时,说明由湿式多盘制动器制动时产生的热与制动器本身散发的热达到了热平衡,油温不再升高。则式(3)可化简为14T(n)E(n)=ΑaA(ton-ta)(1)由式(1)可求得相应的T(n)与E(n)的匹配关系。可见,提高工作循环时间T、减小制动能E(n)可以使油温to降低,提高制动器的使用性能及其使用寿命。
  设to=120℃(制动器通常推荐最高容许的使用油温),ta=20℃(空气常温),由式(1)可求得湿式多盘制动器的使用工况下E(n)与T(n)的合理匹配关系如下E(n)=400ΑaA
  T(n)(12)可见,选择合适的工作循环时间T(高速重载运行、低速空载倒行、高速空载运行、低速重载倒行运行的总时间),可在满足制动强度E(n)的使用条件下保持油温稳定在任意合理的数值,如to=120℃。
  传热系数Αa、空气对流换热系数Αr、油对流换热系数Αo、金属壳体的导热系数Κs、厚度s的关系为Αa=1Αr 1Αo sΚs(13)可见,传热系数Αa的大小受传热系数小的空气对流换热系数Αr的影响最大,因此提高空气对流换热性能对提高传热能力尤为重要。另外,减少湿式多盘制动器表面的污垢也可提高湿式多盘制动器的传热性能。还可通过改变流态和增加流速,提高紊流强度,进而增强传热效果;扩展传热面传热系数小的一侧的面积如增加肋片,也可提高传热效果;使用添加剂改变湿式多盘制动器内部流体的物性,可达到强化传热效果;改变换热面的形状、大小及其表面状况,可增强湿式多盘制动器的传热效果;依靠车体外力使湿式多盘制动器的传热面和流体产生振动,进而可强化其对流换热效果。
  4结论
  (1)建立的自冷式湿式多盘制动器内部油液温升计算的数学模型是可行的,计算结果能反映湿式多盘制动器内部油液温升的热特性状况,可用于湿式多盘制动器内部油液温升的预测及分析计算,有工程使用价值。
  (2)选择合适的工作循环时间,可在满足制动强度使用条件下保持油液温度合理的数值,提高空气对流换热性能或减少湿式多盘制动器表面污垢可以有效地提高湿式多盘制动器的整体散热性能。


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