孫冬野，劉 升，郝允志，羅 勇，王 勇，秦大同

(1.重慶大學(xué)，機械傳動國家重點實驗室，重慶 400044； 2.西南大學(xué)，智能傳動與控制工程實驗室，重慶 400715；3.重慶理工大學(xué)重慶汽車學(xué)院，重慶 400054)

前言

為了提高車輛制動可靠性、穩(wěn)定性和車輛通過性，使制動器具有很強的抵抗污染能力，確保車輛能適應(yīng)多種惡劣的行駛環(huán)境，并使車輛結(jié)構(gòu)進一步輕量化，一種內(nèi)置輪邊的帶行星齒輪減速器的濕式多片制動器開始應(yīng)用于車輛，它具有濕式、輪邊減速、傳動和制動等特點，逐漸被越來越多的重型車、越野車和軍用車輛所采用，因其殼體系由輪轂延伸而成，權(quán)且俗稱為濕式輪轂。濕式輪轂內(nèi)適宜的溫度變化可提高車輛的可靠性、制動性和經(jīng)濟性。但隨著人們對車輛行駛速度和生產(chǎn)效率要求的不斷提高，車輛經(jīng)常處在高強度制動工況下，導(dǎo)致濕式輪轂內(nèi)熱量積聚過高，造成了濕式制動器熱彈性失穩(wěn)、摩擦偶件燒損與翹曲變形、傳動效率降低、油品劣化加速和密封圈漏油等問題。

針對高強度制動工況濕式輪轂出現(xiàn)的問題，須對多場耦合下濕式輪轂進行熱可靠性分析。國內(nèi)外專家學(xué)者針對齒輪傳動[1]和濕式多片摩擦[2]相關(guān)的生熱與熱分析，已做了大量研究并取得了顯著的成果。在此基礎(chǔ)上，對行星齒輪箱[3]和汽車變速器[4]等總成也進行了相關(guān)研究。目前針對濕式輪轂的熱分析和可靠性研究還很少，吉林大學(xué)[5]采用集總參數(shù)法和ANSYS軟件對含濕式輪轂的濕式驅(qū)動橋進行穩(wěn)態(tài)熱分析，但多場耦合影響和模型熱邊界條件有待進一步分析。制動可靠性是車輛安全研究的重點，制動熱分析作為制動熱可靠性研究的前提，一直是研究的熱點[6]，因此熱分析不夠完善的內(nèi)置制動器濕式輪轂其熱可靠性還有待進一步深入研究。

本文中針對高強度制動的3種不同類型，建立濕式制動器和濕式輪轂有限元模型，考慮溫度場和應(yīng)力場耦合對濕式多片制動器進行了熱可靠性分析，對濕式輪轂整體基于3種物理狀態(tài)的溫度場和流場耦合進行了熱可靠性分析，為提高濕式輪轂車輛的可靠性、制動性和經(jīng)濟性提供依據(jù)。

1 濕式輪轂熱可靠性分析方法流程

濕式輪轂熱可靠性取決于制動強度，因此首先確定車輛高強度制動下熱可靠性分析的工況，然后對不同工況下的濕式制動器和濕式輪轂整體進行熱可靠性分析。在考慮濕式制動器結(jié)構(gòu)特點和分析側(cè)重點的基礎(chǔ)上，利用SAP有限元分析軟件建立濕式制動器有限元模型。然后由各種材料的物性參數(shù)、相關(guān)初始條件和熱源模型得到熱流密度等邊界條件，計算濕式制動器有限元模型溫度場和應(yīng)力場，并進行熱可靠性分析。濕式輪轂整體熱可靠性分析首先在濕式輪轂結(jié)構(gòu)特點的基礎(chǔ)上利用ANASYS軟件進行三維建模，模型處理后轉(zhuǎn)化為可多核并行計算的熱分析模型。接著，基于車輛和輪轂的運動狀態(tài)和參數(shù)等條件建立合適的系統(tǒng)熱源和分熱源模型，并設(shè)定熱流密度等邊界條件。最后，通過FLUENT設(shè)置求解器，確定能量方程和湍流模型，對模型進行溫度場和流場數(shù)值計算和試驗驗證。濕式輪轂熱可靠性分析方法流程如圖1所示。

圖1 濕式輪轂熱可靠性分析方法流程

2 熱可靠性分析模型建立

2.1 濕式制動器模型

濕式多片制動器幾何形狀與熱流、對流邊界條件均為軸對稱，因此整個溫度場和應(yīng)力場有限元模型采用軸對稱單元。濕式制動器有限元分析模型如圖2所示。

圖2 濕式制動器有限元分析模型

現(xiàn)取出本制動器溫度場模型中的一對摩擦副。其中區(qū)域D1代表鋼片，D2和D4代表摩擦盤的摩擦襯片，D3代表摩擦盤的鋼背。Z1為鋼片與摩擦襯片相接觸的摩擦表面，Z2和Z3則為膠合在一起的摩擦襯片與鋼背的接合面。建立相應(yīng)的數(shù)學(xué)模型，其熱流密度方程為

對流換熱方程為

式中T=T1，T2，T3，T4。

界面Z=Z1摩擦襯片油槽內(nèi)，冷卻油與鋼片之間對流換熱系數(shù)方程為

當(dāng)鋼片與摩擦襯片壓緊接觸時，其接觸的摩擦表面Z1間滿足溫度連續(xù)方程：

和熱流守恒方程：

對于摩擦盤的摩擦襯片與鋼背的膠合面Z2和Z3，則始終滿足溫度連續(xù)方程：

和熱流守恒方程：

濕式多片制動器的其它摩擦副與之相同，式中：μ(p，v，T)為隨襯片比壓、摩擦速度和表面溫度變化的摩擦因數(shù)，下標p為襯片比壓，v為摩擦速度，T為表面溫度；q21和q12為界面Z=Z1流入鋼片和摩擦襯片的熱流密度；q32和q23為界面Z=Z2流入摩擦襯片和鋼背的熱流密度；q43和q34為界面Z=Z3流入鋼背和摩擦襯片的熱流密度；λ1和λ2為對偶鋼片和摩擦襯片導(dǎo)熱系數(shù)；ζi，ζo和ζ為摩擦副與內(nèi)徑處、外徑處和摩擦副間冷卻油的對流換熱系數(shù)；ri和ro為摩擦盤內(nèi)徑和外徑；Tib，Tob和Tb為制動器內(nèi)、外徑和摩擦副間處冷卻油溫度。

2.2 濕式輪轂?zāi)Ｐ?/h3>

考慮濕式輪轂零部件、冷卻潤滑油和周圍空氣物理狀態(tài)，建立濕式輪轂熱流場耦合分析模型，濕式輪轂的模型和結(jié)構(gòu)簡圖如圖3所示。

圖3 濕式輪轂的模型和結(jié)構(gòu)簡圖

分析濕式輪轂傳動系統(tǒng)和制動系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)特性和物理性能，以及濕式輪轂內(nèi)能量流動與損耗和車輛作業(yè)工況的變化，利用可系統(tǒng)動態(tài)分析多種能量耦合傳遞與轉(zhuǎn)化的鍵合圖理論，通過指示輪轂?zāi)芰苛飨虻膯蜗蜴I連接源類、存儲類、耗散類和結(jié)類鍵合圖元件，對完成增注后的濕式輪轂傳動和制動系統(tǒng)鍵合圖進行變換和簡化，最終建立濕式輪轂傳動和制動系統(tǒng)鍵合圖熱源模型，如圖4和圖5所示。

圖4 濕式輪轂傳動系統(tǒng)鍵合圖

圖5 濕式輪轂制動系統(tǒng)鍵合圖

模型鍵合圖元件如下：扭轉(zhuǎn)剛度C類，a表示半軸，b表示輪邊減速行星排齒輪，c表示輪轂和車輪，d表示承壓盤及擋圈，sp表示制動器回位彈簧，bf表示濕式制動摩擦偶件；轉(zhuǎn)動慣量I類，1表示半軸、濕式多片制動器旋轉(zhuǎn)部分和輪邊減速行星排太陽輪，2表示輪邊減速行星排行星輪、輪轂和輪胎，3表示車體，pi表示制動活塞，st表示鋼片，fr表示摩擦盤；生熱功率損失R類，齒輪嚙合損失，11表示輪邊減速行星排太陽輪與行星輪，22表示輪邊減速行星排行星輪與齒圈，軸承損失，01表示輪轂軸承(對)，攪油損失，001表示濕式多片制動器旋轉(zhuǎn)部分，002表示輪邊減速行星排太陽輪，003表示輪邊減速行星排行星輪，004表示輪轂，密封損失，M表示輪轂軸承處；阻力，G表示滾動阻力，K表示空氣阻力，P表示坡道阻力，pi表示制動活塞阻力；air表示空氣壓力；bf表示摩擦偶件摩擦阻力矩；fr表示濕式摩擦偶件軸向阻力。

其中定義的參數(shù)和下標如下：TF為變換器；I為慣性元；C為容性元；R為阻性元；1為共流結(jié)；0為共勢結(jié)；Sf為主減速器輸入軸轉(zhuǎn)速；Se為濕式制動器制動輪缸油壓；i0為主傳動速比；i1為輪邊減速器速比；r為車輪半徑；Sω為開關(guān)元件；Ain為活塞與制動油作用面在垂直于移動方向的面積；Aout為活塞與活塞外側(cè)氣體作用面在垂直于移動方向的面積；n為摩擦副數(shù)量；m為單制動器回位彈簧數(shù)量；p為廣義動量；q為廣義位移。

根據(jù)濕式輪轂系統(tǒng)熱源鍵合圖模型因果關(guān)系，功率流流向，不同通口元件方程式，勢結(jié)0流守恒及流結(jié)1勢守恒，結(jié)合之前已建立的分熱源模型，按鍵合圖規(guī)則選取慣性元廣義動量p和容性元廣義位移q為狀態(tài)變量，求導(dǎo)后的廣義動量和廣義位移分別替代系統(tǒng)勢變量和流變量，建立系統(tǒng)熱源鍵合圖模型。 對系統(tǒng)狀態(tài)變量 X=[p4，p10，p16，q2，q7，q13]求導(dǎo)后，可列出濕式輪轂傳動系統(tǒng)熱源狀態(tài)方程：

同樣，當(dāng)車輛制動時，開關(guān)元件Sω閉合，此時制動摩擦偶件產(chǎn)生摩擦勢損失，對濕式輪轂制動系統(tǒng)狀態(tài)變量 X=[p5，p10，q12，q14，q17]求導(dǎo)，并由系統(tǒng)的因果關(guān)系和功率流向可得制動系統(tǒng)熱源狀態(tài)方程：

為較準確地計算車輛傳動系統(tǒng)熱源的熱流密度，須考慮車輛特性和各支路熱源的類型，分析能量轉(zhuǎn)化的機理和生熱影響因素來建立相應(yīng)有效分熱源模型。根據(jù)現(xiàn)有國際標準ISO/TR 14179—2齒輪箱熱承載能力中對齒輪嚙合、軸承和密封的傳動能量損耗的計算公式[7]，可確定出三者的熱源生熱情況。對于齒輪攪油熱源公式，則參考Terekhov提出的計算結(jié)果和試驗結(jié)果比較接近的經(jīng)驗公式[8]。輪轂油剪切摩擦力矩損耗參考流體力學(xué)摩擦阻力公式估算可忽略。濕式制動器為輪轂內(nèi)熱能的主要來源，非接合狀態(tài)下帶排損耗采用經(jīng)Hisanao Kitabayashi等[9]試驗驗證的濕式摩擦副間帶排轉(zhuǎn)矩計算公式；接合時制動力矩?zé)嵩茨Ｐ蛣t選取制動器摩擦偶件正壓力、有效摩擦半徑、滑動摩擦因數(shù)和摩擦副數(shù)量的乘積。濕式摩擦偶件運動產(chǎn)生的軸向耗能阻力可參考牛頓黏性公式；另外，除承受輪轂內(nèi)空氣壓力和彈簧彈力外，制動器活塞還須克服活塞密封造成的軸向摩擦阻力。

3 分析條件確定

本文中針對3種不同的高強度制動工況從濕式制動器和濕式輪轂整體兩個方面確定分析條件。

3.1 濕式多片制動器熱可靠性分析條件

為了解摩擦襯片油槽冷卻油作用下的濕式多片制動器摩擦偶件溫度場和應(yīng)力場的分布，本文中針對緊急制動和持續(xù)制動兩種工況對濕式多片制動器熱可靠性進行分析。以制停為目的的緊急制動，制動時間短，瞬時制動功率大，使冷卻油與摩擦副間的對流換熱來不及發(fā)生，摩擦偶件承受較高瞬態(tài)熱負荷。以控制車速為目的的持續(xù)制動，制動時間長，總熱負荷很大，其摩擦表面高溫時間維持較長。兩種工況制動器制動力矩、壓緊活塞的油壓和摩擦盤角速度隨時間變化曲線如圖6所示。

圖6 制動器制動特性曲線

持續(xù)制動和緊急制動工況下，濕式多片制動器結(jié)構(gòu)形式和材料特性均相同，濕式制動器的主要參數(shù)和濕式輪轂相關(guān)材料特性見表1和表2。濕式紙基摩擦材料與鋼片之間的對流換熱系數(shù)[10]和摩擦因數(shù)[11]已通過數(shù)值計算和試驗的方式獲得，其中摩擦因數(shù)是一個隨溫度、摩擦速度和襯片比壓而變化的參數(shù)：

表1 濕式多片制動器參數(shù)

3.2 濕式輪轂熱可靠性分析條件

整車、濕式輪轂及其部件等結(jié)構(gòu)參數(shù)與材料特性參數(shù)是仿真計算的基礎(chǔ)?，F(xiàn)針對輪轂結(jié)構(gòu)相同的某重型車輛的右后輪轂為研究對象，進行熱分析和試驗研究，相應(yīng)車輛及其總成的部分參數(shù)如表3所示。

表2 濕式輪轂相關(guān)材料特性

表3 整車參數(shù)

本文中基于dSPACE實時系統(tǒng)、MATLAB/Simulink軟件和傳感器的無縫連接，由ControlDesk軟件和傳感器實時監(jiān)測并獲取循環(huán)作業(yè)車輛的作業(yè)數(shù)據(jù)，制定出V型路徑循環(huán)距離36m和循環(huán)時間18s的長時間高頻制動的熱分析仿真工況，結(jié)果如圖7所示，其中實線為輪轂輸入轉(zhuǎn)速，虛線為制動油壓。

圖7 長時間高頻制動單循環(huán)作業(yè)輪轂輸入特性變化

4 多場耦合下的熱可靠性分析

4.1 緊急制動工況制動器熱可靠性

圖8 緊急制動工況摩擦副溫度和應(yīng)力等值線

圖8為用等值線形式表示的摩擦副橫截面內(nèi)溫度場和應(yīng)力場有限元計算結(jié)果。其中σr代表對偶鋼片橫截面內(nèi)徑向熱應(yīng)力，σθ代表周向熱應(yīng)力。結(jié)果顯示，緊急制動工況第5摩擦副外徑端摩擦表面的溫度和應(yīng)力明顯高于內(nèi)徑端。由于外徑端摩擦速度高于內(nèi)徑端，從而使外徑端熱流密度值高于內(nèi)徑端，得出外徑端溫度值高于內(nèi)徑端的計算結(jié)果。當(dāng)溫度值高于摩擦材料的極限值時，摩擦襯片局部區(qū)域?qū)霈F(xiàn)燒損。摩擦表面局部區(qū)域產(chǎn)生高溫并帶來大于其它區(qū)域的熱膨脹，這會加深此區(qū)域壓力和熱流密度值的進一步增加，從而引起膨脹量的再度加大，出現(xiàn)熱機失穩(wěn)現(xiàn)象。溫度分布不均會造成對偶鋼片和摩擦盤發(fā)生翹曲甚至蝶狀的永久變形。

對偶鋼片摩擦表面裂紋的出現(xiàn)往往是由于制動時間很短，摩擦副間熱量產(chǎn)生的速度要遠高于熱量向?qū)ε间撈瑑?nèi)部傳遞和冷卻油對流換熱的速度，致使摩擦副表面溫度高于其內(nèi)部的溫度，對偶鋼片摩擦表面受熱膨脹，而內(nèi)部溫度較低，膨脹量較小而產(chǎn)生壓應(yīng)力。若制動強度較大，對偶鋼片內(nèi)外溫度梯度比較大，且摩擦表面壓應(yīng)力超過對偶鋼片材料的強度值時，對偶鋼片外表面容易產(chǎn)生裂紋。由圖8可以看出σθ要遠大于σr。因此，對偶鋼片因局部應(yīng)力過大而產(chǎn)生的裂紋方向是沿徑向的。制動結(jié)束后，因冷卻油的進入對偶鋼片外表面的高溫會很快降下來。當(dāng)表面溫度低于內(nèi)部溫度時，對偶鋼片外表面的受力狀態(tài)將由壓應(yīng)力轉(zhuǎn)變?yōu)槔瓚?yīng)力。故對偶鋼片外表面易因頻繁制動導(dǎo)致疲勞破壞而出現(xiàn)裂紋。

圖9為有限元計算結(jié)果與臺架試驗結(jié)果的對比。由圖可見，計算結(jié)果與試驗數(shù)據(jù)較好地吻合，說明所建立的制動器有限元模型是正確的。

圖9 有限元計算結(jié)果與臺架試驗結(jié)果的對比

4.2 持續(xù)制動工況制動器熱可靠性

圖10為用等值線表示的第5摩擦副橫截面內(nèi)溫度場和周向熱應(yīng)力場有限元計算結(jié)果。由圖可見，持續(xù)制動工況下，摩擦副瞬時熱流密度比緊急制動工況下低，但因制動時間較長，摩擦所產(chǎn)生的總熱量卻比緊急制動工況大，溫度比緊急制動工況高很多，更容易超過摩擦材料的極限值，由于持續(xù)時間長，摩擦襯片也更容易被燒損。摩擦表面溫度過高且分布不均會造成對偶鋼片和摩擦盤發(fā)生翹曲變形甚至蝶狀永久變形。與緊急制動工況相比，由于制動時間較長，因摩擦所產(chǎn)生的熱量可較好地沿對偶鋼片厚度方向傳導(dǎo)，故與圖8相比沿對偶鋼片厚度方向溫度梯度減小，因此所引起的徑向熱應(yīng)力會得到緩解。

圖10 持續(xù)制動摩擦副溫度和應(yīng)力等值線

由圖10還可發(fā)現(xiàn)，沿對偶鋼片徑向溫度梯度加劇，導(dǎo)致周向熱應(yīng)力增加。實際使用過程中，對偶鋼片摩擦表面裂紋則更多地出現(xiàn)于持續(xù)制動工況，產(chǎn)生的原因主要是熱機失穩(wěn)現(xiàn)象的出現(xiàn)，使對偶鋼片沿徑向溫度變化梯度增加而導(dǎo)致周向熱應(yīng)力加大。因此，持續(xù)制動工況下所產(chǎn)生的裂紋往往是沿徑向的。為防止對偶鋼片摩擦表面過早出現(xiàn)裂紋，應(yīng)降低摩擦表面最高溫度值，減緩對偶鋼片沿厚度和徑向溫度梯度的變化量，從而改善摩擦表面受力狀況。同時，增強摩擦襯片熱傳導(dǎo)能力可分散摩擦所產(chǎn)生的熱量，降低對偶鋼片的熱負荷。

4.3 長時間高頻制動工況輪轂熱可靠性

圖11為長時間高頻制動工況下的濕式輪轂穩(wěn)態(tài)熱平衡溫度場。濕式輪轂數(shù)值模擬計算初始溫度為車輛作業(yè)環(huán)境溫度。在周期高頻制動下，制動、齒輪嚙合、帶排等熱源功率急劇升高，最終導(dǎo)致輪轂內(nèi)溫度過高，其中穩(wěn)態(tài)最高溫度發(fā)生在制動鋼片和摩擦襯片附近，這是由于濕式制動摩擦盤周圍被內(nèi)齒圈支撐架、內(nèi)齒圈、制動承壓盤和摩擦盤支撐等構(gòu)件包圍，大部分潤滑油不能進入到熱源附近，導(dǎo)致濕式制動器內(nèi)部溫度相對較高。

圖11 長時間高頻制動工況濕式輪轂溫度場

圖12 長時間高頻制動工況濕式輪轂垂直軸向剖面溫度場

圖12為長時間高頻制動工況下的濕式輪轂垂直軸向三剖面溫度場。輪轂位于輪胎中心內(nèi)側(cè)，空氣從濕式輪轂兩側(cè)吹過，所以空氣對輪轂中央對流狀況不好，造成局部熱量積累，此處空氣溫度偏高。而且，由于熱氣流上升導(dǎo)致輪轂頂端內(nèi)側(cè)槽內(nèi)溫度高于低端，如圖中3個濕式輪轂垂直軸向剖面圖所示；中間剖面的空氣環(huán)狀溫度場因處在制動熱源位置且環(huán)輪轂周面空氣半封閉在環(huán)狀凹槽內(nèi)，導(dǎo)致空氣溫度極高。左側(cè)輪邊單行星排減速器外側(cè)剖面與右側(cè)空腔剖面因較好的空氣散熱條件，使輪轂壁面溫度大幅降低。

圖13為長時間高頻制動工況輪轂熱穩(wěn)態(tài)油溫下的制動瞬時鋼片徑向熱場。濕式制動器進油口位于摩擦盤支撐與圓盤所圍成的油腔，制動初始鋼片溫度取值為長時間高頻制動工況濕式制動器內(nèi)鋼片周圍冷卻油溫度，制動1.5s后，制動器與鋼片接合的摩擦襯片中心的最高溫度上升了142℃，摩擦副在Z軸方向的疊加導(dǎo)致鋼片表面溫度由中心向兩端呈徑向分布。而兩側(cè)鋼片由于僅有內(nèi)側(cè)摩擦生熱，且與制動活塞和承壓盤的軸向?qū)釛l件較好，故溫度偏低。

圖13 長時間高頻制動工況制動瞬時鋼片溫度場

由以上分析可知，濕式制動輪轂中溫度最高的區(qū)域出現(xiàn)在濕式多片制動器，濕式制動器的最高溫度處在濕式制動摩擦襯片與鋼片上，而摩擦襯片中的溝槽冷卻潤滑油就在鋼片與摩擦襯片之間。這不但會加劇摩擦副翹曲變形和燒損，還會加速制動器摩擦副間的潤滑油和制動器油封等失效。長時間高頻制動易造成輪轂內(nèi)大部分冷卻潤滑油的溫度超過濕式輪轂使用的允許值，此時會導(dǎo)致潤滑油黏度下降，承載能力減弱，單行星排齒輪、輪轂內(nèi)軸承和摩擦盤花鍵的磨損加劇，輪邊減速器傳動效率降低和輪轂密封圈漏油等情況的發(fā)生。因此長時間高頻制動工況下濕式輪轂的熱流場分析對濕式輪轂的可靠性、制動性和經(jīng)濟性具有重要意義。

為驗證濕式輪轂有限元模型溫度場的理論分析合理性，對濕式輪轂的溫升進行實車試驗研究，結(jié)果如圖14所示。

圖14 實車長時間高頻制動工況濕式輪轂測量點溫升變化

考慮輪轂內(nèi)冷卻潤滑油油溫允許使用范圍和密封等材料的承受溫度，當(dāng)長時間高頻制動工況下濕式輪轂內(nèi)冷卻潤滑油油溫達到150℃時結(jié)束試驗，車輛作業(yè)時間持續(xù)了132min，輪轂冷卻潤滑油油溫上升了126℃，試驗結(jié)果比理論分析結(jié)果低4℃。其它幾處測量點溫度在120℃左右，比理論分析結(jié)果略低，差值在接受的范圍之內(nèi)，證明了理論分析的有效性。

5 結(jié)論

(1)緊急制動工況摩擦副外徑端摩擦表面的溫度和應(yīng)力明顯高于內(nèi)徑端。局部區(qū)域高溫導(dǎo)致熱膨脹，進而壓力和熱流密度值增加，摩擦襯片局部區(qū)域容易燒損，溫度分布不均會造成對偶鋼片和摩擦盤發(fā)生翹曲變形甚至蝶狀永久變形。摩擦表面裂紋則更多地出現(xiàn)于持續(xù)制動工況，所產(chǎn)生的裂紋往往是沿半徑方向的。

(2)長時間高頻制動工況濕式制動摩擦副及其周圍熱積聚嚴重，且輪轂熱平衡油溫遠遠超過冷卻潤滑油和密封零件的最高許用溫度，降低車輛熱可靠性并嚴重影響車輛的正常使用。

(3)對比仿真與試驗結(jié)果證明濕式輪轂和濕式制動器建模方法是正確的，模型是實用的?；阪I合圖熱邊界條件的熱源模型，可在不同駕駛員類型和復(fù)雜作業(yè)工況下對濕式輪轂進行熱可靠性分析。

(4)針對不同的高強度制動工況，分析濕式制動器和整個濕式輪轂的熱可靠性，研究成果可為濕式制動器可靠性設(shè)計、濕式輪轂整體熱優(yōu)化和車輛作業(yè)規(guī)范等提供依據(jù)。