劉一鳴，徐華源，張艷偉

（201620 上海市 上海工程技術大學）

0 引言

FSAE 是一項面向大學生的集合各學科之所長的綜合性車輛機械創(chuàng)新競賽，與傳統(tǒng)競速類賽事不同，此項比賽的目的更傾向于提升大學生的研發(fā)設計與創(chuàng)新能力，以此促進我國各機械類和車輛專業(yè)的發(fā)展。制動盤的設計一直都受到學生和裁判的高度重視，優(yōu)秀的制動盤應該在盡可能輕的前提下提升散熱能力。通風盤擁有良好的散熱能力，它可將冷卻流吸入通風制動盤從而幫助散熱[1]，而通風盤的散熱筋結構則是影響通風式制動盤散熱特性的關鍵因素[2]，曲線通風道又比直線通風道更加優(yōu)越[3]。但通風制動盤鮮有車隊采用，這是因為由于受到賽規(guī)的限制，賽車尺寸都比較小，相應的制動盤的尺寸也較小，通風盤的加工制造變得十分困難，因此需要一種新的設計方法來解決FSAE 賽車通風盤的制造問題。

1 FSAE 賽車通風盤設計思路

在乘用車中，通常采用鑄造的方式來制造通風盤，只要設計出相應的型芯就可以將散熱通道表達出來，但是這種方法并不適用于FSAE 賽車制動盤。由于FSAE 制動盤的厚度通常只有5 mm，所以鑄造難以表達通風道中的微小特征，而且單件鑄造成本過于昂貴。本文的設計思路是，將制動盤從對稱平面一分為二，如圖1 所示，將其中的通風通道暴露出來，就可以通過銑刀進行加工，解決了通風盤機加工困難問題，而機加工的高精度也能保證散熱通道不損失微小特征，拆分開來的制動盤在安裝時可用銷釘進行軸向固定，保證其不會相對滑動。

圖1 制動盤剖分結構圖Fig.1 Structure diagram of brake disc division

在通風盤外形參數(shù)設計中，外徑與厚度對其輕量化與散熱能力有很大的影響。外徑取決于車輛輪輞的大小，不易更改。而對于制動盤的厚度，太薄則不能發(fā)揮出通風通道的散熱能力，太厚則容易與卡鉗干涉且不利于輕量化，因此通風盤的厚度參數(shù)同時決定了其散熱上限與輕量化設計。本文的解決方案是將其設計為變厚度制動盤，外圈的摩擦道厚度為6 mm，內(nèi)圈與輪轂連接處的厚度為4 mm，如圖2 所示。這樣既可以保證給通風道留有足夠的空間，又可以有效減輕制動盤的質(zhì)量。

圖2 變厚度制動盤示意圖Fig.2 Schematic diagram of variable thickness brake disc

2 散熱筋設計

通風盤的散熱原理與離心風機工作原理相似，通過旋轉(zhuǎn)使空氣產(chǎn)生離心運動，將空氣沿通風通道向外甩出，對于制動盤來說可以起到散熱的作用。據(jù)牛頓冷卻定律[4]：

式中：Φ——傳熱功率；h——表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)；A——傳熱面積；（t1-t2）——流體與壁面溫差。

可知，散熱筋越多，制動盤溫度越高，單位時間內(nèi)耗散的熱量越多。表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)h則與流體流動狀態(tài)有關，湍流傳熱的強度要較層流強烈，且一般流速較大，h也較大。

在離心風機的設計中，葉輪葉型可以分為前彎式、后彎式與徑向式，他們之間的區(qū)別就在于出口角β2的大小不同，出口角大于90°時稱為前彎式，小于90°時稱為后彎式，等于90°時稱為徑向式。當葉輪大小和轉(zhuǎn)速都一樣時，出口角越大，產(chǎn)生的壓力就越高。

離心葉輪葉片工作時的進出口速度三角形如圖3 所示。其中，V為流體絕對速度；W為流體相對速度；U為牽連速度。

圖3 葉輪葉型示意圖Fig.3 Impeller blade profile diagram

在葉片出入口處，流體速度均滿足[5]

前彎式葉輪依靠葉片壓風，空氣在葉輪內(nèi)獲得的能量較多，故葉輪旋轉(zhuǎn)時產(chǎn)生的全壓頭更大，但其中動壓頭占的比重也更大，效率較低；后彎式葉輪是利用葉片切風，空氣在葉輪中流動阻力較小，但要產(chǎn)生的壓頭也較小，顯然要獲得同樣的能量，后彎式葉輪的幾何尺寸應較前者來說更大；徑向式葉輪的特點介于前彎式和后彎式之間。延伸到通風盤設計，我們所需求的是通風通道內(nèi)流體的速度盡可能大，以此最大化其散熱能力，因此選擇前彎式散熱筋，雖然會產(chǎn)生較大阻力，但對于整車來說可以忽略不計。

散熱筋的主要參數(shù)有進口安裝角β1、出口安裝角β2、槽深b，當制動盤內(nèi)外徑確定了以后，只需再確定進口安裝角β1和出口安裝角β2就可以確定散熱筋的形狀。下面將仿照葉輪設計來確定散熱筋的相關參數(shù)。

2.1 進口安裝角β1 與出口安裝角β2

離心泵基本方程式可以反映離心泵理論揚程與流體在葉輪中運動狀態(tài):

式中：HT——揚程；u1——葉輪進口圓周速度；Vu1——流體進口速度；u2——葉輪出口圓周速度；Vu2——流體出口速度。

該方程與速度三角形公式聯(lián)立，可以得出離心泵Q-H性能曲線關系式，用來表征其流量與揚程的關系：

式中：F2——葉輪有效出口面積。

對于給定的泵，在一定轉(zhuǎn)速下u2，β2，F(xiàn)2都是常數(shù)，因此揚程HT與流量Q呈線性相關，而葉片的出口安裝角β2對其性能曲線有明顯影響。當β2＜90°時（后彎式葉輪），cot 為正值，揚程隨流量增加而減少；當β2＞90°時（前彎式葉輪），cot為負值，揚程隨流量增加而增加；當β2=90°時（徑向式葉輪），性能曲線是一條水平的曲線。根據(jù)式（4）得到圖4 曲線[6]。

圖4 離心泵Q-H 性能曲線Fig.4 Centrifugal pump Q-H performance curve

因此，在采用前彎式散熱筋的同時，其出口安裝角β2應盡可能大，即散熱筋與制動盤外沿相切（β2=180°），此時進口安裝角β2=90°-β2=-90°，散熱筋與制動盤內(nèi)沿相垂直。但實際設計中，散熱筋應避免設計在高應力區(qū)，因此可以略微調(diào)整進出口安裝角參數(shù)來使散熱筋處于低應力區(qū)。

2.3 槽深b

槽深決定散熱筋的散熱面積，也決定有效出口面積F2。理論上b越大可以獲得更大的散熱面積，但其受到制動盤強度的約束，具體的b值應該根據(jù)制動盤外徑，厚度，固定方式等進行確定。圖5 為基于ANSYS 的制動盤在緊急制動時的受力分析[7]，可以作為設計時的參考，此時制動盤外徑為180 mm,每邊盤槽深b=1.2 mm，即散熱通道軸向?qū)挾?.4 mm，給予3 MPa 的制動側壓力。

圖5 制動盤受力云圖Fig.5 Force image of brake disc

3 散熱筋流場分析

使用Fluent 的動網(wǎng)格技術對前彎式、后彎式、徑向式散熱筋進行流場分析，為了更加明顯地表現(xiàn)它們之間的差異，對模型進行簡化，只保留其散熱筋特征，如表1 所示。通過導入profile 文件驅(qū)動模型旋轉(zhuǎn)，profile 可用txt 格式編寫，如下：

表1 模型基本參數(shù)Tab.1 Basic parameters of model

((omega_y transient 2 0)

(time 0 1)

(omega_y 74 74))

其中：74——轉(zhuǎn)速，rad/s，對應60 km/s 的車速。

邊界條件為制動盤繞y軸以74 rad/s 的速度旋轉(zhuǎn)，速度進口給予1 m/s 的初始風速，圖6—圖8為流場分析[8-9]。

從圖6—圖8 可以看出，前彎式散熱筋之間的空氣流速最大，平均流速較后彎式散熱筋提升將近65%，因此其散熱效率最高,設計時應采用前彎式散熱筋。

圖6 后彎式散熱筋流場分析Fig.6 Flow field analysis of backward-curved heat sink fin

圖7 徑向式散熱筋流場分析Fig.7 Flow field analysis of radial-curved heat sink fin

圖8 前彎式散熱筋流場分析Fig.8 Flow field analysis of forward-curved heat sink fin

4 總結

通風盤式制動器可大幅度增加散熱面積，提高散熱效率。FSAE 賽車制動盤有著小且薄的特點，一體式難以設計制造，將其設計為分體式便可解決其加工問題。這種方法成本低，結構簡單，散熱筋設計自由度大,不過設計為通風制動盤會顯著降低其強度，需要考慮各參數(shù)對其結構強度的影響。通過Fluent 流場分析驗證了相同邊界條件下前彎式散熱筋之間的空氣流速最大，散熱能力最佳，在設計時應優(yōu)先選擇此類型。