1. 引言
制动盘作为车辆制动系统的核心部件，其性能直接影响制动的安全性与可靠性[1]。轻量化设计在降低整车能耗的同时[2]，需重点解决高频制动工况下的散热问题，避免因热积累引发热应力增大、制动效能衰退等安全隐患。当前研究聚焦于材料创新、先进制造工艺及热管理技术等维度[3]和结构优化(尤其是散热筋的拓扑设计与空间布局[4])，旨在实现质量控制与散热效能的协同优化，这对提升新能源汽车综合性能具有关键作用。
汽车轻量化技术中，材料替代[5]相较传统结构优化展现出更显著的减重潜力。孙文龙[6]研究表明，铝合金、镁合金轮毂较钢制轮毂分别减重23.08%和41.03%；李雨菲[7]采用玻璃纤维增强树脂优化板簧结构，实现质量降低50%；宋瑞瑞[8]证实铝合金车身可减重35%~40%，电池与底盘系统减重幅度达15%~30%。当前车身、底盘等部件轻量化技术已趋成熟，但制动盘因散热与强度耦合约束，仍面临轻量化技术瓶颈，因此突破该领域对完善新能源汽车轻量化体系具有重要工程价值。
制动盘材料性能直接影响制动效能与可靠性。目前商用主流为灰铸铁和金属基复合材料[9]，技术迭代较慢。虽已发展出铝基碳化硅和陶瓷基复合材料等高性能材料，但实际应用仍受成本、工艺和热稳定性制约。郑志伟[10]采用氮碳共渗处理高碳当量灰铸铁制动盘，自腐蚀/点蚀电位提升了31.35%/15.91%，疲劳寿命延长了52.11%。LI [11]等指出陶瓷基摩擦材料具备高耐热、耐磨及耐腐蚀优势，可替代金属材料。杨智勇[12]等通过仿真优化铝基复合材料制动盘摩擦面厚度及散热筋布局，结合结构组合设计开发出280 km/h高速制动盘，热应力与热容量均达标，可靠性验证实现轻量化。
汽车制动盘主要分为实心式与通风式两类[13]，其中通风式因散热优势成为研究重点。其结构优化需在保证强度的前提下，通过尺寸/形状调整[8]实现性能提升。安禄伟[14]采用SiCp/A356复合材料优化散热筋结构，使制动盘减重54.8%且综合性能增强；M-Munisamy K. [15]发现通风叶片倾斜45˚可使对流传热系数提升51%，揭示了湍流与层流传热机制差异；Hackert [16]指出减薄厚度会改变热应力分布，需通过摩擦环与法兰轴向位置优化平衡轻量化与可靠性。当前研究形成了“材料–结构–工艺”协同优化的路径，为高性能通风制动盘设计提供了理论支撑。
本文旨在探讨不同散热筋结构及其布置形式对制动盘制动过程中流场、温度场和应力场的影响。通过对比各种结构设计的技术和经济性，评估其在新能源汽车轻质制动盘中的应用可行性，为后续结构设计提供理论依据。
2. 汽车制动盘流场分析模型构建
2.1. 几何模型的建立
为了提升计算效率，在保证流场模拟精度的前提下，对制动盘系统的关键部件进行了合理简化。由于轮毂结构主要通过轮辋内侧的圆形主体影响制动盘周围的气流流动状态，因此在建模时保留了这一关键特征，同时省略了轮缘、胎圈座等对流场影响较小的细节结构。对于制动盘模型，忽略了圆角、倒角和拔模斜度等工艺性特征，并对法兰连接处封闭的螺栓孔和中心孔进行了简化处理。车轴则直接简化为圆柱结构。这些简化处理既保持了影响流场的主要特征，又显著提高了计算效率，为后续流场分析奠定了合理的模型基础。简化后的仿真模型如图1所示。
根据汽车实际行驶中制动盘的位置与车轮滚动半径(371 mm)，建立1500 mm × 800 mm × 600 mm长方体空气域模拟外部气流。由于制动时轮毂、制动盘与车轴同步旋转，其内部流场复杂，需单独设置略大于实体的旋转空气域模拟旋转效应，避免与静止空气域直接接触导致计算失真。旋转域与静止域通过界面耦合，精确反映制动工况下的气流动态特性。具体模型如图2所示，该旋转空气域相对于制动盘装配体为相对静止状态。
Figure 1. Simplified simulation model
图1. 仿真简化模型
Figure 2. Rotating air domain model
图2. 旋转空气域模型
通过布尔运算分割计算域，生成旋转域(含制动盘/轮毂/车轴)及外部静止空气域。设置右侧为速度入口，左侧为压力出口，车轴接触面为对称平面，其余表面为壁面。旋转域内制动盘、车轴、轮毂及旋转空气域以顺时针方向模拟实际转动工况，确保流场动态特征的高度还原。计算域示意图如图3所示。
在流场计算域的网格划分过程中，采用了多面体网格类型。首先对计算域表面进行重构处理，设置最小表面网格尺寸为5 mm，最大表面网格尺寸为20 mm。网格划分采用渐变式方案，从制动盘区域向外径向发散，网格尺寸逐步增大，面网格增长率控制在1.3。完成表面网格划分后，再进一步生成体网格，确保整个计算域的网格质量满足仿真精度要求。选取计算域中的制动盘中间平面观察其网格结构，如图4所示。
Figure 3. Computational domain model
图3. 计算域模型
Figure 4. Intermediate plane meshing diagram
图4. 中间平面网格划分图
2.2. 物理模型的创建
计算域包含流体域(空气域、旋转空气域)和固体域(制动盘、轮毂、车轴)。流体域采用不可压缩假设，应用标准k-ε湍流模型求解；固体域定义为恒密度铝合金(制动盘、轮毂)和钢(车轴)。
2.3. 边界条件
对于边界条件，通过设置旋转空气域和空气域来模拟行驶过程中制动盘周围的空气流动，在本次研究中，汽车行驶的速度分别设定为30 km/h、60 km/h、90 km/h、120 km/h、150 km/h、180 km/h，其对应的制动盘、车轴、轮毂与旋转空气域旋转速率分别为3.575 r/s、7.15 r/s、10.725 r/s、14.3 r/s、17.875 r/s、21.45 r/s。
2.4. 散热筋设计
制动盘作为汽车制动系统的核心部件，其结构设计会显著影响制动时的温度场演变和应力分布特性。特别是采用铝合金材质的制动盘，在高温工况下易出现热衰退现象，这会直接威胁制动安全性。为有效控制制动过程中的温升幅度，工程上普遍采用通风式制动盘结构方案。在该类结构设计中，散热筋的几何构型与空间排布方式具有决定性作用，其设计优劣将直接决定制动盘内部气流组织的换热效率。
在本次研究中，主要对图5所示的六种散热筋结构开展流场分析，速度设定为120 km/h。
Figure 5. Rib structure: (a) Plate-column; (b) Spiral stirrups; (c) Plate; (d) Long and short plate; (e) Long and short arc; (f) Columnar
图5. 散热筋结构：(a) 板柱状；(b) 旋型点筋；(c) 板状；(d) 长短板；(e) 长短弧；(f) 柱状
2.5. 流场仿真及结果分析
2.5.1. 速度流场分析
对六种散热筋结构的制动盘开展了汽车在120 km/h行驶速度下的流场仿真分析，通过后处理得到不同散热筋结构制动盘通风道内部在旋转坐标系下的速度云图，如图6所示。
Figure 6. Velocity cloud diagrams for six distinct cooling fin configurations at 120 km/h: (a) Plate-column; (b) Spiral stirrups; (c) Plate; (d) Long and short plate; (e) Long and short arc; (f) Columnar
图6. 6种不同散热筋结构在120 km/h下的速度云图：(a) 板柱状；(b) 旋型点筋；(c) 板状；(d) 长短板；(e) 长短弧状；(f) 柱状
图6展示了六种散热筋结构制动盘的流场特性。制动盘均为在水平向左气流条件下顺时针旋转。由图可得六种散热筋结构的制动盘流速分布呈现相似规律：迎风面气流由外径经散热通道流向内径，背风面则形成内径吸入、外径排出的流动模式。
而经过对比可得：长短板和板状结构在散热筋内部结构有着更高的空气流速；柱状散热筋结构在入口区域表现出较高的气流速度，但在流经散热通道后速度显著下降，该结构的最内圈散热筋根部存在明显的局部高速区，这一现象可能引发局部换热效率不均和热应力集中风险；长短弧独特的弧状结构则为其提供了最佳的通道内气流流通效率；对于旋型点筋结构，其流场出现了几种结构中的最高速度，但其通道内部空气流通较差；综上所述，长短弧结构的内部空气流通性能最佳，板状结构次之。
在流场整体均匀性方面，板柱状最为均匀，能够提供更均匀的气流分布，从而改善整体散热性能和热应力分布；板状、长短弧状与柱状结构在迎风处、背风处均存在涡流，存在局部空气流动高速区域；而旋型点筋结构由于其散热筋排列特点，导致制动盘背风侧出现了多处涡流，其流场分布均匀性表现最差；整体流场均匀性为板柱状 > 柱状 > 板状 > 长短板状 > 长短弧状 > 旋型点筋。
2.5.2. 表面对流换热分析
通过后处理得到120 km/h下六种散热筋表面及其对应底面对流换热系数(Heat Transfer Coefficient, 简称HTC)的分布云图，如图7所示。
Figure 7. Contour plot of convective heat transfer coefficient distribution: (a) Plate-column; (b) Spiral stirrups; (c) Plate; (d) Long and short plate; (e) Long and short arc; (f) Columnar
图7. 对流换热系数分布云图：(a) 板柱状；(b) 旋型点筋；(c) 板状；(d) 长短板；(e) 长短弧状；(f) 柱状
从图7可以看出，制动盘的对流换热分布与流场速度分布密切相关：高流速区域的对流换热系数较大，而低流速区域的对流换热系数较小。具体表现为：迎风侧表面的换热效果优于背风侧；在背风侧，内径散热筋表面的换热效果强于外径处。换热系数最大值依次为长短弧状 > 板柱状 > 旋型点筋 > 板状 > 长短板状 > 柱状，整体换热系数均匀性为柱状 > 板柱状 > 板状 > 长短板状 > 长短弧状 > 旋形点筋。
(a) (b) (c)
(d) (e) (f)
Figure 8. HTC-v point-line diagrams for cooling fin surfaces: (a) Plate-column; (b) Spiral stirrups; (c) Plate; (d) Long and short plate; (e) Long and short arc; (f) Columnar
图8. 不同散热筋表面HTC-v点线图：(a) 板柱状；(b) 旋型点筋；(c) 板状；(d) 长短板；(e) 长短弧状；(f) 柱状
Figure 9. Velocity cloud diagrams for six distinct cooling fin configurations at 120 km/h
图9. 6种不同散热筋结构在120 km/h下的速度云图
为了更加详细地对比不同散热筋结构的表面对流换热分析，将制动盘散热筋的不同结构进行划分：disc为制动盘整盘，rib为散热筋表面，ribx1、ribx2分别为散热筋上下表面，并绘制出如图8所示的不同散热筋表面HTC-v曲线。经过对比可以看出，六种散热筋结构的表面对流换热系数均与速度呈正相关，但旋型点筋和柱状结构随着速度的增大，对流换热系数的变化趋于平缓。六种散热筋结构的不同表面对流换热系数排序为disc > ribx1 > rib > ribx2。为了更加准确比较不同散热筋结构的对流换热系数，将六种散热筋结构全部表面(disc)的对流换热系数绘制到同一图内进行对比，如图9所示。
从图9中可得出：制动盘整体对流换热系数大小依次为：长短弧 > 板柱状 >长短板 > 长板状 > 柱状 > 旋型点筋；在速度为20km/h时，旋型点筋结构对流换热系数仅次于长短弧状散热筋结构。
综上所述，在六种散热筋结构中，长短弧状散热筋在内部空气流通性、对流换热系数大小均表现优异，在六种散热筋结构的流场仿真中性能最强，但由于其弧状的结构，成型难度较大，在铸造冷却时因厚度差异和曲率变化，易产生残余应力，导致制动盘翘曲或尺寸超差。而板柱状散热筋结构综合表现仅次于长短弧状散热筋结构，因此优选板柱状散热筋结构进行温度场和应力场的仿真。
3. 模型构建及轻质制动盘热分析
3.1. 现役汽车铸铁制动盘的1:1台架制动试验
对现役汽车铸铁制动盘(现役盘)进行SAE J2522-2014标准台架试验，采用Link 3000惯性试验机，其集成主驱动、惯量、制动加压、温度测试等系统，如图10所示，并配备压力/力矩/行程传感器及制动试验舱。试验台支持多工况(速度、温度、压力、环境)制动性能测试，关键参数如下：1) 试验台转速：0~2000 rpm；2) 模拟车辆速度：0~260 km/h；3)惯性系统最大惯量：5~250 kg∙m2；4) 淋水系统水量范围：0~7 L/min；5) 最大液压制动压力：200 bar；6) 制动力矩：0~5000 N∙m；7) 风速范围：0~15 m/s。
Figure 10. Brake disc inertia test bench
图10. 制动盘惯性试验台
1:1动力台架试验过程中与现役盘所配副闸片为合成闸片，闸片结构如图11所示，总面积为76.3 cm2。试验过程中通过对卡钳处活塞施加压力实现制动盘的制动过程。
试验大纲的制定参照SAE J2522-2014台架试验标准，主要包括磨合试验与连续两次紧急制动试验。采用打孔式热电偶对现役盘温度进行测量，测量以℃为测量单位，测量点如图12所示。采用的热电偶直径为3 mm，距离表面深度为0.5 mm，热电偶距离现役盘圆心为152 mm。热电偶可测温度变化范围为−30℃~1000℃。
Figure 11. Synthetic brake plate
图11. 合成闸片
Figure 12. Thermocouple location diagram
图12. 热电偶位置图
1:1动力台架试验分两阶段：1) 磨合试验：室温条件下，以80 km/h初速制动至静止，减速度1.5 m/s2连续制动25次，确保闸片与制动盘接触面积 > 80%且表面状态达标；2) 正式试验：制动盘初始温度100℃，初速100 km/h制动至5 km/h，以3.92 m/s2减速度执行2次紧急制动，记录初始温度、平均摩擦系数、制动时长及热电偶温度变化。该现役盘在工况下进行两次连续紧急制动的时间均为6.73 s，两次紧急制动热电偶所测节点处温度变化如图13所示，台架试验结果见表1。
Table 1. Bench test results
表1. 台架试验结果
序号 |
速度(km/h) |
平均摩擦系数 |
制动时间(s) |
初始温度(℃) |
最高平均温度(℃) |
第一次制动 |
100 |
0.422 |
6.73 |
100 |
148 |
第二次制动 |
100 |
0.443 |
6.73 |
147 |
199 |
Figure 13. Node temperature curve
图13. 节点温度变化曲线
共开展两次连续紧急制动试验，第一次制动下制动盘最高平均温度为148℃，温升为48℃，平均摩擦系数为0.422；第二次制动下制动盘最高平均温度为199℃，温升为52℃，平均摩擦系数为0.443。
3.2. 汽车铸铁制动盘热分析仿真及准确性评价
依据图纸对现役盘进行建模，如图14所示。散热筋高度为10 mm，数量为96个，在摩擦面均匀分布通风孔。
Figure 14. Active disc model
图14. 现役盘模型
Figure 15. Corner symmetric model meshing
图15. 周角对称模型网格划分
为降低计算量，对制动盘模型进行几何简化：忽略圆角、倒角、拔模斜度及通风孔(其排屑功能对温度场影响可忽略)，基于圆周对称性采用1/8模型以规避整盘仿真的高计算成本，同时由于对温度场及热应力贡献微小，移除螺栓孔；在网格划分策略上，选用solid 87四面体网格，设定全局网格尺寸为2 mm，最终生成223,489个节点和176,934个单元，如图15所示。
仿真工况依据台架试验标准SAE J2522-2014选定，工况参数见表2。
Table 2. Working conditions
表2. 工况条件
|
制动初速度(km/h) |
轴重(kg) |
制动末速度(km/h) |
制动减速度(m/s2) |
初始温度(℃) |
工况 |
100 |
908.8 |
5 |
3.92 |
100 |
温度场与应力场仿真精度受材料热物理参数的影响显著，需依据HT250材料的非线性温度相关性参数(见表3)进行设定，以表征其热力学性能随温度的非线性变化规律。
Table 3. HT250 material parameters
表3. HT250材料参数
温度(℃) |
20 |
100 |
200 |
300 |
弹性模量(GPa) |
105 |
95 |
90 |
90 |
线胀系数(10−6/℃) |
4.39 |
11.65 |
12.84 |
13.58 |
热传导(W/(m∙K)) |
42.38 |
43.06 |
44.23 |
43.55 |
比热(J/(kg∙K)) |
503 |
530 |
563 |
611 |
密度(kg/m3) |
7220 |
汽车制动过程近似为动能向热能的转化(忽略轮胎摩擦)，其中热能主要储存于制动盘与闸片，少量通过对流/辐射耗散。基于制动盘均匀分配动能且摩擦面热流密度均匀分布的假设，采用能量换算法推导热流密度[17]。
利用Star CCM+流场仿真方法开展了现役盘在20 km/h、40 km/h、60 km/h、80 km/h、100 km/h下的流场仿真，得到不同表面对流换热系数随流速变化的关系，如图16所示。
Figure 16. Convective heat transfer coefficient-velocity diagram
图16. 对流传热系数–速度图
Figure 17. Comparison of simulation and bench temperature rise data
图17. 仿真与台架温升数据对比
由于现役盘周角对称的结构特点，取模型的1/8进行简化计算；现役盘通过螺栓与法兰连接固定在车轴上并以相同的角速度转动。基于以上背景，在模型两剖切面施加对称约束；对盘帽中心孔处表面施加全约束。
采用间接耦合法计算温度场，获得制动盘与闸片的热分配系数及表面热流密度，通过Ansys命令流设定初始温度、制动时间、热流密度及对流系数。选取深度0.5 mm、距圆心152 mm的表面节点，仿真温度–时间曲线与台架试验温升趋势吻合，如图17所示。
温度–时间曲线显示仿真与台架试验温升趋势一致：首次紧急制动曲线高度吻合，二次制动结束时仿真峰值温度较试验低7.4℃ (误差3.7%)，验证了仿真方法的有效性。
3.3. 汽车轻质制动盘热容量仿真及对比优化
3.3.1. 仿真分析工况选定
本次仿真工况依据台架试验标准SAE J2522-2014选定，选取试验标准中的6.7工况进行单次制动仿真，具体工况参数见表4。
Table 4. Working conditions
表4. 工况条件
|
制动初速度(km/h) |
轴重(kg) |
制动末速度(km/h) |
制动减速度(m/s2) |
初始温度(℃) |
工况 |
175 |
908.8 |
97.5 |
5.89 |
28.8 |
3.3.2. 仿真分析模型
针对所设计的板柱状汽车轻质制动盘结构，进行如3.2中的简化，选取制动盘的1/8进行仿真计算，忽略制动盘螺栓孔和圆角、倒角、拔模斜度等结构。划分网格操作也与3.2中相同，不再赘述。
本次仿真只涉及制动盘一种材料，所用材料为SiCp/A356复合材料，具体材料参数见表5。
Table 5. SiCp/A356 material parameters
表5. SiCp/A356材料参数
温度(℃) |
20 |
50 |
100 |
150 |
200 |
250 |
300 |
350 |
弹性模型(GPa) |
94.2 |
- |
- |
82.5 |
- |
- |
72.1 |
- |
线胀系数(10−5/℃) |
- |
- |
- |
1.63 |
- |
- |
1.92 |
- |
热传导(W/mK) |
143 |
- |
- |
134 |
- |
135 |
- |
142 |
比热(J/(kg∙K)) |
- |
861 |
- |
907 |
- |
997 |
- |
1130 |
抗拉强度(MPa) |
300 |
- |
265 |
- |
220 |
- |
133 |
- |
密度(kg/m3) |
2790 |
泊松比 |
0.3 |
采用3.2中的方法进行热流密度的计算，边界条件与3.2节一致，这里不再赘述。
3.3.3. 温度场、应力场对比分析
首先对流场分析中筛选出的板柱状散热筋制动盘结构进行温度场和应力场的仿真，仿真结果如图18所示。
通过仿真结果可以得出，优选出的板柱状散热筋结构温度分布由制动盘摩擦面向盘帽中心孔降低，其最高温度为185.506℃；而在其应力场中，分析的是制动盘在制动过程中的第一主应力，最大应力出现在盘帽与摩擦面连接处，即鹅颈连接处，最大应力为164 Mpa。
Figure 18. Contour plots of temperature and stress fields of plate-column heat dissipation rib brake disc structure
图18. 板柱状散热筋制动盘结构的温度场及应力场云图
由于本次研究所采用的SiCp/A356相对于传统的铸铁材料热导率更高、传热性能更强，但是其密度更低，在相同条件下，SiCp/A356的总热容要远小于铸铁，因此其抗热能力较弱，为了解决这个问题，需要在不影响接口尺寸的条件下增大SiCp/A356轻质制动盘的体积以保证其抗热能力；除此之外，为了降低制动盘鹅颈区的最大应力，提高制动盘总体强度，在鹅颈区添加加强筋这一结构，添加加强筋后的制动盘温度场、应力场仿真如图19所示。
Figure 19. Contour plots of temperature and stress fields of the brake disc after adding reinforcement ribs
图19. 添加加强筋后的制动盘温度场及应力场云图
从仿真结果可以得出，在添加加强筋结构后，制动盘最高温度为184.771℃，较初始结构下降了0.735℃；最高应力为154 Mpa，较初始结构下降了10 Mpa。结果表明，加强筋结构不仅使得制动盘最大应力明显下降，还使得最高温度略有下降，提高了制动盘的强度和散热性能。
除此之外，由于SiCp/A356制动盘盘面较铸铁盘硬度较低，因此更易被碎屑划伤，为了在不降低制动盘其他性能的条件下，使得制动盘更好地排出磨掉的碎屑，同时为了增大制动盘摩擦片表面积，降低制动盘仿真工况后的最高温度，对于制动盘表面分别选取圆形凹槽、矩形凹槽及多边形凹槽进行处理，仿真后的结果如图20所示。
(a)
(b)
(c)
Figure 20. Contour plots of temperature and stress fields: a) Rectangular groove structure; b) Regular hexagonal groove structure; c) Circular groove structure
图20. 温度场及应力场云图：a) 矩形凹槽结构；b) 正六边形凹槽结构；c) 圆形凹槽结构
通过以上仿真结果可以看出，三种凹槽结构均使得制动盘仿真工况后最高温度略有降低，这是因为凹槽结构增大了制动盘与空气的接触面积，同时在流场中，凹槽也可以提高空气的流通性。而仿真结果显示出：凹槽的存在使得周边应力提升，但是除了矩形凹槽制动盘外，圆形凹槽和正六边形凹槽制动盘仿真工况后的最大应力均有所降低，这是因为制动盘温度降低导致的热应力降低抵消了凹槽导致的应力集中。因此，凹槽结构的添加可以在几乎不影响制动盘强度的条件下排出碎屑，防止盘面被划伤。而三种结构的性能由高到低排序为：圆形凹槽 > 正六边形凹槽 > 矩形凹槽，因此最终选择凹槽结构。最后优化出的模型如图21所示。
(a) (b)
Figure 21. Lightweight brake disc final construction
图21. 轻质制动盘最终结构
4. 结论
本文以新能源汽车制动盘为研究对象，选用SiCp/A356材料，开展了轻质制动盘结构设计研究。通过Star CCM+软件对不同散热筋类型的制动盘开展了流场分析，优选出了综合性能优异的板柱状散热筋；之后基于ANSYS APDL平台构建了多物理场耦合数值分析体系，对板柱状制动盘结构进行全工况仿真与迭代优化，最终设计出的轻量化制动盘结构较现役制动盘减重49.1%，且制动盘温升低于现役制动盘，应力水平低于材料对应温度下的许用应力，为高性能轻量化制动盘结构设计提供了理论支持。
NOTES
*通讯作者。