新型梳式磁流变制动器制动及散热性能仿真

Simulation of Braking and Heat Dissipation Performance for a Novel Comb-type Magnetorheological Brake

摘要

为解决现有磁流变制动器体积大、制动力矩小、散热性能差的问题，利用TRIZ工具中的矛盾分析法及冲突矩阵设计一种应用于电动汽车的新型梳式磁流变制动器，并建立了其制动力矩及温度场仿真数学模型。通过数值仿真与实验研究，验证了制动器的各项性能指标。研究结果表明，梳式磁流变制动器磁场主要集中在梳式制动盘部分，其最大制动力矩随着输入电流的增大而逐渐增大，得到的饱和电流为3.6 A、制动力矩为334 N·m、力矩/体积比为65.215 kN/m²。制动器热量主要产生于梳式制动盘区域，随着时间的推移，热量从制动盘开始逐渐向壳体及轴体扩散。研究验证了新型结构的梳式磁流变制动器在实现连续制动时具有较好的散热性能。

Abstract

In order to solve the problems of existing magnetorheological brakes with large size， small braking torque and poor heat dissipation performance，based on the contradiction analysis method and conflict matrix of TRIZ， a novel comb-type magnetorheological brake applied to electric vehicles was designed， and the braking torque and temperature field simulation mathematical model were established. The various performance indicators of the brake were verified through simulation and experimental study. The results show that the magnetic field of comb-type magnetorheological brake is concentrated in the comb-type brake disk part， and the maximum braking torque increases gradually with the increasing of input current， the saturation current is as 3.6 A， the braking torque is as 334 N·m， and the torque/volume ratio is as 65.215 kN/m². The heat of the brake is mainly generated in the comb-type brake disk part， which gradually spreads from the brake disk to the casing and the shaft body with the passage of time. The paper verifies that the novel comb-type magnetorheological brake has better heat dissipation performance when achieving continuous braking.

Graphical abstract

关键词

发明问题解决理论（TRIZ） / 冲突矩阵 / 仿真与实验 / 磁流变制动器

Key words

theory of inventive problem solving（TRIZ） / contradiction matrix / simulation and experiment / magnetorheological brake

0 引言

目前，电动汽车多采用传统摩擦制动系统，在实际应用中存在响应时间长、散热效率低、结构复杂等问题。磁流变液（magnetorheological fluid，MRF）作为一种智能材料，能迅速响应外界磁场的变化。磁流变制动器（magnetorheological brake， MRB）具有制动响应迅速、制动力矩连续可控、无摩擦损耗等优点，能有效弥补传统制动系统的缺点。然而，该制动器还存在制动力矩小、积热严重等问题，限制了其应用与发展。目前，学者们正加紧对如何提高制动器磁场利用率、运行降温等问题开展研究。

在提高磁场利用率以及增大制动力矩方面，NGUYEN等^［1］通过改变线圈位置，采用线圈直接外置的方式来提高磁场利用率以及增加制动器结构的紧凑性；HASANNASAB等^［2］设计一种轻量级的磁流变制动器，基于有限元分析法模拟出合适的制动原型，得到了更加高效的双盘式磁流变制动器原型机；WANG等^［3］设计一种新型多制动缸筒式磁流变制动器，显著增大了制动器的有效工作面积，使得转矩传递效率得到大幅度提升；BAI等^［4］设计一种多盘结构的混合式磁流变制动器，扩大了其动态工作范围。

在运行降温方面，WANG等^［5］对盘式制动器轴向磁流变液压力特性及散热性能进行理论分析，研究了温度对大扭矩磁流变制动器传动特性的影响；SONG等^［6］研究了盘式磁流变制动器的热特性与摩擦学特性，在输入相同电流情况下较小的工作间隙会产生较高的温度；王道明等^［7］研究了温度效应下的磁流变制动器多目标优化非支配排序遗传算法，实现了稳定性控制；PATIL等^［8］研究了磁流变制动器的温度特性，并估算了磁流变液的温升情况。相关研究表明，只要温度保持在磁流变液合适的工作范围内，即可满足制动器的实际散热要求。

通过优化制动器制动转子结构，改变励磁线圈布置形式，利用磁流变液挤压或流动增强效应，能够有效提高磁流变制动器的制动力矩。但采用上述方法会导致制动器体积增大、散热能力降低等问题^［9-10］。为此，本文利用TRIZ工具研制了一种新型梳式磁流变制动器，以有效增强其各项性能。通过建立制动器制动力矩及散热性能理论的数学模型，对其开展了数值仿真与实验验证分析。

1 问题分析及方案冲突求解

1.1 TRIZ问题及分析

TRIZ 是一门启发式解决问题的创新理论方法学，它为问题求解提供创新方向，且具有一套发现并解决问题的完整框架体系。

为此，构建一种集成化的磁流变制动器创新设计框架模型，如图1所示。该模型分为问题定义及描述、分析、求解及评估等模块，其具体实现步骤如下：①确认并分析所存在的问题；②利用冲突分析法对磁流变制动器的结构、应用环境及需求进行冲突分析；③利用各工程参数间的冲突关系获得所对应的发明原理，并将普通问题转化成TRIZ标准问题；④结合发明原理、冲突矩阵及启发案例等，提出可行的解决方案；⑤针对提出的解决方案不断评估及修正，直至问题得以解决。

1.2 TRIZ驱动磁流变制动器结构创新

1.2.1 TRIZ冲突矩阵求解技术冲突

相较于筒式结构，盘式结构的制动器具有更高的力矩/体积比。为满足实际使用需求，通常采用增加制动盘数量的方式来增大制动器的制动力矩。多盘式磁流变制动器的对称结构如图2所示。多盘式磁流变制动器的发热量大，严重影响了其实际使用效果。为此，设计出一种占用体积小、散热效果好的新型磁流变制动器。

利用TRIZ得到具体的冲突分析结果，将该结果对应到TRIZ的39个工程参数中。待改善的特征为提高制动力矩、增强散热能力，分别对应工程参数10-力与17-温度。产生的负面特征包括：制动器体积与质量增大（对应参数：7-运动物体的体积）、结构复杂（对应参数：33-装置的复杂性）、拆卸困难（对应参数：30-可操作性）、外部环境导致的磁场强度不足（对应参数：36-物体对外部有害因素作用的敏感性）。

1.2.2 创新方案的选择

利用TRIZ冲突问题解决模块启发并求解科学问题。通过过滤掉不符合工程实际的创新原理，将剩余的可行创新原理用于创新。表1所示为磁流变制动器对应的发明原理解。

经启发得到具体的创新方向如下：

1）1-分割原理。将物体分成若干独立或可拆卸部分。为提高盘式制动器的制动力矩，大幅度增加制动盘数量将导致其结构更加复杂，质量与体积会随之增大。同样地，为获得更强的磁场，可通过增加线圈匝数或增大线圈电流来实现。为此，将多盘式结构的制动盘分割，保留力臂较长的外侧部分。将距离传动轴更近的连接部分由多个制动盘改为单个连接柄结构。线圈部分采用该原理，利用制动盘的多余空间设置辅助线圈，以增强主线圈磁场效应，从而使得制动器结构更加紧凑。

2）2-抽取原理。从系统中抽取出“干扰”部分或特性，或只抽取需要的部分或特性。制动器的制动热源包括磁流变液剪切摩擦、线圈工作及制动器零部件间的摩擦等发热形式。相较于磁流变液及励磁线圈产生的热量，零部件摩擦产生的热量较小，可忽略不计。为简化系统机械能转换为热能的过程，假设制动器动能全部转换成磁流变液剪切摩擦产生的热量。利用该原理将制动器的重要热量来源抽取出来。为此，后续研究只需要考虑磁流变液剪切摩擦发热与线圈工作发热即可。

3）16-不足或过度的作用原理。若得到的规定效果很难，则完成多些或少些。磁流变制动器的散热方式主要有如下三种：①自然风冷式，常用于产生热量较小的磁流变制动器；②外加强制风冷散热式，相较于第一种，其散热能力有明显提高，但会增大磁流变制动器体积，改变其外壳形状；③主动液冷通道循环散热式，包括液冷与强制风冷两种方式，虽然该方式的散热能力较强，但需要重新设计结构，会影响制动力矩，进而导致制动器结构复杂，不再适用于汽车制动。与其他方式相比，通过增大制动器散热面积的自然风冷方式的效率更低，但它对初始结构的影响最小，所占体积也更小，因此，从适用性角度考虑，该方式最适合于磁流变制动器。

4）22-变害为利原理。利用有害因素或消除有害因素，以获得有益的效果。多盘式制动器配合盘具有导磁性能。为连接多个配合盘，采用单独的装置进行固定。在线圈与制动盘之间加装隔磁环，以隔离磁场。将配合盘装置设置成隔磁材料，以达到简化制动器结构的目的。

5）28-机械系统替代原理。用光、声、嗅觉系统替代机械系统，用电、磁场替代机械场，或用移动场替代静止场，用时变场替代恒定场，用结构化的场替代随机场。将多盘式制动器的线圈数设为1，且设置在制动盘外侧。为减小制动器质量，由单个连接柄连接多个制动盘与传动轴。该制动器的磁场强度随着外部线圈距离的增大而减弱。在优化磁场分布时需添加额外的导磁装置，这使得制动器结构更加复杂，因此，充分利用制动器的空置区域，通过设置辅助线圈的方式，以磁场替代机械场对主线圈磁场进行约束，以增强制动盘区域的磁场强度。

综上所述，将多盘式制动器设计为多线圈组合式结构，在获得较大制动力矩的前提下尽量减小制动器质量。最终提出一种梳式制动盘结构，盘外侧采用梳式结构，设置8段径向有效制动间隙。为减小质量，采用单柄式连接制动盘与传动轴。为将线圈磁场集中在梳式制动区域，在盘连接柄两侧处设置2个侧线圈，用以约束主线圈磁场。梳式磁流变制动器的平面及三维结构如图3所示。相较于单盘式制动器，所提结构能显著提高其制动性能；相较于多盘式制动器，所提结构能有效减小其质量。

1.3 材料的选用

为增大磁流变制动器的制动力矩，选用各项性能适中的20号低碳钢作为导磁材料，304不锈钢作为非导磁材料。考虑到制动器转速较高，选用骨架油封作为密封装置。为使该制动器获得更好的性能，选用由重庆材料研究院研制的MRF-J25T型磁流变液，具有零场黏度较低、剪应力较大、温度范围广等特点，相关的特性参数如表2所示。

图4为MRF-J25T型磁流变液的剪应力-磁感应强度（τ-B）曲线，其最大剪切屈服应力约为60 kPa。

2 仿真实验结果及分析

2.1 制动力矩性能分析

采用剪切工作模式为梳式制动器提供制动力矩。为便于计算，利用Bingham黏塑性理论模型分析磁场作用下的制动力矩。磁流变液剪应力为

\tau ={\tau }_B\mathrm{s}\mathrm{g}\mathrm{n}(\dot{\gamma })+\eta \dot{\gamma }（1）

式中：τ_B 为磁流变液随磁感应强度B变化的剪切屈服应力，Pa；η为磁流变液零场黏度，Pa·s；\dot{\gamma }为剪切应变率，s{}^{-\mathrm{1}}。

为简化分析，在计算中需进行如下假设：①忽略磁流变液受离心力与重力的影响，假设磁流变液在制动间隙内呈均匀分布；②忽略温度及沉降对磁流变液性能的影响；③忽略磁通密度在有效制动间隙内分布的不均匀性，并假设磁流变液不可压缩。

在获得磁流变制动器磁场的同时，得到制动盘单作用面径向制动间隙处的转矩输出。利用微元法得到图5所示的磁流变制动盘的径向微分示意。在制动盘径向有效制动区域半径r处，任意选取一块微元环形区域dA，则有

\mathrm{d}A=\mathrm{2}\mathrm{\pi }r\mathrm{d}r（2）

此微元环形区域产生的制动力矩dT为

\mathrm{d}T=\mathrm{2}\mathrm{\pi }{r}^{\mathrm{2}}\mathrm{d}r（3）

若磁流变制动器制动盘的角速度为ω，则半径为r时制动盘上任意一点的剪切应变率为

\dot{\gamma }=\frac{v}{h}=\frac{r\omega }{h}（4）

式中：h为工作间隙的宽度，mm；v为制动盘的线速度，mm/s。

联立式（1）~式（4），得到制动盘的输出力矩为

T={\int }_{R_N}^{R_Y}dT={\int }_{R_N}^{R_Y}\mathrm{2}\pi \tau r^{\mathrm{2}}dr=\mathrm{2}\mathrm{\pi }{\int }_{R_N}^{R_Y}({\tau }_B+\eta \dot{\gamma })r^{\mathrm{2}}dr=

\frac{\mathrm{2}\mathrm{\pi }{\tau }_B(R_{\mathrm{Y}}^{\mathrm{3}}-R_{\mathrm{N}}^{\mathrm{3}})}{\mathrm{3}}+\frac{\mathrm{\pi }\eta \omega (R_{\mathrm{Y}}^{\mathrm{4}}-R_{\mathrm{N}}^{\mathrm{4}})}{\mathrm{2}h}（5）

式中：R_N、R_Y分别为单个制动盘的内外半径，mm。

梳式磁流变制动器的制动力矩由磁滞制动力矩与黏滞制动力矩组成。其中单段磁滞制动力矩为

T_{\mathrm{M}}^{\mathrm{s}}=\frac{\mathrm{2}\mathrm{\pi }{\tau }_B(R_{\mathrm{Y}}^{\mathrm{3}}-R_{\mathrm{N}}^{\mathrm{3}})}{\mathrm{3}}（6）

梳式磁流变制动器包括8段径向有效制动间隙，其中6段为制动盘内侧区域，2段为制动盘外部区域。制动器总磁滞制动力矩为

T_{\mathrm{M}}=\mathrm{6}\times \frac{\mathrm{2}\mathrm{\pi }{\tau }_B(R_{\mathrm{1}}^{\mathrm{3}}-R_{\mathrm{2}}^{\mathrm{3}})}{\mathrm{3}}+\mathrm{2}\times \frac{\mathrm{2}\mathrm{\pi }{\tau }_B(R_{\mathrm{1}}^{\mathrm{3}}-R_{\mathrm{3}}^{\mathrm{3}})}{\mathrm{3}}（7）

式中：R₁为制动盘的外半径，mm；R₂、R₃分别为制动盘内侧区域和外侧区域的内半径，mm。

黏滞制动力矩为

T_{\mathrm{N}}=\frac{\mathrm{\pi }\eta \omega (R_{\mathrm{Y}}^{\mathrm{4}}-R_{\mathrm{N}}^{\mathrm{4}})}{\mathrm{2}h}（8）

制动器总制动力矩为

T_{\mathrm{T}}=T_{\mathrm{M}}+T_{\mathrm{N}}（9）

2.2 磁场仿真实验结果及分析

为研究梳式磁流变制动器磁场分布，建立制动器简化模型，如图6所示。表3所示为图6中所标记的各项结构及尺寸参数值。

为确定梳式磁流变制动器的制动性能，以电流3.5 A、线圈匝数500为例对其磁场进行仿真实验分析。图7所示为梳式磁流变制动器磁场强度分布仿真结果。

研究发现，该制动器制动盘区域的磁场强度大，磁力线分布密集，且大部分磁力线垂直穿过制动器径向有效制动间隙。侧边线圈将主线圈磁力线约束在制动盘径向有效制动区域内，使得主线圈磁场利用率得到大幅提高。此时，制动区域的磁感应强度达到0.72 T以上，确保有效制动间隙内的磁流变液达到磁饱和状态，进一步验证了梳式磁流变制动器的磁路设计合理且可行。

2.3 温度场仿真实验结果分析

2.3.1 温度场仿真数学模型

为验证制动器的散热能力，需进行温度场仿真实验分析。首先，对制动器的制动热量变化作理论分析，其热量变化主要包括生热与散热两个阶段；其次，采用微元法对制动器进行热量分析，在制动器内部选取一个微元六面体；最后，利用傅里叶定律得到微元六面体上的热量变化公式为

\left.\begin{array}{c}{Q}_x=-{\lambda }_x\frac{\partial t}{\partial x}\mathrm{d}y\mathrm{d}z,Q_{x+\mathrm{d}x}=Q_x+\frac{\partial (-{\lambda }_x\frac{\partial t}{\partial x}\mathrm{d}y\mathrm{d}z)}{\partial x}\mathrm{d}x\\ Q_y=-{\lambda }_y\frac{\partial t}{\partial y}\mathrm{d}x\mathrm{d}z,Q_{y+\mathrm{d}y}=Q_y+\frac{\partial (-{\lambda }_y\frac{\partial t}{\partial y}\mathrm{d}x\mathrm{d}z)}{\partial y}\mathrm{d}y\\ Q_z=-{\lambda }_z\frac{\partial t}{\partial z}\mathrm{d}x\mathrm{d}y,Q_{z+\mathrm{d}z}=Q_z+\frac{\partial (-{\lambda }_z\frac{\partial t}{\partial z}\mathrm{d}x\mathrm{d}y)}{\partial z}\mathrm{d}z\end{array}\right\}（10）

式中：dx、dy、dz分别为该微元六面体的长、宽、高；λ_x 、λ_y 、λ_z 分别为微元六面体不同方向的热导率；Q_x 、Q_y 、Q_z 分别为不同方向进入微元六面体的热量；Q_x+dx 、Q_y+dy 、Q_z+dz 分别为不同方向从微元六面体流出的热量。

在固定时间段，进、出微元六面体热量之和与其内部热量的总和为该微元六面体热量的变化值。由式（10）得到微元六面体的瞬态温度场微分方程为

{\rho }_{\mathrm{w}}{c}_{\mathrm{w}}\frac{\partial {\theta }_{\mathrm{w}}}{\partial t}=\frac{\partial ({\lambda }_x\frac{\partial {\theta }_{\mathrm{w}}}{\partial x})}{\partial x}+\frac{\partial ({\lambda }_y\frac{\partial {\theta }_{\mathrm{w}}}{\partial y})}{\partial y}+\frac{\partial ({\lambda }_z\frac{\partial {\theta }_{\mathrm{w}}}{\partial z})}{\partial z}+{\dot{\Phi }}_{\mathrm{w}}（11）

式中：ρ_w为不同材料的密度，kg/m³；c_w为不同材料的质量热容，kJ/（kg·K）；θ_w为不同材料的瞬时温度，℃；{\dot{\Phi }}_{\mathrm{w}}为六面体单位体积的发热功率，W。

相较于磁流变液及励磁线圈产生的热量，零部件摩擦产生的热量较小，故忽略不计。制动器的制动过程可视作系统机械能转换为热能的过程。为简化仿真实验的过程，假设制动器系统的动能全部转换成磁流变液剪切摩擦产生的热量。电动汽车在制动t时刻、Δt时间段内，其减少的动能为

\mathrm{\Delta }E(t)=\frac{\mathrm{1}}{\mathrm{2}}m\{(v_{\mathrm{0}}{-at)}^{\mathrm{2}}-[v_{\mathrm{0}}-a{(t+\mathrm{\Delta }t)]}^{\mathrm{2}}\}=

\frac{\mathrm{1}}{\mathrm{2}}ma\mathrm{\Delta }t(\mathrm{2}{v}_{\mathrm{0}}-\mathrm{2}at-a\mathrm{\Delta }t)（12）

式中：v₀为电动汽车的制动初速度，m/s；a为制动过程的减速度，m/s²；m为车辆质量，kg。

由式（12）可知，汽车动能损失功率为

P_{\mathrm{m}}=\frac{\mathrm{\Delta }E(t)}{\mathrm{\Delta }t}=\frac{\mathrm{1}}{\mathrm{2}}ma(\mathrm{2}{v}_{\mathrm{0}}-\mathrm{2}at-a\mathrm{\Delta }t)=ma(v_{\mathrm{0}}-at)（13）

线圈发热是由有效电流大小与线圈电阻决定的。制动器工作时，励磁线圈发热功率为

P_{\mathrm{c}}=I^{\mathrm{2}}{R}_{\mathrm{c}}=\frac{N\mathrm{\pi }{S}_{\mathrm{d}}{\rho }_{\mathrm{c}}}{S_{\mathrm{c}}}（14）

式中：I为线圈有效电流，A；R_c为线圈电阻，Ω；N为线圈匝数；S_d为漆包铜线横截面积，m²；S_c为线圈横截面积，m²；ρ_c为线圈电阻率，Ω·m。

制动器工作时产生的热量导致其外壳温度升高，进而与周围空气形成温差并产生热对流。根据牛顿冷却定律，其热交换功率为

P_{\mathrm{a}}=h_{\mathrm{a}}{S}_{\mathrm{u}}({\theta }_{\mathrm{u}}-{\theta }_{\mathrm{e}})（15）

式中：h_a为热交换系数；S_u为制动器外壳体表面热交换面积，m²；θ_u为制动器外壳体表面温度，℃；θ_e为环境温度，℃。

联立式（13）~式（15），得到制动器功率为

P_{\mathrm{m}}+P_{\mathrm{c}}-P_{\mathrm{a}}=\sum c_i{m}_i\frac{\mathrm{d}{\theta }_i}{\mathrm{d}\theta }（16）

式中：c_i 为制动器各种材料i的质量热容，kJ/（kg·K）；m_i 为制动器各种材料的质量，kg；dθ_i /\mathrm{d}\theta为制动器各种材料的温度变化率。

磁流变制动器正常工作时，若电动汽车所减少的动能全部转化为磁流变液剪切摩擦热量，则磁流变液工作区域的生热率为

{\Phi }_{\mathrm{m}}=\frac{P_{\mathrm{m}}}{V_{\mathrm{m}}}=\frac{ma(v_{\mathrm{0}}-at)}{V_{\mathrm{m}}}（17）

式中：V_m为剪切模式下的磁流变液体积，m³。

若线圈发热量全部转化为线圈所在区域的热量，则该区域的生热率为

{\Phi }_{\mathrm{c}}=\frac{P_{\mathrm{c}}}{V_{\mathrm{c}}}=\frac{I^{\mathrm{2}}{R}_{\mathrm{c}}}{V_{\mathrm{c}}}（18）

式中：V_c为线圈体积，m³。

在散热过程中，磁流变制动器的动作部分与周围空气强制换热，静止部分与周围空气自然换热，则其复合换热系数为

{\delta }_{\mathrm{s}}={\delta }_{\mathrm{c}}+{\delta }_{\mathrm{r}}（19）

式中：δ_c为自然热交换系数，W/（m²·K）；δ_r为辐射热交换系数，W/（m²·K）；由文献［7］可得，取δ_s=9.7 W/（m²·K）。

强制换热系数为

{\delta }_{\mathrm{k}}=\mathrm{28}(\mathrm{1}+\sqrt[]{\frac{\mathrm{0.45}\mathrm{\pi }{\omega }_{\mathrm{s}}{d}_{\mathrm{s}}}{\mathrm{60}}})（20）

式中：d_s为旋转表面平均直径，m；{\omega }_{\mathrm{s}}为旋转部分平均角速度，rad/s。

2.3.2 温度场仿真实验过程及结果分析

为简化分析过程，将制动器模型作适当简化，仅保留其关键结构。表4所示为制动器各种材料的热性能参数。将材料属性导入ANSYS软件中，采用智能化的四面体网格划分方式。为提高计算精度，对制动器主要热量发生区设置网格划分并加密。划分后的网格数量为2 239 063，网格质量约为0.80。制动器的简化模型及网格划分如图8所示。

开展制动器瞬态温度场仿真实验工作。设定制动器初始环境温度为26 ℃。制动过程中热载荷包括磁流变液剪切摩擦生热、线圈电阻生热及制动器外壳与周围空气间热辐射、热对流换热等。考虑到汽车实际运行速度，设置制动初速度为60 km/h、减速度为4 m/s²。将制动器加速至设定的初速度，随后施加电流直至制动器完全停止，此为一次完整的制动过程。依据汽车行业标准QC/T564—2018，得到制动时间约为4.22 s。由数学模型计算得到边界条件中各参数及具体数值，如表5所示。

图9为制动器制动初速度为60 km/h时，制动刚结束及制动结束后10 s和30 s的温度等值云图。由图9分析得到，制动刚结束时热量主要集中在制动盘区域。随着时间推移，热量逐渐由内向外传递。制动完全结束时，其内部最高温度为33.664 ℃，静置散热10 s后为29.553 ℃，散热30 s后为28.373 ℃。

图10所示为制动结束后制动器内部最高温度与平均温度的变化趋势。当制动结束后制动器温度会随着时间的推移迅速降低。当制动结束120 s后，制动器各项温度降低至27 ℃以下。这进一步证明了所设计的梳式磁流变制动器具有良好的散热性能。

3 实验数据及结果分析

3.1 实验方法及设备

将该制动器中的2个侧边线圈、1个主线圈的匝数均设置为500。搭建实验平台，对其制动力矩及散热性能进行测试。图11所示为实验测试系统组成，该测试系统主要元件的规格见表6。

根据乘用车制动器性能要求与台架实验方案QC/T 564—2018标准，确定系统中的主轴转速、惯性飞轮尺寸及质量。

3.2 制动力矩性能测试

为探究梳式制动器的制动力矩变化情况，特选定20、40、60、80 km/h这4种不同的制动初速度开展研究。图12所示为不同的制动初速度下电流对制动器制动力矩的影响。对比可知，当输入电流相同时，制动器黏滞制动力矩随着制动初速度的增大而逐渐增大，并在同一制动初速度下几乎保持不变。制动器最大制动力矩在电流达到3.6 A后，随速度增大趋势而迅速变缓。这是因为电流增大至3.6 A后，磁流变制动器达到磁饱和，由电流增大引起的磁场强度增强对磁流变液的影响较小。此时，制动器饱和电流为3.6 A。最大制动力矩仅能维持很短的一段时间。为更加准确地反映制动器在制动过程中的实际力矩大小，采用平均制动力矩的方式进行评估。将平均制动力矩定义为制动器在制动过程中产生的力矩算术平均值，并以此作为判断最佳制动电流的依据。

当制动初速度为20 km/h时，制动器的平均制动力矩在电流达到1.6 A后，其增大趋势放缓。这是因为当制动器的输入电流逐渐增大时，其最大制动力矩会逐渐增大。由于制动器的制动初速度较低，导致整个制动过程较短，致使制动力矩在上升阶段就已完成制动过程。在制动初速度较低的条件下，整个制动过程的平均制动力矩会快速趋于平缓。

相关研究发现，梳式磁流变制动器的最佳制动电流随着制动初速度的增大而增大，而最大制动力矩基本不会随着制动初速度的改变而变化。此时，梳式磁流变制动器的制动力矩在饱和电流为3.6 A、制动初速度为80 km/h时达到334 N·m。经计算得到制动器力矩/体积比约为65.215 kN/m²。

表7^［11-15］所示为不同类型磁流变制动器的力矩性能对比。由表7可知，相较于其他制动器，梳式磁流变制动器具有更高的力矩/体积比。与传统的磁流变制动器相比，梳式磁流变制动器的性能有大幅度提升。

3.3 温度特性测试

在实际制动过程中，由于磁流变液工作温度范围较小，制动器温度在短时间内会有较大波动，进而导致制动器性能大幅下降，因此，需要对其进行温度特性实验，以探究梳式磁流变制动器的实际发热情况及制动器散热性能。

图13所示为制动器的8个温度测试点位示意，其中，点位1为制动器外部导磁环壳体；点位2为制动器贴近制动盘位置外壳；点位3为主线圈；点位4为外壳体最接近制动盘部分；点位5为侧边线圈；点位6为制动器距制动盘较远位置的外壳；点位7为制动器内壳体外侧；点位8为环境温度。

考虑到汽车实际行驶中需要连续制动的场景较多，基于图12中4种不同的行驶速度工况研究连续制动对制动器温度的影响。设定电机输入电流带动制动系统旋转，达到预定转速后开始制动，直至系统完全停止，此为一次制动循环。不同的制动初速度会导致每个制动循环产生的热量不同。

为方便计算及分析，设定制动初速度为20、40、60、80 km/h时的连续制动次数分别为30、20、10和5。图14所示为不同的制动初速度下制动器各温度测试点位的温度变化趋势。图15为图14中所标记的各时间点对应的制动器外壳红外图像。

由图13、图14和图15可知，在不同的制动初速度下，制动器各测试点位的温度随着制动结束而呈现明显的波动。其中，由于点位4到制动盘的距离最小，其呈现的温度变化最为显著。此时，可较为清楚地观察到每个制动循环的温度波动。当制动初速度越大时，其温度波动越明显。完成单次制动后，制动器的温度提升幅度增大。点位2与点位6的温度变化趋势与点位4变化趋势类似。这是由于点位2与点位6到制动盘区域的距离更大，造成其变化幅度逐渐减小。点位3与点位1位于制动器径向最外侧，其温度上升趋势慢于点位2与点位6。点位7位于制动器轴向最外侧，其温度上升趋势相较于点位3与点位1更加迟缓。点位5较制动盘区域较远，且侧边线圈发热量较主线圈发热量更少，因此温度上升幅度较小，但波动较大。由各点位的温度变化情况可知，制动器热量从磁流变液与制动盘位置逐渐传递到制动器壳体部分。该热量先传递至径向最外侧，后传递至轴向最外侧，这与仿真结果一致。

4 结论

1）梳式磁流变制动器制动后，热量主要集中在磁流变液工作间隙处。随着时间推移，产生的热量快速传递到制动器外壳体上。制动结束时，制动器温度迅速下降。制动结束120 s后制动器各项温度降低至27 ℃以下，避免了热量大量集中在梳型制动盘区域，有效提高了磁流变制动器散热效率。

2）梳式磁流变制动器的黏滞制动力矩不随电流的改变而改变，但会随着制动初速度的增大而逐渐增大。制动器最大制动力矩随着输入电流的增大而逐渐增大。当输入饱和电流为3.6 A、制动初速度为80 km/h时，制动力矩达到334 N·m，制动器力矩/体积比为65.215 kN/m²。

3）梳式磁流变制动器制动结束后的温度变化与仿真数据相吻合。在不同的制动初速度下，制动器热量由内部磁流变液与制动盘位置逐渐传递到制动器外部壳体及轴体部分。梳式磁流变制动器在连续制动工况下具有较高的散热效率。

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基金资助

国家科技部创新方法工作专项(2020IM010200)

高端装备未来智造技术教育部重点实验室开放基金(FIMFYUST- 2025BO1)