某中级轿车前轮制动器设计

某中级轿车前轮制动器设计,中级轿车,前轮,制动器,设计 毕业设计(论文)外文资料翻译 系 别： 机电信息系 专 业： 机械设计制造及其自动化 班 级： 姓 名： 学 号： 外文出处：International Journal of Engineering, Science and Technology Vol. 1, No. 1, 2009, pp. 254-271 附 件： 1. 原文； 2. 译文 2013年03月 一个复杂的特征值分析与设计相结合的方法实验（DOE） 研究盘式制动器制动尖叫 摘要： 本文提出了研究结合有限元模拟与统计回归技术的制动片上的盘式制动器制动尖叫的影响因素探讨。复杂的特征值分析（CEA）已被广泛用于在制动系统模型预测的不稳定频率、有限元模型与实验模态试验的相关性。 “制动器和制动盘的几何形状之间的输入输出关系的构建可以利用各种几何配置预测盘式制动器的尖叫。影响的各种因素，即；杨氏模量背板，背板厚度，槽，两槽间的距离，槽的宽度和角度，槽所使用的设计研究实验（DOE）技术等。预测在数学模型的基础上已开发的最有影响的因素验证，仿真实验证明了它的充分性。预测结果表明，制动尖叫倾向可以通过增加的杨氏模量的背板和添加修改倒角形状减少摩擦材料双方的摩擦。通过引入槽结构，制动尖叫使用建模相结合的方法CEA和美国能源部被发现通过验证试验的统计学足够。这种组合方式会有用到盘式制动器的设计阶段。 关键词：盘式制动器的制动尖叫，有限元分析，实验模态分析，实验设计 1、引言： 制动器尖叫是因为摩擦力能够诱导的动态不稳定性引起的振动引起的噪声问题（Akay，2002）。制动操作期间，垫和盘之间的摩擦力可以诱导系统中的动态不稳定性。通常制动尖叫发生在1和20千赫之间的频率范围。尖叫声是一个复杂的现象，部分原因是因为它的强烈的依赖于许多参数，部分原因是因为这些机械相互作用在制动系统。机械的相互作用被认为是由于在摩擦界面接触的非线性影响非常复杂。发生尖叫是间歇性的或随机的。在一定的条件下，即使当汽车是全新的，它也往往产生尖叫噪声，以消除噪声为目标进行广泛的研究。然而，对噪声的机理细节没有完全理解。几个理论已制定解释制动尖叫机制，和无数的研究已经取得了不同程度的成功将其应用到盘式制动器的动力学（金凯德等人。，2003）。 不稳定的发病原因已被归因于不同的原因。一些主要的原因的变化与新的接触点的速度摩擦特性（易卜拉欣，1994；欧阳等人。，1998；Shin等人。，2002）的变化、磁盘的相对取向和摩擦片的摩擦力修改导致（米尔纳，1978）一种不稳定性，事实上发现即使是一个恒定的摩擦系数（乔德哈里等人。，2001；chakrabotry等人，2002；冯瓦格纳。等人。，2003；瓦格纳等人，2004），最近的文献回顾（金凯德等人。，2003；papinniemi等人。，2002）对报道的复杂性和制动尖叫问题缺乏了解。 虽然大部分的工作是尖叫的问题，它需要不断的调查研究，完善预测制动组件的有限元模型，给制动器的设计工程师的合适的工具来设计安静的制动精度。还有的数值计算方法，用于研究这一问题，两大类：（1）瞬态动力学分析（Hu等人。，1999；布巴卡尔等人。，2006）（2）复特征值分析。经常地，复特征值的方法是首选广泛用于（莱尔斯，1989；Lee等人。，1998；Blaschke等人。，2000；拜尔等人。，2003；布巴卡尔等人。，2006；刘等人，2007；马里奥。等人。，2008；戴等人。，2008）预测的制动系统包括阻尼和接触引起的尖叫倾向快速，它可以分析及其在不同运行分析提供设计指导作用参数几乎。 对制动系统的动力学研究的许多研究人员试图通过改变相关的因素减少制动尖叫。例如（莱尔斯，1989）发现，短垫，阻尼，软盘和较硬的背板可降低对比度恶化，同时更高的摩擦系数和磨损的摩擦材料容易尖叫。（李等人。，1998）报道，降低背板厚度导致接触压力分布均匀的改变，从而增加尖叫倾向。（胡等人。，1999）基于DOE分析发现，优化设计是一个使用原来的手指长度，垂直槽，倒角盘垫，28毫米的厚度，和摩擦材料厚度10mm。（布鲁克斯等人。，1993）发现，通过移动活塞远离主导了通用电气焊盘的系统不稳定性。他们还报告该预测系统的不稳定是由于TR anslational和旋转盘的特别高的耦合模式的刚度值。从敏感性的研究，他们建议泰德，垫的有效长度减为一半，活塞MAS的SES，有效质量，惯量和接地刚度盘和第二电路驱动的刚度也有潜在的对盘刹车不稳定。（Shin等人。，2002）已经表明，阻尼垫和盘在导致不稳定性方面是重要的。他们的分析也表明，证实了增加阻尼或盘或垫可能导致系统的不稳定。（刘等人。，2007）发现，噪声可以通过减小摩擦系数，增加该盘的刚度，使用的垫采用回阻尼材料和修改的刹车片的形状等来降低。（Dai等人。，2008）研究结果表明，径向槽焊盘的设计具有的不稳定的模式数量最少，这意味着较小的倾向，尖叫。 在本研究中，盘式制动器尖叫的调查采用有限执行复杂的特征值分析元软件ABAQUS /标准。一个复杂的特征值的一个正实部被视为不稳定的指示。通过有限元模拟可以提供指导，而将被审判和错误的方法，以达到最佳的配置和也可能需要运行多个计算密集型的分析制定的“输入”的关系可能的预测。因此，在本研究中，通过复杂的特征值E F提出了一个新的方法结构化分析与设计。该方法的目的是向最佳垫设计预测通过各种刹车片的几何结构的各种因素。 本文的组织如下，在该领域在最近一段时期，它提出了一个详细的文献调查。从文学调查的主要目的是形成建立盘式制动器的有限元模型的方法，该方法被提出并随后采用实验模态分析验证。为了预测制动尖叫是CEA的方法，然后对其用DOE方法进行计算。还讨论了测试开发的统计模型的充足的方法 2、相关的有限元模型和组件 盘式制动系统由一个绕轮的轴线转动的圆盘，卡尺–活塞组件，活塞SL IDE内卡钳被安装到车辆的悬挂系统，和一对刹车片组成。当液压施加压力，活塞被推压在盘的内垫同时卡尺卡在盘的外垫。图1（a）显示，在考虑汽车前制动器有限元模型，使用ABAQUS建立有限元软件包。在这项研究中采用的制动模型是一个简化的模型组成的两个主要组成部分有助于尖叫：光盘和垫（图1（b））。 （a）一个有限元模型 （b）简化盘式制动器模型 图1 一个简化的模型，本研究采用以下原因： 1、 制动尖叫的非线性分析，最重要的来源是盘之间的摩擦滑动接触垫。 2、 仿真包括几何简化以减少CPU时间，让更多的配置来计算。 该盘是由铸铁、刹车盘副，由摩擦材料和背板，再次按下ST盘以产生摩擦力矩的缓慢的旋转盘。摩擦材料是由有机摩擦材料和后面板用钢。有限元网格生成我们19000固体元素。摩擦系数是摩擦接触相互作用该盘和摩擦片材料的两侧之间定义。一个恒定的摩擦系数和恒定角该盘的速度是用于模拟目的。图2给出的约束和载荷的焊盘。该盘是完全固定在四计数器的螺栓孔和焊盘的耳朵被限制只允许轴向位移NTS。–卡钳活塞组件不在盘式制动系统的简化模型定义内，因此液压压力直接应用于背板的内垫和活塞和外垫之间的接触区域和他游标卡尺，它是假定每个垫力大小相等的 图2约束和简化的制动系统加载 验证的目的，主制动部件，频率响应函数（FRF）在自由边界条件下的每个组件与10mV／N灵敏度和硬头锤测量小的影响。一个轻小的加速度计的灵敏度达到10mV／g，通过动态信号分析仪的类型dewe-41-t-dsa测量加速度响应。FRF测量记录每个组件的SISO配置使用。然后，每个迪尤频响函数使用软件来识别模态参数，即；处理后的共振频率，模态振型和阻尼值。图3显示了实验模态测试组件。 图3实验模态分析组件 频率测量盘上通过仿真模型计算出的自由边界条件模式如表1所示。它可以观察到的测量和模拟频率具有良好的协议。图4显示模式有淋巴结直径的转子形状。以类似的方式，在垫的参数估计和基于实测数据表2所示，测量和模拟频率也具有良好的协议。图5显示模式形状的垫。 表1在自由边界条件下的转子的模态结果 振形 实验频率（Hz） 有限元分析的频率（Hz） 差异（%） 第二弯曲 1220 1303 6.8 第三弯曲 2551 2636 3.3 第四弯曲 4003 4108 2.6 第五弯曲 5774 5591 -3.1 第六弯曲 7873 7790 -1 第七弯曲 9008 9209 2.2 表2. 在自由边界条件的板模态结果 振形 实验频率（Hz） 有限元分析的频率（Hz） 差异（%） 第一弯曲 3051 3231 5.8 第二弯曲 8459 8381 -1 第二节经型 (1303Hz) 第三节经型(2636 Hz) 第四节经型(4108 Hz) 第五节经型(5591 Hz) 图4. 在自由边界条件下的转子模态 第六节经型(7790 Hz) 第七节经型(9209 Hz) 第一弯曲模态(3231 Hz) 第二弯曲模态(8381 Hz) 图5. 在自由边界条件的板模式的形状