盤(pán)式制動(dòng)器剎車(chē)噪音模擬分析

2017-01-05  by:CAE仿真在線(xiàn)  來(lái)源:互聯(lián)網(wǎng)

分析步驟:

1、建立盤(pán)式制動(dòng)器的有限元分析模型

首先通過(guò)UG建立盤(pán)式制動(dòng)器的三維模型(如圖1)。然后在Hypermesh中導(dǎo)入U(xiǎn)G模型,利用Hypermesh優(yōu)秀的網(wǎng)格處理功能對(duì)模型劃分網(wǎng)格。摩擦塊和制動(dòng)盤(pán)模型分別使用C3D6和C3D8I來(lái)生成網(wǎng)格單元。單元采用的六面體單元,六面體單元更容易實(shí)現(xiàn)壁面處的正交性原則,因而計(jì)算精度較高,模型總的單元數(shù)為27481,節(jié)點(diǎn)數(shù)為164960。(如圖2)。

圖1 盤(pán)式制動(dòng)器CAD模型

圖2 盤(pán)式制動(dòng)器網(wǎng)格模型

2、 ABAQUS分析制動(dòng)噪聲

(1)載荷

此制動(dòng)器為滑動(dòng)鉗式制動(dòng)器,所以制動(dòng)鉗沿制動(dòng)盤(pán)的法向方向平行移動(dòng)。制動(dòng)時(shí),在制動(dòng)液壓力的作用下活塞推動(dòng)制動(dòng)襯塊壓靠到制動(dòng)盤(pán)的表面;同時(shí),油缸底部的壓力也使得殼體沿著導(dǎo)向銷(xiāo)與活塞做反方向的運(yùn)動(dòng),直到兩側(cè)制動(dòng)塊受力相等,由于施加在制動(dòng)盤(pán)上的力是方向相反,大小相等的,所以制動(dòng)盤(pán)不會(huì)發(fā)生形變[4]。液壓制動(dòng)的工作壓力在10~12Mpa。假定制動(dòng)襯塊的摩擦表面全部與制動(dòng)盤(pán)接觸,且各處的單位壓力分布均勻。如圖3所示,F1,F2,F3,F4分別為作用在制動(dòng)襯塊上的力,且大小相等,其大小可由活塞的工作壓力與活塞的面積求得,活塞的直徑為57毫米,內(nèi)徑為46毫米,制動(dòng)時(shí)的工作壓力為P,推力計(jì)算公式為:

F1= P×π×572/4

可以求出制動(dòng)時(shí)大小為2500N。

圖3 受力分析

(2)約束

制動(dòng)盤(pán)與輪轂為螺栓聯(lián)結(jié),所以在制動(dòng)盤(pán)螺孔內(nèi)外分別約束其X、Y、Z三個(gè)方向上的自由度,制動(dòng)器作用時(shí)摩擦片是由活塞推動(dòng)前后移動(dòng)的,所以約束摩擦片支撐板兩端X、Y方向上的自由度。

(3)接觸

制動(dòng)盤(pán)和摩擦片為面接觸,定義制動(dòng)盤(pán)與摩擦片接觸的面為主動(dòng)表面,摩擦片上與制動(dòng)盤(pán)接觸的面為從屬表面。根據(jù)制動(dòng)盤(pán)的工作以及摩擦片的特性設(shè)定摩擦系數(shù)為0.3。

4)運(yùn)動(dòng)

在此次分析中定義制動(dòng)盤(pán)制動(dòng)過(guò)程中轉(zhuǎn)速由5.0rad/s降到1.0rad/s。

4 分析計(jì)算及數(shù)據(jù)處理

在ABAQUS有限元軟件中進(jìn)行計(jì)算,得到制動(dòng)器的在各個(gè)方向上的位移變化以及應(yīng)力(Misses)分布隨時(shí)間的變化。提取模型的前10階模態(tài),圖5、圖6和圖7分別為模型的第6和第8階振型圖,圖中可以出在模態(tài)為6,7,8階的時(shí)候整個(gè)模型出現(xiàn)了不穩(wěn)定的狀態(tài)。

圖5 第6階模態(tài)振型

圖6 第7階模態(tài)振型

圖7 第8階模態(tài)振型

在ABAQUS輸出的data文件中,得到不同模態(tài)下的頻率和阻尼比的數(shù)據(jù),如表1和表2所示。

表1 摩擦系數(shù)為0.3時(shí)不同模態(tài)的數(shù)據(jù)

表2 摩擦系數(shù)為0.5時(shí)不同模態(tài)的數(shù)據(jù)

根據(jù)不同模態(tài)下的頻率和阻尼比的數(shù)據(jù)[5],可以繪制出摩擦系數(shù)為0.3和0.5的時(shí)頻率和阻尼比的曲線(xiàn)圖,如圖8和圖9所示。

圖8 摩擦系數(shù)0.3時(shí)阻尼比和頻率的關(guān)系曲線(xiàn)

圖9 摩擦系數(shù)0.5時(shí)阻尼比和頻率的關(guān)系曲線(xiàn)

結(jié)論

圖8和圖9中顯示阻尼比和頻率的曲線(xiàn)關(guān)系,其中阻尼比為負(fù)值代表的是不穩(wěn)定的模態(tài),在摩擦系數(shù)分別為0.3和0.5的時(shí),系統(tǒng)出現(xiàn)不穩(wěn)定狀態(tài)都發(fā)生在2000kHz,阻尼比分別是-0.01382和-0.02348。經(jīng)過(guò)分析可以得到摩擦系數(shù)的大小在此制動(dòng)系統(tǒng)中,不對(duì)制動(dòng)工作時(shí)產(chǎn)生的噪聲起決定性的作用。在減小噪聲的方面提出以下改進(jìn)建議:

(1)在選擇摩擦材料是應(yīng)選擇低噪聲的摩阻復(fù)合材料來(lái)防止發(fā)生共振的產(chǎn)生。

(2)在選擇摩擦材料是同時(shí)要選擇材料均勻,防止材料磨損不均勻,造成局部過(guò)硬,制動(dòng)時(shí)硬點(diǎn)和制動(dòng)盤(pán)摩擦發(fā)出響聲。

(3)在制造制動(dòng)盤(pán)時(shí)應(yīng)保證其工作表面的跳度,一般要求的跳度是0.06mm。

(4)在選擇制動(dòng)活塞防塵套的材料時(shí),應(yīng)選擇硬度合適的材料保證在制動(dòng)過(guò)后活塞的回位,制動(dòng)塊與制動(dòng)盤(pán)之間要保持0.1mm到0.15mm的間隙。

同樣在平時(shí)使用過(guò)程中也應(yīng)該關(guān)注制動(dòng)噪聲的發(fā)生,檢查摩擦片的磨損情況,重修制動(dòng)盤(pán)表面,更換卡鉗金屬構(gòu)件等方法在發(fā)生制動(dòng)噪聲后及時(shí)的進(jìn)行處理。

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