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《汽车鼓式制动器的可靠性稳健优化设计》由会员上传分享，免费在线阅读，更多相关内容在行业资料-天天文库。
1、第26卷第2期华东交通大学学报Vo.l26No.22009年4月JournalofEastChinaJiaotongUniversityApr.,2009文章编号:1005-0523(2009)02-0067-05汽车鼓式制动器的可靠性稳健优化设计程贤福,熊坚,李骏(华东交通大学载运工具与装备省部共建教育部重点实验室,江西南昌330013)摘要:在汽车鼓式制动器设计中考虑不确定因素的影响,将可靠性优化理论、可靠性灵敏度分析与稳健设计方法相结合,以制动效能因数为目标函数建立制动器可靠性稳健优化数学模型。把制
2、动力矩、摩擦衬片压力的可靠性灵敏度溶入可靠性优化设计模型之中,将可靠性稳健优化设计转化为满足可靠性要求的多目标优化问题。实例计算表明,稳健优化后的制动器不仅有较高的制动效能和可靠性,还具有较低的可靠性灵敏度,取得了满意的结果。关键词:稳健优化设计;可靠性设计;鼓式制动器中图分类号:TH122;U46351文献标识码:A随着汽车的增多、车速的提高以及车流密度的日益增大,为了保证行车安全,汽车制动系的工作可靠性显得非常重要,提高制动器的设计和制造水平具有重要的现实意义。鼓式制动器由于具有可靠性高,兼[1]容性好,
3、技术成熟,安装、拆卸方便等优点而得到广泛的应用。制动鼓正向旋转和反向旋转时,都有一个领蹄和一个从蹄的制动器即称为领从蹄式制动器。领从蹄制动器发展较早,其效能及效能稳定性均居于中游,且有结构较简单等优点,故目前仍相当广泛地用于各种汽车。其工作原理:在制动促动力的作用下,通过左右两个制动蹄靠紧制动鼓产生摩擦阻力矩而制动,领蹄顺着制动鼓的旋转方向运动,从而产生一个附加的摩擦力矩,形成自增力效应;从蹄运动方向与制动鼓旋转方向相反,附加的摩擦力矩产生减势作用,形成自减力效应。近年来,汽车及零部件生产企业越来越重视应用稳健设计来提高产品质
4、量,降低成本。在汽车零部件设计、加工和装配过程中难免会产生误差,而消除这些影响因素往往是很难的,但设法减轻这些因素的影响却是相对容易的。本文在确定制动器结构参数的过程中采用了可靠性优化设计和稳健设计相结合的方法,通过可靠性优化设计来保证具有制动器较好的制动效能和可靠性;同时,通过稳健设计合理调整设计变量名义值并控制其公差来保证设计最优解的稳健性,即当设计参数产生微小变化时仍能保证制动性能指标限在在理想的目标水平和允许的波动范围内,从而保证制动器的质量。1鼓式制动器的状态方程为避免制动过程中车轮打滑,制动力矩不得超过车轮与地面的附
5、着力矩,一般希望车轮与地面的附着收稿日期:2008-11-30基金项目:江西省自然科学基金项目(2007GZC0874);江西省教育厅科技研究项目(GJJ08253);华东交通大学博士科研启动基金项目(01307005);载运工具与装备省部共建教育部重点实验室开放基金项目作者简介:程贤福(1975-),男,江西广丰人,副教授,博士,研究方向为设计理论与方法、可靠性分析、车辆零部件设计等。68华东交通大学学报2009年系数小于规定值。所以根据文献[2]可以推导出制动力矩的状态方程为Mng1(x,y)=09-(1)mR
6、1MfhAM1=R(cos+fsin)-fAMfhAM2=R(cos-fsin)+fA-1cos21-cos22=tan23-sin22+sin214R(cos1-cos2)A=22(cos21-cos22)+(23-sin22+sin21)式中,M为制动力矩,M=M1+M2;r为制动鼓半径,R为蹄片支承销中心与制动鼓中心间的距离,h为制动蹄轴端至末端的距离,1、2分别是摩擦衬片的起始与终止点和鼓心连线的夹角,3=2-1为摩擦衬片的包角,b为制动鼓宽度,f为制动鼓与摩擦衬片间的摩擦系数,
7、F为制动蹄促动力,m为汽车总质量,n为车轮数或制动器数,R1为车轮半径。摩擦衬片上承受的最大压力应小于规定值,根据文献[2]可以得到摩擦衬片的状态方程为22hM1sin(3/2)g2(x,y)=16-(2)22222b3[2R3-(2R-h+fh4R-h)sin3-4rfhsin(3/2)]22hM2sin(3/2)g3(x,y)=16-(3)22222b3[2R3-(2R-h+fh4R-h)sin3-4rfhsin(3/2)]2可靠性稳健优化设计由可靠性优化设计的基本理论可知,可靠性设计的目标是计算可靠
8、度R=g(x)>0fx(X)dX(4)T式中fx(X)为基本随机参数向量X=(x,y)=(x1,x2,,xn;y1,y2,,ym)的联合概率密度,xi是设计变量(可控变量),yi是设计参数(不可控变量),x和y分别是设计变量xi和设计参数yi
