浮钳盘式制动器结构稳定性仿真分析

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1、第30卷第5期武汉理工大学学报·信息与管理工程版Vo1．30No．52008年10月JOURNALOFWUT(INFORMATION&MANAGEMENTENGINEERING)0ct．2008文章编号：1007一l14X(2008)05—0744—05浮钳盘式制动器结构稳定性仿真分析李清，刘佐民，蔡萼华，袁智军(1武汉理工大学机电工程学院，N-lg武汉430070；2．E海通用五菱汽车股份公司技术中心，广西柳州545007)摘要：基于盘式制动器结构，利用ANSYS软件，建立了其制动稳定性的仿真模型，分析了各部件的振频现象；并以此为基础，

2、探讨了对结构稳定性影响较大的零件以及参数对结构制动稳定性的交叉影响。研究表明，在一定范围内改变钳体厚度和制动盘的厚度可以改善制动器的稳定性。关键词：ANSYS；盘式制动器；结构稳定性中图法分类号：TB123；U463．51文献标志码：A安全法规和环境法规的日益严格，车辆速度式将其导入ANSYS中，对部件进行了约束模态分的提高以及车辆密度的日益增加，使制动系统的析，得到各零件的各阶固有频率及振型。在此基性能以及可靠性显得特别重要。提高制动器的设础上，探讨结构中哪些部件的固有频率与整体尖计和制造水平，特别是提高制动器的制动稳定性，叫频率相接近

3、，以利于结构优化和稳定性分析。减少制动时的振动噪声已成为工程界重视的课1流固耦合制动器模态分析题。目前的研究表明，汽车制动时制动器各个部件的共振和变形是引起振动噪声以及制动器不正1．1制动液等效模型常磨损的主要原因。基于振动噪声发生机理在振动问题中，整个液压装置或某个液压组将制动引起的振动分为3类：低频抖动、中频颤动件均可等效成具有一定质量、弹性和阻尼的振动和高频啸叫。系统，通常简化为单自由度简谐激振力作用下的低频抖动主要是由制动力矩波动引起的低频强迫振动系统，如图1所示(图中(t)为方向强迫振动，抖动频率与车速呈一定的阶次关系，该位移)

4、。该振动系统的运动微分方程为：频率在100Hz以下，通常为10～50Hz。中频颤十2∞立+∞2，=fosin(cJt动是由制动盘和摩擦块表面问的摩擦特性引起“∞的，频率为100～1000Hz。制动引起的颤动一般发生在较低的车速下(低于10km／h)。高频啸叫与制动系统元件的模态有关，与车速无关，制动啸叫频率一般在1000Hz以上，通过空气传播。而盘式制动器的尖叫频率约为2．1kHz左图1单自由度振动模型右J。目前在该领域的研究一般是对制动器的式中，、、分别为系统加速度、速度、位移；各部件进行有限元分析，应用模态综合技术建立为无阻尼固有频率

5、；为阻尼比，=1／2·C／包括各部件在内的闭环耦合模型，在此基础上分、／／m为单位质量所受的力幅,fo：Fo／m(为析子结构模态对耦合系统不稳定模态的影响，以激振力)；C为阻尼系数；k为弹簧刚度；m为系统探讨尖叫问题。然而目前的模型大都未考虑制动质量。其通解为：液的作用，事实上，制动液的粘弹性对制动稳定性是有影响的。笔者将制动器内制动液作为部件简l=Ae一。sin(03,／1一t+0)(0<≤1)(2)化为一弹性模型，利用UG软件建立了制动器部它表示有阻尼的衰减振动仅在开始的一段时件的三维实体简化模型，然后利用Parasolid转换格间内

6、才有意义，因此，通常称瞬态解，一般情况收稿日期：2008—04—09．作者简介：李清(1978一)，男，贵州赤水人，武汉理工大学机电程学院硕士研究生基金项目：上海通用五菱(SGMW)科研基金资助项目(N2000)．第30卷第5期李清，等：浮钳盘式制动器结构稳定性仿真分析745下不予考虑。特解表示在简谐力激振下的强迫振关键因素。表1中列出的是各部件的一阶固有频动常称稳态振动，它在很多设备上是有害的。稳率和靠近2．1kHz的频率和阶数。态振动可由其特解表示为：表1各部件一阶频率和靠近2．1kHz的频率2=Bsin(ogt一)(3)式中，为强迫

7、振动的位移；为强迫振动的角频率；为位移与激振力的相位差。B=fo／√(：一)+42(4)=tg[2／(一09)】(5)由上可知，产生振动的根本原因是系统存在由表1可以看出，钳体2阶和制动盘的5、6激振力，振动的大小取决于激振力的大小和系阶固有频率与产生尖叫的频率2一100Hz非常接一统的固有参数J。近，是引起制动器尖叫的主要因素。因此，制动器1．2制动器各部件模型及模态设计时可通过设计部件参数，使部件固有频率与模态分析可以确定一个结构的固有频率和振发生尖叫频率错开，同时考虑在力的作用下降低型，它们是承受动态载荷结构设计中的重要参位移，从而

8、改善制动器的稳定性。数J。振型的大小只是一个相对的量值(位移2制动钳结构参数对稳定性■的影响一相对值)，它表征的是各点在某一阶固有频率上振动量值的相对比值，反映该固有频率上振动的2．1基于谐反