盤式制動器剎車噪音模擬分析

2017-01-05  by:CAE仿真在線  來源:互聯網

分析步驟:

1、建立盤式制動器的有限元分析模型

首先通過UG建立盤式制動器的三維模型(如圖1)。然后在Hypermesh中導入UG模型,利用Hypermesh優(yōu)秀的網格處理功能對模型劃分網格。摩擦塊和制動盤模型分別使用C3D6和C3D8I來生成網格單元。單元采用的六面體單元,六面體單元更容易實現壁面處的正交性原則,因而計算精度較高,模型總的單元數為27481,節(jié)點數為164960。(如圖2)。

圖1 盤式制動器CAD模型

圖2 盤式制動器網格模型

2、 ABAQUS分析制動噪聲

(1)載荷

此制動器為滑動鉗式制動器,所以制動鉗沿制動盤的法向方向平行移動。制動時,在制動液壓力的作用下活塞推動制動襯塊壓靠到制動盤的表面;同時,油缸底部的壓力也使得殼體沿著導向銷與活塞做反方向的運動,直到兩側制動塊受力相等,由于施加在制動盤上的力是方向相反,大小相等的,所以制動盤不會發(fā)生形變[4]。液壓制動的工作壓力在10~12Mpa。假定制動襯塊的摩擦表面全部與制動盤接觸,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,內徑為46毫米,制動時的工作壓力為P,推力計算公式為:

F1= P×π×572/4

可以求出制動時大小為2500N。

圖3 受力分析

(2)約束

制動盤與輪轂為螺栓聯結,所以在制動盤螺孔內外分別約束其X、Y、Z三個方向上的自由度,制動器作用時摩擦片是由活塞推動前后移動的,所以約束摩擦片支撐板兩端X、Y方向上的自由度。

(3)接觸

制動盤和摩擦片為面接觸,定義制動盤與摩擦片接觸的面為主動表面,摩擦片上與制動盤接觸的面為從屬表面。根據制動盤的工作以及摩擦片的特性設定摩擦系數為0.3。

4)運動

在此次分析中定義制動盤制動過程中轉速由5.0rad/s降到1.0rad/s。

4 分析計算及數據處理

在ABAQUS有限元軟件中進行計算,得到制動器的在各個方向上的位移變化以及應力(Misses)分布隨時間的變化。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階的時候整個模型出現了不穩(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據,如表1和表2所示。

表1 摩擦系數為0.3時不同模態(tài)的數據

表2 摩擦系數為0.5時不同模態(tài)的數據

根據不同模態(tài)下的頻率和阻尼比的數據[5],可以繪制出摩擦系數為0.3和0.5的時頻率和阻尼比的曲線圖,如圖8和圖9所示。

圖8 摩擦系數0.3時阻尼比和頻率的關系曲線

圖9 摩擦系數0.5時阻尼比和頻率的關系曲線

結論

圖8和圖9中顯示阻尼比和頻率的曲線關系,其中阻尼比為負值代表的是不穩(wěn)定的模態(tài),在摩擦系數分別為0.3和0.5的時,系統出現不穩(wěn)定狀態(tài)都發(fā)生在2000kHz,阻尼比分別是-0.01382和-0.02348。經過分析可以得到摩擦系數的大小在此制動系統中,不對制動工作時產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建議:

(1)在選擇摩擦材料是應選擇低噪聲的摩阻復合材料來防止發(fā)生共振的產生。

(2)在選擇摩擦材料是同時要選擇材料均勻,防止材料磨損不均勻,造成局部過硬,制動時硬點和制動盤摩擦發(fā)出響聲。

(3)在制造制動盤時應保證其工作表面的跳度,一般要求的跳度是0.06mm。

(4)在選擇制動活塞防塵套的材料時,應選擇硬度合適的材料保證在制動過后活塞的回位,制動塊與制動盤之間要保持0.1mm到0.15mm的間隙。

同樣在平時使用過程中也應該關注制動噪聲的發(fā)生,檢查摩擦片的磨損情況,重修制動盤表面,更換卡鉗金屬構件等方法在發(fā)生制動噪聲后及時的進行處理。

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