某中級(jí)轎車(chē)前輪制動(dòng)器設(shè)計(jì)

某中級(jí)轎車(chē)前輪制動(dòng)器設(shè)計(jì),中級(jí)轎車(chē),前輪,制動(dòng)器,設(shè)計(jì) 畢業(yè)設(shè)計(jì)(論文)外文資料翻譯 系 別： 機(jī)電信息系 專 業(yè)： 機(jī)械設(shè)計(jì)制造及其自動(dòng)化 班 級(jí)： 姓 名： 學(xué) 號(hào)： 外文出處：International Journal of Engineering, Science and Technology Vol. 1, No. 1, 2009, pp. 254-271 附 件： 1. 原文； 2. 譯文 2013年03月 一個(gè)復(fù)雜的特征值分析與設(shè)計(jì)相結(jié)合的方法實(shí)驗(yàn)（DOE） 研究盤(pán)式制動(dòng)器制動(dòng)尖叫 摘要： 本文提出了研究結(jié)合有限元模擬與統(tǒng)計(jì)回歸技術(shù)的制動(dòng)片上的盤(pán)式制動(dòng)器制動(dòng)尖叫的影響因素探討。復(fù)雜的特征值分析（CEA）已被廣泛用于在制動(dòng)系統(tǒng)模型預(yù)測(cè)的不穩(wěn)定頻率、有限元模型與實(shí)驗(yàn)?zāi)B(tài)試驗(yàn)的相關(guān)性。 “制動(dòng)器和制動(dòng)盤(pán)的幾何形狀之間的輸入輸出關(guān)系的構(gòu)建可以利用各種幾何配置預(yù)測(cè)盤(pán)式制動(dòng)器的尖叫。影響的各種因素，即；楊氏模量背板，背板厚度，槽，兩槽間的距離，槽的寬度和角度，槽所使用的設(shè)計(jì)研究實(shí)驗(yàn)（DOE）技術(shù)等。預(yù)測(cè)在數(shù)學(xué)模型的基礎(chǔ)上已開(kāi)發(fā)的最有影響的因素驗(yàn)證，仿真實(shí)驗(yàn)證明了它的充分性。預(yù)測(cè)結(jié)果表明，制動(dòng)尖叫傾向可以通過(guò)增加的楊氏模量的背板和添加修改倒角形狀減少摩擦材料雙方的摩擦。通過(guò)引入槽結(jié)構(gòu)，制動(dòng)尖叫使用建模相結(jié)合的方法CEA和美國(guó)能源部被發(fā)現(xiàn)通過(guò)驗(yàn)證試驗(yàn)的統(tǒng)計(jì)學(xué)足夠。這種組合方式會(huì)有用到盤(pán)式制動(dòng)器的設(shè)計(jì)階段。 關(guān)鍵詞：盤(pán)式制動(dòng)器的制動(dòng)尖叫，有限元分析，實(shí)驗(yàn)?zāi)B(tài)分析，實(shí)驗(yàn)設(shè)計(jì) 1、引言： 制動(dòng)器尖叫是因?yàn)槟Σ亮δ軌蛘T導(dǎo)的動(dòng)態(tài)不穩(wěn)定性引起的振動(dòng)引起的噪聲問(wèn)題（Akay，2002）。制動(dòng)操作期間，墊和盤(pán)之間的摩擦力可以誘導(dǎo)系統(tǒng)中的動(dòng)態(tài)不穩(wěn)定性。通常制動(dòng)尖叫發(fā)生在1和20千赫之間的頻率范圍。尖叫聲是一個(gè)復(fù)雜的現(xiàn)象，部分原因是因?yàn)樗膹?qiáng)烈的依賴于許多參數(shù)，部分原因是因?yàn)檫@些機(jī)械相互作用在制動(dòng)系統(tǒng)。機(jī)械的相互作用被認(rèn)為是由于在摩擦界面接觸的非線性影響非常復(fù)雜。發(fā)生尖叫是間歇性的或隨機(jī)的。在一定的條件下，即使當(dāng)汽車(chē)是全新的，它也往往產(chǎn)生尖叫噪聲，以消除噪聲為目標(biāo)進(jìn)行廣泛的研究。然而，對(duì)噪聲的機(jī)理細(xì)節(jié)沒(méi)有完全理解。幾個(gè)理論已制定解釋制動(dòng)尖叫機(jī)制，和無(wú)數(shù)的研究已經(jīng)取得了不同程度的成功將其應(yīng)用到盤(pán)式制動(dòng)器的動(dòng)力學(xué)（金凱德等人。，2003）。 不穩(wěn)定的發(fā)病原因已被歸因于不同的原因。一些主要的原因的變化與新的接觸點(diǎn)的速度摩擦特性（易卜拉欣，1994；歐陽(yáng)等人。，1998；Shin等人。，2002）的變化、磁盤(pán)的相對(duì)取向和摩擦片的摩擦力修改導(dǎo)致（米爾納，1978）一種不穩(wěn)定性，事實(shí)上發(fā)現(xiàn)即使是一個(gè)恒定的摩擦系數(shù)（喬德哈里等人。，2001；chakrabotry等人，2002；馮瓦格納。等人。，2003；瓦格納等人，2004），最近的文獻(xiàn)回顧（金凱德等人。，2003；papinniemi等人。，2002）對(duì)報(bào)道的復(fù)雜性和制動(dòng)尖叫問(wèn)題缺乏了解。 雖然大部分的工作是尖叫的問(wèn)題，它需要不斷的調(diào)查研究，完善預(yù)測(cè)制動(dòng)組件的有限元模型，給制動(dòng)器的設(shè)計(jì)工程師的合適的工具來(lái)設(shè)計(jì)安靜的制動(dòng)精度。還有的數(shù)值計(jì)算方法，用于研究這一問(wèn)題，兩大類：（1）瞬態(tài)動(dòng)力學(xué)分析（Hu等人。，1999；布巴卡爾等人。，2006）（2）復(fù)特征值分析。經(jīng)常地，復(fù)特征值的方法是首選廣泛用于（萊爾斯，1989；Lee等人。，1998；Blaschke等人。，2000；拜爾等人。，2003；布巴卡爾等人。，2006；劉等人，2007；馬里奧。等人。，2008；戴等人。，2008）預(yù)測(cè)的制動(dòng)系統(tǒng)包括阻尼和接觸引起的尖叫傾向快速，它可以分析及其在不同運(yùn)行分析提供設(shè)計(jì)指導(dǎo)作用參數(shù)幾乎。 對(duì)制動(dòng)系統(tǒng)的動(dòng)力學(xué)研究的許多研究人員試圖通過(guò)改變相關(guān)的因素減少制動(dòng)尖叫。例如（萊爾斯，1989）發(fā)現(xiàn)，短墊，阻尼，軟盤(pán)和較硬的背板可降低對(duì)比度惡化，同時(shí)更高的摩擦系數(shù)和磨損的摩擦材料容易尖叫。（李等人。，1998）報(bào)道，降低背板厚度導(dǎo)致接觸壓力分布均勻的改變，從而增加尖叫傾向。（胡等人。，1999）基于DOE分析發(fā)現(xiàn)，優(yōu)化設(shè)計(jì)是一個(gè)使用原來(lái)的手指長(zhǎng)度，垂直槽，倒角盤(pán)墊，28毫米的厚度，和摩擦材料厚度10mm。（布魯克斯等人。，1993）發(fā)現(xiàn)，通過(guò)移動(dòng)活塞遠(yuǎn)離主導(dǎo)了通用電氣焊盤(pán)的系統(tǒng)不穩(wěn)定性。他們還報(bào)告該預(yù)測(cè)系統(tǒng)的不穩(wěn)定是由于TR anslational和旋轉(zhuǎn)盤(pán)的特別高的耦合模式的剛度值。從敏感性的研究，他們建議泰德，墊的有效長(zhǎng)度減為一半，活塞MAS的SES，有效質(zhì)量，慣量和接地剛度盤(pán)和第二電路驅(qū)動(dòng)的剛度也有潛在的對(duì)盤(pán)剎車(chē)不穩(wěn)定。（Shin等人。，2002）已經(jīng)表明，阻尼墊和盤(pán)在導(dǎo)致不穩(wěn)定性方面是重要的。他們的分析也表明，證實(shí)了增加阻尼或盤(pán)或墊可能導(dǎo)致系統(tǒng)的不穩(wěn)定。（劉等人。，2007）發(fā)現(xiàn)，噪聲可以通過(guò)減小摩擦系數(shù)，增加該盤(pán)的剛度，使用的墊采用回阻尼材料和修改的剎車(chē)片的形狀等來(lái)降低。（Dai等人。，2008）研究結(jié)果表明，徑向槽焊盤(pán)的設(shè)計(jì)具有的不穩(wěn)定的模式數(shù)量最少，這意味著較小的傾向，尖叫。 在本研究中，盤(pán)式制動(dòng)器尖叫的調(diào)查采用有限執(zhí)行復(fù)雜的特征值分析元軟件ABAQUS /標(biāo)準(zhǔn)。一個(gè)復(fù)雜的特征值的一個(gè)正實(shí)部被視為不穩(wěn)定的指示。通過(guò)有限元模擬可以提供指導(dǎo)，而將被審判和錯(cuò)誤的方法，以達(dá)到最佳的配置和也可能需要運(yùn)行多個(gè)計(jì)算密集型的分析制定的“輸入”的關(guān)系可能的預(yù)測(cè)。因此，在本研究中，通過(guò)復(fù)雜的特征值E F提出了一個(gè)新的方法結(jié)構(gòu)化分析與設(shè)計(jì)。該方法的目的是向最佳墊設(shè)計(jì)預(yù)測(cè)通過(guò)各種剎車(chē)片的幾何結(jié)構(gòu)的各種因素。 本文的組織如下，在該領(lǐng)域在最近一段時(shí)期，它提出了一個(gè)詳細(xì)的文獻(xiàn)調(diào)查。從文學(xué)調(diào)查的主要目的是形成建立盤(pán)式制動(dòng)器的有限元模型的方法，該方法被提出并隨后采用實(shí)驗(yàn)?zāi)B(tài)分析驗(yàn)證。為了預(yù)測(cè)制動(dòng)尖叫是CEA的方法，然后對(duì)其用DOE方法進(jìn)行計(jì)算。還討論了測(cè)試開(kāi)發(fā)的統(tǒng)計(jì)模型的充足的方法 2、相關(guān)的有限元模型和組件 盤(pán)式制動(dòng)系統(tǒng)由一個(gè)繞輪的軸線轉(zhuǎn)動(dòng)的圓盤(pán)，卡尺–活塞組件，活塞SL IDE內(nèi)卡鉗被安裝到車(chē)輛的懸掛系統(tǒng)，和一對(duì)剎車(chē)片組成。當(dāng)液壓施加壓力，活塞被推壓在盤(pán)的內(nèi)墊同時(shí)卡尺卡在盤(pán)的外墊。圖1（a）顯示，在考慮汽車(chē)前制動(dòng)器有限元模型，使用ABAQUS建立有限元軟件包。在這項(xiàng)研究中采用的制動(dòng)模型是一個(gè)簡(jiǎn)化的模型組成的兩個(gè)主要組成部分有助于尖叫：光盤(pán)和墊（圖1（b））。 （a）一個(gè)有限元模型 （b）簡(jiǎn)化盤(pán)式制動(dòng)器模型 圖1 一個(gè)簡(jiǎn)化的模型，本研究采用以下原因： 1、 制動(dòng)尖叫的非線性分析，最重要的來(lái)源是盤(pán)之間的摩擦滑動(dòng)接觸墊。 2、 仿真包括幾何簡(jiǎn)化以減少CPU時(shí)間，讓更多的配置來(lái)計(jì)算。 該盤(pán)是由鑄鐵、剎車(chē)盤(pán)副，由摩擦材料和背板，再次按下ST盤(pán)以產(chǎn)生摩擦力矩的緩慢的旋轉(zhuǎn)盤(pán)。摩擦材料是由有機(jī)摩擦材料和后面板用鋼。有限元網(wǎng)格生成我們19000固體元素。摩擦系數(shù)是摩擦接觸相互作用該盤(pán)和摩擦片材料的兩側(cè)之間定義。一個(gè)恒定的摩擦系數(shù)和恒定角該盤(pán)的速度是用于模擬目的。圖2給出的約束和載荷的焊盤(pán)。該盤(pán)是完全固定在四計(jì)數(shù)器的螺栓孔和焊盤(pán)的耳朵被限制只允許軸向位移NTS。–卡鉗活塞組件不在盤(pán)式制動(dòng)系統(tǒng)的簡(jiǎn)化模型定義內(nèi)，因此液壓壓力直接應(yīng)用于背板的內(nèi)墊和活塞和外墊之間的接觸區(qū)域和他游標(biāo)卡尺，它是假定每個(gè)墊力大小相等的 圖2約束和簡(jiǎn)化的制動(dòng)系統(tǒng)加載 驗(yàn)證的目的，主制動(dòng)部件，頻率響應(yīng)函數(shù)（FRF）在自由邊界條件下的每個(gè)組件與10mV／N靈敏度和硬頭錘測(cè)量小的影響。一個(gè)輕小的加速度計(jì)的靈敏度達(dá)到10mV／g，通過(guò)動(dòng)態(tài)信號(hào)分析儀的類型dewe-41-t-dsa測(cè)量加速度響應(yīng)。FRF測(cè)量記錄每個(gè)組件的SISO配置使用。然后，每個(gè)迪尤頻響函數(shù)使用軟件來(lái)識(shí)別模態(tài)參數(shù)，即；處理后的共振頻率，模態(tài)振型和阻尼值。圖3顯示了實(shí)驗(yàn)?zāi)B(tài)測(cè)試組件。 圖3實(shí)驗(yàn)?zāi)B(tài)分析組件 頻率測(cè)量盤(pán)上通過(guò)仿真模型計(jì)算出的自由邊界條件模式如表1所示。它可以觀察到的測(cè)量和模擬頻率具有良好的協(xié)議。圖4顯示模式有淋巴結(jié)直徑的轉(zhuǎn)子形狀。以類似的方式，在墊的參數(shù)估計(jì)和基于實(shí)測(cè)數(shù)據(jù)表2所示，測(cè)量和模擬頻率也具有良好的協(xié)議。圖5顯示模式形狀的墊。 表1在自由邊界條件下的轉(zhuǎn)子的模態(tài)結(jié)果 振形 實(shí)驗(yàn)頻率（Hz） 有限元分析的頻率（Hz） 差異（%） 第二彎曲 1220 1303 6.8 第三彎曲 2551 2636 3.3 第四彎曲 4003 4108 2.6 第五彎曲 5774 5591 -3.1 第六彎曲 7873 7790 -1 第七彎曲 9008 9209 2.2 表2. 在自由邊界條件的板模態(tài)結(jié)果 振形 實(shí)驗(yàn)頻率（Hz） 有限元分析的頻率（Hz） 差異（%） 第一彎曲 3051 3231 5.8 第二彎曲 8459 8381 -1 第二節(jié)經(jīng)型 (1303Hz) 第三節(jié)經(jīng)型(2636 Hz) 第四節(jié)經(jīng)型(4108 Hz) 第五節(jié)經(jīng)型(5591 Hz) 圖4. 在自由邊界條件下的轉(zhuǎn)子模態(tài) 第六節(jié)經(jīng)型(7790 Hz) 第七節(jié)經(jīng)型(9209 Hz) 第一彎曲模態(tài)(3231 Hz) 第二彎曲模態(tài)(8381 Hz) 圖5. 在自由邊界條件的板模式的形狀