家用轎車鼓式制動器設計含開題報告及文獻綜述、任務書,家用轎車,制動器,設計,開題,報告,講演,呈文,文獻,綜述,任務書 附錄1：外文翻譯 鼓式制動器非線性低頻振動模型的穩(wěn)定性研究 摘要 五自由度非線性模型來模擬在制動過程中制動鼓在低頻振動。分析和計算表明，即使當摩擦系數(shù)是恒定的，振動和不穩(wěn)定可能會發(fā)生一些特定的參數(shù)的組合。并在特定參數(shù)的組合條件下，給出了參數(shù)平面上的穩(wěn)定不穩(wěn)定區(qū)域，以說明結構參數(shù)對系統(tǒng)穩(wěn)定性的影響。 關鍵詞 鼓式制動器.非線性.振動.穩(wěn)定性 鼓式制動器因其結構緊湊,性能可靠,制動功率大等優(yōu)點,是卡車和大中型客車中最常見的制動裝置。但如果制動器設計不合理或摩擦材料老化、制動工況改變等 ,制動過程中就可能引起強烈的自激振動并伴隨著噪聲。汽車制動過程中的這種自激振動不僅會使乘員感覺不舒適,還會縮短汽車的使用壽命,甚至會導致巨大的災難。鼓式制動器是一個涉及結構參數(shù)眾多的復雜動力學系統(tǒng),修改鼓式制動器的某一個參數(shù)往往很難控制它的振動,因此研究鼓式制動器的自激振動產生機理有著非常重要的意義。文獻使用 Stick-slip 模型 、閉環(huán)耦合結構等分析了鼓式制動器的低頻振動,文獻使用Sprag-Slip模型分析了盤式制動器的低頻制動振動。但都未完全解釋鼓式制動器的低頻自激振動產生原因,對其產生的機理也未形成統(tǒng)一的觀點。 1.結構參數(shù)說明與力矩分析 鼓式制動器的結構形式很多,本研究針對在某型號商用汽車后輪使用的支點固定的領從蹄鼓式制動器進行分析和討論,為使問題簡化,考慮領從蹄結構完全相同.根據文獻 ,考慮從蹄關于中心軸與領蹄對稱。設鼓心 O和領蹄轉動軸心O 1 連線的方向為y1軸 ,O為原點.制動鼓半徑為Rd,制動蹄工作半徑為 R , 蹄片軸軸心距鼓心的距離Rp ,蹄片軸端和末端與對稱軸的夾角分別為α=0.4363 rad 和β =0.1745 rad ,α1=0.0873 rad和α2 =1.7453 rad 分別OO1 與O到摩擦材料兩端連線的夾角,α3 =α1-α2。F b =400 N 為施加在蹄片末端的剎車促動力.根據文獻可得到壓力中心的位置, 若γ為等效壓力N1與y1軸的夾角,R f 為壓力中心圓的直徑,則 : 可以看到, 壓力中心的位置和等效壓力的方向只與制動器的結構參數(shù)有關.如果同樣以 OO2為 y2 軸 ,以 O 為原點建立坐標系, 由于從蹄的結構與領蹄完全一樣 , 那么從蹄的等效壓力 N2 與x2 夾角以及壓力中心的位置與領蹄對應表達式完全一樣. 2. 低頻振動模型的建模 低頻制動振動的主要頻率在100 Hz以下,而制動器主要零部件的模態(tài)頻率以底板和制動鼓最低,但也均在200 Hz以上,因此在建模過程中除摩擦襯片外其余零部件均作剛體處理,不考慮其彈性模態(tài) ,于是可以建立如圖 1所示的五自由度模型.圖中制動鼓逆時針方向旋轉,領蹄S1和從蹄S2在制動力的作用下一方面繞各自的蹄片軸O1 和 O2 旋轉 ,同時和底板一起繞底板圓心 O旋轉。S1 ,S2 繞 O1 , O2 的旋轉分別用 θ1 ,θ2表示, 底板的轉動用θb表示,其方向分別如圖 1所示。m1 =m2 =4 kg 表示施加制動力的液壓裝置的等效質量,C1 =C2 =5 N /(m s- 1)和 K 1， K 2 分別表示其等效的阻尼和剛度 ,m1，m2 沿對稱軸垂直方向的運動分別用 x1，x2 表示 ,其方向如圖 1 所示，制動力 Fb 通過 m1 ,C1 , K1 和 m2 , C2 , K2 的傳遞分別作用于領蹄和從蹄上。 Km1 ,Cm1和 Km2 ,Cm2分別表示摩擦襯片被壓緊在制動鼓上變形時產生的等效彈簧剛度和阻尼 ,其作用方向在領蹄和從蹄各自的等效壓力作用線上。 K b 和 Cb 表示底板的剛度和阻尼 ,在實際系統(tǒng)中 ,底板的質量、剛度、阻尼除與底板本身有關外 ,還和與底板相連接的車橋 、鋼板彈簧等有關.因為兩個制動蹄的結構一樣, 所以可以用 Rm表示蹄片軸到等效壓力線的距離 , 即 Km1 , K m2 ,Cm1 , Cm2 對蹄片軸的力臂.制動鼓對領蹄和從蹄的指向鼓心的等效壓力分別用 N1 和N2 表示, F1和 F2 分別表示制動液壓裝置對領蹄和從蹄的作用力。Rfl表示摩擦力對蹄片軸的作用力臂 ,h 表示F 1 和 F2 對蹄片軸的作用力臂。式中 :M ,C ,K 分別為等效質量矩陣 、阻尼矩陣和剛度矩陣；F , FNL 分別為制動力產生的力向量和剛度中包含的非線性項。計算過程中參數(shù)取值為:K 11 =0. 6 M N /m , K 12 =1 M N / m2, K 13 =1MN /m3,K 21 =0. 6 M N /m , K 22 =1 M N /m2, K 23 =1M N / m3,Cm1 =5 N /(m s- 1), Cm2 =5 N /(m s- 1), Km11 =2 MN /m ,K m12 =1 M N /m2, Km13 =1M N / m3,Cb =5 N /(m s- 1), f =0. 3 , K m21 =2M N / m , K m22 =1 M N /m2,Km23 =1 MN /m3,K b1 =2. 5 M N / m , K b2 =1 M N / m2,K b3 =1 M N /m3。 3. 模型的穩(wěn)定性分析 對于該非線性運動方程, 需要先求解出式(3)的靜態(tài)平衡點。 在一定的制動力 F b 作用下的靜態(tài)平衡點 y0 ={x10 , θ10 , x20 , θ20 , θb0}T滿足條件K y0 =F +FNL(y0 )。由于該平衡方程包含有平方和立方項, 因此在同一個制動力的情況下可能求解出多個平衡點。但是可以觀察到 ,求解出的多個平衡點中 ,只有一個解有意義, 小于零或比較大的解很明顯沒有實際意義。通過將 x1 =z1 +x10 ,θ1 =ψ1 +θ10,x2 =z2 +x20 ,θ2 =ψ2 +θ20 和 θb =ψb +θb0 代入運動方程(3), 將運動方程進行坐標平移并在平衡點處線性化,可得到M z +C·z +Kd z =0。(4)由于這個擾動方程零解的穩(wěn)定性與原運動方程的穩(wěn)定性相同,因此可以通過討論擾動方程(4)的穩(wěn)定性來了解原運動方程(1)的穩(wěn)定性,可以得到方程(4)的特征方程形式λ10+a1λ9+a2λ8+… +a9λ+a10 =0，(5)式中λ為特征根。若方程(5)所有的根的實部都為負,則系統(tǒng)穩(wěn)定 ,不會發(fā)生振動.若有一個根的實部為正,則系統(tǒng)不穩(wěn)定,且其根的虛部代表不穩(wěn)定模態(tài)的頻率。根據各個參數(shù)的取值, 變化摩擦系數(shù)可以計算方程(5)的根隨摩擦系變化的情況.通過計算,得到分岔點在 f0 =0. 27 附近。圖2給出了模態(tài)頻率隨摩擦系數(shù)的變化過程。圖3(a)給出了相應的特征根實部的變化過程, 圖 3(b)是圖 3(a)中分岔點附近的放大。從圖中可以看到, 當 f f 0 時,圖 2中兩個態(tài)耦合,在圖 3中有一對特征根的實部為正 ,系統(tǒng)不穩(wěn)定。這些現(xiàn)象說明系統(tǒng)不穩(wěn)定的現(xiàn)象即使在恒定摩擦系數(shù)的情況下也會發(fā)生。從圖中還可以看到系統(tǒng)的耦合頻率約在 55 Hz 左右,這也與在實際中觀測到的鼓式制動器低頻振動頻率范圍為40～70 H z 完全一致。為更進一步研究穩(wěn)定性的變化情況,可以每次取兩個參數(shù) ,研究穩(wěn)定性隨這兩個參數(shù)變化的情況,進而在這兩個參數(shù)構成的平面上得到系統(tǒng)的穩(wěn)定性區(qū)域.顯然,參數(shù)的兩兩組合有很多種,這里只以幾組為例進行計算和說明。計算過程中使用的基本參數(shù)值同前。圖4(a)和圖 5(a)給出參數(shù)平面上系統(tǒng)穩(wěn)定和不穩(wěn)定區(qū)域；圖 4(b)和圖 5(b)給出在復平面上特征根的分布情況,縱軸表示頻率, 橫軸是特征根的實部?？梢钥吹?在圖4(b)和圖 5(b)的復平面左邊是穩(wěn)定區(qū)域 ,而右邊是不穩(wěn)定區(qū)域,兩個模態(tài)耦合.通過這些圖形 ,可以觀察到系統(tǒng)的穩(wěn)定性是一個復雜的問題。通過對這些參數(shù)組合的研究,可以看到系統(tǒng)的穩(wěn)定性可以通過改變剛度、摩擦系數(shù)以及角度α和β等的變化來改變.在這些計算過程中,考慮到實際情況 , 結構參數(shù)的取值范圍為:5π/180 ≤α≤45π/180,5π/180 ≤β ≤45π/180 ,70π/180 ≤α2 ≤120π/180 ,剛度的取值一律大于零.由于求穩(wěn)定性區(qū)域和特征根的計算過程十分耗時,因此計算過程中的步長值不可能取太小,這導致有的圖形中曲線不十分光滑,但即使這樣 ,計算結果也足以說明各個參數(shù)對系統(tǒng)穩(wěn)定性的影響趨勢。從圖4和圖5可以看到,由于實際中Kb1 不可能小于2 ×106,因此當 K b1較大時系統(tǒng)的穩(wěn)定性區(qū)域更大,Kb1較小時容易導致系統(tǒng)不穩(wěn)定.這解釋了在實踐中剛度較小的制動底板以及由于使用時間長而導致底板剛度變小時容易導致制動振動的現(xiàn)象。從圖4可以看到,當?shù)装鍎偠?Kb1較小時,隨著β的增大,系統(tǒng)穩(wěn)定性區(qū)域雖然有所變大,但變化很小。但是當?shù)装鍎偠?Kb1 較大時,β對穩(wěn)定性的影響比較明顯。通過圖 5可以看到隨著摩擦系數(shù)的減小,不穩(wěn)定區(qū)域明顯逐漸減小。因此,減小摩擦系數(shù)是使系統(tǒng)穩(wěn)定的方法之一。通過對這個五自由度模型的穩(wěn)定性分析, 說明即使不考慮變化的摩擦系數(shù), 鼓式制動器的低頻振動,這種由于摩擦引起的自激振動僅從結構和非線性因素方面也能解釋其產生的原因。通過參數(shù)的變化對穩(wěn)定性影響的分析說明某些結構參數(shù)對系統(tǒng)的穩(wěn)定性有很大的影響。由此可以說明鼓式制動器的低頻振動與其結構本身有密切關系,這對于改進鼓式制動器的設計和抑制鼓式制動器的低頻制動振動有指導性意義。 附錄2：外文原文