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畢業(yè)設計(論文)外文資料翻譯 系 別： 機電信息系 專 業(yè)： 機械設計制造及其自動化 班 級： 姓 名： 學 號： 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 一個復雜的特征值分析與設計相結合的方法實驗（DOE） 研究盤式制動器制動尖叫 摘要： 本文提出了研究結合有限元模擬與統(tǒng)計回歸技術的制動片上的盤式制動器制動尖叫的影響因素探討。復雜的特征值分析（CEA）已被廣泛用于在制動系統(tǒng)模型預測的不穩(wěn)定頻率、有限元模型與實驗模態(tài)試驗的相關性。 “制動器和制動盤的幾何形狀之間的輸入輸出關系的構建可以利用各種幾何配置預測盤式制動器的尖叫。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，槽所使用的設計研究實驗（DOE）技術等。預測在數(shù)學模型的基礎上已開發(fā)的最有影響的因素驗證，仿真實驗證明了它的充分性。預測結果表明，制動尖叫傾向可以通過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。通過引入槽結構，制動尖叫使用建模相結合的方法CEA和美國能源部被發(fā)現(xiàn)通過驗證試驗的統(tǒng)計學足夠。這種組合方式會有用到盤式制動器的設計階段。 關鍵詞：盤式制動器的制動尖叫，有限元分析，實驗模態(tài)分析，實驗設計 1、引言： 制動器尖叫是因為摩擦力能夠誘導的動態(tài)不穩(wěn)定性引起的振動引起的噪聲問題（Akay，2002）。制動操作期間，墊和盤之間的摩擦力可以誘導系統(tǒng)中的動態(tài)不穩(wěn)定性。通常制動尖叫發(fā)生在1和20千赫之間的頻率范圍。尖叫聲是一個復雜的現(xiàn)象，部分原因是因為它的強烈的依賴于許多參數(shù)，部分原因是因為這些機械相互作用在制動系統(tǒng)。機械的相互作用被認為是由于在摩擦界面接觸的非線性影響非常復雜。發(fā)生尖叫是間歇性的或隨機的。在一定的條件下，即使當汽車是全新的，它也往往產(chǎn)生尖叫噪聲，以消除噪聲為目標進行廣泛的研究。然而，對噪聲的機理細節(jié)沒有完全理解。幾個理論已制定解釋制動尖叫機制，和無數(shù)的研究已經(jīng)取得了不同程度的成功將其應用到盤式制動器的動力學（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的速度摩擦特性（易卜拉欣，1994；歐陽等人。，1998；Shin等人。，2002）的變化、磁盤的相對取向和摩擦片的摩擦力修改導致（米爾納，1978）一種不穩(wěn)定性，事實上發(fā)現(xiàn)即使是一個恒定的摩擦系數(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），最近的文獻回顧（金凱德等人。，2003；papinniemi等人。，2002）對報道的復雜性和制動尖叫問題缺乏了解。 雖然大部分的工作是尖叫的問題，它需要不斷的調查研究，完善預測制動組件的有限元模型，給制動器的設計工程師的合適的工具來設計安靜的制動精度。還有的數(shù)值計算方法，用于研究這一問題，兩大類：（1）瞬態(tài)動力學分析（Hu等人。，1999；布巴卡爾等人。，2006）（2）復特征值分析。經(jīng)常地，復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）預測的制動系統(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行分析提供設計指導作用參數(shù)幾乎。 對制動系統(tǒng)的動力學研究的許多研究人員試圖通過改變相關的因素減少制動尖叫。例如（萊爾斯，1989）發(fā)現(xiàn)，短墊，阻尼，軟盤和較硬的背板可降低對比度惡化，同時更高的摩擦系數(shù)和磨損的摩擦材料容易尖叫。（李等人。，1998）報道，降低背板厚度導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)化設計是一個使用原來的手指長度，垂直槽，倒角盤墊，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)，通過移動活塞遠離主導了通用電氣焊盤的系統(tǒng)不穩(wěn)定性。他們還報告該預測系統(tǒng)的不穩(wěn)定是由于TR anslational和旋轉盤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，墊的有效長度減為一半，活塞MAS的SES，有效質量，慣量和接地剛度盤和第二電路驅動的剛度也有潛在的對盤剎車不穩(wěn)定。（Shin等人。，2002）已經(jīng)表明，阻尼墊和盤在導致不穩(wěn)定性方面是重要的。他們的分析也表明，證實了增加阻尼或盤或墊可能導致系統(tǒng)的不穩(wěn)定。（劉等人。，2007）發(fā)現(xiàn)，噪聲可以通過減小摩擦系數(shù)，增加該盤的剛度，使用的墊采用回阻尼材料和修改的剎車片的形狀等來降低。（Dai等人。，2008）研究結果表明，徑向槽焊盤的設計具有的不穩(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，盤式制動器尖叫的調查采用有限執(zhí)行復雜的特征值分析元軟件ABAQUS /標準。一個復雜的特征值的一個正實部被視為不穩(wěn)定的指示。通過有限元模擬可以提供指導，而將被審判和錯誤的方法，以達到最佳的配置和也可能需要運行多個計算密集型的分析制定的“輸入”的關系可能的預測。因此，在本研究中，通過復雜的特征值E F提出了一個新的方法結構化分析與設計。該方法的目的是向最佳墊設計預測通過各種剎車片的幾何結構的各種因素。 本文的組織如下，在該領域在最近一段時期，它提出了一個詳細的文獻調查。從文學調查的主要目的是形成建立盤式制動器的有限元模型的方法，該方法被提出并隨后采用實驗模態(tài)分析驗證。為了預測制動尖叫是CEA的方法，然后對其用DOE方法進行計算。還討論了測試開發(fā)的統(tǒng)計模型的充足的方法 2、相關的有限元模型和組件 盤式制動系統(tǒng)由一個繞輪的軸線轉動的圓盤，卡尺–活塞組件，活塞SL IDE內(nèi)卡鉗被安裝到車輛的懸掛系統(tǒng)，和一對剎車片組成。當液壓施加壓力，活塞被推壓在盤的內(nèi)墊同時卡尺卡在盤的外墊。圖1（a）顯示，在考慮汽車前制動器有限元模型，使用ABAQUS建立有限元軟件包。在這項研究中采用的制動模型是一個簡化的模型組成的兩個主要組成部分有助于尖叫：光盤和墊（圖1（b））。 （a）一個有限元模型 （b）簡化盤式制動器模型 圖1 一個簡化的模型，本研究采用以下原因： 1、 制動尖叫的非線性分析，最重要的來源是盤之間的摩擦滑動接觸墊。 2、 仿真包括幾何簡化以減少CPU時間，讓更多的配置來計算。 該盤是由鑄鐵、剎車盤副，由摩擦材料和背板，再次按下ST盤以產(chǎn)生摩擦力矩的緩慢的旋轉盤。摩擦材料是由有機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和摩擦片材料的兩側之間定義。一個恒定的摩擦系數(shù)和恒定角該盤的速度是用于模擬目的。圖2給出的約束和載荷的焊盤。該盤是完全固定在四計數(shù)器的螺栓孔和焊盤的耳朵被限制只允許軸向位移NTS。–卡鉗活塞組件不在盤式制動系統(tǒng)的簡化模型定義內(nèi)，因此液壓壓力直接應用于背板的內(nèi)墊和活塞和外墊之間的接觸區(qū)域和他游標卡尺，它是假定每個墊力大小相等的 圖2約束和簡化的制動系統(tǒng)加載 驗證的目的，主制動部件，頻率響應函數(shù)（FRF）在自由邊界條件下的每個組件與10mV／N靈敏度和硬頭錘測量小的影響。一個輕小的加速度計的靈敏度達到10mV／g，通過動態(tài)信號分析儀的類型dewe-41-t-dsa測量加速度響應。FRF測量記錄每個組件的SISO配置使用。然后，每個迪尤頻響函數(shù)使用軟件來識別模態(tài)參數(shù)，即；處理后的共振頻率，模態(tài)振型和阻尼值。圖3顯示了實驗模態(tài)測試組件。 圖3實驗模態(tài)分析組件 頻率測量盤上通過仿真模型計算出的自由邊界條件模式如表1所示。它可以觀察到的測量和模擬頻率具有良好的協(xié)議。圖4顯示模式有淋巴結直徑的轉子形狀。以類似的方式，在墊的參數(shù)估計和基于實測數(shù)據(jù)表2所示，測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子的模態(tài)結果 振形 實驗頻率（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)結果 振形 實驗頻率（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