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基于复模态理论的盘式制动器稳定性分析
时间:2017-05-18  作者:鸿运国际  点击:  评论:  字体:T|T
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    0 引言     汽车制动噪声主要可以分为三种。第一种为低频噪声,制动开始到停车时发出“格喳”声,频率在1000Hz以下;第二种为低频尖叫,制动过程中发出尖叫,这种是频率是1?6KHz的制动噪声;最后一种为高频尖叫,在停车之际发出“叽叽”声,频率一般为7KHz以上。     针对盘式制动器的制动噪声产生机理,现主要有摩擦特性理论、自锁-滑动理论、模态耦合理论、统一理论。吕辉等将响应面法与优化鸿运国际娱乐官网相结合,提出一种降低系统复模态的不稳定系数以提高汽车盘式制动器系统稳定性的优化方法;吴军等基于改进的粒子群算法,以制动时间最短为目标,在几何约束、强度约束、温度约束等条件下,对盘式制动器的主要设计参数进行了优化设计,取得了满意的效果;李清等[4]研究了盘式制动器摩擦片形状设计对高频尖叫的影响,通过对制动片进行倒角,对13kHz高频噪声具有显著的抑制效果;齐钢等[5]建立基础制动器和扭杆梁后桥耦合的子系统级有限元模型,基于复特征值的计算找到非稳定的模态,并且指出,基于整车试验、台架试验和有限元仿真相结合的方法是解决制动噪声问题的途径。     本文基于复模态分析理论,使用HyperMesh建立某车型盘式制动器的有限元模型,用Nastran进行非线性计算,提取制动系统的非稳定模态。使用阻尼比作为非稳定模态产生噪声趋势的评判标准,分析出了系统最有可能会发生制动噪声的频率,通过优化系统结构,降低产生制动噪声的风险。     1 盘式制动器的复模态理论     当制动器工作时,摩擦片与制动盘之间产生摩擦力,抑制制动盘的运动,从而达到制动作用。其动力学方程如下:     1     式中,M、C、尺分别为系统的质量矩阵、阻尼矩阵和刚度矩阵;w为振动位移向量;F为制动盘与摩擦片接触表面的摩擦接触力,引入接触刚度矩阵Kf,则式⑴可以表示为:     2     式(2)中可以看出,由于引入了接触矩阵,系统的刚度矩阵不对称。刚度矩阵不对称则意味着特征矩阵不对称,所得出的特征值在一定条件下是复数,即系统各阶模态频率和模态振型都是复数。     式(2)的解可以写成如下形式:     3     上式中0为特征向量;s为特征值。带入(2)式,整理得到:     4     可设系统第i阶特征值为:     5     式(5)中αi为第i阶特征值的实部,是系统的阻尼系数;βi为第i阶特征值的虚部,是系统的自然频率。把式(5)带入式(3),则可得到系统在第i阶特征值下的系统响应为:     6     定义系统第i阶阻尼比为:     7     由式⑺可以看出,如果系统阻尼比为正,则在制动过程中将振动能量耗散,振动幅度越来越小,系统稳定,不产生制动噪声;如果阻尼比为负,制动过程中振动幅度不断增大,振动能量不耗散反而不断增大,出现自激振动现象,系统非稳定,可能出现制动噪声。     2 制动噪声影响参数及判定方法     2.1 制动噪声影响参数     影响制动系统不稳定性的因素有很多。总结起来,可以分为以下几类:     (1)制动工况参数。具体的参数主要有制动时候的温度和制动力大小。温度对杨氏模量和阻尼损失因子的改变有着重要的影响,一般情况,温度上升会导致引起退火现象,从而使得杨氏模量减小,阻尼增大。根据文献,随着温度的增加,系统在7kHz附近的不稳定模态减少,并且带来新的不稳定模态。     图1所示为制动力对系统稳定性的影响。如图所示,随着制动压力的提高,同一自然频率的实部增大,根据式(7),系统的阻尼比为负并且变大,系统将越趋于不稳定。同时,随着制动力的增大,系统出现更多的非稳定模态,从而发生制动噪声的可能性变大。     (2)系统部件材料性能参数。表现最明显的就是制动片的材料属性参数,包括阻尼和摩擦系数。制动片包括摩擦片、支撑背板以及绝缘板,三种材料相互粘合在一起。类似于粘弹性材料,其阻尼耗损因子直接影响振动幅度以及能量的耗散,并且很多学者的研究工作表明阻尼鸿运国际娱乐官网在制动器减振降噪的应用是可行的。 8        图2所示为摩擦系数对系统稳定性的影响。复模态解析表明,随着摩擦系数的提高,同一自然频率下的实部增大,系统越趋于不稳定性。并且摩擦系数越大出现非稳定模态也越多,可能产生制动噪声的几率也越大。但同时,过小的摩擦系数对制动效果不利。     9     (3)系统各零部件特征参数。摩擦片厚度、制动盘厚度,摩擦片的局部特征,如倒角,卡钳以及卡钳支架,都与系统稳定性有关。国内外关于这些参数的研究也有许多。通过改变这些参数,是其自身的固有模态改变,从而规避了固有模态耦合而产生振动加剧的风险,有限的达到减小制动噪声发生的风险。
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(编辑:梁嘉琪  来源:互联网)
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