漢世成

(蘭州鐵路局蘭州西車輛段，甘肅蘭州 730000)

0 引言

盤式制動器是一種常用的制動裝置，廣泛應用于汽車、火車、飛機等各種制動裝置中，盤式制動器主要部件包括制動盤、摩擦片、卡鉗、支架等［1－2］，當制動動作發(fā)生時，通過卡鉗將兩側摩擦片夾緊旋轉的制動盤產(chǎn)生摩擦力矩實現(xiàn)制動，通常有雙卡鉗和單卡鉗兩種。制動軸不承受彎矩，制動力矩平穩(wěn)等優(yōu)點［3］，其結構如圖1所示。制動盤是該種制動器的關鍵部件，其振動特性對制動機構的良好、平穩(wěn)運行起到關鍵作用。制動盤設計不合理會引發(fā)嚴重的制動振動和噪聲問題，如低頻制動抖動，中頻制動轟鳴及高頻制動尖叫，嚴重影響乘坐舒適性，同時造成嚴重的環(huán)境噪聲污染。普遍認為制動盤的振動特性是主要的影響因素［4－6］。

圖1 制動盤模型

筆者利用有限元方法對制動盤進行模態(tài)分析，獲得了制動盤的薄弱模態(tài)，對制動盤的結構設計有一定的借鑒意義。

1 制動盤有限元模型的建立

利用有限元軟件建立制動盤的三維物理模型，然后建立有限元模型，如圖1(a)。模態(tài)分析需定義材料的密度、泊松比和彈性模量［5－10］，涉及到的材料屬性如表1所列。

表1 材料屬性

考慮到制動裝置實際的工作工況較為復雜，為了更為準確的描述其固有頻率屬性，對制動盤分別進行自由模態(tài)分析和有約束的模態(tài)分析。

2 制動盤自由模態(tài)分析

對制動盤進行自由模態(tài)分析，確定前六階的固有頻率和振型，由于高階模態(tài)分析易引起一定的計算誤差和不確定性，并且高頻率相對來說較難被激勵，對制動結構和制動性能影響幾率很小，因此分析中只提取制動盤前六階的固有頻率和振型。表2所列為制動盤自由模態(tài)下的固有頻率，其對應的振型如圖2所示。

表2 制動盤固有頻率 /Hz

圖2 制動盤前六階振型

結合振型動畫與圖2可知，自由約束下，前三階固有頻率均為0，為剛性體，其相對應的振型也相似;從第四階開始，對應振型開始出現(xiàn)變化，當固有頻率達到1.7465e－003 Hz后(第六階)，出現(xiàn)明顯的橢圓狀變形，為薄弱模態(tài)，即有可能激發(fā)起并影響到制動盤的工作狀態(tài)的模態(tài)。

3 制動盤約束模態(tài)分析

對制動盤進行了約束模態(tài)分析，確定制動盤制動過程中的前六階的固有頻率和振型。如表3所列為制動盤約束邊界條件下的固有頻率，其對應的振型如圖3所示。

表3 制動盤固有頻率 /Hz

圖3 制動盤前六階振型

結合各階的固有頻率和振型，可看出每一階固有頻率都存在相應的振型。制動盤的一階振型主要表現(xiàn)為內孔固定，外邊相對于中心孔做軸向左右運動，對應的頻率值為925.46 Hz;第二階振型主要表現(xiàn)為兩邊相對于中心線的對折運動，振動中心線相差180℃，對應的頻率為949.04 Hz;第三階振型表現(xiàn)與第二階相似，其振動中心線相互垂直，對應的頻率為952.12 Hz;第四階振型主要表現(xiàn)為對稱中心線相互垂直的兩兩對折運動，對應的頻率為1 044 Hz;第五階振型表現(xiàn)與第四階基本相同，對應的頻率為1 047.8 Hz;第六階振型主要表現(xiàn)為對稱中心線相差60的兩兩對折運動，對應的頻率為1 227.6 Hz。相對自由模態(tài)，約束模態(tài)對應的振型變化更具多樣性。

4 結果討論

從制動盤的自由模態(tài)分析和約束模態(tài)分析可看出，邊界條件對制動盤的影響較大，因為存在各種結合面和一些不確定的的邊界條件，有必要對其分開研究。在自由約束條件下，制動盤的固有頻率及其振型相對較低，對制動器的影響不明顯，從第四階開始存在被激發(fā)可能性;在約束狀態(tài)下，制動盤的固有頻率及其振型具有一定的規(guī)律，從第二階開始，每相鄰兩階的固有頻率很相近，振型只是相對中心軸，旋轉一定的角度，呈現(xiàn)明顯的對稱特征。但是整體表現(xiàn)為制動盤端面跳動為主，端面跳動會引起法向力的波動，進而引起摩擦系數(shù)的波動，最終影響制動性［4］。

5 結語

在建立制動盤實體模型和有限元模型的基礎上，對制動盤進行自由模態(tài)分析和約束模態(tài)分析，計算了前六階的固有頻率和振型，找到了其薄弱模態(tài)，即存在嚴重的端面跳動，影響制動力及制動摩擦系數(shù)。設計時應注意其變化趨勢，避免被激勵，引起整個系統(tǒng)的強烈振動，影響制動摩擦系數(shù)，引發(fā)各種制動事故。為盤式制動器的優(yōu)化設計提供了一定的理論參考。

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