基于ANSYS14.0的汽車制動器尖叫有限元分析

王素粉

(三門峽職業(yè)技術學院 機電工程學院，河南三門峽 472000)

基于ANSYS14.0的汽車制動器尖叫有限元分析

王素粉

(三門峽職業(yè)技術學院 機電工程學院，河南三門峽 472000)

剎車噪音是衡量汽車舒適性的一個關鍵指標，制動器是汽車剎車系統(tǒng)的重要零部件，本文利用ANSYS14.0對汽車盤式制動器尖叫進行模態(tài)分析，制定出制動器尖叫的分析方案，找出制動器的不穩(wěn)定模態(tài)陣型及尖叫模態(tài)陣型，其分析結果對汽車噪聲源控制及汽車制動器進一步的設計提供了理論依據(jù)。

有限元 制動器 模態(tài)分析 尖叫 振型

0 引言

隨著工業(yè)的不斷發(fā)展，家用汽車也隨之增多，但同時對其舒適性的要求也越來越高，其中制動噪音是衡量其舒適性的一個關鍵指標，制動器是汽車制動系統(tǒng)的重要零部件，也是汽車的噪聲源，隨著制動盤尺寸越來越大，由于持續(xù)摩擦產(chǎn)生的震蕩導致制動器出現(xiàn)噪聲，在汽車制造和設計中越來越受到重視。消除或減小制動時的制動噪聲，對于提高乘客舒適性非常重要，因此在汽車設計中，制動器的設計成為一個重要的環(huán)節(jié)。而制動器制動噪聲現(xiàn)象主要由粘性滑動理論和模態(tài)耦合理論兩種描述方式，其中，粘性滑動理論認為變化的摩擦力將能量引入到了一個不能完全將該能量消耗掉的系統(tǒng)而導致的制動器尖叫，而模態(tài)耦合理論認為制動器中兩個相似特征的模態(tài)彼此耦合時，會將不穩(wěn)定模態(tài)引入到制動系統(tǒng)中，這個不穩(wěn)定的模態(tài)將會是引發(fā)制動器尖叫的主要原因，這兩種方式的共同點是都確定制動器發(fā)生尖叫的原因是制動器中的盤-板之間發(fā)生了變化，但模態(tài)耦合理論更能體現(xiàn)制動器的動態(tài)分析效果。本文對汽車盤式制動器尖叫進行模態(tài)分析，制定出制動器尖叫的分析方案，找出制動器的不穩(wěn)定模態(tài)陣型及尖叫模態(tài)陣型，對汽車噪聲源控制及汽車制動器進一步的設計提供了理論依據(jù)。

1 制動器幾何模型建立

本文所分析的對象是盤式制動器，在有限元分析軟件ANSYS14.0中直接建立其幾何模型，所建立的幾何模型尺寸為：轉盤厚度為15 mm，制動盤的厚度是15 mm，轉盤內徑為125 mm，外徑為175 mm。制動盤的包角為35°。盤式制動器忽略支架部分，簡化后有限元實體模型如圖1所示。

圖1 汽車盤式制動器簡化有限元實體模型

2 制動器網(wǎng)格劃分及接觸對建立

2.1 制動器網(wǎng)格模型建立

盤式制動器主要由盤和制動片兩部分組成，兩者均為線彈性材料，其彈性模量為200 GPa、密度為7800 kg/m3、泊松比為0.3。在進行網(wǎng)格單元選擇時選用的是SOLID186模擬盤和制動片，并使用接觸單元174和目標單元170模擬盤與制動偏之間的滑動接觸，摩擦因數(shù)為0.3。網(wǎng)格單元尺寸為0.006。網(wǎng)格劃分后的制動器模型如圖2所示。

圖2 制動器網(wǎng)格模型

2.2 制動器柔-柔接觸對建立及約束

由于制動器材料為肉形體，所以轉盤和制動盤之間的接觸為柔-柔接觸，借出單元類型為面-面接觸，接觸面之間的摩擦因數(shù)為0.2。創(chuàng)建好制動器的接觸對之后，要激活大變形分析，選擇的是牛頓-拉弗森為完全分堆成求解法。對制動器的約束主要是約束轉盤內徑上三個方向的平動位移、制動器外盤上的x方向位移(UX)、制動器下盤外面上的y方向位移(UY)。在設定好約束的制動器上進行定義載荷，主要是在制動盤的外側的兩個面上施加載荷，其壓力值為1×106。設定好接觸對、載荷及邊界約束后的制動器示意圖如圖3所示。

圖3 制動器邊界條件及載荷示意圖

3 制動器模態(tài)求解及結果分析

3.1 轉動盤和制動盤之間摩擦轉動求解

本文采用重啟載荷步的方式進行初次求解，主要目的是寫入載荷步及其頻率，對制動盤及轉盤之間進行相對轉速設定，計算時間為1，求解過程示意圖如圖4所示。

圖4 求解過程示意圖

3.2 攝動模態(tài)分析

在進行轉盤和制動盤之間摩擦轉動求解后，對制動器進行攝動分析，重新生成單元矩陣，所選擇的模態(tài)分析方法為非對稱法，模態(tài)提取數(shù)量為30階，擴展模態(tài)階數(shù)為30階，因此所分析的結果顯示為前60階模態(tài)陣型。分析求解后的60階模態(tài)頻率及階數(shù)如圖6所示。第一列代表序號，第二列代表振動頻率，第三列代表分析模型數(shù)量，第三列第四列均代表其振動階數(shù)。

圖7至圖12分別是從制動器尖叫模態(tài)模態(tài)分析的60階陣型中提取出的陣型圖，從分析數(shù)據(jù)的顯示可以看出，前10階都是穩(wěn)定陣型，但從第11階開始出現(xiàn)了模態(tài)中虛部為非零的正數(shù)，因此為不穩(wěn)定模態(tài)陣型，會引起制動尖叫，如圖6和圖10所示。圖6中的數(shù)據(jù)顯示，第24階和26階的時候已經(jīng)出現(xiàn)了嚴重的制動尖叫，尖叫模態(tài)陣型圖分別如圖11和圖12所示。根據(jù)模態(tài)振動頻率及實際情況的對比，出現(xiàn)尖叫的頻率均大于實際頻率，這主要是由于實際摩擦系數(shù)及制動器的結構變化引起的。

圖5 模態(tài)分析結果數(shù)據(jù)

圖6 制動器1階模態(tài)陣型圖

圖7 制動器2階模態(tài)陣型圖

圖9 制動器11階模態(tài)陣型圖

圖10 制動器24階模態(tài)陣型圖

圖11 制動器26階模態(tài)陣型圖

4 小結

通過在ANSYS14.0中建立制動器模型，進行接觸對設定及約束，通過攝動模態(tài)分析，利用非對稱的模態(tài)分析方式提取出前60階模態(tài)陣型，通過分析結果顯示出制動器發(fā)生尖叫之前的不穩(wěn)定模態(tài)及尖叫模態(tài)，所提取的模態(tài)分析數(shù)據(jù)結果為制動器進一步的實驗分析及制動器的優(yōu)化設計也提供一定的理論依據(jù)。從而可以在制動器尖叫之前有效消除或減弱制動噪聲，提高乘員的舒適性。

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The finite element analysis of car brakes screaming Based on ANSYS14.0

WangSufen

(TheDepartmentmechanicalandelectricalengineeringSanmenxiaVocationalandTechnicalCollege,Sanmenxia472000,Henan)

the brake noise is a key indicator of measuring for the car comfort, brake is one of the important parts of brake system, the modal analysis was carried out on the car disc brakes screaming by using ANSYS14.0, the analysis scheme of a brake scream developed, brake instability screaming modal shape and modal shape were found out .the analysis results provide a theoretical basis for the noise controlling and the brake further designing.

finite element Brake The modal analysis Scream Vibration mode

1006-8244(2016)04-015-03

王素粉

U463.51

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