基于ANSYS的鼓式制动器及振动噪声研究

基于ANS YS 的鼓式制动器

及振动噪声研究

吉林铁道职业技术学院汽车工程系 李善锋

摘 要 利用AN SYS 软件分别建立了制动蹄、制动鼓、摩擦衬片和制动底板的三维有限元模型。在模态分析的基础上提出了修改制动蹄、制动鼓、制动底板的结构参数、材料参数以及在模型上添加质量块或加强筋的方法以错开各零部件的固有频率范围降低振动噪声。最后对修改后的各零部件进行了模态分析,初步验证了措施的有效性。关键词 AN S Y S 鼓式制动器 有限元 振动噪声

1 引言

鼓式制动器因其结构紧凑,性能可靠,制动功率大,成本低,在卡车和大中型客车中广泛应用。但由于环保要求的提高及汽车使用者对于乘用舒适性的要求,制动噪音问题仍然是一个迫切需要解决的问题。

2 有限元模型

鼓式制动器主要部件,如制动鼓、制动底板、制动蹄、摩擦片常为制动器噪声的主要振源。研究制动噪声机理,就应该建立制动鼓、制动底板、制动蹄、摩擦片的三维模型。为了便于有限元计算,适当的忽略一些小的圆角、圆孔、凸台和凹槽等结构。

在ANSYS 中建立有限元模型时,根据制动器的几何结构选用八节点六面体实体单元类型,在模态分析中采用SOLI D 45单元。综合考虑模型的计算经济性及网格的质量等问题,对制动器各部分进行网格划分。

对制动鼓实体模型进行网格划分,建立制动鼓的有限元模型,如图1所示。结点数5033个,单元数14774个。对制动蹄实体模型进行网格划分,建立制动蹄的有限元模型,如图1所示。结点数4552个,单元总数15930个。对摩擦衬片实体模型进行网格划分,建立摩擦片的有限元模型,如图1所示。结点数203个,单元总数508个。对制动底板实体模型进行网格划分,建立制动底板的有限元模型,如图1

所示。

图1 有限元模型

3 振动模态特性分析

在一般的有限元分析中,系统的自由度很多,同时在研究动态特性时,往往只需了解少数较低阶特征值及相应的特征向量。应用较广泛的有子空间迭代法、分块Lanczos 法和缩减自由度法。

本文采用Lanczos 算法,这种方法和子空间法一样精确,但速度更快,求解效率高。特别适用于大型特征值求解问题。

制动鼓1~10阶振动特性分析结果如图2所

示。

制动蹄1~10阶振动特性分析结果如图3所示。

摩擦衬片1~10阶振动特性分析结果如图4所示。

制动底板1~10阶振动特性分析结果如图5所示。

根据以往制动器噪声研究的经验,道路试验时鼓式制动器产生的噪声频率在800H z 倍频程范围

内,并且500~1000H z为制动噪声的主要研究范围。

制动鼓的6、7阶固有频率分别为855 79H z和857 82H z,接近800H z的噪声频率,因此可以考虑改变制动鼓的结构参数来提高固有频率,错开800H z的噪声频率范围。

在制动器液压制动作用的情况下,制动蹄的固有频率也会有所提高。制动蹄的3阶固有频率为545 66H z,但在液压制动的情况下仍有可能达到800H z,因此,可以在改变制动蹄材料参数和添加质量块的情况下降低制动蹄的固有频率,降低振幅,减小辐射噪声。

由于材料参数与其余的部件相差比较大,摩擦衬片的固有频率都在10k H z以上,且固有频率与其余的部件都不存在接近的情况,因此在研究鼓式制动器振动噪声的时候,可以不考虑摩擦衬片。

制动底板的1、2、3、4阶固有频率都低于800H z 的噪声频率,但在制动器液压制动的作用下制动底板的固有频率会有所提高,前四阶固有频率都有可能达到800H z的噪声频率范围。可以考虑在制动底板的表面添加质量块,增大制动底板的厚度,提高制动底板的弹性模量的办法提高制动底板的固有频率,错开800H z的噪声频率范围。

图8 优化设计后的制动底板有限元振动特性分析

4 优化结果

根据有限元振动模态分析,提出相应的降噪措施为:改变制动鼓、制动蹄、制动底板的结构参数或材料参数或者综合改变两种参数或者添加质量块来降低鼓式制动器的振动噪声。

4.1 制动鼓的优化。增加制动鼓厚度,提高固有频率使各阶频率都不接近800H z的噪声频率。模态分析结果如图6所示。

4.2制动蹄的优化。在制动蹄3阶模态的中间最大振幅位置添加质量块、增加制动蹄的密度,以降低制动蹄的固有频率,降低振幅,减小辐射噪声。模态分析结果如图7所示。

4.3 制动底板的优化。在制动底板的表面添加质量块,增大制动底板的厚度,提高制动底板的弹性模量的办法提高制动底板的固有频率,错开800H z的噪声频率范围。模态分析结果如图8所示。

表1 优化设计后的鼓式制动器部件有限元分析固有频率阶次

固有频率/H z

制动鼓制动蹄制动底板1218.11205.42905.59

2218.56304.72927.43

3379.61498.221090.3

4380.87938.241118.2

5409.081649.31480.6

6930.152426.92115.2

7930.812847.82205.7

81007.33395.62740.5

91514.54041.73489.8

101516.14507.03630.5

5 整体噪声机理分析

表1是优化设计后的鼓式制动器部件有限元分析固有频率,制动鼓的6、7阶模态与制动蹄的4阶模态相对接近,制动底板的1、2阶模态与制动蹄的4阶模态也相对接近。虽然在液压制动的作用下制动鼓、制动底板、制动蹄的固有频率都有所提高,但是升高后的以上几阶频率仍会比较互相接近,并且接近1000H z的制动噪声主要研究范围。在频率比较接近的情况下容易引起共振,产生制动噪声。

鼓式制动器尖叫噪声的大小可以根据鼓式制动器振动表面的法向速度的均方值来定性的描述。可以考虑在制动底板支撑制动蹄的支撑面上加阻尼垫片,增大阻尼,减少共振时的振动,以减小制动蹄和制动底板的表面的法向速度,起到降低噪声的目的;在制动鼓表面粘贴阻尼材料,由于粘贴性材料本身的迟滞性形成接触摩擦导致能量损耗,起到减振降噪的作用,阻尼材料还会降低制动鼓表面的法向速度,同样也起到降低噪声的作用。

6 结论

通过有限元对鼓式制动器进行模态分析,得到的计算结果和结论对于评价制动器的振动噪音,以及进行结构优化具有一定的参考意义。这种降低鼓式制动器振动噪音的方法有待进一步试验测定。

参考文献

[1]蔡旭东,蒋伟康 鼓式制动器噪声机理及对策研究[J] 汽车工程,2002(5):391-407.

[2]傅强.鼓式制动器尖叫分析研究[J].长春:吉林工业大学学报,1988.

[3]方明霞,冯奇.制动鼓的有限元分析[J].上海汽车, 1994(4):4-8.

[4]马迅,秦剑.基于有限元法的制动鼓的耦合分析[J].机械设计与研究,2005(2):68-71.

[5]刘立刚,王学林.鼓式制动器的有限元分析[J].专用汽车,2003(3):21-23.

[6]方明霞,冯奇,宋建培,等.制动鼓的有限元分析[J].上海汽车,1999(4):4-8.

[7]曹立波,郭正康 鼓式制动器制动尖叫的机理及其预防[J].湖南大学学报,1995(3):91-96.

(02)