（光学工程专业论文）基于adams的盘式制动器多柔体仿真分析.pdf

武汉理工大学硕士学位论文 摘要 随着社会经济的发展，汽车已经成为人们r 常生活中重要交通工具之一， 而制动器对汽车的安全性与舒适性着重要影响，如何降低汽车制动振动噪声已 经成为当今社会研究的一个重要课题。 论文首先介绍了制动器的发展史、制动器振动噪声的国内外研究现状，接 着介绍了建立多柔体动力学模型的理论基础、盘式制动器自激振动的理论基础， 这为制动器的研究提供了理论依据；紧接着探讨了利用有限元软件a n s y s 和动 力学软件a d a m s 建立盘式制动器多柔体动力学模型的方法步骤，即如何利用 有限元软件a n s y s 建立制动盘与制动块的模态中性文件( m n f ) ，并在此过程 中对制动盘和制动块进行了自由模态分析；得到模态中性文件后，制动器多柔 体动力学模型在a d a m s 中的建模过程包括：导入柔性体，通过编写宏命令对 柔性体制动盘和制动块施加哑物体以减少计算量；对导入的刚性体构件则需要 赋于一定的材料属性，接着进行装配、添加各部件之间的约束，最后进行模型 的校验。对于制动盘与制动块之间正压力和摩擦力采用编写接触力宏命令的方 式实现。 通过对盘式制动器多柔体动力学模型的仿真，得到制动盘角速度、角减速 度、摩擦力等变化曲线。对比制动盘在不同摩擦系数下的这些仿真曲线可知： 制动盘与制动块问的摩擦力随摩擦系数的增大而增大，但是摩擦系数越大，越 容易使制动器出现振动噪声，这将影响汽车的舒适性和稳定性；降低摩擦系数， 虽然可以有效的降i l 毛n 动振动噪声，但同时也降低汽车的制动效能。所以在选 择制动器的摩擦材料时既要满足汽车制动制动性能的要求，也要满足汽车舒适 性与稳定性的要求。在汽车制动器出现安装误差，即制动盘旋转轴线与自身轴 线不重合的情况下，也会引起汽车的制动振动噪声。 建模过程中不仅考虑t n 动盘和制动块变形对制动性能的影响，同时也考 虑了整车旋转及平移质量对汽车制动性能的影响，从而使盘式制动器的仿真更 加符合实际情况。该建模方法具有通用性，为各类制动器的建模、制动器振动 噪声分析及结构优化设计提供了一种有效的借鉴方法。 关键词：盘式制动器，振动，虚拟样机，多柔体模型 武汉理工大学硕士学位论文 a b s t r a c t w i t ht h ed e v e l o p m e n to ft h ee c o n o m i c ，t h ev e h i c l e sh a v eb e e no n eo ft h eb e s t m e a n so ft r a n s p o r t a t i o ni nm o d e mt i m e b e c a u s et h eb r a k e sp l a ya ni m p o r t a n tp a r ti n t h ev e h i c l e s s a f e t ya n dc o m f o r t ，h o wt or e d u c et h ec a r s b r a k ev i b r a t i o na n dn o i s e h a sb e c o m ea ni m p o r t a n tr e s e a r c ht o p i c f i r s tt h ep a p e ri n t r o d u c e dt h eh i s t o r yo fb r a k e s ，t h er e s e a r c hs t a t u so fb r a k e v i b r a t i o na n dn o i s e ，t h e ni n t r o d u c e dam u l t i - b o d yd y n a m i cm o d e lo ft h eb a s i ct h e o r y a n ds e l f - e x c i t e dv i b r a t i o nt h e o r e t i c a lo ft h ed i s cb r a k ev i b r a t i o n ，a l lt h e s et h e o r i e s p r o v i d eaf e a s i b l em e a n sf o rf u r t h e rd e v e l o p n e x t ，i n t r o d u c e dh o wt ob u i l dt h e f l e x i b l em u l t i - b o d yo ft h eb r a k es y s t e mu s i n gt h ef e a t e c h n o l o g ya n dt h em u l t i b o d y d y n a m i ct e c h n o l o g y i n c l u d i n gh o wt og e tt h em o d e ln e u t r a lf i l e ( m n f ) o ft h eb r a k e d i s ca n db r a k ep a db yu t i l i z i n gt h ef e a t e c h n o l o g y i nt h ep r o c e s so fb u i l d i n gt h e m n f ，t h ef r e em o d e la n a l y s i so ft h eb r a k ed i s ca n dp a d sw e r es t u d i e d i n t r o d u c e dt h e p r o c e s so ft h em u l t i b o d yd y n a m i c sm o d e l i n g ：i m p o r tf l e x i b l eb o d i e sa n dr i g i d e b o d i e s ，i no r d e rt or e d u c et h ec o m p u t i n gt i m e ，t h em a c r oc o m m a n dw a sa p p l i e dt o a d dd u m m yp a r t so nf l e x i b l eb o d y i no r d e rt oc a l c u l a t ea c c u r a t e l y ，s h o u l dg a v et h e r i g i db o d y i e sac e r t a i nm a t e r i a lp r o p e r t i e s ，a d dt h ec o n s t r a i n t sb e t w e e nt h ev a r i o u s c o m p o n e n t s ，e t c a tl a s tv e r y f yt h em o d e l t h ep r e s s u r ea n df r i c t i o nb e t w e e nt h ed i s c a n db r a k ep a d sw e r ea c h i e v e db yt h em a c r oc o m m a n d t h eb r a k ea n g u l a rv e l o c i t ya n da c c e l e r a t i o nc u r v e sc a nb ec a r r i e do u tb y d y n a m i c a ls i m u l a t i o na n da n a l y s i s f r o mt h e s ec u r v e sw ec a ng e tt h a tt h ef r i c t i o n i n c r e a s e sa l o n gw i t ht h ef r i c t i o nc o e 伍c i e n t ，b u tt h em o r e1 i k e l yt ob r a k ev i b r a t i o na n d n o i s eo c c u r s ，t h ev i b r a t i o na n dn o i s ec a nw o r s e nt h es t a b i l i t yo ft h eb r a k es y s t e m i n c o n t r a r y ，i fw el o w e rt h ef r i c t i o nc o e 伍c i e n t ，t h eb r a k i n ge 伍c i e n c yw i l l a l s o l o w e r s o m e l ls e l e c t i n gb r a k ep a d s ，t h ef r i c t i o nc o e f f i c i e n tm u s tf u l f i l lt h er e q u e s t o fb o t hb r a k ee 伍c i e n c ya n ds t a b i l i t y t h eb r a k ev i b r a t i o na n dn o i s ew o u l da l s o h a p p e nw h e ni n s t a l l a t i o ne l r o r so c c u r r e di nt h ea u t o m o t i v eb r a k e ，t h ei n s t a l l a t i o n e r r o r sm e a n sb r a k ed i s cr o t a t i o na x i sa n dt h ed i s ca x i sd o n tc o i n c i d e t h ef l e x i b l em u l t i - b o d ym o d e ln o to n l yc o n c e r n e dt h ef l e x i b i l i t yd e f o r m a t i o no f t h ec o m p o n e n t so ft h eb r a k es y s t e m ，b u ta l s oc o n c e r n e dt h ei n f l u e n c eo fm o m e n to f i n e r t i ao ft h er o t a t i n gc o m p o n e n t so ft h ea u t o m o b i l e ，s ot h es i m u l a t i o nw a sm o r e r e a s o n a b l e t h em e t h o do f b u i l d i n gt h ef l e x i b l em u l t i - b o d ym o d e li su n i v e r s a la n di t c a nb eu s e f u lf o rf u t u r ed i s kb r a k en o i s ea n a l y s i sa n ds t r u c t u r a lo p t i m i z a t i o nd e s i g n k e yw o r d ：d i s cb r a k e s ，v i b r a t i o n , v i r t u a lp r o t o t y p i n g , t h ef l e x i b l em u i t i - b o d ym o d e l i i 独创性声明 本人声明，所呈交的论文是本人在导师指导下进行的研究工作及取得的研 究成果。尽我所知，除了文中特别加以标注和致谢的地方外，论文中不包含其 他人已经发表或撰写过的研究成果，也不包含为获得武汉理工大学或其它教育 机构的学位或证书而使用过的材料。与我一同工作的同志对本研究所做的任何 贡献均已在论文中作了明确的说明并表示了谢意。 签名：酗埤日期：2 1 2 ：缕：羔 学位论文使用授权书 本人完全了解武汉理工大学有关保留、使用学位论文的规定，即：学校 有权保留并向国家有关部门或机构送交论文的复印件和电子版，允许论文被 查阅和借阅。本人授权武汉理工大学可以将本学位论文的全部内容编入有关 数据库进行检索，可以采用影印、缩印或其他复制手段保存或汇编本学位论 文。同时授权经武汉理工大学认可的国家有关机构或论文数据库使用或收录 本学位论文，并向社会公众提供信息服务。 ( 保密的论文在解密后应遵守此规定) 一c ：张呷洲：杉期：枷呵沙 武汉理工大学硕士学位论文 第1 章绪论 汽车是当今社会最重要要的交通工具之一，汽车的动力性、经济性、安全 性与舒适性已成为人们关注的重点，其中汽车的安全性主要是通过制动系统来 保证的。制动系统在汽车制动时，将汽车的动能转变为热能散发到大气中，从 而迫使汽车速度降低，甚至停车，是阻碍车辆运动或运动趋势的一个系统【l 】。如 果制动器出现设计不合理、摩擦材料老化或制动工况发生改变的情况，汽车制 动时就可能产生剧烈的振动噪声。产生的振动，影响汽车的舒适性与稳定性， 降低零部件的寿命，严重时甚至还会造成承载零部件的过早损坏；产生的噪声 则会污染环境。经研究表明，汽车制动器各零部件之间的共振是产生制动振动 噪声的重要根源。当前对制动器的研究已经从对汽车局部安装阻尼装置转变为 对其本身的优化，从而达到减少制动振动噪声地目的。随着社会发展，提高制 动器的设计和制造水平己具有很重要的现实意义，并且也越来越成为汽车领域 的一个重要研究课题。 1 1 制动器的发展史及其分类 从汽车诞生的那一天起，制动器就有着重要作用。由于最初的汽车质量较 小，速度也比较小，所以最原始的制动器控制是通过一组简单的机械装置来实 现的。随着汽车质量的增加，最初的制动器控制装置已不能满足要求，于是出 现了真空助力装置。1 9 3 2 年，质量为2 8 6 0 k g 的凯蒂拉克v 1 6 采用了装有真空助 力装置的鼓式制动器，林肯公司也在同一年推出了采用真空助力的鼓式制动器。 1 9 6 5 年，林肯大陆和福特雷鸟车在前轮使用了k d s e y - h a y e s 盘式制动器，雪佛 来克尔维特使用了四轮盘式制动器。在此之后，盘式制动器在汽车上开始得到 应用。 随着电子技术的发展，到8 0 年代后期，防抱死制动系统( a b s ) 开始出现 在汽车上，电液控制a b s 装置的出现更是促进了防抱死系统在汽车上的应用与 推广。1 9 6 9 年，福特在车的后轮上采用了带有真空助力的a b s 制动器；1 9 7 1 年，克莱斯勒车使用了全轮电子控制的a b s 装置。1 9 7 9 年，默本茨推出了带 有独立液压助力装置的防抱死控制系统。1 9 8 5 年，美国的c o n t i n e n t a lm k v l l 武汉理工大学硕士学位论文 车采用了带有液压制动助力器、电子显示微处理器等先进的防抱死制动系统。 随着集成电路与电子技术的迅猛发展，防抱死制动系统的发展同臻完善。在一 些国家和地区，防抱死制动系统成为汽车的必备装置。随着对汽车安全性与制 动性要求的提高，必定会有越来越多的电子控制技术应用到汽车上。 制动器有很多种类型，按结构分主要为鼓式制动器与盘式制动器。 鼓式制动也叫块式制动，最早设计的制动系统之一，它可以分为内张型和 外束型两种。内张型的制动鼓工作表面是其内圆柱面，并且是在汽车鼓式制动 器里应用最为广泛；内束型的制动鼓工作表面是其外圆柱面，目前在汽车上应 用较少。鼓式制动器在制动时，带有摩擦片的制动蹄靠向旋转部件制动鼓，依 靠两者之间的摩擦实现汽车的制动。 盘式制动器可以分为钳盘式制动器和全盘式制动器两种，全盘式制动器只 在少数汽车上( 如重型汽车) 用做车轮制动器，应用广泛的还是钳盘式制动器。 钳盘式制动器则是依靠制动盘和制动块之间的摩擦力来实现汽车制动的【3 】。 现在轿车上应用最为广泛的是前盘后鼓式或全盘式制动器，其中2 0 的轿 车采用前盘后鼓式制动器。虽然在轿车领域全鼓式制动器已基本上淘汰，但在 商用车上应用最为广泛仍是全鼓式制动器，至于前盘后鼓式制动器或全盘式制 动器只应用在有特殊需求客车或高档客车上。 1 2 制动振动噪声的研究状况 国内外对制动噪声的研究始于上世纪三十年代【2 】，到目前为止已积累了很多 可以解决特定实际问题的的力学模型，但对于制动器振动噪声发生机理及研究 分析方法仍没有取得一致观点。造成这种现象主要有两个方面的原因，一是由 于汽车行业竞争激烈，限制了学术的深入交流与核心技术研究的公开；二是影 响制动振动噪声的因素很多很复杂，如制动环境、制动工况等；还有就是制动 器自身很多设计参数也会涉及到复杂的动力学系统。 1 2 1 国外制动噪声研究状况 国外对于制动振动噪声产生机理的解释存在两种理论：一种是自激振动， 另一种是“热点( h o ts p o t ) 分析。 对于自激振动，这是国外研究者对制动振动噪声最早的研究理论。所谓的 自激振动指的是在一个振动系统的运动中，系统本身存在着一个能量调节，它 2 武汉理工大学硕士学位论文 能及时、适量的补充系统能量的损失，从而使系统产生一个稳定的、不衰减的 周期性振动。自激振动系统一般有三部分组成：振动系统、非振荡性能源、反 馈调节系统组成【4 1 ，如图1 1 所示： 图1 - 1 自激振动系统的组成 自激振动也叫“颤振”。它的产生需要两个条件：( 1 ) 振动系统在原点( 平 衡点) 位置附近是不稳定的；( 2 ) 外界的扰动，迫使系统的工作点偏离平衡点。 自激振动一旦产生，振动系统振动的振幅就会迅速增大，造成振幅增大的原因 是，自激振动系统中存在着“负阻尼 ，“负阻尼的作用与阻尼的作用是相 反的。 自激振动的特点：( 1 ) 它是在没有外部激励的条件下产生的；( 2 ) 自激 振动的振幅与频率是由系统本身决定的；( 3 ) 自激系统的的振动是非线性的； ( 4 ) 自激振动系统的幅值对系统的某些参数很敏感，当某些参数发生改变时， 自激振动会突然发生或消失。 关于制动器自激振动：最初认为汽车产生制动振动噪声的根本原因是制动 器自身的摩擦副【5 卅，也就是说在系统本身阻尼不是很大，动摩擦系数小于静摩 擦系数即产生“粘滑( s t i c k s l i p ) 现象 的时候，或摩擦系数随着相对滑动速 度的增大而减小即产生“负阻尼现象的时候，系统就会因振动的发散产生振 动噪声。但s p 一7 】在1 9 7 1 年的研究证明，当摩擦系数与滑动速度无关时，仍可 以产生制动振动噪声，反之当“负阻尼”的斜率很大的时候，也不一定会产生 制动振动噪声。同时，m i l l n e r t 眄】也证实了即使在摩擦系统为常数的情况下，制 动器振动噪声仍可能会发生。因此这种只涉及摩擦特性的自激振动理论不可能 完全解释汽车制动振动噪声的问题。 于是产生了另一种理论“热点( h o ts p o t ) 分析，该理论认为制动振动噪 声的产生是由于制动过程中制动盘表面产生的h o ts p o t 所引起的。k r e i t l o w 1 0 】通 过试验发现制动器振动噪声的频率跟汽车的速度和h o ts p o t 的数目相关。 a b d e l l h a m i d 1 1 】贝0 更详细的阐述了制动器厚度的变化会引起低频振动，制动器表 面的h o ts p o t 会引起高频振动。 武汉理工大学硕十学位论文 基于现有的制动器理论模型【1 2 - 1 3 】可以分析得到对应不同阶次的h o ts p o t 临界 车速。但是通过理论模型得到的临界车速往往偏高【l 钔，这跟现实中汽车在中低 车速下，更容易产生制动振动噪声的情况是不相符的；同时该模型【1 2 1 3 】只分析 了制动盘厚度变化对临界车速的影响，而实际情况中影响临界车速的因素很多， 因此这种模型也不可能完全解决实际汽车制动过程中振动噪声产生的问题。总 而言之，直到现在，对制动器振动噪声热点( h o ts p o t ) 分析理论仍然不完善， 仍有待于进一步的研究和改进。 在此后研究者已不再单纯的从物理模型对制动振动噪声进行研究，而是从 制动器设计参数方面进行分析改进。1 9 8 5 年，k u s a n om b s 等运用模态分析的方 法得到了对制动振动噪声的发生有着重要影响的模态频率是鼓式制动器制动鼓 与制动蹄模态频率中与发生制动尖叫的频率相似的那阶模型。1 9 9 2 年，m a t s u ih ， m u r a k a m ih 【1 6 】等对某盘式制动器总成( 该总成的制动盘固定) 的实际工况进行 了模态试验，通过测出产生制动振动尖叫的模态频率( 该模态频率用有限元模 型进行了验证) 证明了制动尖叫的频率不是某个部件的固有频率。因此对制动 尖叫的研究不应仅仅局限于制动器某个部件的振动特性，而应研究它与整个制 动器系统之间的关系。2 0 0 0 年，s h i h w e ik u n g ，k b r e n td u n l a p ，r o b e r t s b a l l i n g e r 【 】经计算得到了组成制动器各部件的自由模态，并通过模态试验验证 了模型的正确性。通过复特征值分析找到该系统的不稳定模态，同时也计算了 制动器各组成部分对不稳定模态的参与系数，最后通过分析找到了对不稳定模 态影响最大的部件及其模态。2 0 0 3 年，c h i h - h u n g ，j e r r yc h u n g ，m a r kd o n l e y l l 8 】 通过研究得出如下结论：( 1 ) 模态耦合是产生制动尖叫的主要原因；( 2 ) 参 与耦合的模态在切向与正向两个方向上有着相似的振型；( 3 ) 制动盘的弯曲模 态必然存在于耦合模态中。2 0 0 4 年，a n d r z e jb a j e r ，v l a d i m i rb e l s k y 1 9 阐述了如 果在对制动器尖叫的研究中考虑摩擦引起的阻尼，这对研究的准确性有着重大 意义，如果不考虑摩擦阻尼的影响会使计算出的不稳定模态大于实际不稳定模 态。 1 2 2 国内研究状况 由于国内汽车行业发展较晚，到8 0 年代才开始盘式制动器振动噪声的研究。 国内对振动噪声机理的研究不是很多，主要是在追踪国外技术及应用方面的研 究比较多。1 9 9 7 年，清华大学的管迪华、蒋东鹰2 0 1 应用有限元及模态综合的方 4 武汉理工大学硕七学位论文 法，对有尖叫倾向的盘式制动器建立了一个弹簧闭环耦合模型，其建模步骤： ( 1 ) 建立制动盘、制动块的有限元模型。通过与制动盘、制动块的试验模态对 比，确认其模型的正确性并提取模态参数；( 2 ) 确定摩擦耦合环节及各弹性耦 合环节的连接参数，用模态综合方法进行模态综合。通过分析，得到了对应每 阶模态的阻尼和频率，确定哪些振动模态由于不稳定会造成制动器的振动噪声， 最后通过该弹簧闭环耦合模型，研究了摩擦系数与子结构模态对制动尖叫的影 响。在文献【2 0 】的基础上，1 9 9 8 年，管迪华、蒋东鹰【2 1 】建立了盘式制动器制动尖 叫模型，分析了耦合条件对盘式制动器制动尖叫的影响，并通过部件的模态分 析找到抑制制动尖叫的方法。对该制动器模型，可以从修改制动钳、制动钳支 架的模态来改善盘式制动器的制动尖叫，这就提供了一种有效改善振动噪声的 方式一修改制动器零部件的某些模态。1 9 9 9 年，孙振华，曾庆华等【2 2 】，对一个 有制动尖叫倾向的车子建立了耦合模型，通过对该模型的分析，得到了各子结 构模态对制动尖叫的影响，并发现制动钳支架的第十一阶模态对制动振动噪声 的发生起着关键性作用，针对该情况提出了结构修改方案，通过对比也验证了 该方案对制动振动噪声的发生起到了很好的抑制作用。2 0 0 1 年，管迪华，黄锦 春【2 3 】将能量馈入方法引入到对制动振动噪声的研究中，并利用闭环耦合模型， 推导出了制动尖叫模态馈入的能量计算方法，这样就可以很容易的观察制动器 结构参数对制动尖叫的影响，如摩擦系数、制动盘刚度、制动块形状等，这对 于改善制动振动噪声是十分有利的。2 0 0 3 年，清华大学的管迪华、宿新东【2 4 】在 蒋东鹰工作的基础上，把设计变量引入到盘式制动器中，用最优化的方法对制 动器的主要结构参数进行了优化，经试验验证后，原制动器的制动尖叫得到了 有效控制。2 0 0 6 年，福州大学的主安成、高诚辉【2 5 】对制动块与制动盘之间的相 对运动简化成制动块在平板上的直线运动，并在制动块和平板的摩擦表面加入 了耦合刚度，利用该模型，研究了制动器在时域内径向与周向的振动情况，由 此验证了制动器振动噪声产生的机理为s t i c k s l i p 理论。 1 2 3 制动振动噪声的研究总结 虽然目前对制动振动噪声的发生机理尚未达到统一的结论，但对制动系统 进行研究的最终目的均是降低制动时产生的振动噪声，国内外许多研究者对抑 制振动噪声提出了很多方法，最主流的方式是通过改变制动器部件的质量、阻 尼、刚度或部件的耦合关系等。如果从增加系统阻尼的方面考虑，可以在制动 武汉理工大学硕士学位论文 器上施加加隔振片【2 6 1 、但是这种方法主要在振动噪声频率超过五千赫兹的时候 才有效，有的还从主动控制的角度来抑制制动噪声，但是这种方法在制动器上 的应用不是很多【2 7 。2 8 1 。 在当前c a d c a e 迅速发展的前提下，建立一条完善的、能预防和解决制 动振动噪声的模型已经成为可能。但是要实现这一点，最关键的仍然是建立一 套符合实际状况制动器的模型。 1 3 制动振动噪声的分类及影响因素 制动振动噪声的频率范围非常的分布非常广，从几十到上万赫兹。虽然研 究者对制动噪声的分类有很大的不同，但大部分文献在研究分析制动噪声时， 均使用噪声最基本的特征参数频率【2 9 】。 一般根据制动噪声频率变化的范围可以分成两类：第一种是低频振动噪声， 频率的变化范围为几十至几百赫兹；第二种是中高频振动噪声，频率变化范围 约几百至十几千赫兹。描述制动振动噪声的术语中像j u d d e r 、h u m 、r o u g h n e s s 、 g r o a n 、m o a n 就可以归到低频振动噪声中，像s q u e a l ，s q u e a k 就可以归入中高 频振动噪声中，在文献【3 0 】中m o a n 主要指的是制动钳体和制动支架的振动噪声， 它的频率范围在一百五十赫兹至四百赫兹之间；g r o a n 或c r e e pg r o a n 频率范围 在一百赫兹到四百赫兹之间。在文献【l o 】中j u d d e r 或r o u g h n e s s 指的是频率在几 十赫兹到几百赫兹的振动噪声，该振动可以传到车身，从而影响汽车的舒适性， 其噪声则可以从车门、车顶的嗡鸣声感受到。虽然制动振动噪声的频率分布比 较广，但是研究较多的制动频率范围是在一赫兹到一万六千赫兹之间的 s q u e a l l 3 1 - 3 2 】。s q u e a l t 3 3 1 又可分为低频尖叫( 频率在三千赫兹以下) 和高频尖叫( 频 率在三千赫兹以上) 。 对盘式制动器而言，由于制动块振动会激励制动盘，造成制动盘轴向振动， 这是产生制动振动噪声的主要原因；同时制动钳体的振动对制动噪声也有很大 影响。如果制动器的振动频率达到一千赫兹以上，就会产生制动尖叫。盘式制 动器的尖叫声通常发生在制动压力比较低，或制动器经剧烈工作冷却后，这时 汽车的行驶速度一般比较低。 在大量实验的基础上发现影响制动噪声的因素利3 4 】： ( 1 ) 制动器结构的影响 影响盘式制动器高频尖叫的主要因素是制动盘与制动块的刚度比。一般情 6 武汉理工大学硕七学位论文 况下，通过增大制动盘刚度或质量、减小制动块刚度或质量，或改变制动块形 状，可有效降低制动盘高频尖叫的发生。但在某些特殊情况下，由于制动器结 构的不同，在增加制动盘刚度或降低制动块刚度时，可能会更加激励制动盘的 高频尖叫。 ( 2 ) 制动压力的影响 在一定制动压力范围内，制动尖叫随制动压力的增加而增大【3 5 1 。 ( 3 ) 温度的影响 制动块的材料特性是随着制动块温度的变化而变化，从而可以对制动噪声 产生影响。一般来说，制动振动噪声很容易发生在制动块温度小于1 5 0 0 的情况 下，但当超过某一温度后，由于制动块摩擦系数会随温度的上升而减小，使摩 擦副间的接触得到有效改善，从而有效控制制动尖叫的发型3 6 1 。如果制动器的 温度经过连续制动而增加，则冷却后，容易产生制动相变( 制动相变指的是制 动器在持续高温下冷却后残余厚度的增量) ，产生相变后，制动噪声在汽车制 动时发生的可能性大大的提高。同时由于制动块中加入硫酸钡等粘结材料，在 高温的作用下容易与摩擦产生的金属颗粒粘在一块，形成制动块的“表面碳化 现象。“表面碳化 会降低汽车制动器的制动效能，引发制动器的制动尖叫。 ( 4 ) 制动初速度的影响 一般情况下，在一定初速度范围内，制动振动噪声随制动初速度的减小而 变大，并且在停车瞬间，制动噪声达到最大。 ( 5 ) 制动减速度的影响 通常情况下，制动减速度越高，制动噪声的频率相对也就越高。在各种车 速下进行空载满载实验表明，制动减速度增加时，制动噪声发生的趋势增加。 ( 6 ) 摩擦系数的影响 相同摩擦系数的材料在不同制动器上产生尖叫倾向的可能性是不相同的。 同样的材料可能在某一制动器无尖叫倾向，但在另一制动器却可能产生噪声。 由此制动尖叫的重复性差。对特定的鼓式制动器，制动尖叫还可能与摩擦系数 无关【3 7 】。 由制动器的影响因素可以看出，判断某制动器是否容易产生制动振动噪声 应用统计学的角度去考虑。 7 武汉理工大学硕士学位论文 1 4 本课题研究的主要内容和意义 在国内外制动振动噪声研究的基础上，结合现有动力学分析与有限元理论， 应用有限元软件a n s y s 和动力学仿真软件a d a m s 对盘式制动器振动噪声进行 研究。在建模时，即使制动盘与制动块的刚度很大，但仍然把它们当成柔性体， 因为制动盘与制动块之间有相互作用力时，就会产生随时间的变化而变化的变 形。当制动器变形达到一定程度后，就会产生制动振动噪声，并伴随有结合不 同步、磨损不均等现象；当局部的摩擦力大于其应力极限时，将会出现制动盘 和制动块的局部磨损现象，同时摩擦力过大也会造成制动盘和制动块的局部温 度过高，进而导致制动器的局部烧伤现象；结合不同步主要是由制动器的变形 所引起的【3 8 1 。 通过建立某汽车的盘式制动器多柔体动力学模型，预测制动过程中可能会 出现的制动器振动噪声或异常磨损现象，并分析影响制动器异常磨损和振动的 因素，最后基于此对盘式制动器提出优化意见，从而使得制动尖叫抑制在制动 器早期设计阶段。 研究的主要内容及步骤为： ( 1 ) 铝l j 动盘与制动块中性文件( m n f ) 的建立：首先将进行简化后的制动盘、 制动块三维模型转化成p a r a s o l i d 的格式导入a n s y s 软件中，依次进行单元属性 及材料的定义、映射网格的划分、定义刚性区等，得到动力学软件a d a m s 能 直接读取的m n f 格式的中性文件，在此过程中对制动盘和制动块进行了自由模 态分析。 ( 2 ) 盘式制动器动力学模型的建立：首先利用m s c a d a m s f l e x 将制动盘和 制动块的模态中性文件导入m s c a d a m s v i e w 中得到柔体体元件，然后将制动 器的其他刚性体零部件转化成a d a m s 可读取的文件导入到a d a m s v i e w 中， 建立制动器总成多柔体的动力学模型，最后对其施加约束、载荷、校验等，模 拟汽车的制动过程。 ( 3 ) 分析盘式制动器制动过程中摩擦力、角速度、角减速度随时间的变化情 况，然后根据曲线变化找到影响制动振动噪声的因素，并提出改进意见，同时 论文也分析了制动盘安装误差对制动振动噪声的影响。 如何实现制动盘与制动块之间的非线性接触问题，是对制动器的研究难点 之一，在动力学仿真软件a d a m s 中可以实现两者之问的非线性接触，这为制 武汉理工大学硕十学何论文 动器的减振降噪提供了一种有效的、可行的新方法，具有重要的指导意义。另 外，该方法为研究类似问题提供了一种有效途径。 1 5 本章小结 在本章中详细介绍了制动器的发展史、分类、国内外制动器振动噪声的研 究状况及发展趋势、影响制动振动噪声的因素，并据此提出了自己的工作内容、 步骤和研究的意义。 9 武汉理工大学硕士学位论文 第2 章多体系统动力学理论基础 对虚拟样机技术( v i r t u a lp r o t o t y p et e c h n o l o g y ) 的研究开始于九十年代初期， 发展到现在比较有影响力的是美国机械动力公n ( m e c h a n i c a ld y n a m i c si n c ，m d i ) 的a d m a s ，德国航天局的s i m p a c k ，其它还有i d e a s 、a n s y s 等。在国外 虚拟样机技术已经广泛应用在汽车行业、航空航天及国防等各个方面。在国内 对虚拟样机的概念和结构的研究刚刚开始，并且主要集中在一些大学和科研院 所。 2 1 多体系统动力 在多体动力学系统中，根据物体的力学特性可分为多刚体系统、柔性体系 统和刚柔混合体系统等三种形式。多刚体系统是指可以忽略系统中物体的弹性 变形而将其当作刚体来处理的系统，该类系统常处于低速运动状态；柔性体系 统是指系统在运动过程中会出现物体的大范围运动与物体的弹性变形的耦合， 从而必须把物体当作柔性体处理的系统，大型、轻质且高速运动的机械系统一 般归于此类；如果柔性体系统中有一部分物体可以当作刚性体来处理，那么该 系统就是刚柔混合体系统。 对于刚体系统，从2 0 世纪6 0 年代到8 0 年代，在航天和机械两个领域形成 了两类不同的数学建模方法，分别称为拉格朗f 1 方法和笛卡尔方法；2 0 世纪9 0 年代，在笛卡尔方法的基础上又形成了完全笛卡尔方法。这几种建模方法的主 要区别在于对刚体位形描述的不刚”】。 航天领域形成的拉格朗日方法，是一种相对坐标方法，r o b e r s o n 。w i t t e n b u r g 方法为代表，是以系统每个铰的一对邻接刚体为单元，以一个刚体为参考物， 另一个刚体相对该刚体的位置由铰的广义坐标( 又称拉格朗日坐标) 来描述， 广义坐标通常为邻接刚体之间的相对转角或位移。这样开环系统的位置完全可 由所有铰的拉格朗日坐标阵g 所确定。其动力学方程的形式为拉格朗日坐标阵的 二阶微分方程组，即 a ( q ，t ) e i = b ( q ，口，f ) l o ( 2 - 1 ) 武汉理工大学硕士学位论文 这种形式首先在解决拓扑为树的航天器问题时推出。其优点是方程个数最 少，树系统的坐标数等于系统自由度，而且动力学方程易转化为常微分方程组 ( o d e s o r d i n a r yd i f f e r e n t i a le q u a t i o n s ) 。但方程呈严重非线性，为使方程具 有程式化与通用性，在矩阵彳与b 中常常包含描述系统拓扑的信息，其形式相 当复杂，而且在选择广义坐标时需人为干预，不利于计算机自动建模。不过目 前对于多体系统动力学的研究比较深入，现在有几种应用软件采用拉格朗日的 方法也取得了较好的效果。 对于非树系统，拉格朗日方法要采用切割铰的方法以消除闭环，这引入了 额外的约束，使得产生的动力学方程为微分代数方程，不能直接采用常微分方 程算法去求解，需要专门的求解技术。 机械领域形成的笛卡尔方法是一种绝对坐标方法，即c h a c e 和h a u g 提出的 方法，以系统中每一个物体为单元，建立固结在刚体上的坐标系，刚体的位置 相对于一个公共参考基进行定义，其位置坐标( 也可称为广义坐标) 统一为刚 体坐标系基点的笛卡尔坐标与坐标系的方位坐标，方位坐标可以选用欧拉角或 欧拉参数。单个物体位置坐标在二维系统中为3 个，三维系统中为6 个( 如果 采用欧拉参数为7 个) 。对于由n 个刚体组成的系统，位置坐标阵g 中的坐标 个数为3 n ( 二维) 或6 n ( 或烈) ，由于铰约束的存在，这些位置坐标不独立。 系统动力学模型的一般形式可表示为 j 卅+ ：五= b ( 2 2 ) l ( g ，t ) - - 0 式中为位置坐标阵g 的约束方程，。为约束方程的雅可比矩阵，旯为拉 格朗日乘子。这类数学模型就是微分代数方程组( d a e sd i f f e r e n t i a la l g e b r a i c e q u a t i o n s ) ，也称为欧拉一拉格朗日方程组( e u l e rl a g r a n g ee q u a t i o n s ) ，其方 程个数较多，但系数矩阵呈稀疏状，适宜于计算机自动建立统一的模型进行处 理。笛卡尔方法对于多刚体系统的处理不区分开环与闭环( 即树系统与非树系 统) ，统一处理。目前国际上最著名的两个动力学分析商业软件a d a m s 和d a d s 都是采用这种建模方法。 完全笛卡尔坐标方法，由g a r c i a 和b a y o 于1 9 9 4 年提出，是另一种形式的 绝对坐标方法。这种方法的特点是避免使用一般笛卡尔方法中的欧拉角或欧拉 参数，而是利用与刚体固结的若干参考点和参考矢量的笛卡尔坐标描述刚体的 空间位置与姿态。参考点选择在铰的中心，参考矢量沿铰的转轴或滑移轴，通 武汉理工大学硕士学位论文 常可由多个刚体共享而使未知变量减少。完全笛卡尔坐标所形成的动力学方程 与一般笛卡尔方法本质相同，只是其雅可比矩阵为坐标线性函数，便于计算。 至于柔性体系统，从计算多体系统动力学角度看，柔性多体系统动力学的 数学模型首先应该和多刚体系统与结构动力学有一定的兼容性。当系统中的柔 性体变形可以不计时，即退化为多刚体系统。当部件间的大范围运动不存在时， 即退化为结构动力学问题。 柔性体系统不存在连体基，通常选定一浮动坐标系描述物体的大范围运动， 物体的弹性变形将相对该坐标系定义。弹性体相对于浮动坐标系的离散将采用 有限单元法与现代模态综合分析方法。在用集中质量有限单元法或一致质量有 限单元法处理弹性体时，用结点坐标来描述弹性变形。在用正则模态或动态子 结构等模态分析方法处理弹性体时用模态坐标描述弹性变形。这就是莱肯斯首 先提出的描述柔性多体系统的混合坐标方法。即用坐标阵p = ( q r a r ) r 描述系统 的位形，其中q 为浮动坐标系的位形坐标，a 为变形坐标。考虑到多刚体系统的 两种流派，在柔性多体系统动力学中也相应提出两种混合坐标，即浮动坐标系 的拉格朗日坐标加弹性坐标与浮动坐标系的笛卡尔坐标加弹性坐标。 根据动力学基本原理推导的柔性多体系统动力学方程，形式同式( 2 一1 ) 和 ( 2 2 ) ，只是将q 用p 代替。即，柔性多体系统具有与多刚体系统类同的动力 学数学模型。 2 2 多柔体系统动力学建模 2 2 1 柔性体上点的位置向量、速度和加速度 1 柔性体系统中的坐标系【删 图2 1 柔性体上节点尸的位置 1 2 武汉理工大学硕士学位论文 柔性体系统中的坐标系如图2 1 所示，包括惯性坐标系( e 7 ) 和动坐标系 ( e 6 ) 。前者不随时间而变化，后者是建立在柔性体上，用于描述柔性体的运 动。动坐标系可以相对惯性坐标系进行有限的移动和转动。动坐标系在惯性坐 标系中的坐标( 移动、转动) 称为参考坐标。 与刚体不同，柔性体是变形体，体内各点的相对位置时时刻刻都在变化， 只靠动坐标系不能准确描述该柔性体在惯性坐标系中的位置，因此，引入弹性 坐标来描述柔性体上各点相对动坐标系统的变形。这样柔性体上任一点的运动 就是动坐标系的“刚性”运动与弹性变形的合成运动。由于柔体上各点之间有相对 运动，所以动坐标系的选择不是采用连体坐标系，而需要采用随着柔性体形变 而变化的坐标系，即“浮动坐标系”。 在研究多柔体系统时，合适的坐标系是非常重要的。在确定浮动坐标系时 有两点准则：l 、便于方程建立求解；2 、柔性体刚体运动与变形运动的耦合尽 量小。目前常见的浮动坐标系大致有如下5 种，局部附着框架、中心惯性主轴 框架、蒂斯拉德框架、巴克凯恩斯框架以及刚体模态框架。采用何种需因实际 情况而定。 2 柔性体上任意点的位置向量、速度和加速度 在分析刚体平面运动的时候，把复杂的刚体平面运动分解为几种简单的运 动。在对柔性体的运动，尤其是在小变形的情况下，也可以采用类似的方法。 如某柔性体从位置l 1 运动到位置l 2 ，其间运动可以分解为：刚性移动一 刚性 转动一 变形运动。对于柔性体上任意一点p ，其位置向量为： ，2 + a ( s p + u p ) f ，3 ) ，为p 点在惯性坐标系中的向量；为浮动坐标系原点在惯性坐标系中的向 量；a 为方向余弦矩阵；s 。为柔性体未变形时p 点在浮动坐标系中的向量；u 。为 相对变形向量，甜。可以用不同的方法离散化，与讨论平面问题相同，对于点p ， 该单元的变形采用模态坐标来描述，有： u p5 妒，办 ( 2 4 ) 式( 2 - 4 ) 中，西。为点p 满足里兹基向量要求的假设变形模态矩阵，g 为变 形的广义坐标。 柔性体上任一点的速度向量及加速度向量可以对式求对时间一阶导数和二 阶导数得到t 武汉理工大学硕士学位论文 j ；p = 矗+ - ( j p + “p ) + 彳p 以 芦p = 焉+ 么( j p + 材p ) + 2 么，以+ 彳p 办 2 2 2 多柔体系统动力学方程的建立 ，1 l ， 图2 - 2 柔性体变形模型 ( 2 5 ) ( 2 - 6 ) 1 外加载荷 4 0 1 在a d a m s 软件中，外加载荷包括单点力与扭矩、分布式载荷以及残余载 荷三部分。 ( 1 ) 单点力与扭矩 施加于柔性体上某一标记点的单点力和扭矩必须投影到系统的广义坐标上 才能起作用，力和扭矩以矩阵形式写出，在标记点k 的局部坐标系下表示为： 疋= 六z 】j ，砭= 吃0 乞r ( 2 - 7 ) 广义