鼓式制动器virtual. lab制动噪声仿真

ABSTRACT摘要汽车制动系统是整车中非常重要的一部分。对于车辆的使用者与乘坐者来 说，汽车制动系统的效率以及稳定性是一项非常重要的参数。而随着制造与研发 的进步，在安全性的到有效保障之后，舒适性越来越成为一项重要的指标，并在 1980年之后开始受到普遍关注12，尤其是在噪音污染日益严重的今天。因此， 需要在减少制动噪声这一方面进行更深入的分析，本课题就从建立鼓式制动器模 型并进行virtual. lab仿真分析的方法来寻找影响制动噪声的主要影响因素并 对鼓式制动器进行一定的改进。本文主要进行鼓式制动器模型建立及其声学有限元仿真分析，大致过程为：(1) 运用PROE软件建立鼓式制动器模型，首先是建立细致的模型，然后对模 型进行一定的简化，以方便后续的分析过程。根据鼓式制动器的工作形式，受力点，在将模型导入virtual. lab中后， 对模型进行约束以及声学边界元网格的划分后进行分析。(2) 根据virtual.lab输出的噪声值，对仿真结果进行分析。改变主要影响 因素，做进一步的分析并给出一定的结论。关键词：鼓式制动器尖叫噪声、仿真分析、PROE、Virtual. lab3ABSTRACTAutomobile braking system is a very important part of the whole vehicle.For the user of the vehicle and the ride,The efficiency and stability of the vehicle braking system is a very important parameter.And with the development of manufacturing and R & d,After security to the effective protection,Comfort is increasingly becoming an important indicator,and began to receive widespread attention after 198012.Especially in todays increasingly serious noise po丨丨ution.Therefore, they need more in-depth analysis in this area for reducing the braking squeal,This subject is from the establishment of the model of drum brake and virtual.lab simulation analysis method to find the main factors affecting the braking noise and some improvement of drum brake.This article mainly carries on the Acoustic finite element simulation analysis and a model of drum brake, which is:1) Using PROE software to establish the model of drum brake, the first is to establish detailed model, and then simplify the model , to facilitate the subsequent analysis.2) According to the work form of drum brake, pressure points, After introducing the model into virtual.lab, The model is constrained and the acoustic boundary element mesh is divided and then to carry on analysis.3) According to the virtual.lab output noise value, analyze the simulation results . Change the main influence factors , and further analysis is done and some conclusions are given.Keywords: Drum brake squeal、 Simulation analysis、PROE、Virtual.lab目录摘要IABSTRACTII目录III第一章引言11.1课题的目的和要求11.2近年来国内外研究现状21.3研宄内容、设计方案的可行性分析和预期目标31.3.1研宄内容与技术路线31.3.2可行性分析与预期目标31.4本章小结4第二章制动噪声及相关软件的基本介绍52.1制动噪声的基本介绍52.1.1制动噪声的分类52.1.2制动噪声的产生机理52.1.3制动噪声的影响因素52.1.4降低制动噪声的措施52.2 PROE软件介绍62.2.1 PROE的产生62.2.2 PROE 的# 点62.2.3 PROE的功能62.3 Virtual.lab 软件介绍72.3.1 Virtual.lab 的产生72.3.2 Virtual.lab 的特点72.3.3 Virtual.lab的主要分析功能72.4本章小结8第三章鼓式制动器模型的建立93.1确定鼓式制动器型号93.2鼓式制动器模型的建立93.2.1制动鼓#数93.2.2摩擦片#数103.2.3用PROE建立鼓式制动器模型103.2.4通过PROE对制动器模型进行装配123.3 二维工程图的建立113.3.1 一张A0的总装配的图纸123.3.2 两张A2图纸133.4本章小结14第四章鼓式制动器模型仿真分析154.1简化鼓式制动器模型154.2ANSYS瞬态分析194.3virtual.lab中的仿真分析204.4结果分析264.4.1 制动器摩擦系数对制动噪声的影响264.4.2 制动时转速对制动噪声的影响264.4.3 制动压力对制动噪声的影响274.5本章小结27第五章结论与廳285.1 本课题完成工作的总结295.2 臟29参考文献30致谢32III第一章引言 1.1课题的目的和要求随着汽车技术的不断进步，汽车每个方面性能都得到了非常大的提升，车辆 的行驶速度也在慢慢的提高，在车辆的高速行驶过程中，通常会产生较大的噪声， 尤其是在制动过程中，会产生高频尖叫噪声，影响乘员的驾车体验与身体健康， 同时还影响了制动器零件的使用寿命。因此，车辆制造商、摩擦材料生产厂家和 制动部件的供应商都迫切的需要对这方面进行相应的改进，各厂商在研发、维修 上都会耗费大量的资源，包括人力、物力、财力。通过对噪声产生机理的分析研 宄，以及鼓式制动器制动过程的实验和仿真，还有预测控制来抑制制动尖叫噪声 等措施，以达到在产品研发阶段进行噪声控制的目的。本设计希望针对鼓式制动 器进行PROE建模，在virtual.lab中进行分析，分析中通过改变制动噪声主要影响 因素的方法，得出制动器制动参数对制动噪声的影响。本次设计的目的是要求能够详细了解汽车制动噪声的原理及影响因素，重点 研宄鼓式制动器的主要参数变化及对制动振动的影响，应用virtual.lab软件仿真 出制动器参数变化对制动振动的影响，为建立制动振动预测模型提供数据基础。设计前期尽快了解和掌握相关的应用软件和分析工具。改变影响制动噪声的 主要影响因素，在virtual.lab中进行声学有限元分析，得出制动噪声主要影响因 素对制动噪声的影响。1.2近年来国内外研究现状关于高中功率汽车常用的鼓式制动器的嘯叫噪声研宄，80年代前后开始受 到普遍重视12。最近这些年，国外在制动噪声这方面都研宄了结构参数、摩擦 系数等方面。目前，大部分人都认为制动尖叫噪声是因为摩擦引起的自己震动引 起的，鼓式制动器尖叫噪声的振动机理可以用一个摩擦力反响耦合的单质点模型 来大体描述3，但最主要的诱因是制动鼓的复模态与摩擦力间的相互作用4。国外DELPHI公司的Alex Lee18等人对不同的制动噪声频率划分了一个范 围，并以此定义了不同的制动噪声。其中，产生10Hz和1000Hz-10KHz频率范围 内的制动噪声的原因是制动系统或者制动系统零件的固有问题，与车辆构造的相 互作用关系不大。引起10Hz-1000Hz制动噪声的因素一般是制动系统及其部件或 者车辆各部分间非常明显的相互作用。K. Brent1等人同样根据噪声的频率将盘式制动器噪声划分成了三部分： 10Hz1000Hz范围内为低频噪声1516、1KHz5KHz范围内为低频嘯叫、5KHz15 以上则为高频嘯叫。因为研宄对象比较复杂还有工程应用的需求，所以研宄制动 噪声时通常分为两类：其一是工程应用的研宄，主要是为了解决工程中的实际问 题。二是对于应用基础的研宄，目的是为了研宄制动尖叫噪声的产生机理。两类 问题相辅相成，共同解决制动噪声问题。20世纪50年代，英国学者Fosberry和Holubecki就对盘式制动器的制动 噪声问题进行了研宄，研宄发现，制动噪声的产生大多是因为摩擦系数的降低有 关，而摩擦片的摩擦特性与制动噪声的产生则没有必然联系22_23。后来的研宄中， Spurr设计了另一种实验仪器24，让制动片和刹车盘通过带状的方式接触并做 往复运动，接触部分的宽度不能大于3.175mm。通过实验发现制动噪声只在制动 盘与制动片接触的前段产生，而接触末端则会有明显的改善。蔡旭东的鼓式制动器噪声机理与对策研宄6中认为，根据以往制动器噪 声研宄的经验，在制动器液压制动作用的情况下，制动鼓、制动底板和制动蹄的 模态频率会有不同程度的提高，并在摩擦耦合的条件下诱发自激振动。李智健，刘洋的汽车鼓式制动器静态制动噪声主因分析13中得到的影 响因素有：（1)制动蹄片与制动鼓接触位置相对运动。（2)制动器回位弹簧、间隙 自调机构、手刹杠杆和驻车拉索等零部件的装配。（3)制动蹄片上的粉尘。（4) 高制动蹄片与制动鼓的粗糙度。蔡旭东的鼓式制动器噪声机理与对策研宄6中提到，随着制动油压的降 低，噪声发生率呈上升趋势。从而提示在较小的制动力矩下，该鼓式制动器更易 发生噪声。及在行车冷却条件(小于50C)和高温制动（大于200C)条件下，制 动噪声发生的频次较低。随着制动温度提高，噪声发生率呈下降趋势。占制动噪 声50%的噪声发生在正转制动01000 rpm及反转制动O1000 rpm范围内，提示噪声易发生在中、低速正反转制动的阶段。以上国内外的研宄经验为我们的课题研宄提供了宝贵的经验。1.3研究内容、设计方案的可行性分析和预期目标 1.3.1研究内容与技术路线 研究内容：利用PROE建立鼓式制动器部分结构模。鼓式制动器virtual.lab制动噪声仿真。利用virtual.lab对鼓式制动器模型进行仿真分析，得出制动器主要参 数变化对制动噪声的影响。技术路线：用PROE建立鼓式制动器的模型卜简化鼓式制动器模型导入ansys中 进行瞬态分析，定义材料属性，确定材料类型，通过查找资料确定杨氏模量和泊 松比。求出振动响应 将模型导入virtual. lab软件中进行瞬态有限元分析 求出声压修改ANSYS中瞬态分析参数，重复VL中的分析。1.3.2可行性分析与预期目标 可行性分析：翻阅书籍，文献，初步了解PROE、ANSYS、Virtual.lab的使用，基本的建模过程以及分析过程。计算机安装PROE、ANSYS、virtual.lab。(1) 通过与指导教师沟通熟悉设计大体思路，并向研宄生学习软件的使用。(2) 通过与相近课题的同学讨论，对完成课题有一定的帮助。(3) 后期软件的使用和分析过程有导师跟研宄生师姐的帮助，以及图书馆藏 书，软件应用书籍。预期目标：(1) 使用PROE建立鼓式制动器模型，将模型导入virtual.lab进行制动噪声的 仿真。(2) 利用ANSYS和virtual.lab仿真，得出制动噪声主要影响因素对振动噪 声的影响。(3) 二维图绘制。1.4本章小结本章主要介绍了设立本次课题的目的、要求、国内外研宄现状以及本次设计3所需要得到的成果、结论。了解鼓式制动器的结构、工作形式，确定设计流程， 大体方法，为以后课题的正式进行打下基础。5第二章制动噪声及相关软件的基本介绍 2.1制动噪声的基本介绍 2.1.1制动噪声的分类根据不同的频率，制动噪声分为：10Hz1000Hz范围内为低频噪声、1KHz 5KHz范围内为低频嘯叫、5KHz以上则为高频嘯叫。因为刹车片材料性质，一般 会产生高于5KHz的高频嘯叫，所以本章主要就研宄高频嘯叫。2. 1.2制动噪声产生机理因为制动噪声的产生正常情况下是由于制动器各零件的制造误差、结构参数 和摩擦片所用材料有关，根据以往的研宄结果，对制动噪声的产生原因需要从这 三个方面入手，根据先前分析得出的制动鼓跟制动蹄片，因为没有进行过工作， 所以在两者的接触面上没有制动粉尘，所以在静态制动时，制动蹄张开，摩擦片 与制动鼓接触，两者相互接触但不会产生相对滑动，所以不会产生噪声。在使用 一段时间后，接触面光滑，但接触件之间会夹杂一些制动粉尘，然后工作时，接 触面间的粉尘受到摩擦片和制动鼓的挤压，会产生相对滑动，同时产生振动，振 动产生噪声。有些文献中则提出制动尖叫是摩擦激发的系统动态失稳现象，自激振动是系 统失稳的原因1921。尖叫现象涉及整个制动器系统动态特征及接触表面局部动态 特征。2.1.3制动噪声的影响因素(1)摩擦副特性。摩擦片和制动盘/鼓组成的摩擦副是产生噪声的来源，不 同摩擦材料特性产生的振动激励不同，进而振动噪声的强弱也不同。（2)制动 器结构。制动器是噪声的主要传递路径，不同制动器结构设计可以抑制或放大来 自摩擦副的振动，对制动噪声强度有很大影响。（3)环境因素。不同的湿度， 灰尘等。（4)制动工况，高速、低速，制动力大小，前进，倒车等各种因素。2.1.4降低制动噪声的措施降低噪声措施方面主要有如下两点：（1)摩擦副材料方面，提高制动蹄片 与制动鼓的粗糙度。（2)改进制动器结构，制动底板上加质量快或在制动底板 的制动蹄支撑面上加阻尼垫等方法。2.2 PROE软件介绍2.2.1 PROE的产生2.2.2 PROE NX 是一款由ptc公司研发的综合了 CADCAECAM 功 能的三维参数化设计软件。PROE汇集了包括航空航天、汽车制造、交通及各种 机械设计的模块儿，因为其操作的相对简易性，在各行各业的产品设计、结构分 析、工程制图和模型仿真中都得到了广泛的应用，为其提供了一个数字化的工作平台。2.2.3 PROE的特点2.2.4 PROE最大的特点是数据库矢量化等技术的统一性，这些技术的统一性大大简 化了零件设计的复杂性，节省了设计的时间。PROE还可以做到复合模型的建立， 可以方便的添加凸台、凹槽、倒角等特征。还可以方便的将三维模型输出为二维 图纸并自动标注尺寸。同时，PROE NX的操作界面比较简洁、合理，同样减少了操 作人员的工作量，并能让使用者更快的熟悉操作。2.2.5 PROE的功能PROE的主要功能有草绘设计、实体设计、特征设计、装配设计、曲面设计、 复杂曲面设计、钣金件设计、工程图设计及模具设计，并可以进行数控加工。基 本涵盖了工程设计中所需要的功能。PROE还分成很多个模块，包括CAD模块、Mold Wizard模块等，其中（1)PROE/Gateway可以进行新部件的建立并进行工程图的绘 制，并且可以转换成不同软件支持的格式；（2) CAD模块则可以进行旋转体， 拉伸体的模型建立，并且可以直接将这些三维模型转换成二维图纸，并对二维图 进行剖视。零件模型建好后，还可以在PROE NX内进行模型的装配，并且在装配过 程中不需要考虑先后问题，只需约束好各零件的相对位置与尺寸关系，自由选择 装配步骤。（3)Mold Wizard模块作为一个比较只能化的模块，作用是为设计 的部分加工过程提供模具和模架，为设计的一些步骤提供的简便方法，易于操作。(4)分析模块，主要用于对模型的分析过程，例如受力分析、运动分析等，并 且可以进行数据的处理，并用不同的方式表达出来。拥有前处理和后处理的功能。2.3 Virtual.lab 软件介绍2.3.1 Virtual.lab 的产生Virtual.lab是由LMS公司开发的基于CATIA V5平台的集成仿真CAE平台，主 要包括声学、耐久性、多体动力学、振动、有限元前后处理、桌面和优化这几个 模块。Virtual. lab是主要为声振计算而研发的仿真软件，可以模拟声音从振动 产生到声音的传播再到人耳识别的过程。是一个基于SYSNOISE的一个全新的用于 声学分析的软件，可以应用于航空航天、地面行驶车辆等各行各业的声学分析。2.3.2 Virtual.lab的特点由于virtual. lab是基于CATIA V5的一款建模分析软件，所以它的建模过程 同样采用结构树形式，同时可以直接打开CATIA V5的CAD模型。可以在该软件中 直接建立实体零件、曲面的模型，并具备装配的功能。在有限元分析的前处理中， 具备详细、细致的网格划分功能，可以进行各式各样的网格划分。在有限元分析 后处理中则可以直接到处二维图，数据折线图，便于结果分析。2.3.3 Virtual.lab的主要分析功能 virtual.lab在声学分析模块中主要有：(1) 声学有限元，声学分析中最基本的方法，该模块是将所需计算的声场离 散为实体网格，所以该部分只能计算有限的空间。例如消声器的传递损失计算、 车内声场计算及进气管声场计算等。(2) 声学边界元，与声学有限元相比，该部分可计算的范围较大，不仅可以 计算封闭空间，还可以计算分封闭空间中的声场，该部分网格为面网格（二维网 格）而不是实体网格，以在面网格上积分的形式，得出声场分布。在一定条件下， 该部分可分别或者同时计算外声场与内声场。例如发动机福射噪声、车内噪声、 油阀盖的辐射噪声均可运用声学边界元的方法进行计算。(3) 耦合声学有限元，该部分是为了解决声场与结构之间的相互作用，声场 与结构之间的相互作用在大多数情况下是可以忽略的，而在一下特殊情况下则不 可忽略。该部分可以以声场、结构或两者兼具为激励。例如封闭金属盒子的耦合、 汽车内噪声耦合及考虑内饰材料的车内辐射声场。(4) 耦合声学边界元，该部分与耦合声学有限元类似，需要考虑流体和结构 之间的相互作用，耦合指的是边界元与结构有限元之间的耦合，因为边界元有直 第三章鼓式制动器模型的建立接边界元和间接边界元的区分，所以耦合边界元也同样分为这两类。例如金属盖 的透射声场与音响的福射声场计算。(5)瞬态有限元和瞬态边界元，需要定义随时间变化的加速度的边界条件， 主要应用实例为轮胎瞬态声学有限元。virtual.lab是专门为声学仿真计算研发的计算工具，可以计算由结构振动引 起或者声源引起亦或两者兼有的辐射声场的声学响应。可以建立封闭或者敞开的 模型，还可以定义均质流体或者多质流体。2.4 本章小结本章首先对制动噪声的产生机理和抑制方式进行了简要的阐述，点明了后续 设计中的大体研宄方向，在后续分析中需要注意的地方；然后介绍了 PROENX与 virtual.lab的主要功能、特点和及其适用的环境，工作。为后续的模型建立、噪 声分析及图纸的绘制提供的基础，方便后续工作的进行，加快设计进程。9第三章鼓式制动器模型的建立3.1 确定鼓式制动器型号本次设计过程选用JN150型黄河牌载重汽车的前鼓式制动器。3.2 鼓式制动器模型的建立3.2.1 制动鼓参数制动鼓材料为HT21-40 (JB297)，由于轮辋内经与制动鼓内经的相互位置关系，所以两者存在一个直径比：表3-1制动鼓直径与轮辋直径之比车辆类型制动鼓直径与轮辋直径之比乘用车0. 64-0. 74货车0.7-0.83根据设计手册标准，本次设计选用的制动鼓内经为4394。mm。制动鼓壁厚需要考虑刚度和强度的需要，增大制动鼓壁厚还能提高热容量， 而根据先前实验得知壁厚从11mm-20mm变动时制动鼓内表面温度变化并不大，根 据以往数据得知轿车制动鼓壁厚一般为7mm-12mm，而中、重型载货汽车则为 13mm-18mm，本次模型的制动鼓制动鼓壁厚为15mm，其它详细参数如图3-1:3.2.2 摩擦片参数前制动摩擦片材料选用石棉混合物Q/Q228-64。确定参数前，需了解一些技 术要求：（1)如果工件放在宽100公厘，半径210公厘的样板上的时候，两端 的实际量得的歪斜程度不能大于1公厘，工件跟样板之间的间隙不能超过0. 5 公厘，两者应该均匀贴合。（2)孔的位置尺寸，其弦长偏差不超过0.15公厘。 选取摩擦片宽度还应考虑到摩擦片的寿命与制造成本，宽度大一些，摩擦性能好， 寿命长，但制造成本高；窄一些则会磨损的稍微快一些。影响摩擦片使用寿命的 还有摩擦片包角，实验可知，当包角小于90或者大于100时，磨损程度急剧 增加，制动效能也相对较低，而小的包角会有利于散热，大的包角则只会导致制 动时稳定性降低而且容易发生自锁现象，所以一般情况下包角应小于120。同 时，摩擦片的摩擦面积与制动鼓的半径还有一定的关系：A=Rb0，其中0的单位 是弧度（rad)。该制动器的摩擦片b=100謹，0=53，起始角凡=20 。摩擦片摩擦系数的选定，要求有较高的热稳定性、摩擦系数以及在各种压力 下稳定工作的能力。而另外需要考虑到的是，摩擦系数高了之后耐磨性会降低各 类摩擦材料的稳定值约为0. 3-0. 6.本次取值为f=0. 15.3.2.3 用PROE建立鼓式制动器模型根据技术资料，先分别建立鼓式制动器各零件模型，最后进行装配。需要建 立的模型有：制动鼓、轮毂、紧固螺栓、制动底板、制动凸轮轴衬套、制动蹄 支销、制动蹄、制动摩擦片、平头半空心铆钉、制动蹄支销衬套、制动凸轮衬 垫、制动凸轮、制动蹄回位弹簧、开口销、制动臂、制动调整臂、制动调整臂调 整螺栓、以及六角螺母（细牙）、六角螺栓、弹簧垫圈、平垫圈和销轴。建模过 程中根据由大到小的过程逐步完善该鼓式制动器模型。以上模型由同组人员共同 完成。(1)制动鼓建模开始阶段，首先建立制动鼓模型。由于制动鼓大体上是一个回转体，所以该 模型采用旋转的方式建立。先使用PROE建模中的草图功能，绘制制动鼓回转面， 然后以坐标轴为旋转轴旋转出制动鼓的基本外形，然后在制动鼓底面打连接制动 鼓与轮毂的孔，孔直径为18.5mm，孔位置基准圆直径为335mm，再通过阵列的方 式，钻出其它九个孔。最后进行各直角边的倒斜角处理。如图3-2:图3-2制动鼓数据第三章鼓式制动器模型的建立(2)制动蹄建模先用草图功能将制动蹄轮廓线绘制出来，同时画出销孔，轮廓根据宽度进行 大致区分便于后面处理。通过“拉伸”功能，分别选中轮廓线之后，进行拉伸， 各部分拉伸相应的长度，得到制动蹄的基本外形。然后凹槽跟加强筋部分需要 通过拉伸求差的方式进行建模。在草图中绘制出凹槽部分轮廓，完成草图后拉伸 求差，然后通过镜像的方式建立另一面的凹槽部分。加强筋部分同过同样的方式 进行创建。下一步需要钻连接制动蹄与摩擦片的孔，首先需要找到钻孔的位置， 第一步是建立基准面，然后找基准面与曲面交线然后根据图纸上的尺寸，使用： “孔”命令打沉头孔，沉头孔的直径17毫米，深度6.5毫米，直径8.5毫米， 深度3.5毫米，其余孔通过镜像特征方式进行建立。最后需要对尖角部分进行倒 斜角、倒圆角处理。还需注意的是制动蹄与摩擦片铆接后用0. 3的厚薄规不得深 入25.3.2.4通过PROE对制动器模型进行装配先将制动鼓轮毂带轮毂总成、前制动蹄带摩擦片总成等小的局部总成进行装 配，最后将各小部分进行总的装配得到鼓式制动器整体模型。主要运用的约束关 系有同心、接触、中心，装配的过程中注意不要产生过度约束。新建一个装配文件，添加组件，通过约束，先将小零件装配成一个小的总成， 例如制动蹄带摩擦片总成，先将摩擦片通过接触和沉头孔同心的方式约束，再将 螺钉通过同心和接触约束装配到该零件上，保存，再新建将底板总成进行装配， 保存后将制动蹄带摩擦片总成装配到底板总成；制动鼓带轮毂总成通过接触和同 心过程进行装配，然后将前面制动蹄带摩擦片总成和底板总成装配成的装配图与 制动鼓带轮毂总成装配约束关系为摩擦片与制动鼓内壁接触，同心。3.3.1 张A0的总装配的图纸图3-5总装配图纸11第四章鼓式制动器模型仿真分析第三章鼓式制动器模型的建立3.3.2两张张A2图纸先打开轮毂模型，然后新建图纸，图号选择A1，建好后点击基本视图，放 置基本视图时可以选择不同视图。放置好后，单击剖面图，选择中心位置，然后 拉倒竖直下方，放置后即为剖面图，然后选择直径命令，选择要标注的尺寸，注 意尺寸线不要重合。添加标注，标出零件名，在空白处添加文字，标注加工要求， 其余粗糙度要求。同样的方式建立制动鼓工程图。133.4 本章小结本章在选定好鼓式制动器型号，确定制动器各部分材料参数之后；开始建立 制动器模型，根据从简到繁的准则，先建立大的零件：制动鼓、制动蹄、摩擦片、 制动鼓轮毂；然后是较小的零件：紧固螺栓、制动底板、制动凸轮轴衬套、制动 蹄支销等；下一步是对各个小的总成进行装配，再对各总成进行总的装配，得到 鼓式制动器完整模型。主要问题在于建模指令的熟悉与各约束条件的作用。之后 需要通过PROE NX作出制动器的二维图纸，此部分是将模型进行投影，得到鼓式制 动器的主视图，然后对主视图进行剖视，将内部结构显示出来，最后需要对该图 进行尺寸标注，最后得到需要的工程图。第四章鼓式制动器模型仿真分析4.1简化鼓式制动器模型因为噪声主要是由摩檫片跟制动鼓的相互摩檫震动产生的噪声，并考虑到在 分析软件中细小的边角和圆弧无法进行网格划分，所以需要对模型进行相应的简 化。根据噪声产生原因，与软件分析的影响因素，此后的分析中只留下的制动鼓， 制动蹄与摩檫片。过程如下：(1) 删除简化模型中制动鼓的倒角和孔，并通过修改草图的方式将特别小的 阶梯和圆弧删除。(2) 删除制动蹄上的沉头孔，并删除倒角，注意制动蹄筋板上的小倒角。(3) 删掉摩檫片上的沉头孔。(4) 打开总装配模型，去除制动鼓、制动蹄带摩檫片总成之外的部分，并删 除连接摩檫片和制动蹄之间的螺母和螺帽。最终得到简化模型，如果界面中显示基准面和约束的话，按ctrl+w，可以将 其隐藏。此外注意之前总装配图及完整模型的备份。得到简化模型如图4-1所示:图4-1简化模型4.2ANSYS瞬态分析在ANSYS中需算出制动器的振动响应，才能在VL中进行制动噪声的仿真。 ANSYS中的任务是模拟鼓式制动器具体工作情况，然后对其振动状态进行求解， 具体步骤如下：在ANSYS workbench 内添加瞬态分析模块【Transient Structural】。(1) 定义简化模型各部分材料、接触关系、划分网格。将简化模型导出为*. x_t格式文件，然后在workbench软件内打开瞬态学分 析模块。右键【Geometry】添加模型，双击【Engineeringdata】添加材料，各部分 材料属性参数为：表4-1摩擦片材，料属性制动器零件弹性模量(Pa)泊松比密度（kg/m3)摩檫片1.4e110. 237000摩檫片材料需要自己添加，命名【break pad】后定义密度、弹性模量跟泊 松比。然后将摩檫片材料与灰铸铁添加到材料库中。图4-3添加材料双击【model】，载入模型。载入模型后首先定义各部分材料，将制动鼓定 义为灰铸铁，摩檫片为【break pad】，制动蹄为结构钢；定义各部分之间的接 触关系，点击【Contacts】，全选后右键【Rename based on definition】重 新定义，然后将四个摩檫片与制动鼓之间的接触定义为【Frictional】摩檫，这 里可以定义摩檫系数，先初始定义摩檫系数为0.2。设置网格尺寸，右键【Mesh】 【Insert】【Sizing】，然后单击Element Size输入网格尺寸，然后右键【mesh】，左键【generate mesh】划分网格。制动鼓与制动蹄和摩擦片网格尺 寸可以分别定义，这里制动鼓定义为20mm，制动蹄与摩擦片为10mm，如图4-4 所示：0.00250.00500.00 (mm)125.00375.00图4-4划分网格(2) 定义转速。左键【Transient(A5)】，在【Environment】栏里选择惯 性【Inertial】，单机【Rotational Velocity】添加转速，几何结构选择制动 鼓，转速根据坐标轴添加，本模型是给Z轴方向添加50rad/s的转速，其余为零。定义制动力。左键【Transient(A5)】，在【Environment】栏里选择 【Loads】，然后选【Pressure】，在凸轮撑开制动蹄的面上施加5MPa的压力 【pressure】。两个面以同样的方式施加。定义约束，。左键【Transient(A5)】，在【Environment】栏里选择 【Supports】，选择【Cylindrical Support】，几何体选择一个制动蹄销控，添加【APPLY】，将【Tangential】项改为【Free】，其余不变，这样只保留该 圆柱面的旋转，约束其径向和轴向的位移，以同样方式施加另一个制动蹄和制动 鼓的约束。制动鼓选择底端安装轮毂的内圆面。(3) 最后一步求解。左键【Solution(A6)】，单击【Solve】计算，计算完 成后，单击【Solution】，然后选择【Deformation下的Total】，再单击【Solve】， 计算结果。计算完成后，单击【Solution(A6)】下的【Total Deformation】即可查看结果。以上为在ansys workbench内的应用。4.3 virtual.lab中的仿真分析VL中的应用为对基于ANSYS中的制动器的振动响应做噪声分析。在分析之 前需要，先建立声场，该步骤在ANSYS和VL中共同完成:将简化模型在【ANSYS workbench】中打开，随便添加一个模块，然后插入制动器简化模型，双击 【Geometry】进入模型设计，右键【part，bodies】，单击【Generate】，加载 模型，然后选择【Tools】下的【Enclosure】，然后选项中的【Cushion】项改 为【Uniform】，尺寸改为0.2，然后右键【Enclosure】，单击【Generate】生 成外包实体，单击【File】下的【Export】，将该部分保存为【STEP】格式文件; 然后在VL中打开该文件，进入CAD网格划分模块，单击【OCTREE Tetrahedron Mesh】，然后选中腔体，在弹出的对话框中将Size改为30mm点击应用，生成网 格后点击确定，完成网格划分，然后进入声学模块，选中该网格后，单击文件下 的【Import】，将声场网格导出为BDF格式，完成声学有限元网格的建立。以下 是VL中具体分析的操作步骤：(1) 导入鼓式制动器结构网格和瞬态加速度以及声学有限元网格。打开 virtual. lab，进入瞬态有限元模块，打开文件选项中的【import】，将格式改 为BDF，然后选中先前建立好的声场，导入。再将格式改为rst，将瞬态分析的 结果导入virtual.lab内，注意导入时只选【Finite Element Mesh】和【Transient Result Set】两项，单位设置为毫米、吨、秒。(2) 定义网格属性。将声场网格类型定义为为声学网格，制动器网格为结构 网格。单击窗口下的【Set Mesh Parts Type】，左边选中制动器后右边单击【Set as Structural】，左边选中声场网格后右边单击【Set as Acoustic】，如图 4-8。注意检查节点编号，单击【工具】栏下的【ID and Model Check】，如图 4-9，先单击【Check】检查，如果有错误的话，点击【Fix】进行修正，避免后 面分析冲突。再进行声学网格前处理，单击插入中的【Acoustic Mesh Preprocessing Set.】目标选中声场网格，然后确定。图4-8网格类型图4-9检查节点(3) 前处理。单击插入中的【Acoustic Mesh Preprocessing Set】目标选 中声场网格，然后确定。然后右键【Nodes and Elements】，单击菜单中的Update， 完成后即在【Nodes and Elements】结构树下生成了声场实体网格的包络网格。(4)定义流体材料，设置材料名称为AIR，设置速度为340m/s，密度为3图4-11赋予材料属性1.225kg/m，点击确定，再赋予流体单元属性，点击插入中的【New Acoustic Fluid Property】，选择声学有限元网格，材料选择之前定义的空气，确定。图4-10添加流体材料19(5)数据映射转移。单击菜单【Insert】 单击【Data Transfer Analysis Case】， ，然后选择【Other Analysis cases】， 弹出数据转移分析对话框。将【MeshMapping Set】选择【Create a New Mesh Mapping Set】，然后单击结构树上的【Transients Acceleration Set】。由于计算振动加速度的制动器结构网格 和声学边界元网格的单元节点不匹配，即单元尺寸、单元密度和节点坐标等都不 一致，在进行数据转移的时候，需要设定制动器结构网格和声学网格之间的对应 关系，这里的【Mesh Mapping Set】就是用于设置这种对应关系的。i H：1浼13|双击结构树上的【Source Set.1】，弹出新的对话框，用鼠标单击结构树 上【Nodes and Elements】下的制动器结构网格，单击【确定】按钮关闭对话框。 双击【Target Set.1】，弹出新的对话框，用鼠标单击结构树上的声学边界元网 格【Acoustic Envelope.1】，单击【确定】按钮关闭对话框，如图4-13,4-14 所示：双击Mapping Data.1 ，弹出如下图所示的对话框，这里设置【Algorithm】 为【Max Distance】，【Number of Nodes】输入框中输入 2，【Maximum Distance】 输入20mm，单击【Compute】按钮后，左边的列表框中列出了两个网格之间对应 关系的统计，单击【确定】按钮关闭对话框（如图4-15)，最后在【Data Transfer Solution Set. 1】上单击左键，再单击工具条中的计算按钮，开始计算。计算 完成后进入下一步。第四章鼓式制动器模型仿真分析图4-15对应节点(6)定义加速度边界条件。下面利用转移后的振动加速度定义一个振动边界 条件。单击菜单【Insert】一【Acoustic Boundary Conditions and Sources】 【Acoustic Boundary Condition and Source Set】，然后在弹出的对话框中 的Name输入框中输入【Transient Acceleration BC】，在【Data Type】下 拉列表框中选择【Time Data】，如图4-16所示，单击【确定】按钮关闭对话框。 在结构树上的【Acceleration BC Set】上单击鼠标右键，然后选择【Add an Acoustic Boundary Condition】，弹出定义振动边界条件对话框，如图4-17所 示，将【Physical Data Type】设置成【Panel Accelerations ， Mathematical Type】设置成【Vector】，单击【OK】按钮退出对话框。图4-16添加边界条件（1)图4-16添加边界条件（1)双击结构树Locations下的Faces，弹出新的对话框，然后选择结构树 【Nodes and Elements】下的声学有限元网格【Acoustic Envelope.1】，如图 4-18。单击【确定】按钮退出对话框。右键单击【Datasources】，选择【Add Solution Set of Data Feature】，弹出新的对话框，然后单击结构树上数据转移 计算【Data Transfer Solution Set.1】，如图4-19，单击【确定】按钮关闭对话 框。23图4-17添加边界条件（3)图4-18添加边界条件（4)最后在结构树上的【Load Case Assignment】上双击左键，然后选择 【GENERATE Analysis Load Conditions from Data Source Load Conditions (Automatic)】，单击【确定】按钮退出对话框，完成加速度边界条件第四章鼓式制动器模型仿真分析的定义。(4) 声场分布计算。单击菜单【Insert】【FEM Analysis Cases】【Acoustic Response Analysis Case】，在如图4-19所示的的对话框中，将Boundary Condition Set设置成Use an Existing One，然后选择结构树上的【Transient Acceleration BC】，然后单击【确定】按钮关闭对话框。双击结构树上的Acoustic Response Solution Set. 1，弹出求解参数对话框，在 Result Specifications 页 中将 Edit Frequency Range 选择为 From Boundary Conditions，如图 4-20， 单击【确定】关闭对话框，最后在节后树上的Acoustic Response Solution Set. 1 上单击鼠标右键，然后选择【Update】开始计算。图4-19声场计算（1)(5) 查看结果。右键 Acoustic Response Solution Set. 1，单击 Generate Image，选择 Pressure Amplitude dB (RMS)，单击【确定】，如图 4-21，查看 声场上声压频率的分布及其大小。双击Pressure Amplitude dB (RMS) .1可查 看制动过程中不同时间下声压频率。图4-21查看结果(9)输出声压二维图，查看制动过程中各个节点的声压频率，部分如图4-22 至丨J 4-25所示。J DS0# 約 k? fP_#J= 1鉍囹+砀呔叹石fflSH囹E3 :堅 1 ：i1通% S SJ癀LMSVirtual.LabUse desired options to modify the image_!图4-23声压分布图（2)P 3IH .=l,? fp e s,- h a ! a e a 耷 l .LMS Vuluil.LabUse de&ired options tnnodtfy the nnoge_!Mj.琢MS图4-24声压分布图（3)以及下面的（4）25第四章 鼓式制动器模型仿真分析(10)在ANSYS中分别改变制动鼓转速、摩擦系数、制动压力、制动时间及 各制动器部分材料，在ANSYS中计算完振动响应后重复VL中的步骤，得到不同 条件下制动噪声的大小，通过观察这些结果，得出本课题结论。4.4结果分析4.4.1制动器摩擦系数对噪声的影响该部分是在制动压力为5Mpa，转速为50rad/s的基础条件下通过修改摩擦 系数，然后分别对各种工况进行瞬态分析，再导入VL中进行仿真分析，得出噪 声值。通过折线图图4-22可知，在摩擦系数为.0. 1和0.3的状态下噪声值相同， 而在摩擦系数为0.5时，制动噪声会明显下降，可知，总体上摩擦系数升高会降低振动噪声。不同摩擦系数下的噪声值_d 150time/su=0.1u=0.2u=0.3u=0.5图4-22不同摩擦系数下的噪声值 4.4.2制动时转速对制动噪声的影响该部分是在制动压力为5Mpa，摩擦系数为0.2的基础条件下，通过修改转 速得到不同的噪声值，各转速下的噪声值如图4-23所示，而各转速下各时间段 的噪声值，所以可知转速对制动噪声基本无影响。294.4.3制动压力对制动噪声的影响该部分是在转速为50rad/s，摩擦系数为0. 2的基础条件下，分别计算5Mpa、 10Mpa、20Mpa、50Mpa制动压力下的噪声值，得到数值如图4-24所示。通过各 制动压力下噪声值可知，在制动压力升高时，噪声值会下降，尤其在提高到50Mpa 时，制动压力明显下降。4.4.4制动时间对噪声的影响该部分是在制动时间为2s，分别计算1s和1