优秀CAE课程设计报告(老师评价很高哦)

1、制动鼓简化模型的有限元分析1. 分析任务：対图八所示的制动鼓的简化模型进行有限元分析。采用二维轴对称单元，计算在图示的两种载荷单独作用下及在组合载荷 作川卜-的结构的应力，变形与安全系数。采用三维实体单元建模，计算在图示的两种载荷单独作用下及在组合载 荷作用下的结构的应力，变形少安全系数。采川三维实体单元计算制动鼓的前十阶a由模态。对二维制动鼓简化模型进行参数化研究及目标驱动的优化设计。2. 分析所需数据：制动鼓简化模型的形状和尺寸如图八、九所示；制动鼓所用材料为灰口铸铁，弹性模屋为160gpa,泊松比为0.27,密度为6.81g/cm 3；大小为6.9mpa的均布载荷作用在长为130mm的制

2、动鼓内壁上；制动鼓绕其 轴线以60rad/sec的角速度旋转；制动鼓通过螺栓与轮毂和车轮相连。螺栓中心的位置如图所示。3. 完成该分析应掌握的cae技术：二维轴对称模型的构造方法；建模时线和而的生成（用草图生成而和用边生成而的区别） 单元尺寸控制（relevance和element size两种方法）;网格控制功能（不同的划分网格方法，牛成四面体和六面体等）局部朋标的建立与局部网格细化的方法；约束的简化与施加（固定约束，无摩擦约束，圆柱面约束）载荷的施加；轴承载荷的特点（实现指定方向施加载荷）惯性力的施加；三维实体建模时印记血的生成；切片的功能；收敛性的功能；白由模态分析；dx中的参数化研究及

3、h标驱动的优化；m.查看有限元模型中的明细资料（fe model）；结果出图，多窗口对比分析；4. 分析计算说明m内容的基本要求：对分析任务的描述；列出分析所需数据；绘出制动鼓的实体模型和网格模型；绘出能反映制动鼓简化模型的边界条件的图形；两种载荷单独作用及组介载荷作用下制动鼓简化模型的变形、应力和安全系 数的分析结果，并提供位移、应力和安全系数云图；收敛性结果的分析；绘出制动鼓三维简化模型的笫八阶和第十阶口由模态；参数化研究与目标驱动的优化结果与分析；在分析屮遇到的关键问题（在实体建模、网格剖分、边界条件施加、结果设 置、参数化研究与优化等各个步骤中出现的）及解决的办法；通过文献检索和阅读，

4、针对制动鼓实际结构边界条件的合理设置和有限元模 型的分析方案进行总结：课程设计总结和心得体会。5. 分析计算说明书的格式要求：分析报告采用a4打印，正文用5号字体；课程设计说明书封面及内页参照学院规定的统一格式；brake dnnn model图八制动鼓简化模型的儿何形状angular velocityi.r3.216l - 一+-413_aaaa一 4raa一 b127a ah46 rpreoq aunssojdo213222图九制动鼓简化模型的儿何尺寸实际意义探讨对制动系的设计要求主要有以下各项3： (1)应具有足够的制动力，工作可靠。-般在水 平t燥的沥青，混凝土路面上以初速度30km/

5、h制动时，制动距离应保证：对轻型载货车不 人于7m,屮型载货汽车不人于8m,重型载货汽车不人于12m。停车制动的坡度：对于轻 型货车不小于25%,中型货车不小于20%； (2)操纵应轻便。操纵制动系所需的力不应过 大,对重型载货汽车，这点极为重耍。一般耍实施于踏板上的力不大于20()300n；紧急制 动时，不超过700no施于手制动杠上的力不人于25()350n； (3)制动稳定。前示轴上 的制动力分配应合理，左右车轮上的制动力应相等；以免汽车在制动时发生侧滑和跑偏；(4) 制动应平稳。制动时，制动力的增加应迅速，平稳。解除制动时，制动作用应迅速消除：(5) 避免自行制动。在车轮跳动或汽车转向

6、时，不应引起自行制动；(6)散热性好，摩擦片的 抗热衰退能力要高，辭损后的间隙应调整，并且能防水，防油、防尘等。(7)工作可靠性。 制动系各部分工作应可靠，即使在系统的某些部分失效时也不至于完全丧失制动能力。为此, 制动系小应有必要的安全设备和报警装置。(8)公害程度，要求制动时制动系本少和轮胎 的噪声尽町能小，并力求减小飞散在空气中的有害于大体的石棉纤维。(9)有良好的冷态 制动效能，能产生足够的制动力，使汽车的行车制动，应急制动和驻车制动性能符合强制性 标准的要求。载荷及约束2.1载荷丿施加于冇限元模型上的载荷是否合理、准确关系到整个模型的质量, 所以对模型的载荷条件分析犹为仲要。结构载荷

7、可以是节点力(直接作用于节点上)，或者是单 元边界或面上的压力（运算中它也将转换为节点力）。一个节点力有6个值,分別为3个方向的 力及3个方向的力矩。通过对制动蹄板受力分析，结合实际工作情况，对载荷和约束作适当的 处理，确定施加于第二蹄有限元模型的载荷有:笫一,來白顶杆的力;第二，分泵活塞的推力;笫 三，摩擦衬片传递来自制动鼓与摩擦片之间呈正弦分布的切向摩擦力。2.2约束有限元模型的约束,与实际结构及工况紧密相关，但又不同丁实际惜况。对于制动蹄 板，首先，蹄板上部可以绕支承座转动,很明显蹄板上与支承座接触的半圆柱血上的节点 在两者之间巨人的压力作用卜:只能绕支承朋转动，节点在圆柱面法向上是不能

8、移动的。 所以施加时，对于半圆柱而建立局部圆柱坐标系统roz1,半圆柱而上的节点在r方向上 位移为零。其次，在工作状态下，蹄板与制动鼓接触的圆柱面上的节点也一样地在两者z 间的法向压力作用下，只能是绕蹄板中心0的转动，在法向方向上是不能移动的制动器最大制动力短应合理的确定前，后制动器的制动力矩，以保证汽车冇良好的制动效 能和稳定性。最大制动力是在汽车附着质量被完全利用的条件下获得的，这吋制动力为地 面作用于车轮的法向力1z,2z成正比。由式（2.8）可知，双轴汽车前，后车轮附着力同时被充分利用或前，后同吋抱死时的制动力z比为12ffff= 12zz=21 gglhlh（p（p+-oqp同步附着

9、系数;式（2.16） 式中1l,2l汽年质心离前，后轴距离;制动鼓失效机理的探讨 制动时刹年片对制动鼓的径向压力在制动鼓內 产生周向的拉应 力，同时刹车片与制动鼓之间沿周 向产生巨人的相对滑动摩擦力在其表层造成拉应 力， 这两个应力是造成轴向裂纹并扩展的重要因素.当它们叠加的结果超过该条件下材质的强 度吋便会 产生裂纹并扩展.裂纹方向是沿着l周向拉应力相 垂直的轴向，在拉应力作用 下向内部扩展加深。另 夕卜，表面裂纹的萌生与扩展还与受热及热疲劳因素 有关，当刹车 片与制动鼓产牛动摩擦时，巨人的摩擦功转变为热能被制动鼓表面吸收，制动鼓内表层温 度便迅速升高，据文献1 报道表而温度最高可达9 0

10、0 °c以上.图2屮的氧化现象也 证明了这一点，因 此制动鼓表面在频繁的制动屮反复受高温的作用。温度的急剧升高使 材质的强度大幅度下降，从而促 进裂纹的萌生打扩展，同时便表层局部材质因膨胀受阻而 产生压缩塑性变形，而因材质的导热使热量迅速散失后，表层材质因温度的降低而收缩, 造成残余拉应力，如此反复在表面产牛裂纹并进一步扩展， 即形成热疲劳裂纹,此 种裂纹是无定向的龟裂纹，开始时比较细而浅，但这是造成制动鼓表面裂纹的 又一裂纹 源，那些处于轴向受上述周向拉伸应力状态的热疲劳裂纹更快地扩展形成轴向粗大的裂 纹，这是翩动鼓表面开裂失效的主要机理。另外因摩擦 产生的高温还因对基体的氧化作

11、用而促进裂纹的扩 展，高温作用还使制动鼓材质的强度和硬度人幅度 降低 受刹车片的 强烈摩擦时而造成严重热磨损，这 是其失效的乂一机制 普通ht 2 0 0材质制动鼓的 强度和硬度均较低，经检测分别为：1 8 5mpa和1 9 3 ii b-显微组织粗大（图3）, 由粗大的片状石墨、片状珠光体及磷共晶所组成。粗大石墨自身及其与基体的结合强度 低而成为主要的裂纹源和裂纹传播途径;粗人的珠光体强度低而抵抗裂纹的萌主和扩展 能力羌、硬度低而耐擁性差，从而造成制动鼓过早地失效，尤其在频繁制动和较人制动载 荷fo为此 必须细化和强化制动鼓纽织以提高力学性能，增强 对裂纹的抗力及提高耐磨性。而从热疲劳性来看

12、.由文献2 给出的评价热疲劳性能的热疲劳系数：r=。 6ae ( 1 )其中，导热系数一膨胀系数，e o o弹性模量一、 8平均温度卜的抗拉强度和伸长率可知尽管随石墨尺寸的减小；导热系数降低, 弹性 模量e升高，而膨胀系数a变化不人一，对热疲劳 抗力不利(r下降)，但从球 墨铸诙热疲劳性能远比灰铸铁高的结果,可知细化石墨提高灰铁强度和塑性8对 耐热疲劳性r是有利的。另一方面，同 吋还应考虑到，由于制动鼓在工作中因摩擦产生大 量的热量t g g，须尽快传导岀去，而灰铸铁中的石黑尺寸和形态对其导热性至关重要, 文献5指出灰铁 的热扩散系数与石墨长度具有近似线性的正比关 系，认为长的a形 石墨对制动

13、鼓的耐热性有利。由 此可见要提高制动鼓的性能，主要还应从细化和强 化基 体以提高其强度和硬度着手，而石墨组织则不宜过于细化以免降低其导热性3计算结果分析以下而的制动器为例进行计算:制动鼓的内径为250mm,摩擦衬片与制动鼓的初始间隙为 1mm,摩擦系数为014o作用在两个制动蹄上的促动力为50kn,制动鼓逆时针转动。311制 动器的变笫一载荷步下计算出的径向变形结果如图2(a)所示,此即施加了促动力后，但鼓还未发生转动 惜况下的径向变形图。图2(b)为制动鼓转动示制动器的径向变形图。通过对计算结果分析, 可以发现，在没转动的情况下，两制动蹄的变形相同，径向最大变形为01554mm,发生在施加促

14、 动力的一端,制动鼓的变形也左右对称。由于制动蹄的张开使制动鼓有变扁的趋势，当鼓转动 后，领蹄的径向变形明显大于从蹄的径向变形,而且发牛最大变形的部位有所不同:在领蹄上, 中间部位变形较大，约为11732mm;而从蹄上，最人变形发生在中心偏向丿施加促动力的一端，约 为11033mm;转动后摩擦衬片上的最人径向变形由01664mm变大为11727mm,发牛在与领蹄 最大变形相对应的位置上，这是由于制动鼓的转动使制动鼓内表面与制动衬片摩擦引摩擦衬片的压力分布制动鼓未转动前，摩擦衬片上的压力分布如图3(a)所示。这里只研究 一个横截面，因为接触压力在衬片长度方向几乎呈均匀分布。转动后，摩擦片上的压力

15、分布如 图3(b)所示。可以发现,蹄的变形对摩擦衬片的压力分布影响很大，蹄片变形大的地方，衬片上 的压力也较人。在持续制动期间,对于何一个摩擦衬片來说，相对制动鼓内表而都有相对滑动 趋势。领蹄上摩擦片的最大压力是9l98mpa釣为转动前414mpa的2倍。从蹄上摩擦片的 压力略有减小，最大压力山转动前的414mpa降到4mpa左右。比较领从蹄，在稳定制动期间, 领蹄上摩擦片单位面积的压力约为从蹄上的23倍制动鼓转动前后制动蹄的等效应力分布分别如图4(a)和(b)所示。转动前，两蹄的应力分布相 同，最大应力为6717mpa傑中在施加促动力的一端;转动后倾蹄上的最大应力为203mpa傑 中在与支承

16、座相连的一端,从蹄上的最大应力为66mpa,集中在丿施加促动力的一端。制动引起的振动根据其发生机理可分为三类2:低频抖动、屮频颤动和高频啸叫。其屮低 频抖动的频率通常在10-50hz的范围内，与车速呈一定的阶次关系，主要是山制动力矩波动引 起的低频强迫振动。屮频颤振的发牛:频率为loo-looohz,是由制动盘和摩擦块农面间的摩擦 特性引起。高频啸叫通过空气传播，频率一般在1000hz以上，与制动系统元件的模态以及表 面辐射系数有关。制动引起的振动往往会恶化汽车的制动平稳性，对乘员的乘坐舒适性也会 造成彫响，并且会加人驾驶员谋操作的可能，同时这种振动还会降低相关零件的寿命严重时 还会造成承载零

17、件的早期破损,从而影响到行车的安全性能低频抖动低频抖动h,2,7j的研究报道最早出现在上世纪80年代，目前对制动抖动现象多是从制动压力和制动力矩的波动着手分析。形成制动压力和制动力矩波动的主要影响因素 是:制动盘的厚薄差、端而跳动和摩擦系数的变化。旋转件不平衡和轴承间隙过人等原因对 制动抖动也冇一定的影响,但这些不是主要的原因，并r这类影响因索也很容易发现并消除。 1.2中频颤振对中频颤振3,4的研究也有几十年的历史了，无论理论上还是试验分析上,制动颤振的研究都有了很多的成果，但是却没有有效地解决这个问题。最终対颤振的原因分 析归结为:模态耦合理论和摩擦力2速度负斜率关系。前者认为制动过程屮系

18、统模态发牛耦 合是诱因，而示者从数学模型的角度分析，认为摩擦力2速度的负斜率给系统提供了负阻尼, 使系统处于不稳定状态，导致系统的振动越来越大，从而形成颤振。（当摩擦力2相对滑动速度 的负斜率大于系统的阻尼时，摩擦力将对摩擦系统作正功从而引起系统的日激振动高频啸叫 对于高频啸叫的研究始于上世纪三十年代，其机理解释nj大致分为两类: 自激振动和“热点”理论。h激振动2最初的研究是从研究摩擦副木身的摩擦特性入手的。 该理论认为摩擦特性是引起制动噪声的根本原因。因为摩擦系数冇两个特征:静摩擦系数人 于动摩擦系数和摩擦系数在定区间随相对滑动速度的增大而减小。前者可能导致系统出现 粘滑现象，后者会导致系

19、统的负阻尼效应，当系统本身的阳尼不太大时，系统振动可能发散，引 起制动噪声。但是后来的实践表明这种片面的分析方法远远不能解决制动器的振动噪声问 题。随后,millner证明了无论是鼓式制动器还是盘式制动器，当摩擦系数u为常数时，制动噪声 仍可能发生。所以后期很多通过有限冗来分析这种制动过程时，通常假设卩为常数。从&）年 代中期开始从结构上研究制动振动的发生机理。最初是对单个的零部件进行模态分析研究, 结果发现振动噪声发生的频率往往并不是系统中某一单一部件的固有频率。后來通过实验验 证,高频啸叫的分析研究应该从整个系统的振动特性考虑。“热点”理论2这个理论认为制动 盘表面在制动过程中产生

20、热点导致振动噪声。但是相关的研究还不完善，利用该理论，无论是 用解析模型还是有限元模型对实际制动器热点的仿真，效果都不理想。所以也就没有利用此 理论解决实际问题的相关报道“热点”理论2这个理论认为制动盘表面在制动过程中产牛热点导致振动噪声。但是相关的 研究还不完善，利用该理论，无论是川解析模型还是冇限元模型对实际制动器热点的仿真，效 果都不理想。所以也就没有利用此理论解决实际问题的相关报道机理分析 从上面对制动引起的低频抖动和中频颤振的机理分析可以看出，引起系统的 振动一定冇振源,传递振动能最的路径，最后表现为系统的振动。低频抖动2是制动力矩的波 动作为振动源，对周围环境进行激励,当激励频率和

21、传递路径匕某了系统固冇频率重合或接近 时，形成系统的共振。低频抖动发生在一定的车速范围内，当年轮转动一周，由于制动器本身的 结构因素（如盘式制动器的力矩波动是山于制动盘的厚薄差等原因）引起制动力矩的变化。而 中频颤振3主要是因为摩擦特性的变化引起制动器内部的摩擦振动，并通过周围环境形成系 统的振动。且不论是制动力矩的波动还是摩擦力的周期性变化（实质是温度、力矩变化等引 起的摩擦系数的变化）都是发生在制动系统内部，与制动器的结构以及摩擦材料的特性冇关。所以町以确定 在振动的传递途径屮，制动器是振源,应该从制动器内部各参数的变化屮考察是什么原因引起 制动器的振动。在对盘式和鼓式制动器的结构分析过程

22、屮，也形成了一些结论。盘式制动器 主要是由于制动盘的厚薄差，端面跳动等。厚薄差直接影响到制动力矩的变化，端面跳动则会 在一定的行驶里程z后转化为厚薄差。在鼓式制动器方面，也有很多的研究。在鼓式制动器 噪声机理及对策研究8文中，通过对制动器的主要部件2制动鼓、制动蹄以及制动底板的 有限元分析及模态分析,证实制动噪声与三者之间的相互作川有着密切的关系。而在鼓式制 动器制动尖叫的机理及其预防5文屮，也得岀制动蹄的切向振动是主要的激振源。尽管分 析的原因多种多样，但是始终是围绕制动器的结构因索展开的讨论。针对具体的振动问题，还 有待于试验的进一步验证，明确振动产生的原因。2.2传递途径分析 在共振问题

23、的处理 方面，传递路径的分析是一个很实用的解决问题的方式。可以通过优化传递路径上的系统结 构的参数來衰减振动。传递路径的分析主要是在频域进行的，通过再现共振现象，在可能的传 递路径上布置测点测量相应的加速度信号，对这些信号进行传递函数分析，并进行信号z间的 相关分析。通过传递路径分析,可以确定在共振现象中各结构的振动特性，从而明确主要的振 动传递路径。传递路径分析1012 般要通过整车试验再现共振现象。本文由制动引起的 共振，最后引起了仪表盘的共振，所以测点的选择可在制动器子系统到仪表盘之间的子系统中 考虑。通过测点信号的相关分析町大致判断振动初步的传递路径。通过整车试验再现振动现 彖，采集各

24、相关系统的加速度信号，对这些加速度信号进行传递函数分析和相关分析,获得各 信号的频率特性和信号z间的相干特性。对各结构的振动特性冇了初步认识以后，还盂要通 过台架试验进一步分析。因为整车试验受道路、天气及人为因素筹多种条件限制，同时制动 压力和制动起始温度也难以准确控制。所以一般在整车试验之后需要进行台架试验11來深 入研究。通过台架试验可以考察制动压力、制动器的温度等对共振的影响，还可以详细考察 产生共振的机理。当实际解决振源问题不容易实现或考虑成木因素时,通过传递路径的分析 可以实现一个短期的解决方法。根据以上的理论及试验结果分析，找出动传递的主要路径，从 另一方而来考虑对应措施结论冃的只

25、有一个就是接近真实！不可能整个地分布有压力。通过对以上领、从蹄鼓式制动器的分析,可以得岀如下结论:al由于鼓的转动产生的自增效应, 领蹄上的压力约为从蹄上压力的23倍。bl在每个摩擦片的宽度方向上，压力近似均匀分 布。cl制动过程屮,领蹄上靠近支座端承受较大的弯矩，应力较大。dl通过有限元计算的制动 力矩，抛开了传统的基于制动鼓和制动蹄是完全刚性的假设，仿真结果更接近于真实悄况。参考文献鼓式制动器的有限元分析刘立刚王学林（华中科技大学机械工程学院湖北武汉 430074）摘耍:建立了鼓式制动器的有限元模型，把制动蹄、制动鼓和摩擦衬片作为一个整体进行有 限元分析,所建立的模型考虑了制动鼓和摩擦衬片间的滑动，较真实的模拟了制动的工作过 程。利用ansys软件预测了摩擦衬片分布式布置制动器上衬片的压力分布、制动扭矩、制 动器的应力分布以及制动器的变形。抑制制动器