翻译数值分析报告汽车盘式制动器尖叫

word摘要综述：使用数值方法和分析程序在研究汽车盘式制动器刹车高频噪音方面。现在的汽车行业主要应用两个方法：复杂特征值分析和瞬态分析。这两种方法的优缺点都正在进一步实践阶段。这项审查可以帮助分析选择正确的方法和决定开发方法的新领域。在盘式制动器高频噪音建模分析方面指出了一些突出问题，并且提出了新的研究课题。结果发现，复杂的特征值分析仍然是汽车产业中普遍赞成的方法，而瞬态分析也已经被越来越多的普与。关键词：汽车盘式制动器，摩擦，接触，振动，高频噪音，建模，数值方法，有限元法，复杂的特征值分析，瞬态分析。数值分析汽车盘式制动器噪音1 引言 汽车盘式制动器噪音问题，由于其巨大的复杂性，多年来一直是许多工程师和研究人员的一个具有挑战性的问题。由于近年来已经取得许多研究进展和突破，所以刹车噪音已经降低了许多。但是，制动器制动高频噪音仍然经常发生。因此，仍有许多问题有待解决。CAE模拟分析方法在解释刹车噪音机制方面起了重要作用。它也可以用于解释和测试结果，为前期DOE实验设计做准备，模拟结构调整和开拓创新的观念。但是该方法目前仍在开展中。其中有些环节已经完全成熟，还有些环节目前正在完善中。现在是到了检验现有方法的时候了。 大量关于汽车盘式制动器噪音的著作。在过去30年提供了一个全面的信息资源。然而，并没有任何著作是关于盘式制动器噪音数值分析工作方面的。最近比拟全面的相关论文(Kinkaid 等, 2003) 只有略微的涉与盘式制动器的有限元模型。因此，该论文旨在填补这一明显的空白和补充现有著作。 根据噪音产生机理，刹车噪音可分为三类。第一类是蠕变噪音，它是由摩擦材料和转子外表之间的滑运动造成的(Abdelhamid, 1995;Brecht 等, 1997)。蠕变噪音发生在车速接近零的时候。第二类的噪声通常被称为热抖动或隆隆声，这是由于循环制动力矩在转子外表定期作用的特点造成的结果(Abdelhamid, 1997; Swartzfager 和 Seingo, 1998; Kubota 等, 1998)。这一类型噪声的显着特点是其频率受转子旋转速度快慢的影响。第三种噪音类型的特点是：发生在垫滑动界面一个主导的高频率，相对独立的转速出现在平面或平面外的柔性转子模式。此类噪音通常称为高频噪音。此类噪音的显性频率超过1千赫兹第一平面转子频率以外的。这些都只是作为盘式制动器高频噪音的描述，而不是一个定义，因为现在还没有普遍承受的明确的高频噪音的定义。 高频噪音一直是过去研究制动噪音的主要议题，是这项研究的焦点。对刹车噪音已进展了各种实验和分析方法。实验方法的缺点主要是昂贵的硬件本钱和重复设计周转时间长。时常出现对于特定类型的刹车或对特定类型车辆的研究成果不能应用于其他类型的刹车或车辆。还有就是关于硬件的可行性限制。一个不稳定的设想通常是找不到实验的。不幸的是，设计生产只能是轻微的稳定。另一方面，分析和数值模拟可以模拟在正确使用状况下，不同结构、物质组成、一种盘式制动器或不同种类制动器甚至不同车辆的操作条件。有了这些方法，噪声改善措施可以在原型车完成和测试之前被理论性的排查。理论研究结果还可以为实验装置提供指导意见以帮助解释实验结果。作者的意图是提供盘式制动器刹车噪音CAE仿真分析，这样一个先进的根底设施。作者认为该理论方法和实验方法同样重要。两者都是需要捕获根本物理特性，最终开发商业代码以补充和局部取代昂贵、费时的实验研究。这些方法仍是了解刹车噪音，并实现对噪音预测所不可缺少的工具。 模拟和分析方法可分为两大类：频域的复杂特征值分析和时域的暂态分析。通过FFT瞬态结果可以转换到频域。制动模式的多自由度、无限多的自由度是作者感兴趣的方面。一个由小数目自由度组成的模型集总参数模型将不会在这个X畴之内。这些在这里发表的论文以前都已在公共领域发表过了除了Yuan, 1997)。这些排除内部报告和私人通讯。这篇评论已经尽了最大的努力，但还是不能把所有的问题都阐述详尽。 刹车噪音是由于摩擦振动引起的，这方面奥登和马丁斯1985以与易卜拉欣1994都做了全面的阐述。最近又由阿卡伊2002年对摩擦产生的声音和一般噪声发表了相关文章。 这篇论文包括五个主要局部：导言、复特征值分析、瞬态分析、突出问题和结论。还有一个关于论文中引用的符号意义的参考附录。2 复杂的特征值分析 复杂特征值的方法指在寻求结果，而不是如何解释结构模型。该模型可以通过分析方法或假定的方式方法和有限元法推导出。在模型中肯定有一个摩擦方法作为一个非保守力量称为一声响机制。North (1976), Crolla 和 Lang (1991),Nishiwaki (1990), Yang 和 Gibson (1997) and Kinkaid 等 (2003都有关于该噪音机制的阐述。 早期关于不稳定方面分析的大局部实验都用手衍生方程、质量弹簧来代表一个真正的结构模型进展的。从这种在研究初期简单的模式中取得的经验大大提高了对摩擦机制引起的噪音和振动的认识。对于更复杂的质量弹簧模型的分析Jarvis 和 Mills (19631964), Earles 和Lee (1976),North (1976), Millner (1978)和许多其他人都指出：即使在摩擦系数为常数，模型也可以是不稳定的，如果两个摩擦力的自由度在一起。大量稳定的有限元分析线性化刹车系统也证实，由于受摩擦影响，两种模式凝聚会出现不稳定。 制动组件是无限的自由度的连续媒介。由于这些组件是复杂的几何形状，有限元法是最适当的方法。在刹车组件中，转子是唯一采用常规几何形状的组件。一个实心转子具有循环对称数等于顶帽节安装孔数。一个排气转子也非常接近具有循环对称的多自由度。这些实心转子和排气转子拥有非常接近的频率同一轴上对称的双转子具有一样频率。 Chan et 等 (1994) 认为制动盘应该是一种薄环板，以此作为一个组件模式。线性分析总结转子横向振动。这种方法也被莫特斯黑德和他的同事沿用(Mottersheadet 等, 1997; Ouyang 等, 1998)。赫尔滕1999年和弗林特2000年在转子梁模型中使用假设模型的方法。 在Chowdhary 等. (2001)的工作中，个人刹车组件盘片都建模为薄板的蓝本解决了它们的特点和各自的模态。然后，这些耦合在一起的接触界面和运动方程是通过拉格朗日方法推导的。Chakraborty 等(2002) 也用了光盘薄板模型。他们介绍三维的非线性弹簧垫。Von Wagner 等 (2003) 进一步明确极限频率周期与光盘的震动非常接近，该振动的线性不稳定可以通过一个复杂的特征值分析解决。 Wauver 和Heilig (2003)认为接触点摩擦升温发生在刹车盘归并弹簧群众和光盘1个旋转环之间。 Chakraborty 等2002) 和 Von Wagner等 (2003), Galerkin的方法是用于区分运动方程。 认识到了光盘平面模式的重要性，Tzou 等(1998)用Ritz的方法推导出了一组任意厚度的三维解析度的弹性动力学。他们的结论：在平面光盘的上负荷会伴随平面模式共振，预计将产生一个外飞振动机制。Tseng 和 Wickert (1998) 获得了在用于平面应力旋转盘和光盘的运动方程的分析方法。那个面内剪应力由于摩擦作为跟随力分布加载在一个光盘上，而不是摩擦本身作为随从力。 陀螺和向心力共同影响使光盘在更高的速度旋转。光盘在汽车行业中的转子作为根本机械要素已经被广泛应用于机械工业、如木材锯、电脑磁盘、涡轮光盘等。 Mottershead (1998)已经对光盘振动进展了具体阐述。 由于假定的方式方法通常适用于一种模式，即一种分析解决一种方案封闭形式或近似。它不是一样广泛使用的有限元方法。但它值得在测试一声响机制的地方使用，例如赫尔滕和弗林特1999年在此根底上纳入了一些特殊功能，例如移动荷载 (Ouyang 和Mottershead, 2000) 。如果是在一个复杂的系统模型中时，最初应该防止使用这样的方法。 复杂特征值方法提供了稳定的静滑动状态下制动噪音的解决方案。这是一个很好的近似线性化的方法，例如在找到一个正确平衡点，还有稳定的滑动位置。这就是纳克讨论的非线性化稳定性分析。目前，大多数工业生产中都使用了这种方法。多体非线性瞬态解决方案和应急代码也已成为一种很好的替代方法。 Liles的论文在SDRC结构动力学研究公司的帮助下首次发表，它呈现了一个真正的大型盘式制动器有限元分析。他建立了一个为每个刹车都配备了使用组件的有限元固体元素模型。重要的是，他还进展了这些组件的模态测试并验证他的组件在使用了有限元模型的实验结果。在使用工程直觉和重复测试过程中少了一些各个组成局部之间的联系。摩擦作为一个几何耦合被纳入模式。该系统推导出一个复杂的特征值。特征值的实部决定了系统的稳定或不稳定。如果一个特征值实部是积极的，相应的虚部被认为是一个可能的噪音频率。 他用相对刚度矩阵构建了摩擦外表之间的位移。然而，许多理论上的细节尚未给出。这种缺乏细节现象在许多论文中都有表现。 纳克1995，2000介绍了如何构造摩擦刚度的详细方法，以与明确地明确了利用特征值分析的意义，即确定什么是造成一个系统变得不稳定的必要条件，并开展成一个极限周期状态。从事件的噪音信号，他还指出振幅指数开始上升正实部工作位置，然后稍为缓和极限环工作位置，如图2.1所示。这种现象还可以在模拟中发现：该模型成为一个不同的线性模型，但逐渐变为相应的非线性模型。汤姆森和斯图尔特2002年发现这个系统在一定程度上显示为不同的非线性系统。如果一个模型有一个负实部的特征，那么，系统不会有机会开展成极限环，从而造成持续的噪音。工程设计往往更关注刹车是否有可能产生噪音，很少关注刹车噪音音量可能有多大。因此，目前对于工程设计，复杂的特征值分析提供了一种务实可行的方法。DSouza 和Dweib (1990) 早前就已经研究了对于干摩擦引起的极限周期振动。图2.1 实验测量噪音信号 摩擦被纳入一个有限元模型最常见的方法是通过几何耦合。这可以通过一根弹簧转子和垫的接触面上的对接点来说明，如图2.2所示。图2.2 连接弹簧摩擦负荷自SAE 2003-01-0684 2003 SAE International。此摩擦单元刚度矩阵加载不对称的弹簧纳克，1995年; Ripin，1995这样一个系统方程(Nack, 1995;Murakami等 , 1984; Okamura 和 Nishiwaki, 1988; Yuan, 1996)。Kf是由摩擦弹簧的单元刚度矩阵加载的。 纳克讨论了这一假设(1995, 2000) 。 Liles 和 Nack的方法需要用无质量的弹簧同步连接接口节点。这是噪音发生时摩擦接口正常接触不分开的执行条件。数学上弹簧连接相当于应用处罚法的约束。当弹簧刚度Kc无限大时，接触的条件是完全适用的。但是，在实际数值分析时必须是有限的，从而导致涉与准确性问题。否如此，矩阵在特大条件时，特征值求解器将成为数值不稳定的原因。Yuan(1996)的这篇论文解决了这个问题。该论文提出了涉与接触滑动摩擦问题的一般方法。制约因素是正常接触在数学方向上的限制。出于同样的问题，Yuan (1996) 制定的矩阵结果比Liles的方法更少了些特征值求解，因为刚度矩阵不包含非常大的条款。此外，摩擦模型制订的公式是一个相对滑动速度和正常接触压力的线性函数。这一提法在NASTRAN中被应用和被用来进展一个小刹车模式参数分析。由Yuan 1997年提出的结果明确，当c 为时，用Yuan (1997) 的方法和用Liles 和Nack的方法得到的结果是一样的。这种笼统的提法适用于使用任何类型的元素的转子/垫接口，不仅限于接触弹簧。North第一个把盘式制动器刹车噪音归因于颤振失稳North，1976年。所有用复杂的特征值方法的有限元分析都明确：当受到摩擦影响时两种模式凝聚使系统变得不稳定。这种现象被少数一些研究人员注意到(Nack, 1995; Okamura 和Nishiwaki, 1988;Tworzydlo等 , 1997; Kung 等, 2000; Chan, 1995。早前的分析方法中提到的摩擦耦合的自由度，在大型结构中这种聚结的模式本质上是作为两个一样现象。线性气动弹性颤振的发生是由于来自不同气流的聚结模式。10 / 10