制動鼓課程設(shè)計(jì)報(bào)告.
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1、湖北 汽車工 業(yè)學(xué)院 課程設(shè) 計(jì)報(bào)告 課程設(shè)計(jì)說明書 課程名稱: 汽車系專業(yè)課程設(shè)計(jì) 課題名稱: 制動鼓簡化模型的有限元分析 班 級 T943-4 姓 名 陳鵬 學(xué) 號 20090430440 指導(dǎo)教師 起止日期 2012年12-月31日 — 2012年丄月」^日 2013年_2_月 27 日 2013年3月_5_日 湖北汽車工業(yè)學(xué)院課程設(shè)計(jì)報(bào)告 目錄 制動鼓簡化模型的有限元分析 1 摘要 1 Abstract 1 第一章 制動鼓簡化模型介紹 2 1.1 分析任務(wù)說明 2 1.2 制動鼓簡化模型介紹
2、2 第二章 有限元理論基礎(chǔ) 3 2.1 線彈性體靜力學(xué)問題 3 2.2 求解收斂問題 4 2.3 結(jié)構(gòu)整體剛度分析 5 第三章 制動鼓的有限元分析 6 3.1 二維軸對稱圖形分析 6 3.2 三維軸對稱圖形分析 1 1 3.3 模態(tài)分析 14 3.4 目標(biāo)參數(shù)的優(yōu)化 16 第四章 有限元分析總結(jié) 18 第五章 文獻(xiàn)閱讀 19 1. 高性能汽車制動鼓的研究與生產(chǎn) 19 2. 鼓式制動器的有限元分析 19 3. 基于 ANSYS Workbench 的鼓式制動器的接觸分析 19 4. 基于 ANSYS 鼓式制動器
3、有限元模型的建立與分析 19 5. 汽車鼓式制動器制動鼓的模態(tài)分析 20 6. 制動鼓的熱衰退性能有限元分析 20 參考文獻(xiàn): 21 湖北 汽車工 業(yè)學(xué)院 課程設(shè) 計(jì)報(bào)告 制動鼓簡化模型的有限元分析 小組成員:陳鵬 李舒恒 (湖北汽車工業(yè)學(xué)院汽車工程系T943-4) 摘要:制動鼓是鼓式制動器的旋轉(zhuǎn)元件,固定元件是制動蹄。制動時(shí)制動蹄在促動 裝置作用下向外旋轉(zhuǎn),外表面的摩擦片壓靠到制動鼓的內(nèi)圓柱面上,對鼓產(chǎn)生制動摩 擦力矩。汽車制動系統(tǒng)關(guān)系到汽車與乘坐人員的安全性,在汽車制動時(shí)應(yīng)有足夠的制 動力矩,而且不應(yīng)出現(xiàn)制動器損壞的問題。為此我們簡化制動鼓模型用 w
4、orkbe nch12.0 有限元分析軟件對其進(jìn)行力學(xué)分析。 關(guān)鍵詞:制動鼓安全性workbench12.0 Abstract: the brake drum is the rotation of the drum brake components, fixed element is brake shoe. Brak ing brake shoe in the actuati ng device to un der the acti on of the rotati on, the appeara nee of the frict ion plate pressure aga inst
5、the brake drum of the inner cyli nder, the drum produce brake friction torque. Automobile brake system related to the car and take the safety of pers onn el, i n automobile brak ing should have eno ugh brak ing torque, and there should not be a brake damage problem. Therefore, we simplify the brake
6、drum model with finite eleme nt an alysis software workbe nch12.0 the mecha nics an alysis. Keywords brake drum safety workbe nch12.0 第1頁共23頁 湖北 汽車工 業(yè)學(xué)院 課程設(shè) 計(jì)報(bào)告 第一章制動鼓簡化模型介紹 1.1分析任務(wù)說明 (1) 采用二維軸對稱單元,計(jì)算在圖示的兩種載荷單獨(dú)作用下及在組合載荷作用 下的結(jié)構(gòu)的應(yīng)力,變形與安全系數(shù)。 (2) 采用三維實(shí)體單元建模,計(jì)算在圖示的兩種載荷單獨(dú)作用下及在組合載荷作用 下的結(jié)構(gòu)的應(yīng)力變形與安
7、全系數(shù)。 (3) 采用三維實(shí)體單元計(jì)算制動鼓的前十階自由模態(tài)。 (4) 對二維制動鼓簡化模型進(jìn)行參數(shù)化研究及目標(biāo)驅(qū)動的優(yōu)化設(shè)計(jì)。 1.2制動鼓簡化模型介紹 (1) 制動鼓簡化模型的形狀和尺寸如圖七、八所示; (2) 制動鼓所用材料為灰口鑄鐵,彈性模量為 160GPa,泊松比為0 .27,密度為 6 .81g/cm 3 ; (3) 大小為6 .9MPa的均布載荷作用在長為130mm的制動鼓內(nèi)壁上;制動鼓繞其 軸線以60rad/sec 的角速度旋轉(zhuǎn); (4) 制動鼓通過螺栓與輪轂和車輪相連。螺栓中心的位置如圖所示。 兔 Mb DnnnVflihl An^ul^r elMiW
8、 第2頁共23頁 湖北 汽車工 業(yè)學(xué)院 課程設(shè) 計(jì)報(bào)告 第二章有限元理論基礎(chǔ) 2.1線彈性體靜力學(xué)問題 線彈性靜力分析問題是有限元分析的基礎(chǔ),主要有以下八個(gè)步驟: 1) 結(jié)構(gòu)離散化 結(jié)構(gòu)離散化是有限元分析的第一步。主要是把要分析的結(jié)構(gòu)劃分成有限個(gè)單元體并設(shè) 置節(jié)點(diǎn),把相鄰單元在節(jié)點(diǎn)處連接并組成單元集合體,以代替原來結(jié)構(gòu)。 2) 選擇位移函數(shù) 為了能用節(jié)點(diǎn)位移表示單元內(nèi)任一點(diǎn)位移、應(yīng)力和應(yīng)變,首先假定單元內(nèi)任一點(diǎn)位移 是坐標(biāo)的某簡單函數(shù),稱為位移函數(shù),即: f -〔N U ( 2.1.1) 式中:'f ?為單元內(nèi)任一點(diǎn)的位移列向量; N為形狀函數(shù)矩陣; C.[為單元
9、節(jié)點(diǎn)位移列向量。 3) 分析單元的力學(xué)特性 利用彈性力學(xué)幾何方程,導(dǎo)出節(jié)點(diǎn)位移表示的單元應(yīng)變: I '■ -〔BL」 (2.1.2) 式中:為應(yīng)變列向量; B為幾何矩陣; [為單元節(jié)點(diǎn)位移列向量; 利用物理方程,導(dǎo)出節(jié)點(diǎn)位移表示的單元應(yīng)力: 【:八-D 1BH ( 2.1.3) 利用虛功方程建立單元上節(jié)點(diǎn)載荷和節(jié)點(diǎn)位移之間的關(guān)系式,即單元?jiǎng)偠确匠蹋瑥亩?導(dǎo)出單元?jiǎng)偠染仃嚕? - k ( 2.1.4) k - / 】D】Bdv ( 2.1.5) 式中:[K]為單元?jiǎng)偠染仃嚕? {P} 為等效節(jié)點(diǎn)載荷列向量。 4) 計(jì)算等效節(jié)點(diǎn)載荷 連續(xù)彈性體經(jīng)過離散化以后,假定力是通過節(jié)
10、點(diǎn)從一個(gè)單元傳遞到另一個(gè)單元。對于 實(shí)際連續(xù)體,力是從公共邊界傳遞到另一個(gè)單元。因此,作用在單元上的集中力、體積力 以及作用在單元邊界上的表面力,都必須等效地移植到節(jié)點(diǎn)上,形成等效節(jié)點(diǎn)載荷。 第3頁共23頁 湖北 汽車工 業(yè)學(xué)院 課程設(shè) 計(jì)報(bào)告 5)整體分析 集合所有單元?jiǎng)偠确匠?,建立整個(gè)結(jié)構(gòu)的平衡方程,從而形成總體剛度矩陣: (2.1.6) 其中:匸為結(jié)構(gòu)總體剛度矩陣; J?為結(jié)構(gòu)總體節(jié)點(diǎn)位移列向量; 口 1為結(jié)構(gòu)總體等效節(jié)點(diǎn)載荷列向量; 6) 位移邊界條件 應(yīng)用位移邊界條件,消除總體剛度矩陣奇異性,式(2.1.6 )可以求解。 7) 求解結(jié)構(gòu)平衡方程 結(jié)構(gòu)平
11、衡方程是以總體剛度矩陣為系數(shù)的線性代數(shù)方程組,求解這個(gè)方程組可得節(jié)點(diǎn) 位移。 8) 計(jì)算單元應(yīng)力 按式(2.1.3 )由節(jié)點(diǎn)位移求出單元的應(yīng)力。 2.2求解收斂問題 選擇單元位移函數(shù)時(shí),應(yīng)保證有限元法解的收斂性,即網(wǎng)格逐漸加密時(shí),有限元法解 的序列應(yīng)收斂到精確解;或單元尺寸固定時(shí),每個(gè)單元的自由度數(shù)越多,其解越趨近于精 確解。有限元法收斂條件如下: 1) 單元內(nèi)位移函數(shù)必須連續(xù) 構(gòu)造的單元位移函數(shù)多項(xiàng)式是單值連續(xù)的,因此選用多項(xiàng)式差值函數(shù)的單元位移函數(shù) 在單元內(nèi)連續(xù)。 2) 單元位移函數(shù)必需包括剛性位移項(xiàng) 每個(gè)單位的位移總可以分解為剛性位移和自身變形位移兩部分。一個(gè)單元牽連在另
12、一 些單元上,其他單元發(fā)生變形時(shí)必將帶動該單元作剛性位移。因此,為模擬一個(gè)單元的真 實(shí)位移,假定單元位移函數(shù)必須包含剛體位移項(xiàng)。當(dāng)節(jié)點(diǎn)位移具有相應(yīng)于剛體位移的給定 值時(shí),單元應(yīng)變和節(jié)點(diǎn)力必為零。當(dāng)采用不包括剛性位移項(xiàng)的單元位移函數(shù)時(shí),就會出現(xiàn) 多余應(yīng)變和節(jié)點(diǎn)力,因此節(jié)點(diǎn)平衡方程受到限制。 3) 單元內(nèi)位移函數(shù)必須包括常應(yīng)變項(xiàng) 每個(gè)單元的應(yīng)變狀態(tài)總可以分解為不依賴于單元內(nèi)各點(diǎn)位置的常應(yīng)變和由各點(diǎn)位置決 定的變應(yīng)變。單元尺寸足夠小時(shí),單元中各點(diǎn)應(yīng)變趨于相等,單元變形比較均勻,因而常 應(yīng)變就成為應(yīng)變的主要部分。為反映單元應(yīng)變狀態(tài),單元位移函數(shù)包含常應(yīng)變是必須的要 求。 4)相鄰單元公共邊界上連
13、續(xù) 有限元法一定要求有公共節(jié)點(diǎn)的單元在節(jié)點(diǎn)處連續(xù),在連續(xù)體彈性力學(xué)中,位移是處 處連續(xù)的。從模擬真實(shí)結(jié)構(gòu)出發(fā),若能構(gòu)造一個(gè)單元位移函數(shù)在相鄰單元之間連續(xù),不發(fā) 生相互脫離開裂或侵入重疊,那是理想的單元位移函數(shù)。如果單元非常小,且在相鄰單元 公共節(jié)點(diǎn)處具有相同位移,就能保證它們在整個(gè)公共邊界上有相同位移和相鄰單元接近連 續(xù)。在板、殼的相鄰單元之間,還要求斜率不發(fā)生突變,這樣才能保證結(jié)構(gòu)應(yīng)變能是有界 的。 2.3結(jié)構(gòu)整體剛度分析 結(jié)構(gòu)整體剛度方程是作用在結(jié)構(gòu)上節(jié)點(diǎn)載荷向量與載荷位移向量之間的關(guān)系式。組建 時(shí),將整體坐標(biāo)系下的單元?jiǎng)偠确匠虜U(kuò)展為: {尹=及陀 F ( 2.3.1) 式中:
14、Fe、?為按節(jié)點(diǎn)順序排列并擴(kuò)展為n*1階的單元e的節(jié)點(diǎn)力向量和節(jié)點(diǎn)位移向量; e為擴(kuò)展后的n*n階e單元?jiǎng)偠染仃嚕? 符號上的“一”表示在整體坐標(biāo)系下。 由節(jié)點(diǎn)力平衡條件可知,匯交于某一節(jié)點(diǎn)i的單元節(jié)點(diǎn)力的總和應(yīng)該等于作用在該節(jié)點(diǎn)上的 外力即: Z "代)=佗}(1)+佗}(2)+{斤*3)+...=係} (2.3.2) 對于整體結(jié)構(gòu),則有: 瓦(F 擔(dān)KMf 】(2)+{f 燈…} (2.3.3) 所以: .■- K ^2 ?…㈡二㈢ (2.3.4) 式中?I為整體坐標(biāo)系下的總剛度矩陣,引入邊界條件進(jìn)行約束處理,得到以節(jié)點(diǎn)位移為 未知數(shù)的基本方程組。解此方程組可求得整個(gè)結(jié)構(gòu)的
15、節(jié)點(diǎn)位移。 第5頁共23頁 湖北 汽車工 業(yè)學(xué)院 課程設(shè) 計(jì)報(bào)告 第三章 制動鼓的有限元分析 3.1二維軸對稱圖形分析 3.1.1 有限元模型建立 1 )二維軸對稱單元有限元模型建立,如下圖所示: 首先,在DM模塊中建立幾何圖形(如圖3.1.1 ),模型建成后,用surfaces from sketches形成面體。建立二維模型的時(shí)候要正確運(yùn)用切片功能。 首先要凍結(jié)整個(gè)模型(運(yùn) 用切片必須使模型處于凍結(jié)狀態(tài),后期也不可解凍),然后按照從左往右,從下往上的順 序來說,建立的平面依次是 YZ面,XZ面,XZ面。建立完成后,要按照局坐標(biāo)系的方向, offset相應(yīng)距離,以滿足
16、后期加載約束和載荷的要求。 3道切片將模型切成4塊平面, 最后再將這4片組合成一個(gè)整體(如圖3.1.1) 狛3 冷曲 圖 3.1.1 2) 二維平面模型的材料定義: 選擇gray cast iron 然后進(jìn)行編輯。楊氏模量為1.6e5Mpa,泊松比為0.27,密度 為6.81e-6kg/mm3。從工程數(shù)據(jù)框中可以看出,灰鑄鐵沒有屈服極限,只有強(qiáng)度極限,故 知它為脆性材料。 3) 二維模型網(wǎng)格劃分: 從project 進(jìn)入DS模塊,需注意選擇2D為分析類型(如圖3.1.2所示)。二維模 型簡單,此處采用自動劃分網(wǎng)格方法。(對于二維平面問題來說,制動鼓選擇二維軸對稱 單元)用
17、plane183單元(8節(jié)點(diǎn)軸對稱平面單元)離散后,得到1130個(gè)節(jié)點(diǎn),319個(gè)單 元。如圖3.1.2所示: Advanced甌顧宛審辟頤豫 :[V匚AD旳陰 Total: Modes |T6tal? BVidy ?期 3W 圖 3.1.2 圖 3.1.3 3.1.2 有限元模型求解 二維模型的約束和加載,分2種單獨(dú)情況和其組合情況: 螺栓位置處加fixed support ,內(nèi)壁徑向加載 pressure,旋轉(zhuǎn)速度用inertial 中的 rotatio nal velocity 。 3.1.3 有限元模型求解結(jié)果 二維模型的結(jié)果: 制動鼓強(qiáng)度失效形式為斷裂失
18、效,由強(qiáng)度理論,可以簡單認(rèn)為是第一強(qiáng)度理論,最大 拉應(yīng)力理論。在 Static Structural 下加入 Total Deformatio n ,Equivale nt Stress 和 Safety Factor,再將兩種載荷的組合求解。其結(jié)果如下: 表3.1 二維模型求解結(jié)果 最大應(yīng)力(Mpa 最大應(yīng)變 最小安全系數(shù) 均布載荷6.9Mpa 81.524 0.00040762 2.69 角速度60rad/sec 0.0006403 3.2015e-9 15 合力結(jié)果 82.13 0.00074664 2.69 第7頁共23頁 湖北 汽車工
19、業(yè)學(xué)院 課程設(shè) 計(jì)報(bào)告 3.1.4有限元模型求解結(jié)果分析 15:56 艮9Q5 50.00 B:畧“12 SlruclUEul (USIS1 Eqni yaleiit Stress : E 眷2心擊 I (vut'Mi Ldl) Stif d*L£ VfiLt Tin* ■ 9. 5303 0. 4553 Hi* 圖 3.1.4 B: Sltlie (AKIS) Egnifaliikt Ha-itic Strun Tfpe: E當(dāng),由“I (vut."Ni lai) EIhsIlc £讓酣el Unt t: Hfl/rm Tim: i 2UI3-1-4
20、 l£:96 000T<66< lu raeeriii o rO3561fi< 0 DOH 兇 14 0 ran Lb典 D 000 珈 4 D !3OO251fi4 0 D0016914 B635rf 50.0D 第8頁共23頁 湖北 汽車工 業(yè)學(xué)院 課程設(shè) 計(jì)報(bào)告 第#頁共23頁 湖北 汽車工 業(yè)學(xué)院 課程設(shè) 計(jì)報(bào)告 圖 3.1.5 灰口鑄鐵材料有一定的強(qiáng)度,塑性和韌性很低,抗拉強(qiáng)度為200Mpa,抗壓強(qiáng)度為750Mpa. 從應(yīng)變圖中我們看出制動鼓在組合應(yīng)力下應(yīng)變很小只有 0.00074664,所以灰口鑄鐵
21、的線收 縮率和體收縮率較小,鑄件不易開裂,很適合做汽車的制動元件。制動鼓在工作時(shí),主要 受力面為環(huán)形內(nèi)側(cè)面,并且內(nèi)側(cè)所受的應(yīng)力要大于其它部位的應(yīng)力。 在實(shí)際制造制動鼓時(shí), 我們結(jié)合有限元分析,為了提高制動鼓的安全性,我們可以加強(qiáng)制動鼓內(nèi)環(huán)壁的材料,提 高這一部分的強(qiáng)度,增加制動鼓安全可靠性。 3.1.5有限元分析收斂性 (unn) KOI Total Defomatig Gum) Change (%) Nodes Elements 1 77 91 4399 1X2 2 77.513 3. 0115e-003 5134 161T
22、 圖 3.1.6 Total deformation 收斂性 Equivalent Elastic Strain (jinn/nim) Chuif (16] | Nodas 1 5.231Ge-002 4399 1X2 2 5,E52&e-00e Q.4010T 5134 1617 圖 3.1.7 Equivale nt elastic stra in 收斂性 第9頁共23頁 湖北 汽車工 業(yè)學(xué)院 課程設(shè) 計(jì)報(bào)告 第10頁共23頁 湖北 汽車工 業(yè)學(xué)院 課程設(shè) 計(jì)報(bào)告
23、 77e+3 第#頁共23頁 湖北 汽車工 業(yè)學(xué)院 課程設(shè) 計(jì)報(bào)告 Solution Number Equivalent Stress 鮒Fa) Change (%) Nodes El em?nts 1 5754.7 4399 1362 2 5777.9 0.40107 5164 1617 圖 3.1.8 equivale nt stress 收斂性 4.17e-2 4,16e-2 4.15e-2 Solution Number Safety Factor
24、 Chance (%) Mod*s Elements 1 4. 1705a*C02 4399 1362 2 4. 1538e-002 -0.40107 5184 1617 圖 3.1.9 safety factor 收斂性 從圖中我們可以看出 上圖我們分析了位移,應(yīng)變,應(yīng)力和安全系數(shù)的結(jié)果收斂性。 chan ge(%)改變的數(shù)值很小,所以我們可以得出結(jié)果都是收斂的。 3.2三維軸對稱圖形分析 3.2.1有限元模型建立 1)三維實(shí)體單元有限元模型建立 第11頁共23頁 湖北 汽車工 業(yè)學(xué)院 課程設(shè) 計(jì)報(bào)告 在DM模塊中,
25、三維實(shí)體建模應(yīng)用 對于內(nèi)壁徑向壓力 的標(biāo)記,應(yīng)首先在 revolve 旋轉(zhuǎn)該線,用 imprint face impri nt face 來完成對約束和載荷位置的標(biāo)記 , sketch中內(nèi)壁受載一段重復(fù)畫一段線,然后運(yùn)用 標(biāo)記旋轉(zhuǎn)面。如圖3.2.1所示: 第#頁共23頁 湖北 汽車工 業(yè)學(xué)院 課程設(shè) 計(jì)報(bào)告 第#頁共23頁 湖北 汽車工 業(yè)學(xué)院 課程設(shè) 計(jì)報(bào)告 I:訊■口E: 5l!r?iu?L QASTSJ FLivi TL*: I. s S043"gM 1I:5E 第#頁共23頁 湖北 汽車工 業(yè)學(xué)院 課程設(shè) 計(jì)報(bào)告
26、 第#頁共23頁 湖北 汽車工 業(yè)學(xué)院 課程設(shè) 計(jì)報(bào)告 這種外面上六面體單元,里面是四面體單元的計(jì)算結(jié)果很好。查看 solid186 號20節(jié)點(diǎn)結(jié)構(gòu)單元和退化后的solid187 號10節(jié)點(diǎn)結(jié) 150972,總單元數(shù)為34548。 hr : 逋1 = 1 lMi JU1 置1 湖m a i 僭ffi 圖 3.2.1 2) 三維模型材料的定義(同二維): 選擇gray cast iron 然后進(jìn)行編輯。楊氏模量為1.6e5Mpa,泊松比為0.27,密度 為6.81e-6kg/mm3。從工程數(shù)據(jù)框中可以看出,灰鑄鐵沒有屈服極
27、限,只有強(qiáng)度極限,故 知它為脆性材料。 3) 三維模型網(wǎng)格劃分 在mesh control 的method里,選擇 Hex Dominant Method,對于單元大小,設(shè)置 13/1000/2。這樣設(shè)置的一個(gè)好處是,能夠使壁厚同時(shí)容納 2個(gè) 單元,有利于求解。選 擇Hex Dominant Method,此時(shí)先生成一個(gè)平面網(wǎng)格,經(jīng)過向內(nèi)拖拉形成塊 /錐,再在內(nèi)部 添加錐形四面體單元 離散單元結(jié)果,得到 構(gòu)單元??偨Y(jié)點(diǎn)數(shù)為 3.2.2有限元模型求解 三維模型求解過程和二維相似此處省略 3.2.3有限元模型求解結(jié)果 表3.2 三維模型結(jié)果(無孔) 最大應(yīng)力(Mpa) 最
28、大應(yīng)變 最小安全系數(shù) 均布載荷6.9Mpa 82.292 0.00074811 2.91 角速 60rad/sec 0.00049163 4.4694e-9 15 組合力 82.292 0.00074811 2.91 表3.3 三維模型結(jié)果(有孔) 最大應(yīng)力(Mpa) 最大應(yīng)變 最小安全系數(shù) 組合力 82.314 0.00074831 2.91 324有限元模型求解結(jié)果比較 有上述二維與三維數(shù)據(jù)對比可知:二維平面模型模擬的結(jié)果和三維實(shí)體模型模擬的結(jié) 果大致一樣,在一般情況下,用二維平面問題代替三維問題是基本可行的 。但精確的工 程分
29、析結(jié)果,則采用三維實(shí)體單元模擬則更為可靠。我們隨后做的三維模型有空分析與三 維模型無孔分析結(jié)果比較,數(shù)據(jù)改變較小,沒有超出材料的使用極限。 3.2.5有限元分析收斂性 收斂性分析圖形: Solution Number Tot*l De form at ion Gnm) Change 俱) Modes ElementE 1 0.14520 55004 19029 2 0.14531 2.1897e-002 272AB2 1559G2 (onn'ann) uldh甘 SUIAS 記 I闔 FUcIflAplbE 7, 48e
30、-4 Solution Number Equivalsnt Elastic Strain tjwii/mm) Chan£? (%) Ncd^s 1 7.482€-004 55004 19025 2 7.401 le-004 -1.10126-002 272962 155932 Solution Number Equivilent Stress (W?a) Chsngg (X) Hades El ements 1 82,302 SECO 4 19029 2 £2 252 T LS12e-002 272932
31、1559B2 圖324 Solution Number Safety Factor Change ⑸ irides El 1 2 9161 55004 19029 2 2 9164 1. 1812e-002 2T2902 155982 圖 3.2.5 三維分析結(jié)果與二維的數(shù)據(jù)圖形具有相似性,所以其結(jié)果收斂 3.3模態(tài)分析 模態(tài)是結(jié)構(gòu)的固有振動特性,每一個(gè)模態(tài)具有特定的固有頻率、阻尼比和模態(tài)振型。 這些模態(tài)參數(shù)可以由計(jì)算或試驗(yàn)分析取得 這樣一個(gè)計(jì)算或試驗(yàn)分析過程稱為模態(tài)分析 模態(tài)分析 是研究結(jié)構(gòu)動力特
32、性一種近代方法,是系統(tǒng)辨別方法在工程振動領(lǐng)域中的應(yīng) 用。 1)無孔無約束制動鼓自由模態(tài) 表3.4無孔無約束制動鼓自由模態(tài) 階數(shù) 頻率 階數(shù) 頻率 1 0 11 1018.8 2 0 12 1177.7 3 0 13 1294.9 4 7.4506e-004 14 1294.9 5 9.5835e-004 15 1295 6 1.3267e-003 16 1317.6 7 298.53 17 1317.6 8 298.54 18 1575 9 747.35 19 1575 10 747.38 20 201
33、1 其中8階和10階模態(tài)如圖所示(其他圖略): >:(AXSTS) UtEorntaLtL on 8 丁貯*: id. du frt^Eacy E98 5fl Hi UbM: nil 2OEJ-E-T ]1:£5 10. 593 Hu 9.4203 & 24TB 7. GTS 5. 5024 4. ?29? 3. 55T1 2. 38刖 I.ZMB 0 3m oo i亦 J 150. CO 圖3.3.1 8 階模態(tài) I: l?4?l C*1^TS) 7#t-kl D?£ofriA.tLaa 10 lyre: Total Defornition P
34、r r
35、,制動鼓邊緣處徑向變形 基本相等且接近第三階;第七(八)階,制動鼓邊緣處的振動位移差比較大,容易引起 振動噪聲并使得摩擦襯片的磨損程度出現(xiàn)較大差異 。 第17頁共23頁 湖北 汽車工 業(yè)學(xué)院 課程設(shè) 計(jì)報(bào)告 2) 無孔有約束制動鼓自由模態(tài) 表3.5無孔有約束制動鼓自由模態(tài) 階數(shù) 頻率 階數(shù) 頻率 1 506.57 6 970.83 2 506.85 7 1369.1 3 875.6 8 1707 4 876.44 9 1707.1 5 970.79 10 2490.6 10. 圖 3.3.3 3) 有孔有約束制動
36、鼓自由模態(tài) 表3.6有孔有約束制動鼓自由模態(tài) 階數(shù) 頻率 階數(shù) 頻率 1 306.28 5 332.29 2 306.28 6 508.45 3 326.9 7 749.6 4 327.05 8 749.62 (此處略去有孔模態(tài)圖) 在前面無孔無約束模態(tài)分析中,我們得到了前 20階模態(tài)結(jié)果,前三階模態(tài)頻率為零, 因?yàn)樵诖藸顟B(tài)下的制動鼓屬于剛體模態(tài)。后面兩種為制動鼓在外在條件的約束下所呈現(xiàn)出 來的模態(tài)結(jié)果。 3.4目標(biāo)參數(shù)的優(yōu)化 輸入?yún)?shù):DM中P仁6,它是制動鼓螺栓孔內(nèi)徑,P2=10,它是制動鼓螺栓沉頭孔內(nèi)徑。 回應(yīng)參數(shù):P3 - Geo
37、metry Mass (kg) P4 - Total Deformati on Maximum (mm) P5 - Equivale nt Stress Maximum (MPa) P6 - Safety Factor Mi nimum 不作修改 第16頁共23頁 湖北 汽車工 業(yè)學(xué)院 課程設(shè) 計(jì)報(bào)告 Resp onse Parameter Goals 中設(shè)置 Total Deformati on ; Equivale nt Stress 為 Maximum Safety Factor 和Geometry Mass為Minimun,其他為默認(rèn)。 我們得到初始優(yōu)化9個(gè)設(shè)
38、計(jì)點(diǎn); 表3.7設(shè)計(jì)點(diǎn) Name P1 P2 Geometry Mass Total Deformati on Equivale nt Stress Safety Factor 1 14.5 10 48.148 0.151 82.327 2.915 2 13 10 48.159 0.152 82.358 2.914 3 16 10 48.135 0.151 82.338 2.914 4 14.5 9 48.152 0.151 82.323 2.915 5 14.5 11 48.143 0.151 82.329
39、 2.915 6 13 9 48.163 0.152 82.356 2.914 7 16 9 48.139 0.151 82.344 2.914 8 13 11 48.154 0.152 82.364 2.913 9 16 11 48.130 0.151 82.332 2.915 選取最優(yōu)方案A為設(shè)計(jì)點(diǎn),并計(jì)算一個(gè)參考設(shè)計(jì)點(diǎn),作出對比。將優(yōu)化后的方案應(yīng) 用到原二維靜力分析中,得出下表 表3.8參考設(shè)計(jì)點(diǎn) Name P1 P2 Geometry Mass Total Deformati on Equivale nt Stre
40、ss Safety Factor Curre nt 15 10 48.144 0.151 82.314 2.915 DP 1 15.69 10.99 48.133 0.151 82.329 2.915 我們得到最后優(yōu)化結(jié)果為15mr和10m的內(nèi)徑 第17頁共23頁 湖北汽車工業(yè)學(xué)院課程設(shè)計(jì)報(bào)告 第四章 有限元分析總結(jié) ( 1)有限元模型的建立包括幾何模型的建立和幾何模型的網(wǎng)格單元?jiǎng)澐謨刹糠?。本文建 立的模型是從實(shí)際實(shí)型簡化而來,簡單明了的描述了實(shí)際使用中制動鼓所處于的狀態(tài),這 有助于直觀明了的使用分析軟件對制動鼓進(jìn)行受力分析。根據(jù)制動鼓載
41、荷的特點(diǎn)和邊界條 件簡化的模型能夠比較精確地得到結(jié)果。 ( 2)根據(jù)載荷的特點(diǎn)和邊界條件, 將實(shí)際作用于制動鼓內(nèi)表面的摩擦力矩簡化為垂直制動 鼓內(nèi)表面的壓力。并忽略了由摩擦而產(chǎn)生的熱膨脹問題和沿內(nèi)壁切向的摩擦力,也沒考慮 到制動鼓的熱衰退性。 (3)本文分別求解了制動鼓在二維 ,三維(無孔)和三維 ( 有空)建模三種情況下的靜力 分析,并較好的反映出了制動鼓在靜力下的應(yīng)力和應(yīng)變特征 ,且提供了安全系數(shù), 直接反 映了制動鼓的強(qiáng)度問題。 ( 4)在模態(tài)分析中,重點(diǎn)求解出了無約束無孔下制動鼓的自由模態(tài) ,得出了前 20階以內(nèi) 的頻率,并且驗(yàn)證 3階以內(nèi)為剛體模態(tài), 頻率接近 0 的特征,同
42、時(shí)求出了制動鼓在有約束和 有孔有約 束情況下的模態(tài)頻率。 ( 5)優(yōu)化設(shè)計(jì)中, 通過對輸入?yún)?shù)和回應(yīng)參數(shù)的設(shè)置, 得出了一個(gè)參考方案, 即對制動鼓 螺栓孔尺寸的重新設(shè)計(jì),達(dá)到了節(jié)省材料的目的。 第 18 頁 共 23 頁 湖北汽車工業(yè)學(xué)院課程設(shè)計(jì)報(bào)告 第五章 文獻(xiàn)閱讀 1. 高性能汽車制動鼓的研究與生產(chǎn) 灰鑄鐵具有一定的強(qiáng)度、良好的耐磨性和高的抗熱疲勞性 , 材料和制造成本都較低 , 長期以來是汽車制動鼓 ( 盤) 使用的材料。隨著汽車向高速重載方向發(fā)展 , 普通灰鐵材質(zhì) 制動鼓的耐磨性能逐漸不能滿足要求。 研究表明 : 汽車提速后在制動過程中制動鼓的溫度 急劇上升, 使制動
43、鼓磨損加劇 ,摩擦系數(shù)下降 , 影響汽車的制動性能和安全。增加制動鼓的 硬度可提高其耐磨性 , 但硬度會降低制動鼓的摩擦系數(shù) , 為了兼顧二者 , 對制動鼓的材料 成分、組織及性能應(yīng)進(jìn)行正確設(shè)計(jì)和選定。據(jù)有關(guān)資料介紹 :當(dāng)制動鼓的硬度滿足190? 210 HB,金相組織為95%以上的珠光體時(shí),其摩擦磨損綜合性能較理想。 文獻(xiàn):蘇勇, 葉天漢,李先芬,陳翌慶,黃光偉,丁厚福 . 高性能汽車制動鼓的研究與 生產(chǎn). 《汽車工藝與材料》 2003 年12期 2. 鼓式制動器的有限元分析 制動器是汽車制動系統(tǒng)中最重要的安全部件 .現(xiàn)以某重型汽車的鼓式制動器為研究對 象,對摩擦襯片采用多片分布式布
44、置的制動器 ,用有限元分析軟件進(jìn)行計(jì)算和分析。 施加在 有限元模型上的載荷是否合理約束 , 是否正確直接關(guān)系到有限元計(jì)算結(jié)果的準(zhǔn)確性 . 該模 型僅受外載為輪缸促動力的作用 , 可以通過液壓管路參數(shù)求得邊界條件相對復(fù)雜 :對制動 蹄, 約束銷孔的徑 向位移及銷孔內(nèi)端面的軸向位移 ; 對制動鼓 , 約束制動鼓內(nèi)端面的軸向 位移及輔助輪輻上中心節(jié)點(diǎn)的位移。 文獻(xiàn):馬迅, 陳明東,趙旭 . 鼓式制動器的有限元分析,湖北汽車工業(yè)學(xué)院汽車系,遼寧 省機(jī)械研究院有限公司 ; 3. 鼓式制動器的接觸與結(jié)構(gòu)強(qiáng)度分析 運(yùn)用通用有限元分析軟件 ANSYS Workbench 建立了某鼓式制動器的三維幾何及有
45、限 元模型。利用制動器應(yīng)力測定試驗(yàn)方法和試驗(yàn)結(jié)果 ,采用三種不同的領(lǐng)從蹄上促動力的分配 方式,并考慮凸輪轉(zhuǎn)動和摩擦系數(shù)等不同方案 ,分析了制動力矩在制動過程中的變化規(guī)律 ,得 到與試驗(yàn)結(jié)果相對應(yīng)的仿真結(jié)果。 將仿真結(jié)果與試驗(yàn)結(jié)果進(jìn)行比較分析 ,研究合理的制動器 應(yīng)力場的有限元分析方法。在此基礎(chǔ)上得出制動蹄與鼓之間的接觸壓強(qiáng)的分布特性及制動 器各部件上的等效應(yīng)力。 文獻(xiàn):馬迅 尹長城?鼓式制動器的接觸與結(jié)構(gòu)強(qiáng)度分析[J].湖北汽車工業(yè)學(xué)院報(bào),2010(3):1-4. 4. 基于 ANSYS 鼓式制動器有限元模型的建立與分析 鼓式制動器是中重型汽車普遍采用的制動系統(tǒng) , 是制動系統(tǒng)的關(guān)鍵部件
46、。 為了提高汽 車制動系統(tǒng)的制動效能和穩(wěn)定性 ,對其整體進(jìn)行結(jié)構(gòu)受力分析和有限元分析具有十分重要 的價(jià)值。在汽車制動過程中 ,鼓式制動器的制動蹄片在輪缸的力的作用下壓向轉(zhuǎn)動的制動 鼓 , 而由于制動蹄片與制動鼓的摩擦 ,使得制動蹄片產(chǎn)生自增效應(yīng)。傳統(tǒng)的研究方法在基 于鼓式制動器的受力分析或分別對受力部件進(jìn)行有限元分析。但是由于制動器在制動過程 中的形變是非線性的 ,只用經(jīng)典力學(xué)公式很難精確計(jì)算出其變化關(guān)系。二維平面模型不能 真實(shí)反映制動器的實(shí)際工況 ,本文擬采用三維實(shí)體建模和有限元方法對鼓式制動器工作狀 態(tài)進(jìn)行模擬分析 , 采用柔體接觸模型克服了制動蹄和制動鼓的剛性接觸的難題。 文獻(xiàn):
47、羅明軍,謝亞清.基于ANSY鼓式制動器有限元模型的建立與分析?南昌大學(xué)學(xué)報(bào)(工 科版), 2010 年02 期 5. 汽車鼓式制動器制動鼓的模態(tài)分析 汽車制動器是汽車制動系統(tǒng)的主要工作裝置 ,其強(qiáng)度、剛度及動態(tài)特性直接影響制動 系統(tǒng)的工作特由于可以解決結(jié)構(gòu)形狀和邊界條件都非常任意的力學(xué)問題而被廣泛采用 ,在 各種汽車結(jié)構(gòu)件中都可以采 用有限元法進(jìn)行靜態(tài)分析 、固有特性分析和動態(tài)分析 ,并將 分析結(jié)果反饋到設(shè)計(jì)過程中 ,修改其中的不 合理參數(shù),經(jīng)過反復(fù)的優(yōu)化,使得產(chǎn)品在設(shè) 計(jì)階段就能夠滿足使用要求 ,從而縮短設(shè)計(jì)試驗(yàn)周期,節(jié)省 大量的試驗(yàn)和生產(chǎn)費(fèi)用,是 提高汽車設(shè)計(jì)可靠性、經(jīng)濟(jì)性、適用性的有
48、效方法之一。為了保證汽車制動器設(shè)計(jì)的精確 性和縮短設(shè)計(jì)周期 , 基于有限元分析, 研究其動態(tài)力學(xué)特性和振動噪聲 ,對提高汽車制 動器的設(shè)計(jì)質(zhì)量與精度具有極其重要 的意義。制動鼓的邊界條件相對復(fù)雜 ,制動鼓作為 鼓式制動器中的轉(zhuǎn)動部分和其它零件之間存在連接 ,因此 在與其它零件相接的螺栓孔圓 柱面上均存在軸向和法向的位移約束 。 文獻(xiàn):李涵武,董洪偉,杜宏磊,趙雨旸.汽車鼓式制動器制動鼓的模態(tài)分析 .林業(yè)機(jī)械與木工 設(shè)備. 2011 年 06 期 6. 制動鼓的熱衰退性能有限元分析 制動器長時(shí)間在高負(fù)荷狀態(tài)下工作或者在連續(xù)制動的情況下,隨著制動次數(shù)的增加會 導(dǎo)致制動力不足以致剎車距離變長的
49、現(xiàn)象就是熱衰退。鼓式制動器由于散熱性能差,在制 動過程中會聚集大量的熱。常用的制動襯片在溫度上升到一定程度后會使得制動器溫度急 劇上升,出現(xiàn)熱衰退現(xiàn)象, 制動蹄受熱過度磨損, 導(dǎo)致表面不平整使實(shí)際的接觸面積減少, 引起制動效率下降。利用有限元分析可以模擬制動鼓在各種制動條件下的瞬態(tài)溫度場,為 設(shè)計(jì)階段了解制動器的熱衰退性能提供指導(dǎo)。 文獻(xiàn):ANSYS12.軟件培訓(xùn)一熱分析,上海大學(xué)機(jī)電學(xué)院安全斷裂分析研究室 ANSY歎件華 東區(qū)培訓(xùn); 第 20 頁 共 23 頁 湖北汽車工業(yè)學(xué)院課程設(shè)計(jì)報(bào)告 參考文獻(xiàn): 1. 陳家瑞. 汽車構(gòu)造 . 北京: 人民交通出版社 ,2007 ; 2. 馬迅,尹長城,陳艷紅.基于ANSYS Workbench鼓式制動器的接觸分析.湖北汽車工業(yè) 學(xué)院學(xué)報(bào), 2010; 3. 張宏偉,客車車身結(jié)構(gòu)有限元分析 碩士學(xué)位論文; 4. 羅永革,馮櫻 . 汽車設(shè)計(jì) . 機(jī)械工業(yè)出版社, 2011; 5. ANSYS12.C軟件培訓(xùn)一熱分析,上海大學(xué)機(jī)電學(xué)院安全斷裂分析研究室 ANSY軟件華東區(qū) 培訓(xùn); 第 21 頁 共 23 頁
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