家用轎車鼓式制動器設(shè)計含開題報告及文獻綜述、任務(wù)書

家用轎車鼓式制動器設(shè)計含開題報告及文獻綜述、任務(wù)書,家用轎車,制動器,設(shè)計,開題,報告,講演,呈文,文獻,綜述,任務(wù)書 附錄1：外文翻譯 鼓式制動器非線性低頻振動模型的穩(wěn)定性研究 摘要 五自由度非線性模型來模擬在制動過程中制動鼓在低頻振動。分析和計算表明，即使當(dāng)摩擦系數(shù)是恒定的，振動和不穩(wěn)定可能會發(fā)生一些特定的參數(shù)的組合。并在特定參數(shù)的組合條件下，給出了參數(shù)平面上的穩(wěn)定不穩(wěn)定區(qū)域，以說明結(jié)構(gòu)參數(shù)對系統(tǒng)穩(wěn)定性的影響。 關(guān)鍵詞 鼓式制動器.非線性.振動.穩(wěn)定性 鼓式制動器因其結(jié)構(gòu)緊湊,性能可靠,制動功率大等優(yōu)點,是卡車和大中型客車中最常見的制動裝置。但如果制動器設(shè)計不合理或摩擦材料老化、制動工況改變等 ,制動過程中就可能引起強烈的自激振動并伴隨著噪聲。汽車制動過程中的這種自激振動不僅會使乘員感覺不舒適,還會縮短汽車的使用壽命,甚至?xí)?dǎo)致巨大的災(zāi)難。鼓式制動器是一個涉及結(jié)構(gòu)參數(shù)眾多的復(fù)雜動力學(xué)系統(tǒng),修改鼓式制動器的某一個參數(shù)往往很難控制它的振動,因此研究鼓式制動器的自激振動產(chǎn)生機理有著非常重要的意義。文獻使用 Stick-slip 模型 、閉環(huán)耦合結(jié)構(gòu)等分析了鼓式制動器的低頻振動,文獻使用Sprag-Slip模型分析了盤式制動器的低頻制動振動。但都未完全解釋鼓式制動器的低頻自激振動產(chǎn)生原因,對其產(chǎn)生的機理也未形成統(tǒng)一的觀點。 1.結(jié)構(gòu)參數(shù)說明與力矩分析 鼓式制動器的結(jié)構(gòu)形式很多,本研究針對在某型號商用汽車后輪使用的支點固定的領(lǐng)從蹄鼓式制動器進行分析和討論,為使問題簡化,考慮領(lǐng)從蹄結(jié)構(gòu)完全相同.根據(jù)文獻 ,考慮從蹄關(guān)于中心軸與領(lǐng)蹄對稱。設(shè)鼓心 O和領(lǐng)蹄轉(zhuǎn)動軸心O 1 連線的方向為y1軸 ,O為原點.制動鼓半徑為Rd,制動蹄工作半徑為 R , 蹄片軸軸心距鼓心的距離Rp ,蹄片軸端和末端與對稱軸的夾角分別為α=0.4363 rad 和β =0.1745 rad ,α1=0.0873 rad和α2 =1.7453 rad 分別OO1 與O到摩擦材料兩端連線的夾角,α3 =α1-α2。F b =400 N 為施加在蹄片末端的剎車促動力.根據(jù)文獻可得到壓力中心的位置, 若γ為等效壓力N1與y1軸的夾角,R f 為壓力中心圓的直徑,則 : 可以看到, 壓力中心的位置和等效壓力的方向只與制動器的結(jié)構(gòu)參數(shù)有關(guān).如果同樣以 OO2為 y2 軸 ,以 O 為原點建立坐標(biāo)系, 由于從蹄的結(jié)構(gòu)與領(lǐng)蹄完全一樣 , 那么從蹄的等效壓力 N2 與x2 夾角以及壓力中心的位置與領(lǐng)蹄對應(yīng)表達式完全一樣. 2. 低頻振動模型的建模 低頻制動振動的主要頻率在100 Hz以下,而制動器主要零部件的模態(tài)頻率以底板和制動鼓最低,但也均在200 Hz以上,因此在建模過程中除摩擦襯片外其余零部件均作剛體處理,不考慮其彈性模態(tài) ,于是可以建立如圖 1所示的五自由度模型.圖中制動鼓逆時針方向旋轉(zhuǎn),領(lǐng)蹄S1和從蹄S2在制動力的作用下一方面繞各自的蹄片軸O1 和 O2 旋轉(zhuǎn) ,同時和底板一起繞底板圓心 O旋轉(zhuǎn)。S1 ,S2 繞 O1 , O2 的旋轉(zhuǎn)分別用 θ1 ,θ2表示, 底板的轉(zhuǎn)動用θb表示,其方向分別如圖 1所示。m1 =m2 =4 kg 表示施加制動力的液壓裝置的等效質(zhì)量,C1 =C2 =5 N /(m s- 1)和 K 1， K 2 分別表示其等效的阻尼和剛度 ,m1，m2 沿對稱軸垂直方向的運動分別用 x1，x2 表示 ,其方向如圖 1 所示，制動力 Fb 通過 m1 ,C1 , K1 和 m2 , C2 , K2 的傳遞分別作用于領(lǐng)蹄和從蹄上。 Km1 ,Cm1和 Km2 ,Cm2分別表示摩擦襯片被壓緊在制動鼓上變形時產(chǎn)生的等效彈簧剛度和阻尼 ,其作用方向在領(lǐng)蹄和從蹄各自的等效壓力作用線上。 K b 和 Cb 表示底板的剛度和阻尼 ,在實際系統(tǒng)中 ,底板的質(zhì)量、剛度、阻尼除與底板本身有關(guān)外 ,還和與底板相連接的車橋 、鋼板彈簧等有關(guān).因為兩個制動蹄的結(jié)構(gòu)一樣, 所以可以用 Rm表示蹄片軸到等效壓力線的距離 , 即 Km1 , K m2 ,Cm1 , Cm2 對蹄片軸的力臂.制動鼓對領(lǐng)蹄和從蹄的指向鼓心的等效壓力分別用 N1 和N2 表示, F1和 F2 分別表示制動液壓裝置對領(lǐng)蹄和從蹄的作用力。Rfl表示摩擦力對蹄片軸的作用力臂 ,h 表示F 1 和 F2 對蹄片軸的作用力臂。式中 :M ,C ,K 分別為等效質(zhì)量矩陣 、阻尼矩陣和剛度矩陣；F , FNL 分別為制動力產(chǎn)生的力向量和剛度中包含的非線性項。計算過程中參數(shù)取值為:K 11 =0. 6 M N /m , K 12 =1 M N / m2, K 13 =1MN /m3,K 21 =0. 6 M N /m , K 22 =1 M N /m2, K 23 =1M N / m3,Cm1 =5 N /(m s- 1), Cm2 =5 N /(m s- 1), Km11 =2 MN /m ,K m12 =1 M N /m2, Km13 =1M N / m3,Cb =5 N /(m s- 1), f =0. 3 , K m21 =2M N / m , K m22 =1 M N /m2,Km23 =1 MN /m3,K b1 =2. 5 M N / m , K b2 =1 M N / m2,K b3 =1 M N /m3。 3. 模型的穩(wěn)定性分析 對于該非線性運動方程, 需要先求解出式(3)的靜態(tài)平衡點。 在一定的制動力 F b 作用下的靜態(tài)平衡點 y0 ={x10 , θ10 , x20 , θ20 , θb0}T滿足條件K y0 =F +FNL(y0 )。由于該平衡方程包含有平方和立方項, 因此在同一個制動力的情況下可能求解出多個平衡點。但是可以觀察到 ,求解出的多個平衡點中 ,只有一個解有意義, 小于零或比較大的解很明顯沒有實際意義。通過將 x1 =z1 +x10 ,θ1 =ψ1 +θ10,x2 =z2 +x20 ,θ2 =ψ2 +θ20 和 θb =ψb +θb0 代入運動方程(3), 將運動方程進行坐標(biāo)平移并在平衡點處線性化,可得到M z +C·z +Kd z =0。(4)由于這個擾動方程零解的穩(wěn)定性與原運動方程的穩(wěn)定性相同,因此可以通過討論擾動方程(4)的穩(wěn)定性來了解原運動方程(1)的穩(wěn)定性,可以得到方程(4)的特征方程形式λ10+a1λ9+a2λ8+… +a9λ+a10 =0，(5)式中λ為特征根。若方程(5)所有的根的實部都為負,則系統(tǒng)穩(wěn)定 ,不會發(fā)生振動.若有一個根的實部為正,則系統(tǒng)不穩(wěn)定,且其根的虛部代表不穩(wěn)定模態(tài)的頻率。根據(jù)各個參數(shù)的取值, 變化摩擦系數(shù)可以計算方程(5)的根隨摩擦系變化的情況.通過計算,得到分岔點在 f0 =0. 27 附近。圖2給出了模態(tài)頻率隨摩擦系數(shù)的變化過程。圖3(a)給出了相應(yīng)的特征根實部的變化過程, 圖 3(b)是圖 3(a)中分岔點附近的放大。從圖中可以看到, 當(dāng) f f 0 時,圖 2中兩個態(tài)耦合,在圖 3中有一對特征根的實部為正 ,系統(tǒng)不穩(wěn)定。這些現(xiàn)象說明系統(tǒng)不穩(wěn)定的現(xiàn)象即使在恒定摩擦系數(shù)的情況下也會發(fā)生。從圖中還可以看到系統(tǒng)的耦合頻率約在 55 Hz 左右,這也與在實際中觀測到的鼓式制動器低頻振動頻率范圍為40～70 H z 完全一致。為更進一步研究穩(wěn)定性的變化情況,可以每次取兩個參數(shù) ,研究穩(wěn)定性隨這兩個參數(shù)變化的情況,進而在這兩個參數(shù)構(gòu)成的平面上得到系統(tǒng)的穩(wěn)定性區(qū)域.顯然,參數(shù)的兩兩組合有很多種,這里只以幾組為例進行計算和說明。計算過程中使用的基本參數(shù)值同前。圖4(a)和圖 5(a)給出參數(shù)平面上系統(tǒng)穩(wěn)定和不穩(wěn)定區(qū)域；圖 4(b)和圖 5(b)給出在復(fù)平面上特征根的分布情況,縱軸表示頻率, 橫軸是特征根的實部?？梢钥吹?在圖4(b)和圖 5(b)的復(fù)平面左邊是穩(wěn)定區(qū)域 ,而右邊是不穩(wěn)定區(qū)域,兩個模態(tài)耦合.通過這些圖形 ,可以觀察到系統(tǒng)的穩(wěn)定性是一個復(fù)雜的問題。通過對這些參數(shù)組合的研究,可以看到系統(tǒng)的穩(wěn)定性可以通過改變剛度、摩擦系數(shù)以及角度α和β等的變化來改變.在這些計算過程中,考慮到實際情況 , 結(jié)構(gòu)參數(shù)的取值范圍為:5π/180 ≤α≤45π/180,5π/180 ≤β ≤45π/180 ,70π/180 ≤α2 ≤120π/180 ,剛度的取值一律大于零.由于求穩(wěn)定性區(qū)域和特征根的計算過程十分耗時,因此計算過程中的步長值不可能取太小,這導(dǎo)致有的圖形中曲線不十分光滑,但即使這樣 ,計算結(jié)果也足以說明各個參數(shù)對系統(tǒng)穩(wěn)定性的影響趨勢。從圖4和圖5可以看到,由于實際中Kb1 不可能小于2 ×106,因此當(dāng) K b1較大時系統(tǒng)的穩(wěn)定性區(qū)域更大,Kb1較小時容易導(dǎo)致系統(tǒng)不穩(wěn)定.這解釋了在實踐中剛度較小的制動底板以及由于使用時間長而導(dǎo)致底板剛度變小時容易導(dǎo)致制動振動的現(xiàn)象。從圖4可以看到,當(dāng)?shù)装鍎偠?Kb1較小時,隨著β的增大,系統(tǒng)穩(wěn)定性區(qū)域雖然有所變大,但變化很小。但是當(dāng)?shù)装鍎偠?Kb1 較大時,β對穩(wěn)定性的影響比較明顯。通過圖 5可以看到隨著摩擦系數(shù)的減小,不穩(wěn)定區(qū)域明顯逐漸減小。因此,減小摩擦系數(shù)是使系統(tǒng)穩(wěn)定的方法之一。通過對這個五自由度模型的穩(wěn)定性分析, 說明即使不考慮變化的摩擦系數(shù), 鼓式制動器的低頻振動,這種由于摩擦引起的自激振動僅從結(jié)構(gòu)和非線性因素方面也能解釋其產(chǎn)生的原因。通過參數(shù)的變化對穩(wěn)定性影響的分析說明某些結(jié)構(gòu)參數(shù)對系統(tǒng)的穩(wěn)定性有很大的影響。由此可以說明鼓式制動器的低頻振動與其結(jié)構(gòu)本身有密切關(guān)系,這對于改進鼓式制動器的設(shè)計和抑制鼓式制動器的低頻制動振動有指導(dǎo)性意義。 附錄2：外文原文