制動鼓課程設計報告.

1、湖北 汽車工 業(yè)學院 課程設 計報告課程設計說明書課程名稱：汽車系專業(yè)課程設計課題名稱：制動鼓簡化模型的有限元分析班 級 T943-4姓 名陳鵬學 號 20090430440指導教師起止日期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)學院課程設計報告目錄制動鼓簡化模型的有限元分析 1摘要 1Abstract 1第一章 制動鼓簡化模型介紹 21.1 分析任務說明 21.2 制動鼓簡化模型介紹 2第二章 有限元理論基礎 32.1 線彈性體靜力學問題 32.2 求解收斂問題 42.3 結構整體剛度分析 5第三章 制動鼓的有限元分析 63.1

2、 二維軸對稱圖形分析 63.2 三維軸對稱圖形分析 1 13.3 模態(tài)分析 143.4 目標參數(shù)的優(yōu)化 16第四章 有限元分析總結 18第五章 文獻閱讀 191. 高性能汽車制動鼓的研究與生產 192. 鼓式制動器的有限元分析 193. 基于 ANSYS Workbench 的鼓式制動器的接觸分析 194. 基于 ANSYS 鼓式制動器有限元模型的建立與分析 195. 汽車鼓式制動器制動鼓的模態(tài)分析 206. 制動鼓的熱衰退性能有限元分析 20參考文獻： 21湖北 汽車工 業(yè)學院 課程設 計報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)學院汽車工程系T943-4）摘要：制動

3、鼓是鼓式制動器的旋轉元件，固定元件是制動蹄。制動時制動蹄在促動 裝置作用下向外旋轉，外表面的摩擦片壓靠到制動鼓的內圓柱面上，對鼓產生制動摩 擦力矩。汽車制動系統(tǒng)關系到汽車與乘坐人員的安全性，在汽車制動時應有足夠的制 動力矩，而且不應出現(xiàn)制動器損壞的問題。為此我們簡化制動鼓模型用workbe nch12.0有限元分析軟件對其進行力學分析。關鍵詞：制動鼓安全性workbench12.0Abstract： the brake drum is the rotation of the drum brake components, fixed element is brake shoe. Brak ing

4、 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 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 auto

5、mobile brak ing should have eno ugh brak ing torque, and there should not be a brake damage problem. Therefore, we simplify the brake drum model with finite eleme nt an alysis software workbe nch12.0 the mecha nics an alysis.Keywords brake drum safetyworkbe nch12.0第1頁共23頁湖北 汽車工 業(yè)學院 課程設 計報告第一章制動鼓簡化模型

6、介紹1.1分析任務說明（1）采用二維軸對稱單元，計算在圖示的兩種載荷單獨作用下及在組合載荷作用 下的結構的應力，變形與安全系數(shù)。（2）采用三維實體單元建模，計算在圖示的兩種載荷單獨作用下及在組合載荷作用 下的結構的應力變形與安全系數(shù)。（3）采用三維實體單元計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行參數(shù)化研究及目標驅動的優(yōu)化設計。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的制動鼓內壁上

7、；制動鼓繞其 軸線以60rad/sec 的角速度旋轉；（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 DnnnVflihlAnulr elMiW第2頁共23頁湖北 汽車工 業(yè)學院 課程設 計報告第二章有限元理論基礎2.1線彈性體靜力學問題線彈性靜力分析問題是有限元分析的基礎，主要有以下八個步驟：1）結構離散化結構離散化是有限元分析的第一步。主要是把要分析的結構劃分成有限個單元體并設 置節(jié)點，把相鄰單元在節(jié)點處連接并組成單元集合體，以代替原來結構。2）選擇位移函數(shù)為了能用節(jié)點位移表示單元內任一點位移、應力和應變，首先假定單元內任一點位移 是坐標的某簡單函數(shù)，稱為位移函數(shù)，

8、即：f -N U（ 2.1.1）式中：'f 為單元內任一點的位移列向量； N為形狀函數(shù)矩陣；C.為單元節(jié)點位移列向量。3）分析單元的力學特性利用彈性力學幾何方程，導出節(jié)點位移表示的單元應變：I ' -BL（2.1.2）式中：為應變列向量； B為幾何矩陣；為單元節(jié)點位移列向量；利用物理方程，導出節(jié)點位移表示的單元應力：【：八-D 1BH（ 2.1.3）利用虛功方程建立單元上節(jié)點載荷和節(jié)點位移之間的關系式，即單元剛度方程，從而 導出單元剛度矩陣：- k（ 2.1.4）k - / 】D】Bdv（ 2.1.5）式中：K為單元剛度矩陣；P為等效節(jié)點載荷列向量。4）計算等效節(jié)點載荷連續(xù)彈性

9、體經過離散化以后，假定力是通過節(jié)點從一個單元傳遞到另一個單元。對于 實際連續(xù)體，力是從公共邊界傳遞到另一個單元。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)點上，形成等效節(jié)點載荷。第3頁共23頁湖北 汽車工 業(yè)學院 課程設 計報告5）整體分析集合所有單元剛度方程，建立整個結構的平衡方程，從而形成總體剛度矩陣:(2.1.6)其中：匸為結構總體剛度矩陣；J?為結構總體節(jié)點位移列向量；口 1為結構總體等效節(jié)點載荷列向量；6）位移邊界條件應用位移邊界條件，消除總體剛度矩陣奇異性，式（2.1.6 ）可以求解。7）求解結構平衡方程結構平衡方程是以總體剛度矩陣為系數(shù)

10、的線性代數(shù)方程組，求解這個方程組可得節(jié)點 位移。8）計算單元應力按式（2.1.3 ）由節(jié)點位移求出單元的應力。2.2求解收斂問題選擇單元位移函數(shù)時，應保證有限元法解的收斂性，即網(wǎng)格逐漸加密時，有限元法解 的序列應收斂到精確解；或單元尺寸固定時，每個單元的自由度數(shù)越多，其解越趨近于精 確解。有限元法收斂條件如下：1）單元內位移函數(shù)必須連續(xù)構造的單元位移函數(shù)多項式是單值連續(xù)的，因此選用多項式差值函數(shù)的單元位移函數(shù) 在單元內連續(xù)。2）單元位移函數(shù)必需包括剛性位移項每個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。一個單元牽連在另一 些單元上，其他單元發(fā)生變形時必將帶動該單元作剛性位移。因此，為

11、模擬一個單元的真 實位移，假定單元位移函數(shù)必須包含剛體位移項。當節(jié)點位移具有相應于剛體位移的給定 值時，單元應變和節(jié)點力必為零。當采用不包括剛性位移項的單元位移函數(shù)時，就會出現(xiàn) 多余應變和節(jié)點力，因此節(jié)點平衡方程受到限制。3）單元內位移函數(shù)必須包括常應變項每個單元的應變狀態(tài)總可以分解為不依賴于單元內各點位置的常應變和由各點位置決 定的變應變。單元尺寸足夠小時，單元中各點應變趨于相等，單元變形比較均勻，因而常 應變就成為應變的主要部分。為反映單元應變狀態(tài)，單元位移函數(shù)包含常應變是必須的要 求。4）相鄰單元公共邊界上連續(xù)有限元法一定要求有公共節(jié)點的單元在節(jié)點處連續(xù)，在連續(xù)體彈性力學中，位移是處 處

12、連續(xù)的。從模擬真實結構出發(fā)，若能構造一個單元位移函數(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)點處具有相同位移，就能保證它們在整個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，這樣才能保證結構應變能是有界 的。2.3結構整體剛度分析結構整體剛度方程是作用在結構上節(jié)點載荷向量與載荷位移向量之間的關系式。組建時，將整體坐標系下的單元剛度方程擴展為：尹=及陀 F（ 2.3.1）式中：Fe、?為按節(jié)點順序排列并擴展為n*1階的單元e的節(jié)點力向量和節(jié)點位移向量；e為擴展后的n*n階e單元剛度矩

13、陣；符號上的“一”表示在整體坐標系下。由節(jié)點力平衡條件可知，匯交于某一節(jié)點i的單元節(jié)點力的總和應該等于作用在該節(jié)點上的 外力即：Z "代）=佗（1）+佗（2）+斤*3）+.=係（2.3.2）對于整體結構，則有：瓦（F 擔KMf 】（2）+f 燈（2.3.3）所以：.- K 2 二（2.3.4）式中I為整體坐標系下的總剛度矩陣，引入邊界條件進行約束處理，得到以節(jié)點位移為 未知數(shù)的基本方程組。解此方程組可求得整個結構的節(jié)點位移。第5頁共23頁湖北 汽車工 業(yè)學院 課程設 計報告第三章 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

14、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。建立二維模型的時候要正確運用切片功能。首先要凍結整個模型（運用切片必須使模型處于凍結狀態(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，要按照局坐標系的方向， offset相應距離，以滿足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片組合成一個整體（如圖3.1.1）狛3冷曲圖 3.1.12）二維平面模型的材料定義：選擇gray cast iron 然后進行編輯。楊氏模量為1.6e

15、5Mpa，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，只有強度極限，故 知它為脆性材料。3）二維模型網(wǎng)格劃分：從project 進入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plane183單元（8節(jié)點軸對稱平面單元）離散后，得到1130個節(jié)點，319個單 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 3.1.33.1.2 有限元模型求

16、解二維模型的約束和加載，分2種單獨情況和其組合情況：螺栓位置處加fixed support，內壁徑向加載 pressure，旋轉速度用inertial 中的rotatio nal velocity。3.1.3 有限元模型求解結果二維模型的結果：制動鼓強度失效形式為斷裂失效，由強度理論，可以簡單認為是第一強度理論，最大 拉應力理論。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。其結果如下：表3.1 二維模型求解結果最大應力（Mpa最大應變最小安全系數(shù)均布載荷6.

17、9Mpa81.5240.000407622.69角速度60rad/sec0.00064033.2015e-915合力結果82.130.000746642.69第7頁共23頁湖北 汽車工 業(yè)學院 課程設 計報告3.1.4有限元模型求解結果分析15：56艮9Q550.00B:畧“12 SlruclUEul (USIS1 Eqni yaleiit Stress: E 眷2心擊 I (vut'Mi Ldl) Stif d*L£ VfiLtTin* 9. 53030. 4553 Hi*圖 3.1.4B: Sltlie(AKIS)Egnifaliikt Ha-itic StrunTfpe

18、: E當,由“I (vut."Ni lai) EIhsIlc £讓酣el Unt t: Hfl/rmTim: i2UI3-1-4 l£：96000T<66< luraeeriiiorO3561fi<0DOH 兇 140ran Lb典D000 珈 4D!3OO251fi40D0016914B635rf50.0D第8頁共23頁湖北 汽車工 業(yè)學院 課程設 計報告第#頁共23頁湖北 汽車工 業(yè)學院 課程設 計報告圖 3.1.5灰口鑄鐵材料有一定的強度，塑性和韌性很低，抗拉強度為200Mpa,抗壓強度為750Mpa. 從應變圖中我們看出制動鼓在組合應力下

19、應變很小只有0.00074664，所以灰口鑄鐵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，主要 受力面為環(huán)形內側面，并且內側所受的應力要大于其它部位的應力。在實際制造制動鼓時，我們結合有限元分析，為了提高制動鼓的安全性，我們可以加強制動鼓內環(huán)壁的材料，提高這一部分的強度，增加制動鼓安全可靠性。3.1.5有限元分析收斂性(unn)KOITotal Defomatig Gum)Change (%)NodesElements177 9143991X2277.5133. 0115e-0035134161T圖 3.1.6 Total deformation收斂性Equ

20、ivalent Elastic Strain (jinn/nim) Chuif (16 | Nodas15.231Ge-00243991X225,E52&e-00eQ.4010T51341617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)學院 課程設 計報告第10頁共23頁湖北 汽車工 業(yè)學院 課程設 計報告77e+3第#頁共23頁湖北 汽車工 業(yè)學院 課程設 計報告Solution NumberEquivalent Stress 鮒Fa)Change (%)NodesEl em«nts15754.74399136

21、225777.90.4010751641617圖 3.1.8 equivale nt stress收斂性4.17e-24,16e-24.15e-2Solution NumberSafety FactorChance (%)Mod*sElements14. 1705a*C024399136224. 1538e-002-0.4010751841617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，應變，應力和安全系數(shù)的結果收斂性。 chan ge(%)改變的數(shù)值很小，所以我們可以得出結果都是收斂的。3.2三維軸對稱圖形分析3.2.1有限元模型建立 1）三維實體

22、單元有限元模型建立第11頁共23頁湖北 汽車工 業(yè)學院 課程設 計報告在DM模塊中，三維實體建模應用 對于內壁徑向壓力 的標記，應首先在 revolve 旋轉該線，用 imprint faceimpri nt face 來完成對約束和載荷位置的標記 ， sketch中內壁受載一段重復畫一段線，然后運用 標記旋轉面。如圖3.2.1所示：第#頁共23頁湖北 汽車工 業(yè)學院 課程設 計報告第#頁共23頁湖北 汽車工 業(yè)學院 課程設 計報告I:訊口E： 5l!r«iu«L QASTSJFLiviTL*: I. sS043"gM 1I:5E第#頁共23頁湖北 汽車工 業(yè)學院

23、 課程設 計報告第#頁共23頁湖北 汽車工 業(yè)學院 課程設 計報告這種外面上六面體單元，里面是四面體單元的計算結果很好。查看 solid186 號20節(jié)點結構單元和退化后的solid187 號10節(jié)點結 150972，總單元數(shù)為34548。hr:逋1 =1lMiJU1 置1湖m ai僭ffi圖 3.2.12）三維模型材料的定義（同二維）：選擇gray cast iron然后進行編輯。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meth

24、od里，選擇 Hex Dominant Method，對于單元大小，設置13/1000/2。這樣設置的一個好處是，能夠使壁厚同時容納2個 單元，有利于求解。選擇Hex Dominant Method,此時先生成一個平面網(wǎng)格，經過向內拖拉形成塊 /錐，再在內部 添加錐形四面體單元 離散單元結果，得到 構單元。總結點數(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有限元模型求解結果表3.2 三維模型結果(無孔)最大應力(Mpa)最大應變最小安全系數(shù)均布載荷6.9Mpa82.2920.000748112.91角速 60rad/sec0.000491634.4694e-915組

25、合力82.2920.000748112.91表3.3 三維模型結果(有孔)最大應力(Mpa)最大應變最小安全系數(shù)組合力82.3140.000748312.91324有限元模型求解結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果和三維實體模型模擬的結果大致一樣，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。但精確的工程分析結果，則采用三維實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 NumberTot*l De form at ion Gnm)

26、Change 俱)ModesElementE10.14520550041902920.145312.1897e-002272AB21559G2(onn'ann) uldh甘 SUIAS 記 I闔 FUcIflAplbE7, 48e-4Solution NumberEquivalsnt Elastic Strain tjwii/mm）Chan£« （%）Ncds17.482-004550041902527.401 le-004-1.10126-002272962155932Solution NumberEquivilent Stress （W?a） Chsngg （X

27、）HadesEl ements182,302SECO 4190292£2 252T LS12e-002 2729321559B2圖324Solution NumberSafety FactorChange iridesEl12 9161550041902922 91641. 1812e-0022T2902155982圖 3.2.5三維分析結果與二維的數(shù)據(jù)圖形具有相似性，所以其結果收斂3.3模態(tài)分析模態(tài)是結構的固有振動特性，每一個模態(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)可以由計算或試驗分析取得 這樣一個計算或試驗分析過程稱為模態(tài)分析 模態(tài)分析 是研究結構動力特性一種近代

28、方法，是系統(tǒng)辨別方法在工程振動領域中的應 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10111018.820121177.730131294.947.4506e-004141294.959.5835e-00415129561.3267e-003161317.67298.53171317.68298.541815759747.3519157510747.38202011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.dufrtEacy E98 5fl Hi UbM： nil2OEJ-E-T 1

29、：£510. 593 Hu9.4203& 24TB7. GTS5. 50244. ?29?3. 55T12. 38刖I.ZMB03m oo i亦 J150. CO圖3.3.1 8 階模態(tài)I: l«4«l C*1TS)7#t-kl D«£ofriA.tLaa 10 lyre： Total DefornitionPr r<«tn<y 3® H*Vbl t. nn2013-J-T 91:36 11.992 Hu10箱-也蛙nT. 9951j & 66 強5.32234 . MBS2.嗨I.STD. 0O

30、W4O7 Bia0.00300 DO Ijn)150. W0. 039115 Bin圖332 10 階模態(tài)其中，第一（二）階，制動鼓在邊緣對稱處沿其徑向分別有兩處變形最大，振型呈明顯的橢圓狀；第三階，制動鼓邊緣處徑向變形基本相等；第四（五）階，制動鼓在邊緣對稱處沿徑向有四處變形最大，振型呈不規(guī)則的圓形；第六階，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)學院 課程設 計報告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1506.5

31、76970.832506.8571369.13875.6817074876.4491707.15970.79102490.610.圖 3.3.33) 有孔有約束制動鼓自由模態(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1306.285332.292306.286508.453326.97749.64327.058749.62(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)結果，前三階模態(tài)頻率為零, 因為在此狀態(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)結果。3.4目標參數(shù)的優(yōu)化輸入?yún)?shù)：DM中P仁6,它是制動鼓螺栓孔內徑，P2=1

32、0,它是制動鼓螺栓沉頭孔內徑。回應參數(shù)：P3 - Geometry 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)學院 課程設 計報告Resp onse Parameter Goals 中設置 Total Deformati on ；Equivale nt Stress 為 MaximumSafety Factor 和Geometry Mass為Minimun,其他為默認。我們得到初始

33、優(yōu)化9個設計點；表3.7設計點NameP1P2Geometry MassTotal Deformati onEquivale nt StressSafety Factor114.51048.1480.15182.3272.9152131048.1590.15282.3582.9143161048.1350.15182.3382.914414.5948.1520.15182.3232.915514.51148.1430.15182.3292.915613948.1630.15282.3562.914716948.1390.15182.3442.9148131148.1540.15282.3642

34、.9139161148.1300.15182.3322.915選取最優(yōu)方案A為設計點，并計算一個參考設計點，作出對比。將優(yōu)化后的方案應 用到原二維靜力分析中，得出下表表3.8參考設計點NameP1P2Geometry MassTotal Deformati onEquivale ntStressSafety FactorCurre nt151048.1440.15182.3142.915DP 115.6910.9948.1330.15182.3292.915我們得到最后優(yōu)化結果為15mr和10m的內徑第17頁共23頁湖北汽車工業(yè)學院課程設計報告第四章 有限元分析總結（ 1）有限元模型的建立包括

35、幾何模型的建立和幾何模型的網(wǎng)格單元劃分兩部分。本文建立的模型是從實際實型簡化而來，簡單明了的描述了實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行受力分析。根據(jù)制動鼓載荷的特點和邊界條 件簡化的模型能夠比較精確地得到結果。（ 2）根據(jù)載荷的特點和邊界條件， 將實際作用于制動鼓內表面的摩擦力矩簡化為垂直制動 鼓內表面的壓力。并忽略了由摩擦而產生的熱膨脹問題和沿內壁切向的摩擦力，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力和應變特征 ，且提供了安全系數(shù)， 直

36、接反 映了制動鼓的強度問題。（ 4）在模態(tài)分析中，重點求解出了無約束無孔下制動鼓的自由模態(tài)，得出了前 20階以內的頻率，并且驗證 3階以內為剛體模態(tài)， 頻率接近 0 的特征，同時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)化設計中， 通過對輸入?yún)?shù)和回應參數(shù)的設置， 得出了一個參考方案， 即對制動鼓 螺栓孔尺寸的重新設計，達到了節(jié)省材料的目的。第 18 頁 共 23 頁湖北汽車工業(yè)學院課程設計報告第五章 文獻閱讀1. 高性能汽車制動鼓的研究與生產 灰鑄鐵具有一定的強度、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

37、著汽車向高速重載方向發(fā)展 , 普通灰鐵材質 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、組織及性能應進行正確設計和選定。據(jù)有關資料介紹：當制動鼓的硬度滿足190210 HB,金相組織為95%以上的珠光體時,其摩擦磨損綜合性能較理想。文獻：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. 汽車工藝與材料 2003 年12期2. 鼓式制

38、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置的制動器 ,用有限元分析軟件進行計算和分析。 施加在 有限元模型上的載荷是否合理約束 , 是否正確直接關系到有限元計算結果的準確性 . 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雜 ：對制動 蹄, 約束銷孔的徑 向位移及銷孔內端面的軸向位移 ; 對制動鼓 , 約束制動鼓內端面的軸向 位移及輔助輪輻上中心節(jié)點的位移。文獻：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)學院汽車系，遼寧 省機械研究院有限公司 ;3. 鼓式制

39、動器的接觸與結構強度分析運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限 元模型。利用制動器應力測定試驗方法和試驗結果 ,采用三種不同的領從蹄上促動力的分配 方式,并考慮凸輪轉動和摩擦系數(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 到與試驗結果相對應的仿真結果。 將仿真結果與試驗結果進行比較分析 ,研究合理的制動器 應力場的有限元分析方法。在此基礎上得出制動蹄與鼓之間的接觸壓強的分布特性及制動 器各部件上的等效應力。文獻：馬迅 尹長城鼓式制動器的接觸與結構強度分析J.湖北汽車工業(yè)學院報，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)的關鍵部件。 為了提高汽車制動系統(tǒng)的制動效能和穩(wěn)定性 ，對其整體進行結構受力分析和有限