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鼓式制動器因其具有結(jié)構(gòu)緊湊、性能可靠、制動功率大等優(yōu)點，成為卡車和大中型客車中最常見的制動裝置。汽車制動過程中經(jīng)常會發(fā)生低頻振動。這種低頻振動不僅使乘員感覺不舒適，還會縮短汽車的使用壽命，甚至導(dǎo)致事故。本研究通過有限元分析和實車試驗，分析了一種商用汽車上使用的鼓式制動器的低頻振動特性。
制動器主要由制動底板、制動鼓、制動蹄和摩擦襯片組成。摩擦襯片固定在制動蹄的表面，制動蹄通過支承銷固定在制動底板上，制動底板與車橋的橋殼相連。汽車行駛過程中制動鼓和車輪一起轉(zhuǎn)動，制動鼓與蹄片不接觸。制動時，兩個制動蹄在輪缸液壓作用下，各自繞其支承銷的軸線向外旋轉(zhuǎn)，使摩擦襯片緊壓在旋轉(zhuǎn)的制動鼓上，從而阻止制動鼓的轉(zhuǎn)動，產(chǎn)生制動效果。摩擦接觸過程中，施加在摩擦襯片和制動蹄上的力通過蹄片支承銷傳遞到制動底板上，引起制動底板的扭轉(zhuǎn)。制動器的結(jié)構(gòu)藕合以及制動過程中的其他因素導(dǎo)致制動力發(fā)生變化，從而導(dǎo)致制動底板發(fā)生扭轉(zhuǎn)振動。這種振動通過車橋、鋼板彈簧等傳到車身，從而被乘客感受到。
在建立制動器的有限元模型之前，必須先建立制動器的力學(xué)模型，合理地模擬約束，確定邊界條件及載荷。在建模過程中，如果把制動底板、蹄片、摩擦襯片和制動鼓看作一個整體，則它們只受到輪缸施加的制動促動力的作用。同時，將制動底板與車橋間的連接用扭簧來代替。
由于制動器中零部件眾多且結(jié)構(gòu)復(fù)雜，所以在建模過程中需要略去一些小的附件和細節(jié)。實體建模在UG中進行，然后導(dǎo)入到有限元軟件中進行網(wǎng)格劃分。
按照網(wǎng)格劃分的基本原則，綜合考慮計算經(jīng)濟和網(wǎng)格質(zhì)量等因素，對制動器各個部件進行網(wǎng)格劃分。由于制動蹄片和摩擦襯片的材料不同，在網(wǎng)格劃分過程中需要在連接面上將兩種材料上的節(jié)點對應(yīng)并共享。模型一共有47424個節(jié)點，有近4萬個單元。制動鼓的內(nèi)表面包圍著摩擦襯片的外表面，制動鼓的內(nèi)表面明顯大于摩擦襯片的內(nèi)表面，制動鼓的內(nèi)表面是凹面而摩擦襯片的外表面為凸面。因此設(shè)定摩擦襯片的外表面為接觸面，而制動鼓的內(nèi)表面為目標面。
以制動器底板中心為坐標原點，Z軸垂直于制動器底板平面，向上為Z軸正方向，考慮兩個制動蹄對稱，以對稱軸為x軸，指向制動蹄末端的方向為正方向。制動器的約束與載荷如下：
(1)制動鼓。制動鼓只繞z軸旋轉(zhuǎn)，其他自由度均約束。通過給制動鼓一個隨時間變化的轉(zhuǎn)角來實現(xiàn)鼓的轉(zhuǎn)動。
(2)促動力。領(lǐng)蹄和從蹄上的促動力加載在制動蹄的末端，垂直于x軸，大小均為1kN。
(3)制動底板。制動底板只繞z軸旋轉(zhuǎn)，其他自由度均約束，并通過一個扭轉(zhuǎn)彈簧連接到無限剛性的基座上。
(4)復(fù)位彈簧。剛度大小為1MN/m。
(5)扭轉(zhuǎn)彈簧。剛度大小為l0MN/m。
通過上述約束，制動過程中蹄片與制動底板的相對運動只有蹄片繞蹄片軸的轉(zhuǎn)動。
使用上述模型，在微機上經(jīng)過約10h的計算，可得到模型的瞬態(tài)響應(yīng)。提取底板上一個點的x，y兩方向的時域響應(yīng)，將其轉(zhuǎn)化為該點繞底板中心的轉(zhuǎn)動方向的時域響應(yīng)，通過FFT變換�？梢钥吹剑苿拥装迮まD(zhuǎn)振動的基頻約為35Hz，基頻處的幅值約為7.67dB。
改變制動器中復(fù)位彈簧的剛度，分別進行計算，檢查計算結(jié)果可以看到制動器中復(fù)位彈簧的剛度對低頻制動振動的影響。通過計算發(fā)現(xiàn)，復(fù)位彈簧剛度的變化對基頻頻率的影響很小，但對基頻處的振動幅值影響很大。
制動時制動底板繞固定軸旋轉(zhuǎn)的基頻約為23Hz。將制動器中的復(fù)位彈簧換用剛度不同(粗細不同)的彈簧，重新安裝好后重復(fù)上述試驗�？梢钥吹�，雖然實車試驗與模擬計算在基頻處振動幅值上有一些差別，但從復(fù)位彈簧剛度對制動低頻振動的頻率和幅值的影響趨勢看，其結(jié)果與有限元分析結(jié)果完全一致。
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