基于摩擦振动和热机耦合联合仿真的制动抖动建模方法

摘要

本发明涉及一种基于摩擦振动和热机耦合联合仿真的制动抖动建模方法，包括以下步骤：A.计算制动压力变化所产生的制动盘厚度变化；B.计算热-机耦合作用产生的制动盘厚度变化；C.在多点接触摩擦振动模型的基础上，将初始厚薄差DTV0、DTVT_BPV和DTVT之和作为制动抖动激励，建立盘式制动器摩擦-热-振动耦合动力学模型。与现有技术相比，本发明可以完全再现制动抖动时盘式制动器耦合动力学行为，为解决制动抖动问题提供了新方法。

说明书

技术领域

本发明涉及一种，尤其是涉及一种基于摩擦振动和热机耦合联合仿真的制动抖动建模方法。 

背景技术

汽车盘式制动器制动抖动是汽车制动过程中经常发生的工程问题。制动器制动抖动会导致整车、制动踏板、方向盘、仪表板以及座椅下底板的剧烈振动，有时会伴随发生低频噪声，不仅会严重影响乘坐舒适性，而且会增加驾驶员误操作的几率，影响行车安全性。同时，制动抖动也会加速制动器和悬架等底盘部件的老化和疲劳破坏，进一步影响汽车的行驶安全性。因此，制动抖动已成为世界汽车工业迫切需要解决的重大技术难题之一。近年来，随着我国汽车保有量和使用量的剧增以及国内轿车应用盘式制动器的增加，制动振动和噪声问题频发，倍受关注。因此，研究盘式制动器的制动抖动的发生机理、内在规律与关键因素，寻求振动控制的新方法和新途径，是汽车制动器发展与应用过程中必须解决的重要课题。 

系统开展资料搜集与进行综合分析发现，尽管国外研究者针对制动抖动问题开展了大量研究，但是迄今为止尚未从根本上彻底弄清制动器制动抖动振源的发生全部机理与内在规律。通过大量的试验发现，制动过程中存在摩擦效应、摩擦生热效应、摩擦振动效应，而且摩擦、热、振动三种物理现象彼此交叉、相互耦合，形成典型的多物理耦合动力学效应。但是，国内外对此耦合动力学效应尚未进行系统研究，即使是有所涉及也仅仅限于考虑单一效应，或者两个效应的耦合而忽略另一物理效应。 

发明内容

本发明的目的就是为了克服上述现有技术存在的缺陷而提供一种基于摩擦振动和热机耦合联合仿真的制动抖动建模方法，该方法可以完全再现制动抖动时盘式 制动器耦合动力学行为，为解决制动抖动问题提供了新方法。 

本发明的目的可以通过以下技术方案来实现： 

一种基于摩擦振动和热机耦合联合仿真的制动抖动建模方法，包括以下步骤： 

A，计算制动压力变化所产生的制动盘厚度变化： 

在初始转速、初始制动压力条件下，利用制动器摩擦特性半经验模型和多点接触摩擦振动模型，得到制动盘初始端面跳动和厚薄差产生的制动压力波动特性；再结合制动盘初始温度、端面跳动和厚薄差条件，利用制动器热-机耦合动力学模型，分析制动压力波动对制动器热-机耦合特性的影响，进而获得该条件下由制动压力变化所产生的制动盘厚度变化，记作DTV_{T_BPV}，并构建其数学模型； 

B，计算热-机耦合作用产生的制动盘厚度变化： 

在初始转速、初始制动压力、制动盘初始温度、端面跳动和厚薄差条件下，利用制动器摩擦特性半经验模型和制动器热-机耦合动力学模型，获得热-机耦合作用产生的制动盘厚度变化，记作DTV_T，并构建其数学模型； 

C，建立盘式制动器摩擦-热-振动耦合动力学模型： 

在多点接触摩擦振动模型的基础上，将初始厚薄差DTV₀、DTV_{T_BPV}和DTV_T之和作为制动抖动激励，建立盘式制动器摩擦-热-振动耦合动力学模型。 

在进行制动器半经验摩擦特性建模时，根据轮胎魔术公式拟合摩擦特性曲线，该制动器半经验摩擦特性建模包含制动副相对速度和制动压力两个状态量。 

所述的多点接触摩擦振动模型为多点接触8自由度模型，其中，制动块与制动盘为均匀3点接触，内侧制动块与活塞均匀两点接触，外侧制动块与制动钳均匀两点接触。 

在步骤B)中利用C语言编程将初始端面跳动和厚薄差添加到制动器有限元模型表面，建立具有表面形貌的制动器瞬态热-机耦合动力学模型。 

所述的制动器瞬态热-机耦合动力学模型考虑了制动块背板结构、制动盘初始端面跳动和厚薄差的影响。 

步骤C)中制动抖动激励为： 

其中，x_{RI1_T}、x_{RI2_T}、x_{RI3_T}系统耦合模型内侧激励，x_{RO1_T}、x_{RO2_T}、x_{RO3_T} 系统耦合模型外侧激励，x_RI1、x_RI2、x_RI3是制动盘初始厚度变化产生的激励。 

建立盘式制动器摩擦-热-振动耦合动力学模型后，可基于Matlab软件和Msc-marc软件构建了制动器制动抖动摩擦-热-振动耦合分析仿真平台，预测紧急制动过程中的制动转速、制动盘温度场、制动盘热弹性变形、制动压力波动、制动力矩波动和制动钳振动加速度。 

附图说明

图1为一种基于摩擦振动和热机耦合联合仿真的制动抖动建模方法整体流程图。 

图2为45bar下的摩擦系数特性曲线； 

图3为制动块多点接触示意图； 

图4为盘式制动器多点接触模型(内侧)； 

图5为盘式制动器多点接触模型(外侧)； 

图6为通风盘式制动器有限元模型，其中(a)为整体有限元模型，(b)为制动块处的制动压力模型，制动块处的位移约束模型； 

图7为通风制动盘断面示意图； 

图8为制动盘厚度变化分布； 

图9为DTV100工况有效作用半径厚度变化曲线； 

图10为制动压力波动时间历程； 

图11为制动力矩波动时间历程； 

图12为热-机耦合作用对制动力矩波动的贡献量。 

具体实施方式

下面结合附图和具体实施例对本发明进行详细说明。 

实施例 

一种基于摩擦振动和热机耦合联合仿真的制动抖动建模方法，其整体流程如图1所示，包括以下步骤： 

步骤1：通过与轮胎魔术公式的对比，横坐标为速度，纵坐标为摩擦系数，取制动压力为45bar则可得摩擦系数静态拟合曲线图如图2； 

步骤2：模拟制动盘的摩擦振动特性，在建模时作出以下假设：该系统为多自 由度离散系统，制动块与制动盘为均匀3点接触，如图3所示；内侧制动块与活塞均匀两点接触，如图4所示；外侧制动块与制动钳均匀两点接触，如图5所示；采用盘式制动器半经验摩擦特性模型，分析过程不考虑制动热效应对制动盘厚薄差、端面跳动及制动副摩擦特性的影响；假设制动盘厚薄差被均匀分配到制动盘的内外侧表面，将制动盘初始厚薄差和端面跳动作为激励，数学模型如下： 

DTV＝SRO₁-SRO_O

$\left(\begin{array}{c}{x}_{\mathrm{RI}}={\mathrm{SRO}}_I\\ x_{\mathrm{RO}}={\mathrm{SRO}}_O\end{array}\right)(\sigma =0)$

$\left(\begin{array}{c}{x}_{\mathrm{RI}}=\frac{1}{2}·\mathrm{DTV}\\ x_{\mathrm{RO}}=-\frac{1}{2}·\mathrm{DTV}\end{array}\right)(\sigma \ne 0)$

其中SRO_I为制动盘外侧初始圆跳动，SRO₀为制动盘内侧初始圆跳动，DTV为制动盘厚薄差，x_RI，x_RO分别为制动盘外侧和内侧接触点位移，σ为内外初始圆跳动的相位差。 

具体仿真工况压力为45bar，激励参数如下两表所示。 

表1盘面初始SRO对热-机耦合特性影响的仿真工况 

表2盘面初始DTV对热-机耦合特性影响的仿真工况 

步骤3：在此基础上，利用多点接触制动器摩擦振动动力学模型和制动器半经验模型，可以仿真出制动抖动时的制动压力波动，其可以表示为数学函数：P＝45+4.33·sin(40π·t)。 

步骤4：重点考虑制动盘与制动块3个主要零件，忽略热辐射等影响因素，定义了制动块边界条件和制动盘对流散热边界条件，基于Msc-marc软件建立了制动器瞬态热机耦合模型，如图6所示。 

该制动盘为通风盘，其断面图如图7所示。包含36个通风槽，每一周期角为10°，内包含长短散热筋，R1～R7表示制动盘盘面的径向位置，H0、H4分别表示制动盘外、内侧盘面，H1～H3表示制动盘法向位置。通过该断面图，从温度场分 布、应力场分布、热变形(翘曲和厚度变化)以及接触压力等方面构建热机耦合特性的评价体系。 

步骤5：根据仿真初始条件和步骤3中计算得到的制动压力波动，计算制动抖动时制动压力变化引起的制动盘厚度变化，记作DTV_{T_BPV}，如图8所示。 

步骤6：在初始转速、初始制动压力、制动盘初始温度等条件下，利用c语言编程将制动盘初始端面跳动和厚薄差施加到制动盘的表面，构建具有真实表面形貌的制动器瞬态热-机耦合动力学模型，分析热机耦合作用产生的制动盘厚度的变化DTV_T，如图9所示； 

其中DTV_T与制动盘温度T密切相关，而制动盘温度是制动时间t和圆周角的函数，因此DTV_T可表达为制动时间t和圆周角的函数。为了方便分析，将DTV_T用矩阵的形式表达为其中行向量表示时间的个数，列向量表示有效作用半径圆周内所取圆周角的个数。在热-机耦合分析过程中，每间隔0.01秒选取制动盘厚度变化量，因此矩阵行向量数值为600。在建立制动盘热-机耦合有限元模型时，制动盘在周向内被分为108份，由于0度位置和360度位置重合，因此的列向量数值为109。在构建系统耦合动力学模型时，矩阵可表达为DTV_T[600，109]。利用Matlab/Simulink模块中Lookup Table(2-D)，可以求解出制动过程中任意时刻有效作用半径圆周上任一点的厚度变化DTV_T。 

步骤7：在多点接触摩擦振动模型的基础上，将初始厚薄差、DTV_T和DTV_{T_BPV}之和作为制动抖动激励，建立盘式制动器摩擦-热-振动耦合动力学模型。 

此时系统耦合动力学模型的激励可表示为： 

其中，x_{RI1_T}、x_{RI2_T}、x_{RI3_T}系统耦合模型内侧激励，x_{RO1_T}、x_{RO2_T}、x_{RO3_T}系统耦合模型外侧激励，x_RI1、x_RI2、x_RI3是制动盘初始厚度变化产生的激励。制动压力、制动力矩和热机耦合贡献量的分析结果如图10-图12所示。