【正文】 械設備運動和力學問題的基礎。機械設備，特別是運動機械，由于振動問題引起的機械故障率高達60%70%.隨著機械系統(tǒng)向高參數化發(fā)展，機械振動和機械噪音問題日益突出，已引起工程界的普遍重視和關注，它常常是造成機械和結構惡性破壞和失效的直接原因?，F在，振動分析和振動設計已成為產品設計中的一個關鍵環(huán)節(jié)，它對國民經濟建設中的重大工程和人民的生命安全都有重大的影響。結構的振動分析將涉及到模態(tài)分析、瞬態(tài)動力學分析、簡諧響應分析、隨機譜分析等方面，其中結構的模態(tài)分析（固有頻率與振型）是所有振動分析的基礎。一般結構受載荷后的位形和無荷初始位形差別較小,這時結構的模態(tài)分析可不考慮載荷的剛化效應。此時，結構模態(tài)可認為由結構本身的特性與與材料特性所決定的，與外載條件等無關，而結構在任意初始條件及外載作用下的強迫振動都可以由結構按這些基本特征的強迫振動的線性組合組成。因此結構模態(tài)分析是結構強迫振動分析的基礎。多自由度系統(tǒng)振動時，同時有多階模態(tài)存在，每階振動模態(tài)可用一組模態(tài)參數來確定，通常模態(tài)參數包括固有頻率、固有振型、模態(tài)質量、模態(tài)剛度和模態(tài)阻尼比等。其中最重要的是頻率、振型和阻尼比。對于無阻尼系統(tǒng)就是固有頻率和振型。模態(tài)參數有重要的意義，因為它將表明在哪幾種頻率下結構會產生共振以及在各階頻率下結構的相對變形，對于改善結構動態(tài)特征，這是最重要的基本參數。 對鼓式制動器進行有限元模態(tài)分析時采用實際邊界條件，當然更能精確的反映制動器工作動態(tài)特性，但實際邊界條件及其復雜，如摩擦襯片與制動鼓之間的接觸非線性。而ANSYS模態(tài)分析只能處理線性問題。因此實際約束條件下的有限元分析很難實施。另外，從理論上講，自由邊界條件下所計算得到的模態(tài)參數可以通過數學建模的方法計算得到任意邊界約束條件下的特性；反之，在指定邊界條件下所取得的計算結果則不能轉換為其它邊界條件下的動特性?；谝陨蠋讉€方面原因，本論文對制動器進行有限元的模態(tài)分析，并觀察其位移變化情況。在模態(tài)過程分析中，建立有限元后，就需要進行模態(tài)設置、施加邊界條件、進行模態(tài)擴展設置、進行擴展求解。完成零件的有限元模型建立后，進入求解器模塊，選擇分析類型為“Modal”。ANSYS提供了七種模態(tài)提取方法，它們分別是子空間法、分塊Lanczos法、PowerDynamics法、縮減法、非對稱法、阻尼法和QR阻尼法。分塊Lanczos法特征值求解器是默認求解器，它采用Lanczos算法，是用一組向量來實現Lanczos遞歸計算。它內部使用廣義Jacobi迭代算法。由于該方法采用完整的質量矩陣和剛度矩陣，因此精度很高，但計算速度比縮減法慢。這種方法常用于對計算精度要求高，但無法選擇主自由度的情形。PoweDynamics法內部采用子空間迭代計算，但采用PCG迭代求解器。這種方法明顯比子空間法和分塊Lanczos法快。但是，如果模型包含形狀較差的單元或病態(tài)矩陣時可能出現問題不收斂。縮減法采用一個較小的自由度子集即主自由度來計算，因此計算速度更快，但計算精度取決于質量矩陣的近似度。非對稱法也采用完整的質量矩陣和剛度矩陣，使用 于質量和剛度矩陣為非對稱的問題（如聲學中流體結構耦合問題）。阻尼法用于阻尼不能忽略的問題，如轉子動力學研究。該法使用完整的質量、剛度和阻尼矩陣。QR阻尼法同時具有分塊Lanczos法與復Hessenberg法的優(yōu)點，能夠很好的求解大阻尼系統(tǒng)模態(tài)解。本計算選用分塊Lanczos法，同時指定提取的模態(tài)頻率范圍為前10階，對于分塊Lanczos法，模態(tài)擴展意味著將模態(tài)振型寫到結果文件。因此，如果想在后處理中查看振型，必須先擴展之。設置在結果文件中包含指定范圍內所有的模態(tài)信息。單擊SolutionAnalysis TypeNew Analysis。彈出對話框： 圖 設置分析類型為模態(tài)分析選擇Model，然后點擊OK。然后單擊SolutionAnalysis TypeAnalysis Option；彈出對話框：圖 設置模態(tài)階數在兩個文本框中輸入10，點擊OK。然后彈出對話框： 圖 設置頻率的上限和下限填入數值，點擊OK。最后，從主菜單中選擇SolutionsolveCurrent LS命令，對模型求解。 通過命令：Main MenuGeneral PostprocResult Summary,彈出“SET LIST Command”對話框，其前十階模態(tài)如圖： 第一階模態(tài)振型 第二階模態(tài)振型 第三階模態(tài)振型 第四階模態(tài)振型 第五階模態(tài)振型 第六階模態(tài)振型 第七階模態(tài)振型 第八階模態(tài)振型 第九階模態(tài)振型 第十階模態(tài)振型由以上十階圖形可以看出各階振動的頻率，并且隨階數的增加而成遞增趨勢。模態(tài)2的頻率為0Hz。模態(tài)3的頻率為0Hz。 模態(tài)4的頻率為0Hz。16模態(tài)振型表現為在制動鼓環(huán)狀輪輻環(huán)截面內的一階彎曲振動，模態(tài)7的頻率為2097Hz。模態(tài)8的頻率2122Hz。兩者振型表現為在制動鼓環(huán)狀輪輻環(huán)截面內的二階彎曲振動。當制動鼓為以上振型振動時，制動鼓與制動蹄摩擦襯片的接觸狀態(tài)將趨于不穩(wěn)定。因此，這些模態(tài)對制動器工作時的制動振動及噪音有較為顯著的影響。工程中可以通過加寬制動鼓外表面凸緣來提高這些模態(tài)的固有頻率，減少其振動時的相對振幅。模態(tài)9的頻率為2746Hz。模態(tài)10的頻率為4114Hz。由于這兩階模態(tài)固有頻率較高，且制動器工作時制動鼓腹板由螺栓固定在輪轂上，因此這兩階振型對制動噪音影響較小。此外，制動鼓在實際載荷作用下將變形呈喇叭口狀特征，這對產生的噪音起放大作用，因此提高制動鼓剛度對降低制動噪音有積極作用。制動蹄前十階自由模態(tài)如圖： 第一階模態(tài)振型 第二階模態(tài)振型 第三階模態(tài)振型 第四階模態(tài)振型 第五階模態(tài)振型 第六階模態(tài)振型 第七階模態(tài)振型 第八階模態(tài)振型 第九階模態(tài)振型 第十階模態(tài)振型由于領、從蹄結構相同，本論文只對從蹄進行了模態(tài)分析。由以上各圖中可以看出，模態(tài)1頻率為0Hz。模態(tài)2頻率為0Hz 。模態(tài)3頻率為0Hz。模態(tài)7頻率為3066Hz。模態(tài)8頻率為3238Hz 。模態(tài)9頻率為5116Hz 。模態(tài)10頻率為6233Hz。 最后兩階為高階模態(tài)，因激振出該模態(tài)所需能量較大，且該模態(tài)運動衰減較快，故分析時可以予以忽略?？梢钥闯?，制動鼓與制動蹄二者的模態(tài)在低階范圍內無耦合現象。制動器工作時，由于鼓與蹄相互約束，二者在實際約束條件下模態(tài)固有頻率都會有一定提高。本章介紹了有限元模態(tài)分析的過程，并對模型進行了分析，得出了制動鼓和制動蹄各自的前十階振型及固有頻率，為改善其動態(tài)特性，實現制動器降低制動噪音提供了依據?？偨Y本文主要研究鼓式制動器的三維建模及其有限元分析。在開始建模之初，通過汽車設計、汽車理論及汽車構造對鼓式制動器的結構特點有了初步的了解。隨后，到實驗室對其模型進行測繪，并進行CATIA的三維建模，在建模過程中，遇到了很大的挑戰(zhàn)，由于其制動蹄的結構相當復雜，無從下手。但在同學的幫助下，以及個人的努力，充分運用了CATIA中的凸臺、凹槽、拉伸、倒圓角等功能，將其繪制成功。并通過裝配功能將其裝配成型。在鼓式制動器的三維建模過程中，使我對CATIA軟件有了更深刻的了解，并且深入的學習了CATIA制圖軟件。在CATIA的三維建模后，需要將其實體模型保存為model的格式，導入ANSYS中，進行有限元分析。在有限元分析過程中，又幾度遇到不同程度的問題，比如，網格劃分過程中，對不同材料的劃分，施加約束時，局部約束的建立。不過，在王老師的細心指導下，這些問題都被解決。最終，分析出結果。通過這些問題的解決，對ANSYS的操作也以基本達到熟練。最后，對鼓式制動器進行了模態(tài)分析，通過模態(tài)分析，確定其固有頻率和固有振型，為降低制動噪音提供了良好的方案。由于本人知識水平有限，論文中難免出現問題及不完善之處，希望老師批評指正。參考文獻[1] V5 ：中國青年出版社，[2] ：機械工業(yè)出版社，[3] ：機械工業(yè)出版社，[4]：高等教育出版社，[5] ：機械工業(yè)出版社，[6] ：清華大學出版社，[7] ，2000[8]：哈爾濱工業(yè)大學出版社，[9] ：機械工業(yè)出版社，[10] ：北京航空航天大學出版社，[11]：機械工業(yè)出版社，[12]段進，倪棟，：兵器工業(yè)出版社；北京科海電子出版社，[13]，[14]，[15]，[16] ：北京航空航天大學出版社，致 謝53