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盘式制动器热_结构耦合的数值建模与分析

第44卷第2期2008年2月

机械工程学报

CHINESE JOURNAL OF MECHANICAL ENGINEERING

Vol.44N o.2

Feb. 2008

盘式制动器热-结构耦合的数值建模与分析*

黄健萌高诚辉唐旭晟林谢昭

(福州大学机械工程及自动化学院福州 350002)

摘要:在充分考虑移动热源且速度可变效应影响、盘与片摩擦界面间热流耦合的基础上,根据制动盘与摩擦片的实际几何尺寸,建立一个紧急制动工况下三维瞬态热-结构耦合的计算模型,运用大型有限元软件ANSYS中的非线性有限元多物理场方法,数值模拟盘式制动器的制动过程。揭示制动过程中制动盘瞬态温度场/应力场的分布规律,发现二者之间存在着耦合关系,二者随制动时间明显地呈现周期性变化,这些周期波动是由移动热源产生的热流冲击和对流换热影响的交替作用所引起的,且其变化周期随制动时间的延长而增大。并初步探讨制动盘产生径向裂纹的原因。

关键词:盘式制动器热-结构耦合数值建模热疲劳裂纹

中图分类号:U260.35

Numerical Modeling and Analysis of the Thermal-structure

Coupling of the Disc Brake

HUANG Jianmeng GAO Chenghui TANG Xusheng LIN Xiezhao (College of Mechanical Engineering and Automation, Fuzhou University, Fuzhou 350002)

Abstract:According to the real dimension of the braking disc and the pads, the modeling for three-dimensional transient thermal-structure coupling during the emergency braking is established based on the effect of the moving heat source with relative sliding variation and the coupling of the frictional thermal flow between the disc and the pad. By using the nonlinear multiphysics field of the ANSYS software, the braking process of the disc brake is simulated. The distribution of the temperature and the stress of the disc during the braking are analyzed. The temperature and the stress are coupled. During the braking, the transient temperature/stress variation present periodical fluctuations due to the entering heat flux and the thermal convection alternately. The variational period of the temperature/stress increases with the braking time prolonged. And the reason of radial thermal fatigue fracture of the disc is discussed. Key words:Disc brakes Thermal-structure coupling Numerical modeling Thermal fatigue fracture

0 前言

制动器制动过程中的温度场/应力场的变化规律对制动性能有很大影响,二者的耦合分析计算是制动器设计的重要内容和选择摩擦副材料的重要理论依据。摩擦热导致摩擦材料发生热降解、粘结剂气化,摩擦因数发生变化,制动性能降低,出现热衰退现象;也使金属对偶件发生局部材料的相变与热变形,出现局部热点。局部热点的出现导致制动压力不均匀分布的进一步发展,这反过来又促进局部温度进一步升高,使制动器出现热弹性不稳定现象。在热应力作用下很容易造成材料的热衰退和破坏,产生初始裂纹并导致表面刮削现象加剧[1]。而

*国家自然科学基金资助项目(50375028)。20070328收到初稿,20070927收到修改稿热弹性失稳的出现,使得制动器摩擦振动与噪声加大[2-3]。由于摩擦热的产生与接触压力的大小直接相关,而温度分布的不均匀性导致物体的热变形差异又直接影响接触状态或接触压力,接触状态的改变反过来影响摩擦热流输入强度。可见摩擦制动器的热问题是应力场与温度场耦合问题。

BARBER[4-5]通过列车制动器首先解释了滑动系统中机构的热弹性失稳。ZAGRODZKI,BURTON 等[1, 6]建立了不同模型对热弹性问题进行研究,但都假设滑动速度为常数,这与实际制动情况不符。热弹性问题一个更实际的方法是运用数值法来动态模拟温度场/应力场的耦合行为,有限元技术的发展使得多物理场计算成为可能。KENNEDY等[7]最早运用数值法研究盘式制动器的热弹性不稳定现象,但模型是轴对称的。AZARKHIN等[8-9]假设一物体绝热,用Green公式和傅里叶变换相结合的方法求解

机械工程学报第44卷第2期146

了Hertz接触的瞬态热弹性问题。ZAGRODZKI[10]则用轴对称的方法求解了多片离合器的瞬态热弹性问题。KIM等[11]在研究高速列车全盘式制动器时(二维轴对称模型),利用MARC非线性有限元分析程序来计算盘和片的温度分布、热变形和接触应力,但仅考虑初始应力场对温度场的影响,没有考虑因温度场分布的不均匀而导致接触应力场发生的变化,且对盘片之间的热流分配仍采用理论分析来确定。ZAGRODZKI等[1]利用Abaqus/HKS非线性有限元分析软件计算了二维瞬态摩擦生热引起的热弹性接触问题。CHOI等[12-13]动态模拟了拖曳制动和重复制动过程中盘式制动器的热弹性行为,考虑了摩擦热流耦合问题,但所建立的模型是一个轴对称模型。在国内,目前对这一领域的研究工作开展的相对较少,周凡华等[14]利用有限差分法建立了盘式制动器制动温升热力学一维非稳态模型。赵海燕等[15]采用MSC. MARC有限元软件分析了高速列车制动盘瞬时温度场的分布特征及制动盘工作面的热循环历程,但在建模中将制动盘视为固定不动,只是在制动盘的表面上施加沿圆周移动的等效热流,这与实际有一定区别,并且人为地对盘片摩擦界面的摩擦热流进行分配,未考虑温度和应力之间的耦合关系。

鉴于盘式制动器的结构特点,在制动过程中,盘上某处材料表面与摩擦片处于周期性间歇摩擦接触,这种移动热源所造成的热冲击是导致制动盘发生热疲劳裂纹[2]、接触界面摩擦学特性发生变化(转化膜的形成和稳定性、热衰退)的重要原因。GAO 等[6]对紧急制动过程制动盘的三维瞬态温度场进行了模拟,将摩擦片作为面移动热源最早研究了制动盘的非轴对称问题,但热流采用理论上的分配,且未考虑热应力变化对温度的影响。本文在原来工作的基础上,按照制动盘与片的实际几何尺寸,把盘、片作为一个整体,建立了紧急制动工况下三维瞬态温度/应力场统一的有限元模型,利用非线性有限元多物理场方法,数值模拟了制动器的紧急制动过程,并考虑了摩擦热流在盘片之间的耦合问题,以及热源移动速度可变效应对制动盘热应力分布的影响。

1 热-结构耦合问题计算模型的建立

要研究制动器工作过程中的温度场,必须建立摩擦生热模型,而摩擦生热问题是一种典型的热-结构耦合问题。

1.1热传导模型的建立

建立热传导模型时,作以下假设。

(1) 制动过程中,摩擦符合库仑定律,摩擦因数保持不变。

(2) 制动压力均匀作用于制动钢背,制动器内

外两侧的片所产生的热负荷相等,即温度场/应力场

对称于盘中心平面,因此只需考虑盘的一侧。制动

器热传导的有限元计算模型简图如图1。图1中S1、

S2、S3、S4分别表示盘的工作表面、中心平面、外

圆侧面以及内圆侧面,d1、d2分别表示盘与片的总

厚度以及盘的一半厚度,A1、A2、A3分别表示片的

摩擦工作表面、侧表面、背面,r1、r2分别表示片

的内、外半径,r3、r4分别表示盘的内、外圆半径,

θ为摩擦片包角。

图1 制动器热传导的有限元计算模型简图

(3) 为解决摩擦热流在盘片之间的分配问题,

考虑摩擦热流耦合问题。假设接触界面为理想平面,

且在接触区域盘、片界面对应点瞬时温度相等;这

样,摩擦热流密度q(x, y, t)根据界面的理想热传导

和盘片的热物理性质在盘片之间自然分配;并且考

虑热辐射影响。

(4) 不考虑材料磨损的影响,认为所有的摩擦

功都转化为摩擦热,并且在计算时,把盘、片的热

流输入当作边界热流输入处理,则摩擦表面输入热

流密度满足

(,,)(,,)(,,)

q x y t p x y t v x y t

μ

= (1) 式中),

,

(t

y

x

p——摩擦表面上的比压

μ——摩擦因数

(,,)

v x y t——盘、片的相对移动速度

(5) 盘及片的材料为各向同性材料,由于单次

紧急制动时间较短,材料热物性参数不随温度变化。

根据实际情况,认为片固定不动,而盘作逆时

针转动。可得盘、片在直角坐标下的热传导方程

d d d d

d d d

p p p p

p p p

T T T T

c

t x x y y z z

T T T T

c

t x x y y z z

ρλ

ρλ

???

??????

???

????

=++

???

??

????

???????

????

??

???

?

??????

??????

???

?

=++

??

??????

????????

??

??????

??

?

(2)

式中

d

ρ,

p

ρ——盘、片的材料密度

2008年2月 黄健萌等:盘式制动器热-结构耦合的数值建模与分析

147

d c ,p c ——盘、片的比热容

d λ,p λ ——盘、片的热导率 d T ,p T ——盘、片的温度

t ——制动时间

输入盘和片的摩擦热流密度(d q ,p q )分别为

d 12f p

12f (,,)

(1)(,,)q w w F v x y t q w w F v x y t =???

=??? (3) 式中 w 1 ——输入到盘的摩擦热流密度的权值,由摩擦热流耦合条件确定,0≤w 1≤1 w 2 ——摩擦功率转化为热流密度的权值,假定摩擦功全部转化为摩擦热,w 2=1 f F ——摩擦力

f (,,)F p x y t μ= 制动盘工作表面(S 1)上的边界条件:与片接触的摩擦表面上具有盘片之间的自然热传导以及摩擦热流的输入,而在非接触表面上还存在与空气的对流换热、热辐射的作用,即 d

d

d1d f [1()]()[1()]T g m h T T g m z

λ?=?????×?

44d f c p d d ()()()()A T T g m T T g m q σλ?+?+ (4) 式中

d1h ——盘在S 1面上的换热系数 f T ——流体介质的温度

A ——盘辐射面积

σ ——斯特芬玻尔兹曼常数

c λ ——盘与片接触界面间的热导率

1()0g m ?=??

(5)

由假设条件(3),式(4)可改写成

d d d1d f 44d f d [1()]()[1()]()

()T

g m h T T z

g m A T T g m q λσ?=???????+ (6) 制动盘的外圆侧面(S 3)和摩擦片的侧表面(A 2)

上只有与空气的对流换热,可得

d

d d d d3d f

p p p p p2p f

()()

x y x y T T n n h T T x y T T n n h T T x y λλλλ???+=??????????+=?????? (7) 式中 i n ——边界面单位外法向方向,,,i x y z = 3d h ——盘在S 3面上的换热系数 2p h ——片在A 2面上的换热系数 式(8)是摩擦片摩擦工作表面(A 1)上的边界条

件,盘、片之间存在自然热传导以及摩擦热流输入。

p p c d p p ()T T T q z λλ?=?+? (8)

由假设条件(3),式(8)可改写成

p p p T

q z

λ?=? (9) 制动盘的内圆侧面(S 4)与轮轴凸缘盘相连,又与摩擦热流输入区域相距较远,对于紧急制动工况,其热流作用时间短,该表面是绝热的;制动盘的中

心平面(S 2)也是绝热的。摩擦片的背面(A 3) 远离摩擦面且与钢背相连,是绝热表面。

1.2 热应力的计算

首先假设材料在制动过程中只发生线弹性变

形。物体由于热膨胀只产生线应变,剪切应变为零。

这种由于热变形产生的应变可以看作是物体的初应

变。计算应力时包括初应变项

()=?D σεε? (10) 式中 σ ——材料的应力矩阵 D ——材料的弹性矩阵 ε ——材料的应变矩阵 ?ε ——温度变化引起温度应变

这里,ε?作为初应变出现在应力应变关系式中,对于三维问题,则有

T 0()(111000)α=?T T ?ε (11)

式中 α ——材料的热膨胀系数

T 0 ——结构的初始温度场,假定是均匀的

T ——制动时结构的温度场 1.3 位移边界条件

根据实际情况,这里认为片不动,盘做逆时针转动。如图1所示,由于制动压力作用在制动钢背上,作者假设作用在摩擦片背面(A 3)上的压力是均布的,但考虑盘、片的弹性变形。摩擦片是固结在制动钢背上,故对摩擦片施加x ,y 轴两个方向的固定约束。

当112, , 0z d r r r φθ=≤≤≤≤时 p p 0z x y p u u σ=== (12)

式中 z σ ——摩擦衬片在z 方向上受到的压力 p ——初始制动压力 φ ——盘上任意点径向方向与x 轴正向夹角 x u p ,y u p ——片在x ,y 方向上可能发生的位移 根据假设条件(2),认为盘的中心平面沿z 方向

轴向固定约束。

当340, , 0360z r r r φ°=≤≤≤≤时 d 0z u = (13) 式中,z u d 为盘在z 方向上可能发生的位移。 由于盘的内孔与轴相连接,故在内圆侧面施加z 轴方向的固定约束,而在x ,y 轴方向上施加预定

的对应位移,为模拟制动盘的减速运动。

点在热源内(盘上该点与片接触) 点在热源外(盘上该点未与片接触)

机 械 工 程 学 报 第44卷第2期

148当230, ,

0360z d r r φ≤≤=≤≤D 时

d d d d d 0x x

y y z u S u S u ?=?=??

=? (14) 式中,x S d ,y S d 为盘在x ,y 方向上施加的对应预定

位移。 x u d ,y u d ,z u d 为盘在x ,y ,z 方向上可能发生

的位移。

1.4 热-结构耦合分析的耦合框图

制动摩擦热导致的热弹性变形使接触界面间的接触状态发生变化,也就是说接触界面的压力分布是时间的函数,压力的变化进而又影响到界面摩擦热流q (x , y , t )分布的变化。图2为摩擦制动温度场和压力场的耦合图。

图2 摩擦制动温度场和压力场的耦合图

在有限元计算分析中,利用ANSYS8.1中的APDL(ANSYS 参数化设计语言)编写相对应的子命令流,实现盘的转动、变功率移动热流输入及其热-结构耦合,时间步长及其加载时间通过全局命令流控制。

2 盘式制动器热-结构耦合的算例分析 本文以红旗CA7220轿车前轮盘式制动器的结构为例,制动盘的材料为ZG1Cr13,摩擦片材料 为树脂基复合材料。计算分析所需参数见表 1~3[17-19]。总制动时间为 3.42 s ,制动初始车速为100 km/h ,初始制动压力p =3.17 MPa [20]。

表1 摩擦副材料的特性参数

特性参数

盘 片 热导率λ/(W ·m –1·K –1) 48.46 1.212 密度ρ/(kg ·m –3)

7 228 2 595 比热容c /(J ·kg –1·K –1) 419 1 465 热膨胀系数α/K –1 11×10–6

30×10–6

弹性模量E/Gpa 175 1.5 泊松比μ

0.3

0.25

表2 摩擦副的几何尺寸

摩擦副 内径d i /mm 外径d o /mm 厚度δ/mm 摩擦片包角θ /(°)

制动盘 摩擦片

32.5 77

128 125

12.5 14.3

64.5 64.5

表3 制动盘材料ZG1Cr13的力学性能参数

材料 牌号 抗拉强度σb /MPa 屈服强度σs /MPa 伸长率 δs /% 断面 收缩率ψ/% 对称循环疲劳极限σ–1/MPa

ZG1Cr13560 400 20 50 246

注:热处理:750 ℃回火,空冷。

制动1.03 s 时,制动盘摩擦表面的径向、周向、

等效应力分布以及温度场分布如图3、4所示(图上

(a) 径向应力分布图

(b) 周向应力分布图

(c) V on Mises 等效应力分布图

图3 制动1.03 s 时制动盘摩擦表面的

径向、周向、等效应力分布图

图4 制动1.03 s 时制动盘摩擦表面温度场分布图

2008年2月黄健萌等:盘式制动器热-结构耦合的数值建模与分析149

虚线所示为片的位置,片不动而盘逆时针转动)。可以看出,由盘内温度分布的不均匀引起的热应力分布是相当不均匀的。由于制动时间短,摩擦副产生热量的速度要远高于热量向材料内部传递的热传导速度,制动盘摩擦接触表面温度高于材料内部区域的温度,并且摩擦区域的表面温度要高于非摩擦区域的表面温度,从而在径向、周向产生很大的温度梯度。这一温度梯度使得制动盘摩擦区域部分要向径向和周向膨胀,但受到非温升的约束而不能自由进行,导致在摩擦高温区域,其径向和周向都产生了很大的压应力。盘的内径处非摩擦区域基本没有什么温升,产生了拉应力。同时制动盘沿半径方向温度变化梯度高于沿轴向的温度变化梯度,从而导致制动盘周向应力明显要高于径向应力。因此,由此而产生的热裂纹往往是沿半径方向分布的。从图4可以很清楚地看出在盘内圆表面处的温度基本没有变,这证明了盘内圆表面的绝热假设。

图5~7分别给出了制动盘摩擦表面上φ = 0o,r = 98 mm,处不同轴向点的制动温度和制动时间、径向应力和制动时间和周向应力和制动时间变化曲线图。从图5看出,在制动过程中,由于摩擦副产生热量的速度要远高于热量向内部传递的速度,这使得摩擦副表面温度要高于内部的温度,轴向存在着较大的温度梯度,而制动后期摩擦热流输入强度减小,其对温度场所产生的影响减弱,又由于表面的冷却条件较好,盘外表面的高温降低较快,再加上制动盘较薄且是热的优良导体,故随着制动时间的延续,盘轴向各点的温度差值逐渐减小,这使得盘摩擦表面区域各点的径向应力状态发生了改变,由压应力向拉应力转变(图6)。纵观图5~7,发现制动盘温度场和应力场是耦合的。在制动初期,盘温升较快,其应力变化也较快,当盘温趋于一致时,盘上同一轴向剖面上的应力亦趋于一致。而越靠近摩擦表面的温度曲线表现出锯齿形越明显,这些波

图5 制动盘上φ = 0°,r = 98 mm处不同

轴向点的制动温度和制动时间曲线图

1.沿z方向6.25 mm 2.沿z方向4.8 mm

3.沿z方向0 mm 4.沿z方向2.8 mm

图6 制动盘上φ = 0°,r = 98 mm处不同

轴向点的径向应力和制动时间变化曲线图

1.沿z方向0 mm 2.沿z方向2.8 mm

3.沿z方向4.8 mm 4.沿z方向6.25 mm

图7 制动盘上φ = 0°,r = 98 mm处不同

轴向点的周向应力和制动时间变化曲线图

1.沿z方向0 mm 2.沿z方向2.8 mm

3.沿z方向4.8 mm 4.沿z方向6.25 mm

动是由移动热源的热流冲击和对流换热的交替作用引起的,波动频率随着制动时间的延长,输入热流强度减少,而体现出由快变慢的趋势。这种热流冲击和温度分布的不均匀相应导致了热应力的波动,这将造成热冲击和热疲劳。

从图3c和图7还可发现,在盘片接触区域内,由于制动压力、摩擦力和热应力的综合作用,制动初期随着温度的升高,有部分区域的等效应力数值和最大应力已达到或超过材料屈服极限应力,虽未达到材料的强度极限,但将产生局部塑性变形,随着制动次数较增多,升温降温,相应的应力循环次数增多,塑性变形损伤积累将导致制动盘产生疲劳裂纹。而如果在单次紧急制动过程中制动强度较大,温度梯度很大,则可能导致摩擦表面热应力可能超过钢盘材料的强度极限值,这时材料的外表面就遭到破坏而产生初始裂纹。比较图5和图6,可以更清楚地看出周向应力远比径向应力大。随着制动次数的增加,交变的热应力将造成实际情况中经常见到的制动盘裂纹——径向热疲劳裂纹。如果由于制动器的设计不合理,使制动正压力无法均匀作用在摩擦衬片上,则接触区域的接触压力将更不合理,严重时很容易导致热弹性失稳现象的发生。

机械工程学报第44卷第2期150

3 结论

(1) 建立了盘式制动器三维热-结构耦合瞬态非轴对称有限元模型及其相关的边界条件。所建模型充分考虑制动器实际尺寸、摩擦热流耦合和移动热源可变效应的影响,能较好的模拟制动器制动过程中的温度/应力场的动态特性。

(2) 紧急制动过程中,制动盘的温度/应力场之间存在着耦合关系,两者随时间都明显地呈现周期性变化,这些波动是由移动热源的热流冲击和对流换热的交替作用引起的,且其变化周期随制动时间的延长而延长。

(3) 制动盘中应力最大值并非出现在温度梯度最大或温度值最大的时刻,这是由于热应力的产生既与温度梯度有关,也与温度值有关;而且制动过程制动盘产生的径向应力远大于周向应力。

参考文献

[1]ZAGRODZKI P, LAM K B, BAHKALI E A, et al.

Nonlinear transient behavior of a sliding system with frictionally excited thermoelastic instability[J]. ASME J.

Tribology, 2001, 123:699-708.

[2]MACKIN T J M, NOE S C, BALL K J, et al. Thermal

craking in disc brakes[J]. Engineering Failure Analysis, 2002, 9:63-76.

[3]KWANGJIN L, BARBER J R. Frictionally excited

thermoelastic instability in automotive disk brakes[J].

ASME J. Tribology, 1993, 115:607-614.

[4]BARBER J R. The influence of thermal expansion on the

friction and wear process[J]. Wear, 1967, 10:155-159. [5]BARBER J R. Thermoelastic instabilities in the sliding of

conforming solids[J]. Proc. R. Soc. 1969, A312:381-394.

[6]BURTON R A, NERLIKAR V, KILAPARTI S R.

Thermoelastic instability in a seal-like configuration[J].

Wear, 1973, 24:77-188.

[7]KENNEDY F E, LING F F. A thermal, thermoelastic, and

wear simulation of a high-energy sliding contact problem[J].

ASME J. Lubr. Technol., 1974, l97:497-508.

[8]AZARKHIN A, BARBER J R. Transient thermoelastic

contact problem of two sliding half-planes[J]. Wear, 1985,

102:1-13.

[9]AZARKHIN A, BARBER J R. Thermoelastic instability

for the transient contact problem of two sliding half- planes[J]. ASME J. Appl. Mech., 1986, 53:565-572. [10]ZAGRODZKI P. Analysis of Thermomechanical pheno-

mena in multidisk clutches and brakes[J]. Wear, 1990,

140:291-308.

[11]KIM C K, SUNG B Y, CHO S H, et al. Finite element

analysis on the thermal behaviors of a disk-pad brake for a

high-speed train[C]//Proceedings of the First Asia Interna-

tional Conference on Tribology, 1998, Tsinghua university,

Beijing. Beijing:Tsinghua University, 1998:95-802. [12]CHOI J H, LEE I. Transient thermoelastic analysis of disk

brakes in frictional contact[J]. J. Therm. Stresses, 2003,

26:223-244.

[13]CHOI J H, LEE I. Finite element analysis of transient

thermoelastic behaviors in disk brakes[J]. Wear, 2004, 257:47-58.

[14]周凡华,吴光强,沈浩,等. 盘式制动器15次循环制

动温度计算[J]. 汽车工程,2001,23(6):411-413.

ZHOU Fanhua, WU Guangqiang, SHEN Hao, et al.

Calculation of disc brake temperature in 15-cycle braking[J]. Automotive Engineering, 2001, 23(6):

411-413.

[15]赵海燕,张海泉,汤晓华,等. 快速列车盘型制动热过

程有限元分析[J]. 清华大学学报,2005,45(5):589-592.

ZHAO Haiyan, ZHANG Haiquan, TANG Xiaohua, et al.

Thermal FEM analysis of passenger railway car brake

discs[J]. Journal of Tsinghua University(Science and Technology), 2005, 45(5):589-592.

[16]GAO C H, LIN X Z. Transient temperature field analysis of a

brake in a non-axisymmetric three-dimensional mode[J]. J.

Materials processing Technology, 2002, 129:513-517. [17]中国第一汽车集团公司. 中国轿车丛书——红旗[M].

北京:北京理工大学出版社,1998.

China FAW Group Corporation. Series of books of China

saloon cars——Hongqi[M]. Beijing:Beijing Institute of

Technology Press, 1998.

[18]鲁道夫 L. 汽车制动系统的分析与设计[M]. 张蔚林,

陈名智译. 北京:机械工业出版社,1985.

LU D. The analysis and design of an automobile brake

system[M]. Interpreted by ZHANG Weilin, CHEN Mingzhi. Beijing:China Machine Press, 1985.

[19]徐灏. 机械设计手册(第二卷)[M]. 北京:机械工业出版

社,1991.

XU Hao. Handbook of mechanical design[M]. Beijing:

China Machine Press, 1991.

[20]林谢昭,高诚辉,黄健萌. 制动工况参数对制动盘摩擦

温度场分布的影响[J]. 工程设计学报,2006,13(1):

45-48.

LIN Xiezhao, GAO Chenghui, HUANG Jianmeng.

2008年2月 黄健萌等:盘式制动器热-结构耦合的数值建模与分析

151

Effects of operating condition parameters on distribution of friction temperature field on brake disc[J]. Journal of Engineering Design, 2006, 13(1):45-48.

作者简介:黄健萌,女,1973年出生,博士研究生。主要研究方向为摩

擦学。

E-mail :huangjianmeng@https://www.wendangku.net/doc/141181502.html,

高诚辉,教授,博士研究生导师。主要研究方向为摩擦学、数字化设计与制造。

E-mail :

gch@https://www.wendangku.net/doc/141181502.html,

国家自然科学基金资助项目成果介绍

项目名称:高速、高精度、轻型并联机械手动态设计与控制技术 项目负责人:黄田

项目批准号:50375106 所在单位:天津大学

研究成果:以具有我国知识产权的2平动自由度高速、轻型并联机械手Diamond 为对象,攻克了动态设计与控制一系列关键技术,并用于高性能锂离子电池自动化分选成套装备的开发,实现了技术转让,取得重大经济效益。① 证明了用条件数类指标评价外副驱动并联机构运动学和刚体动力学性能的局限性,提出一种以单轴驱动力矩全域最大值最小为目标的外副驱动并联机构动力尺度综合方法,以及考虑worst case 的伺服电机参数匹配方法。② 系统研究了末端执行器抓取轨迹和运动规律对抓取时间周期和驱动力矩的影响规律,提出一种以驱动力矩为约束,抓取周期最小为目标,在操作空间中进行轨迹规划的方法,有效地提高了抓取效率。③ 建立了机械手的弹性动力学模型,以系统低阶固有频率/质量比最大为目标实现了系统的动态设计,并采用碳纤维制作运动部件,大幅度提高了机构的比刚度,进而改善了系统的动态性能。④ 提出一种考虑系统机电耦合效应的固定增益控制器参数整定方法,有效地提高了主动关节轨迹跟踪精度,并探讨了滑模控制的可行性。⑤ 揭示出影响末端执行器姿态精度的误差源,并提出一种过约束机构的精度综合方法和运动学标定方法,有效地提高了末端执行器的点位精度。⑥ 上述理论成果均被用于指导我国首条高性能锂离子电池自动化分选成套装备开发,填补了我国电池自动分选生产线空白。同时实现专利实施使用权转让1项,用于医用液体软袋、瓶装制品和民用炸药自动化包装线。

项目名称:精密球新型研磨方式的基础研究

项目负责人:袁巨龙 项目批准号:50375147 所在单位:浙江工业大学

研究成果:本项目提出了一种新型精密球研磨方式——双自转研磨盘研磨方式,通过控制两块下研磨盘的转速组合,实现球坯“变相对方位”的成球运动,使球坯表面获得均匀研磨,快速修正球形偏差,从而提高加工精度与加工效率。以精密陶瓷球为主要研究对象,在粗加工阶段采用固着磨料加工技术,实现了陶瓷球毛坯加工余量的高效去除,使粗加工效率提高了20倍;掌握加工参数对氮化硅陶瓷球磨损的影响规律,建立精加工阶段球坯三体磨损模型;在超精加工阶段采用化学机械抛光加工技术,获得了高表面质量的精密陶瓷球,建立化学机械抛光材料去除模型,掌握了化学和机械作用过程及工艺参数对材料去除率的影响规律;建立球坯研磨过程模型,掌握了研磨成球机理;利用“田口”方法对双自转研磨盘研磨方式下的加工参数进行评估与优化,获得了稳定、高效的精密球加工工艺,加工出G3级精度(目前轴承用球最高精度等级,要求球形偏差小于0.08 μm ,表面粗糙度小于 0.012 μm )的氮化硅陶瓷球成品。上述研究成果已初步形成精密球高效加工理论与技术体系。

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