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静态接触压力试验
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在试验模态分析中，对固定盘式制动器总成施加了1兆帕的制动管路压力。类似的情况也适用于有限元制动总成模型。在这个验证中，测量是在圆盘上进行的，因为它的形状比其他组件更规则。对于有限元装配模型，弹簧刚度值系统地调整如下： 在允许两个部件之间滑动的任何两个部件的接口处，切向弹簧常数设置为非常低的刚度，例如约0.5 N/m。例如，如表4所示，在导销和托架之间。 在任何两个限制在任何方向（例如螺栓和卡钳臂之间）移动的部件的接口处，弹簧常数被设置为非常高的刚度，例如大约1E+10 N/m。 弹簧刚度设定在1E+6n/m左右，这是任何两个相互作用的部件，它们经历间歇性接触，例如背板和活塞。 表4。盘式制动器总成模型联轴器 一旦设置了这些弹簧常数，就进行模态分析，以获得圆盘的固有频率及其相关振型。将预测结果与实验结果进行了比较。如果存在较大的相对误差，则需要调整或更新用于连接两个零部件的弹簧刚度值。此更新过程将继续，直到相对误差降低到可接受的水平。由于该过程是基于跟踪和误差过程进行的，因此需要花费大量时间，并且需要工程直觉来识别更具影响力的弹簧并提取适当的弹簧常数。 经过多次尝试，预测结果与实验结果吻合较好。表5给出了两组频率之间的相关性，其中包括圆盘的第二至第七个频率。从表中可以看出，最大相对误差是-5.2%。这些预测结果基于表4中给出的弹簧刚度值。铁组件的振型如图6所示。模拟的有限元模态分析能够预测试验中得到的3节点直径下的两个频率，分别产生于1730.1hz和2151.1hz。在实验中，这些频率分别为1750.7hz和2154.9hz。最大相对误差出现在6节径模式，预测频率为5837.1hz，实验频率为6159.0hz。在第二个3节径模式下，理论和实验频率分别为2151.1hz和2154.9hz，相对误差约为-0.1%。在这个验证过程中，静摩擦系数（在摩擦片/摩擦片界面处）对减小相对误差也起着重要作用。发现在装配模型中，静摩擦系数μ=0.7的相关性更好，如表5所示。 图6。装配模型的模式形状。 接触分析 该方法的第三步也是最后一步是对盘式制动器静态应用（即制动盘无扭矩或无旋转）时的接触压力分布进行实验和模拟。实验结果将用于确定有限元模型中预测的接触压力分布。在本节中，采用图7（a）~7（c）所示的具有真实表面形貌的制动片模型。使用新的和未磨损的垫副，以确认从线性量规上进行的测量，并显示可用工具的精度和可靠性。 表5。在阀盘上测量的组件模态结果 图7。活塞垫（左）和指垫（右）的表面形貌。 为了捕捉静态接触压力（固定阀瓣），使用了能适应0.5~2.8mpa范围内接触压力的Pressurex®超低（SL）压力指示膜。压力指示膜在汽车工业中广泛应用于测量接触压力分布或表面粗糙度。制动前和制动后进行的试验通常显示，在制动盘和制动片接口处测得的压力分布之间存在显著差异（Chen等人，2003b）。 在当前的研究中，在特定的制动管路压力下测试薄膜30秒，然后从制动盘/制动片接口上拆下。图8显示了接触测试前后的压力指示膜示例。从图中可以看出，被测薄膜仅提供应力标记而未显示其大小。然后使用能够解释应力标记的Topaq®压力分析系统。表6给出了测试垫对的配置。 图8。静态接触压力试验前（左）后（右）压力指示膜。 表6。测试垫配置 结果表明，磨损垫（pai）的接触压力分布
 
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