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　高层建筑结构复习思考题.doc 10页
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第2章高层建筑结构体系与布置思考题1.何为结构体系？高层建筑结构体系大致有哪几类？选定结构体系主要考虑的因素有哪些？2.试述各种结构体系的优缺点，受力和变形特点，适用层数和应用范围。3.在抗震结构中为什么要求平面布置简单、规则、对称，竖向布置刚度均匀？怎样布置可以使平面内刚度均匀，减小水平荷载引起的扭转？小结（1）作用于高层建筑结构上的荷载可分为两类：竖向荷载，包括恒载和楼、屋面活荷载以及竖向地震作用；水平荷载，包括风荷载和水平地震作用。（2）计算作用在高层建筑结构上的风荷载时，对主要承重结构和围护结构应分别计算。对高度大于30m且高宽比大于1.5的高层建筑结构，采用风振系数考虑脉动风压对主要承重结构的不利影响。(3)计算高层建筑结构水平地震作用的基本方法是振型分解反应谱法，此法适用于任意体型、平面和高度的高层建筑结构。当建筑物高度不大且体型比较简单时，可采用底部剪力法计算。对于重要的或复杂的高层建筑结构，宜采用弹性时程分析法进行多遇地震作用下的补充计算。思考题（1）高层建筑结构设计时应主要考虑哪些荷载或作用？（2）高层建筑结构的竖向荷载如何取值？进行竖向荷载作用下的内力计算时，是否要考虑活荷载的不利布置？为什么？ （3）结构承受的风荷载与哪些因素有关？和地震作用相比，风荷载有何特点 （4）高层建筑结构计算时，基本风压、风载体型系数和风压高度变化系数分别如何取值？（5）什么是风振系数？在什么情况下需要考虑风振系数？如何取值？（6）高层建筑结构自振周期的计算方法有哪些？为什么要对理论周期值进行修正？如何修正？各类结构基本周期的经验公式是什么？（8）在进行抗震验算时，结构任一楼层的水平地震剪力应满足什么要求？（9）水平荷载的作用方向如何确定？把空间结构简化为平面结构的基本假定是什么？ （10）计算总风荷载和局部风荷载的目的是什么？二者计算有何异同？框架结构小结（1）框架结构是多、高层建筑的一种主要结构形式。结构设计时，需首先进行结构布置和拟定梁、柱截面尺寸，确定结构计算简图，然后进行荷载计算、结构分析、内力组合和截面设计，并绘制结构施工图。（2）竖向荷载作用下框架结构的内力可用分层法、迭代法等近似方法计算。分层法在分层计算时，将上、下柱远端的弹性支承改为固定端，同时将除底层外的其他各层柱的线刚度乘以系数0.9，相应地柱的弯矩传递系数由1/2改为1/3，底层柱和各层梁的线刚度不变且其弯矩传递系数仍为1/2。（3）水平荷载作用下框架结构内力可用D值法、反弯点法等简化方法计算。其中D值法的计算精度较高，当梁、柱线刚度比大于3时，反弯点法也有较好的计算精度。（4）D值是框架结构层间柱产生单位相对侧移所需施加的水平剪力，可用于框架结构的侧移计算和各柱间的剪力分配。D值是在考虑框架梁为有限刚度、梁柱节点有转动的前提下得到的，故比较接近实际情况。影响柱反弯点高度的主要因素是柱上、下端的约束条件。柱两端的约束刚度不同，相应的柱端转角也不相等，反弯点向转角较大的一端移动，即向约束刚度较小的一端移动。D值法中柱的反弯点位置就是根据这种规律确定的。（5）在水平荷载作用下，框架结构各层产生层间剪力和倾覆力矩。层间剪力使梁、柱产生弯曲变形，引起的框架结构侧移曲线具有整体剪切型变形特点；倾覆力矩使框架柱（尤其是边柱）产生轴向拉、压变形，引起的框架结构侧移曲线具有整体弯曲型变形特点。当框架结构房屋较高或其高宽比较大时，宜考虑柱轴向变形对框架结构侧移的影响。思考题（1）简述分层法和迭代法的计算要点及步骤。（2）D值的物理意义是什么？影响因素有哪些？具有相同截面的边柱和中柱的D值是否相同？具有相同截面及柱高的上层柱与底层柱的D值是否相同（假定混凝土弹性模量相同）？（3）有一框架结构，假定楼盖的平面内刚度无穷大，用D值法分配层间剪力。先将层间剪力分配给每一榀平面框架，再分配到各平面框架的每根柱；或者用每根柱的D值与层间全部柱的∑D的比值将层间剪力直接分配给每根柱。这两种方法的计算结果是否相同？为什么？（4）水平荷载作用下框架柱的反弯点位置与哪些因素有关？试分析反弯点位置的变化规律与这些因素的关系。如果与某层柱相邻的上层柱的混凝土弹性模量降低了，该层柱的反弯点位置如何变化？此时如何利用现有表格对标准反弯点位置进行修正？（5）水平荷载作用下框架结构的侧移由哪两部分组成？各有何特点？为什么要进行侧移验算？如何验算？剪力墙结构例题[例题]某12层钢筋混凝土整体小开口剪力墙，如图6.6.3所示，混凝土强度等级为C25，承受倒三角形水平荷载。试计算其顶点位移和底层各墙肢的内力。[解]首先计算各墙肢的几何参数，见表6.6.1。表6.6.1各墙肢的几何参数计算墙肢 () ()
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求教专家调节阀参数问题中，有个Pr、Ae，表示什么意思？
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看到一道试题中，有个“增加调节阀刚度最简单有效的方法是（ ），下面选项中有增加Pr、增加Ae，不知Pr和Ae表示什么？
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什么是调节阀刚度？
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pr，pr，pr，重要事情说三遍。
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Ae------执行机构膜片的有效面积。
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盘式制动器是什么？它有什么功效？
发布时间：12月25日 16:06
来源：网络转载
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　　盘式计算制动效能时，假设接触面压力均匀，所以制动效能即为摩擦因数倍数。为了准确分析接触压力，在摩擦片接触面镶入足够数量的小球，通过试验得出接触压力的分布规律，以及压力计算半径，并优化了摩擦片形状以增加压力计算半径，改善压力分布。采用有限元软件，通过对盘式制动器摩擦材料的热弹性分析，研究其强度和磨损，或通过分析盘式制动器接触压力，研究制动盘弹性和刚性对接触匾力分布的影响。在测量摩擦材料的非线性弹性特征后，建立有限元模型，把计算结果与试验数据对比验证模型后，预测在不同操作状态下的接触压力分布，并优化衬片形状，改善接触压力分布。完善有限元模型，包括制动盘、摩擦片、衬板、制动钳，作了制动器动力学分析，比较了不同的施加载荷的方法，得出制动钳所受应力最大，摩擦片压力非均匀分布，而且摩擦力与压力比值小于摩擦因数。用有限元分析摩擦片的变形和接触压力分布，考虑材料压缩性、钳刚度、活塞直径，并进行模态分析，结果表明制动效能受制动器多个参数影响，接触睚力与活塞位置和制动钳的形状也有关。
盘式制动器
　　为分析更多参数对压力分布的影响，利用虚拟样机建立了12个刚体的制动器模型，通过实验测出摩擦片非接触点的受力，与仿真结果比较验证模型的正确性。然后选择摩擦片接触面上的点，得到接触面的压力分布。为使摩擦片压力分布均匀，对模型的主要结构尺寸参数化，得出这些尺寸与压力分布的关系，选择合适的结构尺寸，改善摩擦片压力分布。通过仿真分析，找出了对压力分布敏感的几何尺寸，调整尺寸获得最佳压力分布。如把摩擦片用柔性体替代，能更加准确地获得其表面压力分布。为优化导向销受力，近一步对10个设计参数进行设计研究，找出减小导向销受力敏感的结构参数，对结构参数进行设计研究，以减小导向销受力。
　　在欧美国家汽车保修期内，制动器如果制动时发出噪声，生产厂需要给用户更换摩擦片，为此汽车生产公司每年要付出巨大的维修费用。近几年各大汽车公司纷纷投入研发力量，研究降低以及消除盘式制动器的振动和噪声。盘式制动器振动涉及制动器和其他部件的许多参数，制动器振动研究涉及非线性振动、接触力学、摩擦学等学科，所以制动器振动的分析是复杂和困难的课题，目前仍然没有令人信服的理论全面解释制动器的振动。
　　盘式制动器由于摩擦热不均匀分布引起热弹性失稳，在摩擦片上产生热点。由于制造和安装引起的接触不均匀，造成摩擦片压力非线性变化，引起制动器低频振动，经过底盘传给驾驶室，影响驾驶舒适性。减小低频振动措施首先是对制动盘的偏心距和厚度严格控制，其次是选择合适的材料及制动系统参数，减小热弹性造成的不稳定。
　　制动器振动是由于摩擦引起及能量馈入的运动。引起制动器振动目前主要有5种理论及其组合，即静摩擦因数大于动摩擦因数的黏滑运动、摩擦因数与接触瑟相对滑动速度非线性变化的负阻尼运动、小稳定的几何形状、制动器零件之闾模态耦合、旋转制动盘不平表面引发的“锤击”振动。早期研究阶段人们用某种假说解释制动器振动的根本原因，试验和分析表明没有一种理论能单独完全解释制动器振动，某些情况下负阻尼模型解释较为合适，有些情况模态耦合也许更合适，也有的振动用l面5种理论都不能很好地解释。
　　由于存在～定的激励机制，以及制动系统动力学特征，引发了共振，形成了制动器的振动。从动力学观点来说，制动器是不稳定系统引发的振动，从能量观点来说，由于能量聚集产生振动。一方面，制动系统在一定频率下，虽然有明显的不稳定倾向，但没有合适的激励，制动器也许不发生振动;另一方面，即使制动系统在一定频率下是稳定的，但由于很强的激励或耦合，制动器也许发生振动。制动系统摩擦力造成的激振是制动器振动的主要原因，制动系统是否存在共振频率的特征是制动器振动的另～一主要原因。
　　制动器振动按振动频率分为三类：低频噪声、低频尖叫、高频尖叫。低频噪声的频率范围在100～1000Hz，原因是滑动接触面的相互作用引起了制动器和底盘的振动，采用摩擦因数对接触面相对滑动速度不敏感的材料，以及修改底盘部件的结构参数，能降低或消除此类振动。低频尖叫的频率范围在Hz之间，是摩擦激振引起了制动器两个以上零件的模态耦合，改变制动器结构参数，如制动钳、制动盘的材料和尺寸，可以消除或减小低频尖叫。高频尖叫是指频率大于3000Hz的噪声，通常是制动盘盘面频率的响应，制动盘与摩擦衬片的刚度比值主要影响高频尖叫，增加制动盘刚度、减小摩擦衬片刚度，以及改变摩擦衬片的形状和接触面压力分布，能减小高频尖叫发生。
　　制动器振动原因之一是摩擦副的摩擦特性，静摩擦因数大于动摩擦因数或动摩擦因数随相对滑动速度的非线性变化引起制动系统的自激振动;原因之二是制动器存在的动约束，当摩擦因数为常数时，制动器不恰当的几何参数，便可导致系统自激振动的产生;原因之三是制动器的模态耦合，摩擦力诱发的制动器各组成部件动态特性参数匹配不当引起的自激振动：制动器振动的特点是：非线性，实体之间的接触力和摩擦力是非线性变化，与材料的机械特性、接触表面状态、接触表面几何形状、变形方式有关，摩擦材料间的弹塑性和接触压力决定了制动器的振动特性;非恒定性，由丁制动器本身的制造精度和受热影响，摩擦力沿摩擦面始终在改变方向，在动态时呈现锯齿状振荡变化，这样存在线性系统达到临界共振的可能性，使线性系统变成不稳定状态;瞬时性，由于制动时间短，制动系统运动参数在极短时间内急剧变化，运动参数没有稳定的变化规律，引起的振动不在特定的频率内，而是在所有频率范围内都可能发生。与制动器振动三种原因相应的经典力学模型，它们都是用表示实际结构的质量弹簧系统，列出微分方程，求解后分析振动特性。尽管这些模型简单，而且缺乏与实际的关联，但使我们理解了摩擦引起的振动机理。
　　更接近实际制动器的模型，是把制动盘简化为连续梁，建立二维制动盘和摩擦片力学模型，然后扩展到制动钳、活塞，考虑黏滑和负阻尼摩擦特征，用假设模态法建立r制动盘的运动微分方程，可以分析影响制动器振动参数。或把制动盘简化为弹性薄圆环盘，摩擦片简化为弹性支撑的刚体，与旋转制动盘接触，考虑摩擦负阻尼特征的力学模型，得出制动器振动的微分方程，分析影响振动的参数。移动载荷考虑力从初始圆周方向位置，经一定的时间间隔运动到新的圆周位置，即使作用力是常数，随时间和位置变化，也能造成动态响应，此类问题叫参数振动，制动器制动被认为是参数振动。分析制动器参数振动，模型既有载荷移动作用于固定不动的制动盘，也有载荷固定作用于旋转的制动盘;引入柔性制动盘模型，认为施加的摩擦力为从动力，从而引起制动盘的制动。制动器参数振动模型结合解析方法与数值方法进行分析，仿真表明制动盘旋转速度改变，一些最初稳定的模态变为不稳定，一些稳定的模态反丽变得稳定。盘式制动器概念上分为两部分：旋转的制动盘和非旋转零件，前者用解析方法求解，同时后者用有限元方法建立模型。制动器参数振动模型，定性分析了由于制动盘形状变化，摩擦力成为从动力对制动盘振动的影响。这些模型建立的微分方程过于复杂，对制动器振动仍然是定性分析。
　　复模态方法是把制动器非线性振动用线性振动近似求解，对多自由度振动系统，如果物体之间是弹性连接，可能存在共振。制动器复模态分析，求解零件可能的共振频率，是线性化稳态分析得出近似解。目前消除汽车制动器振动的应用研究，广泛采用有限元软件，进行制动器的复模态分析。采用有限元软件进行制动器复模态分析，用实体单元建立每个零件模型进行模态分析，对每个零件模态用测试数据验证，在有限元软件中用一定方法连接单个零件。模型引入了摩擦力，使模型具有不稳定的可能性，计算系统的复模态，如果有特征值实部为正，则相应的虚部被认为是可能的振动频率。
　　根据复模态分析的假设条件，如制动盘和摩擦片接触面积恒定，线性摩擦特征、材料特性不变等，可以得出构造摩擦刚度矩阵的方法，特征值分析的含义以及系统变得不稳定进入极限环必要的状态。通过试验观察制动器的振动信号，如果制动器系统存在正的复特征值，振幅开始增大，然后进人稳定的极限环，如制动器无复特征实部，模型不会进入极限环状态，也就无振动发生。通过修改设计参数，可使制动器的复特征值变为负值，消除或减小噪声以满足工程需求帅。。
　　有限元模型研究制动器几何形状耦合引起的振动，用弹簧连接制动盘和摩擦片接触面之间的结点，摩擦载荷弹簧的单元刚度矩阵是非对称的。有限元复模态分析表明，在摩擦力作用下，制动器零件的两个模态耦合，系统成为不稳定系统。制动器振动模态通常不止一个，所以每个零件都影响制动器振动，通过分析零件模态对复模态的影响，抑制非稳定的模态，可以找出减小制动器振动的方法。摩擦力是模态耦合的原因，从模态分析得出，当摩擦因数增加到一定水平时，两个模态合并或耦合成复模态，系统变为不稳定系统;摩擦因数迸一步增加，复模态不稳定程度的负阻尼也进一步增加，更多不稳定模态被合并。摩擦过程是时间和空间的函数，摩擦因数有着多种表达方式，但El前没有统一的摩擦模型或理论覆盖所有摩擦现象，只有在不同情况下，根据研究的对象选择摩擦模型，取变化摩擦因数值分析制动器振动。摩擦材料的弹性常数、压缩性也影响制动器的稳定性，对制动器振动的影响非单调的，目前需要进一步理解摩擦材料阻尼、压缩性、弹性常数之间的相互关系及其对制动器稳定性所起的作用。优化制动器零件的刚度，能够减小制动器振动，如摩擦衬片与制动盘的接触刚度，在一定数值范围内增加，两个模态合并产生复模态，制动器振动倾向增强;继续增加接触刚度，复模态又分裂为膊个模态，制动器振动趋势消失，接触刚度对制动器振动的影响是非单调的。
　　制动器振动频率与制动盘自然频率非常接近，设计改变制动盘频率和模态的方法可消除振动。制动盘与制动钳特征值的比值，有限元复模态分析和试验结果表明高比值增加尖叫倾向。研究表明制动器振动发生在活塞液压压力线性范围区域，同时伴随着摩擦因数增加。优化制动器结构参数消除制动器振动，通过增加摩擦材料重量能减小制动器振动。制动器振动是制动盘盘面振动，有限元分析结果与试验是一致的。用多普勒激光分析仪测量制动盘盘面模态，认为沿制动盘盘面模态和其他方向制动盘模态耦合，是制动器振动高频尖叫的主要原因，特别是在第一、二、三对模态频率区域附近。随着制动盘盘面振动产生尖叫逐渐被认识，设计非对称制动盘结构，制动盘盘面模态得到抑制，有限元和试验证实结果良好。
　　更准确分析制动器振动频率，以及制动器摩擦接触存在较强的非线性特征，最好的方法是对制动器系统进行动力学分析。动力学分析的摩擦模型可以是复杂非线性模型，通过动力学分析，能分析摩擦特征和模态耦合共同作用下的制动器振动。动力学分析目前主要采用有限元软件或多体动力学软件。动力学分析不需要复模态分析的假设条件，但其缺点是计算时间长，时域求解需要大量的存储空间，难于进行参数设计研究。由于制动器高频的重要性，意味着制动器动力学分析时，对积分需要更小的时间步，如积分时间步不够小时，高频容易被掩盖;另一个问题是可能出现混沌运动，制动器的摩擦混沌振动有待研究。如采用有限元显式积分方法对盘式制动器进行动力学分析，考虑非线性摩擦特性，发现影响制动器稳定的主要因素是制动盘和摩擦片的摩擦耦合。用罚函数方法考虑接触非线性，有限元模型包括非线性材料的制动盘、制动钳、摩擦}寸片、支架、活塞，用弹簧施加制动液压压力，分析得到的制动器振动频率与试验吻合。采用有限元完成一个盘式制动器非线性动力学分析，动摩擦因数设为常数，模型包括制动盘、摩擦片、两个活塞、导向销等，可以得出尖叫频率和相应的制动盘模态。
　　采用有限元隐式积分方法，建立包括制动盘和摩擦衬片的一个简单模型，完成了有限元制动器模型的动力学分析，摩擦材料对制动器振动也会产生影响。通过有限元动力学分析制动器非线性摩擦特征、结构形状(如摩擦片斜面、开槽)列制动器振动的影响后，可进行优化设计。动力学分析、复模态分析、正则模态分析，在制动器振动分析应用中，各有其特点，应根据先简单后复杂的顺序选择分析工具。
　　盘式制动器的低频振动，不仅涉及制动器本身，而且与悬架等其他部件有关。用ADAMS和MSC.NASTRAN建立制动器模型，分析制动器的低频噪声，模型有制动器和悬架两部分，制动器包括制动盘、摩擦片、制动钳、活塞、支架、导向销;悬架包括连接臂、弹簧、控制臂等，其中连接臂对低频振动敏感，用柔性体代替刚体，摩擦模型采用黏滑模型。对模型仿真分析，得出的振动频率与实际测试基本一致，验证了模型的正确性。最后对模型进行参数修改，通过改变连接臂形状，消除了低频振动。制动器低频振动分析，也可以包括制动器和车轴两部分，车轴包括半轴、轴套、轴承，半轴和轴套是柔性体，其他零件是刚体，采用黏滑摩擦模型，对模型试验验证后仿真分析，发现车轴刚度和摩擦片弹性是制动器低频振动的主要因素。
　　阻尼在制动器振动中起着复杂的作用，阻尼对制动器振动的作用是人们最感兴趣的研究和试验课题，增加或减小零件阻尼，都能帮助稳定制动系统，减小或消除高频振动。增加基座阻尼，尖叫趋势也许增加;增加导向销阻尼，尖叫趋势减小。制动器复模态分析表明，增加摩擦片阻尼可增加系统稳定性。目前比较公认的是增加摩擦片阻尼帮助减小高频尖叫，然而对于低频振动，增加阻尼需要谨慎，因为摩擦片主要是制动器零件模态耦合的媒介，增加摩擦片阻尼，会增大制动器耦合振动的趋势。制动盘阻尼对制动器振动的影响是复杂的，大致的趋势是增加制动盘阻尼，低频振动的趋势增加，高频振动的趋势减小。
　　在实验室中制动器振动在一定条件下是可重复的，但是实际中制动器发生振动是随机的，发生振动的频率也不是固定值，摩擦引起的噪声频率，在制动盘顺时针旋转和逆时针旋转时也不相同，为此把制动盘简化为连续振动梁模型，计算了随机粗糙表面的摩擦刚度，施加额外的随机摩擦力研究制动器随机振动。随机振动分析考虑材料制造的随机变化，摩擦材料特性、随机表愿粗糙度和波纹度等随机参数，但要取得这些参数需要较多的研究费用。
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