制動(dòng)噪聲改善方法分析研究

夏祖國(guó)龔洪史建鵬劉浩

（1.東風(fēng)汽車(chē)公司技術(shù)中心；2.東風(fēng)商用車(chē)有限公司技術(shù)中心）

制動(dòng)噪聲改善方法分析研究

夏祖國(guó)1龔洪2史建鵬1劉浩1

（1.東風(fēng)汽車(chē)公司技術(shù)中心；2.東風(fēng)商用車(chē)有限公司技術(shù)中心）

以實(shí)際使用中出現(xiàn)嚴(yán)重制動(dòng)噪聲的某前盤(pán)式制動(dòng)器為研究對(duì)象，利用有限元方法預(yù)測(cè)制動(dòng)噪聲發(fā)生的頻率，應(yīng)用耦合模型來(lái)分析子結(jié)構(gòu)模態(tài)與耦合系統(tǒng)不穩(wěn)定模態(tài)的關(guān)系，從而得出引起制動(dòng)噪聲的主要原因?yàn)槟Σ疗c制動(dòng)盤(pán)的模態(tài)耦合和制動(dòng)盤(pán)的面內(nèi)-面外模態(tài)耦合。提出一種修改摩擦片和散熱筋結(jié)構(gòu)形式的方法來(lái)改善制動(dòng)噪聲，并通過(guò)J2521臺(tái)架試驗(yàn)驗(yàn)證了該方法的可行性。

1 前言

制動(dòng)器產(chǎn)生振動(dòng)噪聲問(wèn)題是屬于帶有摩擦環(huán)節(jié)的結(jié)構(gòu)動(dòng)力學(xué)問(wèn)題，研究難點(diǎn)在于其發(fā)生有很大的隨機(jī)性，只有在特定工況下（合適的制動(dòng)壓力、摩擦因數(shù)、濕度和溫度等）才會(huì)產(chǎn)生。統(tǒng)計(jì)國(guó)內(nèi)、外文獻(xiàn)綜述可知，目前改變結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)使其參數(shù)匹配以抑制振動(dòng)噪聲發(fā)生，被視為是解決制動(dòng)噪聲問(wèn)題的有效途徑。制動(dòng)噪聲發(fā)生的頻段歸納為以下3類(lèi)：低頻制動(dòng)噪聲（2～5 kHz），由卡鉗或支架誘發(fā)制動(dòng)噪聲；中高頻制動(dòng)噪聲（4～11 kHz），由摩擦片誘發(fā)制動(dòng)噪聲；高頻制動(dòng)噪聲（7～16 kHz），由制動(dòng)盤(pán)誘發(fā)制動(dòng)噪聲。

管迪華[1]提出的制動(dòng)器摩擦閉環(huán)耦合計(jì)算模型，利用模態(tài)綜合法計(jì)算出各個(gè)子部件對(duì)系統(tǒng)的貢獻(xiàn)量；Omar Dessouki等[2]對(duì)制動(dòng)噪聲發(fā)生的頻段進(jìn)行歸類(lèi)，認(rèn)為每個(gè)頻段噪聲是由不同部件與制動(dòng)盤(pán)發(fā)生模態(tài)耦合引起；Frank Chen等[3]通過(guò)試驗(yàn)測(cè)試論證了制動(dòng)盤(pán)面內(nèi)模態(tài)與面外模態(tài)的耦合引起高頻噪聲；Saw Chun[4]、Weiming Liu[6]等利用Pad的開(kāi)槽與倒角來(lái)實(shí)現(xiàn)降噪設(shè)計(jì)。

2 制動(dòng)盤(pán)面內(nèi)-面外模態(tài)耦合理論

將制動(dòng)盤(pán)簡(jiǎn)化為均勻分布的圓盤(pán)，定義其柱坐標(biāo)為（U，R，Θ），其中U方向表示制動(dòng)盤(pán)面外振動(dòng)（Out-of-Plane，簡(jiǎn)稱(chēng)OP），以彎曲變形為主；R和Θ方向表示制動(dòng)盤(pán)面內(nèi)振動(dòng)（In-Plane，簡(jiǎn)稱(chēng)IP），以剪切變形為主，包含周向和徑向變形。U（r，θ）為制動(dòng)盤(pán)的振動(dòng)模態(tài)。制動(dòng)盤(pán)運(yùn)動(dòng)簡(jiǎn)化柱坐標(biāo)如圖1所示。

2.1 制動(dòng)盤(pán)面外模態(tài)特性

制動(dòng)盤(pán)面外振動(dòng)的運(yùn)動(dòng)方程：

式中，D為制動(dòng)盤(pán)剛度；ρ為制動(dòng)盤(pán)密度；h為制動(dòng)盤(pán)厚度。

對(duì)式（1）進(jìn)行微分算子法處理和特征值求解。為了進(jìn)一步解析制動(dòng)盤(pán)的模態(tài)特性，必須對(duì)U（r，θ）進(jìn)行解耦分析，其計(jì)算公式如下：

式中，A、n、φ為常數(shù)，其中n=0，1，2，3，…；C、D、E、F為常數(shù)。

一般用（r，θ）來(lái)描述制動(dòng)盤(pán)面外模態(tài)振型，制動(dòng)盤(pán)的面外模態(tài)可歸納為以下3種，如圖2所示。

a.（0，n）表示節(jié)徑模態(tài)（diametric modes，簡(jiǎn)稱(chēng)OPD），排除剛體模態(tài)的影響；

b.（1，n）表示扭轉(zhuǎn)模態(tài)（twisting modes，簡(jiǎn)稱(chēng)OPT）；

c.（n，0）表示傘狀模態(tài)（umbrella modes，簡(jiǎn)稱(chēng)OPU）。

2.2 制動(dòng)盤(pán)面內(nèi)模態(tài)特性

制動(dòng)盤(pán)的面外模態(tài)完全解耦為面內(nèi)模態(tài)的兩個(gè)獨(dú)立模態(tài)，即周向模態(tài)和徑向模態(tài)，但制動(dòng)盤(pán)面內(nèi)模態(tài)的兩個(gè)獨(dú)立模態(tài)相互耦合，所以制動(dòng)盤(pán)的面內(nèi)振動(dòng)可以表示為兩個(gè)耦合的方程。

式中，EI、EA為剛度常數(shù)；ρA為質(zhì)量常數(shù)；a為幾何常數(shù)。

從式（3）可以看出，制動(dòng)盤(pán)的面內(nèi)振動(dòng)是在Θ、R方向上發(fā)生耦合。分別對(duì)式（3）求特征值和特征向量：

對(duì)方程（4）中計(jì)算的模態(tài)頻率ωn,1和ωn,2分別進(jìn)行討論，具體結(jié)論如圖3所示。

a.ωn,1為徑向振動(dòng)的模態(tài)頻率

當(dāng)n=0時(shí)，模態(tài)稱(chēng)為breathing mode，簡(jiǎn)稱(chēng)為IPR0模態(tài)；當(dāng)n=1時(shí)，模態(tài)稱(chēng)為剛體模態(tài)，簡(jiǎn)稱(chēng)為IPR1模態(tài)；當(dāng)n≥2時(shí)，模態(tài)稱(chēng)為n階breathing mode，簡(jiǎn)稱(chēng)為IPRn模態(tài)。

b.ωn,2為周向振動(dòng)的模態(tài)頻率

ωn,2簡(jiǎn)稱(chēng)為IPC模態(tài)，類(lèi)似于梁縱向振動(dòng)時(shí)的模態(tài)，也可以稱(chēng)為縱向振動(dòng)模態(tài)。

3 問(wèn)題分析與描述

本文以實(shí)際使用中具有嚴(yán)重制動(dòng)噪聲的某轎車(chē)前盤(pán)式制動(dòng)器為研究對(duì)象，其試驗(yàn)測(cè)試結(jié)果如圖4所示，主要制動(dòng)噪聲頻率為5 500 Hz、7 200 Hz和8 500 Hz?？梢猿醪脚卸ㄆ渲苿?dòng)噪聲發(fā)生的原因?yàn)槟Σ疗c制動(dòng)盤(pán)的模態(tài)耦合或制動(dòng)盤(pán)的面內(nèi)-面外模態(tài)耦合。

4 有限元仿真分析

4.1 有限元模型驗(yàn)證

利用ABAQUS有限元軟件對(duì)制動(dòng)器各部件進(jìn)行自由模態(tài)分析，并以驗(yàn)證有限元模態(tài)分析結(jié)果的正確性，其中，模態(tài)試驗(yàn)以錘激為輸入，再與有限元仿真結(jié)果相比，主要考察其振型是否與仿真結(jié)果一致，如表1和表2所列。

表1 制動(dòng)器各部件材料物理特性參數(shù)

表2 制動(dòng)盤(pán)試驗(yàn)與仿真分析自由模態(tài)頻率對(duì)比

4.2 有限元仿真分析

4.2.1 復(fù)模態(tài)分析

由于制動(dòng)噪聲產(chǎn)生的工況極為復(fù)雜，單純從某個(gè)摩擦系數(shù)來(lái)進(jìn)行噪聲預(yù)測(cè)評(píng)估難以實(shí)現(xiàn)。所以，為了模擬實(shí)際工況，在利用ABAQUS進(jìn)行復(fù)模態(tài)分析時(shí)，應(yīng)充分考慮不同溫度、摩擦因數(shù)等因素的影響。仿真分析結(jié)果為一個(gè)統(tǒng)計(jì)值（圖5），與圖4的臺(tái)架試驗(yàn)測(cè)試結(jié)果對(duì)比可知，仿真分析值比較接近試驗(yàn)測(cè)試值，進(jìn)一步論證了仿真分析的可靠性。

4.2.2 仿真分析與原因解析

復(fù)模態(tài)分析只能計(jì)算出制動(dòng)噪聲的發(fā)生頻率，卻難以找出引起噪聲的具體部件。所以，為了進(jìn)一步分析引起制動(dòng)噪聲的原因，需要對(duì)摩擦片和制動(dòng)盤(pán)進(jìn)行模態(tài)分析。通過(guò)對(duì)制動(dòng)盤(pán)的面內(nèi)、面外模態(tài)進(jìn)行統(tǒng)計(jì)分析（表3和表4），初步判定7 200 Hz和8 500 Hz制動(dòng)噪聲頻率為制動(dòng)盤(pán)的面外模態(tài)與面內(nèi)模態(tài)發(fā)生耦合引起，5 500 Hz噪聲頻率為摩擦片的彎曲模態(tài)與制動(dòng)盤(pán)的面外模態(tài)發(fā)生耦合引起，具體如圖6所示。

表3 制動(dòng)盤(pán)面外模態(tài)類(lèi)型

表4 制動(dòng)盤(pán)面內(nèi)模態(tài)類(lèi)型

5 降噪分析及解決方案

Omar[2]論述了摩擦片的端部跳動(dòng)是誘發(fā)摩擦片與制動(dòng)盤(pán)發(fā)生模態(tài)耦合的主要原因，解決途徑為改變摩擦片的開(kāi)槽、倒角等，如圖7所示。Omar[2]和Michael Yang[7]論述了制動(dòng)盤(pán)面內(nèi)和面外的模態(tài)耦合是誘發(fā)高頻噪聲的主要原因，解決途徑為改變散熱筋的結(jié)構(gòu)形式和個(gè)數(shù)等，如圖8所示。

5.1 5 500 Hz降噪解決方案

摩擦片的端面跳動(dòng)為誘發(fā)5 500 Hz噪聲的主要原因，本文通過(guò)兩端倒角來(lái)減少摩擦片的端面跳動(dòng)，從而達(dá)到抑制噪聲的效果；誘發(fā)制動(dòng)噪聲的另一原因?yàn)槟Σ疗膹澢B(tài)與制動(dòng)盤(pán)的面外模態(tài)發(fā)生耦合，所以通過(guò)兩端開(kāi)槽來(lái)改變摩擦片的彎曲模態(tài)，消除耦合。圖9為倒角與開(kāi)槽示意。

5.2 7 200 Hz與8 500 Hz降噪解決方案

制動(dòng)盤(pán)的面外節(jié)徑模態(tài)和面內(nèi)周向模態(tài)是誘發(fā)7 200 Hz與8 500 Hz噪聲的主要原因，可通過(guò)如下途徑來(lái)改善：在滿(mǎn)足散熱筋寬度與厚度之比最大為2.0的前提下，對(duì)散熱筋進(jìn)行結(jié)構(gòu)優(yōu)化設(shè)計(jì)，包括改變散熱筋的等長(zhǎng)分布形式，使其變?yōu)殚L(zhǎng)短交叉分布；散熱筋上下端做包角處理，增加制動(dòng)盤(pán)剛度。具體如圖10所示。

6 試驗(yàn)驗(yàn)證

對(duì)以上解決方案按照SAE J2521進(jìn)行臺(tái)架試驗(yàn)，試驗(yàn)結(jié)果如圖11所示。對(duì)比圖4與圖11可以看出，摩擦片的開(kāi)槽與倒角和散熱筋的結(jié)構(gòu)形式優(yōu)化對(duì)制動(dòng)噪聲起到了很好的抑制作用，但卻增加了12 kHz噪聲頻率的誘發(fā)次數(shù)。其主要原因?yàn)樯峤畹陌翘幚砗驮黾由峤畹拈L(zhǎng)度等一系列的結(jié)構(gòu)形式優(yōu)化，使得制動(dòng)盤(pán)的剛度增加及固有頻率增大而導(dǎo)致部分噪聲頻率發(fā)生“移頻”現(xiàn)象。為了解決上述“移頻”而誘發(fā)12 kHz高頻噪聲現(xiàn)象，在摩擦片上增加消音片，其測(cè)試結(jié)果如圖12所示。

1 Guan dihua and Jiang dongying.A study on Disc Brake Squeal Using Finite Element Methods.SAE Paper Number 980597.v

2 Omar,Dessouki.George,Drake.,"Brake Squeal:Diagnosis and Prevention,"SAE Paper Number 2003-01-1618.

3 F.ChenJ.Chern and J.Swayze,"Modal Coupling and Its Ef?fect on Brake Squeal,"SAE Paper Number 2002-01-0922.

4 Saw Chun,Lin.Choong Chee,Guan.2011."Disc Brake Squeal Suppression Through Charmfered and Sllotted Pad," International Journal of Vehicle Structures&Systems,3(1), 28-35.

5 Frank,Chen.ChinAn,Tan.Ronald,L,Quaglia."Disc Brake Squeal-Mechanism,Analisys,Evaluation,and Reduction/Pre?vention,"SAE International Press.

6 Weiming,Liu.Greg,M.Vyletel and Jerry Li.,"A Rapid De?sign Tool and Methodology for Reducing High Frequency Brake Squeal,"SAE Paper Number 2006-01-3205.

7 Michael Yang,Abdul-Hafiz Afaneh.A Study of Disc Brake High Frequency Squeals and Disc In-Plane/Out-of-plane Modes.SAE Paper Number 2003-01-1621.

（責(zé)任編輯簾 青）

修改稿收到日期為2015年8月1日。

Research on the Reduction Method of Brake Squeal

Xia Zuguo1,Gong Hong2,Shi Jianpeng1,Liu Hao1
（1.Dongfeng Motor Corporation R&D Center;2.Dongfeng Commercial Vehicle Technical Center）

In this paper,a front disc brake with serious brake squeal is taken as research object,finite element method is applied to predict the frequency of brake squeal,and then coupling model is applied to analyze the relationship between substructure modal and coupling system unstable modal,and then conclude that the brake squeal is mainly caused by the modal coupling of brake disc and friction plate as well as the interior lining-exterior lining modal coupling of brake disc.Finally an architecture with friction plate and cooling fin is proposed to reduce the brake squeal,the feasibility of this approach has been verified though J2521 based on the bench test.

FEA，Brake Squeal，Modal Coupling，Modal Parameter

有限元分析 制動(dòng)噪聲 模態(tài)耦合 模態(tài)參數(shù)

U467.4+93

A

1000-3703（2015）09-0009-04