夏祖國龔洪史建鵬劉浩

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

制動噪聲改善方法分析研究

夏祖國1龔洪2史建鵬1劉浩1

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

以實際使用中出現(xiàn)嚴重制動噪聲的某前盤式制動器為研究對象，利用有限元方法預(yù)測制動噪聲發(fā)生的頻率，應(yīng)用耦合模型來分析子結(jié)構(gòu)模態(tài)與耦合系統(tǒng)不穩(wěn)定模態(tài)的關(guān)系，從而得出引起制動噪聲的主要原因為摩擦片與制動盤的模態(tài)耦合和制動盤的面內(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)形式的方法來改善制動噪聲，并通過J2521臺架試驗驗證了該方法的可行性。

1 前言

制動器產(chǎn)生振動噪聲問題是屬于帶有摩擦環(huán)節(jié)的結(jié)構(gòu)動力學(xué)問題，研究難點在于其發(fā)生有很大的隨機性，只有在特定工況下（合適的制動壓力、摩擦因數(shù)、濕度和溫度等）才會產(chǎn)生。統(tǒng)計國內(nèi)、外文獻綜述可知，目前改變結(jié)構(gòu)設(shè)計使其參數(shù)匹配以抑制振動噪聲發(fā)生，被視為是解決制動噪聲問題的有效途徑。制動噪聲發(fā)生的頻段歸納為以下3類：低頻制動噪聲（2～5 kHz），由卡鉗或支架誘發(fā)制動噪聲；中高頻制動噪聲（4～11 kHz），由摩擦片誘發(fā)制動噪聲；高頻制動噪聲（7～16 kHz），由制動盤誘發(fā)制動噪聲。

管迪華[1]提出的制動器摩擦閉環(huán)耦合計算模型，利用模態(tài)綜合法計算出各個子部件對系統(tǒng)的貢獻量；Omar Dessouki等[2]對制動噪聲發(fā)生的頻段進行歸類，認為每個頻段噪聲是由不同部件與制動盤發(fā)生模態(tài)耦合引起；Frank Chen等[3]通過試驗測試論證了制動盤面內(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的開槽與倒角來實現(xiàn)降噪設(shè)計。

2 制動盤面內(nèi)-面外模態(tài)耦合理論

將制動盤簡化為均勻分布的圓盤，定義其柱坐標為（U，R，Θ），其中U方向表示制動盤面外振動（Out-of-Plane，簡稱OP），以彎曲變形為主；R和Θ方向表示制動盤面內(nèi)振動（In-Plane，簡稱IP），以剪切變形為主，包含周向和徑向變形。U（r，θ）為制動盤的振動模態(tài)。制動盤運動簡化柱坐標如圖1所示。

2.1 制動盤面外模態(tài)特性

制動盤面外振動的運動方程：

式中，D為制動盤剛度；ρ為制動盤密度；h為制動盤厚度。

對式（1）進行微分算子法處理和特征值求解。為了進一步解析制動盤的模態(tài)特性，必須對U（r，θ）進行解耦分析，其計算公式如下：

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）來描述制動盤面外模態(tài)振型，制動盤的面外模態(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，簡稱OPD），排除剛體模態(tài)的影響；

b.（1，n）表示扭轉(zhuǎn)模態(tài)（twisting modes，簡稱OPT）；

c.（n，0）表示傘狀模態(tài)（umbrella modes，簡稱OPU）。

2.2 制動盤面內(nèi)模態(tài)特性

制動盤的面外模態(tài)完全解耦為面內(nèi)模態(tài)的兩個獨立模態(tài)，即周向模態(tài)和徑向模態(tài)，但制動盤面內(nèi)模態(tài)的兩個獨立模態(tài)相互耦合，所以制動盤的面內(nèi)振動可以表示為兩個耦合的方程。

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，制動盤的面內(nèi)振動是在Θ、R方向上發(fā)生耦合。分別對式（3）求特征值和特征向量：

對方程（4）中計算的模態(tài)頻率ωn,1和ωn,2分別進行討論，具體結(jié)論如圖3所示。

a.ωn,1為徑向振動的模態(tài)頻率

當n=0時，模態(tài)稱為breathing mode，簡稱為IPR0模態(tài)；當n=1時，模態(tài)稱為剛體模態(tài)，簡稱為IPR1模態(tài)；當n≥2時，模態(tài)稱為n階breathing mode，簡稱為IPRn模態(tài)。

b.ωn,2為周向振動的模態(tài)頻率

ωn,2簡稱為IPC模態(tài)，類似于梁縱向振動時的模態(tài)，也可以稱為縱向振動模態(tài)。

3 問題分析與描述

本文以實際使用中具有嚴重制動噪聲的某轎車前盤式制動器為研究對象，其試驗測試結(jié)果如圖4所示，主要制動噪聲頻率為5 500 Hz、7 200 Hz和8 500 Hz?？梢猿醪脚卸ㄆ渲苿釉肼暟l(fā)生的原因為摩擦片與制動盤的模態(tài)耦合或制動盤的面內(nèi)-面外模態(tài)耦合。

4 有限元仿真分析

4.1 有限元模型驗證

利用ABAQUS有限元軟件對制動器各部件進行自由模態(tài)分析，并以驗證有限元模態(tài)分析結(jié)果的正確性，其中，模態(tài)試驗以錘激為輸入，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 制動器各部件材料物理特性參數(shù)

表2 制動盤試驗與仿真分析自由模態(tài)頻率對比

4.2 有限元仿真分析

4.2.1 復(fù)模態(tài)分析

由于制動噪聲產(chǎn)生的工況極為復(fù)雜，單純從某個摩擦系數(shù)來進行噪聲預(yù)測評估難以實現(xiàn)。所以，為了模擬實際工況，在利用ABAQUS進行復(fù)模態(tài)分析時，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)果為一個統(tǒng)計值（圖5），與圖4的臺架試驗測試結(jié)果對比可知，仿真分析值比較接近試驗測試值，進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)分析只能計算出制動噪聲的發(fā)生頻率，卻難以找出引起噪聲的具體部件。所以，為了進一步分析引起制動噪聲的原因，需要對摩擦片和制動盤進行模態(tài)分析。通過對制動盤的面內(nèi)、面外模態(tài)進行統(tǒng)計分析（表3和表4），初步判定7 200 Hz和8 500 Hz制動噪聲頻率為制動盤的面外模態(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)與制動盤的面外模態(tài)發(fā)生耦合引起，具體如圖6所示。

表3 制動盤面外模態(tài)類型

表4 制動盤面內(nèi)模態(tài)類型

5 降噪分析及解決方案

Omar[2]論述了摩擦片的端部跳動是誘發(fā)摩擦片與制動盤發(fā)生模態(tài)耦合的主要原因，解決途徑為改變摩擦片的開槽、倒角等，如圖7所示。Omar[2]和Michael Yang[7]論述了制動盤面內(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

摩擦片的端面跳動為誘發(fā)5 500 Hz噪聲的主要原因，本文通過兩端倒角來減少摩擦片的端面跳動，從而達到抑制噪聲的效果；誘發(fā)制動噪聲的另一原因為摩擦片的彎曲模態(tài)與制動盤的面外模態(tài)發(fā)生耦合，所以通過兩端開槽來改變摩擦片的彎曲模態(tài)，消除耦合。圖9為倒角與開槽示意。

5.2 7 200 Hz與8 500 Hz降噪解決方案

制動盤的面外節(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，可通過如下途徑來改善：在滿足散熱筋寬度與厚度之比最大為2.0的前提下，對散熱筋進行結(jié)構(gòu)優(yōu)化設(shè)計，包括改變散熱筋的等長分布形式，使其變?yōu)殚L短交叉分布；散熱筋上下端做包角處理，增加制動盤剛度。具體如圖10所示。

6 試驗驗證

對以上解決方案按照SAE J2521進行臺架試驗，試驗結(jié)果如圖11所示。對比圖4與圖11可以看出，摩擦片的開槽與倒角和散熱筋的結(jié)構(gòu)形式優(yōu)化對制動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)。其主要原因為散熱筋的包角處理和增加散熱筋的長度等一系列的結(jié)構(gòu)形式優(yōu)化，使得制動盤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 制動噪聲 模態(tài)耦合 模態(tài)參數(shù)

U467.4+93

A

1000-3703（2015）09-0009-04