付廣,梁靜強,劉忠偉,呂俊成

(上汽通用五菱汽車股份有限公司,廣西柳州 545007)

某車型盤式制動器制動噪聲優(yōu)化分析

付廣,梁靜強,劉忠偉,呂俊成

(上汽通用五菱汽車股份有限公司,廣西柳州 545007)

結(jié)合復模態(tài)分析理論和有限元法，通過Abaqus軟件，建立某車型盤式制動器的有限元模型，計算出該模型20 kHz以內(nèi)的復模態(tài)，根據(jù)復特征根實部為正值判斷出制動器產(chǎn)生不穩(wěn)定性，即在制動的時候有發(fā)生制動噪聲的傾向。計算結(jié)果和測試結(jié)果比較吻合，驗證了模型的準確性。提出了針對制動鉗體和摩擦片結(jié)構(gòu)的改進措施，對改進后的模型進行分析，結(jié)果表明：改進后的制動器沒有出現(xiàn)不穩(wěn)定模態(tài)。

盤式制動器；制動噪聲；復模態(tài)分析；有限元

0 引言

盤式制動器在制動過程中發(fā)生振動從而產(chǎn)生制動噪聲。制動過程中，摩擦片發(fā)生振動，而制動鼓和制動鉗剛度較小，振動被放大，形成一個較大的聲源，同時摩擦片和制動盤接觸惡化，摩擦力不斷變化，制動器受到持續(xù)交變力的作用而產(chǎn)生自激勵，發(fā)生連續(xù)噪聲。制動噪聲的頻率范圍非常寬，從幾十赫茲到上萬赫茲，通常研究者將制動噪聲分類為1 kHz以內(nèi)的低頻顫振噪聲和1 kHz以上的制動尖叫噪聲[1]。研究摩擦噪聲的產(chǎn)生機制是研究制動噪聲的根本方法，從20世紀50年代以來，許多學者對摩擦噪聲形成機制進行過系統(tǒng)的研究，一般分為4種，分別為黏著-滑動機制、自鎖-滑動機制、摩擦力-相對滑動速度負斜率機制和模態(tài)耦合機制。這四種機制又可分為兩類：黏滑機制和結(jié)構(gòu)的不穩(wěn)定機制，他們都認為制動系統(tǒng)的振動以及伴隨的噪聲是由于摩擦界面上變化的摩擦力引起制動系統(tǒng)的不穩(wěn)定產(chǎn)生的[2]。

文中以某車型盤式制動器為研究對象，結(jié)合復模態(tài)分析理論和有限元方法，建立了盤式制動器有限元分析模型，對盤式制動器進行復模態(tài)分析，并與測試結(jié)果進行對比，驗證了模型的準確性，通過對復模態(tài)結(jié)果的分析，提出了制動鉗體和摩擦片結(jié)構(gòu)改進措施，抑制了制動噪聲發(fā)生的傾向。

1 制動器復模態(tài)分析理論

制動器制動過程主要是靠摩擦片和制動盤之間的摩擦力來實現(xiàn)制動，由于摩擦耦合誘發(fā)和制動器各部件的模態(tài)參數(shù)匹配不當而引起制動系統(tǒng)不穩(wěn)定，而運動系統(tǒng)的特征值實部和不穩(wěn)定模態(tài)相對應，可以通過提取復模態(tài)特征值從而確定出制動系統(tǒng)不穩(wěn)定模態(tài)。

盤式制動器運動方程：

(1)

制動盤和摩擦片之間的摩擦力矩陣可表示為：

Ff=Kfx

(2)

式中：Kf為摩擦耦合剛度矩陣。

因此制動器運動方程可改寫為：

(3)

由于矩陣Kf是由制動盤和摩擦片之間的摩擦引入的非對稱剛度矩陣，它耦合了二者之間的法向相對位移和切向力，故整個系統(tǒng)剛度矩陣也為非對稱矩陣，方程(3)在實空間里無法解耦，只能按照復模態(tài)理論進行解耦。從物理意義上講，剛度矩陣的不對稱達到一定程度時，可能導致系統(tǒng)內(nèi)部的能量饋入，從而成為發(fā)散系統(tǒng)，系統(tǒng)在微小的擾動下可能出現(xiàn)振幅越來越大的振動，產(chǎn)生不穩(wěn)定，從而出現(xiàn)制動噪聲[3]。從以上方程計算出系統(tǒng)各階模態(tài)頻率和模態(tài)振型都是復數(shù)，模態(tài)頻率復數(shù)的虛部反映了振動時的固有頻率，實部反映了系統(tǒng)運動的穩(wěn)定性，若實部為正數(shù)，說明該階模態(tài)的阻尼比為負數(shù)，振幅隨著時間的增加會越來越大，導致系統(tǒng)失穩(wěn)，從而產(chǎn)生噪聲。

2 有限元模型

以某車型盤式制動器為數(shù)學模型，通過Abaqus軟件建立有限元模型。為保證計算的精度和收斂，對有接觸的區(qū)域采用高質(zhì)量的單元類型，制動盤和摩擦片采用六面體和五面體單元。制動鉗和制動鼓采用四面體單元。

由于摩擦片有一部分為各向異性的耐磨材料，一部分為一般的金屬材料，在兩部分連接區(qū)域的節(jié)點分布保持一致，通過節(jié)點合并，使二者連接在一起。制動鉗和摩擦片之間通過tie綁定約束，在摩擦片和制動盤之間建立類型為Contact Pair的接觸。整個模型有12萬個單元，5.7萬個節(jié)點，如圖1所示。

3 仿真結(jié)果與試驗結(jié)果對比及分析

復模態(tài)計算得到的模態(tài)頻率是復數(shù)。復頻率實部體現(xiàn)了系統(tǒng)在該階模態(tài)下的阻尼特性，虛部反映了該階振型的固有頻率。如果某階復頻率的實部為正值，則說明該階模態(tài)的阻尼比為負數(shù)，在振動過程中，隨著時間增加其振幅會越來越大，導致系統(tǒng)不穩(wěn)定，這樣的模態(tài)就是不穩(wěn)定模態(tài)。由于計算模型沒有考慮材料的阻尼，因此計算出來的不穩(wěn)定模態(tài)數(shù)會比實際要多，一般將阻尼比小于-0.01的不穩(wěn)定模態(tài)才作為會產(chǎn)生制動噪聲的不穩(wěn)定模態(tài)[4]。

根據(jù)該款制動器測試結(jié)果，如圖2所示，在400 Hz左右出現(xiàn)有明顯的噪聲峰值。該制動噪聲為moan噪聲，主要為制動鉗或者支架剛度不足造成的振動放大[5]。通過對制動器模型中低頻段的復模態(tài)分析，得出復特征值分布，如圖3所示，出現(xiàn)3個不穩(wěn)定模態(tài)，在407.59 Hz模態(tài)的阻尼比為-0.058 4，2 145.7 Hz模態(tài)的阻尼比為-0.035 3，2 463.6 Hz模態(tài)的阻尼比為-0.018 1。第一個不穩(wěn)定模態(tài)正好和測試結(jié)果吻合，說明建立的復模態(tài)分析模型比較準確。

這3個不穩(wěn)定模態(tài)的振型如圖4所示，從振型圖也可看出

這3個不穩(wěn)定模態(tài)均是由于制動鉗體剛度不足在制動過程中產(chǎn)生劇烈振動導致的?？梢酝ㄟ^改進制動鉗體結(jié)構(gòu)、提高鉗體剛度來改善中低頻段的制動噪聲。

圖5為改進前后制動鉗結(jié)構(gòu)對比，對新的制動鉗體建立有限元模型，通過復模態(tài)分析，3 000 Hz頻率以下沒有出現(xiàn)不穩(wěn)定模態(tài)，如圖6所示。

對于制動器高頻制動尖叫噪聲(5～20 kHz)，可以建立簡化的制動器模型，略去制動鉗體結(jié)構(gòu)和制動鼓，以提高模型計算效率。簡化的有限元模型如圖7所示。

對制動盤和摩擦片組成的模型進行復模態(tài)分析，如圖8所示,有3個不穩(wěn)定模態(tài)，分別為：5 100 Hz，阻尼比為-0.013 54；10 049 Hz，阻尼比為-0.018 02；11 535 Hz，阻尼比為-0.015 55。還有其他一些負阻尼比的模態(tài)，但是負阻尼比均大于-0.01，在實際有阻尼的情況下，這些不穩(wěn)定模態(tài)出現(xiàn)的概率很低。圖9為3個不穩(wěn)定模態(tài)的振型圖。

對于高頻尖叫噪聲，影響因素有摩擦因數(shù)、制動盤剛度、摩擦片背板剛度以及摩擦片形狀[5]。降低摩擦因數(shù)、制動盤剛度以及摩擦片背板剛度都有利于使制動系統(tǒng)穩(wěn)定，但是會對制動性能影響較大，這里主要從改進摩擦片形狀來提高制動系統(tǒng)穩(wěn)定性。圖10為優(yōu)化前后的摩擦片結(jié)構(gòu)對比，優(yōu)化后采用兩邊帶30°斜角、中間帶縫隙的摩擦片結(jié)構(gòu)。

對優(yōu)化后的結(jié)構(gòu)進行復模態(tài)分析，復特征值分布如圖11所示，在15～20 kHz之間還有幾個不穩(wěn)定模態(tài)，但是負阻尼比均大于-0.01，負阻尼比小于-0.01的不穩(wěn)定模態(tài)都已消除。優(yōu)化后的摩擦片結(jié)構(gòu)能明顯提高制動系統(tǒng)的穩(wěn)定性。

4 結(jié)論

通過分析制動噪聲的產(chǎn)生機制，建立了某款有制動噪聲的盤式制動器有限元模型，通過復模態(tài)結(jié)果分析得出以下結(jié)論：

(1)利用Abaqus軟件的接觸摩擦功能，建立了帶摩擦耦合的制動器有限元模型，通過分析復模態(tài)特征值分布和相應振型，并與制動器噪聲測試結(jié)果對比，結(jié)果表明建立的摩擦耦合的有限元模型能夠較好地預測制動器實際發(fā)生制動噪聲的現(xiàn)象。

(2)低頻段的moan噪聲一般是由于制動鉗結(jié)構(gòu)剛度不足引起的，復模態(tài)分析結(jié)果也驗證了這點。通過改進制動鉗結(jié)構(gòu)，提高結(jié)構(gòu)剛度，能有效消除低頻段的制動噪聲。

(3)對于高頻段的制動尖叫噪聲，改進了摩擦片的結(jié)構(gòu)，采用了兩邊帶30°斜角、中間帶縫隙的摩擦片結(jié)構(gòu)，也能提高系統(tǒng)的穩(wěn)定性，消除制動噪聲。

【1】KUSANO M.Experimental study on the reduction of drum brake noise[R].SAE851465,1985.

【2】KINKAID N M,O’REILLY O M,PAPADOPOULOS P.Automotive Disc Brake Squeal[J].Journal of Sound and Vibration,2003,267(1):105-166.

【3】王登峰,王玉為,黃海濤,等.盤式制動器制動尖叫的有限元分析與試驗[J].汽車工程,2007(8):705-709.

【4】侯俊,過學迅.基于有限元方法的盤式制動器制動噪聲研究[J].機械設計,2008,25(8)：50-52.

【5】郭鳴.盤式制動器非線性振動與尖叫問題的模態(tài)分析與研究[D].武漢：武漢理工大學，2010.

Optimization and Analysis for Brake Noise of a Car Disc Brake

FU Guang, LIANG Jingqiang, LIU Zhongwei, LV Juncheng

(SAIC GM Wuling Automobile Co.,Ltd.,Liuzhou Guangxi 545007,China)

The FEA model of a disc brake was set up with the combination of complex mode analysis theory and FEM in Abaqus software. Complex modes under 20 kHz were calculated, and the unstability of brake system could be recognized by the positive real part of complex eigenvalue, the unstability would cause brake noise. The calculation results matched with the test results, it was indicated FEA model was correct. The new structures of brake bracket and friction disc were given. The new FEA results indicate that new structures can make the brake system more stable.

Disc brake; Brake noise; Complex mode analysis; Finite element

2015-07-13

付廣，男，碩士，研究方向為整車NVH仿真分析及測試。E-mail：fug2008@163.com。