李小珊 韋進(jìn)光 秦再武 紀(jì)浩

摘 要：文章針對(duì)某車型在后盤式制動(dòng)器的尖叫噪聲問題，在Abaqus中建立汽車低速狀態(tài)制動(dòng)的有限元模型進(jìn)行復(fù)模態(tài)分析，得到與測(cè)試接近、特征根實(shí)部為正值的不穩(wěn)定模態(tài)。在此基礎(chǔ)上探究不穩(wěn)定模態(tài)的影響因素來指導(dǎo)改進(jìn)工作。結(jié)果表明：系統(tǒng)摩擦系數(shù)、摩擦塊的彈性模量、制動(dòng)盤剛度對(duì)制動(dòng)尖叫噪聲有重要影響，改進(jìn)后結(jié)構(gòu)無不穩(wěn)定模態(tài)，經(jīng)實(shí)車驗(yàn)證無尖叫噪聲出現(xiàn)。關(guān)鍵詞：制動(dòng)尖叫;制動(dòng)器;復(fù)模態(tài);噪聲中圖分類號(hào)：U463.5??文獻(xiàn)標(biāo)識(shí)碼：A ?文章編號(hào)：1671-7988（2019）01-56-03

Brake-squeal Noise Analysis and Improvement?of a Certain Vehicle*

Li Xiaoshan， Wei Jinguang， Qin Zaiwu， Ji Hao

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

Abstract：?This paper studied?on brake-squeal Noise of a certain vehicles rear brake system. The finite element model of this system was established， and the complex eigenvalue was carried out by Abaqus software. A unstable dynamic response with positive value of eigenvlues real part that was calculated by simulation. Its frequency was consistent with test results. On this basis， the influencing factors of unstable frequency were researched that could be use to improve this brake-squeal issue. The results showed that system friction coefficient， brake pads elastic modulus， and brake discs stiffness have important influence on brake-squeal noise. And there was no positive value of real part in improved brake system， which shows that the optimization?analysis was effective.Keywords： brake-squeal; brake system; complex eigenvalue; noiseCLC NO.： U463.5??Document Code： A??Article ID：?1671-7988（2019）01-56-03

前言

當(dāng)前絕大部分乘用車都采用前后盤式制動(dòng)器通過摩擦的方式進(jìn)行制動(dòng)，由此產(chǎn)生的噪聲，本質(zhì)是摩擦引起，這種由于摩擦引起的振動(dòng)和噪聲，是機(jī)械工程領(lǐng)域重大的科學(xué)問題^[1]，具有較大學(xué)科深度與難度。J.D.Power的調(diào)查報(bào)告顯示，制動(dòng)尖叫占針對(duì)汽車制動(dòng)器問題總投訴量的60%^[2];對(duì)應(yīng)解決這一問題，制動(dòng)器供應(yīng)商的資金投入占研發(fā)經(jīng)費(fèi)的50%以上^[3]。因此，研究和抑制制動(dòng)過程中的振動(dòng)和噪聲，具有重要意義和經(jīng)濟(jì)價(jià)值。

本文針對(duì)某車型在開發(fā)過程中出現(xiàn)后盤式制動(dòng)器的尖叫噪聲，通過LMS振動(dòng)噪聲測(cè)試設(shè)備采集和分析其噪聲和振動(dòng)頻率，在Abaqus內(nèi)建立了該制動(dòng)器的仿真模型進(jìn)行復(fù)模態(tài)分析，得到與測(cè)試接近的不穩(wěn)定模態(tài)，然后進(jìn)一步探究不穩(wěn)定模態(tài)的影響因素來指導(dǎo)設(shè)計(jì)優(yōu)化，最終解決該問題。

1?基于模態(tài)耦合理論的復(fù)特征值分析

汽車的制動(dòng)過程是由多個(gè)零部件相互作用來實(shí)現(xiàn)，其中制動(dòng)摩擦作用是非常復(fù)雜的非線性接觸，將此過程簡(jiǎn)化為一種頻率域的線性化方法的模態(tài)耦合理論，目前已成為制動(dòng)噪聲發(fā)生機(jī)理的研究焦點(diǎn)^[4];并且基于模態(tài)耦合理論的復(fù)特征值分析（復(fù)模態(tài)分析），在摩擦尖叫領(lǐng)域被廣泛使用和認(rèn)可。該理論下，系統(tǒng)各階模態(tài)振型存在相位關(guān)系，系統(tǒng)特征根由實(shí)部和虛部組成，特征值實(shí)部代表系統(tǒng)的衰減系統(tǒng)，虛部代表系統(tǒng)的阻尼固有頻率：當(dāng)實(shí)部大于零時(shí)，表明該系統(tǒng)為不穩(wěn)定系統(tǒng)，可能發(fā)生制動(dòng)尖叫問題;且實(shí)部越大，系統(tǒng)越不穩(wěn)定，越容易發(fā)生制動(dòng)尖叫;當(dāng)實(shí)部小于等于零，表明該系統(tǒng)為穩(wěn)定系統(tǒng)，不會(huì)發(fā)生制動(dòng)尖叫問題^[5]。復(fù)特征值分析理論在文獻(xiàn)^[5]已有較詳細(xì)闡述，不再敷述。

2 制動(dòng)器尖叫異響分析

2.1 制動(dòng)尖叫噪聲測(cè)試

根據(jù)制動(dòng)系統(tǒng)研發(fā)工程師反饋，某車型在低速制動(dòng)時(shí)極易激發(fā)出尖叫異響。通過LMS振動(dòng)噪聲測(cè)試設(shè)備進(jìn)行問題數(shù)據(jù)采集分析，后制動(dòng)器的卡鉗支架和摩擦塊（測(cè)點(diǎn)如圖1所示）的振動(dòng)頻率與駕駛員位置的麥克風(fēng)采集的噪聲頻率，可以確定該噪聲源位于后制動(dòng)器，頻率在7800Hz左右，如圖2所示，為進(jìn)一步探究該車型制動(dòng)系統(tǒng)是否在該頻率存在不穩(wěn)定模態(tài)，接下來在Abaqus中進(jìn)行復(fù)模態(tài)分析。

2.2 制動(dòng)尖叫分析有限元模型

在Abaqus中建立制動(dòng)器復(fù)模態(tài)分析的有限元模型。為了提高運(yùn)算效率，本文選取制動(dòng)器中主要制動(dòng)動(dòng)作零部件進(jìn)行分析，省略其他零部件，如輪轂支架，輪轂軸承，安裝螺栓，導(dǎo)向銷等，簡(jiǎn)化后的總裝結(jié)構(gòu)和網(wǎng)格模型如圖3所示，采用3mm的網(wǎng)格基本尺寸進(jìn)行網(wǎng)格劃分，制動(dòng)盤和摩擦塊使用六面體C3D8I單元，其他零件使用四面體C3D10單元，共有單元163663個(gè)，節(jié)點(diǎn)265977個(gè)。材料屬性設(shè)置見表1，摩擦塊和制動(dòng)盤、活塞缸和摩擦塊、卡鉗和摩擦塊之間建立接觸，摩擦系數(shù)0.3，約束制動(dòng)盤6個(gè)方向自由度，釋放卡鉗和摩擦塊的軸向自由度。

分析模型分4步求解：第一步Static，General靜態(tài)分析，加載活塞缸的制動(dòng)壓力3MPa;第二步Static，General靜態(tài)分析，給制動(dòng)盤施加轉(zhuǎn)動(dòng)效應(yīng)，在關(guān)鍵字中添加制動(dòng)盤軸向轉(zhuǎn)速5rad/s;第三步Frequency線性攝動(dòng)分析，提取系統(tǒng)0～10000Hz的實(shí)模態(tài);第四步Complex Frequency線性攝動(dòng)分析，提取系統(tǒng)復(fù)模態(tài)。結(jié)果見表2，第12階出現(xiàn)特征根實(shí)部為163的不穩(wěn)定模態(tài)，頻率為7529.7Hz，其振型如圖4所示，與實(shí)測(cè)的7800Hz接近，表明該車型制動(dòng)器存在不穩(wěn)定模態(tài)而引起制動(dòng)尖叫噪聲。

3 制動(dòng)尖叫噪聲的改進(jìn)

3.1 復(fù)模態(tài)特征根實(shí)部影響因素分析

為了探究抑制制動(dòng)尖叫噪聲的指導(dǎo)方向，在其他參數(shù)不變的情況下，本文分別使用不同的摩擦系數(shù)、不同的摩擦塊彈性模量、不同制動(dòng)盤材料進(jìn)行復(fù)模態(tài)分析，跟蹤其特征根實(shí)部變化規(guī)律。接觸摩擦系數(shù)與復(fù)模態(tài)實(shí)部的關(guān)系如圖5所示，隨著摩擦系數(shù)增加，系統(tǒng)復(fù)模態(tài)實(shí)部增大，反之，摩擦系數(shù)越小，越有利于改進(jìn)制動(dòng)尖叫。摩擦塊彈性模量變化對(duì)復(fù)模態(tài)實(shí)部的影響見圖6，其規(guī)律與摩擦系數(shù)一致：摩擦塊彈性模量越小，越有利于改進(jìn)制動(dòng)尖叫。采用HT200和HT250兩種制動(dòng)盤材料的對(duì)比分析結(jié)果如圖7所示，兩組材料特性參數(shù)見表3，彈性模量大的HT250更有利于改善制動(dòng)尖叫。

3.2 抑制尖叫的措施

通過對(duì)特征值影響因素分析可知，減小摩擦系數(shù)和摩擦塊彈性模量均有利于抑制制動(dòng)尖叫，但為了保證制動(dòng)效能和行車安全，摩擦塊設(shè)計(jì)通常選用SAE標(biāo)準(zhǔn)的FF級(jí)額定系數(shù)（0.35～0.45），而本文車型為0.35，已在下限范圍，故此方向不可行。而采用制動(dòng)盤材料HT250時(shí)，復(fù)模態(tài)實(shí)部值比HT200減小，對(duì)比二者材料參數(shù)可知HT250比HT200的剛度提高了，由此推斷，提高制動(dòng)盤剛度有利于抑制制動(dòng)尖叫。綜合以上結(jié)果，將制動(dòng)盤直徑減小5mm，材料使用HT250，摩擦系數(shù)0.35，再次進(jìn)行復(fù)模態(tài)分析，結(jié)果見表4。

由表4可知，改進(jìn)前系統(tǒng)出現(xiàn)在7529.7Hz的不穩(wěn)定模態(tài)，在改進(jìn)后已無正實(shí)部值，既該系統(tǒng)在0～10000Hz內(nèi)無不穩(wěn)定

模態(tài)。進(jìn)一步按改進(jìn)措施制作該規(guī)格的制動(dòng)盤進(jìn)行裝車測(cè)試，無制動(dòng)尖叫噪聲出現(xiàn)，表明改進(jìn)措施有效。

4 結(jié)論

（1）系統(tǒng)摩擦系數(shù)、摩擦塊的彈性模量、制動(dòng)盤剛度對(duì)制動(dòng)尖叫噪聲有重要影響，減小摩擦系數(shù)和減小摩擦塊彈性模量、增大制動(dòng)盤材料剛度均有利于抑制制動(dòng)尖叫。

（2）由于摩擦塊肩負(fù)制動(dòng)性能的重任，減小摩擦系數(shù)對(duì)行車造成安全隱患，一般控制在0.35～0.45之間。實(shí)際情況下系統(tǒng)摩擦系數(shù)受環(huán)境溫度、濕度、接觸面積、接觸表面磨損程度、相對(duì)運(yùn)動(dòng)速度等影響而變化，本文尚未做更深層次的研究。

（3）本文在保證車輛制動(dòng)性能的前提下，通過更改制動(dòng)盤的直徑和更換HT250材料的改進(jìn)方案驗(yàn)證有效，表明基于模態(tài)耦合理論下的復(fù)模態(tài)分析方法對(duì)模擬制動(dòng)尖叫噪聲真實(shí)可靠。

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