付廣,梁靜強(qiáng),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(dòng)器制動(dòng)噪聲優(yōu)化分析

付廣,梁靜強(qiáng),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(fù)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(dòng)器的有限元模型，計(jì)算出該模型20 kHz以內(nèi)的復(fù)模態(tài)，根據(jù)復(fù)特征根實(shí)部為正值判斷出制動(dòng)器產(chǎn)生不穩(wěn)定性，即在制動(dòng)的時(shí)候有發(fā)生制動(dòng)噪聲的傾向。計(jì)算結(jié)果和測(cè)試結(jié)果比較吻合，驗(yàn)證了模型的準(zhǔn)確性。提出了針對(duì)制動(dòng)鉗體和摩擦片結(jié)構(gòu)的改進(jìn)措施，對(duì)改進(jìn)后的模型進(jìn)行分析，結(jié)果表明：改進(jìn)后的制動(dòng)器沒有出現(xiàn)不穩(wěn)定模態(tài)。

盤式制動(dòng)器；制動(dòng)噪聲；復(fù)模態(tài)分析；有限元

0 引言

盤式制動(dòng)器在制動(dòng)過程中發(fā)生振動(dòng)從而產(chǎn)生制動(dòng)噪聲。制動(dòng)過程中，摩擦片發(fā)生振動(dòng)，而制動(dòng)鼓和制動(dòng)鉗剛度較小，振動(dòng)被放大，形成一個(gè)較大的聲源，同時(shí)摩擦片和制動(dòng)盤接觸惡化，摩擦力不斷變化，制動(dòng)器受到持續(xù)交變力的作用而產(chǎn)生自激勵(lì)，發(fā)生連續(xù)噪聲。制動(dòng)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(dòng)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(dòng)尖叫噪聲[1]。研究摩擦噪聲的產(chǎn)生機(jī)制是研究制動(dòng)噪聲的根本方法，從20世紀(jì)50年代以來，許多學(xué)者對(duì)摩擦噪聲形成機(jī)制進(jìn)行過系統(tǒng)的研究，一般分為4種，分別為黏著-滑動(dòng)機(jī)制、自鎖-滑動(dòng)機(jī)制、摩擦力-相對(duì)滑動(dòng)速度負(fù)斜率機(jī)制和模態(tài)耦合機(jī)制。這四種機(jī)制又可分為兩類：黏滑機(jī)制和結(jié)構(gòu)的不穩(wěn)定機(jī)制，他們都認(rèn)為制動(dòng)系統(tǒng)的振動(dòng)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(dòng)系統(tǒng)的不穩(wěn)定產(chǎn)生的[2]。

文中以某車型盤式制動(dòng)器為研究對(duì)象，結(jié)合復(fù)模態(tài)分析理論和有限元方法，建立了盤式制動(dòng)器有限元分析模型，對(duì)盤式制動(dòng)器進(jìn)行復(fù)模態(tài)分析，并與測(cè)試結(jié)果進(jìn)行對(duì)比，驗(yàn)證了模型的準(zhǔn)確性，通過對(duì)復(fù)模態(tài)結(jié)果的分析，提出了制動(dòng)鉗體和摩擦片結(jié)構(gòu)改進(jìn)措施，抑制了制動(dòng)噪聲發(fā)生的傾向。

1 制動(dòng)器復(fù)模態(tài)分析理論

制動(dòng)器制動(dòng)過程主要是靠摩擦片和制動(dòng)盤之間的摩擦力來實(shí)現(xiàn)制動(dòng)，由于摩擦耦合誘發(fā)和制動(dòng)器各部件的模態(tài)參數(shù)匹配不當(dāng)而引起制動(dòng)系統(tǒng)不穩(wěn)定，而運(yùn)動(dòng)系統(tǒng)的特征值實(shí)部和不穩(wěn)定模態(tài)相對(duì)應(yīng)，可以通過提取復(fù)模態(tài)特征值從而確定出制動(dòng)系統(tǒng)不穩(wěn)定模態(tài)。

盤式制動(dòng)器運(yùn)動(dòng)方程：

(1)

制動(dòng)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(dòng)器運(yùn)動(dòng)方程可改寫為：

(3)

由于矩陣Kf是由制動(dòng)盤和摩擦片之間的摩擦引入的非對(duì)稱剛度矩陣，它耦合了二者之間的法向相對(duì)位移和切向力，故整個(gè)系統(tǒng)剛度矩陣也為非對(duì)稱矩陣，方程(3)在實(shí)空間里無法解耦，只能按照復(fù)模態(tài)理論進(jìn)行解耦。從物理意義上講，剛度矩陣的不對(duì)稱達(dá)到一定程度時(shí)，可能導(dǎo)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(dòng)下可能出現(xiàn)振幅越來越大的振動(dòng)，產(chǎn)生不穩(wěn)定，從而出現(xiàn)制動(dòng)噪聲[3]。從以上方程計(jì)算出系統(tǒng)各階模態(tài)頻率和模態(tài)振型都是復(fù)數(shù)，模態(tài)頻率復(fù)數(shù)的虛部反映了振動(dòng)時(shí)的固有頻率，實(shí)部反映了系統(tǒng)運(yùn)動(dòng)的穩(wěn)定性，若實(shí)部為正數(shù)，說明該階模態(tài)的阻尼比為負(fù)數(shù)，振幅隨著時(shí)間的增加會(huì)越來越大，導(dǎo)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(dòng)器為數(shù)學(xué)模型，通過Abaqus軟件建立有限元模型。為保證計(jì)算的精度和收斂，對(duì)有接觸的區(qū)域采用高質(zhì)量的單元類型，制動(dòng)盤和摩擦片采用六面體和五面體單元。制動(dòng)鉗和制動(dòng)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(diǎn)分布保持一致，通過節(jié)點(diǎn)合并，使二者連接在一起。制動(dòng)鉗和摩擦片之間通過tie綁定約束，在摩擦片和制動(dòng)盤之間建立類型為Contact Pair的接觸。整個(gè)模型有12萬個(gè)單元，5.7萬個(gè)節(jié)點(diǎn)，如圖1所示。

3 仿真結(jié)果與試驗(yàn)結(jié)果對(duì)比及分析

復(fù)模態(tài)計(jì)算得到的模態(tài)頻率是復(fù)數(shù)。復(fù)頻率實(shí)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(fù)頻率的實(shí)部為正值，則說明該階模態(tài)的阻尼比為負(fù)數(shù)，在振動(dòng)過程中，隨著時(shí)間增加其振幅會(huì)越來越大，導(dǎo)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(jì)算模型沒有考慮材料的阻尼，因此計(jì)算出來的不穩(wěn)定模態(tài)數(shù)會(huì)比實(shí)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(huì)產(chǎn)生制動(dòng)噪聲的不穩(wěn)定模態(tài)[4]。

根據(jù)該款制動(dòng)器測(cè)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(dòng)噪聲為moan噪聲，主要為制動(dòng)鉗或者支架剛度不足造成的振動(dòng)放大[5]。通過對(duì)制動(dòng)器模型中低頻段的復(fù)模態(tài)分析，得出復(fù)特征值分布，如圖3所示，出現(xiàn)3個(gè)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(gè)不穩(wěn)定模態(tài)正好和測(cè)試結(jié)果吻合，說明建立的復(fù)模態(tài)分析模型比較準(zhǔn)確。

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

圖5為改進(jìn)前后制動(dòng)鉗結(jié)構(gòu)對(duì)比，對(duì)新的制動(dòng)鉗體建立有限元模型，通過復(fù)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(duì)于制動(dòng)器高頻制動(dòng)尖叫噪聲(5～20 kHz)，可以建立簡(jiǎn)化的制動(dòng)器模型，略去制動(dòng)鉗體結(jié)構(gòu)和制動(dòng)鼓，以提高模型計(jì)算效率。簡(jiǎn)化的有限元模型如圖7所示。

對(duì)制動(dòng)盤和摩擦片組成的模型進(jìn)行復(fù)模態(tài)分析，如圖8所示,有3個(gè)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(fù)阻尼比的模態(tài)，但是負(fù)阻尼比均大于-0.01，在實(shí)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(gè)不穩(wěn)定模態(tài)的振型圖。

對(duì)于高頻尖叫噪聲，影響因素有摩擦因數(shù)、制動(dòng)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(dòng)盤剛度以及摩擦片背板剛度都有利于使制動(dòng)系統(tǒng)穩(wěn)定，但是會(huì)對(duì)制動(dòng)性能影響較大，這里主要從改進(jìn)摩擦片形狀來提高制動(dòng)系統(tǒng)穩(wěn)定性。圖10為優(yōu)化前后的摩擦片結(jié)構(gòu)對(duì)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(duì)優(yōu)化后的結(jié)構(gòu)進(jìn)行復(fù)模態(tài)分析，復(fù)特征值分布如圖11所示，在15～20 kHz之間還有幾個(gè)不穩(wěn)定模態(tài)，但是負(fù)阻尼比均大于-0.01，負(fù)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(dòng)系統(tǒng)的穩(wěn)定性。

4 結(jié)論

通過分析制動(dòng)噪聲的產(chǎn)生機(jī)制，建立了某款有制動(dòng)噪聲的盤式制動(dòng)器有限元模型，通過復(fù)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(dòng)器有限元模型，通過分析復(fù)模態(tài)特征值分布和相應(yīng)振型，并與制動(dòng)器噪聲測(cè)試結(jié)果對(duì)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(yù)測(cè)制動(dòng)器實(shí)際發(fā)生制動(dòng)噪聲的現(xiàn)象。

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

(3)對(duì)于高頻段的制動(dòng)尖叫噪聲，改進(jìn)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(dòng)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(dòng)器制動(dòng)尖叫的有限元分析與試驗(yàn)[J].汽車工程,2007(8):705-709.

【4】侯俊,過學(xué)迅.基于有限元方法的盤式制動(dòng)器制動(dòng)噪聲研究[J].機(jī)械設(shè)計(jì),2008,25(8)：50-52.

【5】郭鳴.盤式制動(dòng)器非線性振動(dòng)與尖叫問題的模態(tài)分析與研究[D].武漢：武漢理工大學(xué)，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?yàn)檎嘚VH仿真分析及測(cè)試。E-mail：fug2008@163.com。