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某車型盤式制動器尖叫噪聲分析及改進

2019-06-06 23:51:55·  來源：EDC電驅未來  
　
本文針對某車型在開發(fā)過程中出現(xiàn)后盤式制動器的尖叫噪聲，通過LMS振動噪聲測試設備采集和分析其噪聲和振動頻率，在Abaqus內建立了該制動器的仿真模型進行復模態(tài)
本文針對某車型在開發(fā)過程中出現(xiàn)后盤式制動器的尖叫噪聲，通過LMS振動噪聲測試設備采集和分析其噪聲和振動頻率，在Abaqus內建立了該制動器的仿真模型進行復模態(tài)分析，得到與測試接近的不穩(wěn)定模態(tài)，然后進一步探究不穩(wěn)定模態(tài)的影響因素來指導設計優(yōu)化，最終解決該問題。

1 基于模態(tài)耦合理論的復特征值分析

汽車的制動過程是由多個零部件相互作用來實現(xiàn)，其中制動摩擦作用是非常復雜的非線性接觸，將此過程簡化為一種頻率域的線性化方法的模態(tài)耦合理論，目前已成為制動噪聲發(fā)生機理的研究焦點[4]；并且基于模態(tài)耦合理論的復特征值分析（復模態(tài)分析），在摩擦尖叫領域被廣泛使用和認可。該理論下，系統(tǒng)各階模態(tài)振型存在相位關系，系統(tǒng)特征根由實部和虛部組成，特征值實部代表系統(tǒng)的衰減系統(tǒng)，虛部代表系統(tǒng)的阻尼固有頻率：當實部大于零時，表明該系統(tǒng)為不穩(wěn)定系統(tǒng)，可能發(fā)生制動尖叫問題；且實部越大，系統(tǒng)越不穩(wěn)定，越容易發(fā)生制動尖叫；當實部小于等于零，表明該系統(tǒng)為穩(wěn)定系統(tǒng)，不會發(fā)生制動尖叫問題[5]。復特征值分析理論在文獻[5]已有較詳細闡述，不再敷述。

2 制動器尖叫異響分析

2.1 制動尖叫噪聲測試

根據(jù)制動系統(tǒng)研發(fā)工程師反饋，某車型在低速制動時極易激發(fā)出尖叫異響。通過LMS振動噪聲測試設備進行問題數(shù)據(jù)采集分析，后制動器的卡鉗支架和摩擦塊（測點如圖1所示）的振動頻率與駕駛員位置的麥克風采集的噪聲頻率，可以確定該噪聲源位于后制動器，頻率在7800Hz左右，如圖2所示，為進一步探究該車型制動系統(tǒng)是否在該頻率存在不穩(wěn)定模態(tài)，接下來在Abaqus中進行復模態(tài)分析。

圖1 加速度傳感器布點

圖2 制動尖叫噪聲測試數(shù)據(jù)

2.2 制動尖叫分析有限元模型

圖3 盤式制動器結構及網(wǎng)格劃分

在Abaqus中建立制動器復模態(tài)分析的有限元模型。為了提高運算效率，本文選取制動器中主要制動動作零部件進行分析，省略其他零部件，如輪轂支架，輪轂軸承，安裝螺栓，導向銷等，簡化后的總裝結構和網(wǎng)格模型如圖3所示，采用3mm的網(wǎng)格基本尺寸進行網(wǎng)格劃分，制動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，節(jié)點265977個。材料屬性設置見表1，摩擦塊和制動盤、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，約束制動盤6個方向自由度，釋放卡鉗和摩擦塊的軸向自由度。

表1 各零部件材料屬性設置

分析模型分4步求解：第一步Static，General靜態(tài)分析，加載活塞缸的制動壓力3MPa；第二步Static，General靜態(tài)分析，給制動盤施加轉動效應，在關鍵字中添加制動盤軸向轉速5rad/s；第三步Frequency線性攝動分析，提取系統(tǒng)0~10000Hz的實模態(tài)；第四步Complex Frequency線性攝動分析，提取系統(tǒng)復模態(tài)。結果見表2，第12階出現(xiàn)特征根實部為163的不穩(wěn)定模態(tài)，頻率為7529.7Hz，其振型如圖4所示，與實測的7800Hz接近，表明該車型制動器存在不穩(wěn)定模態(tài)而引起制動尖叫噪聲。

圖4 第12階不穩(wěn)定模態(tài)振型

表2 復模態(tài)分析結果

3 制動尖叫噪聲的改進

3.1 復模態(tài)特征根實部影響因素分析

為了探究抑制制動尖叫噪聲的指導方向，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、不同制動盤材料進行復模態(tài)分析，跟蹤其特征根實部變化規(guī)律。接觸摩擦系數(shù)與復模態(tài)實部的關系如圖5所示，隨著摩擦系數(shù)增加，系統(tǒng)復模態(tài)實部增大，反之，摩擦系數(shù)越小，越有利于改進制動尖叫。摩擦塊彈性模量變化對復模態(tài)實部的影響見圖6，其規(guī)律與摩擦系數(shù)一致：摩擦塊彈性模量越小，越有利于改進制動尖叫。采用HT200和HT250兩種制動盤材料的對比分析結果如圖7所示，兩組材料特性參數(shù)見表3，彈性模量大的HT250更有利于改善制動尖叫。

圖5 不同摩擦系數(shù)下系統(tǒng)復模態(tài)實部值

圖6 不同摩擦塊彈性模量下系統(tǒng)復模態(tài)實部值

圖7 不同制動盤材料下系統(tǒng)復模態(tài)實部值

表3 制動盤材料參數(shù)

3.2 抑制尖叫的措施

通過對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尖叫，但為了保證制動效能和行車安全，摩擦塊設計通常選用SAE標準的FF級額定系數(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。而采用制動盤材料HT250時，復模態(tài)實部值比HT200減小，對比二者材料參數(shù)可知HT250比HT200的剛度提高了，由此推斷，提高制動盤剛度有利于抑制制動尖叫。綜合以上結果，將制動盤直徑減小5mm，材料使用HT250，摩擦系數(shù)0.35，再次進行復模態(tài)分析，結果見表4。

由表4可知，改進前系統(tǒng)出現(xiàn)在7529.7Hz的不穩(wěn)定模態(tài)，在改進后已無正實部值，既該系統(tǒng)在0~10000Hz內無不穩(wěn)定模態(tài)。進一步按改進措施制作該規(guī)格的制動盤進行裝車測試，無制動尖叫噪聲出現(xiàn)，表明改進措施有效。

表4 改進結構的復模態(tài)分析結果

4 結論

（1）系統(tǒng)摩擦系數(shù)、摩擦塊的彈性模量、制動盤剛度對制動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、增大制動盤材料剛度均有利于抑制制動尖叫。

（2）由于摩擦塊肩負制動性能的重任，減小摩擦系數(shù)對行車造成安全隱患，一般控制在0.35~0.45之間。實際情況下系統(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、相對運動速度等影響而變化，本文尚未做更深層次的研究。

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