鼓式制動(dòng)器、摩托車剎車圈、Drum brake、輪轂剎車圈專業(yè)生產(chǎn)廠家無(wú)錫九環(huán)2021年4月8日訊以某電動(dòng)汽車盤式制動(dòng)器為研究對(duì)象，通過CATIA建立制動(dòng)器三維模型，在Workbench平臺(tái)上改變制動(dòng)器的阻尼比，對(duì)該模型進(jìn)行諧響應(yīng)分析，得到不同阻尼比的制動(dòng)盤與制動(dòng)塊振幅隨頻率的分布情況。以制動(dòng)塊消音片為優(yōu)化目標(biāo)，用Dynamometer-GIANT 8600慣性實(shí)驗(yàn)臺(tái)分別對(duì)無(wú)消音片、傳統(tǒng)消音片和夾心式消音片的制動(dòng)器進(jìn)行振動(dòng)噪聲試驗(yàn)。結(jié)果表明：通過改變制動(dòng)器的阻尼比，能減少制動(dòng)盤與制動(dòng)塊之間的共振，從而降低振動(dòng)噪聲；夾心式消音片相對(duì)于傳統(tǒng)的消音片在冷態(tài)試驗(yàn)階段性能表現(xiàn)更好，振動(dòng)噪聲相對(duì)傳統(tǒng)的消音片降低了約50%。

隨著汽車工業(yè)4.0的飛速發(fā)展與電動(dòng)汽車的不斷普及，人們對(duì)車輛各方面的性能提出了更高的要求，其中由車輛制動(dòng)導(dǎo)致的振動(dòng)與噪聲一直是各大汽車制造商及消費(fèi)者持續(xù)關(guān)注并不斷改進(jìn)的問題之一。由于制動(dòng)的振動(dòng)與噪聲涉及的學(xué)科非常廣泛，影響因素也很多，國(guó)內(nèi)外學(xué)者遲遲找不到一個(gè)準(zhǔn)確有效的解決措施。

文獻(xiàn)[1]分別用求解復(fù)模態(tài)和時(shí)-頻域耦合仿真對(duì)制動(dòng)器進(jìn)行噪聲分析，對(duì)比指出時(shí)-頻域耦合法與試驗(yàn)測(cè)試結(jié)果更為接近，可較為準(zhǔn)確地預(yù)測(cè)制動(dòng)噪音的頻率分布情況。文獻(xiàn)[2]利用摩擦學(xué)中的隨機(jī)粗糙面生成法對(duì)9組不同的摩擦襯片進(jìn)行復(fù)特征值分析，指出襯片變薄會(huì)導(dǎo)致摩擦因數(shù)降低，并研究了摩擦襯片的表面特征對(duì)制動(dòng)尖叫的影響情況。文獻(xiàn)[3]分析了材料屬性、結(jié)構(gòu)參數(shù)及制動(dòng)工況對(duì)制動(dòng)NVH的影響因素，并提出了蒙特卡洛抽樣的參數(shù)化優(yōu)化算法，最后通過制動(dòng)慣量試驗(yàn)臺(tái)做了相應(yīng)的驗(yàn)證。文獻(xiàn)[4]利用ABAQUS求解了盤式制動(dòng)器復(fù)模態(tài)，基于貝葉斯理論推理獲得制動(dòng)嘯叫的概率，并通過LMS Virtual.Lab軟件對(duì)輻射噪聲做了仿真分析。

然而由于專業(yè)試驗(yàn)設(shè)備的欠缺，大多數(shù)學(xué)者只是停留在軟件模擬與小樣試驗(yàn)階段，很少通過專業(yè)的試驗(yàn)對(duì)其理論進(jìn)行驗(yàn)證。本文主要以某轎車盤式制動(dòng)器為研究對(duì)象，用CATIA軟件建立制動(dòng)器簡(jiǎn)化模型，運(yùn)用Workbench平臺(tái)對(duì)該模型進(jìn)行諧響應(yīng)分析，通過改變制動(dòng)器的阻尼比，得到制動(dòng)盤與制動(dòng)塊在不同阻尼比的情況下振幅隨頻率的變化關(guān)系；對(duì)制動(dòng)塊消音片進(jìn)行結(jié)構(gòu)改進(jìn)，用Dynamometer-GIANT 8600慣性實(shí)驗(yàn)臺(tái)以國(guó)際通用SAE J2521標(biāo)準(zhǔn)為試驗(yàn)規(guī)范對(duì)該制動(dòng)器改進(jìn)前后模型進(jìn)行試驗(yàn)分析及驗(yàn)證。

1 盤式制動(dòng)器諧波載荷下的簡(jiǎn)化模型

汽車盤式制動(dòng)器制動(dòng)系統(tǒng)工作時(shí)，來(lái)自制動(dòng)主缸的油壓通過制動(dòng)活塞將制動(dòng)力作用于制動(dòng)塊背板上，兩制動(dòng)塊互相擠壓制動(dòng)盤至制動(dòng)盤停下實(shí)現(xiàn)汽車制動(dòng)[5]。從物理學(xué)角度來(lái)看，假設(shè)在某一時(shí)刻下，制動(dòng)盤相對(duì)于制動(dòng)塊向右運(yùn)動(dòng)，制動(dòng)盤旋轉(zhuǎn)的驅(qū)動(dòng)力可轉(zhuǎn)化為向右的牽引力，該牽引力可視為阻尼器和剛度元件[6]。制動(dòng)塊與制動(dòng)盤之間互相摩擦導(dǎo)致磨屑脫落、擠壓引起的不平順性可通過簡(jiǎn)諧載荷模型進(jìn)行模擬。假設(shè)制動(dòng)盤初速度為v0，激勵(lì)時(shí)系統(tǒng)初相位為0，存在系統(tǒng)阻尼，制動(dòng)塊以FN的力壓向制動(dòng)盤，制動(dòng)盤與制動(dòng)塊之間的摩擦阻力為Ffric，制動(dòng)器簡(jiǎn)化模型與物理模型如圖1所示。

圖1 制動(dòng)器簡(jiǎn)化模型及其物理模型

假設(shè)制動(dòng)盤質(zhì)量為m，根據(jù)達(dá)朗貝爾原理，建立相應(yīng)的動(dòng)力學(xué)方程[7]

(1)

式中：Ffric為滑動(dòng)摩擦阻力；c為阻尼系數(shù)；k為剛度系數(shù)。

假設(shè)制動(dòng)塊表面不平度為則可通過施加諧波激勵(lì)進(jìn)行模擬[8]。令制動(dòng)塊的正壓力FN為時(shí)間t的周期函數(shù)，頻率為系統(tǒng)固有頻率ω0，F1<<F0，則：

FN=F0+F1cos(ω0t+φ)

(2)

v=v0+v1cosω0t

(3)

式中：F0為理想狀態(tài)下正壓力；F1為簡(jiǎn)諧載荷下的波動(dòng)力；v0為理想狀態(tài)下的初速度；v1為簡(jiǎn)諧載荷下的波動(dòng)速度。

由于滑動(dòng)摩擦因數(shù)μ與滑動(dòng)速度v有關(guān)，即μ=μ(v)，因此系統(tǒng)摩擦阻力為

Ffric=FNμ(v)

(4)

假設(shè)實(shí)測(cè)速度與正壓力成正比關(guān)系，比例系數(shù)為ξ，則

FN=ξv

(5)

此時(shí)動(dòng)力學(xué)方程為

(6)

方程有穩(wěn)態(tài)解：

x=x0+v0t

(7)

線性化方程得：

(8)

為使系統(tǒng)保持穩(wěn)定狀態(tài)，阻尼值應(yīng)為正值，可見系統(tǒng)阻尼的變化將影響系統(tǒng)穩(wěn)定。

2 盤式制動(dòng)器諧響應(yīng)分析

2.1 車型相關(guān)參數(shù)

本文以某電動(dòng)汽車浮鉗盤式制動(dòng)器為研究對(duì)象，目標(biāo)車型前置前驅(qū)，其整車及制動(dòng)器關(guān)鍵參數(shù)如表1所示。

表1 某轎車整車及制動(dòng)器關(guān)鍵參數(shù)

2.2 有限元模型及前處理

基于上述理論分析，以該汽車前制動(dòng)盤為例，運(yùn)用三維制圖軟件CATIA，在不影響分析精度的情況下建立制動(dòng)器的簡(jiǎn)化幾何模型，并將三維模型文件導(dǎo)入Workbench中進(jìn)行網(wǎng)格劃分。網(wǎng)格劃分采用Automatic自動(dòng)網(wǎng)格劃分方式，生成符合質(zhì)量的模型有限元網(wǎng)格，節(jié)點(diǎn)數(shù)75 283個(gè)，總單元數(shù)35 206個(gè)。

模型前處理需定義材料和單元類型、接觸對(duì)與接觸條件、載荷與邊界條件，最后進(jìn)行分析及求解控制[9]。簡(jiǎn)化的制動(dòng)器主要分3個(gè)模塊：制動(dòng)盤、制動(dòng)塊與鋼背，其對(duì)應(yīng)的詳細(xì)材料參數(shù)如表2所示。

表2 制動(dòng)器模型材料參數(shù)

接觸對(duì)之間采用面與面接觸。制動(dòng)盤與制動(dòng)塊之間的接觸面定義為摩擦接觸，摩擦因數(shù)μ設(shè)定為0.35，非對(duì)稱接觸行為。高級(jí)選項(xiàng)設(shè)置為非線性的收斂并采用增強(qiáng)拉格朗日算法，接觸面調(diào)整為初始接觸，每次迭代更新剛度并設(shè)置彈球區(qū)域半徑R為2 mm。制動(dòng)塊與鋼背之間的接觸設(shè)定為綁定接觸，采用對(duì)稱接觸行為并定義為多點(diǎn)約束的Multi-point Constraints(MPC)算法。

本文首先采用非線性靜力學(xué)進(jìn)行結(jié)構(gòu)分析，定義載荷與約束，選擇兩鋼背的外表面的圓形區(qū)域(活塞壓縮區(qū)域)，施加0.5 MPa的壓力載荷(制動(dòng)活塞的初始?jí)毫?，定義制動(dòng)塊與鋼背的表面位移約束：Y和Z軸方向位移為0，X軸方向?yàn)樽杂?。然后將分析結(jié)果導(dǎo)入Model模塊進(jìn)行模態(tài)求解，采用非線性攝動(dòng)法進(jìn)行模態(tài)分析，用不對(duì)稱法提取前200階模態(tài)，求解頻率范圍為0～12 kHz。最后將模態(tài)結(jié)果導(dǎo)入諧響應(yīng)分析模塊，選定制動(dòng)盤與制動(dòng)快的X方向?yàn)檠芯繉?duì)象，求解各階頻率下相應(yīng)的振幅。

2.3 不同阻尼比的盤式制動(dòng)器諧響應(yīng)分析

制動(dòng)器振動(dòng)噪聲與頻率和幅值大小有著直接的關(guān)系[10]。本文通過Workbench諧響應(yīng)模塊分析不同阻尼比的盤式制動(dòng)器振幅隨頻率的變化趨勢(shì)，指出部件在某些頻率下發(fā)生噪聲的可能性，進(jìn)而對(duì)相應(yīng)的部件做出針對(duì)性的改進(jìn)。

由于金屬材料的阻尼比特別低，約在0.001以內(nèi)，合金材料阻尼比通常在0.05～0.2之間，而粘彈性材料如橡膠，阻尼比可達(dá)0.1～5[11]?，F(xiàn)在汽車盤式制動(dòng)器通常采用制動(dòng)塊背板處加貼消音片(即阻尼片)的方式改變系統(tǒng)的阻尼比。本文取阻尼比為0～0.2的范圍進(jìn)行求解分析。對(duì)于任何結(jié)構(gòu)方程，阻尼都存在多樣性，諧響應(yīng)模塊可在設(shè)置中調(diào)整部件阻尼比的大小。本文從系統(tǒng)無(wú)阻尼開始，對(duì)比不同阻尼比(0、0.05、0.1、0.15、0.2)狀態(tài)下制動(dòng)盤和制動(dòng)片的幅值隨頻率的波動(dòng)關(guān)系，提取得到的不同阻尼比的制動(dòng)器X軸方向的振幅如圖2所示。

(a) 制動(dòng)盤振幅隨頻率波動(dòng)曲線

(b)剎車片振幅隨頻率波動(dòng)曲線

圖2 不同阻尼比的制動(dòng)器振幅隨頻率波動(dòng)曲線

由圖2(a)可知，盤式制動(dòng)器制動(dòng)盤在零阻尼的情況下X方向振動(dòng)幅值波動(dòng)較大，其中頻率在1 500 Hz時(shí)，幅值陡然上升，達(dá)1.4 μm，而其他頻率下振動(dòng)較為穩(wěn)定。由圖2(b)可知：制動(dòng)塊在不同阻尼比下振動(dòng)幅值都相對(duì)較大，和制動(dòng)盤一樣，零阻尼狀態(tài)的制動(dòng)塊幅值波動(dòng)最大，分別在1 500 Hz和3 800 Hz時(shí)達(dá)到最大值28 μm；隨著阻尼比的增大，制動(dòng)塊的振幅波動(dòng)逐漸下降，阻尼比在0.2時(shí)幅值能基本穩(wěn)定在5 μm以內(nèi)。綜合圖2(a)和(b)可知，制動(dòng)器在零阻尼比的情況下，頻率在1 500 Hz時(shí)制動(dòng)盤和剎車片振幅都出現(xiàn)最大值，此頻率下兩部件極易產(chǎn)生共振，引發(fā)制動(dòng)噪音。

3 盤式制動(dòng)器振動(dòng)噪聲試驗(yàn)及結(jié)構(gòu)改進(jìn)

3.1 制動(dòng)器制動(dòng)噪聲性能試驗(yàn)

盤式制動(dòng)器噪聲性能試驗(yàn)采用Dynamometer-GIANT 8600慣性制動(dòng)試驗(yàn)臺(tái)。該試驗(yàn)臺(tái)具有密閉雙層艙結(jié)構(gòu)，可測(cè)量制動(dòng)器在不同速度、溫度及壓力下的制動(dòng)性能[12]。通過改變?cè)囼?yàn)艙內(nèi)溫度、濕度及風(fēng)速等參數(shù)，以模擬汽車在實(shí)際路面行駛過程中的工作環(huán)境，試驗(yàn)結(jié)果與真實(shí)結(jié)果較為接近。本試驗(yàn)以國(guó)際通用SAE J2521標(biāo)準(zhǔn)為試驗(yàn)規(guī)范。該標(biāo)準(zhǔn)主要分3個(gè)階段，分別是常規(guī)制動(dòng)階段(0～1 430次)、冷態(tài)制動(dòng)階段(1 431～1 890次)和衰退后制動(dòng)階段(1 891～2 377次)[13]。本試驗(yàn)分前進(jìn)和后退兩個(gè)基本制動(dòng)工況，按權(quán)重確定相應(yīng)的試驗(yàn)次數(shù)，其中前進(jìn)制動(dòng)2 197次，后退制動(dòng)198次。噪聲采集裝置簡(jiǎn)易圖如圖3所示，噪聲采集器置于制動(dòng)盤中心水平方向100 mm，垂直距離500 mm處，用噪音發(fā)生度(聲壓級(jí)SPL大于70 dB)來(lái)統(tǒng)計(jì)噪聲出現(xiàn)的頻率[14]。由于設(shè)備本身原因，該裝置能采集的頻率范圍為2～17 kHz。未貼有消音片的制動(dòng)器噪聲聲壓級(jí)隨頻率的分布情況及不同制動(dòng)階段下噪聲的分布情況如圖4、5所示。

圖3 噪聲采集裝置簡(jiǎn)易圖

圖4 未貼有消音片的制動(dòng)噪聲聲壓級(jí)隨頻率的分布情況

由圖4可知：未貼有消音片的制動(dòng)器制動(dòng)噪聲主要分布在振動(dòng)頻率為2～4 kHz，其中頻率3 kHz左右時(shí)噪聲最為密集，且聲壓級(jí)也較高，最大的達(dá)到105分貝；從前進(jìn)和倒退的角度看，前進(jìn)制動(dòng)共出現(xiàn)119次，占總前進(jìn)制動(dòng)的5.5%，后退制動(dòng)11次，占總后退制動(dòng)的5.6%。圖5顯示了不同制動(dòng)階段下噪聲的分布情況，折線代表了不同制動(dòng)工況下制動(dòng)盤表面的溫度情況?？梢钥闯觯还苁乔斑M(jìn)還是后退制動(dòng)工況，制動(dòng)噪聲大部分分布在冷態(tài)制動(dòng)階段，共出現(xiàn)122次，占總冷態(tài)制動(dòng)的26.5%，遠(yuǎn)遠(yuǎn)超過了國(guó)內(nèi)外汽車主機(jī)廠商對(duì)噪音發(fā)生度(SPL>70 dB)不大于5%的標(biāo)準(zhǔn)。

3.2 制動(dòng)塊消音片結(jié)構(gòu)的改進(jìn)

基于上述理論及仿真分析，改變制動(dòng)器的阻尼比能降低部件的振幅，減少部件間的共振，從而達(dá)到降低制動(dòng)噪聲的目的。本文主要通過在鋼背面粘貼消音片的方法來(lái)改變部件阻尼比，如圖6所示，(a)為改進(jìn)前未粘貼消音片的制動(dòng)塊，(b)為改進(jìn)后粘有消音片的制動(dòng)塊。然而，目前市場(chǎng)上常見的消音片結(jié)構(gòu)比較單一，單獨(dú)的鋼片或者鋼片上附加一層橡膠的結(jié)構(gòu)[15]。傳統(tǒng)的消音片在常態(tài)工況下有一定的效果，但是在一些冷態(tài)工況或高溫后常常表現(xiàn)不出多大的作用。本文主要以?shī)W利奧為原型，提出一種夾心式消音片，其結(jié)構(gòu)從鋼背起，由膠水-鋼片-橡膠-鋼片復(fù)合組成，并進(jìn)行熱處理。經(jīng)測(cè)量，該復(fù)合結(jié)構(gòu)的消音片厚度約為2 mm，用LabVIEW通過自由衰減法測(cè)得該阻尼比約為0.2，由于橡膠在兩鋼片層中間，在增加阻尼比的同時(shí)又能保證消音片在不同環(huán)境溫度下材料的穩(wěn)定性。

圖5 未貼有消音片的制動(dòng)器在不同制動(dòng)階段下噪聲分布情況

圖6 改進(jìn)前后制動(dòng)塊實(shí)物圖

3.3 消音片結(jié)構(gòu)改進(jìn)前后試驗(yàn)分析

在Dynamometer-GIANT 8600慣性試驗(yàn)臺(tái)上分別對(duì)傳統(tǒng)的消音片和夾心式消音片的制動(dòng)塊進(jìn)行噪聲測(cè)試試驗(yàn)，改進(jìn)前后各工況下噪聲發(fā)生度試驗(yàn)結(jié)果如表3所示，噪聲與振動(dòng)頻率及其分布情況如圖7—10所示。

圖7 傳統(tǒng)消音片的制動(dòng)噪聲聲壓級(jí)隨頻率的分布情況

圖8 傳統(tǒng)消音片的制動(dòng)器在不同制動(dòng)階段下噪聲分布情況

圖9 夾心式消音片的制動(dòng)噪聲聲壓級(jí)隨頻率的分布情況

圖10 夾心式消音片的制動(dòng)器在不同制動(dòng)階段下噪聲分布情況

由表3可知：未安裝消音片的制動(dòng)器在測(cè)試過程中總的制動(dòng)噪音共出現(xiàn)130次，占比5.5%；而安裝了傳統(tǒng)的消音片，即鋼背和橡膠雙層結(jié)構(gòu)的消音片，測(cè)試中產(chǎn)生的振動(dòng)噪音有所下降，前進(jìn)制動(dòng)工況噪音共出現(xiàn)88次，后退制動(dòng)工況出現(xiàn)17次，總的制動(dòng)噪音占比4.4%，比未安裝消音片的制動(dòng)塊降低了1.1%。同樣，從表3可看出夾心式消音片對(duì)制動(dòng)噪聲的影響更為明顯，無(wú)論前進(jìn)還是后退制動(dòng)工況，制動(dòng)噪聲都降到了2.0%左右，相對(duì)傳統(tǒng)的消音片噪聲減少了一半。

表3 消音片對(duì)制動(dòng)噪聲影響情況

由圖7可看出：傳統(tǒng)消音片制動(dòng)噪音主要分布在頻率為2.5、3.6 和8.2 kHz左右，前進(jìn)制動(dòng)噪聲頻率分布得較為分散，而后退工況主要集中在3.5～5 kHz之間；制動(dòng)的最大聲壓級(jí)相對(duì)無(wú)消音片的制動(dòng)塊沒有降低，最大也超過了100 dB。圖8顯示了傳統(tǒng)消音片在不同制動(dòng)階段的噪音分布情況。可以看出傳統(tǒng)消音片的制動(dòng)塊制動(dòng)噪音還是主要分布在冷態(tài)試驗(yàn)階段。由圖9可知，裝有夾心式消音片的制動(dòng)器制動(dòng)噪聲明顯減少，且聲壓級(jí)也明顯降低，最高只有86 dB。圖10可看出夾心式消音片在冷態(tài)制動(dòng)階段的制動(dòng)噪聲相對(duì)傳統(tǒng)的消音片降低了很多。雖然在衰退后制動(dòng)階段有些許的噪聲，可能由于消音片的橡膠層在高溫?zé)g后，兩鋼片間的輕微摩擦所致[16]，但總的來(lái)說(shuō)，相對(duì)于傳統(tǒng)的消音片，裝有夾心式消音片的制動(dòng)器制動(dòng)噪聲降低了50%左右。

4 結(jié)論

1)盤式制動(dòng)器制動(dòng)噪聲與制動(dòng)器的阻尼比有關(guān)，阻尼比越大，制動(dòng)盤與制動(dòng)塊的幅值波動(dòng)越小，部件間共振的可能性降低，系統(tǒng)相對(duì)越穩(wěn)定。

2)未安裝消音片的制動(dòng)器在冷態(tài)試驗(yàn)階段振動(dòng)噪聲較為密集，約占總試驗(yàn)次數(shù)的26.5%，且主要集中在頻率為3 kHz左右。

3)鋼-橡膠-鋼結(jié)構(gòu)的夾心式消音片相對(duì)于市場(chǎng)上傳統(tǒng)的消音片制動(dòng)時(shí)產(chǎn)生的振動(dòng)噪聲在冷態(tài)試驗(yàn)階段有明顯改善，出現(xiàn)噪聲的頻率約占總制動(dòng)次數(shù)的2%左右，整體性能相對(duì)傳統(tǒng)的消音片提高50%左右。

作者：施佳輝，王東方，繆小冬

南京工業(yè)大學(xué)機(jī)械與動(dòng)力工程學(xué)院