摘要：鼓式制動(dòng)器、摩托車(chē)剎車(chē)圈、Drum brake、輪轂剎車(chē)圈專(zhuān)業(yè)生產(chǎn)廠家無(wú)錫九環(huán)2022年3月25日訊 以某車(chē)型出現(xiàn)2 000 Hz制動(dòng)尖叫問(wèn)題的盤(pán)式制動(dòng)器為研究對(duì)象，建立制動(dòng)器的有限元模型。通過(guò)試驗(yàn)?zāi)B(tài)對(duì)有限元模型進(jìn)行修正，應(yīng)用復(fù)特征值分析技術(shù)，獲取系統(tǒng)的復(fù)特征值和振型，并通過(guò)ODS測(cè)試確認(rèn)與制動(dòng)尖叫頻率對(duì)應(yīng)的不穩(wěn)定模態(tài)。然后針對(duì)此不穩(wěn)定模態(tài)，通過(guò)相關(guān)性分析量化制動(dòng)器零件對(duì)系統(tǒng)不穩(wěn)定模態(tài)的貢獻(xiàn)，采用優(yōu)化具有最大貢獻(xiàn)量的零件幾何結(jié)構(gòu)來(lái)改善制動(dòng)尖叫。最后通過(guò)SAE J2521臺(tái)架試驗(yàn)驗(yàn)證此方法可行。制動(dòng)器在不斷滿(mǎn)足和提高產(chǎn)品功能性的同時(shí)，出于駕駛和乘坐舒適性的考慮，制動(dòng)噪聲問(wèn)題日益被消費(fèi)者所關(guān)注。對(duì)于汽車(chē)制造商，制動(dòng)噪音問(wèn)題會(huì)增加大量的售后成本并降低客戶(hù)對(duì)汽車(chē)質(zhì)量和可靠性的認(rèn)可度，因此制動(dòng)噪聲已成為汽車(chē)制造商亟待解決的一個(gè)重要問(wèn)題。汽車(chē)制動(dòng)噪音的發(fā)生受溫度、濕度、制動(dòng)壓力、車(chē)速等眾多因素的影響，具有很大的隨機(jī)性，頻率覆蓋廣泛，如頻率在1 000 Hz以下的起步咕音(Groan)、咯吱音和Moan音，頻率在1 000 Hz以上的制動(dòng)尖叫(squeal)，且其發(fā)生機(jī)理復(fù)雜，涉及摩擦學(xué)、振動(dòng)力學(xué)等眾多學(xué)科，對(duì)其的研究從發(fā)生機(jī)理到分析方法仍未取得一致結(jié)論，也沒(méi)有形成完善的工程控制手段。本文針對(duì)某車(chē)型盤(pán)式制動(dòng)器在低速蠕行工況下出現(xiàn)2 000 Hz制動(dòng)尖叫問(wèn)題進(jìn)行研究，如圖1所示，按照SAE J2521規(guī)范中的程序,對(duì)此制動(dòng)器在臺(tái)架上進(jìn)行噪音搜索試驗(yàn)，在低速低壓工況集中復(fù)現(xiàn)了2 000 Hz制動(dòng)尖叫，噪音搜索結(jié)果如圖2所示。
圖1 制動(dòng)器臺(tái)架試驗(yàn)
Fig.1 Brake bench test工程上目前在解決制動(dòng)尖叫類(lèi)問(wèn)題時(shí)，一般通過(guò)摩擦片和消音片的預(yù)選以及制動(dòng)噪音匹配試驗(yàn)的方式來(lái)應(yīng)對(duì)，即通過(guò)調(diào)整摩擦片的開(kāi)槽、倒角、配方及消音片的阻尼特性，然后在試驗(yàn)臺(tái)上進(jìn)行噪音搜索來(lái)驗(yàn)證改善效果。有限元復(fù)特征值分析方法的提出，逐步成為工程上解決或抑制制動(dòng)尖叫問(wèn)題的另一有效方法，通過(guò)有限元計(jì)算提取制動(dòng)器的復(fù)特征值和模態(tài)振型，利用特征值的實(shí)部或阻尼比來(lái)分析系統(tǒng)是否不穩(wěn)定并判斷尖叫發(fā)生的傾向。本文即采用有限元復(fù)特征值分析方法，結(jié)合試驗(yàn)?zāi)B(tài)及多普勒激光測(cè)振手段，基于復(fù)特征值及相關(guān)性分析的結(jié)果調(diào)整制動(dòng)器零件的幾何結(jié)構(gòu)，消除了2 000 Hz制動(dòng)尖叫。圖2 制動(dòng)器臺(tái)架噪音搜索試驗(yàn)結(jié)果
Fig.2 Results of noise in brake bench test
1 復(fù)特征值分析理論
復(fù)特征值分析基于模態(tài)耦合理論，制動(dòng)盤(pán)和摩擦片之間的盤(pán)片耦合相當(dāng)于在系統(tǒng)上提供了一個(gè)擾動(dòng)載荷，它會(huì)將導(dǎo)致系統(tǒng)剛度矩陣的不對(duì)稱(chēng)，將系統(tǒng)的不穩(wěn)定模態(tài)激勵(lì)起來(lái)。通過(guò)對(duì)復(fù)特征值問(wèn)題的求解，確定系統(tǒng)中哪些模態(tài)是不穩(wěn)定的，容易發(fā)生自激和尖叫。考慮系統(tǒng)制動(dòng)時(shí)制動(dòng)盤(pán)與摩擦片之間的摩擦力，系統(tǒng)的動(dòng)力學(xué)方程如下式中:M、C、K分別為系統(tǒng)的質(zhì)量矩陣、阻尼矩陣和剛度矩陣，u為系統(tǒng)的各自由度的位移向量；Ff為制動(dòng)盤(pán)與摩擦片之間的接觸摩擦力，它以接觸面之間節(jié)點(diǎn)的相對(duì)位移來(lái)表示為這個(gè)將摩擦力與節(jié)點(diǎn)位移聯(lián)系起來(lái)的矩陣稱(chēng)為摩擦剛度矩陣，或者簡(jiǎn)稱(chēng)為摩擦矩陣。結(jié)合式(1)和(2),將式(1)中的摩擦力從右邊移到左邊可寫(xiě)成如下二階齊次線(xiàn)性微分方程形式式(3)是包含了摩擦剛度項(xiàng)的自由振動(dòng)系統(tǒng)的動(dòng)力學(xué)方程，其解的形式如下將其進(jìn)行適當(dāng)?shù)奈⒎植⒋胧?3)得到([M]s2+[C]s+[K-Kf]){Φ}={0}式中:Φ為特征向量，s為特征值。不同于系統(tǒng)中慣性力和彈性力導(dǎo)致的對(duì)稱(chēng)質(zhì)量矩陣和剛度矩陣，摩擦力導(dǎo)致的摩擦矩陣Kf是不對(duì)稱(chēng)的，它會(huì)導(dǎo)致系統(tǒng)的剛度矩陣不對(duì)稱(chēng)。剛度矩陣不對(duì)稱(chēng)在一定條件下會(huì)求解得到如下包括實(shí)部和虛部的共軛復(fù)特征值系統(tǒng)的運(yùn)動(dòng)可以用共軛復(fù)特征值和特征向量來(lái)描述{ui}={Φi}e(σi+jωi)t+{Φi}e(σi-jωi)t對(duì)于第i階模態(tài)，σi是其特征值實(shí)部，代表系統(tǒng)的阻尼系數(shù)，ωi是其虛部，代表系統(tǒng)的阻尼固有頻率。正的實(shí)部會(huì)使振動(dòng)擴(kuò)大，發(fā)展為強(qiáng)烈的自激振動(dòng)，此時(shí)系統(tǒng)是不穩(wěn)定的，因而通過(guò)對(duì)系統(tǒng)特征值實(shí)部的分析，可以確認(rèn)系統(tǒng)中不穩(wěn)定且容易產(chǎn)生制動(dòng)尖叫的模態(tài)。
2 制動(dòng)器有限元復(fù)特征值分析
2.1 盤(pán)式制動(dòng)器有限元模型
盤(pán)式制動(dòng)器系統(tǒng)有限元模型包括制動(dòng)盤(pán)、卡鉗本體、卡鉗支架、導(dǎo)向銷(xiāo)、內(nèi)/外制動(dòng)背板、內(nèi)/外消音片、活塞、內(nèi)/外摩擦片以及對(duì)手件輪轂軸承、軸節(jié)。在Hypermesh中進(jìn)行幾何清理，采用四面體單元?jiǎng)澐志W(wǎng)格，結(jié)合制動(dòng)器各零件結(jié)構(gòu)和工作原理，采用綁定、接觸、剛性連接等方式定義各零件之間的連接關(guān)系，裝配后形成完整的制動(dòng)器有限元網(wǎng)格模型如圖3所示。圖3 盤(pán)式制動(dòng)器有限元模型
Fig.3 FEA model of disc brake
2.2 零部件材料屬性定義
定義摩擦片為橫觀各向同性材料，其屬性采用實(shí)測(cè)值進(jìn)行設(shè)置，摩擦片材料參數(shù)如表1所示。Tab.1 Parameters of friction materials各零部件通過(guò)稱(chēng)重、試驗(yàn)?zāi)B(tài)進(jìn)行修正有限元模型中的材料密度和彈性模量，修正后使各零部件的自由模態(tài)計(jì)算結(jié)果與試驗(yàn)?zāi)B(tài)結(jié)果誤差在3%以?xún)?nèi)。以制動(dòng)盤(pán)為例，圖4為其模態(tài)測(cè)試試驗(yàn)。圖4 制動(dòng)盤(pán)模態(tài)測(cè)試
Fig.4 Modal test of brake disc表2為其修正材料參數(shù)后試驗(yàn)與計(jì)算模態(tài)頻率的對(duì)比。表2 制動(dòng)盤(pán)試驗(yàn)與計(jì)算自由模態(tài)頻率對(duì)比Tab.2 Comparison of brake disc modal frequency between test and FEA analysis at free-free condition
2.3 盤(pán)式制動(dòng)器有限元模型
卡鉗支架與轉(zhuǎn)向節(jié)之間通過(guò)螺栓連接，需對(duì)此連接螺栓添加預(yù)緊力，轉(zhuǎn)向節(jié)和制動(dòng)盤(pán)通過(guò)螺栓連接在輪轂軸承的兩側(cè)，約束轉(zhuǎn)向節(jié)與懸架連接各點(diǎn)的6向自由度，考慮到制動(dòng)尖叫出現(xiàn)在低速低壓工況，一方面需在活塞和卡鉗油缸底部施加相應(yīng)的制動(dòng)壓力，另一方面需對(duì)制動(dòng)盤(pán)添加轉(zhuǎn)動(dòng)效應(yīng)。制動(dòng)油壓和旋轉(zhuǎn)速度分布如表3，共20個(gè)工況進(jìn)行復(fù)特征值的求解。表3 復(fù)特征值分析各工況制動(dòng)壓力Tab.3 Brake pressure in complex eigenvalue analysis
2.4 復(fù)特征值分析結(jié)果
使用ABAQUS軟件提取5 000 Hz以?xún)?nèi)的盤(pán)式制動(dòng)器復(fù)模態(tài)結(jié)果，如圖5，以散點(diǎn)圖方式繪制出各工況下出現(xiàn)的不穩(wěn)定模態(tài)的特征值實(shí)部和頻率的信息。圖中的1 900 Hz不穩(wěn)定模態(tài)頻率出現(xiàn)的工況次數(shù)最多，阻尼系數(shù)相對(duì)偏高且集中，說(shuō)明其發(fā)生制動(dòng)尖叫的傾向性較大，同時(shí)它與臺(tái)架噪音搜索結(jié)果出現(xiàn)的2 000 Hz的噪聲頻率非常接近。圖5 盤(pán)式制動(dòng)器復(fù)模態(tài)分析結(jié)果
Fig.5 Results of complex eigenvalue analysis在臺(tái)架上進(jìn)行噪音復(fù)現(xiàn)的同時(shí)，配合三維掃描式多普特激光測(cè)振儀，測(cè)試系統(tǒng)在2 000 Hz制動(dòng)尖叫出現(xiàn)時(shí)的ODS振型，如圖6所示，與復(fù)模態(tài)仿真分析結(jié)果中的1 900 Hz不穩(wěn)定模態(tài)進(jìn)行對(duì)比，確認(rèn)二者振型是吻合的。因而，可以確認(rèn)復(fù)特征值分析中的1 900 Hz不穩(wěn)定模態(tài)與實(shí)際發(fā)生噪音模態(tài)一致。(a) ODS測(cè)試結(jié)果
(b) 不穩(wěn)定模態(tài)振型
圖6 ODS測(cè)試與不穩(wěn)定模態(tài)分析結(jié)果對(duì)比
Fig.6 Comparison of ODS test with unstable modal of FEA各工況出現(xiàn)的不穩(wěn)定模態(tài)中，在650 Hz、2 300 Hz、2 550 Hz頻率處也相對(duì)比較集中，但實(shí)車(chē)中并未出現(xiàn)該頻率的噪音，這代表仿真結(jié)果出現(xiàn)了“過(guò)預(yù)測(cè)”。為了找到與臺(tái)架上復(fù)現(xiàn)的制動(dòng)尖叫所對(duì)應(yīng)的的不穩(wěn)定模態(tài)，“過(guò)預(yù)測(cè)”現(xiàn)象在本文中是希望出現(xiàn)的。出現(xiàn)“過(guò)預(yù)測(cè)”，原因?yàn)閷?duì)制動(dòng)盤(pán)和摩擦片之間設(shè)置了較大的摩擦因數(shù)，激勵(lì)了更多的不穩(wěn)定模態(tài)，且沒(méi)有考慮摩擦所誘導(dǎo)的阻尼及結(jié)構(gòu)阻尼，阻尼對(duì)不穩(wěn)定模態(tài)的出現(xiàn)是有抑制作用的。
3 子零件模態(tài)貢獻(xiàn)量分析
針對(duì)上文已經(jīng)確認(rèn)的不穩(wěn)定模態(tài)，通過(guò)相關(guān)性分析找出與其相關(guān)程度較高的實(shí)模態(tài)，然后統(tǒng)計(jì)這些相關(guān)程度較高的實(shí)模態(tài)的應(yīng)變能信息來(lái)量化制動(dòng)器零件對(duì)系統(tǒng)不穩(wěn)定模態(tài)的貢獻(xiàn)，據(jù)此找到具有最大貢獻(xiàn)量的部件，為后續(xù)對(duì)子零件進(jìn)行結(jié)構(gòu)優(yōu)化工作提供依據(jù)和指導(dǎo)。
3.1 相關(guān)性分析
采用模態(tài)置信因子(MAC)來(lái)對(duì)復(fù)模態(tài)與實(shí)模態(tài)進(jìn)行比較，MAC表示一對(duì)向量之間的相關(guān)程度，這一對(duì)向量可以是復(fù)模態(tài)向量、實(shí)模態(tài)向量或者是外界激勵(lì)工況下的響應(yīng)向量，通過(guò)MAC可以識(shí)別出兩個(gè)在一定摩擦激勵(lì)下能夠發(fā)生耦合的實(shí)模態(tài)。其表達(dá)式為式中:Ψi、Ψj分別為實(shí)模態(tài)、復(fù)模態(tài)各階模態(tài)的振型向量，MACij為第i階實(shí)模態(tài)與第j階復(fù)模態(tài)之間的相關(guān)程度，它的值介于0～1之間，包含了幅值和相位的信息。根據(jù)前文所建立的有限元模型，提取系統(tǒng)前5 000 Hz的復(fù)模態(tài)與實(shí)模態(tài)各階模態(tài)振型向量，得到系統(tǒng)各階復(fù)模態(tài)與實(shí)模態(tài)的MAC矩陣。針對(duì)1 900 Hz(第36階)的不穩(wěn)定模態(tài)，提取它與各階實(shí)模態(tài)的部分MAC值如表4所示，排名前二的第35、36階實(shí)模態(tài)與它的相關(guān)性為47%、57%，代表了這兩階模態(tài)是1 900 Hz不穩(wěn)定模態(tài)的主要參與者。表4 系統(tǒng)復(fù)模態(tài)與實(shí)模態(tài)的MACTab.4 MAC between 36th complex mode and real modes
3.2 子零件模態(tài)貢獻(xiàn)量分析
應(yīng)變能能很好地反映一個(gè)子零件對(duì)整個(gè)系統(tǒng)的貢獻(xiàn)，在模態(tài)分析中，第i階模態(tài)的第j單元的模態(tài)應(yīng)變能(MSE)定義為式中:{Φi}為第i階模態(tài)的振型;[Kj]為j單元?jiǎng)偠染仃嚒?/span>針對(duì)這兩個(gè)相關(guān)程度最高的實(shí)模態(tài)，如表5，統(tǒng)計(jì)各子零件的應(yīng)變能信息，結(jié)合它們的MAC值進(jìn)行加權(quán)，得到子零件對(duì)整個(gè)系統(tǒng)不穩(wěn)態(tài)的貢獻(xiàn)量，可以看出卡鉗支架、卡鉗、制動(dòng)盤(pán)主要參與了系統(tǒng)不穩(wěn)定模態(tài)，卡鉗支架具有最高的應(yīng)變能，說(shuō)明它對(duì)系統(tǒng)的貢獻(xiàn)是最大的。Tab.5 Strain energy of subcomponents針對(duì)卡鉗支架，計(jì)算其自由模態(tài)與系統(tǒng)第35、36階系統(tǒng)實(shí)模態(tài)的MAC值如表6所示，可以看出支架的第1、3、4、6階自由模態(tài)最主要的參與了系統(tǒng)的不穩(wěn)定模態(tài)。表6 第35、36階系統(tǒng)實(shí)模態(tài)與支架的MAC值Tab.6 MAC between bracket free modes and real system 35th and 36th mode支架的不穩(wěn)定模態(tài)及與其相關(guān)程度較高的自由模態(tài)如圖7所示。圖7 36th不穩(wěn)定模態(tài)中支架振型與其相關(guān)程度較高的
自由模態(tài)振型的對(duì)比Fig.7 Comparison of the bracket modal shape between 36th unstable mode and the free modes with high MAC
4 制動(dòng)尖叫問(wèn)題改進(jìn)
確認(rèn)了支架的自由模態(tài)在系統(tǒng)不穩(wěn)定模態(tài)中貢獻(xiàn)量后，可以由圖7中觀察到支架的第1、3、4、6階模態(tài)振型都表現(xiàn)為支架外端面梁的振動(dòng)，對(duì)比同平臺(tái)其他車(chē)型卡鉗支架外端面梁的尺寸，發(fā)現(xiàn)此梁相對(duì)較細(xì)，剛度較弱，如圖8所示，本文考慮通過(guò)增加支架外端面梁的厚度來(lái)提高支架的剛度，期望達(dá)到消除系統(tǒng)不穩(wěn)定性的目的。
圖8 卡鉗支架的優(yōu)化方案
Fig.8 Modification of caliper bracket支架修改前后其第1、3、4、6階自由模態(tài)頻率變化情況如表7所示。表7 支架修改前后模態(tài)頻率對(duì)比Tab.7 Comparison of modal frequencies before and after modifying caliper bracket針對(duì)修改支架后的方案進(jìn)行有限元復(fù)模態(tài)分析，其仿真結(jié)果如圖9所示。圖9 修改支架后盤(pán)式制動(dòng)器復(fù)模態(tài)分析結(jié)果
Fig.9 Results of complex eigenvalue analysis after modifying the caliper bracket從圖9的CAE分析結(jié)果可以看出，原方案中集中在1 900 Hz的不穩(wěn)定模態(tài)得到了消除，但新出現(xiàn)了1 500 Hz的不穩(wěn)定模態(tài)。對(duì)于CAE分析結(jié)果中新出現(xiàn)的1 500 Hz的不穩(wěn)定模態(tài)，考慮到以往實(shí)車(chē)上并未出現(xiàn)過(guò)1 500 Hz噪聲問(wèn)題，且其振型已不具有原噪聲模態(tài)振型的特征，如圖10，對(duì)新方案在臺(tái)架上進(jìn)行噪音搜索，未發(fā)現(xiàn)1 500 Hz和2 000 Hz的噪音問(wèn)題，可以說(shuō)明1 500 Hz不穩(wěn)定模態(tài)屬于“過(guò)預(yù)測(cè)”，修改支架的方案對(duì)改進(jìn)2 000 Hz制動(dòng)尖叫問(wèn)題是有效的，因此可以推進(jìn)此方案實(shí)車(chē)驗(yàn)證。圖10 修改支架后制動(dòng)器臺(tái)架噪音搜索試驗(yàn)結(jié)果
Fig.10 Results of noise in brake bench test after modifying bracket對(duì)于臺(tái)架新出現(xiàn)的11 kHz附近噪音，按照復(fù)特征值分析方法，如欲將其消除，應(yīng)重復(fù)以上分析過(guò)程，直至得到全面理想的抑噪效果[13]。但考慮到11 kHz噪音分貝值相對(duì)較低，且改進(jìn)過(guò)程應(yīng)充分考慮開(kāi)發(fā)周期及試驗(yàn)成本，同時(shí)借鑒前期的開(kāi)發(fā)經(jīng)驗(yàn)，不同于 1 500～4 000 Hz的中低頻制動(dòng)尖叫應(yīng)對(duì)措施，此11 kHz制動(dòng)尖叫可通過(guò)調(diào)整消音片的阻尼特性及摩擦片的開(kāi)槽倒角來(lái)快速匹配抑制，對(duì)這一噪音匹配過(guò)程，本文不作進(jìn)一步論述。
5 結(jié) 論
(1) 利用有限元法建模及復(fù)特征值分析方法提取系統(tǒng)的不穩(wěn)定模態(tài)，通過(guò)與出現(xiàn)制動(dòng)尖叫時(shí)的ODS測(cè)試結(jié)果進(jìn)行對(duì)比，確認(rèn)對(duì)應(yīng)的不穩(wěn)定模態(tài)。(2) 通過(guò)相關(guān)性分析找出與不穩(wěn)定模態(tài)相關(guān)程度較高的實(shí)模態(tài)，然后統(tǒng)計(jì)這些相關(guān)程度較高的實(shí)模態(tài)的應(yīng)變能信息來(lái)量化制動(dòng)器子零件對(duì)系統(tǒng)不穩(wěn)定模態(tài)的貢獻(xiàn)，據(jù)此找到具有最大貢獻(xiàn)量的部件。(3) 通過(guò)優(yōu)化具有最大貢獻(xiàn)量的子零件結(jié)構(gòu)，改變其模態(tài)，消除了對(duì)應(yīng)2 000 Hz制動(dòng)尖叫的系統(tǒng)不穩(wěn)定模態(tài)，且臺(tái)架驗(yàn)證未出現(xiàn)2 000 Hz噪音，說(shuō)明了復(fù)特征值分析方法對(duì)于改善制動(dòng)尖叫的可行性和有效性。
作者：詹 斌，孫 濤，沈炎武，余家皓，陶 政，胡浩炬
廣州汽車(chē)集團(tuán)股份有限公司汽車(chē)工程研究院
