通過阻尼降噪方式改善盤式制動器尖叫的研究

李碧軍　戴銳　錢益明　徐可新　吳偉勝

摘 要：本文結合制動尖叫的發生機理，通過阻尼減振降噪理論，對比兩種不同損失因子的粘彈阻尼消音片，發現了不同損失因子的粘彈阻尼消音片能夠改變系統的不穩定系數，從而影響制動器尖叫結果。通過臺架試驗和實車試驗表明，該方法能夠有效盤式制動器的抑制制動尖叫。

關鍵詞：制動尖叫；盤式制動器；粘彈阻尼消音片；不穩定系數

中圖分類號：U463.51 文獻標識碼：A 文章編號：1005-2550（2018）03-0078-05

Improvement for squeal noise of disc brake with damping shim

LI Bi-jun， DAI Rui， QIAN Yi-min， XU Ke-xin， Wu Wei-sheng

（Dongfeng Nissan Passenger Vehicle Company Technical Center， Guangzhou510800， China ）

Abstract：Base on brake squeal noise mechanization， considering damping shim reduce noise theory， compare two viscoelastic damping shims with different loss factor， the system the instability coefficient changed with different loss factor viscoelastic damping shim， so the squeal noise results are different. After bench test and actual vehicle test validation， this method can improve disc brake squeal noise.

1 前言

汽車尖叫是目前市場上客戶最關注的和抱怨的整車噪音之一，也是長期困擾各個汽車公司難題，因此造成高額的開發費用和售后維修費用。對于制動尖叫的研究，最早可以追溯到20世紀30年代，幾十年來的研究取得了豐富的成果，但是直到現在，還是真正認識制動尖叫發生的機理，也沒有形成完全有效控制手段。制動噪音從200Hz～16000Hz之間都有可能發生，把其中1～16kHz的制動噪音定義為制動尖叫[1][2]，制動尖叫是制動噪音中最難解決的課題，因為制動尖叫有如下特點：一是制動尖叫發生條件的隨機性和難再現性，即使再同一工況，不同車輛制動尖叫的結果都是不一致的；二是同一制動器也存在再現困難，與試驗條件、溫度環境等都存在一些關聯。

到目前為止，對于制動尖叫的發生機理和分析方法，還未取得一致的結論。有從振動力學角度分析[3]，其理論認為制動尖叫是由于各個零件之間的耦合共振，不同的制動系統可能存在不同的共振模式，但是對于共振的決定因素和摩擦之間的耦合原因問題還未完全弄清。另一個研究方向是從摩擦學的角度展開[4]，一般認為摩擦系數越大，尤其是摩擦系數波動越大，更容易產生尖叫，從摩擦特性角度對于制動尖叫的發生機理極其重要，但是由于制動過程中，摩擦副接觸面是一個動態變化過程，故難以精確預測。

目前，模態耦合理論成為制動尖叫的理論要求熱點[5][6]，一般認為制動尖叫是由于制動器構成件之間的模態耦合，模態耦合主要是制動盤的面外模態和摩擦塊彎曲模態耦合引起，也有認為制動盤的面內模態有關。

本文主要研究基于模態耦合理論分析方法，通過不同復合阻尼材料阻尼損失因子，改變了系統的不穩定系數，對耦合系統的制動尖叫起到抑制的作用，通過SAE 2521制動噪音臺架實驗和整車實驗結果表明，能夠通過該方法，有效的消除制動尖叫。

2 復模態的特征值分析的基本原理

為了盤式制動器為了對應制動尖叫，都在摩擦塊背板后面增加了阻尼消音片[7]，其結構示意圖如圖1所示。

目前在實際工程應用中，考慮開發周期和成本因素，為了對應制動尖叫，通常都是在摩擦塊背板上增加粘彈阻尼材料的消阻尼音片，由金屬彈性材料（鋼板）外層覆蓋粘彈阻尼橡膠組成，如圖2所示。

綜合考慮制動盤、制動摩擦塊、粘彈阻尼消音片和制動卡鉗的實際接觸情況，可用圖3表示。

制動器接觸摩擦耦合系統的運動方程如下式：

（1）

式中mi —不考慮摩擦制動器的質量矩陣

ci —不考慮摩擦制動器的阻尼矩陣

ki —不考慮摩擦制動器的剛度矩陣

x —制動器的位移矢量

μ —摩擦系數

kf —摩擦接觸剛度矩陣

考慮的摩擦塊的摩擦接觸剛度矩陣，導致了系統剛度耦合，系統的剛度矩陣不對稱，剛度矩陣不對稱就表示特征矩陣不對稱，不對稱矩陣的特征值在某些條件下就是有復數，即系統各階模態頻率和模態振型都是復數。

式（1）的特征方程為如下

（2）

可設系統第i階特征值為：

（3）

式中si ——系統復特征值

αi ——特征值實部，為系統的阻尼系數

βi ——特征值虛部，為系統的模態頻率

故復模態阻尼比

（4）

用模態不穩定系數γ作為評價系統模態不穩定度的指標

（5）

國內外研究者通常將模態不穩定系數是否大于0.01作為系統穩定與否的重要指標[8]，大于0.01認為是不穩定模態，小于0.01視為穩定模態。

3 粘彈阻尼材料的阻尼損失因子對系統不穩定性的影響

阻尼材料接收到外界傳遞來的能量，一部分儲儲存起來，另一部分轉化為熱能耗散出去，故其彈性模量可用復模量表示。

（6）

定義材料的阻尼損失因子η，

（7）

阻尼損失因子體現的是粘彈阻尼材料的耗散振動的能力，越大表示耗散振動能力越強。溫度是影響阻尼材料阻尼損失因子的最重要的因素，阻尼損失因子隨溫度變化而變化。以0.7ηmax為限，低溫階段低于0.7ηmax的為玻璃態區，高溫階段低于0.7ηmax為橡膠態區，中間溫度階段，也就是高于0.7ηmax為玻璃態轉化區。玻璃態區域因為溫度低分子間束縛力大，分子不活躍，阻尼損失因子較?。徊ＡB轉化區分析束縛力減小，分子活躍程度變大，阻尼損失因子升高達到最大值；在橡膠區盡管分析非常活躍，但是受材料彈性模量影響，阻尼損失因子隨溫度升高而降低。

4 不同粘彈阻尼材料對制動尖叫的影響

4.1 前盤式制動尖叫分析

某車型路試試驗時，反饋前制動器發生頻率為2600Hz左右的制動尖叫，發生條件是初速度50km/h，用0.2g減速度，制動到車輛停止。為了弄清該車制動器的制動尖叫特性，在Link3000制動噪音試驗臺，按照SAE2521程序，再現了頻率的制動尖叫，其音壓和頻率關系如圖4所示。

為了解決此尖叫，應用HyperMesh 13.0軟件建立制動卡鉗，制動盤，摩擦塊的有限元模型，定義完邊界調節和計算工況后提交到Nastran SOL400，即Nonliner static & transient求解器，提取系統非穩態模態。統計10kHz以內的復模態的不穩定系數與頻率關系，如圖5所示，在2600Hz左右存在一個2624+j137的復模態，其不穩定系數為0.0522，其復模態有限元分析圖如圖6所示。

4.2 粘彈阻尼材料對制動異響的改善

在實際工程中，制動尖叫發生一般都是在實車評價階段，考慮項目開發周期和成本原因，盡量通過最小變更規模來消除制動尖叫，以此達到避免發生模態不穩定現象。結合設計經驗，我們考慮改變摩擦塊的不銹鋼消音片改為粘彈阻尼消音片的材料，選擇了MS1505和MS6105的兩種粘彈阻尼材料消音片，其結構如圖6所示，MS6105的鋼板要比MS1505材料要厚，同時在與摩擦塊背板一側增加了一層粘彈阻尼橡膠，這樣的話，MS6105粘彈阻尼材料的損失因子隨溫度增加比MS1505材料的要高，如圖7所示。

將兩種不同粘彈阻尼材料消音片的材料特性加入到復模態分析模型中，統計系統的不穩定度，其結果如圖8、9所示

采用方案MS5105粘彈阻尼消音片，原來的2624+j137的復模態改變為2650+j85的復模態，不穩定系數為0.0321。采用MS6105粘彈阻尼消音片之后，原來的2624+j137的復模態改變2635+j19的復模態，其不穩定系數為0.0072，小于0.01。

在臺架試驗上對比這兩種粘彈阻尼材料，按照之前發生噪音的SAE2521程序，其臺架結果如圖10、11所示。安裝MS1505粘彈阻尼消音片的制動器在臺架上仍然還是有2600Hz左右制動尖叫發生，發生頻次相對于之前所有降低。采用MS6105粘彈阻尼消音片之后的制動器，臺架試驗無制動尖叫發生。將MS6105粘彈阻尼材料的消音片制動器用于實車路試實驗，也無制動異響發生。

5 結束語

制動尖叫是由摩擦激勵導致的制動器各構成件的耦合模態參數匹配不當，引起的系統不穩定現象。通過本次實車制動尖叫的研究，得到如下結論：

（1）應用的復模態理論，考慮消音片的粘彈阻尼的損失因子變化，對系統的不穩定系數的影響，采用高損失因子的粘彈阻尼消音片，通過臺架和實車驗證，能夠有效的消除特定頻率段的制動尖叫。該措施有效的控制了實車路試過程中的2600Hz左右的制動尖叫異響，縮短了開發周期，有效的控制了開發成本，工程應用意義重大。

（2）應用復模態有限元模型分析制動器的尖叫時，模型建立過程中，需要考慮消音片的材料特性，不同的損失因子的粘彈消音片，對于系統的不穩定度影響是不同的。

參考文獻：

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