鼓式制動器、摩托車剎車圈、Drum brake、輪轂剎車圈專業生產廠家無錫九環2021年4月8日訊以某電動汽車盤式制動器為研究對象，通過CATIA建立制動器三維模型，在Workbench平臺上改變制動器的阻尼比，對該模型進行諧響應分析，得到不同阻尼比的制動盤與制動塊振幅隨頻率的分布情況。以制動塊消音片為優化目標，用Dynamometer-GIANT 8600慣性實驗臺分別對無消音片、傳統消音片和夾心式消音片的制動器進行振動噪聲試驗。結果表明：通過改變制動器的阻尼比，能減少制動盤與制動塊之間的共振，從而降低振動噪聲；夾心式消音片相對于傳統的消音片在冷態試驗階段性能表現更好，振動噪聲相對傳統的消音片降低了約50%。
隨著汽車工業4.0的飛速發展與電動汽車的不斷普及，人們對車輛各方面的性能提出了更高的要求，其中由車輛制動導致的振動與噪聲一直是各大汽車制造商及消費者持續關注并不斷改進的問題之一。由于制動的振動與噪聲涉及的學科非常廣泛，影響因素也很多，國內外學者遲遲找不到一個準確有效的解決措施。
文獻[1]分別用求解復模態和時-頻域耦合仿真對制動器進行噪聲分析，對比指出時-頻域耦合法與試驗測試結果更為接近，可較為準確地預測制動噪音的頻率分布情況。文獻[2]利用摩擦學中的隨機粗糙面生成法對9組不同的摩擦襯片進行復特征值分析，指出襯片變薄會導致摩擦因數降低，并研究了摩擦襯片的表面特征對制動尖叫的影響情況。文獻[3]分析了材料屬性、結構參數及制動工況對制動NVH的影響因素，并提出了蒙特卡洛抽樣的參數化優化算法，最后通過制動慣量試驗臺做了相應的驗證。文獻[4]利用ABAQUS求解了盤式制動器復模態，基于貝葉斯理論推理獲得制動嘯叫的概率，并通過LMS Virtual.Lab軟件對輻射噪聲做了仿真分析。
然而由于專業試驗設備的欠缺，大多數學者只是停留在軟件模擬與小樣試驗階段，很少通過專業的試驗對其理論進行驗證。本文主要以某轎車盤式制動器為研究對象，用CATIA軟件建立制動器簡化模型，運用Workbench平臺對該模型進行諧響應分析，通過改變制動器的阻尼比，得到制動盤與制動塊在不同阻尼比的情況下振幅隨頻率的變化關系；對制動塊消音片進行結構改進，用Dynamometer-GIANT 8600慣性實驗臺以國際通用SAE J2521標準為試驗規范對該制動器改進前后模型進行試驗分析及驗證。
1 盤式制動器諧波載荷下的簡化模型
汽車盤式制動器制動系統工作時，來自制動主缸的油壓通過制動活塞將制動力作用于制動塊背板上，兩制動塊互相擠壓制動盤至制動盤停下實現汽車制動[5]。從物理學角度來看，假設在某一時刻下，制動盤相對于制動塊向右運動，制動盤旋轉的驅動力可轉化為向右的牽引力，該牽引力可視為阻尼器和剛度元件[6]。制動塊與制動盤之間互相摩擦導致磨屑脫落、擠壓引起的不平順性可通過簡諧載荷模型進行模擬。假設制動盤初速度為v0，激勵時系統初相位為0，存在系統阻尼，制動塊以FN的力壓向制動盤，制動盤與制動塊之間的摩擦阻力為Ffric，制動器簡化模型與物理模型如圖1所示。
圖1 制動器簡化模型及其物理模型
假設制動盤質量為m，根據達朗貝爾原理，建立相應的動力學方程[7]
(1)
式中：Ffric為滑動摩擦阻力；c為阻尼系數；k為剛度系數。
假設制動塊表面不平度為
則可通過施加諧波激勵進行模擬[8]。令制動塊的正壓力FN為時間t的周期函數，頻率為系統固有頻率ω0，F1<<F0，則：
FN=F0+F1cos(ω0t+φ)
(2)
v=v0+v1cosω0t
(3)
式中：F0為理想狀態下正壓力；F1為簡諧載荷下的波動力；v0為理想狀態下的初速度；v1為簡諧載荷下的波動速度。
由于滑動摩擦因數μ與滑動速度v有關，即μ=μ(v)，因此系統摩擦阻力為
Ffric=FNμ(v)
(4)
假設實測速度與正壓力成正比關系，比例系數為ξ，則
FN=ξv
(5)
此時動力學方程為
(6)
方程有穩態解：
x=x0+v0t
(7)
線性化方程得：
(8)
為使系統保持穩定狀態，阻尼值應為正值，可見系統阻尼的變化將影響系統穩定。
2 盤式制動器諧響應分析
2.1 車型相關參數
本文以某電動汽車浮鉗盤式制動器為研究對象，目標車型前置前驅，其整車及制動器關鍵參數如表1所示。
表1 某轎車整車及制動器關鍵參數
2.2 有限元模型及前處理
基于上述理論分析，以該汽車前制動盤為例，運用三維制圖軟件CATIA，在不影響分析精度的情況下建立制動器的簡化幾何模型，并將三維模型文件導入Workbench中進行網格劃分。網格劃分采用Automatic自動網格劃分方式，生成符合質量的模型有限元網格，節點數75 283個，總單元數35 206個。
模型前處理需定義材料和單元類型、接觸對與接觸條件、載荷與邊界條件，最后進行分析及求解控制[9]。簡化的制動器主要分3個模塊：制動盤、制動塊與鋼背，其對應的詳細材料參數如表2所示。
表2 制動器模型材料參數
接觸對之間采用面與面接觸。制動盤與制動塊之間的接觸面定義為摩擦接觸，摩擦因數μ設定為0.35，非對稱接觸行為。高級選項設置為非線性的收斂并采用增強拉格朗日算法，接觸面調整為初始接觸，每次迭代更新剛度并設置彈球區域半徑R為2 mm。制動塊與鋼背之間的接觸設定為綁定接觸，采用對稱接觸行為并定義為多點約束的Multi-point Constraints(MPC)算法。
本文首先采用非線性靜力學進行結構分析，定義載荷與約束，選擇兩鋼背的外表面的圓形區域(活塞壓縮區域)，施加0.5 MPa的壓力載荷(制動活塞的初始壓力)，定義制動塊與鋼背的表面位移約束：Y和Z軸方向位移為0，X軸方向為自由。然后將分析結果導入Model模塊進行模態求解，采用非線性攝動法進行模態分析，用不對稱法提取前200階模態，求解頻率范圍為0～12 kHz。最后將模態結果導入諧響應分析模塊，選定制動盤與制動快的X方向為研究對象，求解各階頻率下相應的振幅。
2.3 不同阻尼比的盤式制動器諧響應分析
制動器振動噪聲與頻率和幅值大小有著直接的關系[10]。本文通過Workbench諧響應模塊分析不同阻尼比的盤式制動器振幅隨頻率的變化趨勢，指出部件在某些頻率下發生噪聲的可能性，進而對相應的部件做出針對性的改進。
由于金屬材料的阻尼比特別低，約在0.001以內，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0.1～5[11]?，F在汽車盤式制動器通常采用制動塊背板處加貼消音片(即阻尼片)的方式改變系統的阻尼比。本文取阻尼比為0～0.2的范圍進行求解分析。對于任何結構方程，阻尼都存在多樣性，諧響應模塊可在設置中調整部件阻尼比的大小。本文從系統無阻尼開始，對比不同阻尼比(0、0.05、0.1、0.15、0.2)狀態下制動盤和制動片的幅值隨頻率的波動關系，提取得到的不同阻尼比的制動器X軸方向的振幅如圖2所示。
(a) 制動盤振幅隨頻率波動曲線
(b)剎車片振幅隨頻率波動曲線
圖2 不同阻尼比的制動器振幅隨頻率波動曲線
由圖2(a)可知，盤式制動器制動盤在零阻尼的情況下X方向振動幅值波動較大，其中頻率在1 500 Hz時，幅值陡然上升，達1.4 μm，而其他頻率下振動較為穩定。由圖2(b)可知：制動塊在不同阻尼比下振動幅值都相對較大，和制動盤一樣，零阻尼狀態的制動塊幅值波動最大，分別在1 500 Hz和3 800 Hz時達到最大值28 μm；隨著阻尼比的增大，制動塊的振幅波動逐漸下降，阻尼比在0.2時幅值能基本穩定在5 μm以內。綜合圖2(a)和(b)可知，制動器在零阻尼比的情況下，頻率在1 500 Hz時制動盤和剎車片振幅都出現最大值，此頻率下兩部件極易產生共振，引發制動噪音。
3 盤式制動器振動噪聲試驗及結構改進
3.1 制動器制動噪聲性能試驗
盤式制動器噪聲性能試驗采用Dynamometer-GIANT 8600慣性制動試驗臺。該試驗臺具有密閉雙層艙結構，可測量制動器在不同速度、溫度及壓力下的制動性能[12]。通過改變試驗艙內溫度、濕度及風速等參數，以模擬汽車在實際路面行駛過程中的工作環境，試驗結果與真實結果較為接近。本試驗以國際通用SAE J2521標準為試驗規范。該標準主要分3個階段，分別是常規制動階段(0～1 430次)、冷態制動階段(1 431～1 890次)和衰退后制動階段(1 891～2 377次)[13]。本試驗分前進和后退兩個基本制動工況，按權重確定相應的試驗次數，其中前進制動2 197次，后退制動198次。噪聲采集裝置簡易圖如圖3所示，噪聲采集器置于制動盤中心水平方向100 mm，垂直距離500 mm處，用噪音發生度(聲壓級SPL大于70 dB)來統計噪聲出現的頻率[14]。由于設備本身原因，該裝置能采集的頻率范圍為2～17 kHz。未貼有消音片的制動器噪聲聲壓級隨頻率的分布情況及不同制動階段下噪聲的分布情況如圖4、5所示。
圖3 噪聲采集裝置簡易圖
圖4 未貼有消音片的制動噪聲聲壓級隨頻率的分布情況
由圖4可知：未貼有消音片的制動器制動噪聲主要分布在振動頻率為2～4 kHz，其中頻率3 kHz左右時噪聲最為密集，且聲壓級也較高，最大的達到105分貝；從前進和倒退的角度看，前進制動共出現119次，占總前進制動的5.5%，后退制動11次，占總后退制動的5.6%。圖5顯示了不同制動階段下噪聲的分布情況，折線代表了不同制動工況下制動盤表面的溫度情況?？梢钥闯?，不管是前進還是后退制動工況，制動噪聲大部分分布在冷態制動階段，共出現122次，占總冷態制動的26.5%，遠遠超過了國內外汽車主機廠商對噪音發生度(SPL>70 dB)不大于5%的標準。
3.2 制動塊消音片結構的改進
基于上述理論及仿真分析，改變制動器的阻尼比能降低部件的振幅，減少部件間的共振，從而達到降低制動噪聲的目的。本文主要通過在鋼背面粘貼消音片的方法來改變部件阻尼比，如圖6所示，(a)為改進前未粘貼消音片的制動塊，(b)為改進后粘有消音片的制動塊。然而，目前市場上常見的消音片結構比較單一，單獨的鋼片或者鋼片上附加一層橡膠的結構[15]。傳統的消音片在常態工況下有一定的效果，但是在一些冷態工況或高溫后常常表現不出多大的作用。本文主要以奧利奧為原型，提出一種夾心式消音片，其結構從鋼背起，由膠水-鋼片-橡膠-鋼片復合組成，并進行熱處理。經測量，該復合結構的消音片厚度約為2 mm，用LabVIEW通過自由衰減法測得該阻尼比約為0.2，由于橡膠在兩鋼片層中間，在增加阻尼比的同時又能保證消音片在不同環境溫度下材料的穩定性。
圖5 未貼有消音片的制動器在不同制動階段下噪聲分布情況
圖6 改進前后制動塊實物圖
3.3 消音片結構改進前后試驗分析
在Dynamometer-GIANT 8600慣性試驗臺上分別對傳統的消音片和夾心式消音片的制動塊進行噪聲測試試驗，改進前后各工況下噪聲發生度試驗結果如表3所示，噪聲與振動頻率及其分布情況如圖7—10所示。
圖7 傳統消音片的制動噪聲聲壓級隨頻率的分布情況
圖8 傳統消音片的制動器在不同制動階段下噪聲分布情況
圖9 夾心式消音片的制動噪聲聲壓級隨頻率的分布情況
圖10 夾心式消音片的制動器在不同制動階段下噪聲分布情況
由表3可知：未安裝消音片的制動器在測試過程中總的制動噪音共出現130次，占比5.5%；而安裝了傳統的消音片，即鋼背和橡膠雙層結構的消音片，測試中產生的振動噪音有所下降，前進制動工況噪音共出現88次，后退制動工況出現17次，總的制動噪音占比4.4%，比未安裝消音片的制動塊降低了1.1%。同樣，從表3可看出夾心式消音片對制動噪聲的影響更為明顯，無論前進還是后退制動工況，制動噪聲都降到了2.0%左右，相對傳統的消音片噪聲減少了一半。
表3 消音片對制動噪聲影響情況
由圖7可看出：傳統消音片制動噪音主要分布在頻率為2.5、3.6 和8.2 kHz左右，前進制動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；制動的最大聲壓級相對無消音片的制動塊沒有降低，最大也超過了100 dB。圖8顯示了傳統消音片在不同制動階段的噪音分布情況?？梢钥闯鰝鹘y消音片的制動塊制動噪音還是主要分布在冷態試驗階段。由圖9可知，裝有夾心式消音片的制動器制動噪聲明顯減少，且聲壓級也明顯降低，最高只有86 dB。圖10可看出夾心式消音片在冷態制動階段的制動噪聲相對傳統的消音片降低了很多。雖然在衰退后制動階段有些許的噪聲，可能由于消音片的橡膠層在高溫燒蝕后，兩鋼片間的輕微摩擦所致[16]，但總的來說，相對于傳統的消音片，裝有夾心式消音片的制動器制動噪聲降低了50%左右。
4 結論
1)盤式制動器制動噪聲與制動器的阻尼比有關，阻尼比越大，制動盤與制動塊的幅值波動越小，部件間共振的可能性降低，系統相對越穩定。
2)未安裝消音片的制動器在冷態試驗階段振動噪聲較為密集，約占總試驗次數的26.5%，且主要集中在頻率為3 kHz左右。
3)鋼-橡膠-鋼結構的夾心式消音片相對于市場上傳統的消音片制動時產生的振動噪聲在冷態試驗階段有明顯改善，出現噪聲的頻率約占總制動次數的2%左右，整體性能相對傳統的消音片提高50%左右。
作者：施佳輝，王東方，繆小冬
南京工業大學機械與動力工程學院
