鼓式制動器、摩托車剎車圈、Drum brake、輪轂剎車圈專業(yè)生產(chǎn)廠家無錫九環(huán)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(jìn)行諧響應(yīng)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(yōu)化目標(biāo)，用Dynamometer-GIANT 8600慣性實(shí)驗(yàn)臺分別對無消音片、傳統(tǒng)消音片和夾心式消音片的制動器進(jìn)行振動噪聲試驗(yàn)。結(jié)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(tǒng)的消音片在冷態(tài)試驗(yàn)階段性能表現(xiàn)更好，振動噪聲相對傳統(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(dǎo)致的振動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。由于制動的振動與噪聲涉及的學(xué)科非常廣泛，影響因素也很多，國內(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)-頻域耦合仿真對制動器進(jìn)行噪聲分析，對比指出時(shí)-頻域耦合法與試驗(yàn)測試結(jié)果更為接近，可較為準(zhǔn)確地預(yù)測制動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，指出襯片變薄會導(dǎo)致摩擦因數(shù)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(xiàn)[3]分析了材料屬性、結(jié)構(gòu)參數(shù)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(shù)化優(yōu)化算法，最后通過制動慣量試驗(yàn)臺做了相應(yīng)的驗(yàn)證。文獻(xiàn)[4]利用ABAQUS求解了盤式制動器復(fù)模態(tài)，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(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)對其理論進(jìn)行驗(yàn)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(yùn)用Workbench平臺對該模型進(jìn)行諧響應(yīng)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(guān)系；對制動塊消音片進(jìn)行結(jié)構(gòu)改進(jìn)，用Dynamometer-GIANT 8600慣性實(shí)驗(yàn)臺以國際通用SAE J2521標(biāo)準(zhǔn)為試驗(yàn)規(guī)范對該制動器改進(jìn)前后模型進(jìn)行試驗(yàn)分析及驗(yàn)證。
1 盤式制動器諧波載荷下的簡化模型
汽車盤式制動器制動系統(tǒng)工作時(shí)，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(shí)現(xiàn)汽車制動[5]。從物理學(xué)角度來看，假設(shè)在某一時(shí)刻下，制動盤相對于制動塊向右運(yùn)動，制動盤旋轉(zhuǎn)的驅(qū)動力可轉(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]。制動塊與制動盤之間互相摩擦導(dǎo)致磨屑脫落、擠壓引起的不平順性可通過簡諧載荷模型進(jìn)行模擬。假設(shè)制動盤初速度為v0，激勵時(shí)系統(tǒng)初相位為0，存在系統(tǒng)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(shè)制動盤質(zhì)量為m，根據(jù)達(dá)朗貝爾原理，建立相應(yīng)的動力學(xué)方程[7]
(1)
式中：Ffric為滑動摩擦阻力；c為阻尼系數(shù)；k為剛度系數(shù)。
假設(shè)制動塊表面不平度為
則可通過施加諧波激勵進(jìn)行模擬[8]。令制動塊的正壓力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為簡諧載荷下的波動力；v0為理想狀態(tài)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(shù)μ與滑動速度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 盤式制動器諧響應(yīng)分析
2.1 車型相關(guān)參數(shù)
本文以某電動汽車浮鉗盤式制動器為研究對象，目標(biāo)車型前置前驅(qū)，其整車及制動器關(guān)鍵參數(shù)如表1所示。
表1 某轎車整車及制動器關(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器的簡化幾何模型，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]。簡化的制動器主要分3個(gè)模塊：制動盤、制動塊與鋼背，其對應(yīng)的詳細(xì)材料參數(shù)如表2所示。
表2 制動器模型材料參數(shù)
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(shù)μ設(shè)定為0.35，非對稱接觸行為。高級選項(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。制動塊與鋼背之間的接觸設(shè)定為綁定接觸，采用對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?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，采用非線性攝動法進(jìn)行模態(tài)分析，用不對稱法提取前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，選定制動盤與制動快的X方向?yàn)檠芯繉ο?，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器諧響應(yīng)分析
制動器振動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器振幅隨頻率的變化趨勢，指出部件在某些頻率下發(fā)生噪聲的可能性，進(jìn)而對相應(yīng)的部件做出針對性的改進(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]。現(xiàn)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(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)無阻尼開始，對比不同阻尼比(0、0.05、0.1、0.15、0.2)狀態(tài)下制動盤和制動片的幅值隨頻率的波動關(guān)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(shí)，幅值陡然上升，達(dá)1.4 μm，而其他頻率下振動較為穩(wěn)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(tài)的制動塊幅值波動最大，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，制動塊的振幅波動逐漸下降，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，制動器在零阻尼比的情況下，頻率在1 500 Hz時(shí)制動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)制動噪音。
3 盤式制動器振動噪聲試驗(yàn)及結(jié)構(gòu)改進(jìn)
3.1 制動器制動噪聲性能試驗(yàn)
盤式制動器噪聲性能試驗(yàn)采用Dynamometer-GIANT 8600慣性制動試驗(yàn)臺。該試驗(yàn)臺具有密閉雙層艙結(jié)構(gòu)，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(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)制動階段(0～1 430次)、冷態(tài)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(yàn)分前進(jìn)和后退兩個(gè)基本制動工況，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(fā)生度(聲壓級SPL大于70 dB)來統(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(shí)噪聲最為密集，且聲壓級也較高，最大的達(dá)到105分貝；從前進(jìn)和倒退的角度看，前進(jìn)制動共出現(xiàn)119次，占總前進(jìn)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(jìn)還是后退制動工況，制動噪聲大部分分布在冷態(tài)制動階段，共出現(xiàn)122次，占總冷態(tài)制動的26.5%，遠(yuǎn)遠(yuǎn)超過了國內(nèi)外汽車主機(jī)廠商對噪音發(fā)生度(SPL>70 dB)不大于5%的標(biāo)準(zhǔn)。
3.2 制動塊消音片結(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(jìn)前未粘貼消音片的制動塊，(b)為改進(jìn)后粘有消音片的制動塊。然而，目前市場上常見的消音片結(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。本文主要以奧利奧為原型，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器在不同制動階段下噪聲分布情況
圖6 改進(jìn)前后制動塊實(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)臺上分別對傳統(tǒng)的消音片和夾心式消音片的制動塊進(jìn)行噪聲測試試驗(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)消音片的制動噪聲聲壓級隨頻率的分布情況
圖8 傳統(tǒng)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(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，測試中產(chǎn)生的振動噪音有所下降，前進(jìn)制動工況噪音共出現(xiàn)88次，后退制動工況出現(xiàn)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(jìn)還是后退制動工況，制動噪聲都降到了2.0%左右，相對傳統(tǒng)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(tǒng)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(jìn)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(tǒng)消音片在不同制動階段的噪音分布情況?？梢钥闯鰝鹘y(tǒng)消音片的制動塊制動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(tài)制動階段的制動噪聲相對傳統(tǒng)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?zé)g后，兩鋼片間的輕微摩擦所致[16]，但總的來說，相對于傳統(tǒng)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(jié)論
1)盤式制動器制動噪聲與制動器的阻尼比有關(guān)，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(tǒng)相對越穩(wěn)定。
2)未安裝消音片的制動器在冷態(tài)試驗(yàn)階段振動噪聲較為密集，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于市場上傳統(tǒng)的消音片制動時(shí)產(chǎn)生的振動噪聲在冷態(tài)試驗(yàn)階段有明顯改善，出現(xiàn)噪聲的頻率約占總制動次數(shù)的2%左右，整體性能相對傳統(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)械與動力工程學(xué)院
