制动噪声改善方法分析研究

夏祖国龚洪史建鹏刘浩

（1.东风汽车公司技术中心；2.东风商用车有限公司技术中心）

制动噪声改善方法分析研究

夏祖国1龚洪2史建鹏1刘浩1

（1.东风汽车公司技术中心；2.东风商用车有限公司技术中心）

以实际使用中出现严重制动噪声的某前盘式制动器为研究对象，利用有限元方法预测制动噪声发生的频率，应用耦合模型来分析子结构模态与耦合系统不稳定模态的关系，从而得出引起制动噪声的主要原因为摩擦片与制动盘的模态耦合和制动盘的面内-面外模态耦合。提出一种修改摩擦片和散热筋结构形式的方法来改善制动噪声，并通过J2521台架试验验证了该方法的可行性。

1 前言

制动器产生振动噪声问题是属于带有摩擦环节的结构动力学问题，研究难点在于其发生有很大的随机性，只有在特定工况下（合适的制动压力、摩擦因数、湿度和温度等）才会产生。统计国内、外文献综述可知，目前改变结构设计使其参数匹配以抑制振动噪声发生，被视为是解决制动噪声问题的有效途径。制动噪声发生的频段归纳为以下3类：低频制动噪声（2～5 kHz），由卡钳或支架诱发制动噪声；中高频制动噪声（4～11 kHz），由摩擦片诱发制动噪声；高频制动噪声（7～16 kHz），由制动盘诱发制动噪声。

管迪华[1]提出的制动器摩擦闭环耦合计算模型，利用模态综合法计算出各个子部件对系统的贡献量；Omar Dessouki等[2]对制动噪声发生的频段进行归类，认为每个频段噪声是由不同部件与制动盘发生模态耦合引起；Frank Chen等[3]通过试验测试论证了制动盘面内模态与面外模态的耦合引起高频噪声；Saw Chun[4]、Weiming Liu[6]等利用Pad的开槽与倒角来实现降噪设计。

2 制动盘面内-面外模态耦合理论

将制动盘简化为均匀分布的圆盘，定义其柱坐标为（U，R，Θ），其中U方向表示制动盘面外振动（Out-of-Plane，简称OP），以弯曲变形为主；R和Θ方向表示制动盘面内振动（In-Plane，简称IP），以剪切变形为主，包含周向和径向变形。U（r，θ）为制动盘的振动模态。制动盘运动简化柱坐标如图1所示。

2.1 制动盘面外模态特性

制动盘面外振动的运动方程：

式中，D为制动盘刚度；ρ为制动盘密度；h为制动盘厚度。

对式（1）进行微分算子法处理和特征值求解。为了进一步解析制动盘的模态特性，必须对U（r，θ）进行解耦分析，其计算公式如下：

式中，A、n、φ为常数，其中n=0，1，2，3，…；C、D、E、F为常数。

一般用（r，θ）来描述制动盘面外模态振型，制动盘的面外模态可归纳为以下3种，如图2所示。

a.（0，n）表示节径模态（diametric modes，简称OPD），排除刚体模态的影响；

b.（1，n）表示扭转模态（twisting modes，简称OPT）；

c.（n，0）表示伞状模态（umbrella modes，简称OPU）。

2.2 制动盘面内模态特性

制动盘的面外模态完全解耦为面内模态的两个独立模态，即周向模态和径向模态，但制动盘面内模态的两个独立模态相互耦合，所以制动盘的面内振动可以表示为两个耦合的方程。

式中，EI、EA为刚度常数；ρA为质量常数；a为几何常数。

从式（3）可以看出，制动盘的面内振动是在Θ、R方向上发生耦合。分别对式（3）求特征值和特征向量：

对方程（4）中计算的模态频率ωn,1和ωn,2分别进行讨论，具体结论如图3所示。

a.ωn,1为径向振动的模态频率

当n=0时，模态称为breathing mode，简称为IPR0模态；当n=1时，模态称为刚体模态，简称为IPR1模态；当n≥2时，模态称为n阶breathing mode，简称为IPRn模态。

b.ωn,2为周向振动的模态频率

ωn,2简称为IPC模态，类似于梁纵向振动时的模态，也可以称为纵向振动模态。

3 问题分析与描述

本文以实际使用中具有严重制动噪声的某轿车前盘式制动器为研究对象，其试验测试结果如图4所示，主要制动噪声频率为5 500 Hz、7 200 Hz和8 500 Hz。可以初步判定其制动噪声发生的原因为摩擦片与制动盘的模态耦合或制动盘的面内-面外模态耦合。

4 有限元仿真分析

4.1 有限元模型验证

利用ABAQUS有限元软件对制动器各部件进行自由模态分析，并以验证有限元模态分析结果的正确性，其中，模态试验以锤激为输入，再与有限元仿真结果相比，主要考察其振型是否与仿真结果一致，如表1和表2所列。

表1 制动器各部件材料物理特性参数

表2 制动盘试验与仿真分析自由模态频率对比

4.2 有限元仿真分析

4.2.1 复模态分析

由于制动噪声产生的工况极为复杂，单纯从某个摩擦系数来进行噪声预测评估难以实现。所以，为了模拟实际工况，在利用ABAQUS进行复模态分析时，应充分考虑不同温度、摩擦因数等因素的影响。仿真分析结果为一个统计值（图5），与图4的台架试验测试结果对比可知，仿真分析值比较接近试验测试值，进一步论证了仿真分析的可靠性。

4.2.2 仿真分析与原因解析

复模态分析只能计算出制动噪声的发生频率，却难以找出引起噪声的具体部件。所以，为了进一步分析引起制动噪声的原因，需要对摩擦片和制动盘进行模态分析。通过对制动盘的面内、面外模态进行统计分析（表3和表4），初步判定7 200 Hz和8 500 Hz制动噪声频率为制动盘的面外模态与面内模态发生耦合引起，5 500 Hz噪声频率为摩擦片的弯曲模态与制动盘的面外模态发生耦合引起，具体如图6所示。

表3 制动盘面外模态类型

表4 制动盘面内模态类型

5 降噪分析及解决方案

Omar[2]论述了摩擦片的端部跳动是诱发摩擦片与制动盘发生模态耦合的主要原因，解决途径为改变摩擦片的开槽、倒角等，如图7所示。Omar[2]和Michael Yang[7]论述了制动盘面内和面外的模态耦合是诱发高频噪声的主要原因，解决途径为改变散热筋的结构形式和个数等，如图8所示。

5.1 5 500 Hz降噪解决方案

摩擦片的端面跳动为诱发5 500 Hz噪声的主要原因，本文通过两端倒角来减少摩擦片的端面跳动，从而达到抑制噪声的效果；诱发制动噪声的另一原因为摩擦片的弯曲模态与制动盘的面外模态发生耦合，所以通过两端开槽来改变摩擦片的弯曲模态，消除耦合。图9为倒角与开槽示意。

5.2 7 200 Hz与8 500 Hz降噪解决方案

制动盘的面外节径模态和面内周向模态是诱发7 200 Hz与8 500 Hz噪声的主要原因，可通过如下途径来改善：在满足散热筋宽度与厚度之比最大为2.0的前提下，对散热筋进行结构优化设计，包括改变散热筋的等长分布形式，使其变为长短交叉分布；散热筋上下端做包角处理，增加制动盘刚度。具体如图10所示。

6 试验验证

对以上解决方案按照SAE J2521进行台架试验，试验结果如图11所示。对比图4与图11可以看出，摩擦片的开槽与倒角和散热筋的结构形式优化对制动噪声起到了很好的抑制作用，但却增加了12 kHz噪声频率的诱发次数。其主要原因为散热筋的包角处理和增加散热筋的长度等一系列的结构形式优化，使得制动盘的刚度增加及固有频率增大而导致部分噪声频率发生“移频”现象。为了解决上述“移频”而诱发12 kHz高频噪声现象，在摩擦片上增加消音片，其测试结果如图12所示。

1 Guan dihua and Jiang dongying.A study on Disc Brake Squeal Using Finite Element Methods.SAE Paper Number 980597.v

2 Omar,Dessouki.George,Drake.,"Brake Squeal:Diagnosis and Prevention,"SAE Paper Number 2003-01-1618.

3 F.ChenJ.Chern and J.Swayze,"Modal Coupling and Its Ef⁃fect on Brake Squeal,"SAE Paper Number 2002-01-0922.

4 Saw Chun,Lin.Choong Chee,Guan.2011."Disc Brake Squeal Suppression Through Charmfered and Sllotted Pad," International Journal of Vehicle Structures&Systems,3(1), 28-35.

5 Frank,Chen.ChinAn,Tan.Ronald,L,Quaglia."Disc Brake Squeal-Mechanism,Analisys,Evaluation,and Reduction/Pre⁃vention,"SAE International Press.

6 Weiming,Liu.Greg,M.Vyletel and Jerry Li.,"A Rapid De⁃sign Tool and Methodology for Reducing High Frequency Brake Squeal,"SAE Paper Number 2006-01-3205.

7 Michael Yang,Abdul-Hafiz Afaneh.A Study of Disc Brake High Frequency Squeals and Disc In-Plane/Out-of-plane Modes.SAE Paper Number 2003-01-1621.

（责任编辑帘 青）

修改稿收到日期为2015年8月1日。

Research on the Reduction Method of Brake Squeal

Xia Zuguo1,Gong Hong2,Shi Jianpeng1,Liu Hao1
（1.Dongfeng Motor Corporation R&D Center;2.Dongfeng Commercial Vehicle Technical Center）

In this paper,a front disc brake with serious brake squeal is taken as research object,finite element method is applied to predict the frequency of brake squeal,and then coupling model is applied to analyze the relationship between substructure modal and coupling system unstable modal,and then conclude that the brake squeal is mainly caused by the modal coupling of brake disc and friction plate as well as the interior lining-exterior lining modal coupling of brake disc.Finally an architecture with friction plate and cooling fin is proposed to reduce the brake squeal,the feasibility of this approach has been verified though J2521 based on the bench test.

FEA，Brake Squeal，Modal Coupling，Modal Parameter

有限元分析 制动噪声 模态耦合 模态参数

U467.4+93

A

1000-3703（2015）09-0009-04