消聲片對汽車盤式制動器摩擦尖叫特性影響研究

袁 瓊

（重慶工業(yè)職業(yè)技術(shù)學院 車輛工程學院，重慶 401120)

隨著我國汽車工業(yè)的發(fā)展和人民物質(zhì)生活水平的提高，我國汽車保有量大幅度增大。消費者對汽車的需求不再滿足于質(zhì)量、設(shè)施配置的要求，車輛駕駛過程中的振動、噪聲和舒適性逐步受到重視[1]。制動摩擦噪聲是汽車噪聲的一個重要部分，存在于汽車的起步和制動過程，這種噪聲一方面會影響乘客的乘坐舒適性，另一方面也會加快制動盤和摩擦片的疲勞磨損，降低使用壽命，因此成為主機廠和制動廠商關(guān)注的重點問題[2－3]。

目前，對制動摩擦噪聲的抑制手段主要分為兩類，即：從聲源處進行摩擦噪聲控制和從傳播路徑上進行振動噪聲控制。從聲源角度考慮，研究者通過對摩擦副進行結(jié)構(gòu)優(yōu)化設(shè)計，力求從根源上抑制噪聲的產(chǎn)生[4－8]。張立軍等[4]、Ghazaly 等[5]和曾康等[6]均采用試驗和數(shù)值分析相結(jié)合的手段，對摩擦片和制動盤進行表面處理，從而實現(xiàn)對制動系統(tǒng)的減振降噪。但是，由于摩擦副表面的結(jié)構(gòu)修改可能會對制動系統(tǒng)的使用壽命產(chǎn)生影響，并且降噪效果過于依賴表面結(jié)構(gòu)壽命，即表面結(jié)構(gòu)一旦失效則噪聲抑制效果迅速消失，因此在工業(yè)領(lǐng)域，廣泛使用第二種噪聲抑制手段，即：從傳播路徑上進行振動噪聲控制。

從傳播路徑的角度出發(fā)，研究者對制動消聲片展開了大量的研究[9－13]。消聲片實際上是一種阻尼減振片，利用阻尼的材料特性，將制動系統(tǒng)的振動能量轉(zhuǎn)化為熱能，進而在振動噪聲的傳播路徑上抑制制動噪聲。Mario 等[9]經(jīng)研究發(fā)現(xiàn)摩擦片背板粘貼了消聲片后，制動系統(tǒng)在3 000 Hz附近趨于穩(wěn)定，而在7 000 Hz附近不穩(wěn)定性增加。朱琦[10]研究消聲片參數(shù)（結(jié)構(gòu)布置形式、材料厚度、形狀）對尖叫噪聲的影響，提出最優(yōu)降噪方案，并通過整車道路試驗驗證了方案的可行性。章偉堅[11]結(jié)合實驗設(shè)計手段探討了消聲片結(jié)構(gòu)參數(shù)對制動系統(tǒng)穩(wěn)定性的影響，為消聲片的結(jié)構(gòu)優(yōu)化設(shè)計提供理論依據(jù)。王文竹等[12]結(jié)合試驗和理論分析，驗證消聲片的粘貼位置和阻尼層厚度對制動噪聲有重要影響，且特定厚度的阻尼層將會得到最優(yōu)的降噪效果。

以上研究對認識消聲片的減振降噪特性意義重大，但是早期大部分研究均采用簡化的制動盤-摩擦片模型，忽略其他部件的影響，模擬仿真的結(jié)果不具有較強的代表性，無法為真實制動器消聲片的應用與設(shè)計提供參考[11]。此外，關(guān)于消聲片結(jié)構(gòu)參數(shù)與制動摩擦噪聲之間的內(nèi)在聯(lián)系沒有得到很好解釋，缺少工程指導意義?；谝陨戏治?，本研究對某乘用車前軸通風盤浮鉗式制動器進行研究，首先建立起浮鉗式制動器全尺寸有限元模型，對比分析了有/無消聲片狀態(tài)下的制動系統(tǒng)穩(wěn)定性，探討采用消聲片改變制動摩擦尖叫特性的作用機理。進一步地，本研究探討了消聲片結(jié)構(gòu)特征與制動系統(tǒng)穩(wěn)定性之間的關(guān)系，提出了消聲片結(jié)構(gòu)變化對制動系統(tǒng)穩(wěn)定性的影響機理。以上研究結(jié)果為認識制動器摩擦噪聲以及消聲片的結(jié)構(gòu)優(yōu)化設(shè)計提供理論依據(jù)。

1 浮鉗式盤式制動器有限元模型與分析方法

1.1 浮鉗式盤式制動器有限元模型

在三維軟件SolidWorks中建立起浮鉗式盤式制動器三維模型，并導入有限元軟件ABAQUS中劃分網(wǎng)格，制動器有限元模型如圖1（a）所示。該模型主要包括有：制動盤、摩擦片、制動背板、保持架、制動卡鉗、液壓缸以及轉(zhuǎn)向節(jié)?？紤]到制動盤和摩擦片結(jié)構(gòu)形式較為標準，且兩者作為接觸部件其網(wǎng)格質(zhì)量決定了計算精度，因此對上述兩個模型設(shè)置全局種子數(shù)（Global seeds），采用掃略（Sweep）方式直接對上述兩個部件劃分六面體單元網(wǎng)格（C3D8），有利于提高運算效率。對于形狀結(jié)構(gòu)較不規(guī)則的部件，如制動卡鉗、保持架與轉(zhuǎn)向節(jié)等，則先對其進行部件分割，構(gòu)建出能采用六面體單元進行網(wǎng)格劃分的區(qū)域，再采用四面體單元進行過渡，從而實現(xiàn)結(jié)構(gòu)網(wǎng)格劃分。模型總單元數(shù)為442 309。

值得說明的是，文獻[4]中的研究對象和使用的材料同本文研究內(nèi)容基本一致，也是典型的鑄鐵式制動盤、復合摩擦材料以及采用鋼材料為主的其他制動器部件，因此文獻[4]所提供的材料參數(shù)可作為本研究的參考。表1所示為各個部件的網(wǎng)格單元特性和材料參數(shù)。

表1 制動器模型各部件材料參數(shù)與網(wǎng)格特征

圖1（b）所示為模型邊界條件。設(shè)置制動盤與摩擦片、制動鉗與活塞、制動鉗指與鉗指側(cè)摩擦片、活塞與活塞側(cè)摩擦片、轉(zhuǎn)向節(jié)與制動盤之間均為面-面接觸（Surf-to-surf），滑移方式為小滑移（Small sliding）。鑒于本研究的重點為制動器的摩擦振動噪聲行為，因此制動盤和摩擦片之間的摩擦系數(shù)是本研究的重要參數(shù)之一。制動盤和摩擦片之間的摩擦系通常在0.3～0.6之間[14]，根據(jù)不同的工作狀態(tài)有所不同，且在大部分的研究中均集中在0.4～0.5 之間[15－16]，因此設(shè)置該摩擦系數(shù)值為0.45。對于其他摩擦副，由于它們的接觸面積相對非常微小，且非本研究的關(guān)注重點，因此設(shè)計為一個較小的值0.1[4]。分別在活塞表面和制動鉗體上施加制動載荷P1和P2，載荷值為10 MPa?；钊谝簤毫1的作用下，壓緊活塞側(cè)摩擦片，使得摩擦片壓緊該側(cè)制動盤面。與此同時，作用在制動鉗上的反向液壓力P2推動鉗體沿負Z向移動，從而帶動鉗指側(cè)摩擦片壓緊該側(cè)制動盤面。摩擦片在制動載荷P1和P2的作用下夾緊制動盤，在制動盤上產(chǎn)生與運動方向相反的制動力矩，迫使車輛減速完成制動。定義制動盤中心點為參考點RP1，設(shè)置RP1 與盤體之間約束為動力耦合約束，為模擬汽車制動后期的摩擦振動噪聲特性，定義該點繞Z軸轉(zhuǎn)動速度為6.28 rad/s[11]。約束摩擦片背板側(cè)耳處的轉(zhuǎn)動自由度，僅保留其沿Z 軸移動方向自由度。

圖1 浮鉗式制動器有限元模型和邊界條件

1.2 復特征值分析

在ABAQUS 中采用子空間投影法求解復雜系統(tǒng)的特征值問題[17－18]，首先構(gòu)建系統(tǒng)動力學方程：

式中：[M]、[C]和[K]分別為系統(tǒng)的質(zhì)量矩陣、阻尼矩陣和剛度矩陣，其中由于摩擦力的存在，因此[K]具有不對稱性。假設(shè)式（1）解的表達式為x(t)={φ}eλt，代入式（1）中可得：

λ即為系統(tǒng)特征值，{ψ}是所對應的特征向量。由于剛度矩陣不對稱，因此系統(tǒng)的特征值將表現(xiàn)為復數(shù)形式，即：

其中：αi是系統(tǒng)第i階特征值的實部，虛部ωi是系統(tǒng)振動頻率，用于描述系統(tǒng)的振蕩周期。因此方程式（1）的通解可以表示為：

當復特征值實部αi為正時，系統(tǒng)產(chǎn)生摩擦振動，振動幅值隨時間逐漸增大。定義阻尼比表達式為：ξi=-2αi/ωi，因此，如果阻尼比為負，系統(tǒng)將變得不穩(wěn)定。阻尼比的大小反映了系統(tǒng)的振動強度，即阻尼比的絕對值越大時，系統(tǒng)產(chǎn)生振動的強度也越大。

1.3 消聲片結(jié)構(gòu)設(shè)計

本研究采用的消聲片結(jié)構(gòu)為由黏彈性材料與金屬組成的復合結(jié)構(gòu)，其中由金屬承受載荷強度，由黏彈性材料提高阻尼，消聲片結(jié)構(gòu)示意圖如圖2（a）所示。該結(jié)構(gòu)是3層組合結(jié)構(gòu)，內(nèi)層是基板層，兩側(cè)上方粘貼阻尼材料，當外界激勵作用在該阻尼結(jié)構(gòu)上時，基板與阻尼層都會相應地產(chǎn)生自由的壓縮與拉伸應變，應力與應變的部分由阻尼材料承受，阻尼材料將其中的部分振動機械能轉(zhuǎn)化成熱能，從而抑制了部分振動的產(chǎn)生。消聲片安裝在制動背板后部，在有限元模型中采用Tie方式與制動背板固定，如圖2（b）所示。消聲片結(jié)構(gòu)材料參數(shù)如表2所示，其中橡膠阻尼值設(shè)置為0.08[19]。

圖2 消聲片結(jié)構(gòu)示意圖與安裝形式

表2 消聲片各組成部分材料參數(shù)

2 制動器摩擦振動特性

2.1 浮鉗式盤式制動器摩擦尖叫預測

首先對無消聲片狀態(tài)下的制動器摩擦振動特性進行分析預測，圖3所示為當摩擦系數(shù)為0.45時，制動器在運動狀態(tài)下可能產(chǎn)生的阻尼比分布圖?？梢钥闯?，在0～12 000 Hz范圍內(nèi)，制動系統(tǒng)共出現(xiàn)6個負阻尼比值，所對應的振動頻率分別為：1 799.1 Hz，3 747.6 Hz，5 668 Hz、7 775.9 Hz、9 067.6 Hz 和10 072 Hz，鑒于振動頻率大于1 000 Hz，因此制動器將會產(chǎn)生摩擦尖叫現(xiàn)象。同時，在制動器工作過程中，摩擦尖叫具有多頻耦合的特性。

圖3 無消聲片狀態(tài)下制動器在12 000 Hz范圍以內(nèi)負阻尼比分布圖

分析阻尼比大小可知，制動器在頻率為7 575.9 Hz 處具有的阻尼比絕對值明顯高于其他頻率所對應的阻尼比值，因此可以推測制動器產(chǎn)生的摩擦尖叫在頻率為7 575.9 Hz處的能量最大，同理，制動器在工作過程中產(chǎn)生的9 067.6 Hz 的尖叫能量最小。進一步對制動器可能存在的尖叫模態(tài)進行分析，結(jié)果如表3所示?？梢钥闯觯苿酉到y(tǒng)的振動模態(tài)主要表現(xiàn)為制動盤的縱向運動，即為面外模態(tài)，同時伴隨有制動卡鉗、保持架以及摩擦片等部件的彎曲與扭轉(zhuǎn)運動，因此制動器的振動模態(tài)是不同部件以特定振型運動并相互耦合作用后的結(jié)果。可以推測，若在制動器中引入消聲片，并結(jié)合特定的結(jié)構(gòu)設(shè)計方案，可以避免各個部件之間出現(xiàn)耦合作用，從而可能為改善制動器摩擦尖叫提供幫助。

表3 無消聲片狀態(tài)下制動器在12 000 Hz范圍內(nèi)尖叫模態(tài)

2.2 消聲片對制動器摩擦尖叫影響

進一步對有消聲片狀態(tài)下制動器的摩擦尖叫特性進行分析，設(shè)計消聲片總厚度為1 mm，其中基板層厚度為0.5 mm，阻尼層厚度為0.25 mm。圖4所示為制動器產(chǎn)生的負阻尼比分布圖。可以看出，在制動器中加入消聲片后，摩擦尖叫得到了明顯的抑制。在0～12 000 Hz 范圍內(nèi)，制動系統(tǒng)共產(chǎn)生6 個負阻尼比，所對應的振動頻率分別為：5 722.7 Hz，5 908.3 Hz，9 978.8 Hz、10 200 Hz、11 086 Hz 和11 142 Hz。對比無消聲片的狀態(tài)，可知當制動器中加入消聲片后，制動器在5 000 Hz 以內(nèi)保持穩(wěn)定，并不會出現(xiàn)1 700 Hz 和3 700 Hz 左右的尖叫頻率，這表明消聲片能夠有效地抑制較低頻的尖叫噪聲。但是，相比于無消聲片狀態(tài)，制動器出現(xiàn)了多個大于10 000 Hz的尖叫高階頻率，這是由于消聲片的存在改變了制動器模態(tài)耦合的階次，使得各個部件在更高階次發(fā)生模態(tài)耦合。

圖4 有消聲片狀態(tài)下制動器在12 000 Hz范圍以內(nèi)負阻尼比分布圖

為進一步量化消聲片的減振降噪效果，同時考慮到尖叫噪聲所具有的多頻成分，研究中采用傾向性系數(shù)（Tendency of Instability）作為制動摩擦尖叫傾向和強度的評價指標[4]，其計算方法為：

式中：TOI 為制動尖叫傾向性系數(shù)，當它的值越大時，制動系統(tǒng)產(chǎn)生振動與噪聲的趨勢和強度越大，這也成為在多頻振動狀態(tài)下，制動系統(tǒng)穩(wěn)定性強弱的主要判斷依據(jù)。通過計算可知，在無消聲片狀態(tài)下，制動器的尖叫傾向性系數(shù)TOI 值為118.47，相比之下，有消聲片狀態(tài)下的制動器尖叫傾向性系數(shù)TOI值下降為83.29。綜合以上分析可得，在制動器中引入特定結(jié)構(gòu)、材料形式的消聲片，能夠有效降低系統(tǒng)的尖叫傾向和強度，尤其是在抑制低頻尖叫噪聲方面的效果顯著。

進一步對該狀態(tài)下制動器可能存在的尖叫模態(tài)進行分析，結(jié)果如表4所示。可以看出，在10 000 Hz以內(nèi)，系統(tǒng)的尖叫模態(tài)主要表現(xiàn)為制動盤的面外模態(tài)，同時伴隨有摩擦片（含消聲片）子系統(tǒng)等的彎曲與扭轉(zhuǎn)運動。當頻率大于10 000 Hz 時，摩擦片（含消聲片）子系統(tǒng)的變形成為主要的振動模態(tài)，這進一步說明消聲片的存在改變了制動器模態(tài)耦合的階次，使得更高階次的頻率發(fā)生耦合。因此，在后續(xù)分析中，將對消聲片的結(jié)構(gòu)特性與制動尖叫噪聲之間的關(guān)系展開深入研究。

表4 有消聲片狀態(tài)下制動器在12 000 Hz范圍內(nèi)尖叫模態(tài)

3 消聲片結(jié)構(gòu)對制動摩擦尖叫影響研究

3.1 基板厚度對制動摩擦尖叫影響

對消聲片的基板厚度進行研究，以檢驗不同基板厚度對制動器穩(wěn)定性的影響。建立3種不同基板厚度的消聲片模型，如圖5所示。消聲片總厚度為1 mm，基板厚度分別為0.35 mm、0.5 mm和0.7 mm，選擇上述3種厚度基板的理由是對該基板的尺寸未存在明確的標準要求，目前不同厚度的基板在各類車型中均有使用。另外，本研究中不同厚度的基板分別表示基板厚度小于、等于和大于阻尼層厚度，相關(guān)結(jié)果更具有代表性。計算3種消聲片作用下制動器的阻尼比分布情況，如圖6（a）所示?？梢姰敾搴穸容^小時（0.35 mm），系統(tǒng)可能產(chǎn)生更多數(shù)量的尖叫頻率（8個），對應的阻尼比值（絕對值）也相對較大，即尖叫強度相對較大。當基板厚度增大為0.5 mm時，可能產(chǎn)生的尖叫頻率數(shù)量減少（6個），阻尼比值降低，尖叫強度顯著下降。當基板厚度進一步增大為0.7 mm時，雖然可能產(chǎn)生的尖叫頻率數(shù)量不變（6個），但是系統(tǒng)發(fā)生耦合的階次發(fā)生改變，出現(xiàn)了一些新的尖叫頻率，如4 500 Hz與9 000 Hz，且相應的阻尼比值（絕對值）也相對較大，尖叫傾向有增強的趨勢。進一步，對有/無消聲片共4 種狀態(tài)下的TOI值進行分析，結(jié)果見圖6（b）?？梢?，消聲片的存在明顯抑制了制動器產(chǎn)生尖叫的趨勢和強度，且在一定范圍內(nèi)，隨著消聲片基板厚度的增大，制動器尖叫強度降低更加顯著，但是當基板厚度進一步增大時，制動器產(chǎn)生尖叫的趨勢和強度開始上升。因此，存在一個消聲片基板最佳厚度值，使得其減振降噪的效果最佳，而過度增大或減小消聲片基本厚度可能會惡化消聲片的降噪效果，導致尖叫強度開始上升。

圖5 不同基板厚度的消聲片結(jié)構(gòu)示意圖

圖6 不同基板厚度消聲片的阻尼比分布和TOI對比

3.2 消聲片表面開槽對制動摩擦尖叫影響

考慮到消聲片直接與夾鉗鉗指和液壓缸相互接觸，并且負責將鉗指和液壓缸產(chǎn)生的作用力直接傳遞給制動界面，因此本部分嘗試對消聲片表面進行開槽處理，利用表面溝槽改變作用力的傳遞，從而改變制動界面應力分布，實現(xiàn)制動尖叫的調(diào)控與改善?？紤]到鉗指在消聲片表面的作用力呈對稱分布，因此要改變力的傳遞效果，研究中直接對接觸面進行表面處理，即在消聲片表面加工出呈對稱分布的表面溝槽。另外，由于活塞缸位于一側(cè)消聲片的中間區(qū)域，因此開槽位置也布置于消聲片中間區(qū)域。在兼顧消聲片本身結(jié)構(gòu)強度的前提下，研究中選用的溝槽寬度為2 mm，設(shè)計出的溝槽型消聲片如圖7（a）所示，消聲片總厚度為1 mm，其中基板厚度為0.5 mm，溝槽寬度為2 mm，深度為1 mm。對比無溝槽消聲片狀態(tài)下的制動器阻尼比分布情況，如圖7（b）所示?？梢妼ο暺M行表面結(jié)構(gòu)處理后，系統(tǒng)出現(xiàn)尖叫頻率的數(shù)量發(fā)生下降，制動器并不會出現(xiàn)5 722 Hz 的尖叫噪聲，對應的阻尼值（絕對值）也更小，這說明消聲片的表面溝槽有利于進一步改善制動器的穩(wěn)定性，抑制尖叫噪聲的強度和趨勢。對摩擦片的表面接觸應力分析結(jié)果如表5所示，可以看出，表面溝槽的存在使得接觸界面的應力分布更加均勻，最大應力值發(fā)生下降，從而削弱了界面能量堆積，改善了制動系統(tǒng)穩(wěn)定性。

表5 摩擦片的表面接觸應力

圖7 消聲片表面溝槽結(jié)構(gòu)圖和兩種消聲片下制動器阻尼比分布圖

4 結(jié)語

本研究建立起某車型浮鉗式盤式制動器有限元模型，采用復特征值分析法，探討消聲片改善制動摩擦尖叫特性的作用機理，并對消聲片結(jié)構(gòu)與制動尖叫之間的關(guān)系進行研究。主要結(jié)論如下：

（1）制動器的不穩(wěn)定振動模態(tài)主要表現(xiàn)為制動盤的“薄板式”面外模態(tài)，同時伴隨有制動卡鉗、保持架以及摩擦片子系統(tǒng)等的彎曲與扭轉(zhuǎn)運動，因此制動尖叫噪聲是多個部件發(fā)生模態(tài)耦合的結(jié)果，具有多頻耦合的特性。

（2）在制動器中引入特定結(jié)構(gòu)與材料形式的消聲片后，能夠有效地抑制系統(tǒng)的尖叫傾向和強度。本研究中采用復合結(jié)構(gòu)式消聲片能夠有效抑制5 000 Hz 以內(nèi)的尖叫現(xiàn)象，但是不可避免地帶來更高階頻率耦合的結(jié)果，制動器出現(xiàn)了多個大于10 000 Hz的尖叫高階頻率。

（3）消聲片的基板厚度對消聲片的減振降噪性能影響顯著，在本模型中消聲片的基板存在一個最佳厚度值（0.5 mm），在該狀態(tài)下消聲片減振降噪的效果最佳，過度增大或減小消聲片基板厚度可能減弱降噪效果，尖叫強度開始上升。

（4）對消聲片進行表面開溝槽處理能夠改變制動力的傳遞特性，使得摩擦片表面的接觸應力分布更加均勻，削弱界面能量堆積，從而改善了制動系統(tǒng)的穩(wěn)定性。以上分析結(jié)果對認識消聲片的減振降噪特性以及對其結(jié)構(gòu)進行優(yōu)化設(shè)計具有一定的工程指導意義。