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盘式制动系统结构调整以降低制动噪声的仿真研究
摘要：轿车制动系统中噪声和振动的产生是汽车工业中重要的工艺和经济问题。近年来，有限元法被发现是预测某一制动系统在设计阶段噪声产生的有效工具。本文提出了一种更精确的盘式制动器转角有限元模型，该模型包括轮毂和转向节。该模型是对早期有限元盘式制动器模型的扩展。对盘式制动系统进行了试验模态分析，初步验证了有限元模型的正确性。然后将复特征值分析应用到有限元模型中，对不稳定频率进行预测。最后，进行了一些结构修改，并对设计阶段的制动啸叫进行了仿真计算。预测结果表明，采用铝基复合制动转子、钢制卡箍和钢支架，可以最大程度地改善制动啸叫。研究还发现，具有斜缝的刚性摩擦材料可以降低制动啸叫的倾向。
关键词：盘式制动器啸叫，有限元分析，模态试验，结构调整
- 引言
研究制动振动和噪声的人员得出结论，制动啸叫是由摩擦力不稳定所产生的自激振动引起的，并产生了极限环。研究人员已开展了广泛的研究，以了解和消除制动啸叫声。在最近的一些论文中有提到，啸叫的发生被认为是五种机理或它们的组合导致的，即粘滑，自激振动，负摩擦–速度斜率，锤击激励和结构模态耦合。随着更多的实验证据和模拟结果的出现，我们发现上述机制中没有一个能解释所有与啸叫噪声有关的事件。
最近的研究表明，用有限元方法可以模拟盘式制动器的啸叫。有限元模型具有大量自由度，可以准确表达制动系统。由于人们对有限元模型普遍缺乏信心，因此结构的动态测试已成为验证和改进有限元模型的标准程序。在过去的三十年中，模态测试和分析已经成为公认的用于评估结构动力特性试验的技术。
通过对盘式制动器系统进行各种类型的有限元分析，以此来了解噪声问题，并开发预测工具。最常用的方法是复特征值分析(CEA)。Liles是最早尝试将CEA与大型有限元模型集成并通过模态测试验证单个盘式制动器部件的研究人员之一。此外，许多研究人员只在个别组件阶段验证他们的模型。近年来，一些研究人员利用基于模态试验数据的有限元模型在零部件和装配层进行验证，以提高仿真结果的准确性。在调谐过程中调整了材料的性能，以减小分别从实验结果和数值结果得到的频率之间的差异。从文献综述来看，只有少数研究人员在组件和装配级别上验证了FE盘式制动器模型。
通过降低制动系统的噪声来改善汽车的平顺性是一个非常重要的课题，这需要汽车制造业付出更多的努力。否则，顾客会对他们的车辆是否有足够高的品质失去信心。许多研究人员试图通过改变某些影响制动噪声产生的参数来消除制动噪声。例如，莱尔斯认为，通过应用较软的制动盘，增加背板刚度，减少焊盘的面积，从而减少啸叫。Lee等人认为，减小后板厚度会导致接触压力分布不均匀，从而增加啸叫声。基于实验设计(DOE)分析，Hu等人表明，衬垫的几何形状和摩擦材料的性能是导致啸叫发生的重要因素。乔等人提出了用集总参数和分布参数于一体的模型来表示盘式刹车系统的方法。他们的研究指出，随着摩擦系数，衬垫长度，衬里厚度，衬里刚度的增加，系统的不稳定性会增加。此外，增大盘、垫的质量和杨氏模量可以减少系统的不稳定性。刘等人指出，改变制动垫的形状，在垫片背面添加阻尼材料，降低摩擦系数，增加阀瓣刚度，可以降低啸叫的倾向。最近，DAI和Teik评论说，带有径向倒角的垫片有较少的发生啸叫声的倾向。最近，在CEA和DOE结合的基础上，Nouby等人研究了背板的杨氏模量、背板厚度、倒角、两槽间距、槽宽和槽角等参数对制动啸叫的影响。他们发现，通过切割摩擦材料两侧的倒角和使用不同的槽形结构，可以减少制动啸叫。
从文献综述来看，有几篇论文使用不同的有限元模型对盘式制动器部件进行了仿真研究。例如，一些研究人员只考虑了盘式制动器组件的简化有限元模型，即圆盘和双垫片。Hassan等人在有限元模型中加入爪指和活塞，建立了一个全耦合的热力有限元模型，以研究制动系统的稳定性。DAI和Teik开发了一个由盘，卡钳，安装支架，活塞，两垫组成的FE模型来减少噪声，并优化制动盘设计。一些工作人员使用了盘式制动器总成的详尽有限元模型，其中包括一个阀瓣、一个活塞、一个卡钳、一个载体、一个活塞和手指垫、两个螺栓和两个导销。
作为前面讨论的有限元模型的扩展，本文考虑了盘制动器转角的三维有限元模型，包括盘式制动器总成、转向节总成和轮毂。通过结构改造建立有限元模型，从而降低盘式制动器的噪声。为了提高仿真结果的准确性，首次采用了盘式制动系统的实验模态分析(EMA)对基于FEs的数值模型进行了验证。然后，利用有限元软件ABAQUS对频率为1 kHz~10 kHz的盘式制动器总成进行了稳定性分析，并进行了啸叫试验验证。最后，对几种在实际应用中发现的盘式制动器部件材料进行了模拟，以减少制动噪声。此外，还评估了制动转子和制动垫在一些几何修改上的差异。
2有限元模型
盘式制动器通常由转向节组件、轮毂和盘式制动器组件组成。盘式制动器总成由通风转子（盘），一个单活塞浮动卡钳，固定架，两个螺栓，两根定位销和两个制动衬块组成。建立了盘式制动器的三维有限元模型。由整个盘式制动器组成的实体模型如图1(a)所示，其有限元模型如图1(b)所示。
图1. 带有卡钳的汽车盘式制动器：
（a）实体模型 （b）有限元模型
众所周知，有限元计算结果的精度与模型的网格尺寸密切相关。对有限元模型进行网格敏感度分析，并确定最优单元数。本次使用了三种不同的网格密度，即粗网格、细网格和极细网格。表1中的结果表明，细网格和非常细网格的频率差异小于5%，这是可以接受的。因此，选择基线模型作为一个包含2559个单元的细网格。
表1 不同网格密度的模态分析差异
模数 下列情况的固有频率(Hz) 差值比(细-极细)(%)
粗网格，1256个单元 细网格，2559个单元 极细网格，5137个单元
1, 2 1473 1453 1430 1.5
3, 4 3289 3225 3133 2.8
5, 6 5169 5062 4887 3.4
7, 8 7234 7067 6799 3.8
9, 10 9421 9170 8788 4.1
在对每个组件进行网格细化之后，表2列出了每个组件的有限元模型的详细信息。该有限元模型使用了19000个单元和大约78000自由度。盘、制动衬块、活塞、轮毂、导向销、螺栓的建模使用八节点（C3D8）线性块单元，而其他组件建模是八节点（C3D8）、六节点和四节点（C3D6）线性块单元的结合。
表2盘式制动器部件的详细信息
盘式制动器部件 单元类型 单元数目 节数
制动盘 C3D8 2559 4988
摩擦材料 C3D8 320 558
背板 C3D8 233 526
卡钳 C3D8 2334 2370
C3D6
C3D4
固定架 C3D8 1036 1644
C3D4
转向节 C3D8 9868 3585
C3D6
C3D4
轮毂 C3D8 1654 2786
活塞 C3D8 357 576
定位销 C3D8 292 414
螺栓 C3D8 58 123
3有限元模型的验证
为了保证有限元模型动态特性的准确性与物理构件的动态特性相匹配，进行了两阶段的验证，即组件级模态分析和装配级模态分析。首先，在组件级别进行模态分析并模拟一个10kHz的频率。为了减小预测频率与实验结果之间的相对误差，本文采用了有限元修正方法。有限元更新后的盘式制动器部件的材料性能列于表3。如表4所示，预测的固有频率与实测数据相当接近。
第二个验证阶段在装配级进行，施加制动压力并达到必要的边界条件。在这种情况下，个别组件是组装在一个制动试验台上，制动压力为1 MPa，如图2所示。在这个验证阶段，因为圆盘的形状比其他部件更规律，所以测量是在圆盘上进行的。
表3盘式制动器部件的材料性能
部件 密度(kg/m3) 杨氏模量(GPa) 泊松比
制动盘 7155 125 0.23
摩擦材料 2045 2.6 0.34
背板 7850 210 0.3
卡钳 7005 171 0.27
固定架 7050 166 0.27
转向节 7625 167 0.29
轮毂 7390 168 0.29
活塞 8018 193 0.27
定位销 2850 71 0.3
螺栓 7860 210 0.3
表4预测结果与实测数据的比较
部件 模 实验值（H2） FEA值（H2） 误差（%）
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