文摘

本研究提出了一种三层刹车片设计,一个six-DOF动态模型建立了制动盘式制动器垫,和系统不稳定性影响因素进行了分析。分析表明,制动衬块的质量和刚度的变化将影响系统的稳定性。从线性复特征值分析、制动系统的不稳定振动模式预测,和复模态分析模型的有效性验证的制动系统台架试验。刹车片与不同结构形状设计,及其影响制动系统的稳定性进行了分析。结果表明,设计的三层结构和刹车片的开槽设计可以有效降低制动尖叫的发生,特别是高频尖叫的声音。

1。介绍

自1920年代初以来,汽车盘式制动器尖叫噪声一直是普遍关注的学者和世界各地的汽车制造商因为制动尖叫是客户不满和保修问题的一个重要原因。在过去的三十年里,盘式制动器用于轿车的比例逐年增加。它可以假设盘式制动器在轿车将逐步取代鼓式制动器。然而,盘式制动器的制动噪音问题仍然存在,和许多制动噪音现象迄今没有合理解释(1- - - - - -3]。汽车制动过程将产生振动,和不稳定的振动不仅会导致噪声影响驾驶的舒适和导致声污染周围的环境,但也会导致疲劳磨损的汽车制动系统(4]。

佬司有槽,制动盘表面浮出水面,通过实验证明了改进的制动盘可以减少制动尖叫的发生(5]。Oberst和赖用混沌理论来研究制动噪声的机理,这是伟大的指导意义(6]。宫等人的自由模态计算制动中的组件和组件和相关形式获得最大的贡献率不稳定模式通过复特征值分析(7]。除了使用复特征值分析研究制动噪音,使用的瞬时动态分析首先是伊等。这四个模式频率提取瞬时动态分析的结果与实验噪声(8]。瞬态动力学的缺点是它需要太多的计算时间和占用大量的磁盘空间,也为数据难以直接用于设计更改。此外,由于制动尖叫的高频,显式积分时间步长很小,而隐式积分可以有一个大的时间步长,但它会减弱高频模式。使用复特征值分析和瞬态动力学分析AbuBakar和欧阳9研究制动尖叫,在同样的模型和边界条件。上述两个分析的结果一致,不同的接触机制和积分法。在制动系统噪声的分析,使用复杂的特征值分析,结合瞬态动力学分析的合理组合,可能是一个方法分析噪声产生机制。

friction-slip实验的平板,陈(3]发现瞬时尖叫可能不是引起的模态耦合,和阀瓣和块间的瞬态激励可能会尖叫的关键机制。然而,这种交变载荷激励是一个瞬态过程通过实验很难捕捉。瞬态动力分析可以更清楚地显示过程,揭示这一现象的原因。对制动盘和制动衬块的动态模型,提出了一种自激four-DOF摩擦振子模型由张et al。10]探索之间的差别线性分析和非线性分析制动系统噪声,并给出相应的改进措施。

在这种背景下,基于模态耦合理论,six-degree-of-freedom运动模型,建立了制动盘和制动衬块。结合复杂有限元模态分析和台架试验,它具有十分重要的指导意义,通过改善材料性能改善摩擦性能的刹车片和刹车垫的背面板结构优化抑制制动尖叫噪声和探索噪声的抑制机制,它提供了一种理论依据减少制动尖叫的声音。

2。Six-DOF运动学模型,制动盘式制动器

刹车耦合模型由Festjens et al。11]表明,刹车片的背面板的结构和阻尼对制动噪声有重要影响。同样,摩擦片材料的阻尼大小也会对制动噪声产生重大影响。通过研究研究Ruhai et al。12),众所周知,添加一定比例的粘弹性材料之间的摩擦片可以减少共振倾向刹车片和刹车盘,从而在一定程度上抑制制动尖叫。基于摩擦衬片的重要影响,它分为两个部分,即衬底物和摩擦衬片的混合物。自衬衬底材料成分具有较强的阻尼特性比摩擦衬片的混合物,它在建模和模拟过程中应区别对待。

盘式制动器刹车垫的six-DOF运动学模型如图1。由于小系统的阻尼,阻尼的影响被忽视的运动学分析。刹车垫由刹车片背面板 ,衬底物 ,和摩擦衬片的混合物 。 有一个z方向自由度z₁;有一个z方向自由度z₂;和有一个z方向自由度z₃和一个x方向自由度x₃;刹车盘有两个自由度,分别x方向的x_d和z方向的z_d。 , ,和摩擦系数,迫使活塞作用于制动衬块,分别和积极的力量作用于制动盘。

运动学方程可以获得从运动学模型图1:

在这个公式,和是对时间的微分。质量矩阵 ,动机 ,和刚度矩阵:

在初始阶段,系统稳定状态稳定,制动盘的旋转以恒定速度,系统不会产生振动,所以可以获得稳态方程。假设刹车盘和刹车片是不分开的在振动的过程中,约束条件 ,然后我们知道

把(3)进入稳态方程,我们得到

方程(4)是制动盘式制动器垫系统的运动学方程。它可以发现,质量矩阵和刚度矩阵的系统都是不对称的运动方程由于摩擦的存在,所以系统的特征值可能是复数。系统的特征值可以通过复杂的模态分析,得到特征值的虚部代表模态频率和真正的部分代表不稳定的倾向。与此同时,它可以发现,摩擦系数的变化和刹车片的质量和刚度的变化将导致系统质量矩阵和刚度矩阵的变化,从而改变系统特征值和影响系统的稳定性。基于上述,本研究将改变系统的质量矩阵和刚度矩阵通过改变几何特征的刹车片背面板,从而影响系统的稳定趋势,找出哪些背面板的结构特点可以减少刹车系统的尖叫声。

3所示。数值模型

3.1。模型的模态分析复杂的刹车

3.1.1。有限元模型

利用CATIA模型制动系统、HyperMesh用于建立网格模型,如图2。其中,刹车卡钳采用四面体网格(C3D4)由于不规则结构,其余部分主要采用六面体单元(C3D8),补充了五面体单元(C3D6)和四面体的单元(C3D4)和模型单元的总数是327568。此外,接触组件已经标记在图之间的关系2。

3.1.2。定义材料属性

每个组件的定义材料属性,包括密度,杨氏模量,泊松比,如表所示1。

3.1.3。环境的分析

有限元模型,定义材料属性和组装,引入复杂的特征值分析的有限元分析软件。一些非线性摄动模态分析用于提取制动系统的不稳定模式。

3.1.4。设置边界条件

制动盘盖部分螺栓中心,但制动盘可以沿着旋转z设在,从而抑制了五自由度的圆盘帽除了一部分z旋转的方向。锚定螺栓到框架限制六个自由度的笼子螺栓孔。

3.1.5。设置负载

为了定量研究摩擦系数之间的关系,制动压力,和制动噪声、制动系统测试9操作条件下进行:通过速度:60 rpm, 120 rpm, 180 rpm,和液压压力:1.5 MPa, 2.0 MPa, 2.5 MPa。

3.2。台架试验验证制动器复杂的模态分析模型

制动噪声的测试标准摩擦测试的汽车工程师协会标准,也就是说,SAE J2521测试标准(13];麦克风放置在水平方向上的10厘米的制动系统,垂直距离是50厘米(数字3 (a)和(b))。

在整个实验过程中,18岁阶段的制动噪音测试测量条件和总制动过程1430倍。自初始温度测试从0开始,不需要确定噪声在寒冷的状态。测试数据处理获得的一部分的台架试验结果如图4(制动压力为2.0 MPa,转速为120 rpm),这是代表。表2显示了噪音出现率在不同的频段。表中的行数据表明噪声的出现率在每个频带声压级,和列数据显示每个声压级下噪音的出现率在同一频率。这可以从图中找到4和表2有五个不同频率的尖叫在制动过程中,和尖叫的频率主要分布在4.1 kHz, 7.5 kHz, 12.7 kHz。

制动压力的测试结果为1.5 MPa, 2.0 MPa,和2.5 MPa和小说系数0.8,0.7,和0.6,分别提取,以及测试结果的不稳定模态频率与制动系统通过模拟来验证模型的有效性和准确性,如表所示3。结果表明,所有的制动尖叫频率测试可以通过模拟、预测和误差控制在0.1%以内。然而,overprediction出现在模拟的现象;这主要是由于这一事实复特征值分析的模型没有考虑因素如热机的耦合,摩擦特性,和材料特性的时变特性在实际制动过程中,许多文献中提到,所以模型可以准确预测制动尖叫。

4所示。验证的刹车片

刹车片主要由三部分组成,即背面板,内层基板,和摩擦衬片的混合物,如图5。因为结构简单和常规制动衬块的形状,选择六面体网格网格。每个组件的材料属性如表所示4。

实模态分析的结果的刹车片,典型的振动模式的固有频率10 kHz提取,如表所示5,主要表现为弯曲和扭转振动模式。刹车片的自然频率的准确性验证了频共振试验机。如表所示6的固有频率误差仿真和实验被发现在2%以内。同时,激光振动计是用于验证振动模式。如表所示5,典型的方式测量了激光振动计的模拟是完全相同的振动模式,所以真正的模态分析的结果是准确的和刹车片的模型是有效的。

5。开槽设计刹车片背面板

根据结构动态设计理论,变化的质量系统或结构的形状将导致系统的刚度和阻尼的变化,这将影响系统的固有频率(14]。根据背面板加工的难度和刹车片的生产过程,五种开槽方法设计在这项研究中,如图6- - - - - -10。槽设计的五种类型的影响的固有频率和振动模式分析了刹车片制动尖叫噪声是否将进一步受到影响。背面电极的有效面积是4615毫米²。横向槽的设计尺寸是80×4毫米,和单水平槽,双水平槽,和三个水平槽背面板上的设计。开缝面积比背面板的面积是6.9%,13.9%,和20.8%,分别。纵向槽的设计尺寸是40×4毫米,和四个纵向槽和六纵槽背面板上的设计。开缝面积比背面板的面积是13.9%和20.8%,分别。开槽的深度设计既1毫米。此外,大尺寸的背面板上的开槽将导致刹车片的刚度急剧下降,影响刹车片的生产过程,所以槽背面板的面积之比不应大于25%15]。

上述五个开槽后盖的免费模式特点是计算10∼16 kHz的频率范围。然后,six-order至关重要的模态频率提取并与自由模态频率的无槽的背面板,如表所示7。制动系统的台架试验表明,制动尖叫的频率主要分布在4.1 kHz, 7.5 kHz, 12.7 kHz。可以在表中找到7示例3,示例4,样品的临界频率显著增加5 4.1 kHz和7.5 kHz,但只有样品3的改善效果最好的临界频率12.7 kHz,和样本4和5几乎没有任何改善的临界频率12.7 kHz。因此,本文选取样本3深造。

样品3的模型是制成一块测试(图11),进行了台架试验。测试结果如图12。这些测试的测试时间图所示12接近,对于那些测试如图4。表8展示了主要的四个测试操作和测试样品3的时候可以获得测试结果如图4和12。在台架试验中,制动压力2 MPa和初始转速为120 rpm。

从测试结果,与三个水平槽盘式刹车片背面板可以有效降低制动尖叫噪声的发生,特别是高频尖叫噪声,大大降低了噪声点高于80分贝声压级。

6。结果与讨论

临界频率的变化率之间的无槽的刹车片和示例3可以从表计算7。样本的频率变化3−91.5赫兹,−455.8赫兹,和−770 Hz,分别如表所示9。从图12,它可以发现原始的尖叫频率附近7.5 kHz消失和新的尖叫噪声生成附近6.8 kHz。同样,原来的噪声频率约4.1 kHz消失和新的噪声生成附近3.9 kHz。此外,高频尖叫噪声点附近12.7 kHz完全消失。

不稳定模态振型的频率在12752。6赫兹提取从复杂的模态分析的结果,如图13。模式刹车片和刹车盘之间的耦合导致共振和产生的能量共振无法消散在时间的根源浓度附近的高频率12.7 kHz。设计的三个水平槽盘式刹车片背面板的临界频率改变770 Hz,导致刹车片和刹车盘的解耦。此外,刹车片的衬里基质导致共振所产生的能量耗散。同样,刹车片和刹车盘之间的解耦也达到4.1 kHz和7.5 kHz的频率,但改变了刹车片与其他模态频率模态频率耦合制动盘,这很容易引发共振,导致新的噪声点。同时,发现改进后的制动系统的噪声分布也有很大改进的声压级(即。噪声点超过80 dB很少出现)。这表明结构的改进使系统的噪声频率附近4.1 kHz和7.5 kHz朝着的方向低频率和降低声压级,从而达到抑制制动尖叫噪声的影响。

7所示。结论

(1)在这项研究中,三层结构的设计提出了刹车片和six-DOF盘式制动器刹车垫的运动学模型进行了分析。通过上述模型的分析,发现质量和刚度的刹车片有重要影响制动系统的稳定性。(2)制动系统的不稳定振动模式得到线性复特征值分析,预测的准确性和复模态分析模型验证了制动系统的台架试验,但还有overprediction。试验结果表明,制动系统的噪声点主要分布在4.1 kHz的频率附近,7.5 kHz, 12.7 kHz。(3)背面板上的开槽设计提出的刹车片通过本研究可以大大减少制动尖叫噪声的发生,特别是高频率为12.7 kHz,它提供了一种可靠的制动系统的设计的理论指导。(4)由于实验条件的限制,单独的测试对象和实验条件可能不够全面,所以本研究仍有一些局限性。此外,还需要进一步研究如何确定槽尺寸和槽位置准确地根据仿真分析和测试结构。

的利益冲突

作者宣称没有利益冲突有关的出版。

确认

作者承认金融支持由中国国家自然科学基金(51575238)和brake-by-wire系统的关键技术研究(ZY2015009)。