盘式制动器制动尖叫CAE分析及其解决方案
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摘 要：本文针对一个有尖叫倾向的实际样车，通过有限元方法提取制动器各部件的模态参数，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。从而得出引起制动尖叫的主要原因为摩擦片与制动盘的模态耦合，利用修改摩擦片的结构形式来改善制动尖叫。最后通过J2521台架试验，验证此方法的可行性。
关键字：有限元分析；制动尖叫；模态耦合；模态参数；结构形式修改
中图分类号：U461.4 文献标识码：A 文章编号：1005-2550（2014）06-0026-05
制动器发生振动噪声问题是属于带有摩擦环节的结构动力学问题，也是困扰汽车工程界的一个难题。其研究的难点在于，制动噪声的发生有很大的随机性，只有在一定的工况下（合适的制动压力、摩擦系数、湿度和温度等）才会产生。
从理论上讲，摩擦特性随着相对滑移速度增加，其摩擦系数有下降变化区间，就足以导致自激振动的发生。但是纯粹去改善摩擦材料去解决该问题的案例并不多，况且摩擦材料的特性随环境条件而变化。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来达到抑制振动噪声发生，日益被视为解决工程问题的有效途径。
管迪华[1]提出制动器摩擦闭环耦合的计算模型，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]对制动尖叫发生的频段进行归类，认为每个频率段尖叫噪声是由不同部件与制动盘发生模态耦合而引起；Frank Chen等[3]通过试验测试论证了制动盘的面内模态与面外模态的耦合引起高频尖叫；Saw Chun[4]、Weiming Liu[6]等利用Pad的开槽与倒角来实现降噪设计。
本文以某轿车前盘式制动器为研究对象，利用CAE仿真技术进行尖叫预估，参考以上文献，提出抑制措施。无论是从降低噪声污染、满足客户要求、提高制动器的产品开发进度，还是促进整车的销售而言，都是非常有意义的。
1 盘式制动器计算模型的建立
建立一个包括制动器各部件（制动盘、制动钳、制动支架、制动片、活塞）在内的计算模型。各部件之间通过耦合弹簧进行连接，制动盘与摩擦片、制动背板与卡钳、制动背板与活塞之间设置摩擦接触，如图1所示。
利用ABAQUS有限元软件对制动器各部件进行自由模态分析，为了验证CAE模型的有效性，对各部件分别进行自由模态分析试验。其结果见表1。
2 盘式制动器尖叫台架试验测试
按照SAE J2521规范对本文研究的某车前盘式制动器进行台架试验测试，其结果如图2所示。
台架试验测试的制动尖叫频率大概分布在5 500 Hz、7 500 Hz、8 580 Hz附近，主要集中在7 500 Hz～8 580 Hz之间。本文将利用有限元法与试验相结合的方式来消除7 500 Hz～8 580 Hz之间的主要尖叫噪声。
3 盘式制动器有限元分析
利用有限元法计算的尖叫个数往往会多于实际测量值，业界称为“过频率”。制动噪声产生的工况极为复杂，单纯通过某个摩擦系数来进行噪声预测评估，是难以实现的。为了模拟实际工况，本文通过不同温度、不同摩擦系数来实现，其计算结果为一个统计值，反映不同尖叫频率的出现率，见图3。
对比图2台架试验测试的结果，cae仿真分析的结果比较接近于试验测试值，可以证明CAE仿真分析的可靠性。目前，利用CAE仿真技术可以计算出所有可能发生尖叫的频率，但是在实际制动过程中有些尖叫可能不会发生，这是因为制动尖叫的产生需要一定的外在条件（如：合适的温度、湿度和制动力等等）。
从理论上讲，摩擦力作为非保守力被引入系统，导致了系统刚度矩阵的不对称性，某些特征根的变化引起了系统的不稳定性，表现为尖叫噪声。图4表示8 580 Hz的尖叫噪声是由于Pad与Disc发生模态耦合而产生。同时，也证明了随着摩擦系数的增大，系统更容易产生制动尖叫。
制动尖叫的每阶频率都与制动盘的固有频率接近。所以，为了研究8 580 Hz、7 577 Hz发生尖叫的原因，需要提取其制动盘的固有频率（见表2），分析制动盘是否发生面内和面外模态的耦合。
从表2中可以看出，7 499 Hz和8 587 Hz的两阶固有频率都存在面内模态和面外模态的复合特征，但以面外模态为主。当制动盘模态处于这种状态下，极易发生制动片的末端跳动（Pad_end Flutter）诱发Pad-Disc模态耦合，产生中高频尖叫。所以，8 580 Hz和7 577 Hz两阶尖叫频率都是Pad的弯曲模态与Disc的面外模态发生耦合而形成。
4 降噪分析
4.1 修改Pad的结构形式来实现降噪
对制动片进行模态分析，其一阶弯曲模态如下图7所示。针对制动片结构形式的修改，主要依据其一阶弯曲模态和经验。本文以制动片两端倒角（垂直切去宽度为18 mm、深度为10 mm的倒角）方案进行降噪分析，如图9。
4.2 降噪分析结果对比与结论
针对制动片两端倒角方案进行有限元复模态分析，其仿真结果如图10。
从上图10的CAE仿真分析结果可以看出，7 577 Hz和8 580 Hz两阶尖叫频率噪声得到了很好的抑制。下图12为修改后的摩擦片对应的SAE J2521制动噪声台架试验测试结果。对比可以看出，CAE仿真分析的结果与试验测试的结果较为接近，可以证明本文研究方法的可行性。
对比修改前后试验测试方案，大于70 dBA的尖叫频率出现率从56.71%降到5.74%，大于80 dBA尖叫频率噪声出现率从52.38%降到2.25%，大于100 dBA尖叫频率噪声出现率从28.18%降到0。
5 结论
综合以上分析，可得以下结论：
（1）有限元仿真分析可以对制动尖叫进行预估评价，利用多工况（不同摩擦系数、温度等）可以有效地解决复模态分析中的“过频率”现象。
（2）制动尖叫频率均在制动盘的某阶固有频率附近。不论是高频尖叫还是低频噪声都是制动盘与某个部件发生模态耦合的结果；这种模态的耦合不是部件之间频率的耦合，而是振型的耦合。
（3）通过对摩擦片进行两端倒角，很好地抑制了7577Hz和8580Hz两阶高频尖叫噪声，对比试验结果，证实了CAE仿真分析结果的有效性。
（4）对于Pad-Disc耦合类型的制动尖叫问题，通过修改摩擦片的结构形式，可以有效地改善制动噪音。
参考文献：
[1]Guan dihua and Jiang dongying.A study on Disc Brake Squeal Using Finite Element Methods.SAE Paper Number 980597.
[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 Effect on Brake Squeal.SAE Paper Number 2002-01-0922.
[4]Saw，Chun. Lin，Choong. Chee，Guan. Disc Brake Squeal Suppression ThroughCharmfered and Sllotted Pad. International Journal of Vehicle Structures & Systems.
[5]Frank，Chen. ChinAn，Tan. Ronald， L，Quaglia. Disc Brake Squeal-Mechanism，Analisys，Evaluation，and Reduction/Prevention. SAE International Press.
[6]Weiming， Liu. Greg，M. Vyletel and Jerry Li.A Rapid Design Tool and Methodology for Reducing High Frequency Brake Squeal.SAE Paper Number 2006-01-3205.