通过阻尼降噪方式改善盘式制动器尖叫的研究

李碧军　戴锐　钱益明　徐可新　吴伟胜

摘 要：本文结合制动尖叫的发生机理，通过阻尼减振降噪理论，对比两种不同损失因子的粘弹阻尼消音片，发现了不同损失因子的粘弹阻尼消音片能够改变系统的不稳定系数，从而影响制动器尖叫结果。通过台架试验和实车试验表明，该方法能够有效盘式制动器的抑制制动尖叫。

关键词：制动尖叫；盘式制动器；粘弹阻尼消音片；不稳定系数

中图分类号：U463.51 文献标识码：A 文章编号：1005-2550（2018）03-0078-05

Improvement for squeal noise of disc brake with damping shim

LI Bi-jun， DAI Rui， QIAN Yi-min， XU Ke-xin， Wu Wei-sheng

（Dongfeng Nissan Passenger Vehicle Company Technical Center， Guangzhou510800， China ）

Abstract：Base on brake squeal noise mechanization， considering damping shim reduce noise theory， compare two viscoelastic damping shims with different loss factor， the system the instability coefficient changed with different loss factor viscoelastic damping shim， so the squeal noise results are different. After bench test and actual vehicle test validation， this method can improve disc brake squeal noise.

1 前言

汽车尖叫是目前市场上客户最关注的和抱怨的整车噪音之一，也是长期困扰各个汽车公司难题，因此造成高额的开发费用和售后维修费用。对于制动尖叫的研究，最早可以追溯到20世纪30年代，几十年来的研究取得了丰富的成果，但是直到现在，还是真正认识制动尖叫发生的机理，也没有形成完全有效控制手段。制动噪音从200Hz～16000Hz之间都有可能发生，把其中1～16kHz的制动噪音定义为制动尖叫[1][2]，制动尖叫是制动噪音中最难解决的课题，因为制动尖叫有如下特点：一是制动尖叫发生条件的随机性和难再现性，即使再同一工况，不同车辆制动尖叫的结果都是不一致的；二是同一制动器也存在再现困难，与试验条件、温度环境等都存在一些关联。

到目前为止，对于制动尖叫的发生机理和分析方法，还未取得一致的结论。有从振动力学角度分析[3]，其理论认为制动尖叫是由于各个零件之间的耦合共振，不同的制动系统可能存在不同的共振模式，但是对于共振的决定因素和摩擦之间的耦合原因问题还未完全弄清。另一个研究方向是从摩擦学的角度展开[4]，一般认为摩擦系数越大，尤其是摩擦系数波动越大，更容易产生尖叫，从摩擦特性角度对于制动尖叫的发生机理极其重要，但是由于制动过程中，摩擦副接触面是一个动态变化过程，故难以精确预测。

目前，模态耦合理论成为制动尖叫的理论要求热点[5][6]，一般认为制动尖叫是由于制动器构成件之间的模态耦合，模态耦合主要是制动盘的面外模态和摩擦块弯曲模态耦合引起，也有认为制动盘的面内模态有关。

本文主要研究基于模态耦合理论分析方法，通过不同复合阻尼材料阻尼损失因子，改变了系统的不稳定系数，对耦合系统的制动尖叫起到抑制的作用，通过SAE 2521制动噪音台架实验和整车实验结果表明，能够通过该方法，有效的消除制动尖叫。

2 复模态的特征值分析的基本原理

为了盘式制动器为了对应制动尖叫，都在摩擦块背板后面增加了阻尼消音片[7]，其结构示意图如图1所示。

目前在实际工程应用中，考虑开发周期和成本因素，为了对应制动尖叫，通常都是在摩擦块背板上增加粘弹阻尼材料的消阻尼音片，由金属弹性材料（钢板）外层覆盖粘弹阻尼橡胶组成，如图2所示。

综合考虑制动盘、制动摩擦块、粘弹阻尼消音片和制动卡钳的实际接触情况，可用图3表示。

制动器接触摩擦耦合系统的运动方程如下式：

（1）

式中mi —不考虑摩擦制动器的质量矩阵

ci —不考虑摩擦制动器的阻尼矩阵

ki —不考虑摩擦制动器的刚度矩阵

x —制动器的位移矢量

μ —摩擦系数

kf —摩擦接触刚度矩阵

考虑的摩擦块的摩擦接触刚度矩陣，导致了系统刚度耦合，系统的刚度矩阵不对称，刚度矩阵不对称就表示特征矩阵不对称，不对称矩阵的特征值在某些条件下就是有复数，即系统各阶模态频率和模态振型都是复数。

式（1）的特征方程为如下

（2）

可设系统第i阶特征值为：

（3）

式中si ——系统复特征值

αi ——特征值实部，为系统的阻尼系数

βi ——特征值虚部，为系统的模态频率

故复模态阻尼比

（4）

用模态不稳定系数γ作为评价系统模态不稳定度的指标

（5）

国内外研究者通常将模态不稳定系数是否大于0.01作为系统稳定与否的重要指标[8]，大于0.01认为是不稳定模态，小于0.01视为稳定模态。

3 粘弹阻尼材料的阻尼损失因子对系统不稳定性的影响

阻尼材料接收到外界传递来的能量，一部分储储存起来，另一部分转化为热能耗散出去，故其弹性模量可用复模量表示。

（6）

定义材料的阻尼损失因子η，

（7）

阻尼损失因子体现的是粘弹阻尼材料的耗散振动的能力，越大表示耗散振动能力越强。温度是影响阻尼材料阻尼损失因子的最重要的因素，阻尼损失因子随温度变化而变化。以0.7ηmax为限，低温阶段低于0.7ηmax的为玻璃态区，高温阶段低于0.7ηmax为橡胶态区，中间温度阶段，也就是高于0.7ηmax为玻璃态转化区。玻璃态区域因为温度低分子间束缚力大，分子不活跃，阻尼损失因子较小；玻璃态转化区分析束缚力减小，分子活跃程度变大，阻尼损失因子升高达到最大值；在橡胶区尽管分析非常活跃，但是受材料弹性模量影响，阻尼损失因子随温度升高而降低。

4 不同粘弹阻尼材料对制动尖叫的影响

4.1 前盘式制动尖叫分析

某车型路试试验时，反馈前制动器发生频率为2600Hz左右的制动尖叫，发生条件是初速度50km/h，用0.2g减速度，制动到车辆停止。为了弄清该车制动器的制动尖叫特性，在Link3000制动噪音试验台，按照SAE2521程序，再现了频率的制动尖叫，其音压和频率关系如图4所示。

为了解决此尖叫，应用HyperMesh 13.0软件建立制动卡钳，制动盘，摩擦块的有限元模型，定义完边界调节和计算工况后提交到Nastran SOL400，即Nonliner static & transient求解器，提取系统非稳态模态。统计10kHz以内的复模态的不稳定系数与频率关系，如图5所示，在2600Hz左右存在一个2624+j137的复模态，其不稳定系数为0.0522，其复模态有限元分析图如图6所示。

4.2 粘弹阻尼材料对制动异响的改善

在实际工程中，制动尖叫发生一般都是在实车评价阶段，考虑项目开发周期和成本原因，尽量通过最小变更规模来消除制动尖叫，以此达到避免发生模态不稳定现象。结合设计经验，我们考虑改变摩擦块的不锈钢消音片改为粘弹阻尼消音片的材料，选择了MS1505和MS6105的两种粘弹阻尼材料消音片，其结构如图6所示，MS6105的钢板要比MS1505材料要厚，同时在与摩擦块背板一侧增加了一层粘弹阻尼橡胶，这样的话，MS6105粘弹阻尼材料的损失因子随温度增加比MS1505材料的要高，如图7所示。

将两种不同粘弹阻尼材料消音片的材料特性加入到复模态分析模型中，统计系统的不稳定度，其结果如图8、9所示

采用方案MS5105粘弹阻尼消音片，原来的2624+j137的复模态改变为2650+j85的复模态，不稳定系数为0.0321。采用MS6105粘弹阻尼消音片之后，原来的2624+j137的复模态改变2635+j19的复模态，其不稳定系数为0.0072，小于0.01。

在台架试验上对比这两种粘弹阻尼材料，按照之前发生噪音的SAE2521程序，其台架结果如图10、11所示。安装MS1505粘弹阻尼消音片的制动器在台架上仍然还是有2600Hz左右制动尖叫发生，发生频次相对于之前所有降低。采用MS6105粘弹阻尼消音片之后的制动器，台架试验无制动尖叫发生。将MS6105粘弹阻尼材料的消音片制动器用于实车路试实验，也无制动异响发生。

5 结束语

制动尖叫是由摩擦激励导致的制动器各构成件的耦合模态参数匹配不当，引起的系统不稳定现象。通过本次实车制动尖叫的研究，得到如下结论：

（1）应用的复模态理论，考虑消音片的粘弹阻尼的损失因子变化，对系统的不稳定系数的影响，采用高损失因子的粘弹阻尼消音片，通过台架和实车验证，能够有效的消除特定频率段的制动尖叫。该措施有效的控制了实车路试过程中的2600Hz左右的制动尖叫异响，缩短了开发周期，有效的控制了开发成本，工程应用意义重大。

（2）应用复模态有限元模型分析制动器的尖叫时，模型建立过程中，需要考虑消音片的材料特性，不同的损失因子的粘弹消音片，对于系统的不稳定度影响是不同的。

参考文献：

[1]Nishiwaki M. Generalized theory of brake noise[J]. ProcInstnMechEngrs， 1993， 207：195-202

[2]Rhee S K， et al. Friction induced noise and vibration of disk brake [J]. Wear， 1989， 133： 39-45.

[3]Nishiwaki M， Harada，H， Okamura H，et al. Study on disc brake squeal[C]//SAE Paper.[S.l.]： SAE，1989：890864.

[4]Felske A. Hoppe G， Matth H. Oscillations in squealing disc brake-analysis of vibration modes by holographic interferometry[C]//SAE Paper.[S.l.]： SAE，1978：780333.

[5]KINKAID N ， OREILLY O ， PAPADOPOULOS P.Automotive disc brake squeal[J]. Journal of Sound and Vibration，2003，267（1）：105-166.

[6]GUAN Dihua， SU Xindong，ZHANGFANG. Sensitivity analysis of brake squeal tendency to substructures modal parameters[J].Journal of Sound and Vibration，2006，291（1）：72-80.

[7]孫国辉，侯俊，张杰，等.抑制磐石制动器振动噪音的阻尼层研究[J].武汉理工大学学报，2010，32（6）：954-957.

[8]吕辉，于德介，谢展，等.基于响应面法的汽车盘式制动器稳定性优化设计[J].机械工程学报，2013，49（9）：55-59.

[9]侯俊.基于阻尼衬垫的汽车盘式制动器噪音机理研究：博士学位论文.武汉：武汉理工大学，2009.