某汽車盤式制動(dòng)器制動(dòng)噪聲分析

何代澄

（南方天合底盤系統(tǒng)有限公司，重慶 402760）

汽車制動(dòng)器系統(tǒng)產(chǎn)生的噪聲會(huì)嚴(yán)重影響駕駛汽車的舒適性，進(jìn)而影響汽車產(chǎn)品的市場(chǎng)競(jìng)爭(zhēng)力，因此，對(duì)汽車開發(fā)過(guò)程中的制動(dòng)器系統(tǒng)產(chǎn)生的制動(dòng)噪聲的研究具有重要意義[1-2]。

有限元仿真分析方法可以有效縮短產(chǎn)品開發(fā)周期，已廣泛應(yīng)用到汽車及其零部件的開發(fā)過(guò)程中，以驗(yàn)證產(chǎn)品結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)的合理性[3-4]。在有限元仿真分析中采用復(fù)特征值法，可以有效預(yù)測(cè)制動(dòng)器系統(tǒng)發(fā)生噪聲的可能性，已得到了較多學(xué)者的認(rèn)可[5-8]。

因此，本文主要是基于復(fù)特征值法，建立某汽車盤式制動(dòng)器制動(dòng)噪聲分析的有限元仿真模型，包括從頻率、振型、負(fù)阻尼比、模態(tài)參與系數(shù)、模態(tài)應(yīng)變能等仿真結(jié)果進(jìn)行制動(dòng)器制動(dòng)噪聲分析，為汽車盤式制動(dòng)器系統(tǒng)的噪聲、振動(dòng)與聲振粗糙度（Noise, Vibration and Harshness, NVH）開發(fā)提供理論依據(jù)。

1 仿真分析方法

1.1 幾何模型

本文基于UG軟件進(jìn)行三維幾何設(shè)計(jì)建模，建立的某汽車盤式制動(dòng)器系統(tǒng)的三維幾何模型如圖1所示，包括制動(dòng)盤、制動(dòng)卡鉗、鉗體支架、活塞、制動(dòng)塊、消音片、回位彈簧、導(dǎo)向銷、輪轂軸承、轉(zhuǎn)向節(jié)等零部件。

圖1 幾何模型

1.2 仿真模型

本文基于ANSYS Workbench仿真分析平臺(tái)進(jìn)行仿真分析建模和求解計(jì)算，并采用HyperView軟件進(jìn)行仿真結(jié)果后處理查看，建立的某汽車盤式制動(dòng)器制動(dòng)噪聲分析的有限元仿真模型如圖2 所示。在劃分有限元網(wǎng)格前，需對(duì)該汽車盤式制動(dòng)器系統(tǒng)三維幾何模型中的一些細(xì)小特征進(jìn)行適當(dāng)?shù)暮?jiǎn)化，從而提高有限元網(wǎng)格的單元質(zhì)量，進(jìn)而縮短有限元仿真模型的求解計(jì)算時(shí)間，提高求解計(jì)算的收斂性和效率。此外，制動(dòng)塊的摩擦材料采用各向異性材料，其仿真參數(shù)如表1所示，其余零部件均采用線彈性材料，其仿真參數(shù)如表2所示。

圖2 仿真模型

表1 摩擦材料參數(shù)

表2 零部件材料參數(shù)

1.3 分析設(shè)置與求解控制

根據(jù)制動(dòng)器系統(tǒng)的裝配關(guān)系，定義適當(dāng)?shù)母髁悴考g連接關(guān)系，其中制動(dòng)盤與摩擦塊材料、摩擦塊背板與消音片、消音片與活塞及制動(dòng)卡鉗間的接觸定義為摩擦接觸，鉗體支架與導(dǎo)向銷、輪轂軸承與轉(zhuǎn)向節(jié)及制動(dòng)盤間的接觸定義為綁定接觸。制動(dòng)盤和制動(dòng)塊的摩擦系數(shù)設(shè)置為0.4，對(duì)制動(dòng)卡鉗活塞腔和活塞分別施加制動(dòng)液壓力，釋放制動(dòng)盤的旋轉(zhuǎn)自由度，同時(shí)分別約束轉(zhuǎn)向節(jié)的擺臂孔、轉(zhuǎn)向孔和減振孔的3個(gè)平動(dòng)自由度。

在ANSYS仿真軟件中采用APDL命令流的方式，進(jìn)行某汽車盤式制動(dòng)器系統(tǒng)的復(fù)特征值模態(tài)分析，包括：1）定義制動(dòng)盤和制動(dòng)塊的摩擦接觸對(duì)；2）建立系統(tǒng)的應(yīng)力-應(yīng)變狀態(tài)及接觸壓力分布結(jié)果；3）對(duì)制動(dòng)盤施加軸向旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)，形成非對(duì)稱剛度矩陣；4）運(yùn)用完全非線性攝動(dòng)模態(tài)分析法，并采用非對(duì)稱模態(tài)求解器進(jìn)行求解計(jì)算，求解頻率范圍為0～16 kHz。

2 仿真結(jié)果及分析

2.1 復(fù)特征值

圖3為某汽車盤式制動(dòng)器系統(tǒng)的復(fù)特征值分析結(jié)果，其中橫坐標(biāo)是復(fù)特征值的虛部，為振動(dòng)頻率；縱坐標(biāo)是復(fù)特征值的實(shí)部，為模態(tài)的穩(wěn)定系數(shù)，當(dāng)實(shí)部為正值時(shí)則表明該階模態(tài)不穩(wěn)定，易產(chǎn)生噪聲。從復(fù)特征值計(jì)算結(jié)果可以看出，頻率為5973 Hz、7170 Hz、7355 Hz、8337 Hz、9764 Hz、9870 Hz、10613 Hz、11435 Hz、11708 Hz、 11786 Hz、12049 Hz時(shí)制動(dòng)器系統(tǒng)的復(fù)特征值實(shí)部為正，表明該制動(dòng)器系統(tǒng)存在著這11階不穩(wěn)定模態(tài)頻率，其對(duì)應(yīng)的復(fù)特征值實(shí)部大小分別為30.4、7.5、16.2、45.5、1.3、8.1、6.1、36.7、4.6、25.8、7.0。由此可得出，頻率在8337 Hz時(shí)該汽車盤式制動(dòng)器系統(tǒng)的復(fù)特征值實(shí)部為最大值45.5，表明該汽車盤式制動(dòng)器系統(tǒng)在8337 Hz頻率附近發(fā)生制動(dòng)噪聲的可能性最大。

圖3 復(fù)模態(tài)計(jì)算結(jié)果

2.2 復(fù)模態(tài)振型

圖4 為某汽車盤式制動(dòng)器系統(tǒng)不穩(wěn)定模態(tài)頻率為8337 Hz時(shí)的模態(tài)振型，該階模態(tài)被認(rèn)為是最有可能引發(fā)該制動(dòng)系統(tǒng)噪聲的一階模態(tài)。

圖4 復(fù)模態(tài)計(jì)算得到的不穩(wěn)定模態(tài)振型

2.3 負(fù)阻尼比

圖5 為某汽車盤式制動(dòng)器系統(tǒng)的負(fù)阻尼比結(jié)果，可以看出該制動(dòng)器系統(tǒng)出現(xiàn)負(fù)阻尼的頻率分別為5973 Hz、7170 Hz、7355 Hz、8337 Hz、9764 Hz、9870 Hz、10613 Hz、11435 Hz、11708 Hz、 11786 Hz、12049 Hz，對(duì)應(yīng)的負(fù)阻尼比分別為-0.5097%、-0.1043%、-0.2198%、-0.5456%、-0.0130%、-0.0824%、-0.0577%、-0.3210%、-0.0395%、-0.2190%、-0.0579%。由此可得出，頻率在8337 Hz時(shí)該汽車盤式制動(dòng)器系統(tǒng)的負(fù)阻尼比為最小值-0.5456%，負(fù)阻尼的出現(xiàn)會(huì)導(dǎo)致系統(tǒng)的振蕩增大，表現(xiàn)為一個(gè)發(fā)散的不穩(wěn)定系統(tǒng)，同樣表明該汽車盤式制動(dòng)器系統(tǒng)在8337 Hz頻率附近發(fā)生制動(dòng)噪聲的可能性最大。

圖5 負(fù)阻尼比

2.4 模態(tài)參與系數(shù)

參與系數(shù)表示某階模態(tài)在某個(gè)方向上的質(zhì)量運(yùn)動(dòng)，可以用來(lái)表征在某一特定方向上某個(gè)振型在多大程度上參與了振動(dòng)。圖6為某汽車盤式制動(dòng)器系統(tǒng)不穩(wěn)定模態(tài)頻率為8337 Hz時(shí)在X、Y、Z方向的模態(tài)參與系數(shù)，可以看出，該汽車盤式制動(dòng)器系統(tǒng)在Z方向的參與系數(shù)值最大，表明該汽車盤式制動(dòng)器系統(tǒng)在Z方向受到動(dòng)載荷作用時(shí)，該汽車盤式制動(dòng)器系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)振動(dòng)響應(yīng)越大，進(jìn)而引發(fā)噪聲的可能性越大。

圖6 模態(tài)參與系數(shù)

2.5 模態(tài)應(yīng)變能

為了得到制動(dòng)器系統(tǒng)的能量分布情況，本文對(duì)某汽車盤式制動(dòng)器系統(tǒng)進(jìn)行了模態(tài)應(yīng)變能分析。首先，計(jì)算了整個(gè)制動(dòng)器系統(tǒng)的總應(yīng)變能，以及分別計(jì)算出制動(dòng)盤、制動(dòng)卡鉗、鉗體支架、活塞、制動(dòng)塊、導(dǎo)向銷、輪轂軸承、轉(zhuǎn)向節(jié)等零部件各自的應(yīng)變能。圖7為不穩(wěn)定模態(tài)頻率為 8337 Hz時(shí)對(duì)應(yīng)的模態(tài)應(yīng)變能云圖，可以看出， 8337 Hz時(shí)制動(dòng)盤為整個(gè)制動(dòng)器系統(tǒng)結(jié)構(gòu)中吸收能量最集中的部位。

圖7 模態(tài)應(yīng)變能云圖

進(jìn)一步計(jì)算出各個(gè)零部件的模態(tài)應(yīng)變能與整個(gè)制動(dòng)器系統(tǒng)的總應(yīng)變能的比值，確定該階不穩(wěn)定模態(tài)下各個(gè)零件的貢獻(xiàn)程度，為制動(dòng)器系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)提供參考。圖8為不穩(wěn)定模態(tài)頻率為 8337 Hz時(shí)各個(gè)零部件的模態(tài)應(yīng)變能與整個(gè)制動(dòng)器系統(tǒng)的總應(yīng)變能的比值，可以看出，8337 Hz時(shí)制動(dòng)盤和制動(dòng)塊的應(yīng)變能比值較大。

圖8 模態(tài)應(yīng)變能占比值

鑒于制動(dòng)盤和制動(dòng)塊的應(yīng)變能比值較大，進(jìn)一步提取出該汽車盤式制動(dòng)器系統(tǒng)不穩(wěn)定模態(tài)頻率為8337 Hz時(shí)制動(dòng)盤與制動(dòng)塊的模態(tài)振型，如圖9所示，可以看出，制動(dòng)盤和制動(dòng)塊之間發(fā)生模態(tài)耦合。

圖9 制動(dòng)盤與制動(dòng)塊不穩(wěn)定模態(tài)振型

由此可得出，8337 Hz時(shí)該制動(dòng)器系統(tǒng)的不穩(wěn)定模態(tài)，主要是由于制動(dòng)盤和制動(dòng)塊之間發(fā)生模態(tài)耦合引起的。因此，通過(guò)改進(jìn)制動(dòng)盤或制動(dòng)塊的結(jié)構(gòu)，包括改進(jìn)制動(dòng)盤的散熱筋尺寸參數(shù)、制動(dòng)盤厚度、制動(dòng)塊背板結(jié)構(gòu)、制動(dòng)塊背板厚度等，避免制動(dòng)盤和制動(dòng)塊之間在8337 Hz時(shí)發(fā)生模態(tài)耦合，可以有效消除該階不穩(wěn)定模態(tài)，從而防止該制動(dòng)器系統(tǒng)發(fā)生制動(dòng)噪聲。

3 結(jié)論

1）某汽車盤式制動(dòng)器系統(tǒng)頻率在 8337 Hz時(shí)，復(fù)特征值實(shí)部為最大值45.5，負(fù)阻尼比為最小值-0.5456%，均表明在8337 Hz頻率附近發(fā)生制動(dòng)噪聲的可能性最大。

2）某汽車盤式制動(dòng)器系統(tǒng)頻率在8337 Hz時(shí)，Z方向的參與系數(shù)值最大，表明在Z方向受到動(dòng)載荷作用時(shí)，該汽車盤式制動(dòng)器系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)振動(dòng)響應(yīng)越大，進(jìn)而引發(fā)噪聲的可能性越大。

3）某汽車盤式制動(dòng)器系統(tǒng)頻率在8337 Hz時(shí)，制動(dòng)盤和制動(dòng)塊的應(yīng)變能比值較大，且該不穩(wěn)定模態(tài)主要是由于制動(dòng)盤和制動(dòng)塊之間發(fā)生模態(tài)耦合引起的。