消聲片對汽車盤式制動器摩擦尖叫特性影響研究

袁 瓊

（重慶工業職業技術學院 車輛工程學院，重慶 401120)

隨著我國汽車工業的發展和人民物質生活水平的提高，我國汽車保有量大幅度增大。消費者對汽車的需求不再滿足于質量、設施配置的要求，車輛駕駛過程中的振動、噪聲和舒適性逐步受到重視[1]。制動摩擦噪聲是汽車噪聲的一個重要部分，存在于汽車的起步和制動過程，這種噪聲一方面會影響乘客的乘坐舒適性，另一方面也會加快制動盤和摩擦片的疲勞磨損，降低使用壽命，因此成為主機廠和制動廠商關注的重點問題[2－3]。

目前，對制動摩擦噪聲的抑制手段主要分為兩類，即：從聲源處進行摩擦噪聲控制和從傳播路徑上進行振動噪聲控制。從聲源角度考慮，研究者通過對摩擦副進行結構優化設計，力求從根源上抑制噪聲的產生[4－8]。張立軍等[4]、Ghazaly 等[5]和曾康等[6]均采用試驗和數值分析相結合的手段，對摩擦片和制動盤進行表面處理，從而實現對制動系統的減振降噪。但是，由于摩擦副表面的結構修改可能會對制動系統的使用壽命產生影響，并且降噪效果過于依賴表面結構壽命，即表面結構一旦失效則噪聲抑制效果迅速消失，因此在工業領域，廣泛使用第二種噪聲抑制手段，即：從傳播路徑上進行振動噪聲控制。

從傳播路徑的角度出發，研究者對制動消聲片展開了大量的研究[9－13]。消聲片實際上是一種阻尼減振片，利用阻尼的材料特性，將制動系統的振動能量轉化為熱能，進而在振動噪聲的傳播路徑上抑制制動噪聲。Mario 等[9]經研究發現摩擦片背板粘貼了消聲片后，制動系統在3 000 Hz附近趨于穩定，而在7 000 Hz附近不穩定性增加。朱琦[10]研究消聲片參數（結構布置形式、材料厚度、形狀）對尖叫噪聲的影響，提出最優降噪方案，并通過整車道路試驗驗證了方案的可行性。章偉堅[11]結合實驗設計手段探討了消聲片結構參數對制動系統穩定性的影響，為消聲片的結構優化設計提供理論依據。王文竹等[12]結合試驗和理論分析，驗證消聲片的粘貼位置和阻尼層厚度對制動噪聲有重要影響，且特定厚度的阻尼層將會得到最優的降噪效果。

以上研究對認識消聲片的減振降噪特性意義重大，但是早期大部分研究均采用簡化的制動盤-摩擦片模型，忽略其他部件的影響，模擬仿真的結果不具有較強的代表性，無法為真實制動器消聲片的應用與設計提供參考[11]。此外，關于消聲片結構參數與制動摩擦噪聲之間的內在聯系沒有得到很好解釋，缺少工程指導意義。基于以上分析，本研究對某乘用車前軸通風盤浮鉗式制動器進行研究，首先建立起浮鉗式制動器全尺寸有限元模型，對比分析了有/無消聲片狀態下的制動系統穩定性，探討采用消聲片改變制動摩擦尖叫特性的作用機理。進一步地，本研究探討了消聲片結構特征與制動系統穩定性之間的關系，提出了消聲片結構變化對制動系統穩定性的影響機理。以上研究結果為認識制動器摩擦噪聲以及消聲片的結構優化設計提供理論依據。

1 浮鉗式盤式制動器有限元模型與分析方法

1.1 浮鉗式盤式制動器有限元模型

在三維軟件SolidWorks中建立起浮鉗式盤式制動器三維模型，并導入有限元軟件ABAQUS中劃分網格，制動器有限元模型如圖1（a）所示。該模型主要包括有：制動盤、摩擦片、制動背板、保持架、制動卡鉗、液壓缸以及轉向節。考慮到制動盤和摩擦片結構形式較為標準，且兩者作為接觸部件其網格質量決定了計算精度，因此對上述兩個模型設置全局種子數（Global seeds），采用掃略（Sweep）方式直接對上述兩個部件劃分六面體單元網格（C3D8），有利于提高運算效率。對于形狀結構較不規則的部件，如制動卡鉗、保持架與轉向節等，則先對其進行部件分割，構建出能采用六面體單元進行網格劃分的區域，再采用四面體單元進行過渡，從而實現結構網格劃分。模型總單元數為442 309。

值得說明的是，文獻[4]中的研究對象和使用的材料同本文研究內容基本一致，也是典型的鑄鐵式制動盤、復合摩擦材料以及采用鋼材料為主的其他制動器部件，因此文獻[4]所提供的材料參數可作為本研究的參考。表1所示為各個部件的網格單元特性和材料參數。

表1 制動器模型各部件材料參數與網格特征

圖1（b）所示為模型邊界條件。設置制動盤與摩擦片、制動鉗與活塞、制動鉗指與鉗指側摩擦片、活塞與活塞側摩擦片、轉向節與制動盤之間均為面-面接觸（Surf-to-surf），滑移方式為小滑移（Small sliding）。鑒于本研究的重點為制動器的摩擦振動噪聲行為，因此制動盤和摩擦片之間的摩擦系數是本研究的重要參數之一。制動盤和摩擦片之間的摩擦系通常在0.3～0.6之間[14]，根據不同的工作狀態有所不同，且在大部分的研究中均集中在0.4～0.5 之間[15－16]，因此設置該摩擦系數值為0.45。對于其他摩擦副，由于它們的接觸面積相對非常微小，且非本研究的關注重點，因此設計為一個較小的值0.1[4]。分別在活塞表面和制動鉗體上施加制動載荷P1和P2，載荷值為10 MPa。活塞在液壓力P1的作用下，壓緊活塞側摩擦片，使得摩擦片壓緊該側制動盤面。與此同時，作用在制動鉗上的反向液壓力P2推動鉗體沿負Z向移動，從而帶動鉗指側摩擦片壓緊該側制動盤面。摩擦片在制動載荷P1和P2的作用下夾緊制動盤，在制動盤上產生與運動方向相反的制動力矩，迫使車輛減速完成制動。定義制動盤中心點為參考點RP1，設置RP1 與盤體之間約束為動力耦合約束，為模擬汽車制動后期的摩擦振動噪聲特性，定義該點繞Z軸轉動速度為6.28 rad/s[11]。約束摩擦片背板側耳處的轉動自由度，僅保留其沿Z 軸移動方向自由度。

圖1 浮鉗式制動器有限元模型和邊界條件

1.2 復特征值分析

在ABAQUS 中采用子空間投影法求解復雜系統的特征值問題[17－18]，首先構建系統動力學方程：

式中：[M]、[C]和[K]分別為系統的質量矩陣、阻尼矩陣和剛度矩陣，其中由于摩擦力的存在，因此[K]具有不對稱性。假設式（1）解的表達式為x(t)={φ}eλt，代入式（1）中可得：

λ即為系統特征值，{ψ}是所對應的特征向量。由于剛度矩陣不對稱，因此系統的特征值將表現為復數形式，即：

其中：αi是系統第i階特征值的實部，虛部ωi是系統振動頻率，用于描述系統的振蕩周期。因此方程式（1）的通解可以表示為：

當復特征值實部αi為正時，系統產生摩擦振動，振動幅值隨時間逐漸增大。定義阻尼比表達式為：ξi=-2αi/ωi，因此，如果阻尼比為負，系統將變得不穩定。阻尼比的大小反映了系統的振動強度，即阻尼比的絕對值越大時，系統產生振動的強度也越大。

1.3 消聲片結構設計

本研究采用的消聲片結構為由黏彈性材料與金屬組成的復合結構，其中由金屬承受載荷強度，由黏彈性材料提高阻尼，消聲片結構示意圖如圖2（a）所示。該結構是3層組合結構，內層是基板層，兩側上方粘貼阻尼材料，當外界激勵作用在該阻尼結構上時，基板與阻尼層都會相應地產生自由的壓縮與拉伸應變，應力與應變的部分由阻尼材料承受，阻尼材料將其中的部分振動機械能轉化成熱能，從而抑制了部分振動的產生。消聲片安裝在制動背板后部，在有限元模型中采用Tie方式與制動背板固定，如圖2（b）所示。消聲片結構材料參數如表2所示，其中橡膠阻尼值設置為0.08[19]。

圖2 消聲片結構示意圖與安裝形式

表2 消聲片各組成部分材料參數

2 制動器摩擦振動特性

2.1 浮鉗式盤式制動器摩擦尖叫預測

首先對無消聲片狀態下的制動器摩擦振動特性進行分析預測，圖3所示為當摩擦系數為0.45時，制動器在運動狀態下可能產生的阻尼比分布圖。可以看出，在0～12 000 Hz范圍內，制動系統共出現6個負阻尼比值，所對應的振動頻率分別為：1 799.1 Hz，3 747.6 Hz，5 668 Hz、7 775.9 Hz、9 067.6 Hz 和10 072 Hz，鑒于振動頻率大于1 000 Hz，因此制動器將會產生摩擦尖叫現象。同時，在制動器工作過程中，摩擦尖叫具有多頻耦合的特性。

圖3 無消聲片狀態下制動器在12 000 Hz范圍以內負阻尼比分布圖

分析阻尼比大小可知，制動器在頻率為7 575.9 Hz 處具有的阻尼比絕對值明顯高于其他頻率所對應的阻尼比值，因此可以推測制動器產生的摩擦尖叫在頻率為7 575.9 Hz處的能量最大，同理，制動器在工作過程中產生的9 067.6 Hz 的尖叫能量最小。進一步對制動器可能存在的尖叫模態進行分析，結果如表3所示。可以看出，制動系統的振動模態主要表現為制動盤的縱向運動，即為面外模態，同時伴隨有制動卡鉗、保持架以及摩擦片等部件的彎曲與扭轉運動，因此制動器的振動模態是不同部件以特定振型運動并相互耦合作用后的結果。可以推測，若在制動器中引入消聲片，并結合特定的結構設計方案，可以避免各個部件之間出現耦合作用，從而可能為改善制動器摩擦尖叫提供幫助。

表3 無消聲片狀態下制動器在12 000 Hz范圍內尖叫模態

2.2 消聲片對制動器摩擦尖叫影響

進一步對有消聲片狀態下制動器的摩擦尖叫特性進行分析，設計消聲片總厚度為1 mm，其中基板層厚度為0.5 mm，阻尼層厚度為0.25 mm。圖4所示為制動器產生的負阻尼比分布圖。可以看出，在制動器中加入消聲片后，摩擦尖叫得到了明顯的抑制。在0～12 000 Hz 范圍內，制動系統共產生6 個負阻尼比，所對應的振動頻率分別為：5 722.7 Hz，5 908.3 Hz，9 978.8 Hz、10 200 Hz、11 086 Hz 和11 142 Hz。對比無消聲片的狀態，可知當制動器中加入消聲片后，制動器在5 000 Hz 以內保持穩定，并不會出現1 700 Hz 和3 700 Hz 左右的尖叫頻率，這表明消聲片能夠有效地抑制較低頻的尖叫噪聲。但是，相比于無消聲片狀態，制動器出現了多個大于10 000 Hz的尖叫高階頻率，這是由于消聲片的存在改變了制動器模態耦合的階次，使得各個部件在更高階次發生模態耦合。

圖4 有消聲片狀態下制動器在12 000 Hz范圍以內負阻尼比分布圖

為進一步量化消聲片的減振降噪效果，同時考慮到尖叫噪聲所具有的多頻成分，研究中采用傾向性系數（Tendency of Instability）作為制動摩擦尖叫傾向和強度的評價指標[4]，其計算方法為：

式中：TOI 為制動尖叫傾向性系數，當它的值越大時，制動系統產生振動與噪聲的趨勢和強度越大，這也成為在多頻振動狀態下，制動系統穩定性強弱的主要判斷依據。通過計算可知，在無消聲片狀態下，制動器的尖叫傾向性系數TOI 值為118.47，相比之下，有消聲片狀態下的制動器尖叫傾向性系數TOI值下降為83.29。綜合以上分析可得，在制動器中引入特定結構、材料形式的消聲片，能夠有效降低系統的尖叫傾向和強度，尤其是在抑制低頻尖叫噪聲方面的效果顯著。

進一步對該狀態下制動器可能存在的尖叫模態進行分析，結果如表4所示。可以看出，在10 000 Hz以內，系統的尖叫模態主要表現為制動盤的面外模態，同時伴隨有摩擦片（含消聲片）子系統等的彎曲與扭轉運動。當頻率大于10 000 Hz 時，摩擦片（含消聲片）子系統的變形成為主要的振動模態，這進一步說明消聲片的存在改變了制動器模態耦合的階次，使得更高階次的頻率發生耦合。因此，在后續分析中，將對消聲片的結構特性與制動尖叫噪聲之間的關系展開深入研究。

表4 有消聲片狀態下制動器在12 000 Hz范圍內尖叫模態

3 消聲片結構對制動摩擦尖叫影響研究

3.1 基板厚度對制動摩擦尖叫影響

對消聲片的基板厚度進行研究，以檢驗不同基板厚度對制動器穩定性的影響。建立3種不同基板厚度的消聲片模型，如圖5所示。消聲片總厚度為1 mm，基板厚度分別為0.35 mm、0.5 mm和0.7 mm，選擇上述3種厚度基板的理由是對該基板的尺寸未存在明確的標準要求，目前不同厚度的基板在各類車型中均有使用。另外，本研究中不同厚度的基板分別表示基板厚度小于、等于和大于阻尼層厚度，相關結果更具有代表性。計算3種消聲片作用下制動器的阻尼比分布情況，如圖6（a）所示。可見當基板厚度較小時（0.35 mm），系統可能產生更多數量的尖叫頻率（8個），對應的阻尼比值（絕對值）也相對較大，即尖叫強度相對較大。當基板厚度增大為0.5 mm時，可能產生的尖叫頻率數量減少（6個），阻尼比值降低，尖叫強度顯著下降。當基板厚度進一步增大為0.7 mm時，雖然可能產生的尖叫頻率數量不變（6個），但是系統發生耦合的階次發生改變，出現了一些新的尖叫頻率，如4 500 Hz與9 000 Hz，且相應的阻尼比值（絕對值）也相對較大，尖叫傾向有增強的趨勢。進一步，對有/無消聲片共4 種狀態下的TOI值進行分析，結果見圖6（b）。可見，消聲片的存在明顯抑制了制動器產生尖叫的趨勢和強度，且在一定范圍內，隨著消聲片基板厚度的增大，制動器尖叫強度降低更加顯著，但是當基板厚度進一步增大時，制動器產生尖叫的趨勢和強度開始上升。因此，存在一個消聲片基板最佳厚度值，使得其減振降噪的效果最佳，而過度增大或減小消聲片基本厚度可能會惡化消聲片的降噪效果，導致尖叫強度開始上升。

圖5 不同基板厚度的消聲片結構示意圖

圖6 不同基板厚度消聲片的阻尼比分布和TOI對比

3.2 消聲片表面開槽對制動摩擦尖叫影響

考慮到消聲片直接與夾鉗鉗指和液壓缸相互接觸，并且負責將鉗指和液壓缸產生的作用力直接傳遞給制動界面，因此本部分嘗試對消聲片表面進行開槽處理，利用表面溝槽改變作用力的傳遞，從而改變制動界面應力分布，實現制動尖叫的調控與改善。考慮到鉗指在消聲片表面的作用力呈對稱分布，因此要改變力的傳遞效果，研究中直接對接觸面進行表面處理，即在消聲片表面加工出呈對稱分布的表面溝槽。另外，由于活塞缸位于一側消聲片的中間區域，因此開槽位置也布置于消聲片中間區域。在兼顧消聲片本身結構強度的前提下，研究中選用的溝槽寬度為2 mm，設計出的溝槽型消聲片如圖7（a）所示，消聲片總厚度為1 mm，其中基板厚度為0.5 mm，溝槽寬度為2 mm，深度為1 mm。對比無溝槽消聲片狀態下的制動器阻尼比分布情況，如圖7（b）所示。可見對消聲片進行表面結構處理后，系統出現尖叫頻率的數量發生下降，制動器并不會出現5 722 Hz 的尖叫噪聲，對應的阻尼值（絕對值）也更小，這說明消聲片的表面溝槽有利于進一步改善制動器的穩定性，抑制尖叫噪聲的強度和趨勢。對摩擦片的表面接觸應力分析結果如表5所示，可以看出，表面溝槽的存在使得接觸界面的應力分布更加均勻，最大應力值發生下降，從而削弱了界面能量堆積，改善了制動系統穩定性。

表5 摩擦片的表面接觸應力

圖7 消聲片表面溝槽結構圖和兩種消聲片下制動器阻尼比分布圖

4 結語

本研究建立起某車型浮鉗式盤式制動器有限元模型，采用復特征值分析法，探討消聲片改善制動摩擦尖叫特性的作用機理，并對消聲片結構與制動尖叫之間的關系進行研究。主要結論如下：

（1）制動器的不穩定振動模態主要表現為制動盤的“薄板式”面外模態，同時伴隨有制動卡鉗、保持架以及摩擦片子系統等的彎曲與扭轉運動，因此制動尖叫噪聲是多個部件發生模態耦合的結果，具有多頻耦合的特性。

（2）在制動器中引入特定結構與材料形式的消聲片后，能夠有效地抑制系統的尖叫傾向和強度。本研究中采用復合結構式消聲片能夠有效抑制5 000 Hz 以內的尖叫現象，但是不可避免地帶來更高階頻率耦合的結果，制動器出現了多個大于10 000 Hz的尖叫高階頻率。

（3）消聲片的基板厚度對消聲片的減振降噪性能影響顯著，在本模型中消聲片的基板存在一個最佳厚度值（0.5 mm），在該狀態下消聲片減振降噪的效果最佳，過度增大或減小消聲片基板厚度可能減弱降噪效果，尖叫強度開始上升。

（4）對消聲片進行表面開溝槽處理能夠改變制動力的傳遞特性，使得摩擦片表面的接觸應力分布更加均勻，削弱界面能量堆積，從而改善了制動系統的穩定性。以上分析結果對認識消聲片的減振降噪特性以及對其結構進行優化設計具有一定的工程指導意義。