抑制制动器振动噪声的阻尼方法的探讨

抑制制动器振动噪声的阻尼方法的探讨张芳管迪华摘要:针对在盘式制动器制动块底板上粘贴一层阻尼层(InsulatingShim)的阻尼处理方法,首先指出制动块底板上阻尼层的减振机制在于粘弹性材料在接触面间表现出的摩擦作用,尤其取决于材料本身的迟滞效应。然后,定量分析了阻尼层对制动器噪声的抑制效果;利用能量等效原理将接触摩擦转换成系统中粘性阻尼后进行特征分析,考察系统稳定性。叙词:制动器,振动与噪声,阻尼降噪1制动器振动噪声问题概述车辆噪声是城市交通中主要的噪声污染源之一。随着车辆噪声法规的不断严格化,各种解决车辆内、外噪声的措施日益受到汽车工业界的重视。车辆的内部噪声已经能够降到很低的程度,而车辆的外部噪声,尤以制动噪声和车轮与地面接触作用噪声为主,变得更为突出起来。另外,制动器结构中取代能排放有害物质的石棉摩擦材料的金属摩擦材料的应用以及结构的轻量化,都会不同程度地改变制动器结构的动态稳定性,甚至致使制动器振动噪声问题恶化。制动器振动噪声问题得到了越来越多的关注,成为企业界迫切需要解决的问题之一。制动器振动噪声可发生的频率范围广,从几十赫兹到几万赫兹,其中尤以1～16kHz之间的制动器尖叫噪声最折磨人的听觉,严重影响车辆的舒适性和环保品质。文中所针对的就是频率高于2kHz的盘式制动器的尖叫问题。虽然制动器振动噪声的研究已有60多年的历史[1],但至今对制动器振动噪声的发生机理还没有达成完全一致的共识。文献[2]认为,导致制动器产生噪声的制动器振动是一种自激振动现象。摩擦副之间相互作用的过程除了提供车辆动能向热能转化的机制以实现制动的目的外,还向制动器系统内输入能量,形成自激振动的能量源。从振动信号中可以看到,随着制动器达到完全闭环耦合的过程,制动器是如何经历了初始刺激、振动发散直至稳定周期的极限环运动的,而在此之前系统是稳定的。虽然这是一种非线性振动现象,但是在平衡点附近建立线性化模型,通过特征分析探查系统的稳定性,从而分析该现象的机理并探讨解决方案是简便而有效的,符合工程要求。文献[2]还进一步指出,制动器系统的不稳定性与系统的结构参数匹配不当直接相关联。并提出了用制动器的闭环耦合模型作为分析该问题的基础模型工具。文献[3]在文献[2]的基础理论的指导下,建立了某一存在制动尖叫问题的盘式制动器的包括制动盘、内外制动块、制动钳以及制动器支架五个子部件在内的有限元模型,并利用模态综合技术得到整个系统的闭环耦合模型。该模型相当准确地反映了所要研究的盘式制动器的振动噪声现象,经过特征分析计算出的不稳定模态频率与试验得到的噪声频率相吻合。文献[3]还进一步提出了利用尖叫模态频率的构成子结构模态幅值影响系数来判断子结构的各阶模态对系统不稳定性倾向的影响,从中找出对系统不稳定性最具影响的子结构模态,并以此为目标进行结构修改。文献[5]在先前研究的基础上提出了“馈入能量”的分析方法,改进了文献[3]中分析方法的主要不足之处。该方法通过分析关键节点上起到关键作用的子结构模态,能进一步准确地把握子结构的设计参数对系统稳定性的影响,进而更为准确地指导模型的修改设计方案,为进一步展开深入的制动器产品结构设计及修改奠定了基础。此外,在抑制制动器振动噪声的分析方法不完善的情况下,有关制动噪声解决方案的更多报道是基于试验研究寻找结构修改的途径,成功的研究实例有Felska[6]抑制鼓式制动器噪声的解决方案以及Baba[7]抑制盘式制动器噪声的解决方案。2制动器的阻尼降噪手法在未掌握在设计阶段有效控制制动器振动噪声发生的情况下,以及对在线生产的制动器结构修改不现实的情况下,采用了较为灵便的振动控制手段。例如,20世纪70年代初,工厂采用在盘式制动器中制动块的底板上粘贴一层阻尼层的做法实现制动器结构减振降噪的目的[8-10]。这种阻尼粘贴层通常采用ARS复合层结构,如图1。制动器生产厂家从20世纪80年代就开始为汽车制造商提供带有阻尼层结构的制动器产品。但是,有关制动器阻尼降噪方法的理论研究很少,大多停留在试验研究基础上的实践。例如文献[8]、文献[9]中通过试验结果仅给出了几点定性的复合层结构设计的基本准则,如阻尼材料的阻尼效能、刚度、有效温度范围、耐久性等,而并未对该阻尼层结构对制动器动态稳定性的影响给以分析。文献[10]中也只给出了阻尼层对自由2自由状态下的制动块振动的作用效果。阻尼层在制动器结构中的真实效能一般要靠反复的尝试性试验来把握,这不仅耗时、耗资,而且依赖于设计者的经验,因而缺乏普遍指导意义。更值得注意的是,这种处理方法并非总是有效的,阻尼层对某类制动器的噪声起作用,而对于另外的制动器则完全不起作用的现象广泛存在。但由于没有有效的定量估计和预测的方法,往往使制动器噪声阻尼控制方法实践起来事倍功半。当然,缺乏准确可靠的制动器系统模型是阻碍理论分析进展的主要原因之一。此文在文献[2]、文献[3]、文献[5]研究的基础上,借助于相对准确的制动器闭环耦合有限元模型,定性地以及一定程度定量地讨论了如图1所示的阻尼控制手法对制动器振动噪声的抑制效果。3阻尼层在制动器系统中的减振机制设想在制动块的底板表面上粘贴一层如图1所示的单层阻尼结构。当制动块构件处于自由振动时,其表面的粘弹性材料由于材料内部应力应变间存在着迟滞效应而产生能量损失,可以达到部分减振的目的。图1阻尼粘贴层ARS结构将制动块放置在整个制动器系统中考虑。当实现制动时,内制动块与分泵活塞之间、外制动块与制动钳一内表面之间相互接触,因而铺设在制动块底板背面上的阻尼层实际是处于相互压紧且相对横向(x方向)运动的表面之间。所以,该阻尼层材料的耗能机制并非主要来自于如上所述的自由阻尼层效应,而是通过粘弹性材料在接触表面间的摩擦作用体现,称为接合阻尼效应。处于接触表面间的粘弹性材料的摩擦主要来自粘滞效应(AdhesionEffect)或迟滞效应(HysteresisEffect)[11,12]。用于制动块底板阻尼粘贴层的粘弹性材料通常选用丁腈橡胶或丙烯酸类橡胶[9]。同时,橡胶材料的摩擦特性也是高聚合物材料中的典型代表。因而,以下讨论虽然针对橡胶材料,但方法对其他粘弹性材料具有通用性。粘弹性材料在接触面间的粘滞效应主要存在于相对光滑(表面不平度在1000!量级上)且洁净的表面间,是两个表面上分子之间的作用力导致对相对运动的阻碍。它并不适用于制动器接触面间应用阻尼层的这种情况。在这种表面相对粗糙的情况下,接触面间的摩擦体现在迟滞效应中。如图2所示,以速度v滑动的橡胶层接触面上的任意一点经历了一个完整的表面波形时,该点也就经历了一次完整的应力变化周期,即式中l为表面不平度波长,如图2所示。在交变应力作用下,存在粘弹性材料内的应力应变迟滞效应必然导致内耗,形成粗糙的基底表面情况下的摩擦来源。粘弹性材料的迟滞型内耗与应力变化频率紧密相关,因而不难想象迟滞效应下的接触摩擦对速度的依赖性,而且,迟滞效应取决于粘弹性材料的内在性质。综上所述,制动块底板上粘贴阻尼层的作用被看成是接触面间的动摩擦,用滑动摩擦系数来表征。图2橡胶与基底表面间的接触4有阻尼层的制动器系统的建模要分析制动块与制动钳(或分泵活塞)之间的阻尼层的摩擦作用对整个制动器稳定性的影响,就需要将其引入到整个制动器的闭环耦合模型中。为了便于进行特征分析,不引入滑动摩擦系数的描述方式,而是通过能量等效的转换方法将该接合面间的动摩擦引入到制动器的整体结构模型中,主要基于以下两点考虑。(1)建立制动器的闭环耦合模型时,认为分泵作用在模型上的正压力始终保持不变,忽略制动块弯曲振动导致的微小的压力波动(文献[3]、文献[5]对尖叫的盘式制动器的试验和计算结果都表明压力波动非常小),因而内制动块和分泵活塞之间以及外制动块与制动钳接触表面之间的接合面上作用的动摩擦力大小可表示为Fc=μPA(2)式中μ为表面间的平均滑动摩擦系数,P为作用在分泵活塞上的压力,A为分泵活塞的有效作用面积,该力的方向与其所施加的对象的相对运动速度方向相反。(2)接合面间接合阻尼作用后的制动器振动模型(式(3))是在原制动器线性闭环耦合振动方程式(4)的右边添加一个常力项得到。式中M和K分别是按有限元方法得到的制动器各组成子部件的质量和刚度矩阵;Kf是由子结构部件之间的安装和联接关系确定的界面联接刚度矩阵;位移向量U由所有子部件各节点的平移自由度组成。上述模型中略去了结构材料本身的小阻尼。当在制动块的底板上粘贴阻尼层后,接合阻尼作用的结果使制动器原振动模型中增加了常力摩擦力项{Fc}。式(3)右侧的常数项的出现破坏了原制动器振动方程易于直接进行特征分析求解系统不稳定特征解的优点。因此,利用能量等效将阻尼层在接合面间的摩擦作用转化为系统中的粘性阻尼,即按条件给出阻尼矩阵[β],使下式成立。则式(3)被转化为只考虑一种最简单的情况,即阻尼矩阵[β]中所有的非零元素都是常数β0,非零元素的位置由存在接触面间相互作用的节点的位置确定,用只含0、1元素的一指示矩阵[P]指示。[β]=β0[P](7)利用式(6)分析接触面动摩擦对系统稳定性影响比较方便、直观。5模拟计算结果及分析首先说明的是,文中对阻尼层抑制制动噪声的讨论在相当程度上是定性的,当然所得定量结果对制动噪声的研究和抑制也具有一定的参考价值。另外,考虑到利用式(5)和式(7)计算出粘弹性阻尼系数β0时需要具体给出制动器结构中相应部件的振动幅值以及粘贴的阻尼层的滑动摩擦系数等,但又很难给出它们相当确切的估计。因而,直接设定粘弹性阻尼系数β0在一定范围(20N・s/m≤β0≤1000N・s/m)内,考察粘性阻尼大小对制动器系统稳定性的影响。考虑三种情况:只在内制动块底板上添加粘性阻尼;只在外制动块底板上添加粘性阻尼;同时在内、外制动块底板上添加粘性阻尼系数相同的粘性阻尼。对应每一种情况,都对制动器系统进行特征分析,得到的不稳定特征解分别参见表1、表2和表3。表1内制动块底板表面与分泵活塞之间的粘性阻尼效应对制动器系统稳定性的影响注:()内的数值分别表示不稳定特征值的实部和虚部表2外制动块底板表面与制动钳表面之间的粘性阻尼效应对制动器系统稳定性的影响表3内、外制动块底板表面同时考虑粘性阻尼效应时对制动器系统稳定性的影响原系统中存在两阶不稳定的模态,它们分别对应两个不稳定的特征解2114+222316i和1916+367916i。从表1可以直接看出内制动块添加粘性阻尼的结果使制动器系统原有的两阶不稳定模态对应特征解的实部都减小了,说明制动器在2224Hz和3680Hz频率上的尖叫倾向减弱了,一定程度地抑制了制动器系统的尖叫。同时,还看到随着粘性阻尼系数的增加,不稳定特征解的实部变得愈来愈小,抑制尖叫的效果变好,这是由于阻尼系数增加意味着阻尼层对振动能量的消耗增多的原因。特征分析的计算结果还表明原制动器系统两阶不稳定模态受到抑制的同时,粘贴阻尼层可能出现新的不稳定倾向,如可能发生在1838Hz、2664Hz或3990Hz三个频率上,在实际用阻尼层抑制制动器噪声的应用中确实出现过类似的现象。对外制动块添加粘性阻尼时(表2),也看到了符合上述论断的结果,只不过引入的新的不稳定模态分别处在3544Hz和3980Hz两个频率上。分别比较了三种添加粘性阻尼的方式对原系统这两阶不稳定模态的影响,见图3。图3(a)对应的是2224Hz的不稳定模态,图3(b)对应的是3680Hz的不稳定模态。可见,对于这两阶不稳定模态,内制动块上添加阻尼的效果都要优于外制动块上添加阻尼,在3680Hz改善效果更为明显。在两制动块上同时添加阻尼的效果可以看作是前两种情况的综合效应,与单独在内制动块上添加粘性阻尼的效果相差不多。(a)不稳定模态频率2224Hz(b)不稳定模态频率3680Hz内制动块添加粘性阻尼层外制动块添加粘性阻尼层--两制动块添加粘性阻尼层图3不稳定模态对应特征值实部随阻尼系数的变化文中所讨论的制动器,无论在实际使用中还是在台架试验中,尖叫总是发生在2200Hz左右的单一频率上,因而阻尼层对2224Hz的不稳定特征值的影响更具指导意义。此外,发生尖叫时,内