制动器振动噪声试验方法研究--汽车制动网

FRONTIER DISCUSSION | 前沿探讨1　引言随着社会的进步和汽车的快速发展，人们对于物质生活水平逐步提高，汽车已经成为大众出行最常用的交通工具。

人们对其汽车的舒适性提出更高要求，其中乘用车制动系统振动噪声直接影响驾乘人员的体验，同时也是汽车行业内比较关注的行驶品质之一，也是制动系统开发的重难点课题之一。

乘用车城市工况行驶时，会受到路面环境、制动工况、驾驶习惯等不同影响，最能真切的反映现实用户用车的环境以及状况，制动系统在制动过程中不可避免地产生剧烈的振动和噪声，噪声一方面影响驾乘人员的舒适性，另一方面会加速摩擦片、制动盘的磨损，从而降低制动系统的使用寿命，增加维护保养的成本。

制动噪音是指汽车在制动过程中产生刺耳的尖叫声或摩擦声，制动噪音不仅会成为严重的的噪音污染，还会使得车内的乘员产生不舒服的感觉，影响驾驶员驾驶。

乘客在城市工况行驶中，人们耳边经常听到尖锐刺耳的噪声，这种噪声就是制动系统噪声。

2　试验所需器材介绍2.1　振动加速度传感器应使用频响范围在100Hz～16kHz、质量小于5g的单向振动加速度传感器，传感器最高工作温度不低于200℃，注意所选择的加速度传感器应不受电磁干扰。

2.2　车速测量仪器车辆速度测量仪要求速度测试区间覆盖1km/h～200km/h，准确度优于±2%，采集频率不小于10Hz。

2.3　整车制动减速度传感器应使用测量范围为±1g，准确度优于±5%。

2.4　压力传感器量程不小于 10MPa，准确度优于±5%。

2.5　数据采集分析系统使用多通道数据采集分析系统，应具有自动记录制动噪声的能力，A/D转换分辨率不低于24bit。

数据采集分析系统中应使用抗混滤波和高通滤波，以消除混叠和趋势项的影响。

2.6　声学测量用于噪声测量的测量系统应满足GB/T3785.1电声学声级计规定的1型仪器的要求，频率范围至少要覆盖20kHz～20kHz的频率范围。

ＪｏｕｒｎａｌｏｆＭｅｃｈａｎｉｃａｌＳｔｒｅｎｇｔｈ２０２３，４５（３）：５６２⁃５６８ＤＯＩ：１０ １６５７９／ｊ．ｉｓｓｎ．１００１ ９６６９ ２０２３ ０３ ００８∗２０２１０９２４收到初稿，２０２１１２０７收到修改稿㊂∗∗詹㊀斌，男，１９８９年生，陕西人，汉族，广州汽车集团股份有限公司汽车工程研究院工程师，本科，主要研究方向为汽车底盘ＣＡＥ仿真分析㊂一种基于盘式制动器振动复特征值分析的噪声抑制方法∗ＡＮＯＩＳＥＳＵＰＰＲＥＳＳＩＯＮＭＥＴＨＯＤＢＡＳＥＤＯＮＣＯＭＰＬＥＸＥＩＧＥＮＶＡＬＵＥＡＮＡＬＹＳＩＳＯＦＤＩＳＣＢＲＡＫＥＶＩＢＲＡＴＩＯＮ詹㊀斌∗∗㊀陈融杰㊀㊀唐俊琦㊀㊀刘㊀浪㊀㊀吴奕东（广州汽车集团股份有限公司汽车工程研究院，广州５１１４３４）ＺＨＡＮＢｉｎ㊀㊀ＣＨＥＮＲｏｎｇＪｉｅ㊀㊀ＴＡＮＧＪｕｎＱｉ㊀㊀ＬＩＵＬａｎｇ㊀㊀ＷＵＹｉＤｏｎｇ（ＡｕｔｏｍｏｔｉｖｅＥｎｇｉｎｅｅｒｉｎｇＩｎｓｔｉｔｕｔｅｏｆＧｕａｎｇｚｈｏｕＡｕｔｏｍｏｂｉｌｅＧｒｏｕｐＣｏ．，Ｌｔｄ．，Ｇｕａｎｇｚｈｏｕ５１１４３４，Ｃｈｉｎａ）摘要㊀以某车型盘式制动器出现的３０００Ｈｚ制动噪声问题为研究对象，通过在台架上复现该频率噪声，利用激光多普勒测振技术获取该噪声频率下的工作变形模式（ＯｐｅｒａｔｉｏｎａｌＤｅｆｌｅｃｔｉｏｎＳｈａｐｅ，ＯＤＳ）㊂建立制动器的有限元模型，通过试验模态对有限元模型各部件材料参数进行标定，应用复特征值分析技术，获取系统不稳定模态的频率和振型㊂结合激光测振得到的振型结果通过相关性分析确认当前复特征值分析模型对该频率噪声的有效性㊂然后，针对此不稳定模态进行子结构贡献量及子结构模态贡献量分析并提出相应的优化方案，并对优化方案进行了台架试验且验证此方法有效㊂关键词㊀盘式制动器㊀制动噪声㊀激光测振㊀㊀复特征值分析㊀㊀相关性分析中图分类号㊀㊀Ｕ４６３ ５１㊀㊀Ａｂｓｔｒａｃｔ㊀Ｆｏｃｕｓｉｎｇｏｎｉｎｖｅｓｔｉｇａｔｉｎｇｔｈｅｂｒａｋｅｓｑｕｅａｌｐｒｏｂｌｅｍｏｆａｄｉｓｃｂｒａｋｅａｔ３０００Ｈｚ．Ｔｏｔｈｉｓｅｎｄ，ｔｈｅｎｏｉｓｅｏｆｔｈｉｓｆｒｅｑｕｅｎｃｙｉｓｒｅｐｒｏｄｕｃｅｄｏｎｔｈｅｂｅｎｃｈ，ｔｈｅｌａｓｅｒＤｏｐｐｌｅｒｖｉｂｒａｔｉｏｎｍｅａｓｕｒｅｍｅｎｔｔｅｃｈｎｏｌｏｇｙｉｓｕｓｅｄｔｏｏｂｔａｉｎｔｈｅｏｐｅｒａｔｉｏｎａｌｄｅｆｌｅｃｔｉｏｎｓｈａｐｅ（ＯＤＳ）ａｔｔｈｉｓｆｒｅｑｕｅｎｃｙ．Ｆｉｎｉｔｅｅｌｅｍｅｎｔａｎａｌｙｓｉｓ（ＦＥＡ）ｍｏｄｅｌｉｓｅｓｔａｂｌｉｓｈｅｄａｎｄｍｏｄｉｆｉｅｄａｃｃｏｒｄｉｎｇｔｏｔｈｅｅｘｐｅｒｉｍｅｎｔａｌｍｏｄａｌ．Ｔｈｅｃｏｍｐｌｅｘｅｉｇｅｎｖａｌｕｅａｎａｌｙｓｉｓｉｓａｄｏｐｔｅｄｔｏｒｅｔｒｉｅｖｅｔｈｅｃｏｍｐｌｅｘｅｉｇｅｎｖａｌｕｅｓａｎｄｍｏｄｅｓｈａｐｅｓ．ＴｈｅｃｏｒｒｅｌａｔｉｏｎａｎａｌｙｓｉｓｉｓｕｓｅｄｔｏｃｏｎｆｉｒｍｔｈａｔｔｈｅｃｏｍｐｌｅｘｅｉｇｅｎｖａｌｕｅｒｅｓｕｌｔｓａｒｅｖａｌｉｄｆｏｒｔｈｅａｃｔｕａｌｎｏｉｓｅＯＤＳｒｅｓｕｌｔｓ．Ａｆｔｅｒｗａｒｄｓ，ａｎａｌｙｓｉｓｏｆｔｈｅｃｏｍｐｏｎｅｎｔｓｃｏｎｔｒｉｂｕｔｉｏｎａｎｄｔｈｅｃｏｍｐｏｎｅｎｔｓｍｏｄａｌｃｏｎｔｒｉｂｕｔｉｏｎｏｆｔｈｉｓｕｎｓｔａｂｌｅｍｏｄｅａｒｅｕｓｅｄｔｏｐｒｏｖｉｄｅｃｏｒｒｅｓｐｏｎｄｉｎｇｓｔｒｕｃｔｕｒａｌｏｐｔｉｍｉｚａｔｉｏｎｐｌａｎ，ａｎｄａｂｅｎｃｈｔｅｓｔｈａｓｂｅｅｎｃａｒｒｉｅｄｏｕｔｔｏｖｅｒｉｆｙｔｈｅｅｆｆｅｃｔｉｖｅｎｅｓｓｏｆｔｈｉｓｍｅｔｈｏｄ．Ｋｅｙｗｏｒｄｓ㊀Ｄｉｓｃｂｒａｋｅ；Ｂｒａｋｅｎｏｉｓｅ；Ｌａｓｅｒｖｉｂｒｏｍｅｔｅｒ；Ｃｏｍｐｌｅｘｅｉｇｅｎｖａｌｕｅａｎａｌｙｓｉｓ；ＣｏｒｒｅｌａｔｉｏｎａｎａｌｙｓｉｓＣｏｒｒｅｓｐｏｎｄｉｎｇａｕｔｈｏｒ：ＺＨＡＮＢｉｎ，Ｅ⁃ｍａｉｌ：ｚｂ＿ｇａｃ＠１６３．ｃｏｍ，Ｆａｘ：＋８６⁃２０⁃２２９３２２９３Ｍａｎｕｓｃｒｉｐｔｒｅｃｅｉｖｅｄ２０２１０９２４，ｉｎｒｅｖｉｓｅｄｆｏｒｍ２０２１１２０７．０㊀引言㊀㊀制动噪声问题的解决与抑制多年来一直是汽车工程师及研究人员所面临的挑战，文献［１］最早提出采用有限元复特征值分析方法分析制动噪声问题，复特征值分析逐步成为业内比较流行的解决和抑制制动噪声问题的方法㊂然而，制动噪声的发生受温度㊁湿度等环境因素以及制动压力㊁车速等工况因素的影响，具有随机性及时变性特点，复特征值分析方法中线性化的假设缺乏对时变载荷和材料特性等非稳态的考虑［２⁃３］㊂复特征值分析方法缺乏对系统中阻尼特性的准确模拟，如系统中的结构阻尼㊁消音片材料的阻尼㊂同时，由于制造精度和加工工艺的影响，制动器部件的几何尺寸和系统的作用载荷等参数存在一定的波动性［４］㊂在进行有限元建模过程中虽然通过试验模态对仿真模型中各个零件进行标定是工程上的通用方法，但汽车制动器包含多个子零部件，各子零部件之间的非线性连接关系获取困难㊂以上这些因素都会导致复特征值计算的频率常常与实际噪声频率不符，出现频率的 过预测 和 欠预测 现象，也可能存在噪声频率吻合但振型不吻合的情况，限制了预测精度和可靠性㊂在以上现状下，本文提出采用非接触式激光测振技术获取制动噪声的工作变形模型，再结合有限元复特征值分析方法，对于某一特定频率噪声，即使模型中存在 过预测 ，当保证制动噪声仿真结果的不稳定模态频率和振型都与实测结果相近时，认为当前有限元模型对该频率的噪声有效可靠，可在此模型上开展对制动噪声的优化改进工作㊂本文以某乘轿车盘式制动器出现的３０００Ｈｚ噪声问题为研究对象，图１所示为其噪声台架试验结果；结㊀第４５卷第３期詹㊀斌等：一种基于盘式制动器振动复特征值分析的噪声抑制方法５６３㊀㊀合噪声台架试验㊁试验模态㊁激光测振等噪声测量及有限元复特征值分析技术探究噪声特征；利用激光多普勒测振技术多点㊁非接触㊁高精度测量的特点获取该频率噪声下的工作变形模式（ＯｐｅｒａｔｉｏｎａｌＤｅｆｌｅｃｔｉｏｎＳｈａｐｅ，ＯＤＳ），同时开展该制动器的有限元复特征值仿真分析，获取系统的不稳定模态振型㊂通过仿真结果与测试振型间相关性分析确认当前有限元模型对该频率噪声的有效性，最后基于该模型开展针对该频率噪声在制动器结构上的方案优化，并在台架上验证方案有效㊂图１㊀制动器台架噪声搜索试验结果Ｆｉｇ．１㊀Ｒｅｓｕｌｔｓｏｆｎｏｉｓｅｓｅａｒｃｈｔｅｓｔｉｎｂｒａｋｅｂｅｎｃｈ１㊀制动噪声工作振型测试㊀㊀近年来，随着测试技术不断发展和应用，除了采用传统的接触式加速度传感器以及测量麦克风对制动噪声和振动进行测量方法外，非接触测振计量技术在参与解决制动噪声问题过程中的应用也变得越来越普遍㊂文献［５］介绍了脉冲激光全息干涉㊁脉冲电子散斑干涉㊁激光多普勒测量技术在制动噪声测量中的最新应用和进展㊂文献［６］通过电子脉冲散斑干涉测量技术全自动测量获取到当发生制动噪声这一动态过程中制动盘完整的三维变形模式㊂文献［７⁃９］通过多普勒三维扫描激光测振仪获取制动器发生噪声时的工作变形模式，结合有限元复特征值分析对制动器结构进行方案优化来抑制制动噪声㊂非接触测振计量方法为深入了解制动噪声发生时的原因㊁观察及对比确认复特征值分析的振型结果㊁指导噪声改进方向等提供了更多的方便㊂１ １㊀试验台架搭建㊀㊀本文采用三维扫描式激光测振系统，其基于光学干涉效应和多普勒频移，测量从物体表面微小区域反射回的相干激光光波的多普勒频移［１０］，进而确定该测点的振动速度，获取制动器在发生噪声状态下的工作振型㊂图２（ａ）所示为制动噪声试验台架及其环境仓，在此基础上完成如图２（ｂ）中激光测试设备的固定连接后，分别对３个激光头进行２Ｄ扫描平面的建立；根据制动器实际坐标，建立３Ｄ扫描坐标系，进行３Ｄ激光点的校准；因制动器结构复杂及激光投射角度限制，激光投射制动器卡钳顶部时不能投射到卡钳卡爪侧的面，卡钳卡爪侧面测量时需借助镜面，因此本次测试过程将分成卡钳顶部及卡钳卡爪侧面两部分进行㊂图２㊀制动噪声及其工作振型台架试验Ｆｉｇ．２㊀ＢｒａｋｅｎｏｉｓｅａｎｄＯＤＳｔｅｓｔｒｉｇ如图３（ａ）所示，为了能更好地在后期将测试振型结果与有限元仿真结果进行相关性对比确认，本次试验的所有测点位置从有限元模型中导入，保持工作振型测试测点与仿真模型中的有限单元节点一一对应，且输出测点也分为卡钳顶部及卡钳卡爪侧面两个部分，导入可根据测点位置进行筛选㊂以卡钳顶部测点输出为例，如图３（ｂ）及图３（ｃ）所示分别为卡钳顶部测点及导入后的筛选结果，测点总计约２００个㊂图３㊀有限元输出的测点Ｆｉｇ．３㊀ＭｅａｓｕｒｉｎｇｐｏｉｎｔｆｒｏｍＦＥＡ１ ２㊀噪声复现及工作振型测试㊀㊀噪声复现过程严重影响制动噪声工作振型测试进程及振型结果，在进行测试前必须保证制动噪声能够在台架上稳定且持续发生㊂经在制动噪声试验台架上运行ＳＡＥＪ２５２１程序各个工况筛选出的能稳定持续复现３０００Ｈｚ制动噪声的工况为拖拽工况，油压维持８ｂａｒ，惯量台转速为１ｒａｄ／ｓ㊂以此工况在台架上运行，同时开启激光测振设备，激光测振仪即可自动对前期定义的测点进行一一测量㊂测量得到３０００Ｈｚ制动噪声的卡钳顶部及卡钳卡爪侧的工作振型如图４所示，振型以卡钳支架外梁中部及卡钳卡爪部分沿制动盘工作面法向的弯曲振动为主㊂㊀５６４㊀机㊀㊀械㊀㊀强㊀㊀度２０２３年㊀图４㊀３０００Ｈｚ的制动噪声工作振型Ｆｉｇ．４㊀ＯＤＳｏｆ３０００Ｈｚｂｒａｋｅｎｏｉｓｅ２㊀制动器有限元复特征值分析２ １㊀盘式制动器有限元模型㊀㊀如图５所示，本文涉及的某盘式制动器系统有限元模型由制动器及悬架两部分组成（以下简称 底盘角 ），其中制动器部分包括制动盘㊁卡钳本体㊁卡钳支架㊁导向销㊁内／外制动背板㊁内／外消音片㊁活塞㊁内／外摩擦片以及相关对手件，悬架部分包括各控制臂及减振器滑柱㊂２ ２㊀材料属性定义㊀㊀通过称重及试验模态对模型中各个子零部件的密度及弹性模量参数进行标定，保证采用所标定出的材料参数使各零部件在６０００Ｈｚ频率范围以内的自由模态仿真结果与试验模态结果误差在３％以内，限于篇幅，试验模态及仿真的标定过程本文不做详细描述㊂摩擦片为横观各向同性材料，其材料属性采用实测值进行设置，摩擦片材料参数如表１所示㊂２ ３㊀连接关系的定义㊀㊀模型中各个零件之间的连接关系表示零件之间的图５㊀盘式制动器有限元模型Ｆｉｇ．５㊀ＦＥＡｍｏｄｅｌｏｆｄｉｓｃｂｒａｋｅ表１㊀摩擦片材料参数Ｔａｂ．１㊀Ｐａｒａｍｅｔｅｒｓｏｆｆｒｉｃｔｉｏｎｐｌａｔｅｍａｔｅｒｉａｌｓ弹性模量Ｅｌａｓｔｉｃｉｔｙｍｏｄｕｌｕｓ／ＭＰａ泊松比Ｐｏｉｓｓｏｎᶄｓｒａｔｉｏ密度Ｄｅｎｓｉｔｙ／（ｇ／ｃｍ３）Ｅｘｘ９０００Ｅｙｙ９０００Ｅｚｚ４０００Ｇｘｚ２５００Ｇｙｚ２５００Ｇｘｙ３５００νｘｚ＝νｙｚνｚｘ＝νｚｙνｘｙ＝νｙｘ０ ３６０ ３６０ １３２ ５２相互作用，其定义方式对复特征值的分析结果具有重要影响，对于制动器部分结合制动器各零件结构和工作原理，在Ａｂａｑｕｓ软件中采用绑定㊁接触㊁刚性连接㊁弹簧单元等方式定义制动器角总成各零件之间的连接关系［１１］，对于悬架部分则采用铰接㊁衬套来定义各零件之间的连接关系，各连接关系设置示意图如表２所示㊂表２㊀制动器复特征值分析各零件的连接关系Ｔａｂ．２㊀Ｂａｋｅｃｏｍｐｌｅｘｅｉｇｅｎｖａｌｕｅａｎａｌｙｚｅｔｈｅｃｏｎｎｅｃｔｉｏｎｒｅｌａｔｉｏｎｓｈｉｐｓｏｆｅａｃｈｃｏｍｐｏｎｅｎｔ相互连接件名称Ｎａｍｅｏｆｉｎｔｅｒｃｏｎｎｅｃｔｉｎｇｐａｒｔ制动盘＆摩擦片Ｄｉｓｃ＆Ｆｒｉｃｔｉｏｎｍａｔｅｒｉａｌ钳体卡爪＆外侧摩擦片消音片Ｃａｌｉｐｅｒ＆Ｏｕｔｅｒｓｈｉｍ钳体油缸＆活塞Ｃａｌｉｐｅｒｏｉｌｃｙｌｉｎｄｅｒ＆Ｐｉｓｔｏｎ示意图Ｇｒａｐｈｉｃａｌ连接关系Ｃｏｎｎｅｃｔｅｄｒｅｌａｔｉｏｎ接触Ｓｕｒｆ⁃ｔｏ⁃Ｓｕｒｆ接触Ｓｕｒｆ⁃ｔｏ⁃Ｓｕｒｆ接触Ｓｕｒｆ⁃ｔｏ⁃Ｓｕｒｆ相互连接件名称Ｎａｍｅｏｆｉｎｔｅｒｃｏｎｎｅｃｔｉｎｇｐａｒｔ活塞＆内侧摩擦片背板Ｐｉｓｔｏｎ＆Ｉｎｎｅｒｂａｃｋｐｌａｔｅ卡钳支架＆导向销／定位销Ｃａｌｉｐｅｒｂｒａｃｋｅｔ＆Ｐｉｎ卡钳＆导向销／定位销Ｃａｌｉｐｅｒ＆Ｐｉｎ示意图Ｇｒａｐｈｉｃａｌ连接关系Ｃｏｎｎｅｃｔｅｄｒｅｌａｔｉｏｎ接触Ｓｕｒｆ⁃ｔｏ⁃Ｓｕｒｆ接触Ｓｕｒｆ⁃ｔｏ⁃Ｓｕｒｆ绑定Ｔｉｅ㊀第４５卷第３期詹㊀斌等：一种基于盘式制动器振动复特征值分析的噪声抑制方法５６５㊀㊀续表相互连接件名称Ｎａｍｅｏｆｉｎｔｅｒｃｏｎｎｅｃｔｉｎｇｐａｒｔ卡钳支架＆摩擦片背板Ｃａｌｉｐｅｒｂｒａｃｋｅｔ＆Ｂａｃｋｐｌａｔｅ控制臂＆转向节Ｃｏｎｔｒｏｌａｒｍ＆Ｋｎｕｃｋｌｅ悬架衬套Ｓｕｓｐｅｎｓｉｏｎｂｕｓｈｉｎｇ示意图Ｇｒａｐｈｉｃａｌ连接关系Ｃｏｎｎｅｃｔｅｄｒｅｌａｔｉｏｎ弹簧Ｓｐｒｉｎｇ球铰Ｓｐｈ衬套Ｂｕｓｈｉｎｇ２ ４㊀边界条件及分析步骤㊀㊀采用Ａｂａｑｕｓ／ｓｔａｎｄａｒｄ求解器进行以下分析：１）对制动器系统施加０ １ｂａｒ制动油压，进行非线性静力学分析，消除系统内部间隙，便于计算收敛㊂２）对制动器系统施加制动油压，进行非线性静力学分析，建立系统的接触应力⁃应变状态㊂３）对制动盘施加１ｒａｄ／ｓ的旋转运动，模拟制动盘和摩擦片之间的稳定滑动状态，进行非线性静力学分析，获取系统在给定载荷以及约束条件下完整的应力⁃应变状态，此时系统可能会产生刚度的不对称效应㊂以上三步的静力学分析考虑了摩擦㊁制动压力㊁车速和由于转动而产生的转动惯量以及通过螺栓或其他方式应用在制动系统中的预紧力㊂由于摩擦是一种非线性现象，静态接触分析的目的是计算在制动压力下摩擦片与制动盘之间的摩擦状态对制动系统刚度和阻尼的贡献㊂利用得到的接触状态描述了盘片之间的耦合，将非线性接触问题线性化，以便将非线性接触问题转化为线性问题，用于后续的模态动力学分析㊂４）对当前状态的制动器系统进行实特征值分析及提取㊂５）对当前状态的制动器系统进行复特征值分析及提取［１２⁃１４］㊂２ ５㊀噪声振型仿真与试验结果的相关性分析㊀㊀提取５０００Ｈｚ以内的复特征值分析结果，正的复特征值实部，此时系统是不稳定的，会随着时间推移使振动扩大，发展为强烈的自激振动，以噪声形式向外辐射能量［１５］㊂因而通过对系统特征值实部的分析，可以确认系统中不稳定且容易产生制动尖叫的模态㊂如图６所示为所提取的复特征值实部和频率的信息，出现的不稳定模态在９５０Ｈｚ及３０００Ｈｚ附近比较集中，说明其发生制动尖叫的倾向性及概率较大，集中在３０００Ｈｚ附近的不稳定模态与台架上出现的３０００Ｈｚ的噪声在频率上能够对应，而集中在９５０Ｈｚ附近的不稳定模态在台架上没有出现对应频率的噪声，属于 过预测 ㊂采用模态置信因子（ＭｏｄａｌＡｓｓｕｒａｎｃｅＣｒｉｔｅｒｉａ，ＭＡＣ）来对复特征值分析中的不稳定模态振型与噪声状图６㊀盘式制动器复模态分析结果Ｆｉｇ．６㊀Ｒｅｓｕｌｔｓｏｆｂａｋｅｃｏｍｐｌｅｘｅｉｇｅｎｖａｌｕｅａｎａｌｙｓｉｓ态下的工作振型进行比较，ＭＡＣ表示一对向量之间的相关程度，这一对向量可以是复模态向量㊁实模态向量或者外界激励工况下的响应向量：ＭＭＡＣｉｊ＝｜ϕｅＴｉϕａｊ｜２（ϕｅＴｉϕｅｉ）（ϕａＴｊϕａｊ）（１）式中，ϕｅｉ为试验模态的第ｉ阶振型；ϕａｊ为有限元分析的第ｊ阶振型；Ｔ为共轭转置；ＭＭＡＣｉｊ为第ｉ阶实模态与第ｊ阶复模态之间的相关程度，其值介于０ １之间，越接近１，两个振型的相似程度越高㊂图７（ａ）所示为前期通过激光测振得到的３０００Ｈｚ工作振型；图７（ｂ）所示为通过进行大量复特征值调试计算得到相关性较高的卡钳钳体及卡钳支架部分的３０００Ｈｚ不稳定模态振型㊂图７㊀ＯＤＳ测试与不稳定模态分析结果对比Ｆｉｇ．７㊀ＣｏｍｐａｒｉｓｏｎｏｆＯＤＳｔｅｓｔａｎｄｕｎｓｔａｂｌｅｍｏｄａｌａｎａｌｙｓｉｓ图８所示为各测点仿真振型结果与测试振型结果的相关性计算结果，整体ＭＭＡＣｉｊ计算结果为６８ ２％㊂基于以上复特征值分析的不稳定模态振型与噪声工作振型测试结果，二者频率相近，相关性为６８ ２％，振型㊀５６６㊀机㊀㊀械㊀㊀强㊀㊀度２０２３年㊀相似度较高，可确认当前的复特征值分析模型可以用于３０００Ｈｚ制动噪声的优化及抑制㊂图８㊀各测点ＭＡＣ统计Ｆｉｇ．８㊀ＳｔａｔｉｓｔｉｃｓｏｆＭＡＣａｔｅａｃｈｍｅａｓｕｒｅｐｏｉｎｔｓ３㊀３ｋＨｚ制动噪声的抑制㊀㊀针对上文已经确认的复特征值分析模型及不稳定模态，先通过子结构贡献量分析来确认系统中各子结构对不稳定模态的贡献，再通过子结构模态贡献量分析来确认各子结构模态的贡献，基于子结构贡献及子结构模态贡献来确认需要修改的子结构及其模态，为后续进行结构优化提供依据和指导㊂３ １㊀子结构贡献量分析及子结构模态贡献量分析㊀㊀采用Ａｂａｑｕｓ软件中的组件贡献因子（ＣｏｍｐｏｎｅｎｔＣｏｎｔｒｉｂｕｔｉｏｎＦａｃｔｏｒ，ＣＣＦ）插件进行子结构贡献量分析，子结构模态贡献量即计算子结构ｃ的自由模态与子结构ｃ在不稳定模态中的振型向量之间的相关性［１６⁃１７］㊂ＣＣＣＦ＝Ｗｃ｜ϕｋｃ｜２ðＮｃ＝１Ｗｃ｜ϕｋｃ｜２（２）式中，ϕｋｃ为系统不稳定模态ｋ中对应子结构ｃ的振型向量；子结构ｃ为系统中的任意组件，如制动盘㊁卡钳支架㊁卡钳壳体等；Ｎ为子结构数量；Ｗｃ为权重因子，是子结构ｃ的体积除以其节点数㊂表３所示为３０００Ｈｚ不稳定模态的子结构模态贡献量分析，可以看出，制动盘㊁内外制动背板㊁卡钳支架㊁卡钳壳体主要参与了系统不稳定模态，其中制动盘对系统的贡献最大㊂表３㊀子结构贡献量分析Ｔａｂ．３㊀Ｃｏｍｐｏｎｅｎｔｃｏｎｔｒｉｂｕｔｉｏｎｆａｃｔｏｒ子结构Ｓｕｂｓｔｒｕｃｔｕｒｅ子结构贡献量Ｓｕｂｓｔｒｕｃｔｕｒａｌｃｏｎｔｒｉｂｕｔｉｏｎ／％制动盘Ｄｉｓｃ５５ ６卡钳壳体Ｃａｌｉｐｅｒ１ ５支架Ｃａｌｉｐｅｒｂｒａｃｋｅｔ１ ８转向节Ｋｎｕｃｋｌｅ０ ０４内侧背板Ｉｎｎｅｒｂａｃｋｐｌａｔｅ３７ ９外侧背板Ｏｕｔｅｒｂａｃｋｐｌａｔｅ２ ７制动盘子结构模态贡献量分析如图９所示，制动盘第７㊁８㊁９阶自由模态主要参与了系统的不稳定模态，且第９阶模态参与度最高㊂将制动盘第９阶模态进行移频，以减少发生模态耦合的条件来抑制制动噪声的发生㊂图９㊀制动盘子结构模态贡献Ｆｉｇ．９㊀Ｃｏｍｐｏｎｅｎｔｍｏｄｅｃｏｎｔｒｉｂｕｔｉｏｎｆａｃｔｏｒｏｆｄｉｓｃ３ ２㊀抑制噪声的结构修改㊀㊀如图１０所示，将制动盘原渐开线通风筋改为雨滴状通风筋㊂图１０㊀制动盘通风筋的修改Ｆｉｇ．１０㊀Ｍｏｄｉｆｉｃａｔｉｏｎｏｆｖｅｎｔｉｌａｔｅｄｒｉｂｏｆｄｉｓｃｂｒａｋｅ表４给出了修改前后制动盘的第６㊁７㊁８㊁９阶模态的对比，可以看出修改后的第６㊁７及第８㊁９阶同根模态得到降低，第６㊁７与第８㊁９阶模态间隔也由２８９Ｈｚ拉开到３６０Ｈｚ㊂表４㊀制动盘修改前后模态对比Ｔａｂ．４㊀Ｃｏｍｐａｒｉｓｏｎｏｆｄｉｓｃｂｒａｋｅｍｏｄａｌｂｅｆｏｒｅａｎｄａｆｔｅｒｓｔｒｕｃｔｕｒｅｍｏｄｉｆｉｃａｔｉｏｎ修改前Ｂｅｆｏｒｅｍｏｄｉｆｉｃａｔｉｏｎ修改后Ａｆｔｅｒｍｏｄｉｆｉｃａｔｉｏｎ阶次Ｏｒｄｅｒ频率Ｆｒｅｑｕｅｎｃｙ／Ｈｚ阶次Ｏｒｄｅｒ频率Ｆｒｅｑｕｅｎｃｙ／Ｈｚ６２５３２６２０９２７２５３４７２０９２８２８２３８２４５２９２８２９９２４５５针对修改制动盘后的方案进行有限元复模态分析，其仿真结果如图１１所示㊂㊀㊀修改制动盘后未出现３０００Ｈｚ的不稳定模态，说明系统不倾向于在该频率下发生制动噪声；新出现了２８００Ｈｚ的不稳定模态，但其振型已不具有３０００Ｈｚ噪㊀第４５卷第３期詹㊀斌等：一种基于盘式制动器振动复特征值分析的噪声抑制方法５６７㊀㊀图１１㊀修改制动盘后复特征值分析结果Ｆｉｇ．１１㊀Ｒｅｓｕｌｔｓｏｆｃｏｍｐｌｅｘｅｉｇｅｎｖａｌｕｅａｎａｌｙｓｉｓａｆｔｅｒｍｏｄｉｆｙｉｎｇｔｈｅｄｉｓｃｂｒａｋｅ声振型的特征㊂结合图１２所示制动噪声台架试验结果，修改制动盘的方案使３０００Ｈｚ制动噪声发生的概率大幅降低，ＳＡＥＪ２５２１验证程序共２３２１次制动过程中只出现两次对应频率的噪声，且工况已由拖拽变为前进或倒车制动，同时也未出现复特征值分析结果中的２８００Ｈｚ的噪声，可以说明２８００Ｈｚ不稳定模态属于 过预测 ，修改制动盘的方案对改进３０００Ｈｚ制动噪声问题是有效的㊂图１２㊀修改制动盘后台架噪声搜索试验结果Ｆｉｇ．１２㊀Ｒｅｓｕｌｔｓｏｆｎｏｉｓｅｓｅａｒｃｈｔｅｓｔｉｎｂｅｎｃｈａｆｔｅｒｍｏｄｉｆｙｉｎｇｄｉｓｃｂｒａｋｅ４㊀结论㊀㊀本文提出一种方法，在无法避免复特征值分析存在 过预测 和 欠预测 问题的现状下，针对某一频率的噪声问题，结合噪声台架测试㊁振动噪声测量及有限元复特征值分析，通过修改结构来抑制制动噪声㊂基于这种方法的描述，得到以下结论：１）在制动噪声台架上进行噪声搜索且稳定复现３０００Ｈｚ的制动噪声，利用三维扫描式激光测振仪获取制动噪声发生时的工作变形模式㊂２）结合试验模态及复特征值分析技术，建立基于底盘角总成的制动噪声有限元模型，并获取对应噪声频率下的不稳定模态㊂３）对复特征值分析结果与台架噪声工作变形模式进行相关性分析，确认当前有限元复特征值分析模型对分析该３０００Ｈｚ频率噪声的有效性㊂４）通过对３０００Ｈｚ不稳定模态进行子结构贡献量及子结构模态贡献量分析，提出相应的制动盘结构修改方案，在台架验证中使３０００Ｈｚ的噪声发生概率大幅降低，说明了结合激光测振及有限元复特征值分析方法对于抑制和改善制动噪声的可行性和有效性㊂参考文献（Ｒｅｆｅｒｅｎｃｅｓ）［１］㊀ＧＲＥＧＯＲＹＤＬ．Ａｎａｌｙｓｉｓｏｆｄｉｓｃｂｒａｋｅｓｑｕｅａｌｕｓｉｎｇｆｉｎｉｔｅｅｌｅｍｅｎｔｍｅｔｈｏｄｓ［Ｃ］．ＳＡＥ，１９８９：８９１１５０．［２］㊀张立军，刁㊀坤，孟德建，等．摩擦引起的振动和噪声的研究现状和展望［Ｊ］．同济大学学报（自然科学版），２０１３，４１（５）：７６５⁃７７２．ＺＨＡＮＧＬｉＪｕｎ，ＤＩＡＯＫｕｎ，ＭＥＮＧＤｅＪｉａｎ，ｅｔａｌ．Ｆｒｉｃｔｉｏｎ⁃ｉｎｄｕｃｅｄｖｉｂｒａｔｉｏｎａｎｄｎｏｉｓｅｒｅｓｅａｒｃｈ：ｔｈｅｓｔａｔｕｓｑｕｏａｎｄｉｔｓｐｒｏｓｐｅｃｔ［Ｊ］．ＪｏｕｒｎａｌｏｆＴｏｎｇｊｉＵｎｉｖｅｒｓｉｔｙ（ＮａｔｕｒａｌＳｃｉｅｎｃｅ），２０１３，４１（５）：７６５⁃７７２（ＩｎＣｈｉｎｅｓｅ）．［３］㊀吕红明，张立军，余卓平．汽车盘式制动器尖叫研究进展［Ｊ］．振动与冲击，２０１１，３０（４）：１⁃７．ＬÜＨｏｎｇＭｉｎｇ，ＺＨＡＮＧＬｉＪｕｎ，ＹＵＺｈｕｏＰｉｎｇ．Ａｒｅｖｉｅｗｏｆａｕｔｏｍｏｔｉｖｅｄｉｓｃｂｒａｋｅｓｑｕｅａｌ［Ｊ］．ＪｏｕｒｎａｌｏｆＶｉｂｒａｔｉｏｎａｎｄＳｈｏｃｋ，２０１１，３０（４）：１⁃７（ＩｎＣｈｉｎｅｓｅ）．［４］㊀吕㊀辉，于德介．随机参数汽车盘式制动器稳定性分析［Ｊ］．振动工程学报，２０１４，２７（５）：６４７⁃６５３．ＬÜＨｕｉ，ＹＵＤｅＪｉｅ．Ｓｔａｂｉｌｉｔｙａｎａｌｙｓｉｓｏｆａｕｔｏｍｏｔｉｖｅｄｉｓｃｂｒａｋｅｓｙｓｔｅｍｗｉｔｈｒａｎｄｏｍｐａｒａｍｅｔｅｒｓ［Ｊ］．ＪｏｕｒｎａｌｏｆＶｉｂｒａｔｉｏｎＥｎｇｉｎｅｅｒｉｎｇ，２０１４，２７（５）：６４７⁃６５３（ＩｎＣｈｉｎｅｓｅ）．［５］㊀ＣＨＥＮＦ，ＢＲＯＷＮＧＭ．Ｒｅｃｅｎｔａｄｖａｎｃｅｓｉｎｂｒａｋｅｎｏｉｓｅａｎｄｖｉｂｒａｔｉｏｎｅｎｇｉｎｅｅｒｉｎｇｕｓｉｎｇｌａｓｅｒｍｅｔｒｏｌｏｇｙ［Ｊ］．ＯｐｔｉｃａｌＥｎｇｉｎｅｅｒｉｎｇ，２００３，４２（５）：１３５９．［６］㊀ＫＲＵＰＫＡＲ，ＥＴＴＥＭＥＹＥＲＡ．Ｂｒａｋｅｖｉｂｒａｔｉｏｎａｎａｌｙｓｉｓｗｉｔｈｔｈｒｅｅ⁃ｄｉｍｅｎｓｉｏｎａｌｐｕｌｓｅｄＥＳＰＩ［Ｊ］．ＥｘｐｅｒｉｍｅｎｔａｌＴｅｃｈｎｉｑｕｅｓ，２００１，２５（２）：３８．［７］㊀ＭＡＲＳＣＨＮＥＲＨ，ＲＥＣＫＷＥＲＴＨＤ．Ｉｎｎｏｖａｔｉｖｅｖｉｂｒａｔｉｏｎｍｅａｓｕｒｅｍｅｎｔｔｅｃｈｎｏｌｏｇｙｆｏｒｂｒａｋｅｄｅｖｅｌｏｐｍｅｎｔ［Ｊ］．ＡｕｔｏｍｏｂｉｌｅＴｅｃｈｎｉｓｃｈｅＺｅｉｔｓｃｈｒｉｆｔ，２００８，１１０（２）：１．［８］㊀詹㊀斌，孙㊀涛，沈炎武，等．基于复特征值分析的某盘式制动器制动尖叫问题改进［Ｊ］．振动与冲击，２０２１，４０（５）：１０８⁃１１２．ＺＨＡＮＢｉｎ，ＳＵＮＴａｏ，ＳＨＥＮＹａｎＷｕ，ｅｔａｌ．Ｉｍｐｒｏｖｅｍｅｎｔｏｆｂｒａｋｅｓｑｕｅａｌｏｆａｄｉｓｃｂｒａｋｅｂａｓｅｄｏｎｃｏｍｐｌｅｘｅｉｇｅｎｖａｌｕｅａｎａｌｙｓｉｓ［Ｊ］．ＪｏｕｒｎａｌｏｆＶｉｂｒａｔｉｏｎａｎｄＳｈｏｃｋ，２０２１，４０（５）：１０８⁃１１２（ＩｎＣｈｉｎｅｓｅ）．［９］㊀张兴林．基于激光测振仪和有限元分析解决制动噪声［Ｊ］．汽车实用技术，２０１９（２２）：７４⁃７７．ＺＨＡＮＧＸｉｎｇＬｉｎ．Ｓｏｌｖｉｎｇｂｒａｋｅｎｏｉｓｅｂａｓｅｄｏｎｌａｓｅｒｖｉｂｒｏｍｅｔｅｒａｎｄｆｉｎｉｔｅｅｌｅｍｅｎｔａｎａｌｙｓｉｓ［Ｊ］．ＡｕｔｏｍｏｂｉｌｅＡｐｐｌｉｅｄＴｅｃｈｎｏｌｏｇｙ，２０１９（２２）：７４⁃７７（ＩｎＣｈｉｎｅｓｅ）．［１０］㊀师汗民．机械振动系统［Ｍ］．３版．武汉：华中科技大学出版社，２０１４：２７７⁃２７８．ＳＨＩＨａｎＭｉｎ．Ｖｉｂｒａｔｉｏｎｓｙｓｔｅｍｓ［Ｍ］．３ｒｄｅｄ．Ｗｕｈａｎ：ＨｕａｚｈｏｎｇＵｎｉｖｅｒｓｉｔｙｏｆＳｃｉｅｎｃｅａｎｄＴｅｃｈｎｏｌｏｇｙＰｒｅｓｓ，２０１４：２７７⁃２７８（ＩｎＣｈｉｎｅｓｅ）．［１１］㊀刁㊀坤，张立军，孟德建，等．提高制动尖叫复模态有限元模型预测精度的方法［Ｊ］．汽车工程，２０１３，３５（１０）：９０８⁃９１４．ＤＩＡＯＫｕｎ，ＺＨＡＮＧＬｉＪｕｎ，ＭＥＮＧＤｅＪｉａｎ，ｅｔａｌ．ＩｍｐｒｏｖｅｍｅｎｔｏｆｐｒｅｄｉｃｔｉｏｎａｃｃｕｒａｃｙｏｆｂｒａｋｅｓｑｕｅａｌｗｉｔｈｃｏｍｐｌｅｘｍｏｄａｌＦＥｍｏｄｅｌ㊀５６８㊀机㊀㊀械㊀㊀强㊀㊀度２０２３年㊀［Ｊ］．ＡｕｔｏｍｏｔｉｖｅＥｎｇｉｎｅｅｒｉｎｇ，２０１３，３５（１０）：９０８⁃９１４（ＩｎＣｈｉｎｅｓｅ）．［１２］㊀吕㊀辉．不确定汽车盘式制动器系统的稳定性分析与优化［Ｄ］．长沙：湖南大学，２０１５：３２⁃３３．ＬÜＨｕｉ．Ｓｔａｂｉｌｉｔｙａｎａｌｙｓｉｓａｎｄｏｐｔｉｍｉｚａｔｉｏｎｏｆｕｎｃｅｒｔａｉｎａｕｔｏｍｏｔｉｖｅｄｉｓｃｂｒａｋｅｓｙｓｔｅｍｓ［Ｄ］．Ｃｈａｎｇｓｈａ：ＨｕｎａｎＵｎｉｖｅｒｓｉｔｙ，２０１５：３２⁃３３（ＩｎＣｈｉｎｅｓｅ）．［１３］㊀ＣＡＲＶＡＪＡＬＳ，ＷＡＬＬＮＥＲＤ，ＨＥＬＦＲＩＣＨＲ，ｅｔａｌ．ＥｘｃｅｌｌｅｎｔｂｒａｋｅＮＶＨｃｏｍｆｏｒｔｂｙｓｉｍｕｌａｔｉｏｎ⁃ｕｓｅｏｆｏｐｔｉｍｉｚａｔｉｏｎｍｅｔｈｏｄｓｔｏｒｅｄｕｃｅｓｑｕｅａｌｎｏｉｓｅ［Ｃ］／／ＳＡＥＴｅｃｈｎｉｃａｌ，２０１６⁃０１⁃１７７９，２０１６．［１４］㊀ＤＡＩＹ，ＬＩＭＴＣ．Ｓｕｐｐｒｅｓｓｉｏｎｏｆｂｒａｋｅｓｑｕｅａｌｎｏｉｓｅａｐｐｌｙｉｎｇｆｉｎｉｔｅｅｌｅｍｅｎｔｂｒａｋｅａｎｄｐａｄｍｏｄｅｌｅｎｈａｎｃｅｄｂｙｓｐｅｃｔｒａｌ⁃ｂａｓｅｄａｓｓｕｒａｎｃｅｃｒｉｔｅｒｉａ［Ｃ］／／ＡｐｐｌｉｅｄＡｃｏｕｓｔｉｃｓ，２００８（６９）：１９６⁃２１４．［１５］㊀吕㊀辉，于德介，陈㊀宁，等．引入不确定参数的汽车盘式制动器振动稳定性分析［Ｊ］．振动工程学报，２０１４，２７（６）：９００⁃９０６．ＬÜＨｕｉ，ＹＵＤｅＪｉｅ，ＣＨＥＮＮｉｎｇ，ｅｔａｌ．Ａｎａｌｙｓｉｓｏｆａｕｔｏｍｏｔｉｖｅｄｉｓｃｂｒａｋｅｓｙｓｔｅｍｓｖｉｂｒａｔｉｏｎｓｔａｂｉｌｉｔｙｂｙｉｎｔｒｏｄｕｃｉｎｇｕｎｃｅｒｔａｉｎｐａｒａｍｅｔｅｒｓ［Ｊ］．ＪｏｕｒｎａｌｏｆＶｉｂｒａｔｉｏｎＥｎｇｉｎｅｅｒｉｎｇ，２０１４，２７（６）：９００⁃９０６（ＩｎＣｈｉｎｅｓｅ）．［１６］㊀ＬＩＸＩＮＺ，ＡＬＥＸＷ，ＭＩＣＨＡＥＬＭ，ｅｔａｌ．Ｃｏｍｐｏｎｅｎｔｃｏｎｔｒｉｂｕｔｉｏｎａｎｄｅｉｇｅｎｖａｌｕｅｓｅｎｓｉｔｉｖｉｔｙａｎａｌｙｓｉｓｆｏｒｂｒａｋｅｓｑｕｅａｌ［Ｃ］／／ＳＡＥＰａｐｅｒ，２００３⁃０１⁃３３４６，２００３．［１７］㊀匡㊀博．盘式制动器制动噪声有限元分析［Ｄ］．长沙：湖南大学，２０１３：４２⁃４３．ＫＵＡＮＧＢｏ．Ｆｉｎｉｔｅｅｌｅｍｅｎｔａｎａｌｙｓｉｓｏｆｄｉｓｃｂｒａｋｅｎｏｉｓｅ［Ｄ］．Ｃｈａｎｇｓｈａ：ＨｕｎａｎＵｎｉｖｅｒｓｉｔｙ，２０１３：４２⁃４３（ＩｎＣｈｉｎｅｓｅ）．。

《汽车制动噪声道路试验测试系统开发与研究》一、引言随着汽车工业的快速发展，车辆性能与用户体验的提升日益成为关注的焦点。

其中，制动系统的性能尤为关键，因为它不仅涉及到车辆的安全性能，同时也与用户的使用体验密切相关。

在汽车研发与质量监控的过程中，汽车制动噪声的道路试验测试系统的开发与研究，已经成为提高车辆性能的重要一环。

本文旨在研究并开发一套高效、准确的汽车制动噪声道路试验测试系统，以提升汽车制动系统的性能与用户体验。

二、汽车制动噪声的来源与影响汽车制动噪声主要来源于制动器与刹车盘之间的摩擦，以及刹车系统内部的其他部件。

这种噪声不仅可能影响驾驶者的驾驶体验，还可能对其他道路使用者产生不良影响。

此外，不正常的制动噪声也可能是车辆制动系统出现问题的信号，如刹车片磨损过度、刹车盘变形等。

因此，对汽车制动噪声的准确测试和评估对于提高车辆性能和保证行车安全至关重要。

三、汽车制动噪声道路试验测试系统的开发针对三、汽车制动噪声道路试验测试系统的开发针对汽车制动噪声的测试需求，我们开发一套高效、准确的汽车制动噪声道路试验测试系统。

此系统应包含以下几个关键部分：1. 数据采集系统：该系统将通过传感器来收集车辆在制动过程中的声音、振动和其他相关数据。

这包括使用声音传感器捕捉制动时的声音，使用加速度传感器捕捉车辆的振动等。

所有这些数据都将被实时传输到数据处理和分析系统。

2. 数据分析与处理系统：此系统将负责处理和分析从数据采集系统接收到的数据。

通过特定的算法，系统可以分析出制动噪声的频率、强度等特性，并判断出制动系统的性能状况。

此外，系统还应能对数据进行存储和记录，以便后续分析和比较。

3. 模拟与测试环境：为了模拟各种不同的驾驶和制动条件，我们应建立一个包含不同路况、车速和制动强度的测试环境。

这将帮助我们更全面地评估制动噪声在不同情况下的表现。

4. 用户界面：用户界面将用于控制整个测试系统的操作，展示测试结果和数据分析结果。

汽车制动系统摩擦振动及噪声特性研究汽车制动系统摩擦振动及噪声特性研究摘要：汽车制动系统是整车安全的重要组成部分，而制动系统的摩擦振动及噪声特性对行车安全和驾驶舒适性有着重要的影响。

本文通过对汽车制动系统摩擦振动及噪声特性的研究，旨在提高制动系统的性能和质量，为改善驾驶体验和减少车辆噪音提供理论基础和技术支持。

1. 引言汽车制动系统是为了使车辆在行进过程中能够安全、准确地控制车速而设计的关键性系统。

制动器的摩擦振动及噪声问题一直以来都是汽车制造商和驾驶员关心的重要问题。

摩擦振动和噪声的产生不仅会降低制动系统的性能，还会对驾驶舒适性造成负面影响。

因此，研究汽车制动系统的摩擦振动及噪声特性对提高驾驶体验、减少车辆噪音具有重要意义。

2. 汽车制动系统的摩擦振动机制汽车制动系统的摩擦振动主要由制动盘和制动蹄片之间的摩擦运动引起。

当行驶中的车辆需要制动时，制动蹄片会受到压力，使其与制动盘之间产生摩擦，从而产生摩擦振动。

摩擦振动的主要机制包括初始接触、滑动接触、粘着接触和脱粘接触等过程。

这些接触过程会产生频率和振幅不同的振动信号，从而产生不同频段的噪声。

3. 汽车制动系统的噪声特性分析汽车制动系统的噪声特性主要包括频谱分析、时域分析和波形分析等方法。

频谱分析通过将制动系统产生的振动信号进行傅里叶变换，得到不同频率的振动成分，从而揭示噪声的频率分布规律。

时域分析通过对振动信号的波形进行实时采集和观测，分析噪声的时间特性。

波形分析通过分析制动系统振动信号的波形形态，揭示噪声信号的幅度和振幅变化规律。

4. 影响汽车制动系统摩擦振动及噪声特性的因素汽车制动系统摩擦振动及噪声特性受多种因素的影响，包括制动盘和制动蹄片的材料性能、制动盘和制动蹄片的表面粗糙度、刹车片温度和制动压力等。

这些因素的变化都会导致汽车制动系统的振动幅度和频率发生变化，从而影响制动系统的噪声特性。

5. 降低汽车制动系统噪声的方法为了降低汽车制动系统的噪声，需要综合考虑多种因素。

第31卷　第12期2009年6月武　汉　理　工　大　学　学　报JOURNA L OF WUHAN UNIVERSIT Y OF TECHN OLOG Y Vol.31　No.12　J un.2009DOI :10.3963/j.issn.167124431.2009.12.019汽车盘式制动器阻尼降噪试验研究侯　俊,过学迅(武汉理工大学汽车工程学院,武汉430070)摘　要:　针对汽车盘式制动器制动尖叫问题提出了阻尼减振降噪方法,并通过试验方法来研究阻尼降噪的效果。

对内制动块与分泵活塞之间、外制动块与制动钳内表面之间增加橡胶阻尼层的制动器进行了试验研究,并和未增加阻尼层的同一制动器进行了噪声对比。

结果表明在制动器底板上粘贴阻尼层会形成接触摩擦导致能量损耗,起到了减振降噪的作用。

关键词:　钳盘式制动器;　制动尖叫;　阻尼层中图分类号:　U 463.51文献标识码:　A 文章编号:167124431(2009)1220072203Experimental Analysis of Brake Squeal Noise with Use of Damping InsulatorHO U J un ,GU O X ue 2x un(School of Automobile Engineering ,Wuhan University of Technology ,Wuhan 430070,China )Abstract :　A damping insulator is added to the disc brake in order to reduce the brake squeal noise and experiments are taken to validate its damping effects.A contrasting research of the brake squeal with and without damping insulator was taken.The investigation shows that the damping insulator on the bottom layer of pads ,which is between the two relatively vibration sur 2faces ,leads to a contact friction energy loss and plays an important role in reducing vibration and noise.K ey w ords :　disc brake ;　squeal noise ;　damping insulator收稿日期:2009202213.作者简介:侯　俊(19802),男,博士生.E 2mail :derekhou @汽车在制动时所产生的振动和噪声,对汽车的使用性能有很大的影响,会降低零部件的寿命,使制动器的工作可靠性降低;影响制动稳定性;甚至导致零部件的早期损坏而造成严重的后果[123]。

第35卷第6期滨州学院学报2019年12月Vol.35,No.6Journal of Binzhou University Dec.,2019汽车盘式制动器制动噪声的分析与研究冯川(滨州学院机电工程学院，山东滨州256603)摘要：以某轻型汽车为研究对象，根据制动时的受力情况，建立盘式制动器三维模型，使用SYSNOISE求解器对不同制动初速度下的噪声强度进行分析。

在确定合适的边界条件和自由度后，完成临界条件下制动盘、制动片和制动支架的模态分析。

通过结果对比，总结不同频率下形变量的变化规律，并针对由共振引起的噪声问题提出初步解决方案。

关键词：盘式制动器；噪声分析；模态分析中图分类号：U461.3文献标识码：A DOI：10.13486/ki.1673-261&2019.06.012汽车盘式制动器在工作时，由于制动片和制动盘之间摩擦系数的变化，会导致两者接触时受力不均，造成刚度较小的制动盘和底板被加速从而产生制动噪声口」。

与此同时，制动衬片和制动盘间摩擦力的改变，也会使制动件在连续交变力的作用下发生自激振动,产生连续噪声。

这些污染噪声不仅会引起车上人员的不适及紧张,也会对车辆行驶的安全性与舒适性造成影响図。

因此，研究制动时振动噪声的产生机理，总结变化规律及特点,优化结构设计，有效降低噪声等级是十分必要的。

Abdelnaser A等建立了汽车盘式制动器的仿真分析模型，并计算得到了制动盘和制动块的固有频率，经过对比发现，相近的固有频率对制动噪声的产生有重要影响间。

吉林大学的李兵等人运用ANSYS软件，结合复模态分析方法和有限元理论,对汽车盘式制动器的15阶模型进行了计算分析。

结果表明，从第7阶模态开始出现噪声，第11阶模态的固有频率与噪声频率最为接近，因此在此模态下制动噪声最为严重⑷O1振动与噪声的基本理论物体的振动产生声波，两者之间存在必然的直接联系。

假设物体的复杂振动由多个不同频率的简谐振动组成,且各频率之间不成简单的正比关系，则该振动发出的声音是不和谐的，会使人产生烦躁和焦虑的情绪。

一、实验目的1. 研究汽车制动噪音的产生机理和影响因素；2. 评估不同制动系统的制动噪音水平；3. 探讨降低汽车制动噪音的有效措施。

二、实验背景随着汽车工业的快速发展，汽车噪音已成为城市环境污染的重要来源之一。

制动噪音作为汽车噪音的主要组成部分，对驾驶员和乘客的舒适性以及周边环境造成较大影响。

为了提高汽车制动系统的性能和降低制动噪音，本实验对汽车制动噪音进行了研究。

三、实验方法1. 实验设备：汽车制动噪音测试系统、声级计、数据采集器、计算机等；2. 实验对象：某型城市公交车；3. 实验步骤：（1）对汽车制动系统进行拆解，分析其结构和工作原理；（2）在实验车上安装声级计，测量不同制动系统下的制动噪音；（3）通过数据采集器采集声级计数据，并利用计算机进行数据分析；（4）对比不同制动系统的制动噪音水平，分析其产生原因；（5）提出降低汽车制动噪音的措施。

四、实验结果与分析1. 实验数据（1）实验车制动系统结构及工作原理分析；（2）不同制动系统下的制动噪音水平测量结果；（3）声级计数据采集及处理结果。

2. 实验结果分析（1）制动系统结构及工作原理分析汽车制动系统主要由制动盘、制动鼓、制动蹄、制动片、制动液、制动管路等组成。

制动系统的工作原理是通过制动液的压力将制动蹄与制动盘或制动鼓之间的摩擦力传递到车轮，从而实现减速或停车。

（2）不同制动系统下的制动噪音水平测量结果通过对实验车上不同制动系统的制动噪音进行测量，得到以下数据：制动系统A：制动噪音为80dB；制动系统B：制动噪音为85dB；制动系统C：制动噪音为90dB。

（3）声级计数据采集及处理结果通过对声级计数据的采集和处理，得到以下结果：制动系统A：制动噪音频率主要集中在2000Hz～5000Hz范围内；制动系统B：制动噪音频率主要集中在1500Hz～4000Hz范围内；制动系统C：制动噪音频率主要集中在1000Hz～3000Hz范围内。

3. 分析与讨论（1）制动噪音产生机理汽车制动噪音主要来源于制动盘、制动鼓、制动蹄、制动片等部件之间的摩擦。

车辆工程技术在车辆制动系统中噪音与振动控制的解决方案车辆噪音与振动控制是车辆工程技术中的一个重要方面，尤其在车辆制动系统中尤为突出。

噪音和振动不仅会影响驾驶体验，还可能给乘客和周围环境带来不适和危害。

因此，车辆制动系统的噪音与振动控制问题一直是车辆工程技术领域的研究重点。

本文将介绍一些解决方案，帮助降低车辆制动系统的噪音与振动。

首先，合理设计刹车盘和刹车片是解决车辆制动系统噪音与振动问题的关键。

刹车盘和刹车片之间的不平衡会导致制动时的振动增加。

为了控制振动，可以采用轻质但坚固的材料，并通过数值模拟和实验测试来精确计算刹车盘和刹车片的尺寸和形状。

此外，还可以采用渐变材料设计，以减少振动传导和噪音产生。

其次，制动系统的阻尼控制也是降低噪音和振动的有效方法。

增加阻尼可以减少振动的传播和反弹，从而降低噪音的产生。

在设计制动系统时，可以考虑添加阻尼材料或增加阻尼装置，以吸收和抑制振动能量。

此外，确保刹车系统的各个部件紧固可靠，并采用合适的阻尼控制系统，如减震器和阻尼垫片，也能有效控制噪音与振动。

此外，有效的隔音和隔振措施也是降低车辆制动系统噪音与振动的重要手段。

隔音材料可以被用于车辆制动系统组件的内部和外部，以吸收噪音和减少振动传递。

利用流体动力学原理，可以设计出具有隔音效果的组件和外壳。

此外，合理设计车辆的车身和底盘结构，采用隔振装置和减震器，也能有效降低车辆内部和外部的噪音和振动。

另外，定期维护和保养车辆制动系统也是保持其正常运行和减少噪音与振动的重要措施。

刹车盘和刹车片的磨损、松动或损坏可能导致噪音的产生。

通过定期检查和更换磨损部件，确保制动系统的良好工作状态，可以明显降低噪音与振动。

此外，合理调整刹车片的间隙和刹车片与刹车盘的接触面积，也能有效控制噪音与振动。

综上所述，车辆工程技术在车辆制动系统中噪音与振动控制的解决方案包括：合理设计刹车盘和刹车片，增加阻尼控制，采用隔音和隔振措施，以及定期维护和保养。