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刹车尖叫:文献综述
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刹车尖叫:文献综述

浏览数量:20     作者:本站编辑     发布时间: 2018-09-05      来源:本站

抽象

  制动尖叫声通常落在1到16 kHz的频率范围内,自汽车制动系统问世以来,它一直是最困难的问题之一。它会引起客户的不满和增加保修费用。尽管自20世纪30年代以来已经对预测和消除制动尖叫进行了大量研究,但仍然很难预测它的发生。本文的特点和现状首先描述了解决制动尖叫问题所遇到的困难。然后给出了用于研究制动尖叫的分析,实验和数值方法的综述。刹车尖叫的一些挑战研究概述。版权所有。

 介绍

  自汽车制动系统问世以来,制动尖叫一直是汽车制动系统最棘手的问题之一。自20世纪30年代以来,已经开始研究预测和消除制动尖叫[1,2]。最初是鼓制动器由于其在早期汽车制动系统中的广泛使用而被研究。然而,盘式制动系统在现代车辆中被更广泛地使用并且已成为制动尖叫研究的焦点。

  图图1和图2示出了典型的具有“第一类”卡钳设计的盘式制动系统。盘式制动系统包括围绕车轮轴线旋转的转子。卡钳组件安装在车辆悬架系统上通过锚

刹车尖叫声(1)

图1.典型的'fi st'型制动系统。

制动尖叫(2)

图2.盘式制动系统的示意图。

托架。卡钳外壳可以通过两个销钉在锚固支架上滑动。带有模制摩擦材料的制动衬块也可以在锚固支架上滑动。活塞可以在卡钳壳体内滑动。当液压是如上所述,活塞被向前推动以将内垫压靠在转子上,同时,壳体沿相反方向被推动以将外垫压靠在转子上,从而产生制动扭矩。

与所有其他具有摩擦接口的应用一样,噪音和振动是制动应用的固有副产品。制动噪音和振动根据其频率分类为颤抖,呻吟,嗡嗡声,尖叫声,静噪和钢丝刷[3]。特别恼人的尖叫噪声通常落在1到16 kHz的频率范围内。

  制动尖叫是由制动系统的不稳定振动模式的振动产生的。在这种情况下,制动转子可以充当扬声器,因为它在表面上具有大的表面,可以容易地发出声音。发生的制动尖叫是一个问题,因为它会给车辆乘员带来很大的不适,并导致客户不满意和增加保修成本。不幸的是,对刹车尖叫的大量研究未能如此提供对其发生的完整理解或预测能力[1-26]。部分原因在于引起制动尖叫的机制的复杂性,部分原因是由于汽车的竞争性质行业,限制了公开文献中发表的合作研究的数量。

  尽管Yang和Gibson在1997年对制动尖叫进行了全面的回顾[4],但它在某种程度上集中在制动系统的材料方面。本文的目的是概述特征和目前在解决制动尖叫问题方面遇到困难,并回顾用于制动尖叫调查的分析,实验和数值方法。

制动尖叫的特征

  制动尖叫的最大原因之一是摩擦材料,因为在摩擦界面处发生尖叫激发,并且通常需要大约12个月才能完成摩擦材料的选择。这当然因此很难预先判断制动系统的尖叫倾向。而且,通常在制动系统的设计中,优先考虑诸如制动性能,成本和易于制造的要求。常见的由不同供应商制造的制动系统的不同部件的实践使问题复杂化。生产的大量车辆意味着即使在初始测试过程中发现了低尖叫倾向由于人口规模大得多,一旦车辆投入生产,制动系统就会成为一个主要问题。在开发阶段结束时的修改将有两个潜在的风险:

  (1)导致生产延迟并增加制动器和车辆制造商的成本,以及(2)导致产品未经充分验证且存在潜在的现场保修问题。

  制动器研究中最重要的并发症是刹车尖叫的逃逸性质;也就是说,制动尖叫有时可能是不可重复的。制动系统存在许多潜在的尖叫频率(不稳定模式)。每单个组件有自己的自然模式。人类听觉范围内转子的模式数量可能高达80.转子,卡尺,锚和垫的模态频率和模态形状将在这些部件变为现场安装。在制动应用期间,这些部件动态地耦合在一起,从而产生一系列耦合振动模式,这些模式与无部件振动模式不同。增加了摩擦力摩擦界面处的耦合力导致系统的刚度矩阵包含不对称的非对角耦合项。从稳定性的角度来看,这种耦合被认为是制动器的根本原因尖叫。在“相同”条件下,制动系统可能并不总是尖叫。或者,工作温度,制动压力,转子速度或摩擦系数的微小变化可能导致不同的尖叫声倾向或频率。图图3和图4显示了PBR Automotive Pty Ltd使用Rubore阻力型噪声测力计和AK噪声矩阵获得的制动尖叫的百分比,用于各种制动压力和温度分别。从图3中可以看出,制动尖叫的发生率和频率与制动衬块压力之间没有简单的关系。同样,温度的影响也会发生制动尖叫的频率非常复杂(图4)。

  由于上述设计无噪声制动系统的困难,消除制动尖叫的努力在很大程度上是经验性的,有问题的制动系统在逐个案例的情况下进行处理。这些成功经验因素取决于造成尖叫问题的机制。消除制动尖叫的最基本方法是降低衬垫材料的摩擦系数[5-7]。但是,这个显然降低了制动性能,并不是一种优选的应用方法。当有明显的垫弯曲振动时,在背板背面使用粘弹性材料(阻尼材料)会很有效[8,9]。更改通过改变制动衬块的形状,垫和转子之间的耦合也被发现是有效的[10,11]。已经成功的其他几何修改包括改变卡尺的厚度[12,13]安装支架[14,15],焊盘连接方法[16]和转子几何形状[17,18]。

刹车尖叫(3)

图3.制动尖叫的频率和制动片压力的变化。

刹车尖叫声(4)

图4.制动尖叫声随频率和温度的变化。

制动尖叫分析

  分析方法

  对刹车尖叫的最早研究表明摩擦系数随滑动速度的变化是原因[19]。不仅静摩擦系数和动摩擦系数之间存在差异,而且确实如此认为随着滑动速度的增加,动摩擦力的下降会导致粘滑状态并产生自激振动。然而,已经证明尖叫声发生在制动系统中,其动能系数摩擦力是恒定的[20],并导致分析制动系统的几何方面。

  Spurr提出了一种早期的sprag-slip模型,它描述了1961年的几何耦合假设[6]。考虑与滑动表面成角度θ倾斜的支柱,如图5(a)所示。其中μ是摩擦系数,L是负载。可以看出,当μ接近cotθ时,摩擦力将接近于刚度。当μ=cotθ时,支柱“晃动”或锁定,表面不再移动。斯普尔的楔形滑移模型由双悬臂构成,如图5(b)所示。这里,臂O0P相对于移动表面倾斜角度θ0。当P在摩擦力的影响下移动时,臂将围绕弹性枢轴O0旋转F达到spragging角度后。最终,与O0的旋转相反的力矩变得如此之大以至于O00P取代O0P,并且倾斜角度减小到θ00。现在可以释放存储在O0中的弹性能量并且O0P以与移动表面相反的方向摆动。该循环现在可以重新开始,从而产生振荡行为。

  其他人扩展了这个想法,试图更完整地模拟制动系统。 1967年,贾维斯和米尔斯在旋转圆盘上使用了悬臂摩擦[21],厄尔斯和索尔在1971年使用了圆盘模型[22],而北方介绍了他在1972年的八自由度模型[23]。这些努力的高潮是Millner在1978年发表的模型[24]。 Millner将盘,垫和卡尺建模为6自由度,集总参数模型并发现良好预测和观察到的尖叫之间的一致性。复数特征值分析用于确定哪些配置不稳定。研究的参数包括垫摩擦系数,垫材料的杨氏模量,和卡尺的质量和刚度。发现尖叫倾向随摩擦系数急剧增加,但在截止值0.28以下不会发出尖叫声。他发现,对于一个恒定的摩擦值,尖叫和尖叫频率的发生取决于衬垫材料的刚度(杨氏模量)。卡尺质量和刚度也显示出尖锐倾向高的明显狭窄区域。

这些模型的共同结论是,制动尖叫可能是由几何引起的不稳定性引起的,这种不稳定性不需要摩擦系数的变化。由于这些封闭形式的理论方法不能充分模拟实际制动系统中的组件之间的复杂相互作用,它们的适用性受到限制。然而,他们确实通过突出显示制动尖叫的机制提供了一些很好的见解制动系统发生时发生的物理现象。

  实验方法

  尖叫制动器的频率高度依赖于制动转子的固有频率[17]。因此,能够确定转子的振动模式是至关重要的。不仅会了解转子的振动模式有助于预测制动系统如何振动,但在制定对策以消除问题时也是必要的。除了弯曲之外还存在平面内模式模式是一个进一步的复杂性,并且有证据表明,平面内模式可能是某种类型的制动尖叫以及弯曲模式的原因[18]。

刹车尖叫(5)

图5.(a)单支柱摩擦移动表面; (b)防滑系统。

  加速度计为确定振动模式形状和系统的强制响应提供了有效的工具。图6(a)示出了通过实验确定的典型制动转子的弯曲模态形状。

  使用STAR MODAL软件创建模型,该软件由制动转子表面上的384个网格点组成。使用B& K 4374单轴加速度计和B& K,使用B& K 2032 FFT分析进行频率响应测量。8001阻抗头。用由随机噪声信号驱动的B& K 4810振荡器引入激发。不幸的是,加速度计所需的接触安装限制了它们在旋转制动部件上的使用。他们只能是用于分析静止制动部件,几乎不可能确定尖叫制动转子的模态形状。

  最近已经使用光学技术。特别是,双脉冲激光全息干涉测量法已成功应用于尖叫制动系统[16,17,25,26]。这使得耦合模式形状完整制动系统在发出尖叫声时确定。通过以振动物体的最大和最小振幅触发激光来产生全息图像。光路长度的差异,由变形的形状引起振动物体在全息板上产生干涉条纹图案。然后可以通过解释条纹图案来确定模式形状。

  全息干涉测量法的优点在于可以在尖叫时确定制动转子的模态形状。全息图像中可包括转子以及垫,锚支架和卡钳。该该技术可应用于安装在制动测功机上的制动系统。还可以包括悬架部件,例如主轴,弹簧和阻尼器,以模拟制动系统的汽车性能。

  在研究尖叫制动器中双脉冲全息术的价值的一个例子是Nishiwaki等人所做的工作。在1989年[17]。在正在研究的制动系统中,很明显振动的模式形状制动转子相对于制动钳是静止的。因此,模式形状相对于激发区域也是静止的。通过改变转子绕其旋转轴线的对称性来修改转子。该现在,修改后的转子的模态形状必须相对于激励区域旋转,从而防止转子在原始振动模式下振动。

刹车尖叫声(6)

图6.(a)实验弯曲模式形状; (b)FEA弯曲模式形状。

  数值方法

  有限元分析(FEA)已被用于制动尖叫的分析。制动部件的模态分析是可以容易地应用FEA的区域。图6(b)显示了制动转子的有限元模型。该模型由8700 Tet92实体单元是使用商业有限元代码ANSYS 5.6开发的。不幸的是,制动部件之间的耦合导致振动模式不同于各个部件的振动模式。因此,研究人员真正感兴趣的是能够模拟整个制动系统。

  完整制动系统建模的关键方面是部件之间的耦合,特别是转子/焊盘接口。接触刚度本身使用实验结果进行调整,但更困难的方面是介绍切向摩擦耦合。 Liles包括转子和衬垫之间的摩擦力耦合作为刚度矩阵中的非对角线项,并使用复杂的特征值分析来评估制动系统的稳定性[5]。

  一旦开发出模型,就可以确定不同参数的影响,例如摩擦系数,衬垫几何形状和厚度刚度。迪化和东营也采用了类似的方法来改进锚的设计支架[14]。这些研究人员和其他研究人员的工作表明,可以创建包含转子和衬垫之间摩擦耦合的模型。但是,几乎没有实验证据可以证实这些模型的准确性。它们可用于研究制动系统内不同参数的影响,但它们对重要摩擦界面建模的能力是有限的。由于工作温度变化很小,制动压力,转子速度或摩擦系数可能导致不同的尖叫倾向或频率(图3和4),使用数值方法准确预测制动尖叫需要准确确定在不同的操作条件下的材料特性(特别是摩擦材料)。此外,边界条件的适当建模,尤其是在各种组件之间的耦合很重要的情况下仍然是如此挑战。

未来的挑战

  目前,制动尖叫的研究主要集中在特定的制动系统或发电机制上。未来的挑战是能够开发通用技术和指南,以消除设计过程中的制动尖叫阶段。鉴于产生制动尖叫的机制的复杂性,似乎未来的一般指导方针还有一段路要走。就目前而言,特定制动系统的尖叫噪声的降低是可以实现的在每种情况下获得的额外知识增加了对刹车尖叫的整体理解。

  考虑到机构的复杂性以及缺乏足以引起制动尖叫的摩擦界面模型,制动系统的理论分析是困难的。但是,这不应该限制简化的发展模型作为有价值的见解可以获得。通过研究简化模型获得的理解可以帮助解释实验结果和开发改进的计算工具。

  FEA在刹车尖叫中的应用似乎提供了一些希望。商业软件包正在不断改进,其改进的建模功能和摩擦耦合能力正在提高。发展迅速在计算机辅助工程系统中,应该能够分析制动系统从制动性能到振动声学分析的各个方面,从而使制动器的设计具有最小的尖叫倾向和理想的制动性能。

  由于许多原因,实验方法仍将发挥重要作用。首先,它们提供比数值或纯理论方法更有效的分析工具。其次,诊断制动尖叫问题的原因可以通常只能通过实验找到。最后,尖叫问题解决方案的验证以及FEA模型的适用性只能通过实验手段来实现。最终将来消除制动尖叫声将通过实验结果和制动系统的最终测试来确认。

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