不规则截面制动蹄的鼓式制动器制动尖叫的研究

不规则截面制动蹄的鼓式制动器制动尖叫的研究

不规则截面制动蹄的鼓式制动器制动尖叫的研究

JM.Lee

首尔大学机械与空间工程学院，San 56-1, Shinrim-dong,

Kwanak-ku, Seoul 151-742, Korea. E-mail: leejm@gong.snu.ac.kr

S.W.Yoo

首尔大学涡轮和动力机械研究中心（TPMRC），San 56-1,

Shinrim-dong, Kwanak-ku, Seoul 151-742. Korea, E-mail: sungwoo@ryu.snu.ac.kr

J. H. KIM

首尔大学先进机械和设计研究所，San 56-1, Shinrim-dong,

Kwanak-ku, Seoul 151-742, Korea

与 C. G. AHN

首尔大学工程科学研究所，San 56-1, Shinrim-dong,

Kwanak-ku, Seoul 151-742, Korea

（收于1999年10月19日，最终成型于2000年4月25日）

对于有着不规则截面制动蹄的鼓式制动器的稳定性分析，目的是通过部分的改变制动蹄的形状以找到简单有效减少鼓式制动器制动尖叫的方法。制动尖叫被看做是一种由使制动不稳定的鼓式制动器自激振动引起的噪声。当前，客车的鼓式制动器常用不规则截面制动蹄以减少制动尖叫。然而，这种不规则性对于制动尖叫的影响还没有从理论上分析过。在这个研究中，制动鼓与制动蹄分别被假定为一个规则的环和一个非规则的拱门来建立制动器模型。在这种合理的建模方法下，制动器自激振动的特性和它们与制动尖叫的联系将被基于模态测试的结果来进行讨论。当制动器设计参数对于制动尖叫的影响被确定，一个微小的横截面变化就用以减少制动尖叫。微小变化的影响通过噪声测试仪器测试进行核定。此外，不对称制动鼓的影响可以通过大量的累加来表示出来。

1.引言

尖叫是发生在车辆制动系统，公共交通系统等的重要的噪音问题。Kootwijk-Damman [1]和Nakai等人[2]已经完成了公共交通系统中铁道车轮的尖叫的研究，而McMillan [3]为理解铁道车轮尖叫的现象开发了一个非线性摩擦模型。许多关于车辆制动系统尖叫的研究也从20世纪20年代开始被执行。

对于制动尖叫的早期的研究相对于动摩擦系数，更注重静摩擦系数造成的“粘滑”，随后，摩擦速度负斜率以及“sprag-slip”现象被看做是引起尖叫的一个原因[4-8]。Millner提出了他的想法，即尖叫是一种由制动组件之间的耦合效应引起的动态不稳定性现象；这种耦合效应产生于制动组件之间常规力变化而引起的摩擦力变化之上[9]。他提出了关于鼓式制动器的一个新的理论模型，并且Okamura等人把他的模型进行大量细节的改进以更加真实的模拟一个鼓式制动器[10]。Lang等人，Chen等人，Zhu等人，及Hulten等等则继续了关于尖叫的研究[11-17]。Hulten提出了一个制动鼓和制动蹄被假设为分布式质量弹簧系统的鼓式制动器的模型。在这些研究中，探究了规则截面鼓式制动器制动尖叫。

不规则截面制动蹄常常运用于目前客车的鼓式制动器以减少制动尖叫。通过部分改变制动蹄形状而建立不规则截面，这种小变化是一种简单而有效的减少制动尖叫的方法。尽管改变形状这种方法还没有一套理论分析上的手段，但是可以通过观察感知和实验去确定。

本文就是解决对不规则截面制动蹄鼓式制动器的制动尖叫进行理论分析的问题。制动蹄的一个小变化将被做出用于减少制动尖叫，而变化的影响将通过噪声测试仪器测试进行鉴定。此外，对于制动鼓的大量累加的影响，Lang等将通过一个简单的二元震动模型进行研究并表示出来。

不规则截面制动蹄的鼓式制动器制动尖叫的研究

2.鼓式制动器动力特性的实验研究

在客车行驶测试中监测尖叫并测量3.1和5.1KHz频率的尖叫；在本文中主要处理3.1KHz频率的尖叫。尖叫是一种由制动部件和摩擦机构的动态作用引起的复杂现象。在这部分，将讨论制动鼓和制动蹄的动态特性的影响。进行模态测试来研究动态特性。从模态测试的结果中，我们发现制动部件的动态特性随着他们的装配和制动力的使用而变化。因此，实验研究将集中于制动系统中制动部件自由支撑状况下与施加制动力状况下的对比。

2.1.制动部件的动态特性

制动鼓与制动蹄的模态参数（没有组装）通过模态实验进行估计。图1是本研究中使用的制动鼓和制动蹄图，在实验中获得的FRF采集点显示在图上。制动蹄由网络与圆边组成；网络连接到圆边上以增强制动蹄的刚度。模态测试中FRF采集的次数被显示出来。制动鼓与制动蹄的FRF采集点数目分别为20和8个。

图1.制动鼓(a)与制动蹄(b)

表1.模态测试中提取的制动鼓与制动蹄在自由支撑状况下的固有频率

构件 制动鼓

制动蹄

模序 1d 2d 3d 1s 2s 3s

固有频率(kHz) 1.07, 1.10 2.62, 2.70 4.79 2.11 5.56 7.29

不规则截面制动蹄的鼓式制动器制动尖叫的研究

图2.模态测试中提取的制动鼓与制动蹄在自由支撑状况下的模态振型：(a)2d模式的制动鼓；

(b)2s模式的制动蹄

表1显示了从模态测试中提取的制动鼓与制动蹄在自由支撑状况下的固有频率，图2对2d模式与2s模式的模态振型进行了描绘。因为2d模式有两个类似于一对的固有频率，而只有一个模态振型在图2(a)中显示；另一个模态振型与图2(a)中的是一致的除了节点与反节点的位置。如图2所示，2d模式的模态振型非常类似于自由支撑环的第二类弯曲模型，而2s模式的模态振型同样也类似于自由支撑拱门的第二类弯曲模型

2.2.鼓式制动器总成的动力特性

对鼓式制动器总成进行的模态测试在同样的32bar制动力条件下进行。图3显示了鼓式制动器总成；衬片贴在制动蹄上，摩擦发生在衬片与制动鼓之间。制动鼓与制动蹄FRF采集点的数量分别为20个和16个（每个圆环底部有8个）。表2显示了鼓式制动总成的固有频率接近从驱动测试测量出来的尖叫频率，2a模式模态振型与3.1kHz频率尖叫的联系则显示在图4中。圆和圆环面在图中分别代表制动鼓与制动蹄。X标志表示在圆周方向上的对应位置（只显示了总成中的一个制动蹄）。在这个图中，制动鼓在2a模式中有着与在图2(a)中2d模式几乎一致的模态振型；当制动蹄配对到制动鼓并且施加了制动力时制动鼓几乎还是保持着自由支撑状态下的模态振型。因此，自由支撑的制动鼓的模态振型可以用于理论分析。然而，很难说当施加制动力时制动蹄也能保持自由支撑状态下的模态振型。如图4所示，制动蹄的模态振型是跟随制动鼓的那些模态振型变化的。

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