鼓式制動(dòng)器、摩托車剎車圈、Drum brake、輪轂剎車圈專業(yè)生產(chǎn)廠家無錫九環(huán)2022年5月7日訊 為了研究在工作狀態(tài)下制動(dòng)器摩擦片發(fā)生磨損后的制動(dòng)噪音問題，建立了均勻磨損和不均勻磨損兩種有限元模型。通過熱-結(jié)構(gòu)耦合模塊的仿真分析，得到均勻磨損和不均勻磨損兩種狀態(tài)在不同磨損量時(shí)的模態(tài)分布與振型，求出了各階固有頻率。采用復(fù)特征值法求出了系統(tǒng)不穩(wěn)定模態(tài)下的不穩(wěn)定系數(shù)。研究結(jié)果表明，兩種磨損狀態(tài)均對(duì)制動(dòng)器系統(tǒng)的穩(wěn)定性有一定影響，隨著磨損量的增大，制動(dòng)器的固有頻率呈下降趨勢(shì)，均勻磨損狀態(tài)下不穩(wěn)定模態(tài)的數(shù)值略有增加，不均勻磨損狀態(tài)下不穩(wěn)定模態(tài)的數(shù)值上升趨勢(shì)明顯，發(fā)生制動(dòng)噪聲的傾向顯著增加。通過分析不均勻磨損產(chǎn)生的原因，提出了相應(yīng)的改進(jìn)方法，為制動(dòng)器系統(tǒng)的進(jìn)一步優(yōu)化提供了理論依據(jù)。隨著人們生活水平的不斷提高，汽車作為日常交通工具，其安全性與平順性作為行駛品質(zhì)的標(biāo)準(zhǔn)也越來越受到汽車生產(chǎn)商與乘客的重視。制動(dòng)器作為汽車不可缺少的零部件，通過自身制動(dòng)盤與摩擦片的接觸產(chǎn)生摩擦阻力來控制車輛的行駛速度，以保證汽車的行駛安全，而伴隨著制動(dòng)所產(chǎn)生的摩擦顫噪成為了影響駕駛安全與乘坐舒適性的一大難題?，F(xiàn)在市場(chǎng)上廣泛使用且較為成熟的汽車制動(dòng)裝置的結(jié)構(gòu)形式主要有盤式與鼓式兩種，其中盤式結(jié)構(gòu)的制動(dòng)器具有機(jī)構(gòu)簡單、利于散熱、可靠性強(qiáng)、便于安裝維修等優(yōu)點(diǎn)，已成為現(xiàn)代家用轎車的主流形式。制動(dòng)器在長時(shí)間使用后會(huì)發(fā)生較為嚴(yán)重的磨損現(xiàn)象，理想狀態(tài)下，受到均布載荷作用的摩擦片與制動(dòng)盤之間的磨損是均勻分布的，但在實(shí)際運(yùn)行中制動(dòng)過程伴隨著摩擦熱的產(chǎn)生，而摩擦接觸區(qū)域不同位置的散熱條件不同，導(dǎo)致摩擦片制動(dòng)過程中溫度場(chǎng)的分布是非均勻的，進(jìn)而導(dǎo)致接觸區(qū)域不同部位的應(yīng)力不同，出現(xiàn)偏磨現(xiàn)象。在針對(duì)偏磨這種不均勻磨損現(xiàn)象的研究中，陳東等通過ABAQUS有限元軟件采用熱-結(jié)構(gòu)直接耦合的方法計(jì)算了緊急制動(dòng)過程中摩擦片在不同時(shí)刻溫度與接觸壓力的分布，并通過分析得到了新摩擦片工作的前期會(huì)發(fā)生切向偏磨，而偏磨達(dá)到一定程度時(shí)，摩擦片因自身形態(tài)的改變會(huì)影響偏磨的位置，使得摩擦的接觸面趨于均勻，故可將摩擦片的磨損看作是一個(gè)自適應(yīng)調(diào)節(jié)的過程。張方宇等則研究了制動(dòng)器熱應(yīng)力耦合狀態(tài)下磨損量的數(shù)值計(jì)算方法，并利用有限元軟件模擬了快速制動(dòng)過程中熱應(yīng)力耦合作用下摩擦片的磨損過程。現(xiàn)有文獻(xiàn)中對(duì)于已產(chǎn)生磨損的制動(dòng)器在摩擦生熱狀態(tài)下制動(dòng)器系統(tǒng)的噪聲問題未做深入研究，本文旨在通過熱-結(jié)構(gòu)耦合的方式，針對(duì)實(shí)際工況下因摩擦熱而產(chǎn)生大幅溫升的制動(dòng)器在兩種不同磨損狀態(tài)下的制動(dòng)噪聲問題進(jìn)行分析研究，為制動(dòng)系統(tǒng)的深層次優(yōu)化提供理論依據(jù)。
1 制動(dòng)噪聲的產(chǎn)生機(jī)理
汽車制動(dòng)是通過摩擦力來阻滯安裝在輪軸上制動(dòng)盤的旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)來實(shí)現(xiàn)的，而這個(gè)摩擦阻力是制動(dòng)盤與受壓摩擦片相接觸而產(chǎn)生的。制動(dòng)摩擦力以及制動(dòng)部件形態(tài)的變化會(huì)導(dǎo)致自激振動(dòng)，并產(chǎn)生噪聲。關(guān)于振動(dòng)噪聲產(chǎn)生機(jī)理的研究中，較為成熟的理論有：①黏性滑動(dòng)理論。當(dāng)接觸表面的動(dòng)摩擦系數(shù)與靜摩擦系數(shù)不一致時(shí)，不斷變化的摩擦力將自激振動(dòng)產(chǎn)生的能量源源不斷地引入系統(tǒng)，造成其穩(wěn)定性下降，產(chǎn)生制動(dòng)尖叫的現(xiàn)象。②模態(tài)耦合理論。當(dāng)制動(dòng)器工作時(shí)，如果存在具有相似特征的模態(tài)發(fā)生耦合，制動(dòng)系統(tǒng)將發(fā)生共振并引發(fā)制動(dòng)尖叫。研究表明，由于制動(dòng)盤轉(zhuǎn)速和溫度變化等因素的影響，制動(dòng)器的摩擦系數(shù)下降，出現(xiàn)黏滯滑移現(xiàn)象，使得各部件的振動(dòng)幅度相互疊加，導(dǎo)致共振，同時(shí)向周圍輻射振動(dòng)能量而形成噪聲。一般來說，制動(dòng)噪聲來源于剛度較小的摩擦片，該摩擦片同時(shí)會(huì)帶動(dòng)運(yùn)轉(zhuǎn)中的制動(dòng)盤而產(chǎn)生噪聲。根據(jù)振動(dòng)頻率的不同，制動(dòng)噪聲可分為以下3種：①頻率在100～1 000 Hz之間的低頻噪音，聲音較為低沉；②頻率在1 000～7 000 Hz之間的低頻尖叫，由轉(zhuǎn)動(dòng)盤的面外模態(tài)與摩擦片的彎曲模態(tài)耦合產(chǎn)生，噪聲刺耳；③頻率在7 000 Hz以上的尖銳刺耳的高頻尖叫盤，由轉(zhuǎn)動(dòng)盤面內(nèi)模態(tài)之間相互耦合產(chǎn)生。通過解析振動(dòng)方程的復(fù)特征值可求解制動(dòng)噪聲的發(fā)生頻率，針對(duì)計(jì)算量較大的復(fù)雜模型，可通過復(fù)模態(tài)求解得出，得到系統(tǒng)各階模態(tài)中的不穩(wěn)定模態(tài)及其各部件的共振頻率。
2 盤式制動(dòng)器模態(tài)與不穩(wěn)定系數(shù)分析理論
采用盤式制動(dòng)時(shí)，振動(dòng)模態(tài)是引發(fā)噪聲的主要因素。通過對(duì)系統(tǒng)的模態(tài)分析求解物體的固有頻率和振型，進(jìn)而可以解決系統(tǒng)自激振動(dòng)問題。相關(guān)動(dòng)力學(xué)方程為：式中：M為物體質(zhì)量矩陣；C為物體阻尼矩陣；K為系統(tǒng)剛度矩陣；
為節(jié)點(diǎn)加速度矢量；
為節(jié)點(diǎn)速度矢量；u為節(jié)點(diǎn)位移矢量；F(t)為系統(tǒng)受到的時(shí)變載荷函數(shù)。因阻尼對(duì)系統(tǒng)模態(tài)的影響較小，在模態(tài)分析中可以忽略。通過有限元分析軟件中的靜態(tài)結(jié)構(gòu)分析模塊，以模型的初始狀態(tài)為依據(jù)，設(shè)置載荷與接觸關(guān)系，能夠進(jìn)行預(yù)應(yīng)力模態(tài)分析。為了簡化計(jì)算，可以將阻尼忽略。設(shè)載荷函數(shù)F(t)=0，則系統(tǒng)在自由振動(dòng)狀態(tài)下的方程為：對(duì)式(2)可采取直接積分法或模態(tài)疊加法來求解，其中模態(tài)疊加法因原理更貼近應(yīng)用中的情況，故其應(yīng)用頻率高于直接積分法。模態(tài)疊加法通過將系統(tǒng)各部件固有頻率與其主要模態(tài)耦合的通用數(shù)學(xué)方程轉(zhuǎn)化為非耦合的獨(dú)立方程來求解。在M矩陣和K矩陣均為常數(shù)的線性振動(dòng)系統(tǒng)中，自由振動(dòng)的形式為如下的簡諧振動(dòng)：忽略阻尼條件，以基本特征值算法求解振動(dòng)方程：式中：[K]為剛度矩陣；[M]為質(zhì)量矩陣；{φ}i為特征向量，代表第i階自由振動(dòng)頻率下的振型；ωi為i階自振角頻率，代表第i階模態(tài)的固定頻率，即特征值。制動(dòng)時(shí)，摩擦力在系統(tǒng)內(nèi)產(chǎn)生耦合作用，此時(shí)的運(yùn)動(dòng)方程為：式中：μ是制動(dòng)器系統(tǒng)的摩擦因數(shù)。由式(6)分析可知，若摩擦力引起系統(tǒng)耦合，使得剛度矩陣不對(duì)稱，則對(duì)應(yīng)的特征矩陣不對(duì)稱，從數(shù)學(xué)角度看，在一定條件下，不對(duì)稱矩陣特征值的形式為復(fù)數(shù)。系統(tǒng)的特征值即為系統(tǒng)模態(tài)頻率，由控制理論得知，系統(tǒng)的復(fù)特征值的實(shí)部為負(fù)時(shí)，該系統(tǒng)為穩(wěn)定系統(tǒng)；反之，當(dāng)復(fù)特征值的實(shí)部為正時(shí)，該系統(tǒng)不穩(wěn)定。因此，在對(duì)制動(dòng)器的工作狀態(tài)求解時(shí)，若模態(tài)復(fù)特征值的實(shí)部為正，則為不穩(wěn)定模態(tài)，其工程表現(xiàn)為有噪聲傾向。故對(duì)制動(dòng)系統(tǒng)復(fù)模態(tài)求解即可實(shí)現(xiàn)對(duì)噪聲的預(yù)測(cè)。式中：s為系統(tǒng)復(fù)特征值；σ為特征值實(shí)部，也是系統(tǒng)的阻尼系數(shù)；ω為特征值虛部，也是系統(tǒng)的自然頻率。為衡量系統(tǒng)某階模態(tài)的不穩(wěn)定程度，將復(fù)模態(tài)的阻尼比ζ定義為：式(9)中的負(fù)號(hào)表示負(fù)阻尼，將模態(tài)不穩(wěn)定系數(shù)γ標(biāo)記為：若系統(tǒng)的某階復(fù)模態(tài)存在負(fù)阻尼，阻尼比為負(fù)數(shù)，則表示在此階模態(tài)下，阻尼不僅不消耗能量，反而向系統(tǒng)中反饋新的能量，從而引發(fā)自激振動(dòng)，故其為不穩(wěn)定模態(tài)。實(shí)際工況下，一般用不穩(wěn)定系數(shù)γ的值來區(qū)別不穩(wěn)定模態(tài)，當(dāng)γ>0.01時(shí)，視為不穩(wěn)定模態(tài)；反之，當(dāng)γ<0.01時(shí)，則視為穩(wěn)定模態(tài)。
3 盤式制動(dòng)器熱-結(jié)構(gòu)耦合模型
由于制動(dòng)過程會(huì)產(chǎn)生大量的熱，采用熱-結(jié)構(gòu)耦合分析法更符合真實(shí)工況。本文擬根據(jù)制動(dòng)器模型在不同時(shí)刻的熱流密度求得制動(dòng)器在不同時(shí)刻的溫度及熱應(yīng)力，然后通過熱應(yīng)力與結(jié)構(gòu)應(yīng)力的耦合分析，求得該模型的前30階自然頻率以及相應(yīng)振型圖，并根據(jù)其復(fù)特征值結(jié)果得到該系統(tǒng)的不穩(wěn)定模態(tài)，為進(jìn)一步的優(yōu)化提供參考依據(jù)。
3.1 制動(dòng)器摩擦熱流密度
所研究摩擦片的外徑為308 mm，內(nèi)徑為220 mm，包角為60°，制動(dòng)過程中制動(dòng)盤的初始速度為114 rad/s，均勻磨損狀態(tài)下施加在摩擦片上的制動(dòng)壓力為5 MPa，不均勻磨損狀態(tài)下制動(dòng)壓力為8 MPa，兩種狀態(tài)下制動(dòng)時(shí)間均為2 s。假定制動(dòng)過程中產(chǎn)生的所有熱量均被制動(dòng)盤和摩擦片所吸收，則摩擦接觸在一個(gè)微小面積dA上產(chǎn)生的熱量為：式中：η為零部件得到摩擦生熱量的比例；μ為摩擦系數(shù)；p(t)為零部件所受到的法向壓力；ω(t)為轉(zhuǎn)動(dòng)盤的角速度；r為摩擦半徑。式中：qd(r,t)為制動(dòng)盤的熱流密度；qp(r,t)為摩擦片的熱流密度；ρd、ρp分別為制動(dòng)盤、摩擦片的密度；cd、cp分別為制動(dòng)盤、摩擦片的比熱容；λd、λp分別為制動(dòng)盤、摩擦片的導(dǎo)熱系數(shù)。代入上述模型參數(shù)，可求得均勻磨損狀態(tài)下的摩擦熱流密度q1為：
3.2 仿真模型的分析與簡化
圖1所示為浮鉗盤式制動(dòng)器的實(shí)物圖，主要由制動(dòng)盤、摩擦片、制動(dòng)鉗、液壓缸與活塞等部分組成。圖2 所示為制動(dòng)器工作原理圖。當(dāng)剎車踏板被踩下時(shí)，剎車總泵受到連桿的推力作用，將液體壓力通過液壓缸傳遞到活塞，推動(dòng)活塞和與其相連的摩擦襯塊向剎車盤方向運(yùn)動(dòng)，當(dāng)活塞側(cè)摩擦襯塊接觸剎車盤時(shí)，剎車卡鉗在液壓缸內(nèi)壓力的作用下向活塞運(yùn)動(dòng)的反方向運(yùn)動(dòng)，從而使兩塊摩擦片對(duì)剎車盤形成合夾，在摩擦力的作用下使車速降低。圖3所示為某型號(hào)轎車制動(dòng)器的三維模型。噪聲主要來自于制動(dòng)盤與摩擦片，為了減少計(jì)算量，提高效率，本文將裝配模型簡化處理，保留去掉倒角和圓角后的制動(dòng)盤體和兩側(cè)摩擦片。制動(dòng)盤外圓直徑330 mm,內(nèi)圓直徑150 mm，厚24 mm。制動(dòng)盤的通風(fēng)孔厚8 mm，分布在制動(dòng)盤軸向的中心區(qū)域，每個(gè)通風(fēng)孔的包角為10°，每個(gè)加強(qiáng)肋的包角為8°。整個(gè)制動(dòng)盤共20個(gè)通風(fēng)孔與加強(qiáng)肋。摩擦片外側(cè)直徑為308 mm，內(nèi)側(cè)直徑為220 mm，包角為60°，制動(dòng)盤與摩擦片的材料物理性能分別見表1、表2和表3所示。新摩擦片的厚度為14 mm，長期使用后產(chǎn)生切向偏磨的摩擦片的截面形狀如圖4所示。為研究不同磨損狀態(tài)下的制動(dòng)噪聲情況，設(shè)置了6組仿真工況。均勻磨損摩擦片的厚度分別為14 mm、11 mm、8 mm，不均勻磨損的偏磨量分別為在其對(duì)應(yīng)的均勻磨損基礎(chǔ)上偏磨1.5 mm。工況分組如表4所示。表3 溫度對(duì)摩擦片材料性能參數(shù)的影響
3.3 盤式制動(dòng)器典型結(jié)構(gòu)的建立與網(wǎng)格劃分
為了研究盤式制動(dòng)器的熱-結(jié)構(gòu)耦合狀態(tài)，本文采用ANSYS軟件進(jìn)行仿真分析，在Engineering Data中添加仿真用到的兩種材料，然后將制動(dòng)器的簡化模型加入Geometry模塊中并對(duì)其表面進(jìn)行分割。圖5所示圓環(huán)為制動(dòng)時(shí)的摩擦區(qū)域。將制動(dòng)部件劃分為圖6 所示的網(wǎng)格，且網(wǎng)格尺寸為6 mm，可得到82 271個(gè)網(wǎng)格，140 349個(gè)節(jié)點(diǎn)。制動(dòng)盤與摩擦片為摩擦接觸，均勻磨損狀態(tài)下制動(dòng)壓力取5 MPa，不均勻磨損狀態(tài)下制動(dòng)壓力取8 MPa。將熱流密度分別賦予制動(dòng)盤兩側(cè)的摩擦區(qū)域，求得制動(dòng)過程中不同時(shí)刻不同位置溫度場(chǎng)的變化，可實(shí)現(xiàn)熱應(yīng)力與結(jié)構(gòu)應(yīng)力的耦合分析。圖6 網(wǎng)格結(jié)構(gòu)示意圖
4 磨損狀態(tài)下制動(dòng)噪聲的分析
對(duì)6組工況進(jìn)行仿真模擬，得到了不同磨損狀態(tài)下制動(dòng)器的固有頻率和不穩(wěn)定系數(shù)。制動(dòng)器典型不穩(wěn)定模態(tài)的云圖如圖7所示。仿真求得的各階固有頻率與不穩(wěn)定系數(shù)分別如圖8和圖9所示。(b) 制動(dòng)器側(cè)面云圖
圖7 制動(dòng)器典型不穩(wěn)定模態(tài)仿真圖圖8 不同磨損狀態(tài)下制動(dòng)器各階固有頻率分布圖圖9 模態(tài)不穩(wěn)定系數(shù)分布
4.1 不同磨損狀態(tài)下固有頻率分布
由圖8(a)可看出，3組仿真值高度重合，均勻分布在500～5 700 Hz之間。第一組的各階固有頻率略大于后兩組，第二組居中，第三組最小，所以隨著均勻磨損的深入，摩擦片的厚度減少，固有頻率也隨之降低，但是磨損量的變化對(duì)制動(dòng)器固有頻率的影響不大。由圖8(b)可看出，與前3組類似，在不均勻磨損狀態(tài)下，制動(dòng)器的固有頻率依然均勻地分布在500～5 800 Hz之間，其前15階頻率高度重合，分布于500～3 000 Hz之間，其值隨著磨損量的增加而略有減小，而后15階頻率則出現(xiàn)較大的波動(dòng)，其中第四組和第六組明顯高于第五組，當(dāng)摩擦片厚度為11 mm，偏磨量為1.5 mm時(shí)，制動(dòng)器的固有頻率最低，3組仿真的頻率在波動(dòng)之后重新收斂，第30階頻率接近于5 500 Hz，相差100 Hz。因此，不均勻磨損狀態(tài)下磨損量的變化對(duì)制動(dòng)器固有頻率的影響不大。
4.2 不同磨損狀態(tài)下模態(tài)不穩(wěn)定系數(shù)的分布
由圖9(a)可看出，第一組仿真結(jié)果中出現(xiàn)兩個(gè)不穩(wěn)定系數(shù)，分別在第6階固有頻率1 114.4 Hz和第11階固有頻率2 654.3 Hz處，對(duì)應(yīng)的不穩(wěn)定系數(shù)分別為0.004和0.002，這兩個(gè)結(jié)果都小于0.01，可認(rèn)定為穩(wěn)定模態(tài)。結(jié)合后兩組仿真結(jié)果可以發(fā)現(xiàn)，隨著均勻磨損量的增加，系統(tǒng)出現(xiàn)不穩(wěn)定系數(shù)的模態(tài)數(shù)呈增加趨勢(shì)，而且相比于新制動(dòng)器，磨損后的制動(dòng)器不穩(wěn)定系數(shù)在高階模態(tài)中，第三組仿真出現(xiàn)一個(gè)近似于0.01的結(jié)果，具有一定的發(fā)生噪聲的傾向。因此，隨著磨損量的增加，制動(dòng)器的系統(tǒng)整體穩(wěn)定性下降，出現(xiàn)制動(dòng)低頻尖叫聲的可能性變大，但是在均勻磨損狀態(tài)下，磨損量對(duì)制動(dòng)器的系統(tǒng)穩(wěn)定性影響不大。由圖9(b)可看出，相對(duì)于前3組，不均勻磨損狀態(tài)下的制動(dòng)器出現(xiàn)了多個(gè)不穩(wěn)定系數(shù)，其中第四組仿真工況(即摩擦片厚度為14 mm且存在1.5 mm偏磨的制動(dòng)器)出現(xiàn)了3個(gè)存在不穩(wěn)定系數(shù)的模態(tài)，第16階模態(tài)的不穩(wěn)定系數(shù)為0.003，視為穩(wěn)定模態(tài)，第11階、第18階模態(tài)的不穩(wěn)定系數(shù)均大于0.01，此時(shí)制動(dòng)器在2 651.2 Hz 和4 065.7 Hz處存在兩階不穩(wěn)定模態(tài)。第5組和第6組仿真各出現(xiàn)4個(gè)不穩(wěn)定系數(shù)，其中第5組存在2 760.7 Hz和5 381.3 Hz兩階不穩(wěn)定模態(tài)，而第6組則存在1 846.7 Hz、2 991.5 Hz和5 563.1 Hz三階不穩(wěn)定模態(tài)。因此，隨著磨損量的增大，存在偏磨不均勻磨損狀態(tài)的制動(dòng)器發(fā)生制動(dòng)尖叫的機(jī)率大幅提升，不均勻磨損對(duì)制動(dòng)器系統(tǒng)的穩(wěn)定性影響較大。
4.3 仿真結(jié)果分析與制動(dòng)器的優(yōu)化改進(jìn)
通過對(duì)6組工況仿真結(jié)果的綜合分析得出，制動(dòng)器磨損量的大小對(duì)其系統(tǒng)固有頻率有一定的影響。理想狀態(tài)下，隨著磨損量的加大，固有頻率呈降低趨勢(shì)，這是由于摩擦片厚度變薄后，其剛度下降，從而導(dǎo)致自身固有頻率變低。當(dāng)不均勻磨損發(fā)生后，其不穩(wěn)定模態(tài)顯著增多，系統(tǒng)穩(wěn)定性下降，出現(xiàn)噪聲的機(jī)率明顯提升，與現(xiàn)實(shí)工況下制動(dòng)器制動(dòng)噪聲的產(chǎn)生次數(shù)隨著其使用時(shí)間的增加而增多的現(xiàn)象相吻合。針對(duì)因溫升而導(dǎo)致的不均勻磨損狀態(tài)的制動(dòng)噪聲問題，可通過改變其比熱容、熱膨脹系數(shù)、熱傳導(dǎo)系數(shù)等性能參數(shù)來解決。采用合適的摩擦材料，通過加入適量特殊元素、調(diào)質(zhì)等處理方法，增大其比熱容、熱傳導(dǎo)系數(shù)，降低熱膨脹系數(shù)，使其在保證制動(dòng)效果的情況下，降低制動(dòng)器的整體溫升，并改善制動(dòng)器不同部位的溫差，從而改善其溫度與應(yīng)力不均衡的磨損特性，有效地抑制制動(dòng)噪聲。
5 結(jié)論
通過對(duì)制動(dòng)器在兩種不同磨損狀態(tài)下的熱-結(jié)構(gòu)耦合分析，綜合對(duì)比6組工況下的仿真結(jié)果，得到如下結(jié)論：(1) 摩擦片的磨損對(duì)制動(dòng)器的系統(tǒng)穩(wěn)定性具有一定的影響，尤其是在實(shí)際工況下經(jīng)常出現(xiàn)的不均勻磨損對(duì)其穩(wěn)定性具有較大的影響。(2) 在理想狀態(tài)下，均勻磨損的制動(dòng)器隨著摩擦片磨損量的增加，各階固有頻率基本保持不變，雖然制動(dòng)器整體穩(wěn)定性有所下降，但影響不大，這時(shí)出現(xiàn)制動(dòng)低頻尖叫的可能性變大。(3) 不均勻磨損狀態(tài)下的制動(dòng)器隨著摩擦片磨損量的增加，出現(xiàn)了較多的不穩(wěn)定模態(tài)，系統(tǒng)固有頻率出現(xiàn)一定程度的波動(dòng)，系統(tǒng)的穩(wěn)定性顯著下降，出現(xiàn)制動(dòng)噪聲的幾率更大。(4) 通過對(duì)制動(dòng)器材料的特殊處理，可有效地改善其磨損特性，降低制動(dòng)噪聲。
作者：張雪松1,2， 王兆恒1
1.中原工學(xué)院 機(jī)電學(xué)院
2.鄭州經(jīng)貿(mào)學(xué)院 機(jī)械工程系
