作者李辰，李軼

來源：南京安世亞太

汽車剎車盤制動噪音分析

編者按：

熟悉ANSYS Mechanical的朋友知道，早年ANSYS經典界面風行一時，后來隨著2000年后ANSYS Workbench平臺的推出，經過十多年的發展完善，其易用性、功能性進入了一個非常強健穩定的狀態，現在用Workbench平臺進行分析的工程師越來越多，毋容置疑的是其易用性遠超ANSYS經典界面，在功能角度也實現了相當的水平。早年學習ANSYS的朋友會使用一些經典的練習案例進行學習，熟悉軟件的操作及基本特性，那這些經典案例是非常有學習意義的，不過這些官方的經典案例并沒有Workbench的版本，所以南京安世亞太集中資源對一些經典的ANSYS學習算例進行了梳理，在workbench中進行了一些復現的嘗試，并將以連載的方式與愛好者們分享，希望能對大家的學習工作有所幫助。

圖1 剎車系統幾何模型

工程背景

在汽車制動時，剎車盤和剎車片之間的摩擦會引起剎車盤劇烈而持續的振動，從而導致噪音。所以，消除汽車剎車盤制動噪音是汽車行業一個重要課題。目前，主要有兩種理論來解釋這種現象：

靜動摩擦理論：該理論認為當靜摩擦系數大于滑動摩擦系數時，會導致剎車系統的自激振動。正是由于這種階躍的摩擦力，導致了系統中的一部分能量無法耗散，從而產生噪音。

模態耦合理論：當兩種具有相似特征的模態互相耦合時，會導致剎車系統變得極不穩定。這種不穩定性主要是由于結構幾何特征的不合理性導致的。

總而言之，根據上述兩種理論，制動噪音是由剎車盤片間變化的摩擦力導致的。

此外，制動噪音大致可以分為以下三類：

1 低頻噪音：出現頻率往往在100~1000Hz之間，聲音較為低沉；

2 低頻尖響：轉動盤的面外模態和剎車片的彎曲模態耦合而產生的刺耳噪音；

3 高頻尖響：轉動盤的面內模態之間互相耦合而產生的刺耳噪音。

其中，后兩種噪音形式可以通過仿真的方法進行分析。本案例通過ANSYS Workbench中模態分析中的復模態分析，確定結構中的不穩定模態，從而對剎車系統中的結構幾何參數和材料參數的修改提出指導意見。

模型建立，材料參數輸入如下表所示：

Young's Modulus：2.0E+11 MPa

Density：7850 Kg/m³

Poisson's Ratio：0.3 

接觸設置：

以往的剎車系統分析中，需要首先手工計算系統中由于滑動摩擦而產生的非對稱項（在ANSYS Workbench中，默認將結構剛度矩陣處理為對稱矩陣，從而減小計算量），然后，通過特殊單元（Matrix27），將手工計算得到的結果導入。該過程非常繁瑣，同時，由于對接觸和滑動區域的假定，盤片之間的網格需要進行匹配。

在本案例中，將使用3D接觸單元（Conta17X）描述剎車盤片之間的接觸，這種方法相對較為簡便，因為不需要接觸面之間的網格單元的匹配，同時也不需要人工計算非對稱項。

本案例中，除剎車盤片之間使用摩擦接觸（摩擦接觸系數取0.3），其余接觸都將設置為綁定接觸。摩擦接觸的接觸算法選擇增強拉格朗日算法，該算法可以在迭代過程中逐漸減小接觸穿透，相比標準拉格朗日算法，所需要的迭代次數相對較小，適合計算摩擦接觸的相關問題。選擇MPC算法用于其他綁定接觸。

     

圖2 接觸設置

 

邊界條件

中間輪轂和五個螺栓孔（淡藍色區域）均固定。剎車片上的外側節點（綠色區域）除了法向，其余都被約束。

圖3 邊界約束

 

在兩個摩擦接觸對上定義滑動摩擦轉速，本算例中，選擇兩對摩擦接觸的接觸單元，通過CMROTATE命令，施加轉速。首先，需要選擇兩對摩擦接觸的目標單元。具體做法是分別在兩對接觸下插入命令。

圖4 摩擦接觸下插入命令 

求解設置

注意，在求解設置中選擇非對稱求解器。如下圖所示：

圖5 開啟非對稱求解器

 

求解結果

因為采用非對稱求解器，剛度矩陣為非對稱矩陣，所以求解結果分為兩部分：即實部與虛部。虛部表征的復模態下的結構固有頻率，實部則表示結構模態是否處于穩定的狀態。若實部為正值，表示結構模態處于一個不穩定的狀態。由下圖可知，第22階模態不穩定。

圖6 復模態結果

 

圖7 第22階模態振型圖