外文翻译（含英文原文有出处）-通过改变约束层阻尼减小盘式制动器的制动噪声.docx

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1、译文外文翻译题目通过改变约束层阻尼减小盘式制动器的制动噪声专业班级学生指导教师D英文原文.pdfPDF英文原文，鼠标双击可以打开另存为，保存文件通过改变约束层阻尼减小盘式制动器的制动噪声制动时尖锐噪声的产生是一个汽车制造商们面临了几十年的复杂动力学问题，客户的投诉导致每年产生重大的保修成本。更重要的是，客户的不满可能导致其拒绝某些品牌的制动系统。为了提高汽车的质量以满足当前竞争的市场，就必须消除盘式制动器制动噪声的出现。除了约束层材料外，制动片通常被用作制动系统引入附加阻尼的一种手段。附加阻尼是减小共振的一种方式，因此能减小制动噪声。在测功机上模拟制动的情况通常是绝缘子的最佳选择过程。尽管如此

2、，这种方法是昂贵、耗费时间且常常不能够发现制动尖叫声的产生机制。这项工作表明，模态分析技术可以用于选择制动闸以减少制动尖叫声。提出的这个方案明显降低了绝缘子的选择时间，并允许制动测功机的优化验证选定的绝缘体。关键词：制动器，阻尼，尖叫声，噪声简介盘式制动器的噪声是汽车工业中一个持续不断的问题，客户认为制动噪声和制动器系统的指示问题一样让人烦恼。在大多数情况下，这类噪声很少或者几乎不会影响制动系统的性能。然而，其感知显著影响着质量、满意度以及保修成本。这就是汽车工业在寻找各种途径来控制它的原因。相当大的努力已经用于调查研究和降低盘式制动器的制动噪声，大部分工作在有问题的制动系统设计结束后完成(T

3、riches等,2002)。在这种情况下，唯一可行的是噪声控制方法的应用。作为一种结果，附加噪声控制处理，已成为一种很常见的技术用以减小制动噪声问题。然而，这些处理方法的应用有时被视作一个迭代过程，一个评估结构试验的巨大矩阵的影响。在大多数情况下，选择适当对制动噪声的控制处理的迭代过程包括运用惯性制动测功机。这个过程中，是非常昂贵且耗时的，原因在于阻尼材料的力学性能(即损耗模量和剪切模量)与制动装置(制动蹄，制动衬垫，转子及制动钳)的共振相应是相互作用的。相比之下，为有效减小制动噪声问题的噪声控制而修改的设计，能够有效利用现有的试验技术和方法。第一步是定义制动系统噪声产生条件的动态特性，来分辨

4、噪声的来源和噪声的排放机理(Papinniemi等,2002)。一旦这些特性被完全理解，一种能减少特定制动噪声问题的合适阻尼材料就可以利用实验技术和材料的阻尼性质选择出来。本文关注的是描述模态分析工具和材料阻尼知识来选择合适的制动噪声绝缘子，来减少尖锐的噪声问题。这种方法适用于一个特定的制动系统以及所取得的结果，同时这种方法通过新测功机的测试加以验证，用选择出的阻尼材料来匹配制动系统。有好几种噪声的种类是根据噪声的频率来区分的，制动噪声基本上分为三种：低频噪声，低频尖叫声和高频尖叫声（Dunlap等,1999）o盘式制动器低频噪声是一个频率范围在1001000HZ之间的振动，这种噪声典型的例子

5、就是吱嘎生和类似呻吟的声音。这种问题的产生机制是由于旋转体和摩擦衬片之间由于摩擦激发的能量传递给制动系统。这种能量以一种振动响应的形式在制动装置和悬架系统、底盘中成对的偶件中传递。尽管这种低频噪声对有些制动系统是一个很重要的问题，最常见的和最烦人的问题是尖叫声（Dunlap等，1999）。这种尖叫声定义的是频率在1000HZ或者更高的振动，也就是当一个以非常高振幅作机械振动的系统所发出的声音。有两个理论试图解释这种现象的产生，第一个被称为“stick-s lip”，根据这一理论，尖叫是制动系统可能产生自激振动引起的结果，主要有两个原因：静摩擦系数大于滑动摩擦系数的关系,滑动摩擦系数f和相对滑动

6、速度匕的关系是5 /5 yr（）。然而，这个理论却不能解释为什么同一种摩擦副（转动体和摩擦衬垫）用在不同的制动系统中尖叫的程度并不相同（Chung等,2001）。因此，第二种被称为“sprag-slip”的理论得到发展。它表明，制动系统的自激振动和高水平的振动是由于选择了不恰当的制动系统几何参数造成的。在这种情况下有两种系统模式，即是几何参数匹配频率随着摩察系数的增大而不断接近。这两种模式最终在相同的频率范围和相同的几何匹配模式下结合，变得不稳定(Dihuaand Dongying, 1998) o这两种理论都将制动系统的振动和相应的噪声归于改变了旋转体一摩擦衬垫接触面之间的摩擦力。这种变化的

7、摩擦力向制动系统传递能量。尖叫声产生期间，由于系统不能衰减这部分能量，导致系统以很高水平的振幅振动。这两种理论已被研究人员调查和讨论，但是以前的制动噪音经历和大量的研究文献认为几何不稳定性是制动噪声产生的主要的机理(Abdelhamid 等,2001)。有两种制动噪声：低频和高频噪声，他们之间的不同在于振动模型参与模态耦合机制，对于低频噪声，模态耦合发生在旋转体外平面模式和制动衬垫弯曲模式之间；而对于高频噪声，模态耦合发生在旋转体内平面模式中。制动旋转体在内平面硬化的趋势比外平面更加明显。因此，内平面内平面模式制动旋转体比外平面模式制动旋转体的共振频率更高。下图是可能发生耦合的组件。Figur

8、e 1. Coupling possibilities between brake components.通常，高频尖锐噪声产生的频率范围在816千赫兹之间，而低频噪声的频率介于17千赫兹之间。由于人的耳朵对频率介于14千赫兹范围的振动最为敏感，所以这种低频尖锐噪声是最让人们厌烦的一种噪声。本文试图通过评估使用阻尼材料来控制低频尖锐噪声的方法，以及选择适当阻尼材料来解决现有盘式制动系统低频尖锐噪声问题的过程。制动噪声的产生特性也许一部分关于制动系统特性最重要的资料是通过测功机或者汽车试验得到的，汽车试验是非常不精确，原因在于不可能控制速度、制动压力和制动温度等变量，这些变量是为了得到表征制动噪

9、声产生特性的结果。相反，测功机测试让我们更接近制动系统在实际过程中的性能，控制像转速、制动压力和制动温度等参数来记录噪声的声压水平和产生噪声的频率。圆盘由电动机驱动并同时连接在一根装有飞轮的轴上，来模拟车辆的惯性效应。图二是惯性式测功机。HydriubcFigure 2. Components of an inertial dynamometer.测量值表明制动温度在50300C。之间，制动压力从0. 5Mpa上升到4Mpao存储系统采集下与街区相同温度和压力条件下的制动情况测得的数据，来比较噪声残喊声区域在不同工况下的温度和压力。每个制动过程大约持续10秒钟左右，在这个过程中，数据是通过采集

10、话筒一定数量的自动频谱得到的。每个制动过程的声压级报告是测得频谱中的最大值。123456 T 89 1O 111213141516Frequency (kHz)Figure 3. Noise occurrences obtained with dynamometer test.图3显示的是从基线制动器获得的结果，即不更改相关组件。测功机的研究结果显示，强噪声的频率在7KHz左右，和其他峰值贯穿了整个频率范围。然而，大量的试验事件和声压级峰值的频率表明，频率在7KHz左右的噪声是调查研究中特定制动系统最严重的问题。图4显示的是从测功机试验测得噪声图谱，可以看出，最高峰值声压级发生在频率7KHz,

11、温度大约150。以及压力0. 25Mpa的情况下。这种信息对于判别制动系统中哪种噪声问题对高水平噪声可靠非常重要。Sound Prvttuft Lewi (dB) k Ttmperatur*Freouenry (kMxiASound Pressure Level (dB) x Brake PressureFroquncv(kHz)Figure 4. Noise map for baseline brake system.下一步就是要确定每一个制动元件的模态反应来验证一些制动元件的共振频率是否在7KIIz附近，更重要的是探测它们之间模态耦合的可能性。因此，模态分析过程对每个组成部件是非常实用的，

12、即旋转体，制动衬垫，制动夹钳。同时得到这些组件的固有频率和振型等信息。制动部件的动力学性能尖锐噪声只有当制动系统各组成部件达到共振是才会产生(Boss和Balvedi, 2001 )o因此，要了解这类问题，确定制动组件的模态反应非常重要。单个部件的模态分析允许在潜在的耦合模式添加一定的设想，正如前面所说，这也是尖锐噪声产生的一个原因。为了获得制动部件的模态参数，每一个都是用数学网格模型来表达其几何形状进行模拟。制动片，旋转体和制动钳的频率响应函数(FRF S)是通过刺激用一个精度达到10mV/g的轻质小型加速度计（PCB 352B10）来获得加速度相应。加速度计始终保持在一个固定点（见图6）,

13、并且这个激励适用于所有点（粗线法）。这种方法分析了 4096个数据点，最高频率达到16384kHz，频率分辨率4Hz。一个指数时间权函数用于响应信号（5%的衰退和阻尼修正），瞬态窗口用于放大信号。利用时域法提取模态参数（最小二乘法比较复杂）。图7显示了振型，表1反应了制动片的共振频率和得到的阻尼耗散因子。Accdcrooxfcr pool100 mm150 imuFigure 6. Mesh used for modal testing procedure of the brake pad.21 八 XspotBUFigure 7. Mode shapes for brake pad.制动片的

14、振型和弯曲两的扭转模态极为相似，制动片的长度大于其宽度，因此，弯曲模态首先沿着长度方向边缘发展，从模态耦合的观点来看，弯曲模态比扭转模态更为重要。大多数情况下，模态耦合发生在制动夹片和制动盘的弯曲模模量中，尽管制动盘没有明确的扭转模式。Table 1. Modal parameters obtained for brake pad.VibrationModeResonanceFrequency (Hz)Mode shapeDamping LossFactor (%)126201st bending0.678237572nd bending0.646366503rd bending0.64147

15、1531st twisting1.052586232nd twisting0.448制动盘的模态分析和制动夹片一样，制动盘的模态分析被提出。网格有111个点构成，从而避免空闲走样。在测量过程中，旋转体支撑在一块泡沫块上，模拟一个可以自由滑动的边界条件。试验展示了固定边界条件的分析，即制动盘通过螺栓固定在制动节上，产生的振型就很接近自由边界条件下获得的振型。制动盘上的网格只能代表其边界，因为盘帽和连接区域可以认为是不收机械耦合的干扰。此外，这些区域振型的频率落在很高的位置,远不在对理想模态耦合分析的频率范围。图8和表2分别展示了制动盘在常规方向上获得的固有频率和阻尼耗散因子。激励是又冲击重锤在常规方向上提供的，这就是弯曲模态是通过模态分析获得的唯一原因。要活的切线方向的模态参数，一种新的过程是必须地。然而本文只阐述了自