Brzdové kvílení: přehled literatury

Abstraktní

Brzdný kýkání, který obvykle spadá do kmitočtového pásma mezi 1 a 16 kHz, je jedním z nejobtížnějších problémů spojených s brzdovými systémy automobilů od jejich vzniku. Způsobuje neuspokojivost zákazníků a zvyšuje sezáruční náklady. Ačkoli byl od 30. let 20. století proveden rozsáhlý výzkum předpovědi a eliminace škrcení brzd, je stále obtížné předvídat jeho výskyt. V tomto článku jsou charakteristiky a proudpotíže, s nimiž se potýkaly při potírání skořápání brzd. Následuje přehled analytických, experimentálních a numerických metod používaných pro zkoumání skořápání brzd. Některé z výzev, jimž stojí kroužek brzdvýzkumu. Všechna práva vyhrazena.

 Úvod

  Písek brzdy byl jedním z nejobtížnějších problémů spojených s brzdovými systémy automobilů od jejich vzniku. Výzkum předpovědi a vyloučení kroužku brzdy byl proveden od třicátých let [1,2]. Zpočátku bubenbrzdy byly studovány kvůli jejich rozsáhlému použití v raných automobilových brzdových systémech. Diskové brzdové systémy se však v moderních vozidlech používají mnohem intenzivněji a staly se hlavním cílem výzkumu brzdového křiku.

  Obr. Na obr. 1 a 2 je znázorněn typický kotoučový brzdový systém s konstrukcí třmenu "fi stého typu". Disková brzda se skládá z rotoru, který se otáčí kolem osy kola. Montáž třmenu je namontována na závěsném systému vozidlapřes kotvu

Obrázek 1. Typický brzdový systém typu "fi".

Obrázek 2. Schéma systému kotoučové brzdy.

Závorka. Skříň třmenu se může posunout na kotvící konzolu skrz dva kolíky. Brzdové destičky s tvarovaným třecím materiálem mohou také klouzat na kotvící konzolu. Píst se může sklouznout uvnitř krytu třmenu. Při hydraulickém tlaku, je píst posunut dopředu, aby zatlačil vnitřní vložku proti rotoru a mezitím se skříň tlačila v opačném směru, aby zatlačila vnější podložku proti rotoru, čímž vznikl brzdný moment.

  Stejně jako všechny ostatní aplikace s třecím rozhraním jsou hluk a vibrace vlastními vedlejšími produkty brzdění. Hluk a vibrace brzd byly klasifikovány podle jejich četnosti jako rozrušení, sténání, bzučení, kvílení, squelcha drátěný kartáč [3]. Zvuk, který je obzvlášť nepříjemný, zpravidla spadá do frekvenčního rozsahu od 1 do 16 kHz.

  Brzdné klapky jsou generovány vibracemi nestabilního vibračního režimu brzdového systému. V tomto stavu může brzdový rotor fungovat jako reproduktor, protože má velké povrchy, které mohou snadno vyzařovat zvuk. Výskytbrzdný škubnutí je obava, protože způsobuje značný nepohodlí cestujícím ve vozidle a vede k nespokojenosti zákazníků a zvyšuje náklady na záruku. Naneštěstí se velké úsilí o zkoušku skořápání brzdiloposkytují úplné pochopení nebo schopnost předpovědět její výskyt [1-26]. To je částečně kvůli složitosti mechanismů, které způsobují škubání brzd a částečně kvůli konkurenční povaze automobilového průmysluprůmysl, který omezuje množství výzkumu spolupráce, který je publikován v otevřené literatuře.

  Přestože Yang a Gibson v roce 1997 [4] provedli komplexní přehled o brzdovém squealu, soustředili se do jisté míry na materiálové aspekty brzdového systému. Cílem tohoto příspěvku je vymezit charakteristiky astávající obtíže, které se vyskytly při potírání skořápání brzd a přezkoumání analytických, experimentálních a numerických metod používaných pro zkoumání skořepin.

Charakteristiky kroužení brzd

  Jedním z největších přispěvatelů k prudkému brzdění je třecí materiál, jelikož na třecím rozhraní dochází k excitaci křivek a za normálních okolností trvá přibližně 12 měsíců, než se vygeneruje výběr třecího materiálu. To jistěje velmi obtížné a priori předvídat náchylnost brzdového systému ke kvílení. Také často se při konstrukci brzdového systému dávají přednost požadavkům, jako je brzdný výkon, cena a snadnost výroby. Běžnýpraxe pro různé součásti brzdového systému, které mají být vyráběny různými dodavateli, dále komplikuje záležitosti. Velký počet vyráběných vozidel znamená, že dokonce i nízká tendence křivosti byla zjištěna během počátečního testováníbrzdový systém se může stát hlavním problémem, jakmile je vozidlo ve výrobě kvůli mnohem většímu počtu obyvatel. Změny směrem ke konci fáze vývoje budou mít dvě potenciální rizika:

  (1), což vede ke zpoždění výroby a zvýšeným nákladům jak pro výrobce brzd, tak i pro výrobce vozidel a (2) vedou k výrobkům, které nejsou plně validovány s potenciální zárukou týkající se záruky.

  Nejdůležitější komplikací při výzkumu brzd se jedná o fugitivní povahu kývání brzdy; to znamená, že squeal brzdy může být někdy neopakovatelný. Existuje mnoho potenciálních squealových frekvencí (nestabilních režimů) brzdového systému. Každýjednotlivé komponenty mají své vlastní přirozené režimy. Počet režimů rotoru v oblasti lidského sluchu může být až 80. Modální frekvence a modální tvary rotoru, třmenu, kotvy a podložky se změní, jakmile budou tyto částiinstalováno na místě. Během nanášení brzdy jsou tyto části dynamicky spřaženy dohromady, čímž vzniká řada spojených vibračních režimů, které se liší od režimů vibrací bez komponentů. Přidání třeníspojovací síly na třecím rozhraní způsobují tuhostní matrici pro systém, který obsahuje nesymetrické pojmy mimo diagonály. Z hlediska stability je tato spojka považována za hlavní příčinu brzdykvílení. Brzdný systém nemusí vždycky kývat vzhledem k "stejným" podmínkám. Alternativně mohou malé rozdíly v provozní teplotě, brzdném tlaku, rychlosti rotoru nebo v součiniteli s třením mít za následek rozdílné squealsklony nebo frekvence. Obr. 3 a 4 znázorňují procentní výskyt brzdného škrcení získaného u firmy PBR Automotive Pty Ltd za použití ručního dynamometru typu Rubore a matice hluku AK pro různé brzdné tlaky a teplotyresp. Z obrázku 3 je zřejmé, že neexistuje jednoduchý vztah mezi procentním výskytem a frekvencí kroužku brzdy a tlakem brzdového obložení. Podobně, vliv teploty na oba výskytya frekvence brzdového kvílení je poměrně složitá (obr. 4).

  Kvůli výše zmíněným obtížím při navrhování brzdového systému bez hluku bylo úsilí o odstranění kroužku brzdy do značné míry empirické, přičemž problematické brzdové systémy byly ošetřeny případ od případu. Úspěch těchtoempirické soubory závisí na mechanismu, který je zodpovědný za způsobení problému s kvílení. Nejdůležitějším způsobem eliminace škubnutí brzdy je snížení koeficientu tření materiálu podložky [5-7]. Nicméně totozřetelně snižuje brzdný výkon a není vhodnějším způsobem využití. Použití viskoelastického materiálu (tlumícího materiálu) na zadní straně zadní desky může být účinné, jestliže existuje značná ohybová vibrace [8,9]. Měnící seSpojení mezi vložkou a rotorem změnou tvaru brzdové vložky bylo rovněž zjištěno jako účinné [10,11]. Jiné geometrické modifikace, které byly úspěšné, zahrnují změnu tuhosti třmenu [12,13], třmenumontážní konzoly [14,15], metoda připevnění podložky [16] a geometrie rotoru [17,18].

Obr. 3. Změna výskytu brzdného křiku s frekvencí a tlakem brzdového obložení.

Obr. 4. Změna výskytu kroužku brzdy s frekvencí a teplotou.

Analýza kroužku brzd

  Analytické metody

  Nejrychlejší výzkum srážky brzdy naznačoval, že příčinou byla změna koeficientu tření s kluznou rychlostí [19]. Nejenže existuje rozdíl mezi statickým a dynamickým koeficientem tření, ale to bylože klesající kinetické tření se zvýšenou kluznou rychlostí může vést ke vzniku skluzu a vytváření vlastních vibrací. Nicméně, kývání se ukázalo, že se vyskytuje v brzdových systémech, kde je koeficient kinetikytření je konstantní [20] a vedlo k analýze geometrických aspektů brzdového systému.

  Spurr navrhl model včasného sprašování, který popisuje hypotézu geometrických vazeb v roce 1961 [6]. Zvažte vzpěru nakloněnou pod úhlem θ na kluznou plochu, jak je znázorněno na obr. 5 (a).kde μ je koeficient tření a L je zatížení. Je vidět, že třecí síla se přiblíží k in fi nitě, jakmile se blíží kotě θ. Když μ = dětská postýlka "vzpěra" nebo zámky a povrch se nemůže pohybovat dále. Spurrovymodel spřehlou skluzu sestával z dvojité konzoly, jak je znázorněno na obr. 5 (b). Zde je rameno O0P nakloněno pod úhlem θ0 k pohybujícímu se povrchu. Rameno se bude otáčet kolem pružného otočného čepu O0, jak se P pohybuje pod vlivem třecí sílyF po dosažení úhlu odhrotování. Nakonec moment, kdy se opouští otáčení okolo O0, stane tak velký, že O00P nahrazuje O0P a úhel sklonu se zmenší na θ00. Elastickou energii uloženou v O0 lze nyní uvolnita O0P se otáčí opačným směrem k pohybujícímu se povrchu. Cyklus může nyní znovu začít, což má za následek oscilační chování.

  Jiní tuto myšlenku rozšířili ve snaze o úplnější modelování brzdového systému. Jarvis a Mills používali konzolové tření proti rotujícímu kotouči v roce 1963, Earles and Soar použil v roce 1971 model pin-disc [22] a North představiljeho model osmi stupňů svobody v roce 1972 [23]. Vyvrcholením těchto snah byl model publikovaný Millnerem v roce 1978 [24]. Model Millner modeloval disk, pad a třmen jako 6 stupňů volnosti, soustředěný model parametrů a shledal dobředohoda mezi předvídaným a pozorovaným skalem. Byla použita komplexní analýza vlastních hodnot, aby se zjistilo, jaké konflikty by byly nestabilní. Zkoumané parametry zahrnovaly koeficient tření pad, Youngův modul padového materiálu,a hmotnost a tuhost třmenu. Zdálo se, že klesající tendence prudce stoupá s koeficientem tření, ale klesání by nedošlo pod hraniční hodnotou 0,28. Zjistil, že pro konstantní hodnotu tření,výskyt squeal a squeal frekvence závisí na tuhosti pad materiálu (Young modulus). Hmotnost a ztuhlost třmenu také ukazovaly zřetelné úzké oblasti, kde byl sklon křivosti vysoký.

  Společné závěry těchto modelů spočívají v tom, že škrcení brzdy může být způsobeno geometricky indukovanou nestabilitou, která nevyžaduje změny koeficientu tření. Protože tyto uzavřené teoretické přístupy nemohouvhodně modelovat složité interakce mezi součástmi nalezenými v praktických brzdových systémech, jejich použitelnost byla omezená. Poskytují však nějaký dobrý přehled o mechanismu kroužení brzdy zvýrazněnímfyzické jevy, ke kterým dochází při brzdových systémech.

  Experimentální metody

  Frekvence kmitání brzdy jsou velmi závislé na přirozených frekvencích brzdového rotoru [17]. Proto je zásadní, aby bylo možné určit vibrační režimy rotoru. Nejen, že budepochopení vibračních režimů rotoru pomáhá předpovídat, jak brzdný systém může vibrovat, ale je také nezbytný při vytváření protiopatření, aby se problém vyřešil. Existence režimů v rovině kromě ohýbáníje další komplikace a existují důkazy o tom, že režimy v rovině mohou být příčinou jakéhokoliv typu brzdového squeals, stejně jako režimu ohýbání [18].

Obr. 5. a) Jediné tření proti pohybující se ploše; (b) systém protiproudu.

  Akcelerometry poskytují účinný nástroj pro určování tvarů vibračních režimů a nucené odezvy systému. Obrázek 6 (a) znázorňuje tvar ohybového režimu typického brzdového rotoru, který byl experimentálně stanoven.

  Model byl vytvořen pomocí softwaru STAR MODAL, který sestával z 384 bodů sítě nad povrchem brzdového rotoru. Měření kmitočtové odezvy byla provedena analýzou B & K 2032 FFT pomocí Bia & K 4374 uniaxiálního akcelerometru a B & KImpedanční hlava 8001. Excilace byla zavedena s třepačkou B & K 4810 poháněnou náhodným šumovým signálem. Bohužel požadovaná kontaktní montáž u akcelerometrů omezuje jejich použití na rotujících brzdových součástech. Mohou to být jenompoužitý pro analýzu stacionárních brzdových prvků, což činí téměř nemožné určit tvary tvarů rotujícího brzdového rotoru.

  Optické techniky byly používány více nedávno. Konkrétně se úspěšně aplikovala dvojitá pulzní laserová holografická interferometrie na zatahovací brzdové systémy [16,17,25,26]. Toto umožnilo dokončené tvary spojeného režimubrzdový systém, který se má určit, i když se otáčí. Holografický obraz se vytváří spouštěním laseru při maximální a minimální amplitudě vibrujícího objektu. Rozdíl v délce optické dráhy způsobený deformovaným tvaremvibračním objektem vytváří na holografické desce interferenční vzorek. Tvar módu lze pak určit tlumočením okrajového vzoru.

  Výhodou holografické interferometrie je to, že tvary tvaru brzdového rotoru lze určit, když se krouží. Do holografického obrazu lze zahrnout i rotor, stejně jako podložky, kotvící konzolu a třmen. Thetechnika může být použita na brzdový systém namontovaný na brzdovém dynamometru. Součásti pro zavěšení, například vřeteno, pružinu a tlumič, mohou být také součástí simulace výkonu vozu brzdového systému.

  Příkladem hodnoty dvojnásobné impulsní holografie při zkoumání kroužkování byla práce, kterou provedli Nishiwaki et al. v roce 1989 [17]. V brzdovém systému, který byl zkoumán, bylo zřejmé, že tvar vibračního režimubrzdový rotor byl ve vztahu k brzdové třmenu stacionární. Proto je režim tvaru také stacionární vzhledem k oblasti excitace. Rotor byl změněn změnou symetrie rotoru kolem jeho osy otáčení. Themódy tvaru upraveného rotoru se nyní musí otáčet vzhledem k oblasti buzení, což zabraňuje vibracím rotoru v původním vibračním režimu.

Obr. 6. (a) tvar experimentálního ohýbacího tvaru; (b) tvar režimu ohýbání FEA.

  Numerické metody

  Analýza konečných prvků (FEA) byla použita při analýze brzdného šklebu. Modální analýza součástí brzdy je oblast, kde lze FEA snadno aplikovat. Obrázek 6 (b) znázorňuje model konečného prvku brzdového rotoru. Model, sestávající z8700 Tet92 solid elements byl vyvinut s použitím komerčního konečného prvku ANSYS 5.6. Spojení mezi součástmi brzd bohužel vede k vibračním režimům, které se liší od režimů zjištěných pro jednotlivé komponenty. Proto,skutečný zájem mezi výzkumnými pracovníky musí být schopen modelovat celý systém brzd.

  Kritickým aspektem modelování kompletního brzdového systému je spojení mezi součástmi, zejména rotor / podložka. Kontaktní tuhost je sama o sobě nastavena pomocí experimentálních výsledků, ale složitějším aspektemje zavést tangenciální třecí spojku. Liles zahrnoval třecí vazbu mezi rotorem a podložkou jako off-diagonální pojmy v matici tuhosti a použila komplexní analýzu vlastních hodnot pro posouzení stability brzdového systému [5].

  Jakmile byl model vyvinut, mohl být určen vliv různých parametrů, jako je koeficient tření, geometrie podložky a tuhost třmenu. Dihua a Dongying také používali podobný přístup ke zlepšení návrhu kotvydržák [14]. Práce těchto a dalších vědců ukázala, že je možné vytvořit modely, které obsahují třecí spojení mezi rotorem a podložkou. Nicméně, bylo málo experimentálních důkazů k ověřenípřesnost těchto modelů. Mohou být užitečné pro studium vlivu různých parametrů v brzdovém systému, ale jejich schopnost modelovat důležité rozhraní tření je omezená. Jako malé rozdíly v provozní teplotě,brzdný tlak, rychlost rotoru nebo součinitel tření mohou mít za následek odlišné náklonové pohyby nebo frekvence (obr. 3 a 4), přesná predikce brzdného squealu pomocí numerických metod vyžaduje přesné stanovení(zejména pro třecí materiál) za různých provozních podmínek. Kromě toho správné modelování hraničních podmínek, zejména tam, kde je důležitá vazba mezi různými komponentami, zůstává avýzva.

Výzvy pro budoucnost

  V současné době je výzkum zaměřený na brzdné škubání zaměřený na specifické brzdové systémy nebo generační mechanismy. Výzvou pro budoucnost je vyvinout obecné techniky a pokyny pro vyloučení škubnutí brzd při návrhuetapa. Vzhledem ke složitosti mechanismů, které vytvářejí škubnutí brzd, se zdá, že obecné pokyny jsou v budoucnu určitým způsobem. Prozatím lze dosáhnout redukce šumového šumu u konkrétních brzdových systémů, přičemždodatečné poznatky získané v každém případě přispívají k celkovému porozumění otřesům brzd.

Teoretická analýza brzdových systémů je obtížná s ohledem na složitost mechanismů a nedostatek vhodného modelu třecího rozhraní, který způsobuje škubnutí brzd. To by však nemělo omezovat rozvoj zjednodušených postupůmodely jako cenný pohled mohou být získány. Pochopení získané studiem zjednodušených modelů může pomoci při interpretaci experimentálních výsledků a vývoji vylepšených výpočetních nástrojů.

  Aplikace FEA na skořápání brzdných kapes se zdá být příslibem. Komerční softwarové balíky se neustále opakují s vylepšenými funkcemi modelování a zlepšují se schopnosti třecí spojky. Rychlý vývojv počítačově podporovaných inženýrských systémech by mělo být proveditelné analyzovat každý aspekt brzdového systému od brzdného výkonu až po vibro-akustickou analýzu, a tak umožnit konstrukci brzd s minimálními sklony ke kývání ažádoucí brzdný výkon.

  Experimentální metody budou i nadále hrát důležitou roli z mnoha důvodů. Za prvé nabízejí účinnější analytické nástroje než numerické nebo čistě teoretické metody. Za druhé, může diagnóza příčiny problémů s brzdoučasto se vyskytují pouze experimenty. A konečně, ověření řešení problému kývání a použitelnost modelů FEA lze dosáhnout pouze experimentálními prostředky. Nakonec budoucí vyřazení brzdového kvíleníbude potvrzeno experimentálními výsledky a konečným zkoušením brzdových systémů.