Strillo dei freni: una revisione della letteratura

Astratto

  Il rumore stridulo dei freni, che di solito scende nella gamma di frequenze tra 1 e 16 kHz, è stato uno dei problemi più difficili associati ai sistemi frenanti per autoveicoli sin dal loro inizio. Provoca insoddisfazione e aumento dei clienticosti di garanzia. Sebbene siano state condotte ricerche sostanziali per prevedere ed eliminare il rumore dei freni dal 1930, è ancora piuttosto difficile prevederne l'occorrenza. In questo documento, le caratteristiche e la correnteLe prime difficoltà incontrate nell'affrontare il rumore dei freni sono descritte in precedenza. Viene quindi fornita una revisione dei metodi analitici, sperimentali e numerici utilizzati per l'indagine sul rumore stridente dei freni. Alcune delle sfide che si presentano ai freni dei frenila ricerca è delineata. Tutti i diritti riservati.

 introduzione

  La frenata dei freni è stata una delle preoccupazioni più difficili associate ai sistemi frenanti per autoveicoli sin dal loro inizio. Le ricerche sulla previsione e l'eliminazione del rumore dei freni sono state condotte dagli anni '30 [1,2]. Inizialmente tamburoi freni sono stati studiati a causa del loro ampio uso nei primi sistemi frenanti automobilistici. Tuttavia, i sistemi di freni a disco sono utilizzati in modo più esteso nei veicoli moderni e sono diventati il ​​fulcro della ricerca dei freni dei freni.

  Figg. 1 e 2 mostrano un tipico sistema di freni a disco con un design della pinza di tipo "fi st type". Un sistema di freno a disco è costituito da un rotore che ruota attorno all'asse della ruota. Il gruppo pinza è montato sul sistema di sospensione del veicoloattraverso un'ancora

Fig. 1. Tipico sistema frenante di tipo "fi st".

Fig. 2. Schema di un sistema di freno a disco.

staffa. L'alloggiamento della pinza può scorrere sulla staffa di ancoraggio attraverso i due perni. Anche le pastiglie dei freni con materiale d'attrito modellato possono scorrere sulla staffa di ancoraggio. Un pistone può scorrere all'interno dell'alloggiamento della pinza. Quando la pressione idraulica èapplicato, il pistone viene spinto in avanti per premere il cuscinetto interno contro il rotore e nel frattempo, l'alloggiamento viene spinto nella direzione opposta per premere il cuscinetto esterno contro il rotore, generando così una coppia frenante.

  Come tutte le altre applicazioni con interfaccia di frizione, il rumore e le vibrazioni sono intrinsecamente derivati ​​dall'applicazione del freno. La rumorosità e la vibrazione del freno sono state classificate in base alla sua frequenza come tremolio, gemito, ronzio, squittio, squelche spazzola metallica [3]. Il rumore stridente che è particolarmente fastidioso di solito rientra in una gamma di frequenza da 1 a 16 kHz.

  Il cigolio dei freni è generato dalla vibrazione di una modalità di vibrazione instabile del sistema frenante. In questa condizione il rotore del freno può fungere da diffusore poiché ha ampie superfici piatte che possono irradiare facilmente il suono. Il verificarsi dila paura dei freni è un problema poiché causa un notevole disagio per gli occupanti del veicolo e causa insoddisfazione dei clienti e maggiori costi di garanzia. Sfortunatamente, il vasto corpus di ricerche sui rumori dei freni ha fallitofornire una comprensione completa o la capacità di prevederne l'occorrenza [1-26]. Ciò è in parte dovuto alla complessità dei meccanismi che provocano squittii dei freni e in parte a causa della natura competitiva del settore automobilisticoindustria, che limita la quantità di ricerca cooperativa pubblicata nella letteratura aperta.

  Sebbene nel 1997 sia stata condotta una revisione completa di squeal dei freni da parte di Yang e Gibson [4], essa si è concentrata in una certa misura sugli aspetti materiali di un sistema frenante. L'obiettivo di questo lavoro è quello di delineare le caratteristiche ele attuali difficoltà incontrate nell'affrontare gli squitti dei freni e nel rivedere i metodi analitici, sperimentali e numerici utilizzati per l'indagine sugli squittii dei freni.

Caratteristiche del cigolio dei freni

  Uno dei maggiori contributori al rumore stridente dei freni è il materiale di attrito, poiché l'eccitazione dello squlore si verifica all'interfaccia di attrito e normalmente occorrono circa 12 mesi per finalizzare una selezione di materiale di attrito. Questo certamenterende molto difficile prevedere a priori la propensione di un sistema frenante a squittire. Inoltre, spesso nella progettazione di un sistema di frenatura, viene data priorità a requisiti quali le prestazioni di frenatura, i costi e la facilità di fabbricazione. Il comunela pratica per i diversi componenti di un sistema di frenatura che devono essere fabbricati da diversi fornitori complica ulteriormente le cose. Il gran numero di veicoli prodotti significa che anche una bassa propensione agli urti trovata durante i test iniziali diun sistema di frenatura può diventare una delle principali preoccupazioni una volta che un veicolo è in produzione a causa di una popolazione di dimensioni molto più grandi. Le modifiche verso la fine della fase di sviluppo avranno due potenziali rischi:

  (1) che portano a ritardi nella produzione e a maggiori costi sia per i produttori di freni e veicoli che (2) che portano a prodotti non pienamente convalidati con potenziale preoccupazione per la garanzia sul campo.

  La complicazione più signi fi cativa nella ricerca sui freni è la natura fuggiasca degli squittii dei freni; cioè, il rumore dei freni a volte può essere non ripetibile. Ci sono molte potenziali frequenze di squeal (modalità instabili) per un sistema di frenatura. Ogniil singolo componente ha le sue modalità naturali. Il numero di modalità per un rotore all'interno della gamma uditiva umana può essere fino a 80. Le frequenze modali e le forme modali del rotore, della pinza, dell'ancora e del pad cambieranno quando queste parti sarannoinstallato in situ. Durante l'applicazione di un freno, queste parti sono accoppiate dinamicamente insieme con conseguente una serie di modalità di vibrazione accoppiata, che sono diverse dalle modalità di vibrazione senza componenti. L'aggiunta dell'attritole forze di accoppiamento sull'interfaccia di attrito determinano la matrice di rigidezza per il sistema che contiene termini di accoppiamento off-diagonale non simmetrici. Dal punto di vista della stabilità, questo accoppiamento è considerato la causa principale del frenostrillare. Un sistema frenante potrebbe non essere sempre squittire, date le condizioni "uguali". In alternativa, piccole variazioni della temperatura di esercizio, della pressione del freno, della velocità del rotore o del coefficiente di attrito possono causare squittii diversipropensioni o frequenze. Figg. 3 e 4 mostrano la percentuale di occlusione dei freni dei freni ottenuta a PBR Automotive Pty Ltd utilizzando un dinamometro a rumore di tipo a trascinamento Rubore e una matrice di rumore AK per varie pressioni e temperature dei frenirispettivamente. Dalla Fig. 3 si può vedere che non esiste una semplice relazione tra la percentuale di occorrenza e la frequenza dello squittio dei freni e la pressione della pastiglia dei freni. Allo stesso modo, l'influenza della temperatura su entrambi gli eventie la frequenza dello stridio dei freni è piuttosto complessa (Fig. 4).

  A causa delle difficoltà sopra menzionate nella progettazione di un sistema di frenatura privo di rumore, gli sforzi per eliminare il rumore stridente dei freni sono stati ampiamente empirici, con sistemi frenanti problematici trattati caso per caso. Il successo di questii valori empirici dipendono dal meccanismo responsabile della causa del problema dello squeal. Il metodo più fondamentale per eliminare lo squeal del freno è ridurre il coefficiente di attrito del materiale del pad [5-7]. Tuttavia, questoovviamente riduce le prestazioni di frenata e non è un metodo preferibile da impiegare. L'uso di materiale viscoelastico (materiale antivibrante) sul retro della piastra posteriore può essere efficace quando c'è una vibrazione significativa alla flessione del pad [8,9]. Mutevoleanche l'accoppiamento tra pad e rotore modificando la forma della pastiglia è risultato efficace [10,11]. Altre modifiche geometriche che hanno avuto successo includono la modifica della rigidezza del calibro [12,13], la pinzastaffa di montaggio [14,15], metodo di fissaggio a tampone [16] e geometria del rotore [17,18].

Fig. 3. Variazione degli eventi di squeal dei freni con frequenza e pressione delle pastiglie dei freni.

Fig. 4. Variazione degli eventi di squeal dei freni con frequenza e temperatura.

Analisi del rumore dei freni

  metodi analitici

  Le prime ricerche sul rumore metallico dei freni suggerivano che la variazione del coefficiente di attrito con velocità di scorrimento era la causa [19]. Non solo c'è una differenza tra il coefficiente di attrito statico e dinamico, ma lo è statopensato che il calo di attrito cinetico con maggiore velocità di scorrimento potrebbe portare a una condizione di stick-slip e produrre vibrazioni autoeccitate. Tuttavia, è stato dimostrato che lo stridio si verifica nei sistemi frenanti in cui il coefficiente di cinetical'attrito è costante [20] e ha portato all'analisi degli aspetti geometrici di un sistema frenante.

  Spurr propose un modello iniziale di sprag-slip che descrive un'ipotesi di accoppiamento geometrico nel 1961 [6]. Considerare un montante inclinato di un angolo θ rispetto ad una superficie scorrevole come mostrato in Fig. 5 (a).dove μ è il coefficiente di attrito e L è il carico. Si può vedere che la forza di attrito si avvicina all'infinito quando μ si avvicina alla cot θ. Quando μ = lettino θ il puntone "si blocca" o si blocca e la superficie non può spostarsi oltre. Spurr diil modello sprag-slip consisteva in un doppio cantilever come mostrato in Fig. 5 (b). Qui, il braccio O0P è inclinato di un angolo θ0 rispetto a una superficie mobile. Il braccio ruoterà attorno a un perno elastico O0 quando P si muove sotto l'influenza della forza di attritoF una volta raggiunto l'angolo di spinta. Alla fine il momento opposto alla rotazione su O0 diventa così grande che O00P sostituisce O0P e l'angolo di inclinazione è ridotto a θ00. L'energia elastica immagazzinata in O0 può ora essere rilasciatae l'O0P oscilla nella direzione opposta alla superficie in movimento. Il ciclo può ora ricominciare con conseguente comportamento oscillatorio.

  Altri hanno esteso questa idea nel tentativo di modellare un sistema frenante in modo più completo. Jarvis e Mills usarono uno sfregamento a sbalzo contro un disco rotante nel 1963 [21], Earles and Soar usò un modello con pin-disc nel 1971 [22] e North presentòil suo modello di otto gradi di libertà nel 1972 [23]. Il culmine di questi sforzi fu un modello pubblicato da Millner nel 1978 [24]. Millner ha modellato il disco, il pad e il calibro come un 6 gradi di libertà, un modello di parametro concentrato e trovato buonoaccordo tra squeal previsto e osservato. L'analisi di autovalori complessi è stata utilizzata per determinare quali con fi gurazioni sarebbero instabili. I parametri studiati includevano il coefficiente di attrito del pad, il modulo di Young del materiale del pad,e la massa e la rigidità del calibro. Si è scoperto che la propensione al cigolio aumentava notevolmente con il coefficiente di attrito, ma non si verificava uno stridio al di sotto del valore soglia di 0,28. Ha trovato che per un costante valore di attrito, illa frequenza di squeal e squeal frequenza dipende dalla rigidità del materiale del pad (modulo di Young). La massa e la rigidità del calibro mostravano anche regioni strette e distinte in cui la propensione al rumore era elevata.

  Le conclusioni comuni di questi modelli sono che il rumore stridulo dei freni può essere causato da instabilità geometricamente indotte che non richiedono variazioni nel coefficiente di attrito. Poiché questi approcci teorici a forma chiusa non possonomodellare adeguatamente le interazioni complesse tra componenti trovati in sistemi frenanti pratici, la loro applicabilità è stata limitata. Tuttavia, forniscono una buona visione del meccanismo di squeal dei freni evidenziando ilfenomeni fisici che si verificano quando un sistema di frenatura è pronto.

  Metodi sperimentali

  Le frequenze di un freno a stridente dipendono fortemente dalle frequenze naturali del rotore del freno [17]. Di conseguenza è di fondamentale importanza essere in grado di determinare le modalità di vibrazione del rotore. Non solo sarà unla comprensione delle modalità di vibrazione del rotore aiuta a prevedere in che modo un sistema frenante può vibrare, ma è anche necessario nello sviluppo di contromisure per eliminare il problema. L'esistenza di modalità in-piano oltre alla piegaturale modalità sono un'ulteriore complicazione, e ci sono prove che le modalità in-plane possono essere la causa di qualche tipo di stridio dei freni e delle modalità di piega [18].

Fig. 5. (a) Sfregamento del puntone singolo contro la superficie mobile; (b) sistema sprag-slip.

  Gli accelerometri forniscono uno strumento efficace per determinare le forme della modalità di vibrazione e la risposta forzata di un sistema. La figura 6 (a) mostra una forma a flessione di un tipico rotore del freno che è stata determinata sperimentalmente.

  Un modello è stato creato utilizzando il software STAR MODAL che consisteva di 384 punti di griglia sulla superficie di un rotore del freno. Le misure di risposta in frequenza sono state effettuate con un B & K 2032 FFT analizza utilizzando un accelerometro uniassiale B 434 e un B & K8001 testa di impedenza. L'eccitazione è stata introdotta con un agitatore B & K 4810 azionato da un segnale di rumore casuale. Sfortunatamente, il montaggio dei contatti richiesto per gli accelerometri limita il loro utilizzo sui componenti dei freni rotanti. Possono solo essereutilizzato per l'analisi dei componenti dei freni fissi rendendo quasi impossibile determinare le forme di un rotore del freno a scatti.

  Le tecniche ottiche sono state utilizzate più recentemente. In particolare, l'interferometria olografica laser a doppio impulso è stata applicata con successo ai sistemi di frenatura a impulsi [16,17,25,26]. Questo ha permesso alle forme in modalità accoppiata di un completosistema di frenatura da determinare mentre sta strillando. Un'immagine olografica viene prodotta attivando un laser all'ampiezza massima e minima di un oggetto vibrante. La differenza nella lunghezza del cammino ottico, causata dalla forma deformata dil'oggetto vibrante, crea un modello di frangia di interferenza su una piastra olografica. La forma della modalità può quindi essere determinata interpretando il modello di frangia.

  Il vantaggio dell'interferometria olografica è che le forme modali di un rotore del freno possono essere determinate mentre sta strillando. Incluso nell'immagine olografica può essere il rotore così come i pad, la staffa di ancoraggio e la pinza. Illa tecnica può essere applicata a un sistema di frenatura montato su un banco dinamometrico. I componenti delle sospensioni, come il mandrino, la molla e l'ammortizzatore, possono anche essere inclusi per simulare le prestazioni dell'auto del sistema frenante.

  Un esempio del valore dell'olografia a doppio impulso nell'indagare un freno a squittio è stato il lavoro svolto da Nishiwaki et al. nel 1989 [17]. Nell'impianto frenante che si stava studiando era evidente che la forma modale della vibrazioneil rotore del freno era fermo rispetto alla pinza del freno. Quindi, la forma della modalità è anche stazionaria rispetto all'area di eccitazione. Il rotore è stato modificato modificando la simmetria del rotore attorno al suo asse di rotazione. Ille forme modali del rotore modificato devono ora ruotare rispetto all'area di eccitazione, impedendo al rotore di vibrare nella modalità di vibrazione originale.

Fig. 6. (a) Forma della modalità di piega sperimentale; (b) Forma della modalità di piegatura FEA.

  Metodi numerici

  L'analisi agli elementi finiti (FEA) è stata utilizzata nell'analisi dei rumori dei freni. L'analisi modale dei componenti dei freni è un'area in cui FEA può essere facilmente applicata. La figura 6 (b) mostra un modello ad elementi finiti di un rotore del freno. Il modello, composto da8700 elementi solidi Tet92, è stato sviluppato utilizzando un codice di elemento fi nite commerciale ANSYS 5.6. Sfortunatamente, l'accoppiamento tra i componenti del freno porta a modalità di vibrazione diverse da quelle dei singoli componenti. Perciò,il vero interesse dei ricercatori è quello di essere in grado di modellare un intero sistema frenante.

  L'aspetto critico nella modellazione di un sistema frenante completo è l'accoppiamento tra i componenti, in particolare il rotore / padinterface. La rigidità del contatto si regola con i risultati sperimentali, ma l'aspetto più difficileè quello di introdurre l'accoppiamento tangenziale ad attrito. Liles ha incluso l'accoppiamento di attrito tra il rotore e il pad come termini diagonali nella matrice di rigidità e ha utilizzato un'analisi di autovalori complessa per valutare la stabilità di un sistema frenante [5].

  Una volta sviluppato il modello, è possibile determinare l'effetto di parametri variabili come coefficiente di attrito, geometria del cuscinetto e rigidezza del calibro. Dihua e Dongying hanno anche usato un approccio simile per migliorare il design di un'ancorastaffa [14]. Il lavoro di questi e di altri ricercatori ha dimostrato che è possibile creare modelli che incorporano l'accoppiamento di attrito tra il rotore e il pad. Tuttavia, ci sono state poche prove sperimentali da verificarela precisione di questi modelli. Possono essere utili per studiare l'effetto dei vari parametri all'interno del sistema frenante, ma la loro capacità di modellare l'importante interfaccia di attrito è limitata. Come piccole variazioni della temperatura operativa,la pressione del freno, la velocità del rotore o il coefficiente di attrito possono determinare diverse propensioni o frequenze di squittimento (figure 3 e 4), una predizione accurata dei segnali acustici dei freni mediante metodi numerici richiede una determinazione accurata diproprietà del materiale (in particolare per il materiale di attrito) in diverse condizioni operative. Inoltre, la corretta modellazione delle condizioni al contorno, soprattutto dove l'accoppiamento tra i vari componenti è importante, rimane asfida.

Sfide per il futuro

  Attualmente, la ricerca sui freni dei freni è incentrata su specifici sistemi di frenatura o meccanismi di generazione. La sfida per il futuro è quella di essere in grado di sviluppare tecniche generali e linee guida per eliminare il rumore stridulo dei freni durante la progettazionepalcoscenico. Data la complessità dei meccanismi che generano il cigolio dei freni, sembra che le linee guida generali siano in qualche modo lontane in futuro. Per il momento, la riduzione del rumore di squeal per sistemi di frenatura speci fi ci è possibile, conulteriori conoscenze acquisite in ciascun caso, aggiungendo alla comprensione generale degli squittii dei freni.

  L'analisi teorica dei sistemi frenanti è difficile, data la complessità dei meccanismi e la mancanza di un modello adeguato per l'interfaccia di attrito che provoca squeal dei freni. Tuttavia, ciò non dovrebbe limitare lo sviluppo di semplificazionemodelli come preziose informazioni possono essere acquisite. La comprensione ottenuta studiando modelli semplificati può aiutare nell'interpretazione dei risultati sperimentali e nello sviluppo di strumenti computazionali migliorati.

  L'applicazione di FEA a squittire i freni sembra offrire qualche promessa. I pacchetti software commerciali vengono continuamente ridefiniti con funzionalità di modellazione migliorate e le capacità di accoppiamento degli attriti stanno migliorando. Il rapido svilupponei sistemi di ingegneria computerizzati dovrebbe rendere possibile analizzare ogni aspetto di un sistema frenante dalle prestazioni di frenatura alle analisi vibroacustiche, consentendo così di progettare i freni con la minima propensione a squittire eprestazioni di frenata desiderabili.

  I metodi sperimentali continueranno a svolgere un ruolo importante per una serie di motivi. In primo luogo, offrono strumenti di analisi più efficaci rispetto ai metodi numerici o puramente teorici. In secondo luogo, la diagnosi della causa dei problemi dei cigolii dei freni puòspesso si trova solo attraverso la sperimentazione. Infine, la veri fi cazione delle soluzioni per risolvere i problemi e l'applicabilità dei modelli FEA può essere raggiunta solo con mezzi sperimentali. In definitiva, la futura eliminazione dei freni dei frenisarà confermato dai risultati sperimentali e dai test finali dei sistemi frenanti.