CN109918719A - 一种基于simulink的盘式制动器振动噪声的分析方法 - Google Patents
一种基于simulink的盘式制动器振动噪声的分析方法 Download PDFInfo
- Publication number
- CN109918719A CN109918719A CN201910076895.XA CN201910076895A CN109918719A CN 109918719 A CN109918719 A CN 109918719A CN 201910076895 A CN201910076895 A CN 201910076895A CN 109918719 A CN109918719 A CN 109918719A
- Authority
- CN
- China
- Prior art keywords
- formula
- brake
- disk brake
- equation
- simulink
- Prior art date
- Legal status (The legal status is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the status listed.)
- Pending
Links
Landscapes
- Braking Arrangements (AREA)
- Management, Administration, Business Operations System, And Electronic Commerce (AREA)
Abstract
本发明提出一种基于simulink的盘式制动器振动噪声的分析方法，包括如下步骤：步骤1：建立盘式制动器的动力学模型：盘式制动器包括第一制动摩擦片、制动盘和第二制动摩擦片；步骤2：根据多自由度系统的动力学方程式，建立盘式制动器的动力学计算方程式，获得矩阵方程式；步骤3：根据矩阵方程式建立simulink仿真模型；步骤4：根据摩擦理论，建立用于判断盘式制动器是否存在噪声问题的判断不等式；步骤5：将需研究的盘式制动器的参数代入判断不等式，符合判断不等式，即需研究的盘式制动器存在噪声问题；步骤6：将需研究的盘式制动器的参数输入simulink仿真模型获得第一版图谱数据，通过改变其中一变量参数获得第二版图谱数据，以此进行噪声分析。
Description
技术领域
本发明涉及数据建模领域，尤其涉及一种基于simulink的盘式制动器振动噪声的分析方法。
背景技术
由于汽车工业的发展，汽车性能的不断提升，盘式制动器在汽车制动方面使用得越来越广泛。然而，盘式制动器在制动时产生的尖锐噪声却一直都是各汽车制造商所头痛的问题，且盘式制动器产生的制动噪声具有响度大频率高的特点，会对环境以及车上的乘客以及驾驶员产生不利影响。因此控制盘式制动器噪声是一个相当重要的课题。而目前对于盘式制动器的噪声振动研究主要是通过有限元分析,有限元分析的软件也相对成熟。盘式制动器产生噪声的主要原因为共振，在有限元中，研究共振的方法是对每个零部件进行模态分析，得出每个零部件的固有频率，并比较固有频率是否接近。从而对各个零件进行优化，而在盘式制动器中，制动盘与摩擦片是发生振动噪声的关键，两个零部件的频率比较接近，从而发生共振。为了避免共振，就需要改变两个零部件的部分参数，如材料，摩擦系数、刚度、预紧力等等，进行多次求解与对比，使得两个部件的振动频率可以错开，达到满足要求的最优化，从而避免共振。
现有技术采用有限元模态分析的方法，模态分析主要用于计算结构的振动频率和振动形态，因此又可以叫做频率分析或者是振型分析。通过模态分析方法分析结构物在某一易受影响的频率范围内的各阶主要模态的特性，就可以预言结构在此频段内在外部或内部各种振源作用下产生的实际振动响应，得到研究对象的振动特性，但是使用有限元方法分析振动噪声，往往工作量大、计算时间较长，可能需要计算几十小时且结果也不十分精确，且操作起来比较繁琐结果不直观，并且对模型比较依赖。
发明内容
本发明的目的是为了提供一种基于simulink的盘式制动器振动噪声的分析方法，建立动力学模型使用simulink仿真，根据模型来对盘式制动器噪声振动进行分析。
为了实现上述目的，本发明提出一种基于simulink的盘式制动器振动噪声的分析方法，包括如下步骤：
步骤1：建立盘式制动器的动力学模型：
所述盘式制动器包括依次连接的第一制动摩擦片、制动盘和第二制动摩擦片；
步骤2：根据多自由度系统的动力学方程式，建立盘式制动器的动力学计算方程式：
步骤2.1：所述第一制动摩擦片的动力学方程式为第一公式，所述制动盘的动力学方程式为第二公式和第三公式，所述第二制动摩擦片的动力学方程式为第四公式；
步骤2.2：所述盘式制动器两侧的制动钳的工艺和参数均相同，即得代表参数等式；
步骤2.3：结合所述第一公式、第二公式、第三公式、第四公式和代表参数等式，获得矩阵方程式；
步骤3：根据所述矩阵方程式在matlab中建立simulink仿真模型；
步骤4：根据摩擦理论，建立用于判断所述盘式制动器是否存在噪声问题的判断不等式；
步骤5：将需研究的盘式制动器的参数代入所述判断不等式，符合所述判断不等式，即需研究的所述盘式制动器存在噪声问题；
步骤6：将需研究的所述盘式制动器的参数输入所述simulink仿真模型，获得图谱数据；由需研究的所述盘式制动器的初始参数得出的所述图谱数据为第一版的所述图谱数据，更改需研究的所述盘式制动器的其中一个变量参数后得出的所述图谱数据为第二版的所述图谱数据，依次类推，通过改变变量参数获得多版次的所述图谱数据，将所述图谱数据汇总比对，进行噪声分析。
进一步地，在所述的基于simulink的盘式制动器振动噪声的分析方法中，在步骤1中，所述动力学模型为三自由度的动力学模型。
进一步地，在所述的基于simulink的盘式制动器振动噪声的分析方法中，所述多自由度系统的动力学方程式为：
在步骤2.1中，
所述第一公式为：
所述第二公式为：
所述第三公式为：
所述第四公式为：
在步骤2.2中，
所述代表参数等式为：m1＝m3，c1＝c3，k1＝k3，xp1＝xp3
在步骤2.3中，
所述矩阵方程式为：
简化后所述矩阵方程式为：
N为预紧力，m1为第一制动摩擦片质量，m3为第二制动摩擦片质量，m2为制动盘质量，c为阻尼系数，k为等效弹簧刚度，xd为制动盘振幅，xp为制动摩擦片的振幅，α为摩擦系数与制动盘对应速率的线性关系，V0为初始车速，us为静摩擦系数。
进一步地，在所述的基于simulink的盘式制动器振动噪声的分析方法中，在步骤4中，包括如下建立所述判断不等式的步骤：
步骤4.1：针对所述第一制动摩擦片，根据摩擦理论将所述第一公式展开得第五公式：
所述第五公式代入所述第一公式得第六公式：
步骤4.2：针对所述制动盘，根据摩擦理论将所述第三公式展开得第七公式：
所述第七公式代入所述第三公式得第八公式：
步骤4.3：根据所述第六公式和所述第八公式分析可知，
所述第一制动摩擦片出现负阻尼情况的第一不等式为：
所述制动盘出现负阻尼情况的第二不等式为：
进一步地，在所述的基于simulink的盘式制动器振动噪声的分析方法中，在步骤6中，所述图谱数据包括时域图、制动盘振动功率谱密度图和相频图，所述simulink仿真模型通过示波器绘制所述时域图，通过Averaging Power Specrral Density模块绘制所述制动盘振动功率谱密度图，通过示波器在matlab workspace的plot命令下绘制所述相频图。
进一步地，在所述的基于simulink的盘式制动器振动噪声的分析方法中，所述图谱数据还包括庞加莱映射点阵图谱，在matlab中，2s后制动盘振动的稳态过程绘制成所述庞加莱映射点阵图谱。
与现有技术相比，本发明的有益效果主要体现在：采用控制变量法，通过建立动力学模型使用simulink仿真，仿真过程中改变一个变量，得到振动频谱的变化后与未改变之前的噪声相比，能快速准确地找到被改变参数与噪声的关系，其次能找到最能对噪声影响最大的参数并加以调节。相较于传统的有限元方法，结果更加直观。在设计盘式制动器时，设计者可优先考虑对噪声影响最大的参数，在优化设计初期使用本方法，对制动器的设计进行初步优化，也可以对问题制动器进行一个初步排错。
附图说明
图1为本发明中盘式制动器的动力学模型示意图；
图2为本发明中盘式制动器自由振动时的simulink仿真模型；
图3为实施例中盘式制动器在原始数据参数下自由振动时的制动盘振幅时域图；
图4为实施例中盘式制动器在原始数据参数下自由振动时的制动盘振动功率谱密度图；
图5为实施例中盘式制动器在原始数据参数下自由振动时的制动盘振动相频图；
图6为实施例中盘式制动器在原始数据参数下自由振动时的制动盘振动庞加莱映射点阵图谱；
图7为实施例中盘式制动器在变换数据参数下自由振动时的制动盘振幅时域图；
图8为实施例中盘式制动器在变换数据参数下自由振动时的制动盘振动功率谱密度图；
图9为实施例中盘式制动器在变换数据参数下自由振动时的制动盘振动相频图；
图10为实施例中盘式制动器在变换数据参数下自由振动时的制动盘振动庞加莱映射点阵图谱。
具体实施方式
下面将结合示意图对本发明的基于simulink的盘式制动器振动噪声的分析方法进行更详细的描述，其中表示了本发明的优选实施例，应该理解本领域技术人员可以修改在此描述的本发明，而仍然实现本发明的有利效果。因此，下列描述应当被理解为对于本领域技术人员的广泛知道，而并不作为对本发明的限制。
在本发明的描述中，需要说明的是，对于方位词，如有术语“中心”，“横向”、“纵向”、“长度”、“宽度”、“厚度”、“上”、“下”、“前”、“后”、“左”、“右”、“竖直”、“水平”、“顶”、“底”、“内”、“外”、“顺时针”、“逆时针”等指示方位和位置关系为基于附图所示的方位或位置关系，仅是为了便于叙述本发明和简化描述，而不是指示或暗示所指的装置或元件必须具有特定的方位、以特定方位构造和操作，不能理解为限制本发明的具体保护范围。
此外，如有术语“第一”、“第二”仅用于描述目的，而不能理解为指示或暗示相对重要性或隐含指明技术特征的数量。由此，限定有“第一”、“第二”特征可以明示或者隐含包括一个或者多个该特征，在本发明描述中，“至少”的含义是一个或一个以上，除非另有明确具体的限定。
在本发明中，除另有明确规定和限定，如有术语“组装”、“相连”、“连接”术语应作广义去理解，例如，可以是固定连接，也可以是可拆卸连接，或一体地连接；也可以是机械连接；可以是直接相连，也可以是通过中间媒介相连，可以是两个元件内部相连通。对于本领域普通技术人员而言，可以根据具体情况理解上述的术语在本发明中的具体含义。
在发明中，除非另有规定和限定，第一特征在第二特征之“上”或之“下”可以包括第一和第二特征直接接触，也可以包括第一特征和第二特征不是直接接触而是通过它们之间的另外特征接触。而且，第一特征在第二特征“之上”、“之下”和“上面”包括第一特征在第二特征正上方和斜上方，或仅仅是表示第一特征水平高度高于第二特征的高度。第一特征在第二特征“之上”、“之下”和“下面”包括第一特征在第二特征正下方或斜下方，或仅仅表示第一特征水平高度低于第二特征。
在下列段落中参照附图以举例方式更具体地描述本发明。根据下面说明，本发明的优点和特征将更清楚。需说明的是，附图均采用非常简化的形式且均使用非精准的比例，仅用以方便、明晰地辅助说明本发明实施例的目的。
本发明提出一种基于simulink的盘式制动器振动噪声的分析方法，包括如下步骤：
步骤1：建立盘式制动器的动力学模型：
如图1所示，盘式制动器包括依次连接的第一制动摩擦片、制动盘和第二制动摩擦片，第一制动摩擦片和第二制动摩擦片分别通过两个摩擦面与制动盘相连，根据该结构建立一个三自由度的动力学模型。
步骤2：盘式制动器的噪声影响因素，主要的表征参数是高频噪声所对应的制动盘的振动振幅，而振动振幅可以在盘式制动器的动力学方程式中体现，只要列出对应的盘式制动器动力学方程式，并且进行合理范围的简化将制动盘的周向振幅通过动力学方程式表示出来，就可以通过制动盘的振幅来体现盘式制动器的振动噪声。
即根据多自由度系统的动力学方程式，建立盘式制动器的动力学计算方程式。
多自由度系统的动力学方程式为：
M为质量矩阵，C为阻尼矩阵，K为刚度矩阵，F为力矩阵。
步骤2.1：第一制动摩擦片的动力学方程式为第一公式，
第一公式为：
制动盘的动力学方程式为第二公式和第三公式，
第二公式为：
第三公式为：
第二制动摩擦片的动力学方程式为第四公式，
第四公式为：
步骤2.2：盘式制动器两侧的制动钳的工艺和参数均相同，即得代表参数等式，代表参数等式为：m1＝m3，c1＝c3，k1＝k3，xp1＝xp3；
步骤2.3：结合第一公式、第二公式、第三公式、第四公式和代表参数等式，获得矩阵方程式；
矩阵方程式为：
简化后矩阵方程式为：
N为预紧力，m1为第一制动摩擦片质量，m3为第二制动摩擦片质量，m2为制动盘质量，c为阻尼系数，k为等效弹簧刚度，xd为制动盘振幅，xp为制动摩擦片的振幅，α为摩擦系数与制动盘对应速率的线性关系，V0为初始车速，us为静摩擦系数。
步骤3：如图2所示，根据矩阵方程式在matlab中建立simulink仿真模型，将方程转化为可视化模型，以利用simulink仿真模型对盘式制动器的噪声振动进行分析。
步骤4：根据摩擦理论，建立用于判断盘式制动器是否存在噪声问题的判断不等式，包括如下建立判断不等式的步骤：
步骤4.1：针对第一制动摩擦片，根据摩擦理论将第一公式展开得第五公式：
第五公式代入第一公式得第六公式：
针对制动盘，根据摩擦理论将第三公式展开得第七公式：
第七公式代入第三公式得第八公式：
步骤4.2：根据第六公式和第八公式分析可知，判断不等式包括第一不等式和第二不等式，
第一制动摩擦片出现负阻尼情况的第一不等式为：
制动盘出现负阻尼情况的第二不等式为：
步骤5：将需研究的盘式制动器的参数代入判断不等式，符合判断不等式的，即需研究的盘式制动器存在噪声问题，可进行后续的噪声分析；
步骤6：将需研究的盘式制动器的参数输入simulink仿真模型，获得图谱数据；由需研究的盘式制动器的初始参数得出的图谱数据为第一版的图谱数据，更改需研究的盘式制动器的其中一个变量参数后得出的图谱数据为第二版的图谱数据，依次类推，通过改变变量参数获得多版次的图谱数据，将图谱数据汇总比对，进行噪声分析。
具体地，图谱数据包括时域图、制动盘振动功率谱密度图、相频图和庞加莱映射点阵图谱，利用simulink仿真模型绘制时域图，即确定输入参数之后，根据矩阵方程的各参数关系逐一连接，即可通过连接到的示波器获得时域图；且通过Averaging Power SpecrralDensity模块来查看根据功率谱密度绘制的制动盘振动功率谱密度图；将位移(z2)与速度信号(v2)分别连接示波器，信号输入matlab workspace在plot命令下绘制相频图。为了使分析更全面，使用matlab的主程序编程将2s后的制动盘振动的稳态过程绘制成庞加莱映射点阵图谱，庞加莱映射点阵图谱在matlab中的绘制代码如下：
plot(z2.signals.values,v2.signals.values)
figure
count＝find(z2.time>2)；％截取稳态过程
y(:,1)＝z2.signals.values；
y(:,2)＝v2.signals.values；
y＝y(count,:)；
n＝length(y(:,1))；％计算点的总数
fori＝2:n-1
ify(i-1,1)+eps<y(i,1)&&y(i,1)>y(i+1,1)+eps％简单的取出局部最大值
plot(y(i,1),y(i,2),'.')；
hold on
end
end
进一步地，本实施例中，假设摩擦片和制动盘之间的预紧力N＝100N，摩擦系数与盘式制动器的制动盘对应速率的线性关系α为0.005，初始车速V0＝2.5m/s，第一制动摩擦片m1和第二制动摩擦片m3的质量均为250g，制动盘m2的质量为1000g，静摩擦系数us取值为0.42，第一制动摩擦片m1上的阻尼系数c1为2Ns/m，第二制动摩擦片m3上的阻尼系数c3为2Ns/m，制动盘上的阻尼系数c2为3.5Ns/m，第一制动摩擦片m1上的等效弹簧刚度k1为27KN/m，第二制动摩擦片m3上的等效弹簧刚度k3为27KN/m，制动盘上的等效弹簧刚度k2为39KN/m，上述数据均可根据所需研究的盘式制动器的参数来进行调整的。
将上述原始数据参数代入不等式，可以得出制动盘和制动摩擦片会出现负阻尼情况，因为负阻尼出现就意味着振动噪声，因此可得出该盘式制动器存在噪声问题，即可对该原始数据参数下的盘式制动器进行具体地噪声分析。
具体地，如图3至图6所示，将上述原始数据参数输入simulink仿真模型，依次绘制制动盘振幅时域图、制动盘振动功率谱密度图、制动盘振动相频图和制动盘振动庞加莱映射点阵图谱，从结果来看，1.5秒之前制动盘振动幅度较大，会引起噪声。如图7至图10所示，开始调试优化参数，首先可以考虑制动摩擦片阻尼，先保持其他变量不变，在制动钳上增加阻尼材料使阻尼系数c1和c3从2Ns/m变成4Ns/m，将变换数据参数输入simulink仿真模型，再次绘制新的制动盘振幅时域图、制动盘振动功率谱密度图、制动盘振动相频图和制动盘振动庞加莱映射点阵图谱。
原始数据参数下绘制的图与变换数据参数下绘制的图进行对比，可知当在制动钳上增加阻尼材料后制动盘的振幅明显相较于之前的振幅变“稀”了，在原先的阻尼系数下制动盘的振动在1.5s时开始趋于稳定，而在加了阻尼系数后制动盘在0.8s既已趋于稳定振动幅度也有一定程度减小，且振动稳定的时间减小了，因此可知阻尼系数与盘式制动器的振动噪声幅度呈负相关，即盘式制动器的制动钳上增加阻尼材料后，阻尼系数越大，振动噪声越小。与已知的盘式制动器噪声分析的结果是一致，根据此结果，通过不断调节阻尼材料，直至振动噪声的要求达到所需要求。
根据本实施例可知，采用控制变量法，通过改变一个变量，得到振动频谱的变化后与未改变之前的噪声相比，能快速准确地找到被改变参数与噪声的关系，并相应找到最能对噪声影响最大的参数并加以调节，最终通过不断调试确定符合实际要求的最优化方案。
该方法相比于常用的有限元方法在确定材料的基础上，能更加直观地反映出盘式制动器各个参数对振动噪声的影响，相比于传统的有限元方法，更加快捷直观，计算时间比起传统有限元的几十小时，缩短到20秒以内。并且在进行有限元分析之前可以先行优化，保证有限元分析的结果更加准确。
综上，在本实施例中，提出的基于simulink的盘式制动器振动噪声的分析方法，采用控制变量法，通过建立动力学模型使用simulink仿真，仿真过程中改变一个变量，得到振动频谱的变化后与未改变之前的噪声相比，能快速准确地找到被改变参数与噪声的关系，其次能找到最能对噪声影响最大的参数并加以调节。相较于传统的有限元方法，结果更加直观。在设计盘式制动器时，设计者可优先考虑对噪声影响最大的参数，在优化设计初期使用本方法，对制动器的设计进行初步优化，也可以对问题制动器进行一个初步排错。
上述仅为本发明的优选实施例而已，并不对本发明起到任何限制作用。任何所属技术领域的技术人员，在不脱离本发明的技术方案的范围内，对本发明揭露的技术方案和技术内容做任何形式的等同替换或修改等变动，均属未脱离本发明的技术方案的内容，仍属于本发明的保护范围之内。
Claims (6)
1.一种基于simulink的盘式制动器振动噪声的分析方法，其特征在于，包括如下步骤：
步骤1：建立盘式制动器的动力学模型：
所述盘式制动器包括依次连接的第一制动摩擦片、制动盘和第二制动摩擦片；
步骤2：根据多自由度系统的动力学方程式，建立盘式制动器的动力学计算方程式：
步骤2.1：所述第一制动摩擦片的动力学方程式为第一公式，所述制动盘的动力学方程式为第二公式和第三公式，所述第二制动摩擦片的动力学方程式为第四公式；
步骤2.2：所述盘式制动器两侧的制动钳的工艺和参数均相同，即得代表参数等式；
步骤2.3：结合所述第一公式、第二公式、第三公式、第四公式和代表参数等式，获得矩阵方程式；
步骤3：根据所述矩阵方程式在matlab中建立simulink仿真模型；
步骤4：根据摩擦理论，建立用于判断所述盘式制动器是否存在噪声问题的判断不等式；
步骤5：将需研究的盘式制动器的参数代入所述判断不等式，符合所述判断不等式，即需研究的所述盘式制动器存在噪声问题；
步骤6：将需研究的所述盘式制动器的参数输入所述simulink仿真模型，获得图谱数据；由需研究的所述盘式制动器的初始参数得出的所述图谱数据为第一版的所述图谱数据，更改需研究的所述盘式制动器的其中一个变量参数后得出的所述图谱数据为第二版的所述图谱数据，依次类推，通过改变变量参数获得多版次的所述图谱数据，将所述图谱数据汇总比对，进行噪声分析。
2.根据权利要求1所述的基于simulink的盘式制动器振动噪声的分析方法，其特征在于，在步骤1中，所述动力学模型为三自由度的动力学模型。
3.根据权利要求1所述的基于simulink的盘式制动器振动噪声的分析方法，其特征在于，所述多自由度系统的动力学方程式为：
在步骤2.1中，
所述第一公式为：
所述第二公式为：
所述第三公式为：
所述第四公式为：
在步骤2.2中，
所述代表参数等式为：m1＝m3，c1＝c3，k1＝k3，xp1＝xp3
在步骤2.3中，
所述矩阵方程式为：
简化后所述矩阵方程式为：
N为预紧力，m1为第一制动摩擦片质量，m3为第二制动摩擦片质量，m2为制动盘质量，c为阻尼系数，k为等效弹簧刚度，xd为制动盘振幅，xp为制动摩擦片的振幅，α为摩擦系数与制动盘对应速率的线性关系，V0为初始车速，us为静摩擦系数。
4.根据权利要求1所述的基于simulink的盘式制动器振动噪声的分析方法，其特征在于，在步骤4中，包括如下建立所述判断不等式的步骤：
步骤4.1：针对所述第一制动摩擦片，根据摩擦理论将所述第一公式展开得第五公式：
所述第五公式代入所述第一公式得第六公式：
步骤4.2：针对所述制动盘，根据摩擦理论将所述第三公式展开得第七公式：
所述第七公式代入所述第三公式得第八公式：
步骤4.3：根据所述第六公式和所述第八公式分析可知，
所述第一制动摩擦片出现负阻尼情况的第一不等式为：
所述制动盘出现负阻尼情况的第二不等式为：
5.根据权利要求1所述的基于simulink的盘式制动器振动噪声的分析方法，其特征在于，在步骤6中，所述图谱数据包括时域图、制动盘振动功率谱密度图和相频图，所述simulink仿真模型通过示波器绘制所述时域图，通过AveragingPowerSpecrralDensity模块绘制所述制动盘振动功率谱密度图，通过示波器在matlabworkspace的plot命令下绘制所述相频图。
6.根据权利要求5所述的基于simulink的盘式制动器振动噪声的分析方法，其特征在于，所述图谱数据还包括庞加莱映射点阵图谱，在matlab中，2s后制动盘振动的稳态过程绘制成所述庞加莱映射点阵图谱。
Priority Applications (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| CN201910076895.XA CN109918719A (zh) | 2019-01-27 | 2019-01-27 | 一种基于simulink的盘式制动器振动噪声的分析方法 |
Applications Claiming Priority (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| CN201910076895.XA CN109918719A (zh) | 2019-01-27 | 2019-01-27 | 一种基于simulink的盘式制动器振动噪声的分析方法 |
Publications (1)
| Publication Number | Publication Date |
|---|---|
| CN109918719A true CN109918719A (zh) | 2019-06-21 |
Family
ID=66960779
Family Applications (1)
| Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
|---|---|---|---|
| CN201910076895.XA Pending CN109918719A (zh) | 2019-01-27 | 2019-01-27 | 一种基于simulink的盘式制动器振动噪声的分析方法 |
Country Status (1)
| Country | Link |
|---|---|
| CN (1) | CN109918719A (zh) |
Cited By (2)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| CN114004106A (zh) * | 2021-11-11 | 2022-02-01 | 南方天合底盘系统有限公司 | 一种汽车制动噪声分析方法 |
| CN114969971A (zh) * | 2022-05-24 | 2022-08-30 | 南方天合底盘系统有限公司 | 用于浮动式卡钳盘式制动器低频制动噪音的解决方法 |
-
2019
- 2019-01-27 CN CN201910076895.XA patent/CN109918719A/zh active Pending
Non-Patent Citations (3)
| Title |
|---|
| 丁千等: "机械系统摩擦动力学研究进展", 《力学进展》 * |
| 方韶华等: "基于Nastran盘式制动器制动噪声的有限元分析", 《金华职业技术学院学报》 * |
| 李力克: "盘式制动器噪声机理及控制研究", 《中国优秀硕士学位论文全文数据库 工程科技II辑》 * |
Cited By (3)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| CN114004106A (zh) * | 2021-11-11 | 2022-02-01 | 南方天合底盘系统有限公司 | 一种汽车制动噪声分析方法 |
| CN114004106B (zh) * | 2021-11-11 | 2022-10-14 | 南方天合底盘系统有限公司 | 一种汽车制动噪声分析方法 |
| CN114969971A (zh) * | 2022-05-24 | 2022-08-30 | 南方天合底盘系统有限公司 | 用于浮动式卡钳盘式制动器低频制动噪音的解决方法 |
Similar Documents
| Publication | Publication Date | Title |
|---|---|---|
| Citarella et al. | Modal acoustic transfer vector approach in a FEM–BEM vibro-acoustic analysis | |
| Mohanty et al. | Structure-borne noise reduction in a truck cab interior using numerical techniques | |
| Sarrouy et al. | Piecewise polynomial chaos expansion with an application to brake squeal of a linear brake system | |
| Elmaian et al. | How can automotive friction-induced noises be related to physical mechanisms? | |
| Nechak et al. | Sensitivity analysis and Kriging based models for robust stability analysis of brake systems | |
| CN109918719A (zh) | 一种基于simulink的盘式制动器振动噪声的分析方法 | |
| CN103559398B (zh) | 汽车盘式制动器系统振动稳定性的不确定性分析方法 | |
| Butlin et al. | Sensitivity of friction-induced vibration in idealised systems | |
| Collette et al. | High frequency energy transfer in semi-active suspension | |
| Esgandari et al. | Effect of damping in complex eigenvalue analysis of brake noise to control over-prediction of instabilities: an experimental study | |
| Meng et al. | Sensing and quantifying a new mechanism for vehicle brake creep groan | |
| Oh et al. | Examination of clunk phenomena using a non-linear torsional model of a front wheel drive vehicle with manual transmission | |
| Muller et al. | The effect of engine mounts on the noise and vibration behavior of vehicles | |
| McGee et al. | A frequency domain technique for characterizing nonlinearities in a tire-vehicle suspension system | |
| Chevillot et al. | Nonlinear transient vibrations and coexistences of multi-instabilities induced by friction in an aircraft braking system | |
| CN106649993A (zh) | 一种液压悬置的建模方法 | |
| Denimal et al. | Prediction and analysis of quasi-periodic solution for friction-induced vibration of an industrial brake system with the Generalized Modal Amplitude Stability Analysis | |
| Ushijima et al. | Nonlinear BBA for predicting vibration of vehicle with hydraulic engine mount | |
| Häfele et al. | Multi-body dynamics analysis of power train judder oscillations considering aggregate dynamics | |
| CN102777535A (zh) | 一种质量减振器及其检测方法 | |
| CN108733944B (zh) | 方向盘抖振性能的评价方法及装置 | |
| Sohmshetty et al. | Automotive body structure enhancement for buzz, squeak and rattle | |
| Rambacher et al. | Vibration optimisation of entire axles | |
| CN106547772A (zh) | 一种获得车身轻量化系数的方法和装置 | |
| Huemer-Kals et al. | Simulative Study on Effects of Numerical Solution and Contact Parameters of Direct Time Integration Methods Toward Stick-Slip-Related Disk Brake Vibrations |
Legal Events
| Date | Code | Title | Description |
|---|---|---|---|
| PB01 | Publication | ||
| PB01 | Publication | ||
| SE01 | Entry into force of request for substantive examination | ||
| SE01 | Entry into force of request for substantive examination | ||
| WD01 | Invention patent application deemed withdrawn after publication | ||
| WD01 | Invention patent application deemed withdrawn after publication |
Application publication date: 20190621 |