摘要：為研究影響車輛剎車噪音的誘因，以通風(fēng)盤式剎車器為研究對(duì)象，應(yīng)用有限元軟件，構(gòu)建剎車驚叫有限元模型，通過自由模態(tài)試驗(yàn)及剎車驚叫臺(tái)架試驗(yàn)驗(yàn)證了模型正確性，進(jìn)行復(fù)特點(diǎn)值剖析和自由模態(tài)剖析，闡述系統(tǒng)部件自由模態(tài)與磨擦耦合模態(tài)的關(guān)系，磨擦系數(shù)及剎車系統(tǒng)關(guān)鍵部件制動(dòng)盤煞車片的彈性撓度對(duì)剎車穩(wěn)定性的影響，結(jié)果顯示在磨擦耦合作用下，系統(tǒng)中固有頻度接近的部件形成模態(tài)耦合，造成系統(tǒng)不穩(wěn)定震動(dòng)；系統(tǒng)磨擦系數(shù)越大，磨擦耦合程度也越大，系統(tǒng)不穩(wěn)定性越大，但主振頻度不變；制動(dòng)盤和煞車片彈性撓度減小分別起到提高和消弱磨擦耦合對(duì)系統(tǒng)不穩(wěn)定性的影響。
1序言
隨著車輛工業(yè)不斷發(fā)展，人們對(duì)車輛舒適性和環(huán)護(hù)的要求日漸增強(qiáng)，車輛剎車過程中，因?yàn)閯x車盤和剎車片間的磨擦力，致使剎車系統(tǒng)動(dòng)態(tài)不穩(wěn)定，形成剎車驚叫，其頻度常在1kHz以上，形成機(jī)理復(fù)雜，至今仍沒有一個(gè)健全的理論可以完全解釋。車輛剎車震動(dòng)噪音除了污染環(huán)境，影響剎車療效，但是極易分散人們注意力，導(dǎo)致安全隱患，開發(fā)研發(fā)環(huán)境友好的紅色高效磨擦剎車系統(tǒng)，抑制剎車噪音，已成為一個(gè)重要的研究方向。關(guān)于剎車噪音的起因，有2種主導(dǎo)理論。第1種把剎車噪音歸因于磨擦副磨擦特點(diǎn)，覺得當(dāng)磨擦系數(shù)達(dá)到一定值后，就會(huì)形成剎車噪音；第2種為幾何特點(diǎn)耦合理論，覺得在相同磨擦系數(shù)下，磨擦副結(jié)構(gòu)不同，磨擦噪音發(fā)生情況也不同。文獻(xiàn)研究剎車噪音與磨擦力的關(guān)系，覺得清除剎車噪音最根本方式是減少剎車磨擦力，但減小剎車磨擦力會(huì)增加剎車效率。文獻(xiàn)發(fā)覺通過更改剎車盤的形狀來改變剎車塊和剎車盤之間耦合的方式，可以抑制部份剎車噪音。文獻(xiàn)借助有限元方式剖析剎車器各部件的自由模態(tài)，與試驗(yàn)結(jié)果進(jìn)行對(duì)比，驗(yàn)證了有限元模態(tài)剖析的確切性，找出了影響剎車不穩(wěn)定的最大部件。復(fù)特點(diǎn)值剖析方式能正確反映系統(tǒng)的震動(dòng)頻度和振型，常拿來預(yù)測(cè)剖析磨擦系統(tǒng)的不穩(wěn)定性及可能出現(xiàn)不穩(wěn)定震動(dòng)的頻度，是目前學(xué)術(shù)界和工業(yè)界進(jìn)行剎車驚叫預(yù)測(cè)的主要方式。目前大多數(shù)車輛為了達(dá)到剎車過程中避免熱衰退和提升磨擦塊使用壽命，剎車盤采用冷卻性能良好的通風(fēng)盤，其相關(guān)剎車噪音的研究比較稀少，故從磨擦耦合引起系統(tǒng)不穩(wěn)定角度剖析通風(fēng)盤剎車器的震動(dòng)穩(wěn)定性。
運(yùn)用有限元軟件，構(gòu)建了通風(fēng)盤剎車系統(tǒng)有限元模型，通過零部件自由模態(tài)試驗(yàn)和剎車驚叫臺(tái)架試驗(yàn)，驗(yàn)證了有限元模型的確切性，找出剎車關(guān)鍵部件自由模態(tài)與磨擦耦合模態(tài)的關(guān)系，并剖析磨擦系數(shù)及制動(dòng)片和制動(dòng)片的彈性撓度對(duì)剎車震動(dòng)不穩(wěn)定程度及驚叫頻度的影響，為之后通風(fēng)盤剎車器的設(shè)計(jì)與優(yōu)化提供了一定參考。
2通風(fēng)盤煞車系統(tǒng)有限元模型2.1有限元模型的建立
以一個(gè)通風(fēng)盤剎車器為原型進(jìn)行相關(guān)剖析，先在三維建模軟件中生成通風(fēng)盤剎車器，之后導(dǎo)出到有限元軟件中，其簡(jiǎn)化模型及網(wǎng)格界定，如圖1所示。其中制動(dòng)盤的材料設(shè)為201碳鋼，密度為∕m3，彈性撓度為，鐵損為0.3，制動(dòng)片材料設(shè)為提的材料密度為∕m3，彈性撓度為80GPa，鐵損為0.3，分別采用C3D10和C3D8R網(wǎng)格界定。進(jìn)行復(fù)特點(diǎn)值剖析和自由模態(tài)剖析，剖析得到系統(tǒng)各部件本身的固有頻度和振型，與磨擦耦合后的模態(tài)進(jìn)行對(duì)比。復(fù)特點(diǎn)值設(shè)置4個(gè)剖析步增大減小摩擦力的方法，分別為剎車力加載剖析步，制動(dòng)盤旋轉(zhuǎn)剖析步，自然頻度提取剖析步，復(fù)合頻度提取剖析步，其中在第1個(gè)剖析步中設(shè)置剎車壓力P為10MPa，采用漸變加載，約束制動(dòng)片5個(gè)螺絲孔內(nèi)表面X、Y、Z方向自由度，約束前后制動(dòng)片外表面X、Y方向自由度，釋放Z方向的自由度。第2個(gè)剖析步上將制動(dòng)片部件設(shè)定為一個(gè)set，使用語(yǔ)言施加角速率，設(shè)定角速率ω=62.8rad∕s，并設(shè)置制動(dòng)盤和制動(dòng)片間磨擦系數(shù)為0.4，第3、第4剖析步都設(shè)置為65個(gè)提取模態(tài)。
圖1通風(fēng)盤制動(dòng)器三維模型及網(wǎng)格界定
Fig.1ThreeModelandMeshofDiscBrake
2.2通風(fēng)盤剎車器運(yùn)動(dòng)學(xué)多項(xiàng)式
∕在提取系統(tǒng)的特點(diǎn)值時(shí)一般采用投影法，從提取的系統(tǒng)固有頻度得到投影基向量，之后再提取系統(tǒng)的復(fù)特點(diǎn)值，通風(fēng)盤制動(dòng)系統(tǒng)的運(yùn)動(dòng)多項(xiàng)式為：
式中：m—對(duì)稱元氏的質(zhì)量矩陣；c—包含各項(xiàng)減振的減振矩陣；k—?jiǎng)偠染仃嚒?span style="display:none">fzw物理好資源網(wǎng)(原物理ok網(wǎng))
（1）式的特點(diǎn)多項(xiàng)式為：
式中：λ—系統(tǒng)特點(diǎn)值；φ—對(duì)應(yīng)的特點(diǎn)向量。
（2）式的通解為：
式中：t—時(shí)間；αi—特征值λi的實(shí)部；ωi—特征值λi的虛部。
考慮到磨擦過程導(dǎo)致的撓度矩陣和減振矩陣的不對(duì)稱性，系統(tǒng)會(huì)發(fā)生模態(tài)耦合，這時(shí)（3）式中會(huì)形成一對(duì)共軛復(fù)根，即虛部值相同，實(shí)部值為一對(duì)相反數(shù)。從式（3）中可以看出當(dāng)特點(diǎn)值實(shí)部αi為負(fù)數(shù)，系統(tǒng)出現(xiàn)不穩(wěn)定震動(dòng)，隨著時(shí)間下降，其振幅越來越大。
2.3磨擦撓度的耦合作用
復(fù)特點(diǎn)值剖析中的磨擦撓度τ為：
式中：t—滑動(dòng)方向；p—接觸壓力；μ—摩擦系數(shù)；γ?—滑動(dòng)速度。考慮到磨擦撓度τ的擾動(dòng)對(duì)系統(tǒng)撓度和減振的影響，則有：
其中第1項(xiàng)形成非對(duì)稱撓度貢獻(xiàn)，它引起磨擦撓度與圓盤彎曲震動(dòng)的耦合,這是剎車器驚叫的主要誘因。
（5）式中第2項(xiàng)可以寫為：
其形成非對(duì)稱減振貢獻(xiàn)，引起磨擦撓度與煞車片切向震動(dòng)相耦合，形成負(fù)減振，是剎車器中激勵(lì)不穩(wěn)定的重要誘因。
（5）式中第3項(xiàng)可以寫為：
式中：s—單位徑向方向，其形成非對(duì)稱減振貢獻(xiàn)，引起磨擦撓度與制動(dòng)盤徑向震動(dòng)耦合，形成正減振，可以抑制個(gè)別驚叫頻度。
3有限元仿真及試驗(yàn)驗(yàn)證3.1零部件模態(tài)仿真與試驗(yàn)驗(yàn)證
借助軟件對(duì)盤式剎車器各零件分別進(jìn)行自由模態(tài)剖析，設(shè)置65個(gè)提取模態(tài)，得到制動(dòng)盤和制動(dòng)片在自由約束條件下的固有震動(dòng)頻度和模態(tài)，為驗(yàn)證盤式剎車器各零部件有限元模態(tài)剖析結(jié)果的正確性，分別對(duì)制動(dòng)盤和制動(dòng)片進(jìn)行模態(tài)剖析試驗(yàn)，制動(dòng)盤材料為201碳鋼，制動(dòng)片為鐵基半金屬材料，剖析試驗(yàn)時(shí)，分別將各零部件置于海棉上，保持零件的自由約束狀態(tài)，采用錘擊法，借助單點(diǎn)敲打和多點(diǎn)檢測(cè)的方法，檢測(cè)各零件的固有震動(dòng)頻度和模態(tài)，制動(dòng)盤和制動(dòng)片前6階固有震動(dòng)頻度有限元估算結(jié)果與試驗(yàn)?zāi)B(tài)剖析結(jié)果比較，制動(dòng)盤結(jié)果，如表1所示。制動(dòng)片結(jié)果，如表2所示。由表可知有限元模態(tài)剖析所得模態(tài)頻度與模態(tài)試驗(yàn)所得頻度最大相對(duì)偏差在5%以內(nèi)，表明有限元模態(tài)剖析結(jié)果可靠。
表1制動(dòng)盤有限元模態(tài)剖析與試驗(yàn)結(jié)果比較
Tab.1ModalandTestofBrakeDisc
表2煞車片有限元模態(tài)剖析與試驗(yàn)結(jié)果比較
Tab.2ModalandTestofBrakePads
3.2剎車驚叫復(fù)特點(diǎn)值剖析及臺(tái)架試驗(yàn)驗(yàn)證
借助早已建好的盤式剎車器有限元模型，依據(jù)復(fù)特點(diǎn)值方式得出剎車系統(tǒng)不穩(wěn)定振型圖，對(duì)應(yīng)階數(shù)，震動(dòng)頻度，復(fù)特點(diǎn)值實(shí)部值，主振方向，振型，如表3所示。可知共形成了6個(gè)不穩(wěn)定震動(dòng)模態(tài)，其中特點(diǎn)值實(shí)部代表不穩(wěn)定震動(dòng)的可能性大小，其值越大，則系統(tǒng)在該頻度發(fā)生不穩(wěn)定震動(dòng)的機(jī)率越大，由此可看出第32階模態(tài)最有可能發(fā)生不穩(wěn)定失衡現(xiàn)象。
表3剎車器復(fù)特點(diǎn)值剖析
Tab.3ofofBrake
展開剎車器驚叫臺(tái)架試驗(yàn)，檢測(cè)驚叫的頻度，與仿真估算得到的不穩(wěn)定頻度對(duì)比,驗(yàn)證仿真模態(tài)的可靠性。本實(shí)驗(yàn)采用推挽慣性式剎車試驗(yàn)臺(tái)，其結(jié)構(gòu)，如圖2所示。在剎車系統(tǒng)上將制動(dòng)盤通過中間孔安裝在試件治具系統(tǒng)上，并通過5個(gè)螺絲固定，由直流調(diào)速馬達(dá)提供驅(qū)動(dòng)力推動(dòng)剎車盤旋轉(zhuǎn)，制動(dòng)片對(duì)稱分布于制動(dòng)盤右側(cè)，固定于尾座滑移系統(tǒng)上，由油壓系統(tǒng)通過剎車管道提供剎車壓力，響度傳感固定在離試件30cm處，并通過NI采集卡采集剎車驚叫噪音訊號(hào)，取樣頻度為。
圖2剎車試驗(yàn)臺(tái)結(jié)構(gòu)
Fig.2ofBrakeTestBench
1.基礎(chǔ)基座系統(tǒng)2.直流調(diào)速馬達(dá)3.導(dǎo)向鍵4.襯套5.軸承座6.錐軸7.飛車架8.集流環(huán)9.試件治具系統(tǒng)10.尾座滑移系統(tǒng)11.測(cè)力臂12.通風(fēng)冷卻系統(tǒng)13.響度傳感14.飛輪裝卸系統(tǒng)
進(jìn)行剎車器臺(tái)架試驗(yàn)時(shí)，馬達(dá)怠速，如圖3所示。每位剎車循環(huán)為3min，分為AB加速、BC恒速、CD減速三個(gè)階段，其中CD階段是剎車器剎車過程，此時(shí)馬達(dá)處于自由狀態(tài)，對(duì)剎車器施加10MPa剎車壓力，共重復(fù)進(jìn)行50次剎車試驗(yàn)，每次試驗(yàn)控制背景噪音在50dB以下，且環(huán)境濕度不變，采集到的抖動(dòng)峰值頻度及對(duì)應(yīng)響度值，如圖4所示。由圖可知，共集中形成5個(gè)抖動(dòng)頻度，分別為、、、、7587Hz，與復(fù)特點(diǎn)值剖析方式得到的不穩(wěn)定剎車頻度基本吻合，說明仿真剖析其實(shí)存在一定程度欠預(yù)測(cè)與過預(yù)測(cè)，但估算所得頻度相對(duì)偏差在5%以內(nèi)，滿足精度要求，所構(gòu)建模型是正確的，可用做進(jìn)一步剖析。
圖3馬達(dá)怠速示意圖
Fig.3MotorSpeed
圖4臺(tái)架試驗(yàn)抖動(dòng)峰值分布
Fig.4ofPeakinBenchTest
4盤式剎車器剎車驚叫的誘因剖析4.1磨擦耦合剖析
對(duì)有限元模型自由模態(tài)剖析剖析結(jié)果，分別提取得制動(dòng)盤和制動(dòng)片振型參與系數(shù)較大，振型相仿，震動(dòng)方向相反且頻度接近的四階振型，制動(dòng)盤結(jié)果，如表4所示。制動(dòng)片結(jié)果，如表5所示。
表4制動(dòng)盤自由模態(tài)剖析
Tab.4FreeModalofBrakeDisc
表5制動(dòng)片自由模態(tài)剖析
Tab.5FreeModalofBrakePads
觀察制動(dòng)盤和制動(dòng)片各階模態(tài)的固有頻度值，發(fā)覺制動(dòng)盤第21階振型頻度值4456.1Hz和制動(dòng)片第15階振型頻度值4299.6Hz接近于復(fù)模態(tài)不穩(wěn)定震動(dòng)頻度值4446.8Hz，制動(dòng)盤第27階振型頻度值5315.6Hz和制動(dòng)片第17階振型頻度值5228.3Hz接近于復(fù)模態(tài)不穩(wěn)定震動(dòng)頻度值5284.2Hz，制動(dòng)盤第35階振型頻度值6099.8Hz和制動(dòng)片第18階振型頻度值5714.8Hz接近于復(fù)模態(tài)不穩(wěn)定震動(dòng)頻度值6098.2Hz，制動(dòng)盤第42階振型頻度值6959.2Hz和制動(dòng)片第32階振型頻度值6967.2Hz接近于復(fù)模態(tài)不穩(wěn)定震動(dòng)頻度值6928.1Hz，這4組比較接近的振型在自由約束狀態(tài)下，它們的運(yùn)動(dòng)是互相獨(dú)立的，不形成不穩(wěn)定震動(dòng)，但當(dāng)接觸面存在磨擦撓度作用時(shí)，磨擦撓度使磨擦副之間的運(yùn)動(dòng)耦合在一起，切向震動(dòng)和彎曲震動(dòng)互相之間影響，改變系統(tǒng)原有狀態(tài)，致使系統(tǒng)形成不穩(wěn)定震動(dòng)和噪音，說明系統(tǒng)系統(tǒng)內(nèi)部的結(jié)構(gòu)參數(shù)是形成不穩(wěn)定震動(dòng)的外因，而磨擦耦合作用是觸發(fā)系統(tǒng)形成不穩(wěn)定震動(dòng)的內(nèi)因。
4.2磨擦系數(shù)對(duì)剎車穩(wěn)定性的影響
剎車過程中的不穩(wěn)定震動(dòng)與磨擦耦合有關(guān)，磨擦系數(shù)的大小是決定磨擦耦合程度的關(guān)鍵誘因。磨擦系數(shù)與相對(duì)滑動(dòng)速率和表面接觸壓力等有關(guān)，因而剎車過程中，磨擦系數(shù)并不是保持恒定不變的。
在仿真模型中，采用定值庫(kù)倫磨擦模型，保持預(yù)荷載，相對(duì)滑動(dòng)速率，表面接觸類型不變，改變磨擦系數(shù)在（0.1～0.9）變化，剖析其對(duì)剎車系統(tǒng)穩(wěn)定性影響，不同磨擦系數(shù)下不穩(wěn)定模態(tài)散點(diǎn)分布，如圖5所示。不穩(wěn)定模態(tài)實(shí)部值變化，如圖6所示。
圖5不同磨擦系數(shù)下不穩(wěn)定模態(tài)散點(diǎn)圖
Fig.5PointofModalUnder
從圖5可知，當(dāng)磨擦系數(shù)分別從（0.1～0.9）間變化，其形成不穩(wěn)定模態(tài)個(gè)數(shù)分別為：1、1、3、6、8、9、9、10、10，說明隨著磨擦系數(shù)的逐步減小，其不穩(wěn)定模態(tài)數(shù)目也越來越多，同時(shí)由圖6可知不穩(wěn)定震動(dòng)的各階模態(tài)實(shí)部值也漸漸減小。其中第32階模態(tài)最早出現(xiàn)不穩(wěn)定震動(dòng)，在μ=0.1時(shí)就出現(xiàn)，之后仍然存在，即為外頻震動(dòng)模態(tài)，顯存值為6098Hz，其與系統(tǒng)結(jié)構(gòu)參數(shù)有關(guān)，基本不隨磨擦系數(shù)變化而變化，而雖然部值隨磨擦系數(shù)的減小而減小，可知其受磨擦耦合作用為內(nèi)因，而系統(tǒng)結(jié)構(gòu)參數(shù)為外因。在磨擦耦合作用下造成系統(tǒng)結(jié)構(gòu)參數(shù)匹配不當(dāng)減緩，形成不穩(wěn)定震動(dòng)。
圖6不穩(wěn)定模態(tài)實(shí)部值變化圖
Fig.6RealPartValueofModal
為反映系統(tǒng)不穩(wěn)定震動(dòng)的整體傾向，引入穩(wěn)定傾向系數(shù)（of，TOL），估算公式如下：
式中：Ai—不穩(wěn)定復(fù)特點(diǎn)值的實(shí)部；Bi—其復(fù)特點(diǎn)值虛部，代表震動(dòng)圓頻度。
按照復(fù)模態(tài)理論，TOL值彰顯了相對(duì)減振系數(shù)的概念，其值越大，系統(tǒng)越不穩(wěn)定。考慮系統(tǒng)磨擦系數(shù)變化誘因的TOL，如圖7所示。由此可見，隨磨擦系數(shù)減小，TOL值漸漸減小，系統(tǒng)發(fā)生不穩(wěn)定震動(dòng)的傾向減小。
圖7不同磨擦系數(shù)下系統(tǒng)TOL值
Fig.7TOLValueofUnder
4.3制動(dòng)盤彈性撓度對(duì)剎車穩(wěn)定性的影響
考慮制動(dòng)器系統(tǒng)結(jié)構(gòu)參數(shù)，如關(guān)鍵部件彈性撓度對(duì)剎車不穩(wěn)定性的影響。設(shè)置磨擦系數(shù)為0.4，改變制動(dòng)盤的彈性撓度值在（150～300）GPa間變化，提取前65階模態(tài)，制動(dòng)盤不同彈性撓度下不穩(wěn)定模態(tài)散點(diǎn)，如圖8所示。其TOL值，如圖9所示。
圖9制動(dòng)盤不同彈性撓度下系統(tǒng)TOL值
Fig.9TOLValueofBrakeDiscUnder
從圖8中可以看出，隨制動(dòng)盤彈性撓度的減小，其不穩(wěn)定模態(tài)個(gè)數(shù)越來越多，不穩(wěn)定模態(tài)個(gè)數(shù)分別為2、3、6、8、9、11，不穩(wěn)定模態(tài)的最大實(shí)部值也越來越大，分別為46.149、74.817、85.201、117.78、152.07、189.87，對(duì)應(yīng)震動(dòng)頻度集中在（6000～8000）Hz，說明隨著制動(dòng)盤彈性撓度的逐步減小，其發(fā)生不穩(wěn)定震動(dòng)的可能性越來越大。同時(shí)，從圖8中可以看出，隨制動(dòng)盤彈性撓度減小，TOL值漸漸減小，呈線性下降趨勢(shì)，最大與最小間相差近10倍，系統(tǒng)整體不穩(wěn)定傾向減小。
圖8制動(dòng)盤不同彈性撓度下不穩(wěn)定模態(tài)散點(diǎn)圖
Fig.8ModeofBrakeDiscUnder
由此可見，制動(dòng)盤彈性撓度對(duì)系統(tǒng)剎車穩(wěn)定性有較大影響增大減小摩擦力的方法，在滿足結(jié)構(gòu)硬度要求的條件下，可考慮采用彈性撓度較低的材料如球墨鑄鐵來制造制動(dòng)盤，可很大程度減少剎車震動(dòng)噪音。
4.4煞車片彈性撓度對(duì)剎車穩(wěn)定性的影響
隨著國(guó)外煞車片材料的發(fā)展，由單一的固化石棉基材料發(fā)展到各種混雜纖維，其加工工藝也各不相同，而制動(dòng)片彈性撓度與其材料成份和加工工藝有關(guān)，故煞車片的彈性撓度范圍較廣。設(shè)置在磨擦系數(shù)為0.4，改變煞車片的彈性撓度值在（60～180）GPa間變化，提取前65階模態(tài)，煞車片不同彈性撓度下不穩(wěn)定模態(tài)散點(diǎn)，如圖10所示。其TOL值，如圖11所示。
從圖10中可以看出，隨煞車片彈性撓度的減小，其不穩(wěn)定模態(tài)個(gè)數(shù)越來越少，不穩(wěn)定模態(tài)個(gè)數(shù)分別10、6、3、2、2、2、1，其不穩(wěn)定模態(tài)最大實(shí)部值對(duì)應(yīng)頻度越來越大，分別為6033.1Hz、6098.9Hz、、8666.2Hz、8935.1Hz、8992.1Hz、9045.3Hz，說明隨著煞車片彈性撓度的逐步減小，其不穩(wěn)定震動(dòng)的可能性越來越低，同時(shí)從圖11中可以看出隨煞車片彈性撓度減小，TOL值先隨之日漸減少，后漸趨平穩(wěn)，系統(tǒng)整體不穩(wěn)定傾向降低。
圖10煞車片不同彈性撓度下不穩(wěn)定模態(tài)散點(diǎn)圖
Fig.10ModeofBrakePadsUnder
圖11煞車片不同彈性撓度下系統(tǒng)TOL值
Fig.11TOLValueofBrakePadUnder
由此可見，煞車片彈性撓度對(duì)系統(tǒng)剎車穩(wěn)定性有較大影響，通過適當(dāng)提升煞車片彈性泊松比，可有效提升剎車系統(tǒng)穩(wěn)定性。
5推論
應(yīng)用軟件，完善了通風(fēng)盤式剎車器有限元模型，進(jìn)行了各零部件的自由模態(tài)剖析，及基于磨擦耦合的復(fù)模態(tài)剖析，通過模態(tài)試驗(yàn)和剎車臺(tái)架試驗(yàn)驗(yàn)證了有限元模型及仿真結(jié)果的確切性，剖析了剎車噪音的形成機(jī)制，并闡述了接觸面的磨擦系數(shù)及各零部件彈性撓度與剎車過程中震動(dòng)噪音的關(guān)系，主要得出以下推論：
（1）系統(tǒng)中固有震動(dòng)頻度比較接近的部件，在磨擦撓度耦合的作用下，形成共振，造成系統(tǒng)形成不穩(wěn)定震動(dòng)。
（2）隨磨擦系數(shù)減小，系統(tǒng)磨擦耦合程度減緩，不穩(wěn)定狀態(tài)越來越多，系統(tǒng)不穩(wěn)定傾向減小，不穩(wěn)定模態(tài)實(shí)部值越來越大，當(dāng)顯存震動(dòng)頻度值基本不變。
（3）隨制動(dòng)盤彈性撓度減小，磨擦耦合作用對(duì)系統(tǒng)不穩(wěn)定性影響減緩，不穩(wěn)定狀態(tài)越來越多，系統(tǒng)不穩(wěn)定傾向減小，不穩(wěn)定模態(tài)最大實(shí)部值越來越大。
（4）隨煞車片彈性撓度減小，磨擦耦合作用對(duì)系統(tǒng)不穩(wěn)定性影響變?nèi)酰环€(wěn)定狀態(tài)越來越少，系統(tǒng)不穩(wěn)定傾向降低，不穩(wěn)定模態(tài)最大實(shí)部值對(duì)應(yīng)震動(dòng)頻度越來越大。