为完成这个过程，在张力集中的小部件上应该尽可能少的进行修改。集中张力可以通过FEM获得的制动蹄的张力能量分配得到；图13显示了制动蹄2s模式下的张力能量分配。图14显示了通过切除一些部分得到的网络修改的图形，而表4显示了在分析之前和修改之后制动蹄的固有频率和临界摩擦系数的估算。
不规则截面制动蹄的鼓式制动器制动尖叫的研究
摩擦系数临界值的增加意味着尖叫在修改之后减少了。
图12.随附加质量变化的特征值正实部
图13.通过FE分析提取的制动蹄2s模式的张力能量分配
图14.通过线性函数获得的原始与修改之后的网络轮廓
6.4.通过噪声测量器的检测
网络修改的效果使用噪声测量器的检测，并在图15中显示。鼓式制动器与后轮连接，然后数值与尖叫的声压等级通过一个麦克风进行测量。通过这些测量数据，对噪声比率和噪声索引进行估算，这些值在表5中显示并与客户要求的最低噪声限制进行比较。
噪声比率是所有制动次数中尖叫出现次数的比率，而噪声索引是一个通过尖叫产生的声压无空间化获得的一个值。因此，噪声比率越大，尖叫产生的越频繁，而噪声索引越大尖叫的音量就越大。执行4次试验，总的制动数量为3543次每次试验；通过5天来进行一次实验。
表4.修改前与修改后制动蹄的固有频率和临界摩擦系数
第二类弯曲模型的固有频率(kHz) 临界摩擦系数
原始制动蹄 修改之后的制动蹄
比率
5.56 4.78 -14.0%
0.37 0.54 +45%
不规则截面制动蹄的鼓式制动器制动尖叫的研究
图15.(a)噪声测试器测试的图片以及(b)后轮连接的鼓式制动器放大图片。
表5.噪声测试器测试结果 测试序号
1 2 3 4
制动蹄类型 原始制动蹄 原始制动蹄 修改后的制动蹄 修改后的制动蹄
噪声比率
噪声索引
(%) 0.25 0.23 0.00 0.00
备注 没有超过噪声限制 超过噪声限制 No squeal occurred No squeal occurred
0.31 4.00 0.00 0.00
不规则截面制动蹄的鼓式制动器制动尖叫的研究
图16.噪声测试器测试中测量的鼓式制动器噪声声谱：(a)原始制动蹄出现3.1kHz尖叫；(b)修改过后的制动
蹄没有尖叫出现
从表5中我们可以看出相对于原始的制动蹄用修改后制动蹄的鼓式制动器基本上没有尖叫。图16显示了使用原始或修改过后制动蹄的鼓式制动器噪声声谱；除了3.1kHz波峰的的另外一条谱线是环境噪声。通过以上结果，部分修改网络可以有效减少尖叫产生。
7.结论
在本文中，对于应用不规则截面制动蹄鼓式制动器来减少制动尖叫进行了理论分析，还对制动器设计参数对制动尖叫的影响进行了研究。
所有的这些结果都显示了尖叫可以由改变制动器组件的动态特性来抑制。对于制动蹄，可以增加横截面积，降低制动蹄弯曲刚度来减少鼓式制动器制动尖叫。尽管他们不能同时进行，但是一个有效的修改方法是通过张力能量分配尽可能的降低制动蹄的弯曲刚度而较少的减少横截面积。通过这个方法，对于截面较小的修改，通过理论分析和噪声测试器测试证明，可以达到很有效的效果。于是，可以推断甚至对于制动蹄一个很小的改变就可以对降低尖叫产生很大的效果。
最后，制动鼓的不对称产生的影响考虑了不稳定性与波动的联系进行了研究。
不规则截面制动蹄的鼓式制动器制动尖叫的研究
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