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鼓式制動器因其具有結構緊湊、性能可靠、制動功率大等優點，成為卡車和大中型客車中最常見的制動裝置。汽車制動過程中經常會發生低頻振動。這種低頻振動不僅使乘員感覺不舒適，還會縮短汽車的使用壽命，甚至導致事故。本研究通過有限元分析和實車試驗，分析了一種商用汽車上使用的鼓式制動器的低頻振動特性。
制動器主要由制動底板、制動鼓、制動蹄和摩擦襯片組成。摩擦襯片固定在制動蹄的表面，制動蹄通過支承銷固定在制動底板上，制動底板與車橋的橋殼相連。汽車行駛過程中制動鼓和車輪一起轉動，制動鼓與蹄片不接觸。制動時，兩個制動蹄在輪缸液壓作用下，各自繞其支承銷的軸線向外旋轉，使摩擦襯片緊壓在旋轉的制動鼓上，從而阻止制動鼓的轉動，產生制動效果。摩擦接觸過程中，施加在摩擦襯片和制動蹄上的力通過蹄片支承銷傳遞到制動底板上，引起制動底板的扭轉。制動器的結構藕合以及制動過程中的其他因素導致制動力發生變化，從而導致制動底板發生扭轉振動。這種振動通過車橋、鋼板彈簧等傳到車身，從而被乘客感受到。
在建立制動器的有限元模型之前，必須先建立制動器的力學模型，合理地模擬約束，確定邊界條件及載荷。在建模過程中，如果把制動底板、蹄片、摩擦襯片和制動鼓看作一個整體，則它們只受到輪缸施加的制動促動力的作用。同時，將制動底板與車橋間的連接用扭簧來代替。
由于制動器中零部件眾多且結構復雜，所以在建模過程中需要略去一些小的附件和細節。實體建模在UG中進行，然后導入到有限元軟件中進行網格劃分。
按照網格劃分的基本原則，綜合考慮計算經濟和網格質量等因素，對制動器各個部件進行網格劃分。由于制動蹄片和摩擦襯片的材料不同，在網格劃分過程中需要在連接面上將兩種材料上的節點對應并共享。模型一共有47424個節點，有近4萬個單元。制動鼓的內表面包圍著摩擦襯片的外表面，制動鼓的內表面明顯大于摩擦襯片的內表面，制動鼓的內表面是凹面而摩擦襯片的外表面為凸面。因此設定摩擦襯片的外表面為接觸面，而制動鼓的內表面為目標面。
以制動器底板中心為坐標原點，Z軸垂直于制動器底板平面，向上為Z軸正方向，考慮兩個制動蹄對稱，以對稱軸為x軸，指向制動蹄末端的方向為正方向。制動器的約束與載荷如下：
(1)制動鼓。制動鼓只繞z軸旋轉，其他自由度均約束。通過給制動鼓一個隨時間變化的轉角來實現鼓的轉動。
(2)促動力。領蹄和從蹄上的促動力加載在制動蹄的末端，垂直于x軸，大小均為1kN。
(3)制動底板。制動底板只繞z軸旋轉，其他自由度均約束，并通過一個扭轉彈簧連接到無限剛性的基座上。
(4)復位彈簧。剛度大小為1MN/m。
(5)扭轉彈簧。剛度大小為l0MN/m。
通過上述約束，制動過程中蹄片與制動底板的相對運動只有蹄片繞蹄片軸的轉動。
使用上述模型，在微機上經過約10h的計算，可得到模型的瞬態響應。提取底板上一個點的x，y兩方向的時域響應，將其轉化為該點繞底板中心的轉動方向的時域響應，通過FFT變換。可以看到，制動底板扭轉振動的基頻約為35Hz，基頻處的幅值約為7.67dB。
改變制動器中復位彈簧的剛度，分別進行計算，檢查計算結果可以看到制動器中復位彈簧的剛度對低頻制動振動的影響。通過計算發現，復位彈簧剛度的變化對基頻頻率的影響很小，但對基頻處的振動幅值影響很大。
制動時制動底板繞固定軸旋轉的基頻約為23Hz。將制動器中的復位彈簧換用剛度不同(粗細不同)的彈簧，重新安裝好后重復上述試驗。可以看到，雖然實車試驗與模擬計算在基頻處振動幅值上有一些差別，但從復位彈簧剛度對制動低頻振動的頻率和幅值的影響趨勢看，其結果與有限元分析結果完全一致。
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