祝丹暉，楊樂，Charles Zhang

（比亞迪汽車工業(yè)有限公司，深圳518118）

前言

整車制動系統(tǒng)的振動噪聲性能在燃油車型NVH（noise，vibration and harshness）性能開發(fā)中是重要的一環(huán)［1］，其振動噪聲機理主要涉及以摩擦學為主的多學科領(lǐng)域［2］，制動系統(tǒng)出現(xiàn)的NVH問題對乘客主觀感受和車輛行駛安全都會產(chǎn)生明顯的負面影響，為改善這種情況，業(yè)內(nèi)用于制動NVH相關(guān)的研發(fā)投入也較多［3］。而對于電動汽車來說，電驅(qū)動系統(tǒng)的引入使整車加速性能顯著提升；同時，由于電池包自身質(zhì)量，整車整備質(zhì)量也顯著增加，因此對整車制動系統(tǒng)各方面要求也顯著提升，如制動壓力和散熱量等，尤其對于高驅(qū)動轉(zhuǎn)矩、高驅(qū)動轉(zhuǎn)速、長續(xù)航的SUV車型來說要求更高。在這種情況下，制動系統(tǒng)的NVH特性相比于燃油車也會呈現(xiàn)新的特點。

本文中以某純電動車型為例，對通風盤式制動系統(tǒng)在制動過程出現(xiàn)的持續(xù)性低頻噪聲問題進行深入研究，嘗試剖析此類問題的產(chǎn)生機理，并通過對關(guān)聯(lián)機理的核心參數(shù)進行優(yōu)化，由此給出制動系統(tǒng)NVH設(shè)計的關(guān)鍵要素和原則，為包括純電動在內(nèi)的電動汽車制動系統(tǒng)NVH設(shè)計奠定基礎(chǔ)。

1 盤式制動器結(jié)構(gòu)與傳統(tǒng)車型制動NVH問題

1.1 盤式制動器的基本結(jié)構(gòu)和工作原理

盤式制動器是目前上市車型中使用較多的制動器之一，其結(jié)構(gòu)如圖1所示，盤式制動器的固定摩擦元件是兩塊帶有摩擦材料的摩擦片，摩擦片安裝在制動卡鉗內(nèi)，摩擦片之間裝有作為旋轉(zhuǎn)摩擦的制動盤，制動盤通過螺栓固定在輪轂上。

圖1 盤式制動器結(jié)構(gòu)

當駕駛員踩下制動踏板時，制動液從主缸進入鉗體，推動活塞移動，達到一定壓力，內(nèi)側(cè)摩擦片與制動盤接觸，并對制動盤產(chǎn)生正壓力，當缸內(nèi)壓力足夠大時，內(nèi)外兩摩擦片總成夾緊制動盤，實現(xiàn)制動。盤式制動器工作原理如圖2所示［4］。

圖2 盤式制動盤工作原理

制動盤通常有兩種類型，通風盤和實心盤，如圖3和圖4所示。實心盤結(jié)構(gòu)的內(nèi)部是均勻等厚盤面，而通風盤結(jié)構(gòu)由兩側(cè)盤面通過中間散熱筋連接。汽車高速制動使摩擦片和制動盤之間由于摩擦迅速升溫，導致制動盤產(chǎn)生熱變形，影響車輛制動能力［5］，而采用通風盤結(jié)構(gòu)可大幅提升制動盤的散熱性能。對于加速較快的純電動車而言，由于加速快和自身質(zhì)量大，需要更大制動力，對散熱需求更高，因此更多的車輛使用通風盤結(jié)構(gòu)。

圖3 實心盤式制動盤的結(jié)構(gòu)剖面示意圖

圖4 通風盤式制動盤的結(jié)構(gòu)剖面示意圖

1.2 傳統(tǒng)車型基本NVH問題分類

對于制動系統(tǒng)的噪聲，根據(jù)其對應(yīng)頻率大致可分為低頻噪聲和中高頻噪聲。通常1 000 Hz以下稱為低頻噪聲，1 000 Hz以上稱為中高頻噪聲，中高頻噪聲常被叫做Squeak或Squeal。業(yè)內(nèi)關(guān)于低頻制動噪聲的研究工作主要集中在低速制動壓力變化導致黏-滑摩擦激勵所引發(fā)的制動噪聲［6］；中高頻的研究工作主要集中在高頻尖叫摩擦噪聲的研究［7-11］；而從中高車速持續(xù)到低車速的低頻制動噪聲尚未見報道。

2 純電動車低頻制動噪聲問題與產(chǎn)生機理研究

2.1 問題分析

本文中研究的純電動車在踩制動滑行工況時，車內(nèi)有明顯且主觀不可接受的低頻噪聲，并且制動踏板越深，車內(nèi)噪聲越明顯。為使問題穩(wěn)定復現(xiàn)且測試數(shù)據(jù)可對比，制定了標準測試工況，即車速從90 km∕h開始踩制動踏板直至車輛停止，制動踏板深度為60%，后文中的測試均為此工況。

測試得到的車內(nèi)噪聲三維時頻彩圖（后文統(tǒng)稱時頻圖）如圖5所示，其中左縱軸表達的轉(zhuǎn)速為傳動軸轉(zhuǎn)速（本文中提到的轉(zhuǎn)速均為傳動軸轉(zhuǎn)速）。

圖5 車內(nèi)噪聲時頻圖

通過對圖5所示的車內(nèi)噪聲進行聲音回放和濾波分析，首先確定了車內(nèi)感受的制動噪聲從車速90至25 km∕h均存在；其次，噪聲是由以傳動半軸轉(zhuǎn)速為基礎(chǔ)的25階噪聲所造成，對應(yīng)問題頻率約為60-300 Hz（傳動軸25階的階次聲壓級隨轉(zhuǎn)速切片圖如圖6所示）。因此，本文研究的問題屬于從高速到低速均能清晰被感知的低頻制動噪聲。

圖6 車內(nèi)噪聲傳動軸25階切片

在此基礎(chǔ)上，經(jīng)過對整車行駛系統(tǒng)和動力傳動系統(tǒng)的路徑分析，可發(fā)現(xiàn)后輪左右轉(zhuǎn)向節(jié)位置的振動階次特征與車內(nèi)噪聲一致，均為傳動軸25階，如圖7所示。通過分析得知，左右轉(zhuǎn)向節(jié)位置25階振動量級明顯大于傳遞路徑上的其它位置，故該問題與轉(zhuǎn)向節(jié)附近的系統(tǒng)高度相關(guān)，但因轉(zhuǎn)向節(jié)自身并不產(chǎn)生激勵，且不具備產(chǎn)生25階的結(jié)構(gòu)基礎(chǔ)，由此可推斷，制動低頻噪聲很可能與轉(zhuǎn)向節(jié)相連的制動盤有關(guān)。

圖7 左后和右后轉(zhuǎn)向節(jié)振動時頻圖

2.2 通風盤結(jié)構(gòu)分析與問題產(chǎn)生的機理假設(shè)

如前文所述，通風盤結(jié)構(gòu)一般由兩側(cè)盤面通過中間散熱筋連接，本文所研究的通風盤內(nèi)部有3圈散熱筋（如圖8所示），每圈散熱筋有25個，恰好與前述問題的傳動軸25階吻合。因此有可能是通風盤結(jié)構(gòu)振動導致了轉(zhuǎn)向節(jié)出現(xiàn)傳動軸25階振動，從而引起車內(nèi)制動噪聲問題。

圖8 通風盤剖面結(jié)構(gòu)示意圖

根據(jù)通常情況下旋轉(zhuǎn)階次的特征，同時基于制動盤受力特點和制動盤結(jié)構(gòu)的綜合分析，可假設(shè)是由于盤面剛度變化導致了盤面位移波動，從而引起盤面振動。

為驗證假設(shè)的合理性，本文也通過主觀評價和客觀測試對比了裝有通風盤和實心盤的車輛，主客觀評價結(jié)果均表明裝有實心盤車輛的車內(nèi)噪聲和轉(zhuǎn)向節(jié)振動無問題階次，如圖9和圖10所示，而其中實心盤恰好無散熱筋結(jié)構(gòu)，根據(jù)本文假設(shè)，這意味著沿盤面周向方向也應(yīng)無剛度變化，其盤面應(yīng)該無位移波動，也就無盤面振動，這從側(cè)面反映了本文假設(shè)的合理性。

圖9 通風盤與實心盤狀態(tài)的車內(nèi)噪聲和右后轉(zhuǎn)向節(jié)振動時頻圖對比

圖10 通風盤與實心盤狀態(tài)的車內(nèi)噪聲和右后轉(zhuǎn)向節(jié)振動階次切片對比

3 低頻制動問題機理假設(shè)的驗證

3.1 基于假設(shè)的制動盤有限元數(shù)值模型

為驗證以上假設(shè)的正確性，本節(jié)嘗試通過構(gòu)建原理性的有限元數(shù)值模型來模擬制動盤結(jié)構(gòu)。本文中使用了HyperWorks軟件對制動盤做四面體網(wǎng)格劃分；同時，在不影響驗證結(jié)論的前提下，對制動盤上的部分工藝結(jié)構(gòu)（如倒角等）進行了適當簡化；模型中使用的制動盤材料參數(shù)如表1所示。

表1 制動盤材料參數(shù)

模型中制動盤通過螺栓和轉(zhuǎn)向節(jié)連接，無相對位移，因此可完全約束制動盤和轉(zhuǎn)向的連接部分。

對于模型中的載荷施加，由于制動時車速（或輪速）較高，制動盤轉(zhuǎn)速快，在極短時間內(nèi)，可近似認為整個制動盤面受到均勻壓力且與時間無關(guān)，即可將時變振動問題轉(zhuǎn)化為盤面靜態(tài)受載時的變形和位移問題來考察盤面的變形和位移量。

仿真模型中的載荷施加如圖11所示，即將制動器總成制動壓力等效為面壓力施加到制動盤面紫紅色區(qū)域。

圖11 制動盤載荷施加形式

3.2 機理假設(shè)的仿真論證

通過數(shù)值仿真，通風盤和實心盤盤面變形仿真云圖如圖12和圖13所示?？煽吹?，通風盤變形在圓周方向呈周期變化，波動周期為25，且其變形較大位置恰好為無散熱筋加強的位置，與剛度沿盤周向面變化的假設(shè)非常吻合；而實心盤則在圓周方向變形均勻，與其實心結(jié)構(gòu)特征對應(yīng)。

圖12 通風盤變形云圖

圖13 實心盤變形云圖

分別提取通風盤和實心盤產(chǎn)生最大變形的一圈圓周節(jié)點，并觀察其法向位移量（以下簡稱位移量），可看到通風盤盤面位移量在3.00×10-3～6.75×10-3mm之間波動，實心盤位移量則為恒定值3.70×10-3mm。

本文將盤面位移峰值減去谷值定義為制動盤盤面位移波動量，由此計算得到的通風盤和實心盤盤面圓周方向最大位移波動量結(jié)果分別為3.75×10-3mm和0，即通風盤在受載時會產(chǎn)生明顯的位移波動現(xiàn)象，且波動周期隨周相變化與散熱筋的數(shù)量相同，而實心盤則沒有位移波動。進一步分析可知，正是由于盤面散熱筋的存在，導致了盤面剛度隨周向位置變化，所以通風盤的盤面位移量在盤周向呈周期性變化，而當壓力位置旋轉(zhuǎn)變化時，盤面位移隨之產(chǎn)生周期波動，對應(yīng)的旋轉(zhuǎn)階次與散熱筋數(shù)量相同。

因此，可得通風盤盤面位移波動量產(chǎn)生的結(jié)構(gòu)振動是導致車內(nèi)出現(xiàn)問題的直接原因，而位移波動量是由一定量的制動壓力作用于剛度隨周向位置變化的通風盤盤面而產(chǎn)生的。

4 制動盤關(guān)鍵結(jié)構(gòu)參數(shù)對位移波動量的影響

上一節(jié)分析得到了通風盤振動的根本原因，而掌握通風盤關(guān)鍵參數(shù)及其對通風盤振動的影響則是抑制通風盤振動的前提條件，本節(jié)將著重于這些因素的分析。

影響通風盤振動的關(guān)鍵參數(shù)主要是受力和結(jié)構(gòu)等效剛度，根據(jù)通風盤截面的簡化結(jié)構(gòu)受力圖（圖14）可知，制動盤面壓力p、盤面厚度T、散熱筋高度H和散熱筋跨距L是最核心的影響因素，因此本節(jié)將利用已經(jīng)驗證的數(shù)值模型著重分析以上幾個因素對位移波動量的影響。

圖14 通風盤結(jié)構(gòu)及受力示意圖

4.1 制動壓力對位移波動量的影響

如前文所述，主觀評價制動深度越大，車內(nèi)制動噪聲越大，說明制動壓力p對制動盤波動量有直接的影響。

本文選取了輕度、中度和重度制動3種工況為代表進行了分析。輕度、中度和重度的制動深度分別為30%、50%和100%，其制動壓力分別為3、5和10 MPa。計算得到的盤面圓周方向最大位移波動量在3種工況下分別為1.10×10-3、1.87×10-3和3.75×10-3mm，表明制動壓力與波動量正相關(guān)，即減小通風盤制動力分配、車質(zhì)量和制動加速度等因素均會使位移波動量減小。

4.2 盤面厚度對位移波動量的影響

為考慮最惡劣工況，后3個影響因素均選取重度制動工況。此小節(jié)將分析盤面厚度T對盤面位移波動量的影響，原狀態(tài)制動盤盤面厚度T為7 mm，本文中對比了盤面厚度為8、9和10 mm的盤面位移波動量，其中最大波動量匯總結(jié)果如表2所示。結(jié)果表明，隨著盤面厚度增加，制動盤盤面位移波動量雖輕微下降，但盤面質(zhì)量卻顯著增加。

表2 不同盤面厚度對應(yīng)的制動盤質(zhì)量和最大位移波動量匯總表

4.3 散熱筋高度對位移波動量的影響

原狀態(tài)制動盤盤面厚度H為16 mm，此處分析了不同散熱筋高度對應(yīng)的制動盤盤面位移波動量。制動盤質(zhì)量及其最大波動量結(jié)果如表3所示，可看到散熱筋高度大幅降低時，制動盤盤面波動量降低極小，即散熱筋高度對于波動量的影響有限。

表3 不同散熱筋高度對應(yīng)的制動盤質(zhì)量和最大位移波動量匯總表

4.4 散熱筋跨距對位移波動量的影響

原狀態(tài)圓周方向散熱筋之間的跨距L均為31 mm，在圓周方向均勻布置了25個散熱筋。對比不同跨距情況下制動盤盤面的位移波動量，其質(zhì)量及最大波動量匯總結(jié)果如表4所示。結(jié)果表明，散熱筋跨距減小，散熱筋個數(shù)增多，制動盤盤面波動量顯著下降，同時制動盤質(zhì)量變化不大。

表4 不同跨距對應(yīng)的制動盤質(zhì)量和最大位移波動量匯總表

4.5 小結(jié)

通過以上對影響制動盤位移波動量的幾個關(guān)鍵影響因素的分析可知：散熱筋高度在常用范圍內(nèi)變化對制動盤位移波動量影響很小，可忽略；盤面厚度的增加雖能減小位移波動，但質(zhì)量增加太多，較難作為量產(chǎn)方案；制動壓力與位移波動量正相關(guān)且可調(diào)，但屬于整車優(yōu)化范疇，通常需整車軟硬件共同匹配；而散熱筋跨距對位移波動量有非常顯著影響，且僅涉及制動盤自身結(jié)構(gòu)優(yōu)化，同時質(zhì)量增加很少，應(yīng)為設(shè)計中最重要的優(yōu)化方向。

另外，根據(jù)圖10中實心盤和通風盤的車內(nèi)對比結(jié)果和本節(jié)得到的基本結(jié)論，可得到盤面最大位移波動量的經(jīng)驗值約為小于5.00×10-4mm。

5 優(yōu)化方案與驗證

5.1 優(yōu)化方案介紹

基于上一節(jié)提出的優(yōu)化散熱筋跨距的基本方向和最大位移波動量經(jīng)驗值，并結(jié)合制動盤樣件的加工工藝，給出了制動盤優(yōu)化方案，其結(jié)構(gòu)如圖15所示，其中制動盤盤面厚度7.5 mm，散熱筋高度13.5 mm，散熱筋跨距16.5 mm，散熱筋45個。

圖15 優(yōu)化狀態(tài)制動盤結(jié)構(gòu)圖

5.2 優(yōu)化方案的仿真驗證

通過對優(yōu)化狀態(tài)與原狀態(tài)仿真驗證可知，優(yōu)化狀態(tài)的位移波動量為1.70×10-4mm，相比于原狀態(tài)的3.75×10-3mm顯著降低至約1∕22，也滿足上節(jié)提出的5.00×10-4mm經(jīng)驗值。

5.3 優(yōu)化方案的驗證

將優(yōu)化狀態(tài)制動盤安裝在有制動噪聲問題的車上，經(jīng)主觀評價，制動噪聲問題完全消失；客觀測試結(jié)果如圖16和圖17所示，車內(nèi)改善10-20 dB（A）左右，轉(zhuǎn)向節(jié)本體振動改善10-30 dB。

圖16 優(yōu)化狀態(tài)與原狀態(tài)車內(nèi)噪聲和右后轉(zhuǎn)向節(jié)振動時頻圖對比

圖17 優(yōu)化狀態(tài)與原狀態(tài)車內(nèi)噪聲和右后轉(zhuǎn)向節(jié)振動階次切片對比

鑒于本文提出的優(yōu)化思路和優(yōu)化關(guān)鍵點的有效性，該方法已應(yīng)用于2021年上市的純電動車NVH設(shè)計開發(fā)中，同時也已推廣并應(yīng)用于帶有通風盤式制動器的混合動力車型。

6 結(jié)論

本文研究的全速段低頻制動噪聲是純電動車型NVH開發(fā)中遇到的一類新問題。針對新問題，本文確認了制動噪聲產(chǎn)生機理是通風盤在制動壓力下，盤面結(jié)構(gòu)剛度分布不均產(chǎn)生了盤面振動位移波動量，從而導致通風盤振動并引起車內(nèi)噪聲問題。同時，通過分析通風盤關(guān)鍵參數(shù)對位移波動量的影響，確定了此問題最主要影響因素為散熱筋跨度，即散熱筋跨度越小則位移波動量越小，文中也給出了盤面最大位移波動量的經(jīng)驗值。

針對此結(jié)論對通風盤結(jié)構(gòu)進行了優(yōu)化和樣件制作，整車主客觀結(jié)果均表明優(yōu)化方案可完全解決車內(nèi)制動噪聲問題，此研究成果不僅已應(yīng)用于上市的純電動車型，也已在帶有通風盤式制動系統(tǒng)的混合動力車型上應(yīng)用；同時本文提出的優(yōu)化方法可為通風盤式制動系統(tǒng)NVH設(shè)計奠定基礎(chǔ)。

在本文研究的基礎(chǔ)之上，未來可通過多參數(shù)優(yōu)化方法深入研究關(guān)鍵因素和位移波動量之間的理論關(guān)系，為具有大散熱量通風盤的設(shè)計開發(fā)提供更精細量化的要求和指標。