張 軍，吳良楨，許華政，屈亞堃，余 靖，薛生龍

（吉利汽車研究院（寧波）有限公司,浙江 寧波 315336）

隨著中國乘用車市場的快速發(fā)展，市場用戶對汽車制動的舒適性要求也越來越高，而汽車制動噪聲問題作為車輛駕乘舒適性的重要因素，一直是汽車業(yè)界關(guān)注的重點(diǎn)技術(shù)領(lǐng)域。其中，制動高頻噪聲和低頻制動抖動問題已經(jīng)在國內(nèi)外被較全面地研究，而對于制動低頻噪聲問題，通常是在低速輕制動力工況下產(chǎn)生，頻率范圍在1 000 赫茲以下，這涉及到驅(qū)動系統(tǒng)與懸架系統(tǒng)等部件，其影響因素與機(jī)理也較復(fù)雜，因此在汽車行業(yè)內(nèi)研究得較少。

Abdelhamid 等[1]研究表明制動副粘滑摩擦振動是引起制動顫振的關(guān)鍵；Dunlap 等[2]測試分析發(fā)現(xiàn)制動顫振發(fā)生時(shí)，制動鉗殼體及支撐處發(fā)生了扭曲變形；Donley等[3]通過多體動力學(xué)仿真分析工具，建立麥弗遜前懸架的剛?cè)狁詈夏Ｐ?，提出轉(zhuǎn)向節(jié)和前支柱等都可能對制動顫振有影響；常慶斌等[4]通過采用活塞偏心布置及加強(qiáng)卡鉗支架的方式，改善摩擦片偏磨導(dǎo)致的制動低鳴噪聲問題，但是對制動低頻噪聲問題的解決還沒有系統(tǒng)性工程措施與方案。

本文介紹了某盤式制動器SUV 車型的蠕行顫鳴問題排查與測試分析過程，系統(tǒng)地闡述了制動低頻顫鳴產(chǎn)生原理和具體的工程措施方案，通過制動盤安裝連接方式的優(yōu)化，實(shí)車驗(yàn)證了改進(jìn)方案的有效性，這對于提升制動系統(tǒng)NVH性能開發(fā)有著較重要的工程指導(dǎo)意義。

1 蠕行低頻振動噪聲的測試與分析

某配置單缸活塞前制動器的2.0T發(fā)動機(jī)橫置前驅(qū)SUV 車型，在低速起步前進(jìn)或倒退時(shí)，輕度制動情況下，車內(nèi)/外都存在明顯的持續(xù)中低頻率“共鳴聲”，前輪近場位置的聲壓級超過80 dB（A），容易引起駕乘人員的抱怨。尤其是在低溫高濕環(huán)境下，制動盤表面生成薄紅銹情況之后，該制動噪聲更加明顯，發(fā)生機(jī)率顯著增加，但經(jīng)多次制動工況，清除制動盤表面銹蝕之后，該噪聲也隨之消除。此外，更換轉(zhuǎn)向節(jié)、下擺臂、軸承、卡鉗和制動盤等底盤制動部件，制動噪聲無明顯變化，而通過更換不同規(guī)格類型的輪輞總成，該制動顫鳴聲現(xiàn)象有明顯變化。

根據(jù)此制動噪聲現(xiàn)象發(fā)生在車速較低、制動壓力較小和制動盤溫度較低的條件下，以及中低頻率的噪聲特征，推測可能是典型的制動蠕行顫振問題。由于制動蠕行噪聲的機(jī)理比較復(fù)雜，影響因素也較多，因此該問題排查與工程解決的難度也較大。

1.1 蠕行制動噪聲的整車測試分析

經(jīng)主觀評價(jià)，此蠕行制動噪聲只發(fā)生在前制動器附近，為了分析此制動噪聲特征與潛在的傳遞路徑，分別在制動盤表面、摩擦片、卡簧、卡鉗支架、輪輞、轉(zhuǎn)向節(jié)、下擺臂等零部件上布置振動加速度傳感器，并在輪胎總成附近布置麥克風(fēng)，通過CAN 總線采集發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速信息，進(jìn)行振動與噪聲信號的同步采集，測試系統(tǒng)示意圖與坐標(biāo)系如圖1所示。

圖1 整車測試的傳感器布置

其中，為了更加直接地監(jiān)測制動盤振動與蠕行噪聲的關(guān)聯(lián)性，在低速轉(zhuǎn)動中的制動盤外側(cè)表面上布置了法向的振動傳感器，如圖1(b)所示。根據(jù)振動與噪聲時(shí)頻域特征測試分析結(jié)果，如圖2所示。該制動蠕行噪聲在時(shí)間域內(nèi)存在間歇性瞬態(tài)沖擊特征與噪聲演變過程，而在頻率域內(nèi)主要表現(xiàn)為86 Hz倍頻的制動顫振噪聲，以及603 Hz 倍頻的制動噪聲。經(jīng)對聲振數(shù)據(jù)的音頻回放及現(xiàn)場主觀評價(jià)識別，該車型蠕行工況下最嚴(yán)重或可能引起市場用戶明顯抱怨的是603 Hz倍頻的制動顫鳴噪聲，其主要的噪聲頻率帶分布于1 200 Hz、1 800 Hz 和2 400 Hz，這些人耳聽覺的高敏感區(qū)域，且此類型噪聲持續(xù)時(shí)間較長，不易衰減，車外聲壓級超過80 dB（A）；同時(shí)，還存在2 階～4 階邊頻的調(diào)制現(xiàn)象，其可能原因與制動系統(tǒng)內(nèi)/外摩擦蹄片與溝槽設(shè)計(jì)的數(shù)量相關(guān)。

圖2 制動盤振動與近場噪聲的時(shí)頻測試分析

據(jù)圖3和圖4所示，通過制動器與懸架各位置振動測試時(shí)頻特征的對比分析得出；

圖3 制動盤、卡簧、摩擦片、卡鉗支架振動的時(shí)域測試

圖4 制動鉗、輪輞、轉(zhuǎn)向節(jié)、下擺臂振動的時(shí)域測試

（1）制動系統(tǒng)的制動盤、卡簧和卡鉗支架的顫鳴階次振動特征最為明顯，而摩擦片、鉗體、轉(zhuǎn)向節(jié)和下控制臂的振動特征幅值明顯降低；

（2）輪輞的顫鳴階次振動特征微弱。

1.2 基于振動源與傳遞路徑的擾動試驗(yàn)

根據(jù)以上整車級路徑振動傳遞特征的測試分析結(jié)果，考慮通過對制動和底盤結(jié)構(gòu)的試驗(yàn)擾動法，隔離或改變零部件的質(zhì)量、剛度和阻尼特性，實(shí)車驗(yàn)證是否有效抑制蠕行顫鳴噪聲問題，如去掉制動卡簧和在部件上吸附一定重量的磁鐵塊等。經(jīng)多次實(shí)驗(yàn)論證，只要有在制動盤上附加質(zhì)量塊就可以消除蠕行顫鳴聲。

而對其它制動與懸架部件進(jìn)行質(zhì)量和剛度的擾動試驗(yàn)，包括在導(dǎo)向銷位置螺接特定頻率動態(tài)吸振器方案[5]，經(jīng)整車驗(yàn)證蠕行顫鳴都無變化，這說明制動系統(tǒng)之間摩擦運(yùn)動激發(fā)起制動盤振動與聲輻射，并通過制動卡鉗傳遞到轉(zhuǎn)向節(jié)和懸架系統(tǒng)。在此振動傳遞過程中，部分零部件會增大或減小特定頻率范圍的振動幅值。此外，通過更換摩擦片的材料，降低摩擦系數(shù)，也可以降低蠕行制動顫鳴的發(fā)生頻次，但這會引發(fā)整車制動系統(tǒng)的重新匹配開發(fā)設(shè)計(jì)，并導(dǎo)致相應(yīng)的試驗(yàn)驗(yàn)證工作，將推遲整車開發(fā)交付的時(shí)間。

2 基于方案驗(yàn)證的頻響與模態(tài)測試

為了分析制動盤與卡鉗、輪輞等懸架系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)耦合因素，進(jìn)行了基于整車靜置下的頻響特征測試分析，避免出現(xiàn)耦合的非穩(wěn)定模態(tài)．進(jìn)而避免產(chǎn)生制動低鳴噪聲。

2.1 基于整車制動工況的制動盤模態(tài)測試

在整車靜置情況下，發(fā)動機(jī)以怠速轉(zhuǎn)速運(yùn)轉(zhuǎn)，通過反復(fù)踩踏制動踏板施加一定的制動活塞壓力，同時(shí)采用力錘多點(diǎn)激勵(lì)制動盤與卡鉗，根據(jù)多點(diǎn)頻率函數(shù)進(jìn)行模態(tài)參數(shù)識別，結(jié)果如圖5所示。這其中可發(fā)現(xiàn)存在594 Hz的模態(tài)階次，數(shù)值上與顫鳴振動諧階次頻率603 Hz比較接近，模態(tài)振型如圖6所示。以制動盤的繞整車前后方向的搖晃振動為主，同時(shí)存在一定的徑向運(yùn)動。

圖5 基于整車制動工況的制動盤頻響測試合成曲線

2.2 制動盤連接方式驗(yàn)證與原點(diǎn)頻響傳函測試

根據(jù)圖6的關(guān)鍵階次模態(tài)振型特征，可以得出該階模態(tài)不僅與制動系統(tǒng)相關(guān)，還可能與制動盤安裝的邊界狀態(tài)密切關(guān)聯(lián)?？紤]到該車型制動系統(tǒng)的總體匹配開發(fā)已基本完成，制動鉗與摩擦片的設(shè)計(jì)變更將涉及開發(fā)周期延長和成本問題。所以，研究如何通過優(yōu)化制動盤的裝配邊界條件，從而改變制動系統(tǒng)的關(guān)鍵模態(tài)特征就顯得十分有意義了。

圖6 制動盤關(guān)鍵階次模態(tài)振型（564.87 Hz，阻尼比3.07%）

如圖7所示，利用力錘Y向激勵(lì)與加速度傳感器拾振，可以測試出制動盤原點(diǎn)頻響特性。通過更換某不同樣式輪輞和增加3 mm厚度鋼制輪轂墊片，結(jié)合整車蠕行制動顫鳴現(xiàn)象的差異，開展對比研究各方案的原點(diǎn)頻響傳函變化趨勢。試驗(yàn)結(jié)果如圖8所示。更換輪輞之后整車蠕行制動顫鳴現(xiàn)象消失，而制動盤原點(diǎn)傳函測試曲線在500 Hz 也以后發(fā)生了明顯變化，600 Hz左右原點(diǎn)傳遞函數(shù)幅值顯著降低；在另外一側(cè)的前制動盤與輪輞法蘭面之間增加墊片之后，整車制動顫鳴現(xiàn)象發(fā)生不同步情況，主觀評價(jià)時(shí)能夠明顯察覺左輪與右輪的顫鳴頻率不一致，而制動盤原點(diǎn)頻響在所關(guān)注的594 Hz 峰值發(fā)生了偏移。綜合以上的對比測試研究結(jié)果，說明輪輞法蘭與制動盤的連接方式直接影響著整車的蠕行制動顫鳴噪聲。

圖7 基于整車的制動盤原點(diǎn)頻響傳函測試與方案驗(yàn)證

圖8 更換輪輞總成與墊片的制動盤原點(diǎn)頻響傳函測試對比

3 簡化的制動盤多體動力學(xué)系統(tǒng)模型

為了建立蠕行顫鳴現(xiàn)象的簡化制動系統(tǒng)多體動力學(xué)模型，假設(shè)制動鉗及導(dǎo)向機(jī)構(gòu)、摩擦片、制動盤等為集中慣量[6]。其中，卡鉗系統(tǒng)通過轉(zhuǎn)向節(jié)硬連接到前懸架角總成，制動盤系統(tǒng)通過特定約束剛度KDX與KDZ連接到轉(zhuǎn)向節(jié)，簡化模型如圖9所示。

圖9 簡化的制動盤動力學(xué)模型

根據(jù)前文整車工況制動盤關(guān)鍵模態(tài)振型的測試結(jié)果，僅僅考慮制動盤的X向和Z向的慣量特性IDX與IDZ。制動過程中，假設(shè)活塞推動摩擦片，分別在制動盤內(nèi)側(cè)位置Pi(xj,yi,zi)和外側(cè)位置P0(x0,y0,z0)上施加法向壓力zi與z0，如果制動盤與摩擦片之間摩擦系數(shù)為μ，那么產(chǎn)生的摩擦力分別為Fi與F0。基于簡化的制動盤動力學(xué)模型，可得到如下的微分方程式（1）和式（2）：

其中：γ與R分別表示制動盤系統(tǒng)質(zhì)心到Pi和P0位置的距離，通過微分方程矩陣化之后，可得到如下方程（3）：

式中：M、Ψ、T和K分別表示為如下：

考慮到摩擦系數(shù)μ的非線性特性和剛度矩陣的非對稱性，該制動系統(tǒng)的特征根和特征向量在一定條件下可能是復(fù)數(shù)，也就是各階模態(tài)頻率和模態(tài)振型都是復(fù)數(shù)，這將導(dǎo)致不穩(wěn)定的發(fā)散振動系統(tǒng)，從而引起潛在的制動噪聲問題[7－9]。

4 低頻顫鳴問題的解決思路與措施

通常認(rèn)為，在車輛低速蠕行下的輕度制動過程中，摩擦片與制動盤之間的非穩(wěn)定摩擦激勵(lì)，引起制動系統(tǒng)及相關(guān)底盤部件的結(jié)構(gòu)耦合振動，是誘發(fā)制動盤顫鳴聲現(xiàn)象的最主要原因。因此，特定條件下的制動副摩擦特性、制動與底盤系統(tǒng)的動態(tài)特性參數(shù)、驅(qū)動力與制動力標(biāo)定匹配等是制動顫鳴的重要影響因素。根據(jù)以上機(jī)理的綜合分析，從工程開發(fā)與方案措施上，可從以下3個(gè)方面進(jìn)行優(yōu)化：

（1）降低制動副的激勵(lì)，優(yōu)化與匹配摩擦特性：包括摩擦片材料配方與選型、動/靜摩擦系數(shù)、摩擦接觸區(qū)域與面壓分布、制動盤表面銹蝕處理、制動盤結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)與表面不平度等；

（2）優(yōu)化制動副與懸架系統(tǒng)的動力學(xué)耦合特性：包括制動盤與輪轂的裝配結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)，減小制動盤的約束不均勻性、控制車輪螺栓預(yù)緊力、制動與懸架系統(tǒng)部件的模態(tài)避頻等；

（3）在噪聲傳遞關(guān)鍵路徑上增加動態(tài)吸振器，如圖10所示，安裝在制動浮鉗導(dǎo)向銷位置[5]。

圖10 制動系統(tǒng)的動態(tài)吸振器結(jié)構(gòu)圖

5 工程優(yōu)化措施與驗(yàn)證

由于對制動摩擦副重新匹配周期較長和成本問題，本車型項(xiàng)目開發(fā)只能從底盤結(jié)構(gòu)與總裝工藝上進(jìn)行優(yōu)化，具體的工程化措施方案有兩項(xiàng)：增加輪輞法蘭面的接觸面積，提升制動盤安裝剛度，降低由于車輪螺栓扭緊過程導(dǎo)致的制動盤翹曲或端面跳動量，如圖11 所示；提高對車輪螺栓和輪輞安裝孔的形位公差精度，嚴(yán)格控制車輪螺栓擰緊力矩與總裝工藝，提升車輪螺栓預(yù)緊力的均勻性，進(jìn)一步提升制動盤安裝約束剛度的均勻性。

圖11 基于整車的制動盤原點(diǎn)頻響傳函測試與方案驗(yàn)證

經(jīng)整車主觀駕評與測試的對比分析，整車蠕行制動工況的低頻顫鳴噪聲顯著降低，且制動盤法向的階次振動特征也明顯降低，如圖12所示。

圖12 優(yōu)化前后的制動盤時(shí)頻振動測試結(jié)果對比

6 結(jié)語

由于制動系統(tǒng)的蠕行低頻噪聲問題的機(jī)理復(fù)雜，其影響因素也較多，在產(chǎn)品開發(fā)的前期難以發(fā)現(xiàn)與規(guī)避，而在后期的研發(fā)階段，只能應(yīng)用有限的措施方案。本文以某盤式制動器SUV 車型的蠕行顫鳴問題為背景，系統(tǒng)地開展了基于整車工況的制動噪聲識別與相關(guān)性排查分析，結(jié)合簡化的制動盤動力學(xué)模型，闡述了制動低頻顫鳴的原理，重點(diǎn)論證了制動盤約束剛度的影響，同時(shí)提出了具體的工程措施與解決思路。并且，通過輪輞法蘭接合面與車輪螺栓裝配的優(yōu)化，實(shí)車驗(yàn)證了改進(jìn)方案的有效性，為行業(yè)內(nèi)解決類似的制動低頻噪聲問題，提供了極有指導(dǎo)價(jià)值的工程實(shí)踐范例。