張立軍， 鄭一兵， 孟德建， 張頻捷

(1.同濟大學 汽車學院振動與噪聲研究所，上海 201804； 2.智能型新能源汽車協(xié)同創(chuàng)新中心，上海 201804)

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汽車制動器摩擦顫振綜述

張立軍1,2， 鄭一兵1,2， 孟德建1,2， 張頻捷1,2

(1.同濟大學 汽車學院振動與噪聲研究所，上海 201804； 2.智能型新能源汽車協(xié)同創(chuàng)新中心，上海 201804)

摘要：制動器摩擦顫振是由制動器的自激振動引起的低頻結(jié)構(gòu)振動和空氣傳播噪聲現(xiàn)象，具有明顯的間歇性和沖擊性特征.論文從試驗研究與分析、發(fā)生機理與理論、建模與仿真分析等方面進行文獻綜述，建議從底盤角和制動器兩個層次的多維多尺度空間運動切入，深入研究制動器摩擦顫振的發(fā)生機理及其控制方法.

關(guān)鍵詞：摩擦振動與噪聲； 制動顫振； 綜述

1引言

摩擦振動和噪聲一直是工業(yè)界和學術(shù)界的熱點和難點問題[1-2]，其中尤以汽車制動器的各種摩擦振動和噪聲問題最為突出[3-5].汽車制動器的摩擦振動與噪聲問題，不僅會對汽車的安全性、舒適性、環(huán)保性、可靠性和耐久性等造成嚴重影響，而且會嚴重損害產(chǎn)品的市場聲譽，導致巨額經(jīng)濟損失.

按照頻率，可將汽車制動器的摩擦振動和噪聲分為：1 kHz以下低頻率段的制動抖動(一般不超過100 Hz，且頻率與轉(zhuǎn)速存在階次關(guān)系)和制動顫振，以及高于1 kHz高頻率段的制動尖叫，如圖1所示.制動顫振現(xiàn)象與制動抖動和制動尖叫都完全不同，通常是指在較低的車速/輪速和較低的制動壓力下，以及較小的制動減速度下發(fā)生的，頻率約在幾十到幾百赫茲的，由制動器摩擦振動激發(fā)的，具有明顯瞬態(tài)沖擊特征的汽車底盤系統(tǒng)振動及車內(nèi)外噪聲問題[6-7]，如圖2所示.根據(jù)發(fā)生工況，又可以分為：制動中后期的動態(tài)顫振(dynamic groan)，汽車帶制動緩慢起步時的蠕動顫振(creep groan)，制動停車瞬間的停車顫振(end of stop groan)以及制動停車后車輛“點頭”姿態(tài)恢復時的釋放顫振(release grunt)[6-7].其中，以蠕動顫振最為典型和常見.

圖1　各種制動摩擦振動和噪聲現(xiàn)象[6]

Fig.1Frequency range for brake noise and vibration issues

制動顫振問題在以中國為主的亞太汽車市場尤其突出.根據(jù)國際權(quán)威的第三方評測機構(gòu)Power發(fā)布的“中國汽車市場新車質(zhì)量報告”，從2009年到2013年，制動器振動和噪聲在新車質(zhì)量問題排序中一直排在前3，問題極為突出[8].這是因為，近年來中國汽車保有量迅猛增長到1.5億輛左右，大中城市的交通擁堵持續(xù)加劇，汽車常常在低速行駛情況下頻繁起步和制動，這無疑顯著增加了制動顫振，尤其是蠕動顫振的發(fā)生率，用戶抱怨和投訴必然激增.

圖2　典型的制動顫振引起的底盤振動和車內(nèi)噪聲信號

Fig.2Pad acceleration and creep groan noise (time domain)

以往，工業(yè)界和學術(shù)界重點關(guān)注的是低頻制動抖動和高頻制動尖叫，國內(nèi)外已有十多篇綜述性文獻發(fā)表，比較有代表性的是文獻[3-5].但是，關(guān)于制動顫振的綜述論文非常罕見，僅有2009年發(fā)表的文獻[9]，但沒有包括近年的最新研究進展.目前，全球?qū)χ苿宇澱竦年P(guān)注度日益提高，例如在美國SAE(Society of Automotive Engineers)制動年會[10]、歐洲FISITA(Fédé-ration Internationale desd’Ing é nieurs des Techniques de L’Automobile)制動年會[11]及2014年中國汽車工程學會年會[12]，有關(guān)制動顫振的論文和報告數(shù)量都顯著增長.

最早的制動顫振相關(guān)研究可追溯到1990年日本學者的研究[13]，迄今已有近25年的歷史.但是，人們尚未對其發(fā)生機理取得完全清晰一致的認識，亦未形成完善有效的控制手段.制動顫振具有與制動抖動和制動尖叫不同的發(fā)生機理和關(guān)鍵影響因素，相關(guān)研究成果散布于各種文獻中.為此，作者將從試驗研究與分析、發(fā)生機理與理論、建模與仿真分析等方面進行制動器摩擦顫振綜述，期望能為廣大研究者和工程師提供有益參考.

2試驗研究與分析

試驗分析作為一種最基本的研究途徑，有助于了解制動顫振現(xiàn)象的根本特征及關(guān)鍵影響因素，能夠為理論分析、仿真建模和綜合評價提供第一手依據(jù).但是，與制動尖叫已有歐洲AK Master試驗[13-14]和美國SAE J2521試驗[15]規(guī)范不同，業(yè)界尚未針對制動顫振建立規(guī)范的測試標準.

按照試驗?zāi)康?，可將制動顫振試驗分為特性評價[16-22]、機理分析[16-17,23]與摩擦特性等關(guān)鍵因素影響試驗[16-18,24].而按照試驗手段，則可將制動顫振試驗分為整車道路試驗[17-20,22,25-27]、整車轉(zhuǎn)鼓倒拖試驗[17,19,25]、制動器慣性測功臺架試驗[16,22,28-31]，以及特殊設(shè)計的制動塊[23]或制動器[24]臺架試驗.這些試驗方案對應(yīng)于不同的研究目的，試驗難度、成本和周期各不相同，各有利弊.目前，業(yè)界亟需建立標準的試驗規(guī)范，評估各種試驗方法之間的等效關(guān)系，并加緊建立合理的主客觀評價方法.

對于試驗測量信號，除了利用聲學儀器測量車內(nèi)外噪聲外，還常常利用振動加速度計測量制動器[16-22.25-26,30-33]和懸架系統(tǒng)[19,25,33]的振動運動模式，利用非接觸式位移計測量制動盤的表面形貌[26,28]或厚薄差[29]，以及采用紅外熱成像儀測量制動盤的表面溫度分布[29].另外，在摩擦副摩擦特性試驗中，則會測量摩擦副相對運動、法向力及摩擦力[23-24]，甚至檢測分析制動盤表面轉(zhuǎn)移層中銅的分布情況[29].但是，在前期試驗研究中，振動和噪聲信號基本做到了同步測量和聯(lián)合分析，但由于對其他相關(guān)因素的同步測量以及后續(xù)聯(lián)合分析嚴重不足，影響了人們對于制動顫振發(fā)生機理和關(guān)鍵因素的認知程度.

前期試驗分析結(jié)果對制動顫振在發(fā)生工況、現(xiàn)象特征及關(guān)鍵因素方面取得以下認識：

2.1發(fā)生工況

當存在制動力與驅(qū)動力沖突時，就有可能發(fā)生制動顫振中最典型的蠕動顫振現(xiàn)象，而不管驅(qū)動力是來自發(fā)動機，還是來自于車輛在坡道上的重力分量[16-17,19-21,25,32-34].而且，蠕動顫振發(fā)生時的速度和壓力具有“雙低”特征，即較低的摩擦副相對速度[16-20,23,25,31,34-35]和較低的制動壓力[16,19,25,32,35]，相應(yīng)的制動盤溫度也較低[16-19,32].與蠕動顫振不同，動態(tài)顫振則會在一定的初速度和較高的制動壓力下發(fā)生[26,28-29].顯然，業(yè)界對于制動顫振，尤其是對蠕動顫振的發(fā)生工況已基本取得共識.

2.2現(xiàn)象特征

從聲振信號的時間域和頻率域特征來看，制動顫振在時間域內(nèi)具有明顯的間歇性瞬態(tài)沖擊特征[17,23,26,30]，而在頻率域內(nèi)則表現(xiàn)為1 000 Hz以下的寬頻帶特征[18]，基頻和倍頻情況則非常復雜，既有只存在某一基頻的情況[18,20,21,35]，也有并存倍頻成分[16,19,25,32,35]，甚至半階次成分[25]的情況發(fā)生.

值得注意的是，在制動顫振發(fā)生時，制動器和懸架系統(tǒng)都存在復雜的空間運動.制動器的空間運動包括制動器整體繞不同軸線的旋轉(zhuǎn)運動[16-18]以及制動鉗沿摩擦力作用方向的振動[17,25,30,32,36]，或制動塊沿與摩擦力正交方向的振動[31].同時，懸架系統(tǒng)也會存在各種變形模式，包括懸架支柱的前后方向彎曲變形[19,25,36]、懸架支柱上部的垂向運動和下部的扭轉(zhuǎn)運動[19]等.

綜上，制動顫振具有復雜的時間域和頻率域特征，同時還會伴生懸架系統(tǒng)和制動器的多層次和多尺度空間運動和變形.制動顫振的非線性和非穩(wěn)態(tài)振動/運動/變形特性充分表明了摩擦顫振問題的復雜性.

2.3關(guān)鍵因素

從工況影響因素來看，除了前面“發(fā)生工況”小節(jié)中分析的速度和壓力因素以外，還包括制動盤的安裝偏斜度或端面跳動[16]，制動器溫度[1，17,24,29,32]和濕度[17,23,24]，汽車動力傳動系統(tǒng)的輸出轉(zhuǎn)矩[27]，以及發(fā)動機轉(zhuǎn)速[17]等.

從系統(tǒng)特性參數(shù)因素來看，則主要包括制動器摩擦特性和底盤系統(tǒng)參數(shù).具體而言：

① 制動器的摩擦特性因素.包括靜摩擦和動摩擦系數(shù)大小[16-17,23-24,32]、動靜摩擦系數(shù)差[23-24,26-27,36]、摩擦系數(shù)-相對速度斜率[23-24,26,36]、摩擦接觸區(qū)域[16-17]、摩擦副潤滑介質(zhì)[23]和摩擦襯片材料配方[17-19,23,32,36-37]以及摩擦副的磨損情況[17].同時，由于會對摩擦特性產(chǎn)生影響，以下因素受到關(guān)注，包括：制動盤通風散熱筋的形狀與分布[28]，制動盤面的溫度分布[29]、摩擦熱-機耦合引起的制動盤厚薄差[29]、盤面上不均勻的銅轉(zhuǎn)移層厚度[29]和制動塊的表面不平度[26]等.

② 底盤系統(tǒng)參數(shù)因素.包括制動器的安裝剛度[17]、懸架系統(tǒng)振動傳遞率[18,34]、懸架中的橡膠襯套綜合剛度[34]、轉(zhuǎn)向系統(tǒng)特性[34]，車輪型式[17]及車輪轉(zhuǎn)動慣量和扭轉(zhuǎn)剛度[25]等.

誠然，前期有關(guān)影響因素的試驗分析分別針對驅(qū)動力和制動力因素、摩擦副摩擦特性因素以及底盤多體系統(tǒng)因素取得了一定的認知，能夠?qū)χ苿宇澱竦目刂破鸬揭欢ǖ闹笇ё饔?但是，卻沒有從系統(tǒng)工程的角度考慮三大因素的耦合作用，利用先進測試手段和數(shù)據(jù)處理方法進行試驗測量和綜合分析，特別是在如何測量車輛發(fā)生制動顫振時的瞬態(tài)摩擦力-速度特性，如何通過測量和評價制動器和懸架系統(tǒng)等的動態(tài)變形模式對制動器摩擦副摩擦特性、粘滑運動以及制動顫振的影響等方面幾乎沒有開展試驗研究工作，不利于深化制動顫振研究.

3發(fā)生機理與理論

目前，前期研究者總體上將制動顫振歸結(jié)為一種類似于制動抖動的強迫振動現(xiàn)象.因此，有關(guān)發(fā)生機理的研究成果集中于粘滑振動激勵機理、底盤系統(tǒng)結(jié)構(gòu)振動傳遞機理2大方面.

3.1粘滑振動激勵機理

大量的研究都認為粘滑振動是引起制動器顫振的激勵來源，并在相關(guān)的試驗分析中提供了很多制動顫振發(fā)生時系統(tǒng)存在粘滑振動的證據(jù)，同時理論分析也取得了重要的進展.

追溯歷史，日本的M. Inoue等最早在低相對速度下進行了制動塊粘滑振動和噪聲的試驗分析[23].但是，美國的AlliedSignal公司是最早明確提出粘滑振動是制動顫振的機理的[32].這是因為，他們在制動器發(fā)生蠕動顫振時記錄了制動鉗沿摩擦力方向的振動加速度，并通過繪制速度-位移相圖最早發(fā)現(xiàn)了粘滑振動極限環(huán).這也是最早有關(guān)蠕動顫振粘滑振動機理的試驗證據(jù).同時，他們也最先開展了蠕動顫振粘滑振動建模與理論分析，盡管是基于一個抽象到模態(tài)坐標系下的單自由度模型.

德國的J. Brecht等人在打濕的制動盤表面上觀測到了沿徑向接近等角度分布的印痕，并認為這是制動顫振源于制動塊-制動盤粘滑運動的有力證據(jù).更重要的是，他們將制動鉗沿摩擦力方向的振動加速度具有不確定的時間間隔和幅度的原因歸結(jié)于粘滑振動，并且認為并非只有整體粘滑，也可能存在局部粘滑[17].這在當時是一種非常先進的推測，對于當前研究也極具借鑒價值.對于制動顫振的粘滑振動模型，他們認為，基于庫侖摩擦的簡化單自由度摩擦振子模型雖然能夠闡釋制動粘滑振動的最基本機制，但不能反映所涉及的所有部件的影響.為此，首次建立了一個考慮動力傳動系統(tǒng)轉(zhuǎn)動、制動盤轉(zhuǎn)動和制動器平移的三維3自由度制動顫振模型，以及與之等效的3自由度平移振動模型[24].這一簡化的集總參數(shù)模型將制動顫振建模范圍從制動器擴展到了動力傳動系統(tǒng)，具有重要的開創(chuàng)性，為后續(xù)的制動顫振建模奠定了基調(diào).

德國的Hetzler等[30-31,38]通過測繪制動塊-制動盤間相對振動的相圖發(fā)現(xiàn)，在制動顫振噪聲特征幾乎相同的條件下，制動塊沿摩擦力方向存在2種振動模式：在低相對速度下，振動幅度大，粘滑振動，且存在制動塊速度高于制動盤的情況；在高相對速度下，非粘滑振動，振動幅度與相對速度大小無關(guān).他們基于質(zhì)點質(zhì)量-傳送帶和彈性體-傳送帶兩種模型[38]，分析了兩種模型與兩種運動模式之間的關(guān)系.在此基礎(chǔ)上，他們特別針對質(zhì)點質(zhì)量-傳送帶模型，在Stribeck摩擦特性條件下探討了系統(tǒng)的不穩(wěn)定和分岔特性，發(fā)現(xiàn)在不同的量綱一阻尼系數(shù)和摩擦-速度斜率下，系統(tǒng)會存在從不穩(wěn)定焦點到穩(wěn)定焦點不穩(wěn)定極限環(huán)的霍普夫分岔，使得穩(wěn)定焦點吸引域和不穩(wěn)定自激粘滑極限環(huán)吸引域分離[27,33,39].這說明，粘滑振動和摩擦系數(shù)-負斜率引起的不穩(wěn)定會在一定的條件下發(fā)生交疊，使系統(tǒng)的非線性動力學特性更加復雜.

美國的R. Singh等建立了用于分析自動擋和手動擋汽車起步時制動(蠕動)顫振的扭轉(zhuǎn)振動模型[39].模型由動力傳動系統(tǒng)子模型和制動器子模型構(gòu)成，二者通過制動盤-制動塊摩擦副耦合.仿真分析表明，瞬態(tài)和穩(wěn)態(tài)粘滑振動都是蠕動顫振的激勵源，而且會受到制動壓力、驅(qū)動轉(zhuǎn)矩和摩擦特性的聯(lián)合影響.而且，在不同的初始條件下，系統(tǒng)會產(chǎn)生4種不同的運動模式，包括1種穩(wěn)態(tài)滑移和3種粘滑運動[40-41].延續(xù)該思路，澳大利亞的Jin Zhang[42]和中國的吳光強等[43-44]進行了深化研究.Jin Zhang等[42]重點研究了不同的輸入位移條件對粘滑運動頻率的影響，并依據(jù)粘滯和滑動兩個階段的持續(xù)時間，結(jié)合運動相圖進行了詳細的運動模式分類.吳光強等[43-44]則重點分析了制動壓力和初始相對速度大小對制動顫振維持時間以及強度的影響[43]，同時，對制動器模型進行了細化，通過仿真計算進行了工況輸入條件和摩擦特性對制動顫振的影響分析[44].

日本的Zahrul Fuadi等建立了一個簡化的夾持裝置-滑板試驗裝置，研究蠕動顫振的基本發(fā)生機制[45-47].他們發(fā)現(xiàn)，法向壓力、接觸面粗糙度和摩擦副材料組合三大參數(shù)的變化會引起接觸剛度的改變，進而決定蠕動顫振的發(fā)生與否以及振動特性[45-46].特別值得稱道的是，他們將實驗研究與理論分析相結(jié)合，提出了簡化系統(tǒng)蠕動顫振低頻粘滑振動的兩個量綱一控制條件：剛度比(結(jié)構(gòu)剛度與接觸剛度的比值)和低頻粘滑振動指數(shù)(振子質(zhì)量、系統(tǒng)剛度、法向力、相對速度、動靜摩擦系數(shù)差的函數(shù)).當這兩個系數(shù)同時大于一定限值時，系統(tǒng)將發(fā)生粘滑振動[47].盡管研究成果只適用于所建立的簡化摩擦振動系統(tǒng)，但是研究思路和研究結(jié)果具有極其重要的指導意義.

上述的制動顫振粘滑振動機理研究成果具有重要的借鑒價值，但是也存在明顯的不足：(1)機理研究模型都采用了單點接觸摩擦模型，而實際的制動塊和制動盤之間是不平表面的面接觸和摩擦；(2)建模對象無論是制動器，還是包含懸架系統(tǒng)，都將其簡化為集總參數(shù)系統(tǒng)，完全忽略了制動器和懸架系統(tǒng)兩個多體系統(tǒng)可能存在的復雜空間運動.因此，前期模型不能研究系統(tǒng)復雜運動對摩擦接觸特性以及粘滑振動的影響，因而也不能完全解釋制動顫振現(xiàn)象.

3.2底盤系統(tǒng)結(jié)構(gòu)振動傳遞機理

試驗研究表明，底盤系統(tǒng)在粘滑振動激勵傳遞，車內(nèi)空腔在聲輻射方面發(fā)揮了重要作用.例如，制動顫振的頻率與懸架系統(tǒng)和制動器系統(tǒng)的固有頻率具有一致性[16,48]，而修改懸架特性會引起顫振頻率的改變[18].這都是制動顫振的振動能量通過底盤系統(tǒng)傳遞，并與系統(tǒng)部件發(fā)生共振的證據(jù).Bettella等[20]針對結(jié)構(gòu)振動傳遞路徑和空氣噪聲傳遞通道進行了對比分析，確定了制動顫振引起的車內(nèi)異響主要是來源于結(jié)構(gòu)振動傳遞，而試驗中發(fā)現(xiàn)車內(nèi)噪聲水平要高于車外噪聲的現(xiàn)象[21]，都說明車內(nèi)空腔共鳴也具有一定的貢獻.

韓國的Kyu Won Yoon等[49]利用底盤測功機成功再現(xiàn)了制動(蠕動)顫振，測量制動器、懸架系統(tǒng)和車身結(jié)構(gòu)的振動以及車內(nèi)噪聲信號，分析了典型頻率下底盤角總成的振動運動模式，同時利用傳遞路徑分析(transfer path analysis,TPA)技術(shù)確定了不同頻段顫振的傳遞路徑.另外，韓國Taeho Jung等[50]的試驗分析工作與文獻[49]類似，但分析了副車架剛度修改及其懸置剛度修改對顫振噪聲特性的影響.

韓國的Kyung Hoon Joo等[51-52]和Mahindra和Mahindra公司[53]分別專門開展了制動顫振的傳遞路徑分析.通過分析發(fā)現(xiàn)，不同的車輛具有不同的主要傳遞路徑和關(guān)鍵影響部件(或為轉(zhuǎn)向節(jié)臂[51]，或為副車架懸置和減振器支柱[52]，或為下控制臂[53])，并且傳遞路徑還會受到摩擦副材料變化的影響[51].另外，制動塊的振動加速度、制動轉(zhuǎn)矩波動量和車內(nèi)噪聲之間存在正相關(guān)關(guān)系[52].

但是，目前開展的傳遞路徑分析幾乎都是基于轉(zhuǎn)鼓試驗臺進行的.轉(zhuǎn)鼓試驗中，從安全性出發(fā)都會緊固車身和非驅(qū)動輪.這會導致汽車狀態(tài)與實車道路行駛時狀態(tài)的巨大差別，這種差異對制動顫振再現(xiàn)以及相應(yīng)的傳遞路徑分析結(jié)果的影響尚未有研究涉及.

4建模方法與仿真

與機理分析采用簡單模型不同，基于各種動力學軟件的制動顫振建模與分析方法可以面向?qū)ο筮M行設(shè)計分析與性能預測，成為工程領(lǐng)域應(yīng)用研究的重點，當然有時也成為機理分析的一種輔助手段.目前，主要是采用基于有限元和多體動力學的時域瞬態(tài)動力學分析方法.

4.1有限元建模與仿真分析

德國的J?rg Brecht等[17]是最早應(yīng)用有限元方法，面向制動顫振進行制動器粘滑振動建模和仿真分析的.早在1997年，他們就建立了簡化的2D盤-塊接觸有限元模型，對一定法向壓力下盤-塊之間緩慢發(fā)生相對移動的過程進行仿真，考察了盤-塊間接觸壓力分布變化以及從整體粘滯到局部相對滑移，再到整體滑移的演變過程.同時，他們還建立了3D制動器接觸有限元模型，再現(xiàn)了粘滑運動及其極限環(huán)特征.

2011年，德國學者Hoffmann等[54]也建立了一個簡化的2D制動塊-剛體粘滑運動有限元模型，重點分析了摩擦副整體宏觀運動和微觀接觸面運動之間的關(guān)聯(lián)關(guān)系.研究表明，摩擦接觸面存在局部變化和變形模式，宏觀的穩(wěn)態(tài)滑動、宏觀的變化運動以及滑動-分離動力學既取決于宏觀相對速度，也與結(jié)構(gòu)振動模態(tài)特性和界面的摩擦特性具有緊密聯(lián)系.在后續(xù)研究中，則將外界載荷的作用方式引入，通過試驗和仿真分析方法，考察了外界載荷作用方式對于摩擦副之間的靜態(tài)摩擦系數(shù)大小的影響[55].這種將宏觀運動和微觀運動分析相結(jié)合，分析工況和載荷作用條件對摩擦特性影響的方法，具有重要的指導意義.

日本的Nisshinbo制動器公司的工程技術(shù)人員分別針對簡化的摩擦塊-剛體和實際制動塊-剛體建立了有限元模型，模擬考察了制動(蠕動)顫振工況下的相對運動、摩擦力以及接觸壓力的變化特征，特別分析了摩擦材料在摩擦方向的彈性模量，摩擦系數(shù)特性等對摩擦顫振的影響，與臺架試驗結(jié)果取得了良好的一致性[56].

最新的研究成果是，意大利的Francesco Massi[57]帶領(lǐng)的團隊通過臺架模型試驗和有限元仿真建模方法，分析了不同相對速度和平均作用壓力下，系統(tǒng)會產(chǎn)生粘滑運動不穩(wěn)定、模態(tài)耦合不穩(wěn)定以及穩(wěn)定滑動等不同動力學現(xiàn)象.這一研究結(jié)論無疑對于解釋不同的摩擦顫振現(xiàn)象具有重要的啟發(fā).

實際上，對于制動顫振這類低頻振動和噪聲問題，有限元方法不太便于處理低頻率段各種“剛體”運動部件之間的“柔性”聯(lián)接部件，而且利用很多自由度描述近似“整體運動”的各個部件也非常不劃算[58].目前,有關(guān)制動顫振的有限元仿真分析仍然還在針對極其簡化的模型對象進行探索，尚未針對實際的制動器開展建模與分析.因此，研究成果的理論指導意義大于工程設(shè)計價值.

4.2多體動力學建模與仿真分析

由于具有低頻特征的制動顫振涉及制動器和懸架系統(tǒng)的多體系統(tǒng)，多體動力學軟件相比有限元軟件具有明顯的優(yōu)勢.因此，面向?qū)ο蟮闹苿宇澱窠Ｔ诠I(yè)界大多應(yīng)用多體動力學方法和軟件.

TRW公司則是最早利用多體動力學方法進行制動器蠕動顫振建模與仿真分析的[58].他們基于ADAMS軟件，建立了考慮盤-塊摩擦接觸力，車橋系統(tǒng)柔性連接件以及結(jié)構(gòu)部件彈性的剛-柔耦合動力學模型，成功再現(xiàn)了制動顫振的粘滑運動特征，分析了粘滑運動的粘滯和滑動的持續(xù)時間、粘滯段的能量饋入和滑動段的能量耗散特征，以及系統(tǒng)動態(tài)響應(yīng)對摩擦系數(shù)-相對速度斜率的依賴性.但是，由于是當年ADAMS年會的演示文檔，缺乏建模細節(jié)的描述.

后來，MTS公司和MSC Software聯(lián)合，利用ADAMS軟件針對麥弗遜式底盤角系統(tǒng)建立了剛-柔耦合的制動顫振仿真模型[21].建模時，將制動盤、制動鉗和車身視為剛體質(zhì)量，而將懸架下擺臂、轉(zhuǎn)向節(jié)柱、懸架支柱視為柔體，并采用集總彈簧和質(zhì)量模擬輪胎動態(tài)特性.特別需要說明的是，制動盤-制動塊間的摩擦模型沒有采用經(jīng)典的庫倫摩擦模型，而采用了具有速度滯回特性的摩擦模型.利用該多體動力學模型，能夠再現(xiàn)試驗結(jié)果中的粘滑振動特征.同時，研究者利用該模型深入分析了輪胎的fore-aft振動模態(tài)、轉(zhuǎn)向節(jié)柱和懸架支柱的聯(lián)接剛度、懸架螺旋彈簧質(zhì)量等的影響，為系統(tǒng)設(shè)計提供了重要指導.

但是，目前的多體建模普遍存在重懸架系統(tǒng)，輕制動器的現(xiàn)象，即重視懸架系統(tǒng)動力學的建模，而嚴重忽視了制動器的多體結(jié)構(gòu)和多維運動，使得研究結(jié)果神似而精度嚴重不足，也影響了應(yīng)用的效果.

5討論與展望

目前，業(yè)界對制動顫振的重大技術(shù)需求是：克服整車、懸架和制動器的多樣性困難，建立規(guī)范的，基于道路試驗、臺架試驗和樣件試驗的制動顫振試驗方法與流程，建立面向?qū)ο蟮闹苿宇澱駝恿W建模與仿真分析方法，有效支撐制動顫振的問題診斷、措施開發(fā)以及效果評價.而要達成這一目標，必須以制動顫振發(fā)生機理和關(guān)鍵因素的深刻認知為基礎(chǔ).綜合國內(nèi)外制動顫振研究進展，結(jié)合筆者自行開展的前期研究，對深化制動器摩擦顫振機理和關(guān)鍵因素研究進行如下的討論：

第一，大量的試驗研究都清楚地表明，制動顫振發(fā)生時，懸架系統(tǒng)除了存在多種頻率的振動外，還存在復雜的多體多維空間運動；制動器系統(tǒng)除了制動塊沿摩擦力方向的振動，還存在顯著的制動鉗和制動塊復雜旋轉(zhuǎn)或擺動運動.但是，以前的研究卻將關(guān)注重點集中在粘滑振動和懸架系統(tǒng)的振動傳遞路徑上，幾乎完全忽略了這些對摩擦接觸特性以及粘滑振動邊界條件具有極其重要影響的系統(tǒng)運動現(xiàn)象.

第二，前期的機理研究模型基本都是在單點接觸的假設(shè)下，利用集總參數(shù)模型分析動力傳動系統(tǒng)、制動器系統(tǒng)和懸架系統(tǒng)的動力學特征；前期的數(shù)值仿真模型要么是基于有限元的簡化摩擦塊/制動塊-剛體模型，要么是采用簡化摩擦制動器模型的懸架系統(tǒng)多體動力學模型，幾乎都不考慮制動器和懸架系統(tǒng)的復雜空間運動，及其對制動器摩擦副摩擦接觸特性的影響.

實際上，制動器系統(tǒng)和懸架系統(tǒng)都是典型的多體系統(tǒng)，制動塊和制動盤之間是面面接觸，在非光滑摩擦力的作用下，多體系統(tǒng)的復雜空間運動與摩擦副的摩擦作用力的耦合效應(yīng)必然存在且極其重要.對于制動顫振的研究，忽略這一效應(yīng)必然會導致不完整、不系統(tǒng)甚至錯誤的結(jié)論.

鑒于以上分析，筆者認為非常有必要以摩擦副的空間運動與摩擦接觸特性間的作用關(guān)系為重點，從底盤角和制動器兩個層次的多維多尺度空間運動切入，深入研究制動器摩擦顫振的發(fā)生機理及其控制方法，圍繞制動顫振的非線性非光滑動力學建模、多體系統(tǒng)多維多尺度耦合動力學分析、顫振一體化控制方法以及顫振臺架試驗研究等方面開展研究，有望構(gòu)建摩擦誘發(fā)顫振的系統(tǒng)理論，提高對制動器摩擦顫振機理的認知水平，更加有效地控制制動顫振.

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Literature Survey of Friction Induced Automotive Brake Groan

ZHANG Lijun1,2, ZHENG Yibing1,2, MENG Dejian1,2, ZHANG Pinjie1,2

(1. School of Automotive Engineering, Institute of Automotive Noise Vibration and Harshness, Shanghai 201804, China; 2. Collaborative Innovation Center for Intelligent New-Energy Vehicle, Shanghai 201804, China)

Abstract：Frictional brake groan is self-excited low-frequency structural vibration and associated airborne noise, which has obvious intermittent and impulsive characterizations. Hence, a comprehensive literature survey on brake groan is conducted from the aspects of experimental studies, generation mechanisms and related theories, modeling and simulation analysis. These researchs'results suggest that in order to study the mechanism of brake groan and restrain it, the focus of the following researches should be taking the multi-dimension in space motion of the brake system and suspension system into consideration.

Key words：friction induced vibration and noise; brake groan; literature review

文獻標志碼：A

中圖分類號：U463.51

收稿日期：2015-05-04

第一作者： 張立軍(1972—)，男，工學博士，教授，博士生導師，主要研究方向為車輛振動噪聲分析與控制.

E-mail:tjedu_zhanglijun@#edu.cn