鞏　飛，藍　翔

（長安馬自達汽車有限公司，江蘇　南京　211100）

Gong Fei，Lan Xiang

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基于模態(tài)耦合分析盤式制動器制動尖叫的降噪方案研究

鞏飛，藍翔

（長安馬自達汽車有限公司，江蘇南京211100）

Gong Fei，Lan Xiang

摘要：文中介紹制動異響發(fā)生的主要機理并基于某車型持續(xù)出現(xiàn)的低速制動尖叫現(xiàn)象調(diào)查研究，通過對尖叫頻率和制動器的固有頻率的測量及分析，結(jié)合制動異響的模態(tài)耦合發(fā)生機理研究理論，分析制動器模態(tài)耦合對制動尖叫的影響，提出基于模態(tài)耦合分析的盤式制動器制動尖叫的可行降噪方案。

關(guān)鍵詞：盤式制動器；制動尖叫；模態(tài)耦合；振動

0　引　言

隨著汽車技術(shù)的發(fā)展和用戶質(zhì)量意識的提高，人們不僅僅關(guān)注汽車行駛的基本性能，而是在此基礎(chǔ)上更加關(guān)注汽車的舒適性和平順性，振動和噪聲是車輛舒適性的重要指標(biāo)。第三方調(diào)查公司如JD-Power每年收集汽車用戶對車輛使用性能和舒適性等方面的評價并綜合評估后公布排名，調(diào)查排名直接影響客戶的購車選擇。另外，制動噪聲還可能引起客戶強烈的抱怨和索賠費用的增加；因此汽車制造商和零部件供應(yīng)商投入大量資源對制動噪聲進行研究、設(shè)計和改善。

但是，制動噪聲研究仍然沒有找到一種方法可以將其徹底消除，這是各大汽車制造商面臨的最棘手的問題之一。

1　制動噪聲分類及產(chǎn)生機理

1.1制動噪聲分類

制動噪聲的頻率范圍非常寬，可以從幾十Hz至上萬Hz。制動噪聲的主頻通常較為單一，時常還伴有幅度較低的諧波成分[1]。一般根據(jù)制動器部件振動頻率的頻段主要分為2類，如圖1所示。

1）低頻振動噪聲，包括Creep Groan（100Hz～400Hz）和Moan（150Hz～400Hz）；

2）中高頻振動噪聲，實際中發(fā)生較多且學(xué)者和汽車制造商關(guān)注也較多的噪聲問題為Squeal，其頻率范圍為1kHz～16kHz或上限到人耳聽力的極限。Squeal又可分為低頻尖叫（1kHz～3kHz）和高頻尖叫（5kHz～15kHz）[2]。

圖1　制動噪聲分類及頻率分布

1.2制動尖叫產(chǎn)生機理

目前，關(guān)于制動尖叫產(chǎn)生機理的研究理論比較多，大部分學(xué)者認(rèn)為制動尖叫產(chǎn)生是由于自激振動。制動盤和摩擦塊之間的摩擦激勵為整個制動系統(tǒng)提供能量，能量在整個制動器總成進行傳遞并產(chǎn)生振動響應(yīng)。在自激振動狀況下，振動一旦產(chǎn)生就會擴散并放大。

關(guān)于制動尖叫產(chǎn)生的原因，目前主要有3個理論解釋。

1.2.1粘滑（Stick-slip）機理

根據(jù)這個理論，摩擦副本身的特性是引起制動系統(tǒng)振動噪聲的根本原因[3]。簡化的制動系統(tǒng)模型如圖2所示。

圖2　單自由度制動系統(tǒng)模型

該模型摩擦片與制動盤產(chǎn)生的相對運動的圓周率如式（1）。

式中，m為剛性摩擦片質(zhì)量，C為結(jié)構(gòu)阻尼，K為彈性剛度，a1為摩擦力曲線在某一區(qū)域內(nèi)的負斜率絕對值。

當(dāng)a1大于C時表示系統(tǒng)的振動將無限增大，可能引起制動噪聲；當(dāng)a1小于C時表示系統(tǒng)的振動將逐漸減小，直至消失，制動噪聲不會產(chǎn)生。

該理論解釋了制動噪聲產(chǎn)生的機理，同時也存在一定的局限性。首先，該理論認(rèn)為摩擦系數(shù)只與滑動速度有關(guān)，實際上摩擦系數(shù)還會隨著制動溫度、制動壓力、表面狀態(tài)和周圍介質(zhì)等因素的變化而變化；其次，該理論建立的單自由度模型過于簡單，不足以全面評價制動系統(tǒng)的不穩(wěn)定性。

目前學(xué)界公認(rèn)該理論對解釋100Hz以下的低頻振動比較重要。

1.2.2自鎖-滑動（Sprag-slip）機理

Sprag-slip機理可以用參考文獻[4]中的模型來解釋，如圖3所示。

圖3　Sprag-slip機理模型

圖3所示所有連接均為剛性連接，剛性桿裝在可以旋轉(zhuǎn)的固定點O，并受到外加載力的作用，平面從右向左運動，平面和剛性桿的接觸點會產(chǎn)生摩擦力。摩擦力方程

當(dāng)θ滿足一定條件即mk=cotq時，摩擦力趨于無限大，相對運動在理論上不可能出現(xiàn)，從而導(dǎo)致自鎖現(xiàn)象的產(chǎn)生。

該理論有很明顯的缺陷，首先忽略了垂直于摩擦面方向的振動；其次，在實際中摩擦片并非完全剛性體，而是黏彈性體，在制動過程中會發(fā)生一定的形變，當(dāng)形變達到一定程度時自鎖就會解除。

1.2.3模態(tài)耦合機理

近些年來的研究表明制動噪聲發(fā)生時并非制動系統(tǒng)各組件的單自由度自激振動，而是同時有多個結(jié)構(gòu)振動模式發(fā)生。Kusano等[5]在研究中發(fā)現(xiàn)鼓式制動器的蹄和鼓各有一階頻率與發(fā)生尖叫的頻率相近，當(dāng)制動系統(tǒng)的任意2個自然頻率趨于一致時，系統(tǒng)就會發(fā)生不穩(wěn)定振動，從而產(chǎn)生制動尖叫，自然頻率趨于一致就是模態(tài)耦合。近年研究認(rèn)為，制動系統(tǒng)模態(tài)耦合在制動器工作時，振動頻率發(fā)生變化的幅度不同，可導(dǎo)致頻率相近的振動重合，就會形成噪聲頻率。目前，國際上普遍認(rèn)為模態(tài)耦合最有可能是尖叫噪聲產(chǎn)生的原因。

2　某車型制動尖叫分析

2.1問題描述

某車型售后市場用戶持續(xù)反饋當(dāng)輕踩制動踏板車速降至5km/h～10km/h時，前懸制動器處產(chǎn)生刺耳制動尖叫，聲音一直持續(xù)至車輛完全停止。車輛經(jīng)過長時間停放和在雨天濕度大的環(huán)境下出現(xiàn)噪聲的次數(shù)較高，制動噪聲頻率為2000Hz，且為單一主頻率，聲音強度為50dB左右，如圖4所示。

圖4　制動尖叫頻率-聲音強度分析

2.2制動尖叫產(chǎn)生原因分析

該車型制動噪聲頻率為2000Hz左右，屬于低頻制動尖叫。根據(jù)參考文獻[6]低頻制動尖叫通常是由制動器引起，所以對該車型制動器殼體、支架和摩擦片固有頻率采用錘擊法檢測，結(jié)果如圖5～圖7所示。

圖5　殼體固有頻率分布

圖6　支架固有頻率分布

圖7　摩擦片固有頻率分布

通過固有頻率分析得出：

1）支架的2階固有頻率（2040Hz）、摩擦片的1階固有頻率（2087Hz）與制動尖叫頻率（2000Hz）接近，制動系統(tǒng)零部件間模態(tài)耦合機理造成制動過程中制動尖叫的產(chǎn)生；

2）殼體各階次固有頻率與該車型制動尖叫頻率無相關(guān)性。

3　降噪方案及優(yōu)化分析

從噪聲的產(chǎn)生機理上分析，結(jié)構(gòu)噪聲源于結(jié)構(gòu)振動；因此，只要控制結(jié)構(gòu)的振動來源或傳遞途徑，就能控制結(jié)構(gòu)噪聲。參考文獻[7]總結(jié)制動噪聲的改善措施概括為：減小摩擦誘發(fā)的振動、改變制動部件自身的振動行為和抑制振動。對于浮動式卡鉗產(chǎn)生的低頻制動尖叫，解決方法通常是增加支架質(zhì)量來改變支架固有頻率[8]。抑制制動噪聲一方面是從噪聲源上進行控制，即有源控制技術(shù)，另一方面是從傳播途徑上進行控制，即無源控制技術(shù)，它的技術(shù)特點是利用阻尼材料的高損耗特性將物體的振動能量轉(zhuǎn)化為熱能散發(fā)掉[9]。

根據(jù)以上文獻關(guān)于制動噪聲的解決方案，并結(jié)合該車型制動尖叫的特點，提出3個改善方案并分析各方案的可行性。

1）更改摩擦片材料配方，降低摩擦系數(shù)，抑制振動源。

制動盤和摩擦片間的摩擦系數(shù)對制動尖叫有重大影響，摩擦系數(shù)越高摩擦片傳遞給制動盤的能量就越多，產(chǎn)生振動的強度就越大。實際上，制動尖叫強度的大小隨摩擦系數(shù)的增大而增大。降低制動系統(tǒng)摩擦系數(shù)可以減小摩擦片向制動盤的能量傳遞，減少自激振動，從而從源頭上改善制動尖叫。該車型前摩擦片采用NAO材料，摩擦系數(shù)0.42，設(shè)計滿足整車制動性能要求。制動力矩表達式

式中，Tr為制動力矩，P為制動壓力，A為制動活塞面積，R為有效摩擦半徑。

減小摩擦系數(shù)會導(dǎo)致制動力矩的減小，影響制動效能，顯然該方案風(fēng)險較大。

2）更改制動器振動結(jié)構(gòu)，消除制動器模態(tài)耦合。

該車型前制動器支架的2階固有頻率（2040Hz）、摩擦片的1階固有頻率（2087Hz）都與制動尖叫頻率（2000Hz）接近，基于制動尖叫模態(tài)耦合機理，最有效直接的制動尖叫抑制方案為更改支架和摩擦片的固有頻率，使其各階次頻率不接近。通過修改支架結(jié)構(gòu)增加支架質(zhì)量，在保證支架強度不減弱的前提下可以改變支架的固有頻率；通過修改摩擦片溝槽、倒角及背板形狀等可以修改摩擦片固有頻率。但更改支架和摩擦片固有頻率雖然可以避免在某一頻率產(chǎn)生尖叫但同時可能造成在另一頻率產(chǎn)生制動尖叫，且在更改的同時需要考慮殼體和制動盤等其他部件固有頻率的影響。因此，后期通過試驗及樣件驗證的方法消除模態(tài)耦合對制動尖叫的影響比較困難，該方案適于在開發(fā)前期制動系統(tǒng)結(jié)構(gòu)設(shè)計時進行有限元分析。

3）更改制動器消音片結(jié)構(gòu)，抑制振動傳遞途徑。

改善制動尖叫一方面是抑制振動的產(chǎn)生，另一方面是抑制振動的傳遞。作為無源控制技術(shù)的應(yīng)用，該車型盤式制動器在摩擦片與制動卡鉗活塞之間安裝有消音片，如圖8所示，消音片結(jié)構(gòu)為滑移型結(jié)構(gòu)，即在車輛行駛時，內(nèi)、外消音片產(chǎn)生相對運動。內(nèi)、外消音片材質(zhì)均為不銹鋼，并在外消音片與活塞接觸的一面涂覆橡膠涂層，橡膠涂層在制動過程中對摩擦片與制動盤的自激振動產(chǎn)生阻尼作用，抑制制動振動的傳遞，同時在內(nèi)消音片與摩擦片之間的油脂槽加注油脂進一步提高了消音片阻尼作用的衰減力，達到減振、消音的目的。

圖8　滑移型消音片結(jié)構(gòu)

起到消音作用的外消音片橡膠涂層，在高溫高壓狀態(tài)下容易破損、脫落，消音作用會降低且消音片油脂也有減振、消音作用，設(shè)計2個消音方案分別如下。

（1）采用耐高溫、高壓的冷粘減振墊復(fù)合材料的消音片，如圖9所示；

圖9　復(fù)合材料消音片結(jié)構(gòu)

（2）更改消音片的油脂量，增大油脂對制動振動的阻尼衰減作用，由目前0.3g先后增加為0.5g和1.0g進行試驗。

實施上述方案后，進行制動尖叫試驗，試驗方法如下。

（1）加速至60km/h后開始制動直至車輛停止，減速度為0.4g；

（2）3次制動為一個循環(huán)，共進行5次循環(huán)；

（3）車速在20km/h時以0.1g減速度制動，考核制動尖叫狀態(tài)。

對比試驗結(jié)果見表1。

通過以上試驗對比，確認(rèn)增加消音片油脂量可以改善制動尖叫，對該車型消音片油脂加注要求變更如下。

（1）由內(nèi)消音片與摩擦片接觸面單面加注，更改為內(nèi)消音片儲油槽兩面加注；

（2）油脂加注量由0.3g增加為1.0g。

制動尖叫車輛加注油脂后故障排除，跟蹤新零件按新要求加注油脂后市場再無此類抱怨，說明制動尖叫降噪方案有效。

4　結(jié)論及建議

通過實車案例分析得出以下結(jié)論。

1）模態(tài)耦合機理是制動噪聲產(chǎn)生的原因之一，盤式制動器零部件固有頻率接近可以造成制動噪聲，設(shè)計時盡量避免各部件如殼體、支架、摩擦片、制動盤等出現(xiàn)模態(tài)耦合；

2）在盡量不變更制動器結(jié)構(gòu)及摩擦材料的條件下，采用無源控制技術(shù)從制動尖叫自激振動傳播途徑上進行控制，增大消音片的阻尼作用衰減力可以抑制制動尖叫的產(chǎn)生；

3）滑移型消音片油脂量在一定范圍內(nèi)對消音片阻尼作用的衰減力也就是對制動尖叫的抑制作用有重大影響。

在整車及零部件開發(fā)初期就應(yīng)該對制動尖叫的模態(tài)耦合機理可能產(chǎn)生的影響進行分析以減少后期由于制動尖叫帶來的不可避免的結(jié)構(gòu)更改。近年來，隨著電子計算機技術(shù)處理數(shù)據(jù)的能力大幅提升，有限元模態(tài)分析方法日臻成熟，計算機輔助分析得到了更加廣泛的應(yīng)用，從單個零件的有限元分析到對整個制動器進行有限元整體建模，最后形成閉環(huán)耦合模型。相比較采用樣件試驗法，計算機有限元分析大大節(jié)省了開發(fā)周期與成本。

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收稿日期：2015-10-19

文章編號：1002-4581（2016）02-0032-05

中圖分類號：U463.51+2

文獻標(biāo)志碼：A

DOI：10.14175/j.issn.1002-4581.2016.02.009