謝常云，陸小華，胡浩炬，邱俊杰，鄧小強(qiáng)

（廣州汽車集團(tuán)股份有限公司 汽車工程研究院，廣州 511434）

制動力矩波動和懸架特性對制動抖動有顯著影響，制動盤厚薄差(Disc Thickness Variation，DTV)是影響制動力矩波動的重要因素，而襯套的剛度對懸架特性有重要影響[1-6]。

文獻(xiàn)[7-10]指出，DTV是制動抖動的主要原因，制動抖動頻率與車輪轉(zhuǎn)速有關(guān)，車輪轉(zhuǎn)動一圈，制動盤、片激勵一至二次，制動抖動能量主要集中在1階和2階頻帶。文獻(xiàn)中考慮的DTV，是指測試制動盤圓周方向厚度的最大變化量，而在最大變化量較小的情況下，同樣存在制動抖動問題，另外，DTV最大變化量難以解釋制動抖動的階次特征。本文對測試的DTV曲線進(jìn)行頻譜分析，研究了DTV曲線的頻次成分與制動抖動的關(guān)系。

文獻(xiàn)[11-12]通過試驗(yàn)和仿真方法分析了制動抖動和懸架系統(tǒng)的模態(tài)特征的關(guān)系，指出襯套剛度對制動抖動有較高的靈敏度。基于此，本文利用多體動力學(xué)方法計(jì)算了懸架系統(tǒng)的模態(tài)，論述了下控制臂襯套剛度對制動抖動的影響，在此基礎(chǔ)上，通過提高后點(diǎn)襯套剛度，有效改善了制動抖動問題。

1 制動抖動整車道路試驗(yàn)

1.1 試驗(yàn)設(shè)置

制動抖動整車道路試驗(yàn)在平直的瀝青路面上進(jìn)行，關(guān)鍵測點(diǎn)信息見表1。測點(diǎn)方向以整車坐標(biāo)系為參考，即行駛方向向后為+X，駕駛員右側(cè)為+Y，向上為+Z，文中使用到的方向都以該坐標(biāo)系為參考。

1.2 試驗(yàn)數(shù)據(jù)分析

對制動抖動特征和規(guī)律進(jìn)行時(shí)域和頻域分析，圖1給出了車速、制動管路壓力、摩擦片溫度、前懸卡鉗支架X向振動加速度幅值和總值的時(shí)域曲線。

圖1 制動抖動時(shí)域曲線

由圖可知，時(shí)域振動加速度幅值表現(xiàn)為小-大-小的規(guī)律，在120 km/h～100 km/h速度區(qū)間振動加速度幅值最大，實(shí)際上該速度區(qū)間也正是主觀感受制動抖動的區(qū)間；制動管路壓力波動峰-峰值間距由密到疏，即波動頻率隨車速降低而降低，整個(gè)制動過程中壓力波動范圍約為1.8 Bar，與不抖動車輛壓力波動水平相當(dāng)，制動壓力波動主要源于盤、片間的不平度，壓力波動幅值變化并不大，說明激勵源盤、片的振動激勵比較穩(wěn)定，之所以出現(xiàn)制動抖動，可能是由于傳遞路徑上的振動放大導(dǎo)致，另外，也可說明文中制動踏板的抖動主要原因不是制動壓力波動；制動過程中，摩擦片的溫度升高約15℃，溫升正常，文中制動抖動程度與溫度關(guān)系不大，究其原因是分析的抖動問題屬于冷抖動問題，主要取決于制動盤表面的不平度。圖2給出了卡鉗支架X向振動加速度的colormap云圖和峰值保持譜，由圖可知，制動抖動頻率隨車速降低而降低，具有明顯階次特征，振動能量主要集中在1階和2階頻帶上，該現(xiàn)象表明制動盤轉(zhuǎn)動一圈，盤、片激勵一至二次；在時(shí)間軸10 s附近振動最強(qiáng)，對應(yīng)車速為100 km/h，峰值頻率為14 Hz，該峰值頻率分布在1階頻帶上，記作fmax。

制動抖動頻率與車輪轉(zhuǎn)速和車速關(guān)系見式（1），圖2中峰值頻率為14 Hz，n=1，r=307 mm，計(jì)算可得車速為97.2 km/h，與試驗(yàn)測試振動峰值車速一致。

式中：fmax為峰值頻率；n為階次；N為車輪轉(zhuǎn)速；v為車速；r為輪胎滾動半徑。

綜上，為了客觀描述制動抖動現(xiàn)象，后文采用overall加速度峰值（Ao）、峰值頻率（fmax）和峰值頻率對應(yīng)加速度幅值（Af）來描述制動抖動現(xiàn)象。

圖2 制動抖動頻域圖

制動過程中X向和Y向階次振動特征明顯，Z向不明顯，且X向抖動較Y向強(qiáng)，即文中制動抖動現(xiàn)象主要表現(xiàn)為前后方向的縱向抖動。表2給出了各個(gè)測點(diǎn)X向和Y向加速度overall峰值A(chǔ)o、峰值頻率fmax及對應(yīng)的加速度幅值A(chǔ)f。由表2可知，座椅導(dǎo)軌、踏板支座和方向盤三個(gè)響應(yīng)點(diǎn)的加速度overall峰值均出現(xiàn)在車速97.2 km/h附近，峰值頻率都為14 Hz，與振動激勵源處卡鉗支架共振車速和頻率吻合一致，可推斷各測點(diǎn)的振動屬于同一類型，即響應(yīng)點(diǎn)的振動源于制動盤、片激勵；座椅導(dǎo)軌和踏板支座的振動水平相當(dāng)，是因?yàn)檫@兩個(gè)測點(diǎn)的振動主要都由車身傳遞而來，與車身一起表現(xiàn)為縱向的竄動，而制動壓力波動對踏板抖動的貢獻(xiàn)作用較??；方向盤的振動較座椅導(dǎo)軌和踏板支座要大，原因是方向盤的振動傳遞路徑有兩個(gè)，一個(gè)是制動系統(tǒng)-懸架系統(tǒng)-車身-轉(zhuǎn)向管柱-方向盤，另一個(gè)是制動系統(tǒng)-轉(zhuǎn)向節(jié)-轉(zhuǎn)向拉桿-齒輪齒條-轉(zhuǎn)向管柱-方向盤；方向盤的Y向振動也較大，是因?yàn)樽笥逸喌闹苿恿夭▌邮请S機(jī)的，存在一定的相位差，通過左、右轉(zhuǎn)向拉桿傳遞后引起方向盤的擺振，即方向盤12點(diǎn)位置的Y向振動。

表2 各測點(diǎn)X向和Y向加速度信息統(tǒng)計(jì)表

2 DTV對制動抖動的影響分析

制動盤厚度不均勻是制動抖動的主要激勵源，在整車開發(fā)過程中，為了有效控制制動抖動現(xiàn)象，通常要求完成耐久試驗(yàn)的車輛制動盤DTV曲線的最大變化值小于20 um[7]。然而在制動抖動道路試驗(yàn)過程中，發(fā)現(xiàn)部分左、右制動盤的DTV最大變化值并沒有超過目標(biāo)值，但仍然不能接受制動抖動程度，說明僅僅對DTV的最大變化值進(jìn)行控制，對充分有效控制制動抖動是不夠的。如前文所述，制動抖動具有明顯的階次特征，車輪轉(zhuǎn)動一圈，盤、片激勵一至二次，基于此，本小節(jié)對測試的制動盤DTV曲線進(jìn)行了頻次分析，得到DTV的頻次特征，進(jìn)一步探討DTV頻次成分與制動抖動的關(guān)系。

對3臺制動抖動程度不同的車輛DTV進(jìn)行測量，圖3給出了3臺車DTV最大變化值大的一側(cè)制動盤的測試曲線和頻次曲線，統(tǒng)計(jì)1至6次DTV幅值見表3。

表3 3臺試驗(yàn)車DTV統(tǒng)計(jì)表/μm

頻域下的DTV峰值主要以一次DTV（DTV-1）和二次DTV（DTV-2）為主，這里DTV-1代表車輪轉(zhuǎn)動1圈，盤、片激勵1次的DTV正弦波曲線幅值，這與制動抖動能量主要集中在1階和2階頻帶上的現(xiàn)象吻合一致。說明降低頻次DTV幅值有助于制動抖動的改善，在整車開發(fā)和制動盤DTV生成臺架試驗(yàn)過程中，合理設(shè)置頻次DTV目標(biāo)值很有必要。

圖3 3臺試驗(yàn)車DTV測試曲線和頻次曲線

為了驗(yàn)證頻次DTV幅值與制動抖動程度的關(guān)系，將2#和3#車制動盤換裝到1#號車進(jìn)行制動抖動道路試驗(yàn)和主觀評價(jià)，為了區(qū)分，編號I、II、III，顯然，三次試驗(yàn)的唯一變量為制動盤的DTV。因?yàn)槲闹兄苿佣秳又饕憩F(xiàn)為縱向振動，整理3次試驗(yàn)X向Ao、Af和fmax及主觀評價(jià)見表4。

表4 不同水平DTV的制動抖動主客觀統(tǒng)計(jì)表

三次試驗(yàn)的共振頻率基本一致，I號試驗(yàn)峰值頻率為15 Hz，究其原因是由數(shù)據(jù)采集頻率分辨率及數(shù)據(jù)分析的數(shù)值誤差導(dǎo)致；I號試驗(yàn)振動加速度最大，II號試驗(yàn)次之，III號試驗(yàn)最差，制動抖動程度依次由強(qiáng)到弱，由表3可知，三次試驗(yàn)的最大頻次DTV值也由大到小，說明頻次DTV幅值與制動抖動程度呈正相關(guān)關(guān)系，頻次DTV幅值越大，制動抖動程度越強(qiáng)，降低頻次DTV幅值對控制制動抖動的振源激勵有重要作用。

3 襯套剛度對制動抖動的影響分析

制動過程中的盤、片激勵類似掃頻激勵，當(dāng)制動激勵頻率與懸架系統(tǒng)特征頻率一致時(shí)，將激發(fā)懸架共振，從而放大制動振動，產(chǎn)生制動抖動現(xiàn)象。而襯套剛度對懸架系統(tǒng)特征頻率又有重要影響，為了研究襯套剛度對懸架系統(tǒng)特征頻率及制動抖動的影響規(guī)律，利用多體動力學(xué)分析軟件建立了如圖4所示的整車模型。

整個(gè)模型包括麥弗遜式前懸、齒輪齒條轉(zhuǎn)向機(jī)總成、方向盤、扭力梁后懸架、輪胎模型及簡化為質(zhì)量球的動力總成和車身。

圖4 多體動力學(xué)模型

3.1 仿真結(jié)果的分析

對建立的仿真分析模型進(jìn)行模態(tài)分析，襯套剛度為設(shè)計(jì)剛度值，其中，前下擺臂前點(diǎn)襯套（H點(diǎn)）X向剛度為11 000 N/mm，Y向剛度為11 000 N/mm，Z向剛度為1 100 N/mm，后點(diǎn)襯套（R點(diǎn)）X向剛度為1 400 N/mm，Y向剛度為460 N/mm，Z向剛度為166 N/mm，H點(diǎn)襯套稱作操穩(wěn)襯套，R點(diǎn)襯套稱作平順性襯套，平順性襯套剛度相較操穩(wěn)襯套要低很多。計(jì)算得到同相位的前懸縱向模態(tài)振型如圖5所示。

圖5 前懸架系統(tǒng)縱向模態(tài)振型描述

對應(yīng)特征頻率為14.2 Hz，與試驗(yàn)測試的1階峰值頻率14 Hz很接近。該階模態(tài)振型表現(xiàn)為車輪的前后運(yùn)動、下控制臂繞H點(diǎn)襯套的旋轉(zhuǎn)運(yùn)動及R點(diǎn)襯套的側(cè)向平移運(yùn)動。當(dāng)制動力矩波動作用到車輪時(shí)，路面會給車輪以前后方向的振動激勵，很容易激發(fā)前懸縱向模態(tài)。另由圖5模態(tài)振型可知，下擺臂R點(diǎn)側(cè)向（Y向）振幅較大，也即襯套側(cè)向剛度對制動抖動有較高靈敏度，提高R點(diǎn)襯套側(cè)向剛度對懸架縱向模態(tài)的振型有一定抑制作用。將R點(diǎn)襯套側(cè)向剛度提升后進(jìn)行同樣的仿真分析，結(jié)果表明將R點(diǎn)襯套側(cè)向剛度提高，縱向模態(tài)特征頻率也提高，說明增大R點(diǎn)襯套剛度有助于提高懸架的縱向模態(tài)特征頻率，進(jìn)而提高產(chǎn)生共振的車速，使得共振車速遠(yuǎn)離正常使用車速范圍。

3.2 試驗(yàn)驗(yàn)證

為了驗(yàn)證R點(diǎn)襯套剛度提升對制動抖動的影響，制作了一套側(cè)向剛度提升的R點(diǎn)襯套，襯套剛度測試結(jié)果見圖6。原狀態(tài)R點(diǎn)襯套側(cè)向剛度為466 N/mm，剛度提升后為652 N/mm。

圖6 襯套側(cè)向剛度測試曲線

對側(cè)向剛度提升的R點(diǎn)襯套樣件進(jìn)行制動抖動整車道路試驗(yàn)。試驗(yàn)結(jié)果見圖7至圖8，R點(diǎn)襯套剛度提高后，響應(yīng)點(diǎn)卡鉗支架、制動踏板支座和方向盤處的加速度Ao和Af都降低，即抖動程度變輕；R點(diǎn)剛度提高后，fmax變高，即R點(diǎn)襯套側(cè)向剛度越高，縱向模態(tài)特征頻率也越高，試驗(yàn)與仿真分析結(jié)果一致。本文通過提高R點(diǎn)襯套側(cè)向剛度，有效地改善了制動抖動現(xiàn)象。

圖7 不同襯套剛度工況下主要測點(diǎn)X向overall對比曲線

4 結(jié)語

（1）制動抖動是由于制動力矩波動激勵、懸架系統(tǒng)共振放大而產(chǎn)生的強(qiáng)迫共振現(xiàn)象，時(shí)域振動加速度幅值表現(xiàn)為?。螅√卣鳎l域有明顯的共振峰值，峰值頻率與懸架的縱向模態(tài)特征頻率一致；

圖8 不同襯套剛度工況下主要測點(diǎn)X向峰值保持譜對比曲線

（2）DTV頻次分析的頻域成分以1次和2次DTV為主，這與制動抖動能量集中在1階和2階頻帶現(xiàn)象一致；

（3）頻次DTV幅值越大，制動抖動程度越強(qiáng)，降低頻次DTV幅值對控制制動抖動的振源激勵有重要作用；

（4）前下控制臂后點(diǎn)襯套側(cè)向剛度越高，懸架縱向模態(tài)特征頻率越高，制動抖動程度越輕。