代立宏 李虎本 黃巨成 朱亞偉

一、前言

制動噪音指的是制動過程中，由物體的振動所造成的，由彈性界質(zhì)以聲波的方式將能量傳送，產(chǎn)生的人耳朵能感知的（頻率范圍為：20Hz-20000Hz）的噪音。一般認為，盤式制動器的制動噪音產(chǎn)生的機理是通過摩擦片和制動盤這對摩擦副之間的摩擦產(chǎn)生，并通過一定的路徑傳遞的。制動噪音按照頻率劃分可分為3類：低頻噪聲（10Hz-1kHz）、低頻嘯叫（1kHz-5kHz）和高頻嘯叫（>5kHz）。進一步可以細分為常見的十種表現(xiàn)形式：LF-Squeal（低頻尖叫）、HF-SquCal（高頻尖叫）、Judder（抖動）、Groan（嘎吱聲）、Moan（牛叫聲）、Rattle（咔嗒聲）、Clonk（敲擊聲）、wir8 bush（刷盤聲）、Chrip（啁啾聲）和Creak（嘎吱聲）。低頻噪聲主要是摩擦片和制動盤的相互作用，整車懸架系統(tǒng)的傳遞導(dǎo)致。低頻嘯叫主要是制動系統(tǒng)零部件之間模態(tài)耦合造成，高頻嘯叫主要是制動盤的周向共振導(dǎo)致。

本文通過對某款SUV車型出現(xiàn)的特定工況下固定頻率的制動噪音（屬于典型的LF-Squsal）從產(chǎn)生機理著手進行理論分析。探討了導(dǎo)致某型SUV車型特定工況下固定頻率制動噪音的解決思路和方法。

二、問題現(xiàn)象

此款SUV車型裝配了液壓式前盤式制動器和后盤式制動器。故障產(chǎn)生的對象為前盤式制動器如圖l所示，主要技術(shù)參數(shù)如下：卡鉗缸徑為60.33mm，制動盤厚度為28mm，制動有效半徑為135mm。

該車型在制動噪音路過程中，整車冷啟動，前幾次制動出現(xiàn)分貝70dB左右噪音，制動盤溫度達到50℃左右噪音消失。故障出現(xiàn)的條件滿足以下幾點：（1）車輛停置一夜;（2）空氣濕度在70%以上;（3）起步輕踩制動減速度保持在0.1g以下。滿足以上條件，所有車輛100%出現(xiàn)規(guī)律性固定頻率的制動噪音。

三、問題機理及措施實現(xiàn)

1、機理分析

針對出現(xiàn)的噪音利用檢測設(shè)備對噪音頻率進行了檢測，如圖2所示。

通過設(shè)備檢測發(fā)現(xiàn)，此噪音的頻率為1.54kHz，分貝值為75dB，屬于典型的低頻嘯叫類噪音。此噪音類型行業(yè)內(nèi)又稱為Me噪音（晨起噪音）主要原因為：潮濕導(dǎo)致的制動摩擦系數(shù)的劇烈變化，3個步驟如下：

（1）水分可暫時提高摩擦片相對摩擦面積，摩擦面積上升導(dǎo)致摩擦系數(shù)（效能）上升，如圖3所示。

（2）制動盤和摩擦片之間的灰塵（Wear debris）的細微氧化鐵（銹）導(dǎo)致摩擦片和制動盤之間的粘貼傾向增大，導(dǎo)致摩擦系數(shù)上升，如圖4所示。

（3）摩擦表面潮濕狀態(tài)時摩擦系數(shù)低，制動后溫度上升，摩擦表面干燥后摩擦系數(shù)急劇上升，如圖5所示。

在以上1到3步驟不斷的變化過程中，制動效能的急劇波動和不穩(wěn)定，最終導(dǎo)致振動和噪音的產(chǎn)生。

不均勻的摩擦力是產(chǎn)生振動的主要原因，而摩擦塊與制動盤之間Stick-S11p是摩擦力變化的原因，Stick-S11p產(chǎn)生的原因則非常之多與制動盤材質(zhì)均勻性、DTV、摩擦塊材質(zhì)均勻性、壓縮量、熱膨脹量、摩擦系數(shù)穩(wěn)定性和卡鉗支架剛度等諸多因素有關(guān)。摩擦片一支架的粘彈性單自由度模型，如圖6所示。

根據(jù)單自由度系統(tǒng)的振動特性：摩擦片一支架的粘彈性單自由度振動方程為：

其中m為重量、x為位移、c為系統(tǒng)阻尼、k為系統(tǒng)剛度。f（t）作為系統(tǒng)振動的能量，也是噪音產(chǎn)生的源頭。最理想的狀態(tài)是f（t）為零，可以通過增加質(zhì)量;改變頻率削弱振動、增加阻尼;吸收振動、增加剛度;減小變形來實施。根據(jù)此機理和開發(fā)經(jīng)驗初步準備以下方案：

內(nèi)側(cè)制動塊增加Shim-cover潤滑劑，改善摩擦系統(tǒng)粘滑剛度和阻尼;實車驗證方案無效，方案如圖7所示;

消音片牌號選用專門的冷態(tài)消音片，實車驗證無效;

制動盤開漸開線孔快速除去摩擦表面灰塵，穩(wěn)定摩擦系數(shù)，方案驗證初始有效;一個星期后方案失效，故也排除此方案，開漸開線孔方案如圖8所示。

根據(jù)以上排查過程和方案驗證，可以確定摩擦表面摩擦系數(shù)的劇烈變化是此噪音的誘發(fā)因素（100%消除表面的這種變化幾乎不可能）。進一步分析基本可以鎖定摩擦系數(shù)的變化導(dǎo)致振動和某零部件固有頻率重合導(dǎo)共振，最終導(dǎo)致噪音產(chǎn)生。確定過程如下：

對故障車卡鉗支架增加多種方案配重塊，改變零部件頻率如圖9所示，此噪音消失，但是配重塊采用的是強磁性材料吸附，和實際鑄造一體有差異，故需進一步確認

采用Link3802S對實車進行加速度傳感器布置，進行制動角總成振動采集，進一步證實振動源來自卡鉗支架，振動頻率為1.5kHz，如圖10所示。

從故障現(xiàn)象的機理分析以及臨時方案的驗證到最終實車采集數(shù)據(jù)。可以確定故障原因為卡鉗支架振動模態(tài)不合理導(dǎo)致。

2、措施實現(xiàn)

對故障件的制動盤、卡鉗體和卡鉗支架進行了固有頻率和振動模態(tài)的檢測，如表1-表4所示。

從以上測試結(jié)果分析得知制動盤面內(nèi)面外以及卡鉗體在1.5kHz附近無固有頻率重合;卡鉗支架在2階處存在1.487Hz、1.495Hz的固有頻率與1.54kHz頻率接近，由此進一步確定制動鉗支架的該階振動模態(tài)是導(dǎo)致此噪音的原因。

由于卡鉗支架在2階處存在1.5kHz附近的頻率，由此改變卡鉗支架模態(tài)是最有效的方案。物體的固有頻率和其質(zhì)量和剛度有關(guān)，通過卡鉗支架上增加重量可以快速改變其模態(tài)，方案如表5所示。

卡鉗支架理論做了6種方案，其中方案5理論和實際測試頻率最佳，卡鉗支架改變前、后頻率分析和實測試結(jié)果見表6所示。

從理論和實際測試結(jié)構(gòu)分析得知CAE理論分析結(jié)果和實際差約5%左右;方案5支架第10階次到第lO階次的固有頻率和1.5kHz最小的間隔為9.8%左右。將改進后的支架裝配的前制動器按照歐美通行的SAEJ2521標準進行了臺架測試，1.5kHz噪音規(guī)避成功，如圖11所示。

隨后將改進后的支架進行裝車驗證，實車測試;原1.5kHz噪音消失。驗證了改進措施的有效性，徹底解決了該車型的特定工況下固定頻率的低頻制動噪音。

四、結(jié)論

通過對本噪音產(chǎn)生的原理循序漸進進行剖析。制定了：

制動塊增加Shim-cover方案;

冷態(tài)消音片方案;

制動盤開漸開線孔方案;

配重塊驗證方案。

最終鎖定原因為卡鉗支架在1.5kHz附近頻率耦合。通過改變卡鉗支架的頻率，進行解耦，消除了原來1.5kHz的噪音。

通過此過程總結(jié)針對特殊問題的解決思路為：首先從基本原理方面著手分析解決方案，制定解決措施和方案;再進一步驗證和借助檢測工具尋找根本原因，最后針對根本原因制定措施。希望通過本文的改進思路給從業(yè)者一定的指導(dǎo)作用。