張 軍，吳良楨，許華政，屈亞堃，余 靖，薛生龍

（吉利汽車(chē)研究院（寧波）有限公司,浙江 寧波 315336）

隨著中國(guó)乘用車(chē)市場(chǎng)的快速發(fā)展，市場(chǎng)用戶(hù)對(duì)汽車(chē)制動(dòng)的舒適性要求也越來(lái)越高，而汽車(chē)制動(dòng)噪聲問(wèn)題作為車(chē)輛駕乘舒適性的重要因素，一直是汽車(chē)業(yè)界關(guān)注的重點(diǎn)技術(shù)領(lǐng)域。其中，制動(dòng)高頻噪聲和低頻制動(dòng)抖動(dòng)問(wèn)題已經(jīng)在國(guó)內(nèi)外被較全面地研究，而對(duì)于制動(dòng)低頻噪聲問(wèn)題，通常是在低速輕制動(dòng)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(dòng)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(chē)行業(yè)內(nèi)研究得較少。

Abdelhamid 等[1]研究表明制動(dòng)副粘滑摩擦振動(dòng)是引起制動(dòng)顫振的關(guān)鍵；Dunlap 等[2]測(cè)試分析發(fā)現(xiàn)制動(dòng)顫振發(fā)生時(shí)，制動(dòng)鉗殼體及支撐處發(fā)生了扭曲變形；Donley等[3]通過(guò)多體動(dòng)力學(xué)仿真分析工具，建立麥弗遜前懸架的剛?cè)狁詈夏Ｐ停岢鲛D(zhuǎn)向節(jié)和前支柱等都可能對(duì)制動(dòng)顫振有影響；常慶斌等[4]通過(guò)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(dòng)低鳴噪聲問(wèn)題，但是對(duì)制動(dòng)低頻噪聲問(wèn)題的解決還沒(méi)有系統(tǒng)性工程措施與方案。

本文介紹了某盤(pán)式制動(dòng)器SUV 車(chē)型的蠕行顫鳴問(wèn)題排查與測(cè)試分析過(guò)程，系統(tǒng)地闡述了制動(dòng)低頻顫鳴產(chǎn)生原理和具體的工程措施方案，通過(guò)制動(dòng)盤(pán)安裝連接方式的優(yōu)化，實(shí)車(chē)驗(yàn)證了改進(jìn)方案的有效性，這對(duì)于提升制動(dòng)系統(tǒng)NVH性能開(kāi)發(fā)有著較重要的工程指導(dǎo)意義。

1 蠕行低頻振動(dòng)噪聲的測(cè)試與分析

某配置單缸活塞前制動(dòng)器的2.0T發(fā)動(dòng)機(jī)橫置前驅(qū)SUV 車(chē)型，在低速起步前進(jìn)或倒退時(shí)，輕度制動(dòng)情況下，車(chē)內(nèi)/外都存在明顯的持續(xù)中低頻率“共鳴聲”，前輪近場(chǎng)位置的聲壓級(jí)超過(guò)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(dòng)盤(pán)表面生成薄紅銹情況之后，該制動(dòng)噪聲更加明顯，發(fā)生機(jī)率顯著增加，但經(jīng)多次制動(dòng)工況，清除制動(dòng)盤(pán)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(dòng)盤(pán)等底盤(pán)制動(dòng)部件，制動(dòng)噪聲無(wú)明顯變化，而通過(guò)更換不同規(guī)格類(lèi)型的輪輞總成，該制動(dòng)顫鳴聲現(xiàn)象有明顯變化。

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

1.1 蠕行制動(dòng)噪聲的整車(chē)測(cè)試分析

經(jīng)主觀評(píng)價(jià)，此蠕行制動(dòng)噪聲只發(fā)生在前制動(dòng)器附近，為了分析此制動(dòng)噪聲特征與潛在的傳遞路徑，分別在制動(dòng)盤(pán)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(dòng)加速度傳感器，并在輪胎總成附近布置麥克風(fēng)，通過(guò)CAN 總線(xiàn)采集發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速信息，進(jìn)行振動(dòng)與噪聲信號(hào)的同步采集，測(cè)試系統(tǒng)示意圖與坐標(biāo)系如圖1所示。

圖1 整車(chē)測(cè)試的傳感器布置

其中，為了更加直接地監(jiān)測(cè)制動(dòng)盤(pán)振動(dòng)與蠕行噪聲的關(guān)聯(lián)性，在低速轉(zhuǎn)動(dòng)中的制動(dòng)盤(pán)外側(cè)表面上布置了法向的振動(dòng)傳感器，如圖1(b)所示。根據(jù)振動(dòng)與噪聲時(shí)頻域特征測(cè)試分析結(jié)果，如圖2所示。該制動(dòng)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(guò)程，而在頻率域內(nèi)主要表現(xiàn)為86 Hz倍頻的制動(dòng)顫振噪聲，以及603 Hz 倍頻的制動(dòng)噪聲。經(jīng)對(duì)聲振數(shù)據(jù)的音頻回放及現(xiàn)場(chǎng)主觀評(píng)價(jià)識(shí)別，該車(chē)型蠕行工況下最嚴(yán)重或可能引起市場(chǎng)用戶(hù)明顯抱怨的是603 Hz倍頻的制動(dòng)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(tīng)覺(jué)的高敏感區(qū)域，且此類(lèi)型噪聲持續(xù)時(shí)間較長(zhǎng)，不易衰減，車(chē)外聲壓級(jí)超過(guò)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(dòng)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(dòng)盤(pán)振動(dòng)與近場(chǎng)噪聲的時(shí)頻測(cè)試分析

據(jù)圖3和圖4所示，通過(guò)制動(dòng)器與懸架各位置振動(dòng)測(cè)試時(shí)頻特征的對(duì)比分析得出；

圖3 制動(dòng)盤(pán)、卡簧、摩擦片、卡鉗支架振動(dòng)的時(shí)域測(cè)試

圖4 制動(dòng)鉗、輪輞、轉(zhuǎn)向節(jié)、下擺臂振動(dòng)的時(shí)域測(cè)試

（1）制動(dòng)系統(tǒng)的制動(dòng)盤(pán)、卡簧和卡鉗支架的顫鳴階次振動(dòng)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(dòng)特征幅值明顯降低；

（2）輪輞的顫鳴階次振動(dòng)特征微弱。

1.2 基于振動(dòng)源與傳遞路徑的擾動(dòng)試驗(yàn)

根據(jù)以上整車(chē)級(jí)路徑振動(dòng)傳遞特征的測(cè)試分析結(jié)果，考慮通過(guò)對(duì)制動(dòng)和底盤(pán)結(jié)構(gòu)的試驗(yàn)擾動(dòng)法，隔離或改變零部件的質(zhì)量、剛度和阻尼特性，實(shí)車(chē)驗(yàn)證是否有效抑制蠕行顫鳴噪聲問(wèn)題，如去掉制動(dòng)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(dòng)盤(pán)上附加質(zhì)量塊就可以消除蠕行顫鳴聲。

而對(duì)其它制動(dòng)與懸架部件進(jìn)行質(zhì)量和剛度的擾動(dòng)試驗(yàn)，包括在導(dǎo)向銷(xiāo)位置螺接特定頻率動(dòng)態(tài)吸振器方案[5]，經(jīng)整車(chē)驗(yàn)證蠕行顫鳴都無(wú)變化，這說(shuō)明制動(dòng)系統(tǒng)之間摩擦運(yùn)動(dòng)激發(fā)起制動(dòng)盤(pán)振動(dòng)與聲輻射，并通過(guò)制動(dòng)卡鉗傳遞到轉(zhuǎn)向節(jié)和懸架系統(tǒng)。在此振動(dòng)傳遞過(guò)程中，部分零部件會(huì)增大或減小特定頻率范圍的振動(dòng)幅值。此外，通過(guò)更換摩擦片的材料，降低摩擦系數(shù)，也可以降低蠕行制動(dòng)顫鳴的發(fā)生頻次，但這會(huì)引發(fā)整車(chē)制動(dòng)系統(tǒng)的重新匹配開(kāi)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(chē)開(kāi)發(fā)交付的時(shí)間。

2 基于方案驗(yàn)證的頻響與模態(tài)測(cè)試

為了分析制動(dòng)盤(pán)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(chē)靜置下的頻響特征測(cè)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(dòng)低鳴噪聲。

2.1 基于整車(chē)制動(dòng)工況的制動(dòng)盤(pán)模態(tài)測(cè)試

在整車(chē)靜置情況下，發(fā)動(dòng)機(jī)以怠速轉(zhuǎn)速運(yùn)轉(zhuǎn)，通過(guò)反復(fù)踩踏制動(dòng)踏板施加一定的制動(dòng)活塞壓力，同時(shí)采用力錘多點(diǎn)激勵(lì)制動(dòng)盤(pán)與卡鉗，根據(jù)多點(diǎn)頻率函數(shù)進(jìn)行模態(tài)參數(shù)識(shí)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(dòng)諧階次頻率603 Hz比較接近，模態(tài)振型如圖6所示。以制動(dòng)盤(pán)的繞整車(chē)前后方向的搖晃振動(dòng)為主，同時(shí)存在一定的徑向運(yùn)動(dòng)。

圖5 基于整車(chē)制動(dòng)工況的制動(dòng)盤(pán)頻響測(cè)試合成曲線(xiàn)

2.2 制動(dòng)盤(pán)連接方式驗(yàn)證與原點(diǎn)頻響傳函測(cè)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(dòng)系統(tǒng)相關(guān)，還可能與制動(dòng)盤(pán)安裝的邊界狀態(tài)密切關(guān)聯(lián)。考慮到該車(chē)型制動(dòng)系統(tǒng)的總體匹配開(kāi)發(fā)已基本完成，制動(dòng)鉗與摩擦片的設(shè)計(jì)變更將涉及開(kāi)發(fā)周期延長(zhǎng)和成本問(wèn)題。所以，研究如何通過(guò)優(yōu)化制動(dòng)盤(pán)的裝配邊界條件，從而改變制動(dòng)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(dòng)盤(pán)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(cè)試出制動(dòng)盤(pán)原點(diǎn)頻響特性。通過(guò)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(chē)蠕行制動(dòng)顫鳴現(xiàn)象的差異，開(kāi)展對(duì)比研究各方案的原點(diǎn)頻響傳函變化趨勢(shì)。試驗(yàn)結(jié)果如圖8所示。更換輪輞之后整車(chē)蠕行制動(dòng)顫鳴現(xiàn)象消失，而制動(dòng)盤(pán)原點(diǎn)傳函測(cè)試曲線(xiàn)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(dòng)盤(pán)與輪輞法蘭面之間增加墊片之后，整車(chē)制動(dòng)顫鳴現(xiàn)象發(fā)生不同步情況，主觀評(píng)價(jià)時(shí)能夠明顯察覺(jué)左輪與右輪的顫鳴頻率不一致，而制動(dòng)盤(pán)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(duì)比測(cè)試研究結(jié)果，說(shuō)明輪輞法蘭與制動(dòng)盤(pán)的連接方式直接影響著整車(chē)的蠕行制動(dòng)顫鳴噪聲。

圖7 基于整車(chē)的制動(dòng)盤(pán)原點(diǎn)頻響傳函測(cè)試與方案驗(yàn)證

圖8 更換輪輞總成與墊片的制動(dòng)盤(pán)原點(diǎn)頻響傳函測(cè)試對(duì)比

3 簡(jiǎn)化的制動(dòng)盤(pán)多體動(dòng)力學(xué)系統(tǒng)模型

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

圖9 簡(jiǎn)化的制動(dòng)盤(pán)動(dòng)力學(xué)模型

根據(jù)前文整車(chē)工況制動(dòng)盤(pán)關(guān)鍵模態(tài)振型的測(cè)試結(jié)果，僅僅考慮制動(dòng)盤(pán)的X向和Z向的慣量特性IDX與IDZ。制動(dòng)過(guò)程中，假設(shè)活塞推動(dòng)摩擦片，分別在制動(dòng)盤(pán)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(dòng)盤(pán)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?；诤?jiǎn)化的制動(dòng)盤(pán)動(dòng)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(dòng)盤(pán)系統(tǒng)質(zhì)心到Pi和P0位置的距離，通過(guò)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(xiàn)性特性和剛度矩陣的非對(duì)稱(chēng)性，該制動(dòng)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(dòng)系統(tǒng)，從而引起潛在的制動(dòng)噪聲問(wèn)題[7－9]。

4 低頻顫鳴問(wèn)題的解決思路與措施

通常認(rèn)為，在車(chē)輛低速蠕行下的輕度制動(dòng)過(guò)程中，摩擦片與制動(dòng)盤(pán)之間的非穩(wěn)定摩擦激勵(lì)，引起制動(dòng)系統(tǒng)及相關(guān)底盤(pán)部件的結(jié)構(gòu)耦合振動(dòng)，是誘發(fā)制動(dòng)盤(pán)顫鳴聲現(xiàn)象的最主要原因。因此，特定條件下的制動(dòng)副摩擦特性、制動(dòng)與底盤(pán)系統(tǒng)的動(dòng)態(tài)特性參數(shù)、驅(qū)動(dòng)力與制動(dòng)力標(biāo)定匹配等是制動(dòng)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(kāi)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(dòng)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(dòng)/靜摩擦系數(shù)、摩擦接觸區(qū)域與面壓分布、制動(dòng)盤(pán)表面銹蝕處理、制動(dòng)盤(pán)結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)與表面不平度等；

（2）優(yōu)化制動(dòng)副與懸架系統(tǒng)的動(dòng)力學(xué)耦合特性：包括制動(dòng)盤(pán)與輪轂的裝配結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)，減小制動(dòng)盤(pán)的約束不均勻性、控制車(chē)輪螺栓預(yù)緊力、制動(dòng)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(dòng)態(tài)吸振器，如圖10所示，安裝在制動(dòng)浮鉗導(dǎo)向銷(xiāo)位置[5]。

圖10 制動(dòng)系統(tǒng)的動(dòng)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(duì)制動(dòng)摩擦副重新匹配周期較長(zhǎng)和成本問(wèn)題，本車(chē)型項(xiàng)目開(kāi)發(fā)只能從底盤(pán)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(dòng)盤(pán)安裝剛度，降低由于車(chē)輪螺栓扭緊過(guò)程導(dǎo)致的制動(dòng)盤(pán)翹曲或端面跳動(dòng)量，如圖11 所示；提高對(duì)車(chē)輪螺栓和輪輞安裝孔的形位公差精度，嚴(yán)格控制車(chē)輪螺栓擰緊力矩與總裝工藝，提升車(chē)輪螺栓預(yù)緊力的均勻性，進(jìn)一步提升制動(dòng)盤(pán)安裝約束剛度的均勻性。

圖11 基于整車(chē)的制動(dòng)盤(pán)原點(diǎn)頻響傳函測(cè)試與方案驗(yàn)證

經(jīng)整車(chē)主觀駕評(píng)與測(cè)試的對(duì)比分析，整車(chē)蠕行制動(dòng)工況的低頻顫鳴噪聲顯著降低，且制動(dòng)盤(pán)法向的階次振動(dòng)特征也明顯降低，如圖12所示。

圖12 優(yōu)化前后的制動(dòng)盤(pán)時(shí)頻振動(dòng)測(cè)試結(jié)果對(duì)比

6 結(jié)語(yǔ)

由于制動(dòng)系統(tǒng)的蠕行低頻噪聲問(wèn)題的機(jī)理復(fù)雜，其影響因素也較多，在產(chǎn)品開(kāi)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(pán)式制動(dòng)器SUV 車(chē)型的蠕行顫鳴問(wèn)題為背景，系統(tǒng)地開(kāi)展了基于整車(chē)工況的制動(dòng)噪聲識(shí)別與相關(guān)性排查分析，結(jié)合簡(jiǎn)化的制動(dòng)盤(pán)動(dòng)力學(xué)模型，闡述了制動(dòng)低頻顫鳴的原理，重點(diǎn)論證了制動(dòng)盤(pán)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(guò)輪輞法蘭接合面與車(chē)輪螺栓裝配的優(yōu)化，實(shí)車(chē)驗(yàn)證了改進(jìn)方案的有效性，為行業(yè)內(nèi)解決類(lèi)似的制動(dòng)低頻噪聲問(wèn)題，提供了極有指導(dǎo)價(jià)值的工程實(shí)踐范例。