制動低鳴噪聲控制方法研究

齊 鋼 謝 騁 張光榮 浦新宇 李金洪

（泛亞汽車技術中心有限公司）

1 前言

汽車制動噪聲可分為50～1 000 Hz的低頻噪聲和1 000 Hz以上的高頻嘯叫[1,2]。低頻噪聲主要分為顫振“咕咕”聲和低鳴“嗡嗡”聲兩種。顫振“咕咕”聲多在汽車起步或者制動時發(fā)生，為一個寬頻噪聲，沒有主頻率。制動低鳴表現(xiàn)為制動過程中持續(xù)、穩(wěn)定的單頻噪聲，特征頻率一般在500 Hz以下，多發(fā)生在低速、輕制動工況，例如倒車入庫、堵車時跟車制動等駕駛工況。

文獻[3]基于ADAMS分別對基礎制動器和后橋零件建立了一個剛柔耦合模型，利用多剛體動力學對模型進行了仿真，能較好的預測噪聲的趨勢。文獻[4]認為粘滑效應是產生制動低鳴噪聲的激振源，并將粘滑效應運用到多體動力學仿真模型中，基于ADAMS的剛柔耦合模型對制動低鳴噪聲進行研究，同時認為零件耦合是導致系統(tǒng)出現(xiàn)噪聲的原因。文獻[5]運用小波分析工具獲得普通快速傅氏變化無法辨識的特征頻率，通過傳遞途徑貢獻率分析得到系統(tǒng)中貢獻率較大的零件，從而對其進行改進。另外，美國汽車工程師協(xié)會于2010年發(fā)布了基于底盤轉鼓的低頻制動噪聲模擬試驗規(guī)范，是針對低頻制動噪聲試驗方法的一項突破，但其有效性及適用性仍有待檢驗[6]。

本文通過整車試驗揭示制動低鳴的特性，同時建立基礎制動器和扭桿梁后橋耦合的子系統(tǒng)級有限元模型，基于復特征值的計算找到非穩(wěn)定的模態(tài)，利用負阻尼比來預測制動器產生噪聲的趨勢。

2 制動低鳴噪聲機理和控制方法

2.1 扭桿梁后橋車型的制動低鳴機理

制動盤和摩擦片間的摩擦力容易引起制動器以及與之相連接底盤零件某些頻率相近模態(tài)發(fā)生耦合，使其中一個零件的模態(tài)趨向不穩(wěn)定，導致系統(tǒng)成為一個具有負阻尼特性的自激振動系統(tǒng)。特別是在低速、低減速度時，由于制動卡鉗與制動卡鉗支架之間不容易建立穩(wěn)固的接觸關系，且安裝制動卡鉗支架的底板不具備足夠的橫向支撐剛度，因此不穩(wěn)定的耦合摩擦力易引起制動系統(tǒng)的摩擦振動。同時在300～500 Hz之間容易出現(xiàn)制動卡鉗－支架系統(tǒng)多階模態(tài)，與扭桿梁式后橋的2階彎曲模態(tài)頻率相近。因此，扭桿梁式后橋會影響制動卡鉗－支架系統(tǒng)的耦合頻率甚至與其耦合。即扭桿梁后橋上制動低鳴噪聲產生的主要原因是系統(tǒng)剛度匹配差而導致系統(tǒng)存在摩擦耦合的低頻非穩(wěn)定模態(tài)，進而引起制動卡鉗或支架的耦合剛體振動，該振動通過懸架、后橋等零件傳遞而輻射出制動低頻噪聲。制動低鳴噪聲傳遞模型如圖1所示。

2.2 動力學方程不穩(wěn)定性分析

制動低鳴噪聲是由系統(tǒng)的不穩(wěn)定性誘發(fā)引起，因此建立系統(tǒng)動力學方程，利用系統(tǒng)的復特征值可直觀、有效地預測系統(tǒng)出現(xiàn)制動噪聲的趨勢。

制動系統(tǒng)的動力學方程為：

式中，M、C、K分別表示質量矩陣、阻尼矩陣、剛度矩

陣；u表示位移向量；F表示摩擦表面的摩擦力。

在摩擦力引起的振動系統(tǒng)中F為：

式中，μ為摩擦系數(shù)；KC表示接觸剛度。

將式（2）代入式（1）中得：

式（3）中，系統(tǒng)剛度矩陣變?yōu)椴粚ΨQ結構。從數(shù)學角度來看，剛度矩陣不對稱意味著特征矩陣不對稱，而不對稱矩陣的特征根和特征向量在一定條件下是復數(shù)，即系統(tǒng)各階模態(tài)頻率和模態(tài)振型都是復數(shù)。

將式（4）代入到式（3）中得：

式（5）中 KS=K－μKC。方程（5）為復變量 S 的特征方程，對其進行求解可以得到復特征值和特征向量。

第i階的復特征值可以表示為：

式（6）中，σi表示第 i階模態(tài)的阻尼系數(shù)，ωi表示第i階模態(tài)的模態(tài)頻率。因此，σi和ωi分別表示阻尼正弦曲線運動中的阻尼系數(shù)和自然頻率。

第i階的特征向量可表示為：

定義阻尼比為－σ/（π ω ），當阻尼比為正時，系統(tǒng)是一個典型的衰減振動系統(tǒng)，即一個穩(wěn)定系統(tǒng)；當阻尼比為負時，系統(tǒng)是一個發(fā)散的振動系統(tǒng)，系統(tǒng)隨著時間推移而放大振動，即一個不穩(wěn)定系統(tǒng)。圖2所示為有限元模型分析得出的復域特征向量分布示意圖，可知當阻尼比為負時，該階對應非穩(wěn)定模態(tài)很容易引起制動噪聲。因此，利用負阻尼比來預測制動器產生噪聲的趨勢[7，8]。

2.3 制動低鳴噪聲控制方法

因制動低鳴噪聲與后橋、懸架等底盤零件以及連接硬點的剛度有很大關系，而目前還沒有合適的制動噪聲臺架試驗方法可正確復現(xiàn)制動低鳴噪聲，所以主要通過整車制動噪聲試驗來識別制動低鳴噪聲，然后在臺架上復現(xiàn)整車試驗工況。根據(jù)有限元技術和整車、臺架試驗技術結合的方式制定的用于識別、分析和控制制動低鳴噪聲的流程如下：

a. 根據(jù)不同溫度、壓力、速度、減速度等試驗工況進行整車試驗，得到不同狀況的制動低鳴噪聲。

b. 基于整車試驗結果，在臺架上復現(xiàn)制動低鳴，通過測量制動零件的工作變形（ODS）而診斷制動低鳴噪聲。

c. 對制動零件進行模態(tài)分析，利用試驗模態(tài)和計算模態(tài)進行對比分析，調整有限元模型，控制計算誤差，提高計算模型精度。

d.基于有限元方法計算系統(tǒng)的復特征值以判斷系統(tǒng)的穩(wěn)定性，并與噪聲試驗結果相比。其中負阻尼比預測系統(tǒng)出現(xiàn)制動噪聲的趨勢，非穩(wěn)定模態(tài)陣型來識別造成模態(tài)耦合的部件。

e. 基于非穩(wěn)定模態(tài)振型和ODS分析，提出控制制動低鳴噪聲發(fā)生的優(yōu)化措施。

3 制動低鳴噪聲解決實例

對某一款乘用車進行制動噪聲主觀評估，發(fā)現(xiàn)在低速、輕制動時出現(xiàn)制動低鳴噪聲。這嚴重影響了整車NVH性能，會降低消費者對產品的滿意度。

3.1 制動低鳴噪聲整車試驗

針對該制動低鳴噪聲問題，分別采集制動低鳴噪聲信號以及制動器與周邊零件的振動信號，以確定噪聲頻率及與之特征頻率相吻合的耦合共振部件，測點如圖3所示。在后盤式制動器及周邊零件布置3向傳感器，測量其振動信號，同時采集駕駛員右耳噪聲水平。根據(jù)經(jīng)驗，制動噪聲有時只發(fā)生在某一特定工況，有時會在多種工況下發(fā)生。因此，試驗采用不同的工況狀態(tài)，分別以制動方向（前進、倒退）、制動初速度和減速度作為影響因子，將其進行各種組合，全面識別制動噪聲發(fā)生的工況，具體工況見表1。

表1 制動噪聲試驗工況

通過不同駕駛工況的試驗，確定車輛在低速、輕制動（車速＜5 km/h，減速度為0.05 g和0.1 g）倒車時容易出現(xiàn)制動低鳴噪聲。試驗測得低鳴噪聲的特征頻率為403 Hz，如圖4所示。

振動測量結果如圖5所示。制動卡鉗、制動底板、后橋支架及后橋均在403 Hz附近存在明顯振動峰值。試驗結果顯示，制動卡鉗鉗體和支架及制動底板振動最大，后橋支架次之，從而表明制動摩擦產生自激振動，該振動是通過卡鉗、后橋等底盤零件傳遞而輻射的一種制動低頻噪聲。因此，針對制動低鳴噪聲問題，需要同時考慮制動器和后橋周邊的零件，對其進行固有頻率匹配，避免出現(xiàn)耦合的非穩(wěn)定模態(tài)，進而避免產生制動低鳴噪聲。

3.2 部件試驗模態(tài)和仿真結果對比

在建立制動系統(tǒng)有限元模型前，對比零部件有限元模態(tài)和試驗模態(tài)結果，控制計算誤差，提高子零件有限元模型的精確性。制動器子系統(tǒng)和后橋部件如圖6所示。制動盤通過軸承外法蘭與車輪連接；軸承內法蘭將制動底板、后橋支架固定，其中后橋支架焊接在后橋擺臂上；制動卡鉗通過螺栓固定在制動底板上。利用Abaqus軟件對盤式制動器子零件的有限元模型在無約束條件下進行模態(tài)分析，得到各零件在自由狀態(tài)下的固有振動頻率和模態(tài)。同時基于試驗模態(tài)分析方法，用錘擊法采用單點敲擊和多點測量的方式測量和識別子零件的固有振動頻率和模態(tài)。

有限元計算結果與試驗模態(tài)分析測量結果如表2所示?？芍?，除鉗體的2階模態(tài)，制動底板的1階、3階模態(tài)和后橋1階模態(tài)與試驗值的相對誤差較大外，零件各階模態(tài)的誤差都小于3%。同時，各零件對應的固有頻率比較高，對低頻動力學特性影響較小。這充分說明子零件的有限元模型可準確地預測模態(tài)分布。

表2 零部件試驗模態(tài)分析和有限元計算結果比較

3.3 后盤式制動器有限元復特征值分析

利用Abaqus軟件中的接觸摩擦耦合分析功能,綜合建立盤式制動器的接觸摩擦耦合有限元模型，如圖7所示。有限元模型包含后盤式制動器、半個后軸、螺旋彈簧、減振器等零件，其中橡膠襯套用彈簧單元模擬。約束減振器上襯套及拖曳臂襯套的車身側連接點的6個自由度，并在后軸中心面分別定義對稱約束和反對稱約束。

分別計算不同摩擦系數(shù)對應的后盤式制動器復特征值，如圖8所示。當摩擦系數(shù)為0.4和0.5時，頻率在450 Hz附近出現(xiàn)不穩(wěn)定模態(tài)；當摩擦系數(shù)為0.6時，412 Hz附近出現(xiàn)不穩(wěn)定模態(tài)。隨著摩擦系數(shù)的增大，圖8顯示系統(tǒng)中不穩(wěn)定模態(tài)的負阻尼比越來越大。系統(tǒng)中更大的負阻尼比更容易出現(xiàn)發(fā)散振動，進而輻射出制動噪聲。因此制動低鳴噪聲的產生趨勢隨著摩擦系數(shù)的增大而增強，同時后盤式制動器的不穩(wěn)定耦合模態(tài)頻率也會發(fā)生改變。

根據(jù)整車制動噪聲出現(xiàn)的條件在制動噪聲慣量試驗臺上復現(xiàn)制動低鳴噪聲。利用激光測振儀測量制動卡鉗在發(fā)生制動低鳴噪聲的ODS振型，振型如圖9所示?？芍?，ODS和410 Hz非穩(wěn)定模態(tài)的振型具有很高的一致性，則該模型能夠有效預測制動低鳴噪聲的產生，并可以用于控制制動低鳴的出現(xiàn)。

3.4 后盤式制動器結構優(yōu)化及結果

比較制動卡鉗的ODS及有限元振型模型，顯示制動卡鉗繞制動盤的軸向做剛體運動，同時連接制動卡鉗的制動底板2個安裝孔位置出現(xiàn)反相位的振動，如圖10所示。分析得出制動底板的剛度影響制動卡鉗的剛體運動。因此，通過加強制動底板的剛度有助于抑制非穩(wěn)定模態(tài)和噪聲的產生。優(yōu)化時將制動底板的厚度從5 mm提高到8 mm。

基于有限元計算得到改進后的后盤式制動器有限元復特征值，如圖11所示?？芍Σ料禂?shù)為0.4、0.5、0.6對應的500 Hz內的非穩(wěn)定模態(tài)完全消除。因此，將其作為消除制動低鳴的改進措施，并用于樣車驗證。

將厚度8 mm制動底板安裝在樣車上，經(jīng)過驗證，不同駕駛工況下均未重現(xiàn)制動低鳴噪聲。試驗時采集的噪聲數(shù)據(jù)頻譜分析如圖12所示，可見，該方案有效消除了原車存在的制動低鳴噪聲。

4 結束語

基于試驗和仿真相結合的方法，研究和優(yōu)化扭桿梁后橋車型中的制動低鳴問題。根據(jù)制動系統(tǒng)的非穩(wěn)定模態(tài)準確預測了制動低鳴噪聲的趨勢，同時根據(jù)零部件ODS和非穩(wěn)定模態(tài)振型，確定產生制動低鳴噪聲較大的零件。通過優(yōu)化改進部件，避免制動器和后周邊零件出現(xiàn)耦合非穩(wěn)定模態(tài)，并基于樣車驗證，改進措施有效消除了制動低鳴噪聲出現(xiàn)?？梢?，基于整車試驗、臺架試驗與有限元仿真計算相結合的方法，是解決制動低鳴問題的有效途徑。該方法提供了比較完整的制動低鳴問題分析和控制方法，為提高制動NVH性能具有工程指導價值。

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