基于模態(tài)耦合分析盤(pán)式制動(dòng)器制動(dòng)尖叫的降噪方案研究

鞏　飛，藍(lán)　翔

（長(zhǎng)安馬自達(dá)汽車(chē)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(pán)式制動(dòng)器制動(dòng)尖叫的降噪方案研究

鞏飛，藍(lán)翔

（長(zhǎng)安馬自達(dá)汽車(chē)有限公司，江蘇南京211100）

Gong Fei，Lan Xiang

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

關(guān)鍵詞：盤(pán)式制動(dòng)器；制動(dòng)尖叫；模態(tài)耦合；振動(dòng)

0　引　言

隨著汽車(chē)技術(shù)的發(fā)展和用戶(hù)質(zhì)量意識(shí)的提高，人們不僅僅關(guān)注汽車(chē)行駛的基本性能，而是在此基礎(chǔ)上更加關(guān)注汽車(chē)的舒適性和平順性，振動(dòng)和噪聲是車(chē)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(chē)用戶(hù)對(duì)車(chē)輛使用性能和舒適性等方面的評(píng)價(jià)并綜合評(píng)估后公布排名，調(diào)查排名直接影響客戶(hù)的購(gòu)車(chē)選擇。另外，制動(dòng)噪聲還可能引起客戶(hù)強(qiáng)烈的抱怨和索賠費(fèi)用的增加；因此汽車(chē)制造商和零部件供應(yīng)商投入大量資源對(duì)制動(dòng)噪聲進(jìn)行研究、設(shè)計(jì)和改善。

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

1　制動(dòng)噪聲分類(lèi)及產(chǎn)生機(jī)理

1.1制動(dòng)噪聲分類(lèi)

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

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

2）中高頻振動(dòng)噪聲，實(shí)際中發(fā)生較多且學(xué)者和汽車(chē)制造商關(guān)注也較多的噪聲問(wèn)題為Squeal，其頻率范圍為1kHz～16kHz或上限到人耳聽(tīng)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(dòng)噪聲分類(lèi)及頻率分布

1.2制動(dòng)尖叫產(chǎn)生機(jī)理

目前，關(guān)于制動(dòng)尖叫產(chǎn)生機(jī)理的研究理論比較多，大部分學(xué)者認(rèn)為制動(dòng)尖叫產(chǎn)生是由于自激振動(dòng)。制動(dòng)盤(pán)和摩擦塊之間的摩擦激勵(lì)為整個(gè)制動(dòng)系統(tǒng)提供能量，能量在整個(gè)制動(dòng)器總成進(jìn)行傳遞并產(chǎn)生振動(dòng)響應(yīng)。在自激振動(dòng)狀況下，振動(dòng)一旦產(chǎn)生就會(huì)擴(kuò)散并放大。

關(guān)于制動(dòng)尖叫產(chǎn)生的原因，目前主要有3個(gè)理論解釋。

1.2.1粘滑（Stick-slip）機(jī)理

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

圖2　單自由度制動(dòng)系統(tǒng)模型

該模型摩擦片與制動(dòng)盤(pán)產(chǎn)生的相對(duì)運(yùn)動(dòng)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(fù)斜率絕對(duì)值。

當(dāng)a1大于C時(shí)表示系統(tǒng)的振動(dòng)將無(wú)限增大，可能引起制動(dòng)噪聲；當(dāng)a1小于C時(shí)表示系統(tǒng)的振動(dòng)將逐漸減小，直至消失，制動(dòng)噪聲不會(huì)產(chǎn)生。

該理論解釋了制動(dòng)噪聲產(chǎn)生的機(jī)理，同時(shí)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(dòng)速度有關(guān)，實(shí)際上摩擦系數(shù)還會(huì)隨著制動(dòng)溫度、制動(dòng)壓力、表面狀態(tài)和周?chē)橘|(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(guò)于簡(jiǎn)單，不足以全面評(píng)價(jià)制動(dòng)系統(tǒng)的不穩(wěn)定性。

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

1.2.2自鎖-滑動(dòng)（Sprag-slip）機(jī)理

Sprag-slip機(jī)理可以用參考文獻(xiàn)[4]中的模型來(lái)解釋?zhuān)鐖D3所示。

圖3　Sprag-slip機(jī)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(diǎn)O，并受到外加載力的作用，平面從右向左運(yùn)動(dòng)，平面和剛性桿的接觸點(diǎn)會(huì)產(chǎn)生摩擦力。摩擦力方程

當(dāng)θ滿(mǎn)足一定條件即mk=cotq時(shí)，摩擦力趨于無(wú)限大，相對(duì)運(yùn)動(dòng)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(dòng)；其次，在實(shí)際中摩擦片并非完全剛性體，而是黏彈性體，在制動(dòng)過(guò)程中會(huì)發(fā)生一定的形變，當(dāng)形變達(dá)到一定程度時(shí)自鎖就會(huì)解除。

1.2.3模態(tài)耦合機(jī)理

近些年來(lái)的研究表明制動(dòng)噪聲發(fā)生時(shí)并非制動(dòng)系統(tǒng)各組件的單自由度自激振動(dòng)，而是同時(shí)有多個(gè)結(jié)構(gòu)振動(dòng)模式發(fā)生。Kusano等[5]在研究中發(fā)現(xiàn)鼓式制動(dòng)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(dòng)系統(tǒng)的任意2個(gè)自然頻率趨于一致時(shí)，系統(tǒng)就會(huì)發(fā)生不穩(wěn)定振動(dòng)，從而產(chǎn)生制動(dòng)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(dòng)系統(tǒng)模態(tài)耦合在制動(dòng)器工作時(shí)，振動(dòng)頻率發(fā)生變化的幅度不同，可導(dǎo)致頻率相近的振動(dòng)重合，就會(huì)形成噪聲頻率。目前，國(guó)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(chē)型制動(dòng)尖叫分析

2.1問(wèn)題描述

某車(chē)型售后市場(chǎng)用戶(hù)持續(xù)反饋當(dāng)輕踩制動(dòng)踏板車(chē)速降至5km/h～10km/h時(shí)，前懸制動(dòng)器處產(chǎn)生刺耳制動(dòng)尖叫，聲音一直持續(xù)至車(chē)輛完全停止。車(chē)輛經(jīng)過(guò)長(zhǎng)時(shí)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(dòng)噪聲頻率為2000Hz，且為單一主頻率，聲音強(qiáng)度為50dB左右，如圖4所示。

圖4　制動(dòng)尖叫頻率-聲音強(qiáng)度分析

2.2制動(dòng)尖叫產(chǎn)生原因分析

該車(chē)型制動(dòng)噪聲頻率為2000Hz左右，屬于低頻制動(dòng)尖叫。根據(jù)參考文獻(xiàn)[6]低頻制動(dòng)尖叫通常是由制動(dòng)器引起，所以對(duì)該車(chē)型制動(dòng)器殼體、支架和摩擦片固有頻率采用錘擊法檢測(cè)，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(guò)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(dòng)尖叫頻率（2000Hz）接近，制動(dòng)系統(tǒng)零部件間模態(tài)耦合機(jī)理造成制動(dòng)過(guò)程中制動(dòng)尖叫的產(chǎn)生；

2）殼體各階次固有頻率與該車(chē)型制動(dòng)尖叫頻率無(wú)相關(guān)性。

3　降噪方案及優(yōu)化分析

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

根據(jù)以上文獻(xiàn)關(guān)于制動(dòng)噪聲的解決方案，并結(jié)合該車(chē)型制動(dòng)尖叫的特點(diǎn)，提出3個(gè)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(dòng)源。

制動(dòng)盤(pán)和摩擦片間的摩擦系數(shù)對(duì)制動(dòng)尖叫有重大影響，摩擦系數(shù)越高摩擦片傳遞給制動(dòng)盤(pán)的能量就越多，產(chǎn)生振動(dòng)的強(qiáng)度就越大。實(shí)際上，制動(dòng)尖叫強(qiáng)度的大小隨摩擦系數(shù)的增大而增大。降低制動(dòng)系統(tǒng)摩擦系數(shù)可以減小摩擦片向制動(dòng)盤(pán)的能量傳遞，減少自激振動(dòng)，從而從源頭上改善制動(dòng)尖叫。該車(chē)型前摩擦片采用NAO材料，摩擦系數(shù)0.42，設(shè)計(jì)滿(mǎn)足整車(chē)制動(dòng)性能要求。制動(dòng)力矩表達(dá)式

式中，Tr為制動(dòng)力矩，P為制動(dòng)壓力，A為制動(dòng)活塞面積，R為有效摩擦半徑。

減小摩擦系數(shù)會(huì)導(dǎo)致制動(dòng)力矩的減小，影響制動(dòng)效能，顯然該方案風(fēng)險(xiǎn)較大。

2）更改制動(dòng)器振動(dòng)結(jié)構(gòu)，消除制動(dòng)器模態(tài)耦合。

該車(chē)型前制動(dòng)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(dòng)尖叫頻率（2000Hz）接近，基于制動(dòng)尖叫模態(tài)耦合機(jī)理，最有效直接的制動(dòng)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(guò)修改支架結(jié)構(gòu)增加支架質(zhì)量，在保證支架強(qiáng)度不減弱的前提下可以改變支架的固有頻率；通過(guò)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(shí)可能造成在另一頻率產(chǎn)生制動(dòng)尖叫，且在更改的同時(shí)需要考慮殼體和制動(dòng)盤(pán)等其他部件固有頻率的影響。因此，后期通過(guò)試驗(yàn)及樣件驗(yàn)證的方法消除模態(tài)耦合對(duì)制動(dòng)尖叫的影響比較困難，該方案適于在開(kāi)發(fā)前期制動(dòng)系統(tǒng)結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)時(shí)進(jìn)行有限元分析。

3）更改制動(dòng)器消音片結(jié)構(gòu)，抑制振動(dòng)傳遞途徑。

改善制動(dòng)尖叫一方面是抑制振動(dòng)的產(chǎn)生，另一方面是抑制振動(dòng)的傳遞。作為無(wú)源控制技術(shù)的應(yīng)用，該車(chē)型盤(pán)式制動(dòng)器在摩擦片與制動(dòng)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(chē)輛行駛時(shí)，內(nèi)、外消音片產(chǎn)生相對(duì)運(yùn)動(dòng)。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(dòng)過(guò)程中對(duì)摩擦片與制動(dòng)盤(pán)的自激振動(dòng)產(chǎn)生阻尼作用，抑制制動(dòng)振動(dòng)的傳遞，同時(shí)在內(nèi)消音片與摩擦片之間的油脂槽加注油脂進(jìn)一步提高了消音片阻尼作用的衰減力，達(dá)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(huì)降低且消音片油脂也有減振、消音作用，設(shè)計(jì)2個(gè)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(duì)制動(dòng)振動(dòng)的阻尼衰減作用，由目前0.3g先后增加為0.5g和1.0g進(jìn)行試驗(yàn)。

實(shí)施上述方案后，進(jìn)行制動(dòng)尖叫試驗(yàn)，試驗(yàn)方法如下。

（1）加速至60km/h后開(kāi)始制動(dòng)直至車(chē)輛停止，減速度為0.4g；

（2）3次制動(dòng)為一個(gè)循環(huán)，共進(jìn)行5次循環(huán)；

（3）車(chē)速在20km/h時(shí)以0.1g減速度制動(dòng)，考核制動(dòng)尖叫狀態(tài)。

對(duì)比試驗(yàn)結(jié)果見(jiàn)表1。

通過(guò)以上試驗(yàn)對(duì)比，確認(rèn)增加消音片油脂量可以改善制動(dòng)尖叫，對(duì)該車(chē)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(chǔ)油槽兩面加注；

（2）油脂加注量由0.3g增加為1.0g。

制動(dòng)尖叫車(chē)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(chǎng)再無(wú)此類(lèi)抱怨，說(shuō)明制動(dòng)尖叫降噪方案有效。

4　結(jié)論及建議

通過(guò)實(shí)車(chē)案例分析得出以下結(jié)論。

1）模態(tài)耦合機(jī)理是制動(dòng)噪聲產(chǎn)生的原因之一，盤(pán)式制動(dòng)器零部件固有頻率接近可以造成制動(dòng)噪聲，設(shè)計(jì)時(shí)盡量避免各部件如殼體、支架、摩擦片、制動(dòng)盤(pán)等出現(xiàn)模態(tài)耦合；

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

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

在整車(chē)及零部件開(kāi)發(fā)初期就應(yīng)該對(duì)制動(dòng)尖叫的模態(tài)耦合機(jī)理可能產(chǎn)生的影響進(jìn)行分析以減少后期由于制動(dòng)尖叫帶來(lái)的不可避免的結(jié)構(gòu)更改。近年來(lái)，隨著電子計(jì)算機(jī)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(jì)算機(jī)輔助分析得到了更加廣泛的應(yīng)用，從單個(gè)零件的有限元分析到對(duì)整個(gè)制動(dòng)器進(jìn)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(yàn)法，計(jì)算機(jī)有限元分析大大節(jié)省了開(kāi)發(fā)周期與成本。

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收稿日期：2015-10-19

文章編號(hào)：1002-4581（2016）02-0032-05

中圖分類(lèi)號(hào)：U463.51+2

文獻(xiàn)標(biāo)志碼：A

DOI：10.14175/j.issn.1002-4581.2016.02.009