關(guān)于車輛制動(dòng)Rattle噪聲問題的改進(jìn)措施分析

尹青春　李?yuàn)?/p>

關(guān)鍵詞：制動(dòng);Rattle噪聲;改進(jìn);配合間隙;驗(yàn)證

中圖分類號(hào)：U463.5 文獻(xiàn)標(biāo)識(shí)碼：A

0引言

液壓盤式制動(dòng)器結(jié)構(gòu)技術(shù)成熟、應(yīng)用廣泛，目前被大量使用在各型汽車上，但制動(dòng)噪聲一直以來卻是困擾各大汽車廠商的售后難題之一。提高產(chǎn)品生產(chǎn)質(zhì)量固然可以降低問題產(chǎn)生的幾率，但最根本的解決措施還是應(yīng)該從設(shè)計(jì)改進(jìn)入手。

Rattle噪聲作為制動(dòng)噪聲比較普遍的一種，在工作生活中也是時(shí)常會(huì)遇到，筆者結(jié)合實(shí)際工作經(jīng)驗(yàn)在這里重點(diǎn)分析Rattle噪聲問題。通過對(duì)這類問題進(jìn)行分析和改進(jìn)，整理出合適的經(jīng)驗(yàn)方法，可方便以后在工作中處理類似的問題，提供工作思路，提高工作效率。

1Rattle噪聲類型和產(chǎn)生原因

Rattle噪聲車輛在非制動(dòng)狀態(tài)下顛簸路面行駛時(shí)，制動(dòng)器發(fā)生的金屬撞擊聲音，在制動(dòng)時(shí)消失。常見的Rattle產(chǎn)生原因介紹如下。

1.1制動(dòng)片與支架敲擊

車輛在顛簸路面或不規(guī)則路面低速行駛時(shí)（低于30km/h），如果制動(dòng)片與支架的配合間隙過大，當(dāng)受到來自于顛簸路面的沖擊時(shí)，制動(dòng)片與支架發(fā)生金屬碰撞，導(dǎo)致敲擊噪聲。當(dāng)制動(dòng)時(shí)，在制動(dòng)力作用下，制動(dòng)片與制動(dòng)盤完全貼緊，制動(dòng)片無相對(duì)移動(dòng)，噪聲消失。

1.2導(dǎo)向銷敲擊

車輛在顛簸路或不規(guī)則路面低速行駛時(shí)（車速一般低于30km/h），如果導(dǎo)向銷與支架銷孔的配合間距過大，或者導(dǎo)向銷與橡膠襯套的過盈尺寸較小，當(dāng)受到來自于顛簸路面的沖擊時(shí)，導(dǎo)向銷與支架銷孔壁發(fā)生金屬碰撞，或者橡膠襯套的過盈量不足以消除沖擊，無法緩沖金屬碰撞，導(dǎo)致敲擊噪聲。當(dāng)制動(dòng)時(shí)，導(dǎo)向銷與支架銷孔無相對(duì)移動(dòng)，噪聲消失。

1.3制動(dòng)片與制動(dòng)盤敲擊

車輛在顛簸路或不規(guī)則路面低速行駛時(shí)（車速一般低于30km/h），如果制動(dòng)片與制動(dòng)盤存在間隙，當(dāng)受到來自于顛簸路面的沖擊時(shí)，制動(dòng)片與制動(dòng)盤發(fā)生碰撞，導(dǎo)致敲擊噪聲。當(dāng)制動(dòng)時(shí)，在制動(dòng)力作用下，制動(dòng)片與制動(dòng)盤完全貼緊，噪聲消失。

2改進(jìn)措施分析

根據(jù)Rattle噪聲的原因分析，分別對(duì)應(yīng)從3個(gè)方面提出改進(jìn)方案。

2.1支架改進(jìn)

針對(duì)制動(dòng)片與支架敲擊產(chǎn)生的Rattle噪聲，可采用支架改進(jìn)的方法解決。支架的改進(jìn)主要是支架槽寬尺寸的變化，該方案使制動(dòng)片與支架的配合間隙的公差最小化，改善敲擊（圖1）。

首先，需對(duì)支架改進(jìn)后進(jìn)行剛度強(qiáng)度分析。在0.6g的減速度工況下，數(shù)據(jù)顯示改進(jìn)前后的卡鉗支架最大應(yīng)力均為325MPa，卡鉗支架的變形量均為0.16mm。改進(jìn)后的支架與改進(jìn)前的支架均滿足要求，且強(qiáng)度基本沒有變化。

其次，需對(duì)支架改進(jìn)后進(jìn)行固有頻率分析。具體測試方法為，對(duì)每個(gè)支架同一位置進(jìn)行敲擊，3次取平均值，再取M1～M10的十階頻率作為結(jié)果，要求變化率在3%以內(nèi)。具體測試結(jié)果如圖2所示，改進(jìn)后的支架固有頻率基本沒有變化。

2.2導(dǎo)向銷及襯套改進(jìn)

針對(duì)導(dǎo)向銷敲擊所產(chǎn)生的Rattle噪聲，可采用導(dǎo)向銷及襯套改進(jìn)的方法解決。通過增加導(dǎo)向銷與銷孔以及襯套的配合過盈量，以增加導(dǎo)向銷和襯套之間的滑移力，可以抑制由于殼體在軸向方向的竄動(dòng)，所導(dǎo)致的摩擦片與制動(dòng)盤面撞擊產(chǎn)生的噪聲，以及導(dǎo)向銷在銷孔內(nèi)晃動(dòng)產(chǎn)生敲擊銷孔的噪聲。改進(jìn)尺寸如圖3所示，導(dǎo)向銷尺寸由5.65mm增大到5.75mm，可增大導(dǎo)向銷與銷孔過盈量;襯套尺寸1由9.30mm減小為9.10mm，襯套尺寸2由10.38mm減小為10.18mm，可增大導(dǎo)向銷與防塵罩過盈量。

以上更改，使導(dǎo)向銷與支架銷孔的配合間隙的公差最小化，增大橡膠襯套過盈以進(jìn)一步緩沖敲擊。

2.3回位彈簧片改進(jìn)

針對(duì)制動(dòng)片與制動(dòng)盤敲擊所產(chǎn)生的Rattle噪聲，可采用回位彈簧片改進(jìn)的方法解決。回位彈簧片主要改進(jìn)措施為，去除橡膠層以及特氟隆涂層，不銹鋼部分厚度從0.40mm改為0.50mm。由表1可以看出，改進(jìn)后的彈簧片回位力增加，最大應(yīng)力無明顯區(qū)別。該方案優(yōu)化殼體和摩擦片滑移力，優(yōu)化滑動(dòng)卡簧支撐力，保持盤片間隙，進(jìn)一步抑制制動(dòng)片撞擊支架、制動(dòng)片撞擊制動(dòng)盤產(chǎn)生的Rattle噪聲。

3更改后的配合間隙計(jì)算結(jié)果

制動(dòng)片與支架、導(dǎo)向銷和支架銷孔改進(jìn)前后的間隙計(jì)算結(jié)果對(duì)比如表2所示。

4臺(tái)架驗(yàn)證

針對(duì)上述改進(jìn)措施進(jìn)行臺(tái)架驗(yàn)證。測試設(shè)備根據(jù)隨機(jī)路譜自動(dòng)計(jì)算總的振動(dòng)能量，然后基于總的振動(dòng)能量，設(shè)備隨機(jī)設(shè)置振動(dòng)參數(shù)（表3）。

卡鉗按照實(shí)車裝車角度制作夾具，麥克風(fēng)與卡鉗中心線對(duì)齊，距離卡鉗300.00mm，具體臺(tái)架安裝如圖4所示。試驗(yàn)過程的配置以及測試結(jié)果如下。

（1）模擬制動(dòng)片與支架名義配合間隙，零件均為當(dāng)前狀態(tài)（改進(jìn)前）;設(shè)置制動(dòng)片與支架開槽切向間隙為0.40mm，制動(dòng)片與支架開槽徑向間隙為0.56～0.64mm，測得振動(dòng)噪聲為62dB。

（2）模擬制動(dòng)片與支架名義配合間隙，縮小支架開槽尺寸;設(shè)置制動(dòng)片與支架開槽切向間隙為0.40mm，制動(dòng)片與支架開槽徑向間隙為0.56～0.64mm，測得振動(dòng)噪聲為52dB。

（3）模擬制動(dòng)片與支架名義配合間隙，使用0.50mm回位彈簧，使用改進(jìn)的導(dǎo)向銷和防塵罩;設(shè)置制動(dòng)片與支架開槽切向間隙為0.10mm，制動(dòng)片與支架開槽徑向間隙0.33～0.43mm，測得振動(dòng)噪聲為31dB。

（4）模擬制動(dòng)片與支架最大設(shè)計(jì)間隙，縮小支架開槽尺寸，使用0.50mm回位彈簧，使用改進(jìn)的導(dǎo)向銷、防塵罩;設(shè)置制動(dòng)片與支架開槽切向間隙0.36mm，制動(dòng)片與支架開槽徑向間隙0.45～0.56mm，測得振動(dòng)噪聲為35dB。

（5）模擬制動(dòng)片與支架極端間隙，縮小支架開槽尺寸，使用0.50mm回位彈簧，使用改進(jìn)的導(dǎo)向銷、防塵罩;設(shè)置制動(dòng)片與支架開槽切向間隙0.52mm，制動(dòng)片與支架開槽徑向間隙0.63～0.67mm，測得振動(dòng)噪聲為58dB。

（6）評(píng)估導(dǎo)向銷單一影響因素，使用當(dāng)前狀態(tài)零件，去除內(nèi)外側(cè)制動(dòng)片，測得振動(dòng)噪聲為58dB。

（7）評(píng)估導(dǎo)向銷單一影響因素，使用改進(jìn)的導(dǎo)向銷、防塵罩，去除內(nèi)外側(cè)制動(dòng)片，測得振動(dòng)噪聲為36dB。

通過以上振動(dòng)試驗(yàn)結(jié)果表明，導(dǎo)向銷、防塵罩對(duì)于第一種類型的Rattle噪聲改善作用明顯;新方案在設(shè)計(jì)間隙范圍內(nèi)，Rattle噪聲輕微;新方案在極端配合間隙下，Rattle噪聲較明顯，但優(yōu)于當(dāng)前狀態(tài)零件。

另外，除了在臺(tái)架上重點(diǎn)驗(yàn)證振動(dòng)噪聲，還對(duì)結(jié)構(gòu)改進(jìn)后的制動(dòng)器進(jìn)行了卡鉗滑移力、拖滯力、靜態(tài)蓄液量以及耗液量等項(xiàng)目的臺(tái)架驗(yàn)證，驗(yàn)證結(jié)果也均滿足要求。

5實(shí)車驗(yàn)證

實(shí)車驗(yàn)證具體步驟和驗(yàn)證的結(jié)果如下。

第一步，使用當(dāng)前狀態(tài)零件復(fù)現(xiàn)噪聲，設(shè)置制動(dòng)片與支架配合的切向間隙為0.07～0.13mm，制動(dòng)片與支架配合的徑向間隙為0.39～0.45mm，驗(yàn)證結(jié)果有Rattle噪聲。

第二步，在第一步基礎(chǔ)上更換為0.50mm回位彈簧，設(shè)置制動(dòng)片與支架配合的切向間隙為0.01mm，制動(dòng)片與支架配合的徑向間隙為0.29～0.35mm，驗(yàn)證結(jié)果無Rattle噪聲。

第三步，在第二步基礎(chǔ)上，打磨制動(dòng)片切向尺寸，以達(dá)到0.10mm的切向間隙，制動(dòng)片與支架配合的徑向間隙為0.29～0.35mm，驗(yàn)證結(jié)果無Rattle噪聲。

第四步，在第三步基礎(chǔ)上，打磨制動(dòng)片耳朵切向尺寸，達(dá)到0.38mm最大尺寸鏈計(jì)算的切向間隙，制動(dòng)片與支架配合的徑向間隙為0.29～0.35mm，驗(yàn)證結(jié)果無Rattle噪聲。

第五步，在第四步基礎(chǔ)上，打磨制動(dòng)片耳朵徑向尺寸，達(dá)到0.40mm最大尺寸鏈計(jì)算的徑向間隙，制動(dòng)片與支架配合的切向間隙為0.38mm，驗(yàn)證結(jié)果Rattle噪聲有一點(diǎn)，關(guān)窗后無法聽到，可接受。

第六步，在第五步基礎(chǔ)上，繼續(xù)增加間隙，制動(dòng)片與支架的切向配合間隙為0.45mm，制動(dòng)片與支架配合的徑向間隙為0.45mm，驗(yàn)證結(jié)果有Rattle噪聲，關(guān)窗后勉強(qiáng)可以接受。

第七步，路試樣件準(zhǔn)備（新支架+新導(dǎo)向銷+新導(dǎo)向銷防塵罩+0.5mm回位彈簧），并裝車進(jìn)行1000km的路試驗(yàn)證，驗(yàn)證結(jié)果無Rattle噪聲。

6確定改進(jìn)方案

基于間隙計(jì)算、臺(tái)架驗(yàn)證和實(shí)車驗(yàn)證，證明零件配合尺寸設(shè)計(jì)合理，新方案測試結(jié)果可以接受。在名義間隙和設(shè)計(jì)間隙范圍內(nèi)，Rattle噪聲難以發(fā)現(xiàn);在極端配合間隙下，Rattle噪聲仍然優(yōu)于當(dāng)前狀態(tài)零件?；谙M(fèi)者的駕駛工況遠(yuǎn)沒有試驗(yàn)時(shí)這么苛刻，判斷不會(huì)有售后市場的噪聲抱怨發(fā)生，改進(jìn)措施有效。所以，確定的最終改進(jìn)方案如下。

（1）支架槽尺寸由14.52mm和135.30mm，更改為14.44mm和135.24mm。

（2）導(dǎo)向銷直徑加大，由φ5.65mm更改為φ5.75mm。

（3）導(dǎo)向銷防塵罩內(nèi)徑收緊，由φ9.30mm和φ10.38mm更改為φ9.10mm和φ10.18mm。

（4）彈簧片厚度更改，材料厚度由0.45mm改為0.50mm。

7結(jié)論

降低Rattle噪聲改進(jìn)方案如上所述，目前部分措施已在逐步推廣，且經(jīng)過實(shí)踐證明已取得了不錯(cuò)的效果。但是想要徹底解決包括Rattle噪聲在內(nèi)的制動(dòng)噪聲問題，還需要不斷努力創(chuàng)新產(chǎn)品結(jié)構(gòu)，才能夠逐步實(shí)現(xiàn)。

在可見的未來，汽車的發(fā)展方向?qū)?huì)是模塊化、集成化和機(jī)電一體化，電子集成式制動(dòng)系統(tǒng)將會(huì)成為未來發(fā)展的主流。相對(duì)于傳統(tǒng)的液壓制動(dòng)系統(tǒng)來說，電子集成式制動(dòng)系統(tǒng)更容易安裝，可靠性更高，結(jié)構(gòu)更緊湊，噪聲發(fā)生率也會(huì)更低，未來必將成為主流趨勢。

作者簡介：

尹青春，本科，工程師，研究方向?yàn)槠囋囼?yàn)。

李?yuàn)?，本科，工程師，研究方向?yàn)槠嚨妆P開發(fā)。