低頻制動嘯叫2.7 kHz的噪聲分析

謝桃新，王遲，董冠龍

福特汽車工程研究(南京)有限公司，江蘇南京 211100

0 引言

制動噪聲是指車輛在起步或制動過程中輪邊制動器所產(chǎn)生的異常聲音，盡管制動噪聲不影響制動效能，但是其存在直接影響客戶的體驗感。隨著電動車的普及和客戶對體驗感要求的提升，其制動噪聲將越來越受到人們的關(guān)注，各大主機(jī)廠都將優(yōu)化制動噪聲作為整車開發(fā)的重點(diǎn)。制動噪聲一般分為低頻噪聲(100～1 000 Hz)，低頻嘯叫(1 000～3 500 Hz)和中高頻嘯叫(>3 500 Hz)，本文基于某車型驗收試驗中發(fā)生的2.7 kHz低頻嘯叫進(jìn)行全面分析，從而找到相應(yīng)的解決方案。

1 低頻制動嘯叫的表現(xiàn)

1.1 產(chǎn)生機(jī)制

摩擦振動模型如圖1所示。圖1給出了質(zhì)量m的物體在剛度為k的彈簧作用下，產(chǎn)生摩擦力f=μN(yùn),在x方向進(jìn)行滑動振動的模型，其運(yùn)動方程為：

圖1 摩擦振動模型

(1)

式中：m為盤式制動器的質(zhì)量;k為懸架的彈簧剛度;x為制動盤滑動方向的位移;μ為制動器摩擦因數(shù);N為制動器襯塊的壓緊力。

圖2 摩擦因數(shù)與滑動速度的變化曲線

1.2 制動噪聲的評估方法

1.2.1 臺架評估

為了全面模擬整車使用工況，臺架驗收試驗一般會進(jìn)行高溫—低溫—高溫—低溫—低溫高濕的循環(huán)，整個循環(huán)試驗，制動盤的初始溫度范圍為50～300 ℃，制動壓力范圍為0～3 MPa，屬于低壓制動，而速度分別為3,10和50 km/h，涵蓋到正常的制動低速行駛。一般情況下，高溫試驗環(huán)境艙溫度最高設(shè)置在25 ℃，而低溫試驗的環(huán)境艙溫度最低設(shè)置在-15 ℃。而對于低溫高濕試驗，是將整個制動系統(tǒng)放置在低溫高濕的環(huán)境艙內(nèi)7 h后，對制動系統(tǒng)再進(jìn)行低壓低速狀態(tài)下的噪聲評價。對于同一根軸，左右輪邊制動系統(tǒng)都需要進(jìn)行一個完整的噪聲循環(huán)評價。在某項目的簽收試驗中，左右兩邊的輪邊制動系統(tǒng)順利通過了高溫+低溫+高溫3個臺架試驗，而在第4個低溫噪聲試驗中，左邊的輪邊制動系統(tǒng)出現(xiàn)了11 腳5.4 kHz和1腳8.2 kHz的噪聲(>70 dB)，而右邊的輪邊制動系統(tǒng)則出現(xiàn)了41腳2.7 kHz、7 腳5.4 kHz和5腳8.3 kHz的噪聲(>70 dB)。其2.7 kHz的噪聲出現(xiàn)在低溫低濕的狀態(tài)下，最低溫度為-15 ℃，最大濕度達(dá)到了90%，如圖3所示。

圖3 右邊第4個低溫噪聲試驗結(jié)果

1.2.2 整車評估

整車的制動噪聲驗收試驗分為高溫制動試驗和低溫制動試驗，高溫制動試驗通過黃山路試來評估,每天跑400 km,總共跑20 d，總里程為8 000 km，整個過程制動摩擦片的溫度涵蓋了0～200 ℃，其主要評價整車在高溫狀態(tài)下的制動噪聲。低溫制動驗收試驗通過黃龍路試來評估，選擇溫度小于0 ℃的黃龍開窗期進(jìn)行試驗，整個黃龍試驗跑2 080 km,每天跑320 km,總共跑7 d(其第4 d和第5 d晚上需要澆水)，制動摩擦片的最高溫度可達(dá)到250 ℃，1 d 8個循環(huán)。在不同的溫度段里進(jìn)行噪聲評估，其接收標(biāo)準(zhǔn)為每根軸的所有制動噪聲(>50 dB)的占比不能超過總制動次數(shù)的0.1%，而在冷態(tài)狀態(tài)(10 ℃)下， 其每根軸制動噪聲(>50 dB)的占比不能超過2.5%。此項目車型進(jìn)行了黃山的高溫試驗和低溫的黃龍試驗評估。 在黃山的噪聲評價中，無任何制動噪聲，與臺架評估相一致。而在黃龍的噪聲評價中，僅在澆水后進(jìn)行的早晨噪聲評價中發(fā)現(xiàn)了7腳2.7 kHz的噪聲(>50 dB)，占比為0.07%，滿足簽收要求(<0.1%)，而其冷態(tài)噪聲占比為3.4%,則不滿足簽收要求(<2.5%)。

綜上所述，此車型的制動系統(tǒng)在臺架上出現(xiàn)了2.7,5.4和8.1 kHz,但是在整車上僅在黃龍試驗中輪邊制動澆水后，沒有出現(xiàn)5.4 kHz和8.1 kHz的噪聲，只出現(xiàn)了2.7 kHz噪聲。因此，可以以整車試驗結(jié)果為準(zhǔn)，關(guān)注2.7 kHz的噪聲，同時從臺架和整車表現(xiàn)分析，其2.7 kHz僅在制動摩擦片磨損到一定程度且在低溫高濕下出現(xiàn)。

2 2.7 kHz噪聲的CAE分析

2.1 2.7 kHz產(chǎn)生的原因

基于2.7 kHz的噪聲屬于低頻嘯叫，分析其產(chǎn)生的機(jī)制，主要影響因素為制動盤、卡鉗支架和摩擦片。首先分析制動盤、卡鉗支架和摩擦片的固有頻率，通過分析發(fā)現(xiàn)，卡鉗支架與制動盤的模態(tài)相近[2]，如圖4所示。

圖4 現(xiàn)有制動盤與制動卡鉗支架的固有頻率

制動卡鉗支架在2.7 kHz附近的模態(tài)是2.898 kHz,制動盤在2.7 kHz附近的模態(tài)是2.834 kHz,兩者相差較近，僅為64 Hz,容易產(chǎn)生共振，用CAE模型分析，其結(jié)果如圖5所示，在2.7 kHz處噪聲分布集中，容易觸發(fā)噪聲，此分析結(jié)果與整車和臺架的結(jié)果相一致。

圖5 原方案的制動嘯叫CAE分析

若要避開2.7 kHz處產(chǎn)生的共振現(xiàn)象，可通過改變卡鉗支架或制動盤的固有頻率，增加制動盤與卡鉗支架在2.7 kHz附近的固有頻率段的差值。

2.2 制動盤2.7 kHz發(fā)生偏移的分析

基于制動卡鉗支架在驗收階段已經(jīng)是模具件，若要再進(jìn)行更改，其開發(fā)周期長，無法滿足車輛投產(chǎn)的時間節(jié)點(diǎn)要求。相對而言，制動盤的更改周期短，因此，可以考慮改變制動盤的固有頻率來實(shí)現(xiàn)2.7 kHz處的頻率偏移。一般改變制動盤的固有頻率可以通過調(diào)整材料中碳當(dāng)量和改變制動盤的結(jié)構(gòu)形狀來實(shí)現(xiàn)，比如改變制動盤的厚度、制動盤中通風(fēng)槽的過渡角以及制動盤中通風(fēng)槽的結(jié)構(gòu)[3]。通過CAE分析，可以得出不同方案下制動盤的固有頻率。首先看一下制動盤厚度對其固有頻率的影響，分別在現(xiàn)有的制動盤基礎(chǔ)上單邊增加0.5 mm(總厚度增加1 mm) 和單邊減小0.5 mm(總厚度減小1 mm),利用CAE分析其制動盤固有頻率的變化，如圖6所示?？梢钥闯鲋苿颖P厚度減小1 mm，其制動盤在2.7 kHz處的頻率變?yōu)?.771 kHz，此時制動盤與卡鉗支架的差值從64 Hz變成了127 Hz。而制動盤厚度增加1 mm，其制動盤在2.7 kHz處的頻率變大為2.894 kHz，此時制動盤與卡鉗支架的差值從64 Hz變成了4 Hz。

圖6 制動盤厚度變化對固有頻率的影響分析

其次，分析改變制動盤的通風(fēng)槽的結(jié)構(gòu)，可以考慮在制動盤通風(fēng)槽周向切一個V型槽，如圖7所示。帶V型通風(fēng)槽的固有頻率偏移如圖8所示。

圖7 帶V型通風(fēng)槽的結(jié)構(gòu)

圖8 帶V型通風(fēng)槽的固有頻率偏移

由圖8可知，帶V型通風(fēng)槽的固有頻率比原不帶V型槽的在2.7 kHz處頻率段降低為2.749 kHz,此時制動盤與卡鉗支架的差值從64 Hz變成了149 Hz。

最后，分析改變制動盤材料的碳當(dāng)量，目前選用的制動盤的碳當(dāng)量為4.3～4.8， 若降低制動盤的碳當(dāng)量小于4.3,其盤在2.7 kHz處的頻率段增加到2.998 kHz，此時制動盤與卡鉗支架的差值從64 Hz變成了-100 Hz。因此，制動盤的碳當(dāng)量越高，其盤的吸震性能越好，整個固有頻率也會相應(yīng)地降低。相反地，制動盤的碳當(dāng)量越低，其盤的吸震性能越差，整個固有頻率也會相應(yīng)地增加。碳當(dāng)量變化的固有頻率偏移如圖9所示。

圖9 碳當(dāng)量變化的固有頻率偏移

2.3 CAE分析制動盤的方案

根據(jù)制動盤2.7 kHz發(fā)生偏移的方案進(jìn)行相關(guān)的CAE的分析[4-5]，即改變制動盤的厚度、制動盤通風(fēng)槽處增加V型槽以及改變制動盤材料的碳當(dāng)量。當(dāng)改變制動盤的厚度，CAE分析結(jié)果為制動盤厚度增加1 mm,此時制動盤與制動卡鉗支架在2.7 kHz處頻率差值是4 Hz,更容易產(chǎn)生共振，加劇2.7 kHz的噪聲發(fā)生，如圖10所示。

圖10 制動盤厚度增加1 mm的噪聲CAE分析

當(dāng)制動盤厚度減少1 mm時,制動盤與制動卡鉗支架在2.7 kHz處頻率差值是127 Hz，CAE顯示2.7 kHz的噪聲會消除，如圖11所示。

圖11 制動盤厚度減少1 mm的噪聲CAE分析

當(dāng)制動盤通風(fēng)槽切V型時，制動盤與制動卡鉗支架在2.7 kHz處頻率差值是149 Hz,而CAE分析結(jié)果也顯示，V型通風(fēng)槽可以明顯改善2.7 kHz的噪聲，如圖12所示。

圖12 制動盤V型通風(fēng)槽的噪聲CAE分析

當(dāng)制動盤降低其材料的碳當(dāng)量小于4.3時，制動盤與制動卡鉗支架在2.7 kHz處頻率差值是-100 Hz。而CAE分析結(jié)果顯示，其會加劇2.7 kHz的噪聲發(fā)生，與制動盤吸震性能差有關(guān)，如圖13所示。

圖13 制動盤碳當(dāng)量小于4.3的噪聲CAE分析

綜上所述，制動盤厚度減少1 mm，通風(fēng)槽處增加V型槽對2.7 kHz噪聲有改善；而制動盤厚度增加1 mm,降低制動盤材料的碳當(dāng)量則會加劇2.7 kHz噪聲的發(fā)生。由此可知，制動盤在2.7 kHz處固有頻率向小的方向偏移是有利于2.7 kHz的改善，而制動盤在2.7 kHz處固有頻率向大的方向偏移則會加劇2.7 kHz噪聲的發(fā)生頻次。制動盤固有頻率偏移方案對2.7 kHz噪聲的影響程度見表1。

表1 制動盤固有頻率偏移方案對2.7 kHz噪聲的影響程度

基于以上分析，可以鎖定制動盤厚度減少1 mm和通風(fēng)盤處增加V型槽的兩種方案，通過進(jìn)一步分析，若制動盤厚度減少1 mm，卡鉗活塞行程滿足不了要求，需要重新設(shè)計卡鉗相關(guān)尺寸。而通風(fēng)槽增加V型槽，可直接通過增加芯模來實(shí)現(xiàn)，開發(fā)周期短，同時能夠順利地通過制動盤的強(qiáng)度試驗。因此通風(fēng)槽處增加V型槽是最佳的方案。

3 整車驗證與分析

將通風(fēng)槽處增加V型槽的制動盤裝車進(jìn)行黃龍試驗，在2 080 km的黃龍試驗中，僅出現(xiàn)了一腳的2.7 kHz的噪聲，其占總制動次數(shù)的比例為0.01%(要求小于0.1%)，占冷態(tài)噪聲次數(shù)的比例為0.52%(要求小于2.5%),均滿足整車制動NVH的簽收要求。帶和不帶V型槽制動盤的整車噪聲表現(xiàn)見表2，不管從2.7 kHz制動噪聲發(fā)生的頻次還是從其最大的噪聲來看，帶V型槽的制動盤方案都優(yōu)于前期不帶V型槽的制動盤設(shè)計方案，其整車的試驗結(jié)果與CAE分析結(jié)果相吻合。

表2 帶和不帶V型槽制動盤的整車噪聲表現(xiàn)

4 結(jié)論

(1)當(dāng)制動出現(xiàn)低頻嘯叫時，需要分析制動盤、制動卡鉗和摩擦片的固有頻率，重點(diǎn)關(guān)注出現(xiàn)嘯叫頻率段附近的模態(tài)，若固有頻率相近，則需要通過改變相關(guān)零件的結(jié)構(gòu)來偏移固有頻率。一般情況下，制動盤的頻率可能通過改變制動盤通風(fēng)槽的結(jié)構(gòu)、制動盤的厚度以及制動盤的材料的碳當(dāng)量來實(shí)現(xiàn)固有頻率的偏移。經(jīng)分析，制動盤的厚度減薄和制動盤通風(fēng)槽增加V型槽可以使制動盤的頻率段前移而變小，制動盤的厚度增加和制動盤的材料碳當(dāng)量減小可以使制動盤的頻率段后移而變大。

(2)CAE分析結(jié)果顯示制動盤的頻率段向右偏移，2.7 kHz的噪聲會加劇;而制動盤的頻率段向左偏移， 2.7 kHz的噪聲會改善。

(3)通過整車黃龍噪聲試驗驗證，其V型通風(fēng)槽的制動盤對2.7 kHz有很大的改善，不論從發(fā)生頻率還是從發(fā)生的分貝值都有了很大的提升，從而滿足整車驗收的標(biāo)準(zhǔn)。