張立軍， 閆國明， 孟德建， 余卓平

(同濟(jì)大學(xué) 汽車學(xué)院，上海 201804)

制動器的振動和噪聲一直是學(xué)術(shù)界和工業(yè)界關(guān)注的熱點(diǎn)[1].按照發(fā)生機(jī)理和頻率，制動器的振動和噪聲可以分為以下3類：①制動抖動，頻率范圍在100 Hz以下，是由制動力矩波動引起的強(qiáng)迫振動，可以通過改進(jìn)設(shè)計、提高加工精度等方法抑制制動抖動[2]；②制動尖叫，頻率范圍在1 000 Hz以上，產(chǎn)生的根本原因是由于制動部件模態(tài)匹配不當(dāng)，采用結(jié)構(gòu)修改、新的摩擦材料等能很好地控制制動抖動的產(chǎn)生[3]；③制動顫振，頻率范圍在50～500 Hz，目前普遍認(rèn)為其是由摩擦副動、靜摩擦因數(shù)的差值引起的黏滑振動，常發(fā)生在較低的制動壓力和較低的制動輪速下[4].隨著自動擋汽車的加速普及和城市交通擁堵現(xiàn)象的日益加劇，制動顫振問題逐漸突出，用戶投訴和抱怨日益激增.

目前，學(xué)術(shù)界總體上將制動顫振歸結(jié)為由摩擦引起的自激振動問題，也將其理解為由動、靜摩擦因數(shù)之差造成的黏滑振動現(xiàn)象[5].大量試驗(yàn)結(jié)果表明，制動器的安裝剛度和阻尼[6]、懸架系統(tǒng)的振動傳遞率[7]、橡膠襯套的剛度[6]等均對制動顫振有影響.對制動顫振的研究方法主要有集中參數(shù)法、有限元法和多體動力學(xué)法.集中參數(shù)法可以反映黏滑振動的基本特征.Abdelhamid[5]最早提出了單自由度傳動帶模型，再現(xiàn)了黏滑振動極限環(huán).在此基礎(chǔ)上，Nakano等[8]研究了庫倫摩擦條件下黏滑運(yùn)動的發(fā)生機(jī)理，通過相圖討論了不同阻尼力的影響，最終建立了受2個量綱一參數(shù)控制的黏滑振動發(fā)生條件分界圖，在簡化模型的層面可以定量判定是否發(fā)生黏滑振動.然而，通過集中參數(shù)法所建立的模型十分簡化，與試驗(yàn)現(xiàn)象差異較大.有限元法能很好地對實(shí)際摩擦副接觸特性進(jìn)行建模.Brecht等[9]最早建立了二維盤塊有限元模型，研究了發(fā)生黏滑振動時接觸壓力的變化過程，同時還建立了三維制動器模型，再現(xiàn)了黏滑運(yùn)動及其極限環(huán)特征.Tonazzi等[10]結(jié)合臺架試驗(yàn)和有限元仿真，分析了不同相對速度和平均壓力下，系統(tǒng)產(chǎn)生的不穩(wěn)定黏滑運(yùn)動、不穩(wěn)定模態(tài)耦合以及穩(wěn)定滑動等動力學(xué)現(xiàn)象.然而，目前有限元法大多采用簡化的盤塊模型，忽略了制動鉗、轉(zhuǎn)向節(jié)等關(guān)鍵部件，而且不太便于處理低頻段剛體運(yùn)動部件之間的柔性連接部件.制動顫振屬于低頻振動與噪聲問題，多體動力學(xué)方法更具有優(yōu)勢.天合汽車集團(tuán)最早利用Adams軟件建立了包含后懸架總成的多體動力學(xué)模型[11]，成功再現(xiàn)了黏滑振動現(xiàn)象，分析了黏滑振動的能量饋入與耗散特征.MSC公司與MTS公司合作建立了包含輪胎在內(nèi)的前懸架底盤角總成剛?cè)狁詈隙囿w動力學(xué)模型，仿真結(jié)果可以反映發(fā)生制動顫振時系統(tǒng)的典型振動模式，與整車轉(zhuǎn)鼓試驗(yàn)結(jié)果有較好的一致性[12].目前的多體動力學(xué)模型主要對制動器進(jìn)行建模，而前期的研究結(jié)果表明，懸架系統(tǒng)既影響制動顫振的激勵源，也影響傳遞路徑特性，因此忽視懸架與制動器的關(guān)鍵結(jié)構(gòu)特征和實(shí)際空間位置關(guān)系，勢必嚴(yán)重影響制動顫振的仿真精度.

本文根據(jù)制動顫振發(fā)生的典型工況，設(shè)計并開展制動顫振整車試驗(yàn)，分析制動系統(tǒng)、懸架系統(tǒng)關(guān)鍵零部件的振動特征.針對包括制動器和懸架總成的底盤角系統(tǒng)[13]，利用多體動力學(xué)方法建立汽車制動顫振的瞬態(tài)動力學(xué)模型，分析了制動顫振中關(guān)鍵零部件的復(fù)雜運(yùn)動模式，并得到了試驗(yàn)驗(yàn)證.

1 整車道路試驗(yàn)與分析

目前針對制動顫振開展的試驗(yàn)主要有簡化振動摩擦臺架試驗(yàn)、制動器慣性測功臺架試驗(yàn)、整車轉(zhuǎn)鼓試驗(yàn)和整車道路試驗(yàn).由于整車道路試驗(yàn)?zāi)苷鎸?shí)地反映零部件之間的相對運(yùn)動關(guān)系，得到更為全面的振動特征，因此本文進(jìn)行了整車道路試驗(yàn).

1.1 試驗(yàn)方案

本文的研究對象為配有5檔自動變速器的某國產(chǎn)A級轎車，前后懸架均為麥弗遜式懸架，總質(zhì)量在半載情況下為1 396.4 kg.試驗(yàn)過程中，在制動油管回路中布置了油壓傳感器，以測量制動油壓信號；在制動鉗體、懸架減振器支柱靠近襯套點(diǎn)處布置了2個三向加速度傳感器，以分析制動顫振的振動特性.制動鉗振動加速度的X向、Y向和Z向分別是制動盤的法向、徑向和切向.減振器支柱振動加速度的X向、Y向和Z向分別是整車的縱向、側(cè)向和垂向.各傳感器布置位置如圖1所示.

圖1傳感器布置

Fig.1Sensorlayout

根據(jù)制動顫振發(fā)生的典型工況，要求駕駛員在將車輛開至試驗(yàn)場地后，低強(qiáng)度制動停車，掛P檔后停車5 s以上，再掛D檔緩慢釋放剎車起步.試驗(yàn)中要求制動盤溫度低于40 ℃，冷卻液溫度低于90 ℃.

1.2 試驗(yàn)結(jié)果分析

現(xiàn)有研究主要利用制動鉗振動加速度評價制動顫振的發(fā)生及振動特征.試驗(yàn)中典型的制動鉗測點(diǎn)振動加速度時程曲線如圖2所示.整體來看，整個過程共進(jìn)行了17次制動，其中有7次制動過程中發(fā)生了明顯的制動顫振.在所有制動顫振中，制動鉗Z向(制動盤切向)均有較大的振動幅值，Y向(制動盤徑向)次之，X向(制動盤法向)最小.

圖3所示為圖2最后一次制動中制動鉗振動加速度放大圖.由圖3可知，制動顫振過程可分為以下2個階段：52.5～54.0 s，制動鉗振動幅值較大，類似于沖擊效應(yīng)，定義為制動顫振的A模式；>54.0～61.0 s，制動鉗振動幅值較小，表現(xiàn)為連續(xù)且穩(wěn)定的周期諧波振動，定義為制動顫振的B模式.

由于制動鉗Z向振動最為明顯，因此只對制動鉗Z向振動加速度進(jìn)行時頻分析，如圖4所示.由圖4可知，制動顫振在時頻圖中也明顯具有2種特性，并且時間分界點(diǎn)與圖 3相同.在A模式中，振動頻率較分散，均布于50～500 Hz范圍內(nèi)，具有典型的沖擊特征.在B模式中，振動頻率較為集中，呈現(xiàn)出典型的倍頻特征，基頻約為90 Hz，前5階的頻率成分比較突出.

圖2 制動鉗振動加速度時程曲線(試驗(yàn))

圖3 制動鉗振動加速度時程曲線放大圖

圖4 制動鉗Z向振動加速度時頻圖(試驗(yàn))

圖5所示為最后一次制動中懸架減振器支柱振動加速度時程曲線.由圖5可知，減振器支柱振動包含2種振動模式，其時間分界點(diǎn)與制動鉗振動模式的分界點(diǎn)相同.由于減振器支柱的振動幅值小于制動鉗，因此2種振動模式的幅值差與制動鉗相比較小.另外，減振器支柱的X向振動幅值較大，Y向次之，Z向最小，與制動鉗振動特征相似.可見，減振器支柱的振動主要是由制動鉗傳遞的.

圖5 懸架減振器支柱振動加速度時程曲線

由于減振器支柱振動加速度的X向與制動顫振的主方向一致，因此對其進(jìn)行時頻分析，如圖6所示.由圖6可知，減振器支柱X向振動加速度的時頻特征可以分為2種模式，并且與制動鉗振動加速度時頻特征相似.A模式以沖擊特征為主，頻率分布比較均勻.B模式具有明顯的倍頻成份，基頻為45 Hz，但振動能量較小.B模式2倍頻成分與制動鉗Z向振動加速度的基頻相同.該結(jié)論與文獻(xiàn)[14]中的研究結(jié)果比較一致，90 Hz的頻率成分主要是由轉(zhuǎn)向節(jié)的振動產(chǎn)生的.

圖6 減振器支柱X向振動加速度時頻圖(試驗(yàn))

通過以上分析可知，制動顫振包括了2種振動模式，一種以沖擊特征為主，另一種以周期性諧波振動為主.這種典型的運(yùn)動特征說明制動顫振不僅與制動系統(tǒng)有關(guān)，還與懸架等其他子系統(tǒng)有關(guān).為了能夠預(yù)測該現(xiàn)象，本文利用多體動力學(xué)方法，考慮制動器、懸架和傳動系統(tǒng)的關(guān)鍵部件，建立制動顫振瞬態(tài)動力學(xué)模型.

2 底盤角剛?cè)狁詈隙囿w動力學(xué)建模

2.1 底盤角系統(tǒng)拓?fù)潢P(guān)系

本文研究的底盤角系統(tǒng)包括制動系統(tǒng)、懸架系統(tǒng)和等效傳動系統(tǒng)三部分.制動系統(tǒng)包括制動盤、摩擦襯片、制動背板、制動鉗、導(dǎo)向銷、活塞、輪轂、軸承以及轉(zhuǎn)向節(jié)，所有零部件均視為剛體.在實(shí)際制動器結(jié)構(gòu)中，輪轂與制動盤通過螺栓連接一起轉(zhuǎn)動，摩擦襯片與制動背板黏結(jié)，保持架與轉(zhuǎn)向節(jié)通過螺栓固結(jié)，因此模型中將輪轂與制動盤、制動背板和摩擦襯片(以下稱為制動塊)、轉(zhuǎn)向節(jié)與保持架分別視為同一個剛體.懸架系統(tǒng)包括減振器支柱、套筒、控制臂、轉(zhuǎn)向橫拉桿等部件，其中控制臂和減振器支柱為柔性體.研究發(fā)現(xiàn)，傳動系統(tǒng)也會影響制動顫振特性[15]，但由于其結(jié)構(gòu)復(fù)雜，進(jìn)行實(shí)際建模既不經(jīng)濟(jì)也無必要，因此本文將傳動系統(tǒng)關(guān)鍵部件和車身的慣量、剛度、阻尼等部件等效折算到制動盤軸線，近似模擬這些部件的動力學(xué)特性，其中傳動系統(tǒng)的等效慣量包括發(fā)動機(jī)、變矩器、變速器、主減速器、半軸等慣量，車身則考慮了1/4車身慣量.

根據(jù)制動系統(tǒng)和懸架系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)特點(diǎn)和工作原理，建立了底盤角系統(tǒng)拓?fù)浣Y(jié)構(gòu)，如圖7所示.制動系統(tǒng)中，活塞與制動鉗通過移動副進(jìn)行約束，保證只存在沿相對運(yùn)動方向上的平移自由度；制動塊與轉(zhuǎn)向節(jié)(保持架)之間的約束關(guān)系為圓柱副，旋轉(zhuǎn)中心為制動盤軸線，既可保證制動塊繞制動盤軸線的旋轉(zhuǎn)自由度，又可使制動塊在制動壓力下具有沿制動盤軸線的平移自由度；內(nèi)、外側(cè)制動塊通過彈簧分別與活塞和制動鉗相連接；軸承內(nèi)圈與制動盤為固定約束，外圈與轉(zhuǎn)向節(jié)為固定約束，內(nèi)圈與外圈之間施加旋轉(zhuǎn)副約束.懸架系統(tǒng)中，減振器支柱、控制臂前后點(diǎn)處通過固定副分別與相應(yīng)的襯套連接，襯套與車身之間設(shè)置有襯套力，從而模擬真實(shí)襯套在相應(yīng)結(jié)構(gòu)中的作用；減振器套筒與減振器支柱之間通過圓柱副約束，與轉(zhuǎn)向節(jié)之間通過固定副約束；轉(zhuǎn)向橫拉桿與轉(zhuǎn)向節(jié)和車身間設(shè)置了球鉸鏈約束.傳動系統(tǒng)由設(shè)置在制動盤軸線的附加質(zhì)量和慣量表示，車身慣量附加在質(zhì)心位置上，它們與轉(zhuǎn)向節(jié)之間采用旋轉(zhuǎn)副約束.傳動系統(tǒng)和車身與制動盤之間的剛度和阻尼分別采用一個扭轉(zhuǎn)彈簧等效.

圖7 底盤角系統(tǒng)拓?fù)浣Y(jié)構(gòu)

2.2 邊界條件定義

在本文的底盤角多體動力學(xué)模型中，盤塊間的接觸約束由法向力和切向力兩部分組成.法向力由碰撞函數(shù)算法決定，如下所示:

(1)

式中:K為接觸剛度；C為接觸阻尼；n為剛度貢獻(xiàn)指數(shù)；δ為全阻尼式穿透深度.切向力由庫倫摩擦力算法決定，如下所示:

Ff=μFn

(2)

式中:μ為摩擦系數(shù).

為了能夠再現(xiàn)制動顫振現(xiàn)象，摩擦系數(shù)可隨相對速度變化，如下所示:

(3)

式中:μs為靜摩擦因數(shù)；μd為動摩擦因數(shù)；v為制動盤和制動塊相對速度；vs為靜摩擦因數(shù)滑動速度閾值；vd為動摩擦因數(shù)滑動速度閾值；step為階躍響應(yīng)函數(shù)；sign為符號函數(shù).

摩擦系數(shù)根據(jù)制動盤塊摩擦系數(shù)測試試驗(yàn)測得，測量裝置如圖8所示，試驗(yàn)用車與整車道路試驗(yàn)相同.駕駛員緩慢踩下制動踏板并保持制動壓力不變，在杠桿一端施加水平拉力對制動盤提供驅(qū)動力矩直至制動盤緩慢滑動，利用串聯(lián)的拉壓力傳感器間接測量盤塊間摩擦力的大小，結(jié)合同步測得的制動壓力、活塞直徑、等效摩擦半徑等，重復(fù)試驗(yàn)20次，獲得動、靜摩擦因數(shù)平均值.接觸剛度、接觸阻尼、剛度貢獻(xiàn)指數(shù)、穿透深度、滑動速度閾值等根據(jù)文獻(xiàn)[16]設(shè)置，所得參數(shù)如表1所示.

圖8 制動盤塊摩擦系數(shù)測試試驗(yàn)

本文將傳動系統(tǒng)中驅(qū)動力矩和制動壓力作為整個系統(tǒng)的輸入，驅(qū)動力矩設(shè)置在傳動系統(tǒng)和轉(zhuǎn)向節(jié)之間的旋轉(zhuǎn)副上，制動壓力設(shè)置在制動鉗與活塞之間，模擬真實(shí)情況下驅(qū)、制動力的施加.根據(jù)文獻(xiàn)[17]的等效計算方法，將變速器和半軸輸入輸出軸的剛度和阻尼等效為傳動系統(tǒng)的剛度和阻尼，車身的等效剛度和阻尼則是通過制動條件下K&C試驗(yàn)計算得到.傳動系統(tǒng)的參數(shù)設(shè)置如表2所示.

表1 制動盤塊模型接觸參數(shù)

表2 傳動系統(tǒng)參數(shù)

根據(jù)上述底盤角系統(tǒng)拓?fù)浣Y(jié)構(gòu)以及邊界條件定義，建立了底盤角系統(tǒng)多體動力學(xué)模型，如圖9所示.

圖9 底盤角系統(tǒng)剛?cè)狁詈隙囿w動力學(xué)模型

2.3 工況設(shè)置

以整車道路試驗(yàn)中制動顫振典型工況為例，利用所建立的底盤角系統(tǒng)多體動力學(xué)模型進(jìn)行計算.模型以驅(qū)動力矩和制動力為輸入，具體參數(shù)設(shè)置如圖10所示.為了消除制動壓力波動帶來的影響，制動力輸入模型簡化了整車道路試驗(yàn)中油壓傳感器信號.驅(qū)動力矩則是考慮了發(fā)動機(jī)到驅(qū)動軸的傳動比和液力變矩器特性等因素，選取渦輪轉(zhuǎn)速為零時的驅(qū)動力矩值，模擬真實(shí)情況下自動擋汽車起步工況.根據(jù)整車道路試驗(yàn)中制動顫振時程，仿真時間設(shè)置為10 s.前期研究中發(fā)現(xiàn)制動顫振的振動頻率可達(dá)1 000 Hz，為滿足分析要求，仿真步長設(shè)置為0.000 1 s，仿真誤差控制在10-5范圍內(nèi)，選用WSTIFF/I2型求解器計算.

圖10 驅(qū)動力矩、制動力輸入設(shè)置

3 仿真結(jié)果分析

3.1 整體特征

圖11為制動盤角速度隨時間變化的仿真曲線.從圖11中可以看出，整個仿真過程分為以下3個階段：

(1) 制動停車過程(第Ⅰ階段).驅(qū)動力矩保持恒定，制動盤角速度從無到有后隨著制動力矩的施加直至停車.

(2) 駐車制動過程(第Ⅱ階段).驅(qū)動力矩小于制動力矩，制動盤轉(zhuǎn)速為零.

(3) 制動顫振過程(第Ⅲ階段).制動力矩略大于驅(qū)動力矩，制動盤塊間產(chǎn)生黏滑振動現(xiàn)象，制動顫振現(xiàn)象產(chǎn)生.

圖11 制動盤角速度時程曲線

3.2 黏滑振動特征

制動器的黏滑振動被認(rèn)為是低速顫振的產(chǎn)生根源[18]，該特征是制動顫振發(fā)生的重要評價標(biāo)準(zhǔn).圖12所示為第Ⅲ階段中制動盤塊相對角速度時程曲線，可見相對角速度的幅值整體較小.為了清晰地觀測到黏滑運(yùn)動，將其局部放大，如圖13所示.當(dāng)制動盤塊間相對角速度為零時，兩者處于黏著狀態(tài)；否則，兩者處于滑動狀態(tài).這2種狀態(tài)呈現(xiàn)周期性變化，表明出現(xiàn)了明顯的黏滑振動特征.因此，第Ⅲ階段發(fā)生了制動顫振現(xiàn)象.

圖12 制動盤塊相對角速度時程曲線

Fig.12Relativeangularvelocitytimehistoryofdiscandpad

圖13 7.80～7.90 s制動盤塊相對角速度時程曲線

Fig.13Relativeangularvelocitytimehistoryofdiscandpadfrom7.80sto7.90s

由圖12可知，制動顫振包括2種典型的振動模式.第1種模式發(fā)生在7.5～7.7 s階段，振動幅值較大，持續(xù)時間較短，類似振動沖擊效應(yīng)，該運(yùn)動模式與試驗(yàn)中發(fā)現(xiàn)的A模式一致.第2種模式發(fā)生在7.7～8.9 s階段，振動幅值減小，但持續(xù)時間較長，類似于周期性諧波振動，與試驗(yàn)中發(fā)現(xiàn)的B模式相同.上述分析說明，所建立的多體動力學(xué)模型可再現(xiàn)試驗(yàn)中的制動顫振現(xiàn)象.

圖14為制動盤塊相對角速度與制動盤角速度的相圖.由圖14可知，相圖中包含2種運(yùn)動模式，分別與圖12中2種黏滑運(yùn)動模式對應(yīng).A模式的相圖表現(xiàn)為外側(cè)較大的極限環(huán)，數(shù)量較為稀疏，說明這種運(yùn)動模式持續(xù)時間短，進(jìn)而進(jìn)入B模式的極限環(huán).B模式的相圖表現(xiàn)為較密的極限環(huán)，并由2個環(huán)相扣而成，表明在該階段存在2個穩(wěn)定的振動頻率.

3.3 關(guān)鍵零部件振動特性

制動鉗和減振器支柱的振動加速度也可用于評價制動顫振現(xiàn)象，通過振動特性分析及仿真結(jié)果與試驗(yàn)特性的對比，可進(jìn)一步驗(yàn)證模型的有效性.

圖14 制動盤角速度與制動盤塊相對角速度相圖

Fig.14Phasediagramofdisc’sangularvelocityandrelativeangularvelocityofdiscandpad

3.3.1制動器振動特性

制動鉗振動特性是評價制動顫振的關(guān)鍵指標(biāo)之一.圖15為制動鉗振動加速度時程曲線.可以看出，制動鉗3個方向均發(fā)生了顯著振動，Z向(制動盤切向)振動幅值最大，Y向(制動盤徑向)次之，X向(制動盤法向)最小.制動鉗振動加速度在時域內(nèi)可分為2個階段：第1階段從7.6 s至7.8 s，以振動沖擊效應(yīng)為主；第2階段從7.8 s至8.9 s，以周期性諧波振動為主.上述現(xiàn)象與整車道路試驗(yàn)觀測到的現(xiàn)象是一致的.為此，第1階段稱為A模式，第2階段稱為B模式.

圖15 制動鉗振動加速度時程曲線(仿真)

Fig.15Vibrationaccelerationtimehistoryofcaliper(simulation)

制動鉗以Z向?yàn)橹饕駝樱虼酥粚向振動特征進(jìn)行分析，如圖16所示.由圖16可知，制動鉗Z向振動加速度時頻特性具有2種模式，時間分界點(diǎn)與圖 15一致.A模式的頻率成份較為均勻，頻帶較寬.B模式包含典型的倍頻成份，基頻范圍為70～101 Hz，包含整車道路試驗(yàn)中90 Hz的基頻.仿真中制動顫振的基頻之所以變化，主要由于施加的驅(qū)動力矩與實(shí)際車輛有區(qū)別，導(dǎo)致仿真中制動盤的速度升高，加之摩擦系數(shù)的耦合作用，使系統(tǒng)的基頻產(chǎn)生一定范圍的變化.正是由于仿真與試驗(yàn)結(jié)果基頻的差別，使得系統(tǒng)在500 Hz內(nèi)出現(xiàn)了6階主要頻率，而整車道路試驗(yàn)中出現(xiàn)了前5階的頻率成份.

圖16 制動鉗Z向振動加速度時頻圖(仿真)

Fig.16Time-frequencyspectrumofvibrationaccelerationofcaliperinZdirection(simulation)

對所建立的底盤角系統(tǒng)進(jìn)行固有特性分析，發(fā)現(xiàn)系統(tǒng)在滑動狀態(tài)下第1階固有頻率為101.4 Hz，對應(yīng)的振型為制動盤繞其軸線的扭轉(zhuǎn)振動，如圖17所示.也就是說，當(dāng)制動顫振的頻率達(dá)到系統(tǒng)的固有頻率時，兩者會產(chǎn)生共振，打破了系統(tǒng)原有的黏滑振動模式，制動顫振隨之消失.

圖17 滑動狀態(tài)第1階固有頻率振型

同理，本文分析了制動盤與制動塊的振動特性，如圖18、19所示.制動盤與制動塊的振動特性與制動鉗相似，均包含A、B 2種振動模式.然而，制動盤的頻率成份以第1、2階為主，制動塊的頻率成份以第3、4階為主，制動塊的2個主要頻率成份對應(yīng)著圖14中存在的2個相扣的極限環(huán).結(jié)合圖16可知，制動鉗以前4階頻率成份為主，因此制動鉗的振動特性是制動盤與制動塊振動特性的綜合體現(xiàn).

3.3.2懸架關(guān)鍵點(diǎn)振動特征分析

為了能夠充分分析懸架系統(tǒng)的振動特性，選取減振器支柱、控制臂前點(diǎn)和后點(diǎn)的振動加速度進(jìn)行分析,如圖20所示.可以看出，減振器支柱和控制臂均發(fā)生了黏滑振動，其中減振器支柱的振動幅值最大，但其振動幅值仍小于制動鉗的振動幅值.各點(diǎn)的三向振動加速度中，均是X向振動加速度幅值較大，Y向次之，Z向最小.同時，在振動過程中，包含A、B 2種振動模式，其特征與制動鉗振動特性相同.上述仿真結(jié)果均與整車道路試驗(yàn)中觀測到的現(xiàn)象一致.

圖18 制動盤角加速度時頻圖

圖19 制動塊角加速度時頻圖

另外，對減振器支柱X向振動加速度進(jìn)行時頻分析，如圖21所示.可見，減振器支柱X向振動加速度時頻特性與制動鉗相似，包含了整車道路試驗(yàn)中減振器支柱的90 Hz及其倍頻成份，但未出現(xiàn)試驗(yàn)中45 Hz的基頻，其原因可能是由于模型中忽略了車輪及輪胎所致.

綜合制動器和懸架系統(tǒng)關(guān)鍵部件的三向振動特性可知，制動顫振傳遞路徑包括：①制動盤→制動塊→制動鉗→保持架→轉(zhuǎn)向節(jié)→減振器支柱→下擺臂，這是最主要的路徑，表現(xiàn)為整車縱向振動；②制動盤→制動塊→制動鉗→保持架→轉(zhuǎn)向節(jié)→減振器支柱→橫拉桿，這是次要路徑，表現(xiàn)為整車側(cè)向振動；③制動盤→制動塊→制動鉗→保持架→轉(zhuǎn)向節(jié)→減振器支柱→車身，這是最弱的路徑，表現(xiàn)為整車垂向振動.這與試驗(yàn)中的主觀感覺是一致的.在試驗(yàn)過程中，車輛沿縱向略有移動，發(fā)動機(jī)艙下面伴有劇烈振動，車身未有明顯的垂向振動，但車內(nèi)噪聲明顯.

a 減振器支柱

b 控制臂前點(diǎn)

c 控制臂后點(diǎn)

Fig.20Vibrationaccelerationtimehistoryofkeypointsofsuspensionsystem

圖21 減振器支柱X向振動加速度時頻圖(仿真)

Fig.21Time-frequencyspectrumofvibrationaccelerationofstrutinXdirection(simulation)

4 結(jié)論

(1)開展了汽車制動顫振整車道路試驗(yàn)，發(fā)現(xiàn)制動顫振包含2種典型的振動模式，一種是幅值較大、持續(xù)時間較短的沖擊振動，另一種是幅值較小、持續(xù)時間較長的周期性諧波振動.制動鉗和懸架關(guān)鍵部件均以制動盤切向的振動特性為主.

(2)基于多體動力學(xué)方法，考慮制動系統(tǒng)、懸架系統(tǒng)、等效傳動系統(tǒng)的具體結(jié)構(gòu)和空間位置以及制動器摩擦特性，以傳動系統(tǒng)驅(qū)動力矩和制動壓力為輸入，提出了一種制動顫振瞬態(tài)動力學(xué)模型.與試驗(yàn)結(jié)果對比，發(fā)現(xiàn)該模型可再現(xiàn)制動顫振的主要特征，可用于制動顫振的預(yù)測與控制.

(3)以制動盤與制動塊間的黏滑運(yùn)動和相圖特性、制動器和懸架系統(tǒng)關(guān)鍵部件振動加速度為評價指標(biāo)，分析了汽車制動顫振的瞬態(tài)動力學(xué)特性.結(jié)果表明,制動器和懸架系統(tǒng)關(guān)鍵部件振動趨勢和頻率成份相似，制動鉗的振動特性是制動盤與制動塊振動特性的綜合體現(xiàn).最后,得到了制動顫振的主要傳遞路徑.

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