安 超，李國(guó)萌，王榮鵬

（東北大學(xué) 機(jī)械工程與自動(dòng)化學(xué)院，遼寧 沈陽 110819）

1 引言

隨著工業(yè)社會(huì)的發(fā)展，汽車在人們的生活中扮演著越來越重要的角色。汽車給人們的生產(chǎn)生活帶來方便的同時(shí)，也帶來了噪聲污染等一系列問題。其中，汽車噪聲主要來源于發(fā)動(dòng)機(jī)、制動(dòng)系統(tǒng)、輪胎與地面的摩擦、鳴笛以及汽車其他零部件的振動(dòng)等。由于汽車噪聲來源的復(fù)雜性，對(duì)于制動(dòng)系統(tǒng)的振動(dòng)與噪聲特性實(shí)驗(yàn)研究迫切需要。

目前，國(guó)內(nèi)外大量學(xué)者對(duì)制動(dòng)噪聲進(jìn)行了一系列的研究，研究結(jié)果對(duì)噪聲機(jī)理的探索和制動(dòng)器的設(shè)計(jì)、優(yōu)化均有一定的指導(dǎo)意義。文獻(xiàn)[1]從制動(dòng)尖叫的產(chǎn)生機(jī)理、數(shù)值分析方法、試驗(yàn)研究方法、影響因素以及尖叫抑制新技術(shù)等方面對(duì)盤式制動(dòng)器尖叫的近期研究進(jìn)展進(jìn)行綜述，并總結(jié)現(xiàn)有研究存在的問題并對(duì)進(jìn)一步的研究作出展望。文獻(xiàn)[2]通過研究發(fā)現(xiàn)由于制動(dòng)器的結(jié)構(gòu)因素引起的自激振動(dòng)是產(chǎn)生制動(dòng)噪聲的主要原因，忽略了材料與制動(dòng)件之間的摩擦、磨損因素，因而缺乏一定的實(shí)際效果。針對(duì)盤式制動(dòng)器系統(tǒng)，文獻(xiàn)[3]建立了盤式制動(dòng)器8自由度多點(diǎn)接觸動(dòng)力學(xué)模型。在模型中考慮了內(nèi)外側(cè)制動(dòng)塊、活塞、制動(dòng)鉗以及相互間的接觸作用，且制動(dòng)副摩擦系數(shù)-相對(duì)速度特性采用半經(jīng)驗(yàn)試驗(yàn)?zāi)Ｐ汀Ｎ墨I(xiàn)[4]采用溫度場(chǎng)與應(yīng)力場(chǎng)直接耦合方法，根據(jù)礦車制動(dòng)摩擦副的實(shí)際尺寸及熱傳導(dǎo)的原理，建立摩擦副三維瞬態(tài)熱-結(jié)構(gòu)耦合的有限元模型，對(duì)制動(dòng)器在緊急制動(dòng)工況下進(jìn)行數(shù)值模擬。文獻(xiàn)[5]通過研究發(fā)現(xiàn)制動(dòng)噪聲的主要來源在摩擦界面，摩擦材料是制動(dòng)尖叫噪聲的最大來源之一，所以可以通過改變摩擦材料來抑制制動(dòng)噪聲。一些學(xué)者對(duì)制動(dòng)噪聲的研究是通過噪聲實(shí)驗(yàn)進(jìn)行的。文獻(xiàn)[6]通過搭建制動(dòng)噪聲實(shí)驗(yàn)臺(tái)，探索了制動(dòng)噪聲的發(fā)生規(guī)律和盤片之間摩擦系數(shù)的時(shí)變特性。文獻(xiàn)[7]通過復(fù)特征值分析研究了制動(dòng)系統(tǒng)的穩(wěn)定性，并通過實(shí)驗(yàn)進(jìn)行了驗(yàn)證。文獻(xiàn)[8]針對(duì)通風(fēng)盤式制動(dòng)器，根據(jù)形狀、尺寸設(shè)置剛性面模擬活塞側(cè)和鉗指?jìng)?cè)制動(dòng)塊的法向作用力，建立了三維瞬態(tài)熱機(jī)耦合有限單元模型，進(jìn)行了緊急制動(dòng)工況下盤－塊接觸壓力和制動(dòng)塊熱機(jī)耦合特性的計(jì)算與分析。文獻(xiàn)[9]建立了浮動(dòng)鉗盤式制動(dòng)器的簡(jiǎn)化模型，通過有限元分析得出在（1～5）kHz范圍內(nèi)，制動(dòng)盤的橫向振動(dòng)是引起尖叫的主要原因，并對(duì)此進(jìn)行了實(shí)驗(yàn)驗(yàn)證。文獻(xiàn)[10]以JF132型汽車制動(dòng)器試驗(yàn)臺(tái)為試驗(yàn)設(shè)備，采用試驗(yàn)優(yōu)化與回歸分析技術(shù)，研究盤式制動(dòng)器的準(zhǔn)靜態(tài)摩擦特性，以制動(dòng)壓力與初速度為試驗(yàn)因素，以制動(dòng)力矩為試驗(yàn)指標(biāo)，建立了盤式制動(dòng)器摩擦特性的指數(shù)函數(shù)模型，并進(jìn)行了統(tǒng)計(jì)檢驗(yàn)。文獻(xiàn)[11]建立了制動(dòng)系統(tǒng)的分散參數(shù)模型，隨后模擬了摩擦引起的高頻振動(dòng)，探索了不同尖叫的產(chǎn)生機(jī)理，最后通過實(shí)驗(yàn)驗(yàn)證了本模型的正確性。

制動(dòng)噪聲的產(chǎn)生與制動(dòng)工況有很大關(guān)聯(lián)，有的噪聲僅在特定工況下產(chǎn)生。現(xiàn)實(shí)生活中能夠產(chǎn)生制動(dòng)尖叫的典型制動(dòng)工況有緊急制動(dòng)剎車和循環(huán)點(diǎn)剎車之分，以及汽車制動(dòng)時(shí)是否失去動(dòng)力等情況，因此將汽車的制動(dòng)工況分為汽車正常行駛無制動(dòng)，汽車失去動(dòng)力后緊急制動(dòng)，汽車失去動(dòng)力后循環(huán)點(diǎn)剎制動(dòng)，汽車尚有動(dòng)力緊急制動(dòng)，汽車尚有動(dòng)力循環(huán)點(diǎn)剎制動(dòng)等五種工況，以此來模擬現(xiàn)實(shí)中汽車行駛典型制動(dòng)工況。

以汽車盤式制動(dòng)器為研究對(duì)象，在前人研究的基礎(chǔ)上，在盤式制動(dòng)系統(tǒng)實(shí)驗(yàn)臺(tái)上模擬汽車五種不同的制動(dòng)工況，并用B&K測(cè)試系統(tǒng)對(duì)不同制動(dòng)工況所產(chǎn)生的制動(dòng)噪聲進(jìn)行測(cè)試分析。其研究意義不僅在于用理論和實(shí)際相結(jié)合的方式探索盤式制動(dòng)器的制動(dòng)噪聲問題，得出制動(dòng)工況在抑制制動(dòng)系統(tǒng)的振動(dòng)、噪聲方面有實(shí)際指導(dǎo)意義，更重要的是為企業(yè)對(duì)產(chǎn)品的設(shè)計(jì)、改進(jìn)和優(yōu)化提供了參考以及指導(dǎo)，從而達(dá)到產(chǎn)品降噪的目的，對(duì)改善制動(dòng)系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)特性有著重要的現(xiàn)實(shí)意義。

2 制動(dòng)系統(tǒng)工作原理

對(duì)汽車盤式制動(dòng)系統(tǒng)器的制動(dòng)系統(tǒng)進(jìn)行簡(jiǎn)化，在模型中僅考慮制動(dòng)盤、制動(dòng)片等部件。在此基礎(chǔ)上，將制動(dòng)盤與制動(dòng)片之間的接觸等效為接觸剛度。盤式制動(dòng)系的等效模型結(jié)構(gòu)示意圖，如圖1所示。

3 實(shí)驗(yàn)設(shè)備及原理

制動(dòng)系統(tǒng)噪聲實(shí)驗(yàn)采用的實(shí)驗(yàn)原理圖，如圖2所示。其中包括制動(dòng)系統(tǒng)實(shí)驗(yàn)臺(tái)和B&K測(cè)試系統(tǒng)。

測(cè)試系統(tǒng)一般由電容式傳聲器、前置放大器、衰減器、放大器等組成。其工作原理是：從傳聲器將聲音轉(zhuǎn)為電信號(hào)，再由前置放大器變化阻抗，使轉(zhuǎn)聲器與衰減器匹配。放大器將輸出信號(hào)加到計(jì)權(quán)網(wǎng)絡(luò)，對(duì)信號(hào)進(jìn)行頻率加權(quán)，然后再經(jīng)衰減器及放大器將信號(hào)放大到一定的幅值，送到有效檢波器，最后給出噪聲聲級(jí)的數(shù)值。

實(shí)驗(yàn)中所用電機(jī)參數(shù)為：功率1.5kW、電壓380V、轉(zhuǎn)速1400r/min。

飛輪參數(shù)為：內(nèi)半徑25mm、外半徑150mm、厚度50mm、密度7800kg/m3。

圖2 噪聲實(shí)驗(yàn)原理圖Fig.2 The Principle of Noise Experiment

實(shí)驗(yàn)所用測(cè)試系統(tǒng)設(shè)備為4506型B&K測(cè)試系統(tǒng)與麥克風(fēng)。本實(shí)驗(yàn)的麥克風(fēng)是電容式高精度測(cè)量麥克風(fēng)，麥克風(fēng)是直接測(cè)量動(dòng)態(tài)聲壓的傳感器。通過Pulse數(shù)據(jù)采集分析系統(tǒng)可以精準(zhǔn)地測(cè)量噪聲的聲壓級(jí)。

根據(jù)實(shí)驗(yàn)原理圖連接實(shí)驗(yàn)設(shè)備，如圖2所示。本次實(shí)驗(yàn)的現(xiàn)場(chǎng)，如圖3所示。

4 不同工況下的噪聲測(cè)試

實(shí)驗(yàn)一共需要測(cè)試五種不同工況下的制動(dòng)噪聲，分別為實(shí)驗(yàn)臺(tái)電機(jī)正常工作且不進(jìn)行剎車制動(dòng)、正常工作斷電后的緊急制動(dòng)、正常工作斷電后的循環(huán)點(diǎn)剎車、正常工作中的緊急制動(dòng)和正常工作中的循環(huán)點(diǎn)剎車。實(shí)驗(yàn)現(xiàn)場(chǎng)，如圖3所示。

圖3 實(shí)驗(yàn)現(xiàn)場(chǎng)Fig.3 The Experiment Site

4.1 測(cè)試工況一

該工況為電機(jī)正常工作而不進(jìn)行制動(dòng)的情況，用以模擬汽車的正常運(yùn)行工況。當(dāng)實(shí)驗(yàn)臺(tái)正常工作時(shí)，電機(jī)、制動(dòng)器、軸承、主軸、聯(lián)軸器等均會(huì)產(chǎn)生噪聲。本實(shí)驗(yàn)首先測(cè)試電機(jī)正常工作且未進(jìn)行制動(dòng)時(shí)的噪聲信號(hào)，當(dāng)電機(jī)轉(zhuǎn)速達(dá)到穩(wěn)定后開始測(cè)試，持續(xù)時(shí)間為5s，對(duì)噪聲的時(shí)域信號(hào)進(jìn)行傅里葉變換后得到頻域信號(hào)，如圖4所示。

從圖4中可以看出，在實(shí)驗(yàn)臺(tái)電機(jī)正常工作且未進(jìn)行制動(dòng)的情況下，噪聲的最大值為68.6dB，對(duì)應(yīng)的頻率為896Hz。實(shí)驗(yàn)臺(tái)噪聲隨著頻率的增加逐漸減小，較大的聲壓級(jí)則分布在2500Hz以內(nèi)，而實(shí)驗(yàn)臺(tái)噪聲的總體值為77.5dB。

圖4 噪聲頻率分布圖Fig.4 The Noise Frequency Distribution

4.2 測(cè)試工況二

該工況為電機(jī)正常工作一段時(shí)間后斷電進(jìn)行緊急制動(dòng)的情況，用以模擬汽車在失去動(dòng)力后而進(jìn)行緊急制動(dòng)的工況。由于Pulse數(shù)據(jù)采集分析系統(tǒng)對(duì)噪聲數(shù)據(jù)的采集需要5s左右，因此在測(cè)試過程中保證制動(dòng)盤在制動(dòng)開始后5s左右停止旋轉(zhuǎn)。提取制動(dòng)噪聲結(jié)果并對(duì)噪聲的時(shí)域信號(hào)進(jìn)行傅里葉變換，得到頻域信號(hào)，如圖5所示。從圖5中可以看出，在實(shí)驗(yàn)臺(tái)電機(jī)正常工作斷電后進(jìn)行一次性緊急制動(dòng)的情況下，噪聲的最大值為55.7dB，對(duì)應(yīng)的頻率為144Hz。實(shí)驗(yàn)臺(tái)噪聲隨著頻率的增加呈先減小后增加再減小的趨勢(shì)，較大的聲壓級(jí)則分布在2500Hz以內(nèi)，而實(shí)驗(yàn)臺(tái)噪聲的總體值為63.8dB。

圖5 噪聲頻率分布圖Fig.5 The Noise Frequency Distribution

4.3 測(cè)試工況三

該工況為電機(jī)正常工作一段時(shí)間后斷電進(jìn)行循環(huán)點(diǎn)剎車，用以模擬汽車在失去動(dòng)力后進(jìn)行的循環(huán)制動(dòng)剎車。本次實(shí)驗(yàn)過程中保證制動(dòng)盤在5s左右速度減小為0，且在此過程中的剎車次數(shù)為5次。將實(shí)驗(yàn)臺(tái)電機(jī)斷電后進(jìn)行循環(huán)點(diǎn)剎車，同時(shí)測(cè)試這個(gè)過程中的噪聲信號(hào)，提取制動(dòng)噪聲結(jié)果并對(duì)噪聲的時(shí)域信號(hào)進(jìn)行傅里葉變換，得到頻域信號(hào)，如圖6所示。

圖6 噪聲頻率分布圖Fig.6 The Noise Frequency Distribution

從圖6中可以看出，在實(shí)驗(yàn)臺(tái)電機(jī)正常工作斷電后進(jìn)行循環(huán)點(diǎn)剎車的情況下，噪聲的最大值為48.6dB，對(duì)應(yīng)的頻率為240Hz。實(shí)驗(yàn)臺(tái)的噪聲隨著頻率的增加呈先減小后穩(wěn)定的趨勢(shì)，主要噪聲則分布在24dB到40dB之間，而實(shí)驗(yàn)臺(tái)噪聲的總體值為61.8dB。

4.4 測(cè)試工況四

該工況為電機(jī)在正常工作過程中進(jìn)行緊急制動(dòng)的情況，用以模擬汽車在尚有動(dòng)力而進(jìn)行緊急制動(dòng)的工況。在本次實(shí)驗(yàn)中，保證制動(dòng)盤在制動(dòng)開始后5s左右停止旋轉(zhuǎn)。將實(shí)驗(yàn)臺(tái)在電機(jī)帶電的情況下進(jìn)行緊急剎車，同時(shí)測(cè)試這個(gè)過程中的噪聲信號(hào)，提取制動(dòng)噪聲結(jié)果并對(duì)噪聲的時(shí)域信號(hào)進(jìn)行傅里葉變換，得到頻域信號(hào)，如圖7所示。

從圖7中可以看出，在實(shí)驗(yàn)臺(tái)電機(jī)正常工作的同時(shí)進(jìn)行緊急剎車的情況下，噪聲的最大值為76.4dB，對(duì)應(yīng)的頻率為784Hz。實(shí)驗(yàn)臺(tái)噪聲隨著頻率的增加呈先增加后逐漸減小的趨勢(shì)，較大的聲壓級(jí)分布在2500Hz以內(nèi)，而實(shí)驗(yàn)臺(tái)噪聲的總體值為81.6dB。

圖7 噪聲頻率分布圖Fig.7 The Noise Frequency Distribution

4.5 測(cè)試工況五

該工況為電機(jī)正常工作過程中進(jìn)行循環(huán)點(diǎn)剎車的情況，用以模擬汽車在尚有動(dòng)力而進(jìn)行循環(huán)點(diǎn)剎車的工況。在本次測(cè)試過程中，剎車次數(shù)為5次，測(cè)試時(shí)間為5s左右，制動(dòng)過程中需控制制動(dòng)力的大小。將實(shí)驗(yàn)臺(tái)在電機(jī)帶電的情況下進(jìn)行循環(huán)點(diǎn)剎車，同時(shí)測(cè)試這個(gè)過程中的噪聲信號(hào)，提取制動(dòng)噪聲結(jié)果并對(duì)噪聲的時(shí)域信號(hào)進(jìn)行傅里葉變換，得到頻域信號(hào)，如圖8所示。

從圖8中可以看出，在實(shí)驗(yàn)臺(tái)電機(jī)正常工作的同時(shí)進(jìn)行循環(huán)點(diǎn)剎車的情況下，噪聲的最大值為66.7dB，對(duì)應(yīng)的頻率為240Hz。實(shí)驗(yàn)臺(tái)噪聲隨著頻率的增加呈逐漸減小的趨勢(shì)而后趨于穩(wěn)定，較大的聲壓級(jí)則分布在2500Hz以內(nèi)，而實(shí)驗(yàn)臺(tái)噪聲的總體值為77.6dB。

5 實(shí)驗(yàn)結(jié)果對(duì)比

為研究實(shí)驗(yàn)臺(tái)在五種工況下的噪聲變化規(guī)律，提取五種測(cè)試工況下的噪聲總體值進(jìn)行對(duì)比，如圖9所示。

圖9五種工況下的噪聲強(qiáng)度Fig.9 Noise Intensity of Five Different Braking Conditions

圖9 中橫坐標(biāo)工況1表示正常工作未進(jìn)行制動(dòng)；工況2表示斷電后進(jìn)行緊急制動(dòng)；工況3表示斷電后進(jìn)行循環(huán)點(diǎn)剎車；工況4表示帶電情況下的緊急制動(dòng)；工況5表示帶電情況下的循環(huán)點(diǎn)剎車。從圖9中可以看出，斷電后的循環(huán)點(diǎn)剎車所產(chǎn)生的噪聲最小，而帶電情況下的緊急制動(dòng)所產(chǎn)生的噪聲最大。對(duì)應(yīng)于汽車實(shí)際的工況是：失去動(dòng)力后的循環(huán)點(diǎn)剎車將會(huì)產(chǎn)生最小噪聲，而在尚未失去動(dòng)力情況下進(jìn)行緊急制動(dòng)則會(huì)產(chǎn)生最大噪聲。

6 總結(jié)

通過制動(dòng)系統(tǒng)試驗(yàn)臺(tái)模擬了汽車制動(dòng)系統(tǒng)五種不同工況下的工作情況，并采用B&K測(cè)試系統(tǒng)測(cè)得了試驗(yàn)臺(tái)在五種不同工況下的噪聲信號(hào)。通過對(duì)實(shí)驗(yàn)臺(tái)的噪聲信號(hào)進(jìn)行分析可知，電機(jī)斷電后的循環(huán)點(diǎn)剎車所產(chǎn)生的噪聲最小，而電機(jī)帶電情況下的緊急制動(dòng)所產(chǎn)生的噪聲最大。由五種工況下的噪聲頻率分布曲線可知，較大的聲壓級(jí)均是在2500Hz以內(nèi)產(chǎn)生，其對(duì)噪聲總體值的貢獻(xiàn)最大。因此在考慮制動(dòng)系統(tǒng)減噪時(shí)，低頻段聲壓級(jí)和噪聲最小工況應(yīng)作重點(diǎn)考慮。