張璐　王燦

摘要：針對(duì)車用盤式制動(dòng)器常見制動(dòng)噪音產(chǎn)生機(jī)理、影響因素及其常規(guī)解決措施進(jìn)行介紹，并以低頻制動(dòng)尖叫特征為例，結(jié)合CAE及臺(tái)架復(fù)現(xiàn)等噪音測(cè)量技術(shù)探究了噪音故障特征，通過建立復(fù)模態(tài)有限元模型并基于噪音機(jī)理對(duì)各零部件進(jìn)行了噪音敏感度分析并提出相應(yīng)NVH優(yōu)化方案，最后針對(duì)噪音驗(yàn)證程序?qū)?yōu)化方案進(jìn)行了試驗(yàn)驗(yàn)證，這種臺(tái)架軟夾與硬夾相結(jié)合試驗(yàn)方式證明了CAE分析改進(jìn)方法的有效性。

關(guān)鍵詞：盤制動(dòng)器;制動(dòng)噪聲;有限元;NVH優(yōu)化;臺(tái)架試驗(yàn)

0? 引言

作為汽車客戶高感知系統(tǒng)，制動(dòng)噪音是汽車行業(yè)比較關(guān)注的行駛品質(zhì)問題，同時(shí)制動(dòng)NVH開發(fā)也是行業(yè)內(nèi)的重難點(diǎn)課題[1]。由于制動(dòng)系統(tǒng)本身是一個(gè)時(shí)變、非線性的系統(tǒng)，又具有單一性激勵(lì)和系統(tǒng)性的激勵(lì)的特征，同時(shí)又受大量外部不確定因素的影響，前期研究結(jié)果表明，制動(dòng)摩擦材料、制動(dòng)器結(jié)構(gòu)、相關(guān)周邊件的設(shè)計(jì)及不確定的外部環(huán)境都是影響制動(dòng)噪音的關(guān)鍵因素[2]，正因?yàn)橹苿?dòng)噪音的產(chǎn)生十分復(fù)雜，從制動(dòng)系統(tǒng)穩(wěn)健性設(shè)計(jì)優(yōu)化的角度出發(fā)，尋找一套切實(shí)有效的制動(dòng)噪音控制措施具有一定必要性。

以某車型低頻制動(dòng)尖叫（LF Squeal）特征為研究對(duì)象，基于CAE及噪音臺(tái)架試驗(yàn)進(jìn)行故障再現(xiàn)并完成該特征噪音機(jī)理分析，研究制動(dòng)及周邊零部件特征對(duì)該噪音敏感性并梳理出設(shè)計(jì)優(yōu)化方案，對(duì)抑制制動(dòng)低頻尖叫的盤式制動(dòng)器NVH開發(fā)具有一定的指導(dǎo)意義。

1? 噪聲機(jī)理

1.1 典型噪聲特征

一般來說，常規(guī)制動(dòng)噪音的主頻比較單一，目前根據(jù)噪音頻率分為低頻噪音（<1000Hz）和高頻噪音（>1000Hz），低頻噪音主要涉及制動(dòng)抖動(dòng)、Groan及Moan，而高頻噪音又分為低頻尖叫（LF Squeal）和高頻尖叫（HF Squeal），如表1，將這些典型制動(dòng)NVH進(jìn)行分類。

1.2 影響因素分析

制動(dòng)噪音是通過摩擦副激勵(lì)作用，兩個(gè)或兩個(gè)以上零部件共振，并通過制動(dòng)角，懸架及車身傳遞到駕駛員耳部，因此從噪音激勵(lì)源與傳遞路徑角度，理論存在降低或者預(yù)防噪音的發(fā)生的可能。較為常見的是由制動(dòng)系統(tǒng)自激勵(lì)導(dǎo)致的制動(dòng)尖叫，低頻制動(dòng)尖叫通常由卡鉗支架與轉(zhuǎn)向節(jié)的振動(dòng)引起，同時(shí)制動(dòng)盤與摩擦片，摩擦片與卡鉗支架之間的壓力分布也會(huì)影響到低頻制動(dòng)尖叫。因此從制動(dòng)NVH開發(fā)層面可將制動(dòng)噪音影響因素分為可控與不可控因素。

通過調(diào)整制動(dòng)各零部件材質(zhì)、結(jié)構(gòu)剛度及相互配合方式等，進(jìn)行抱怨噪音的抑制和預(yù)防，將此類因素作為噪音可控因素，如表2所示。可通過對(duì)特征噪音的分析確定摩擦材質(zhì)、摩擦片設(shè)計(jì)、卡鉗、制動(dòng)盤及轉(zhuǎn)向節(jié)結(jié)構(gòu)變化對(duì)噪音敏感性，同時(shí)結(jié)合方案實(shí)施其他影響因素（如零部件配合與其他性能等）確定NVH優(yōu)化方案。而不可控因素則主要涉及到以下幾個(gè)方面：① 制動(dòng)零部件磨損與老化，摩擦片與制動(dòng)盤磨損所引起的壓力分布與模態(tài)特征的變化，或消音片老化益膠失效等;②外部自然氣候與氣候的影響，涉及到環(huán)境溫度、濕度、大氣鹽度等腐蝕相關(guān)的因素等，環(huán)境變化的交互可能會(huì)導(dǎo)致總成性能特征的變化，如高濕狀態(tài)的摩擦系數(shù)會(huì)提升;③不良使用導(dǎo)致制動(dòng)零部件物理特征的變化，如長期高溫高壓超過零部件設(shè)計(jì)范圍會(huì)導(dǎo)致摩擦片表面形成釉面層，摩擦系數(shù)不穩(wěn)定，同時(shí)其中起著隔振作用的樹脂逐漸消耗，也不利于制動(dòng)噪音的抑制。

2? 特征低頻尖叫問題

2.1 噪音描述

以某車型低頻尖叫為例，當(dāng)車速處于50km/h，初始制動(dòng)盤溫度處于150℃以上時(shí)，輕中制動(dòng)時(shí)前制動(dòng)角會(huì)產(chǎn)生制動(dòng)尖叫，針對(duì)該現(xiàn)象進(jìn)行故障再現(xiàn)，通過噪音工具進(jìn)行特征分析，如圖1所示，該制動(dòng)噪音頻率較為單一集中，為2.3kHz，處于低頻制動(dòng)尖叫，且最大聲壓達(dá)到了65dB。因此將進(jìn)一步進(jìn)行噪音臺(tái)架復(fù)現(xiàn)，并針對(duì)卡鉗、制動(dòng)盤以及轉(zhuǎn)向節(jié)等零部件進(jìn)行模態(tài)分析，進(jìn)一步鎖定噪音耦合的主要貢獻(xiàn)點(diǎn)。

2.2 模態(tài)分析

通過實(shí)模態(tài)分析對(duì)當(dāng)前制動(dòng)系統(tǒng)的動(dòng)態(tài)特征進(jìn)行研究，鎖定噪音影響因子，為NVH優(yōu)化方向提供依據(jù)。根據(jù)各部件頻率分布范圍進(jìn)行1～8階次模態(tài)分析，如圖2所示為制動(dòng)及相關(guān)零部件的結(jié)構(gòu)模態(tài)振型，根據(jù)此動(dòng)力學(xué)特征顯示，與抱怨特征頻率2.3kHz相關(guān)的零部件有轉(zhuǎn)向節(jié)與卡鉗支架，在轉(zhuǎn)向節(jié)一階模態(tài)及卡鉗支架二階固有頻率與抱怨噪音存在耦合，而固有頻率往往由其剛度、質(zhì)量與阻尼決定，因此從結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)方面可根據(jù)此特征確定后續(xù)對(duì)抑制2.3kHz低頻尖叫的方向，同時(shí)根據(jù)對(duì)噪音機(jī)理分析結(jié)果，也可通過調(diào)整盤片間壓力分布來改善該噪音，也作為后續(xù)對(duì)該噪音NVH優(yōu)化方向。

2.3 噪音臺(tái)架試驗(yàn)

制動(dòng)噪音臺(tái)架測(cè)量技術(shù)能夠排除天氣、路面及人為因素影響，同時(shí)進(jìn)行相應(yīng)制動(dòng)工況與測(cè)試條件的設(shè)置，一般來說慣量試驗(yàn)臺(tái)在臺(tái)架布置與工況設(shè)置方面較為靈活，且試驗(yàn)結(jié)果具有較好的一致性，因此其應(yīng)用較為廣泛。其中制動(dòng)器夾具和周邊件的設(shè)置則試驗(yàn)結(jié)果影響較大，如圖3所示分別搭建硬夾與軟夾周邊環(huán)境，具有以下特點(diǎn)，硬夾具除連接制動(dòng)器外，對(duì)軸承與轉(zhuǎn)向節(jié)進(jìn)行了剛性鏈接，更傾向于高頻噪音捕捉;軟件具模擬整車前懸，通過轉(zhuǎn)向節(jié)連接了制動(dòng)角、前懸架與轉(zhuǎn)向拉桿，相對(duì)硬夾更易于探測(cè)頻率較低的制動(dòng)尖叫。

在臺(tái)架上進(jìn)行測(cè)試結(jié)果表面，兩種夾具周邊件類型均能穩(wěn)定抓取到熱態(tài)2.3kHz低頻Squeal噪音，制動(dòng)器溫度均高于100℃，從復(fù)現(xiàn)頻度上來看該噪音的可重復(fù)性較高，同時(shí)軟夾試驗(yàn)對(duì)2.3kHz的復(fù)現(xiàn)穩(wěn)定性更強(qiáng)，從這也驗(yàn)證也上一節(jié)所所闡述的該類型噪音產(chǎn)生機(jī)理。

3? NVH優(yōu)化敏感性分析

3.1 有限元復(fù)特征計(jì)算

汽車制動(dòng)系統(tǒng)運(yùn)動(dòng)方程可表示為[3][4]：

式中，m為系統(tǒng)平衡方程中的質(zhì)量矩陣，c與k分別為阻尼矩陣和剛度矩陣，且、及分別表示系統(tǒng)在平衡位置附近的擾動(dòng)加速度、速度及位移，？駐F為擾動(dòng)外力。

式（1）系統(tǒng)平衡方程對(duì)應(yīng)特征方程的通解則為：

式中，t為時(shí)間，而？滓i為第i階模態(tài)的阻尼系數(shù)，？棕i為第i階模態(tài)的模態(tài)頻率，即分別表示阻尼系數(shù)及固有頻率。同時(shí)阻尼比的定義為如下：

若阻尼比結(jié)果為正數(shù)，即該系統(tǒng)為典型的衰減振動(dòng)系統(tǒng)，則為一個(gè)穩(wěn)定的振動(dòng)系統(tǒng);反之，若該阻尼比結(jié)果為負(fù)數(shù)，系統(tǒng)則為一個(gè)發(fā)散的振動(dòng)系統(tǒng)，系統(tǒng)表現(xiàn)為不穩(wěn)定，因此根據(jù)系統(tǒng)阻尼比來預(yù)測(cè)該制動(dòng)低頻尖叫的發(fā)生趨勢(shì)。根據(jù)上一節(jié)所研究的結(jié)果，建立制動(dòng)卡鉗、摩擦片、制動(dòng)盤、轉(zhuǎn)向節(jié)、減震器及轉(zhuǎn)向橫拉桿的三維模型并進(jìn)行網(wǎng)格劃分，如圖5所示，建立包含制動(dòng)角與前懸系統(tǒng)的有限元模型。

利用有限元復(fù)特征值分析方法計(jì)算原始制動(dòng)角及周邊配置下動(dòng)態(tài)約束參數(shù)，如圖6所示為系統(tǒng)不穩(wěn)定頻率與負(fù)阻尼比的關(guān)系，據(jù)經(jīng)驗(yàn)當(dāng)阻尼比小于0.01時(shí)的不穩(wěn)定模態(tài)不易觸發(fā)，可以看作是一個(gè)穩(wěn)定的模態(tài)[5]，系統(tǒng)在頻率為2.3kHz附近時(shí)的負(fù)阻尼比較大，最高達(dá)到了2.37，此時(shí)為一個(gè)不穩(wěn)定模態(tài)，系統(tǒng)在工況下零部件出現(xiàn)了模態(tài)耦合，產(chǎn)生噪聲的概率增加。

3.2 NVH優(yōu)化方案

根據(jù)2.2節(jié)分析結(jié)果，該低頻尖叫優(yōu)化方向?yàn)檗D(zhuǎn)向節(jié)與卡鉗結(jié)構(gòu)的調(diào)整，以及摩擦片包角調(diào)整以改善制動(dòng)盤與摩擦片的壓力分布。如圖7所示為系統(tǒng)主要零部件的應(yīng)變能量分布，可以得出轉(zhuǎn)向節(jié)為該熱態(tài)2.3kHz噪音的最主要貢獻(xiàn)零部件，達(dá)到27.6%，其次為卡鉗支架占比24.7%。結(jié)合以上研究結(jié)果，將優(yōu)化方向確定為：①轉(zhuǎn)向節(jié)結(jié)構(gòu)優(yōu)化;②卡鉗結(jié)構(gòu)優(yōu)化;③摩擦片包角設(shè)計(jì)調(diào)整。

3.2.1 轉(zhuǎn)向節(jié)結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)

如上文模態(tài)分析結(jié)果顯示，轉(zhuǎn)向節(jié)在轉(zhuǎn)向拉臂處剛度存在提升空間，因此如圖8所示，將轉(zhuǎn)向節(jié)轉(zhuǎn)向拉臂處分別增加1mm與3mm，標(biāo)記為方案1與方案2，調(diào)整后的轉(zhuǎn)向節(jié)質(zhì)量分別增加12g與30g。

3.2.2 卡鉗支架結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)

在2.3kHz不穩(wěn)定頻率附近，通過模態(tài)分析卡鉗支架橫梁的振幅較大，因此將支架橫梁進(jìn)行加固以提升剛度，如圖9所示，橫梁橫截面處增加0.5mm，此時(shí)卡鉗質(zhì)量相應(yīng)增加3.5g，將此方案標(biāo)記為方案3。

3.2.3 摩擦片包角設(shè)計(jì)

如圖10所示，摩擦片包角設(shè)計(jì)方案包括a-d四種，a為baseline基礎(chǔ)狀態(tài)，b與c分別為平行倒角與扇形倒角方案，d為單側(cè)平行倒角方案，信噪比是衡量信號(hào)質(zhì)量優(yōu)劣的指標(biāo)，即為S/N在特定頻段內(nèi)信號(hào)功率與噪聲功率的比值，因此S/N值越大表示噪音抑制傾向性越好，因此方案c作為摩擦片包角設(shè)計(jì)的主推方案，作為后續(xù)仿真及試驗(yàn)驗(yàn)證輸入。

3.3 方案敏感性分析

將方案1-方案4分別進(jìn)行模型建立與設(shè)置，進(jìn)行復(fù)特征值計(jì)算，并于原始狀態(tài)進(jìn)行對(duì)比，如圖11所示為各方案的復(fù)特征值計(jì)算結(jié)果與原始狀態(tài)的對(duì)比，可以得出，方案1-方案4的平均阻尼比均較原始狀態(tài)相比，均有一定程度降低，具體來說將不同方案系統(tǒng)的阻尼比值進(jìn)行加權(quán)，通過不穩(wěn)定系數(shù)進(jìn)行各方案的NVH評(píng)價(jià)，如圖12所示，相比于原始狀態(tài)，方案2的不穩(wěn)定因子下降了近41%，方案1與方案4表現(xiàn)相當(dāng)，不穩(wěn)定因子下降了37%，而方案3相對(duì)原始狀態(tài)的不穩(wěn)定性也均有一定的效果，其不穩(wěn)定因子下降了近19%。

當(dāng)然，這四種方案也需要考慮系統(tǒng)其他性能，如摩擦片包角設(shè)計(jì)變更也會(huì)影響卡鉗拖滯、偏磨等其他性能，這里不做詳細(xì)探究。

4? 基于優(yōu)化方案的臺(tái)架試驗(yàn)

對(duì)方案1-方案4進(jìn)行進(jìn)一步臺(tái)架試驗(yàn)驗(yàn)證，考慮到方案1與方案2均為轉(zhuǎn)向節(jié)轉(zhuǎn)向拉臂加固，且通過CAE計(jì)算結(jié)果方案1對(duì)2.3kHz噪音抑制性更強(qiáng)，因此將方案1作為第一個(gè)臺(tái)架驗(yàn)證方案，另外，方案3對(duì)卡鉗支架結(jié)構(gòu)影響較大，且噪音穩(wěn)定性表現(xiàn)相對(duì)一般，因此舍棄方案3，最后將方案4可操作性較強(qiáng)且噪音穩(wěn)定性高，作為第二個(gè)臺(tái)架驗(yàn)證方案。如表3所示為四種優(yōu)化方案可行性研究結(jié)果，將選取方案2與方案4進(jìn)行噪音軟夾臺(tái)架驗(yàn)證。

通過臺(tái)架試驗(yàn)進(jìn)行確認(rèn)，并與原始狀態(tài)進(jìn)行確認(rèn)，如圖13所示為方案2轉(zhuǎn)向節(jié)結(jié)構(gòu)調(diào)整后的系統(tǒng)噪音試驗(yàn)結(jié)果，結(jié)果表面，2.3kHz熱態(tài)低頻尖叫僅出現(xiàn)1次，相對(duì)原始狀態(tài)噪音出現(xiàn)概率降低了99%，但與此同時(shí)，其他制動(dòng)工況與范圍頻率新增了一部分高頻噪音，這是因?yàn)橄到y(tǒng)穩(wěn)定性發(fā)生變化，從噪音發(fā)生的頻次來說，相對(duì)原始工況方案2的整體噪音表現(xiàn)提升了66%，同時(shí)聲壓級(jí)也進(jìn)一步降低。但對(duì)于最終NVH方案需要通過客戶傾向度及抱怨工況復(fù)現(xiàn)難易程度進(jìn)行平衡。

如圖14所示為方案4摩擦片包角設(shè)計(jì)調(diào)整的系統(tǒng)噪音試驗(yàn)結(jié)果，結(jié)果顯示，抱怨噪音2.3kHz得到了復(fù)現(xiàn)，但出現(xiàn)頻次則大幅降低，相對(duì)于原始狀態(tài)的噪音出現(xiàn)概率降低了80%，該工況的頻段噪音得到有效抑制，但是相對(duì)方案2，其他頻段系統(tǒng)更為穩(wěn)定，但對(duì)于抱怨噪音2.3kHz的抑制程度則相對(duì)較弱。同時(shí)在平衡方案2與方案4的同時(shí)，也需引入制動(dòng)系統(tǒng)其他性能評(píng)估因子，綜合評(píng)估后選擇更有利的方案。

5? 結(jié)語

本文通過從噪音產(chǎn)生機(jī)理分析探究了制動(dòng)系統(tǒng)噪音影響因素，并結(jié)針對(duì)典型噪音抱怨介紹了常規(guī)解決措施，以某車型低頻制動(dòng)尖叫為例，基于現(xiàn)有噪音測(cè)量技術(shù)CAE及臺(tái)架試驗(yàn)進(jìn)行故障復(fù)現(xiàn)及特征分析，并通過建立系統(tǒng)有限元模型進(jìn)行了復(fù)特征仿真計(jì)算，得到系統(tǒng)各零部件的系統(tǒng)不穩(wěn)定性因子，確定了抱怨噪音優(yōu)化方向，該方法引入的系統(tǒng)不穩(wěn)定性因子進(jìn)行后續(xù)優(yōu)化方向的把控，為制動(dòng)系統(tǒng)特征噪音優(yōu)化提供了思路。

基于噪音優(yōu)化方案的傾向性研究及四種優(yōu)化方案的復(fù)模態(tài)計(jì)算，最終鎖定兩種NVH方案并進(jìn)行了臺(tái)架試驗(yàn)驗(yàn)證，結(jié)果表面抱怨低頻尖叫發(fā)生頻次降低了80%以上，證明了該CAE優(yōu)化方案的有效性。在提升整車舒適性的同時(shí)也提高了盤式制動(dòng)器NVH開發(fā)效率。

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作者簡介：張璐（1983-），男，上海人，中級(jí)工程師，碩士，主要研究方向?yàn)榈妆P制動(dòng)系統(tǒng)設(shè)計(jì)與開發(fā)、汽車動(dòng)力學(xué)。