制动低鸣噪声控制方法研究

齐 钢 谢 骋 张光荣 浦新宇 李金洪

（泛亚汽车技术中心有限公司）

1 前言

汽车制动噪声可分为50～1 000 Hz的低频噪声和1 000 Hz以上的高频啸叫[1,2]。低频噪声主要分为颤振“咕咕”声和低鸣“嗡嗡”声两种。颤振“咕咕”声多在汽车起步或者制动时发生，为一个宽频噪声，没有主频率。制动低鸣表现为制动过程中持续、稳定的单频噪声，特征频率一般在500 Hz以下，多发生在低速、轻制动工况，例如倒车入库、堵车时跟车制动等驾驶工况。

文献[3]基于ADAMS分别对基础制动器和后桥零件建立了一个刚柔耦合模型，利用多刚体动力学对模型进行了仿真，能较好的预测噪声的趋势。文献[4]认为粘滑效应是产生制动低鸣噪声的激振源，并将粘滑效应运用到多体动力学仿真模型中，基于ADAMS的刚柔耦合模型对制动低鸣噪声进行研究，同时认为零件耦合是导致系统出现噪声的原因。文献[5]运用小波分析工具获得普通快速傅氏变化无法辨识的特征频率，通过传递途径贡献率分析得到系统中贡献率较大的零件，从而对其进行改进。另外，美国汽车工程师协会于2010年发布了基于底盘转鼓的低频制动噪声模拟试验规范，是针对低频制动噪声试验方法的一项突破，但其有效性及适用性仍有待检验[6]。

本文通过整车试验揭示制动低鸣的特性，同时建立基础制动器和扭杆梁后桥耦合的子系统级有限元模型，基于复特征值的计算找到非稳定的模态，利用负阻尼比来预测制动器产生噪声的趋势。

2 制动低鸣噪声机理和控制方法

2.1 扭杆梁后桥车型的制动低鸣机理

制动盘和摩擦片间的摩擦力容易引起制动器以及与之相连接底盘零件某些频率相近模态发生耦合，使其中一个零件的模态趋向不稳定，导致系统成为一个具有负阻尼特性的自激振动系统。特别是在低速、低减速度时，由于制动卡钳与制动卡钳支架之间不容易建立稳固的接触关系，且安装制动卡钳支架的底板不具备足够的横向支撑刚度，因此不稳定的耦合摩擦力易引起制动系统的摩擦振动。同时在300～500 Hz之间容易出现制动卡钳－支架系统多阶模态，与扭杆梁式后桥的2阶弯曲模态频率相近。因此，扭杆梁式后桥会影响制动卡钳－支架系统的耦合频率甚至与其耦合。即扭杆梁后桥上制动低鸣噪声产生的主要原因是系统刚度匹配差而导致系统存在摩擦耦合的低频非稳定模态，进而引起制动卡钳或支架的耦合刚体振动，该振动通过悬架、后桥等零件传递而辐射出制动低频噪声。制动低鸣噪声传递模型如图1所示。

2.2 动力学方程不稳定性分析

制动低鸣噪声是由系统的不稳定性诱发引起，因此建立系统动力学方程，利用系统的复特征值可直观、有效地预测系统出现制动噪声的趋势。

制动系统的动力学方程为：

式中，M、C、K分别表示质量矩阵、阻尼矩阵、刚度矩

阵；u表示位移向量；F表示摩擦表面的摩擦力。

在摩擦力引起的振动系统中F为：

式中，μ为摩擦系数；KC表示接触刚度。

将式（2）代入式（1）中得：

式（3）中，系统刚度矩阵变为不对称结构。从数学角度来看，刚度矩阵不对称意味着特征矩阵不对称，而不对称矩阵的特征根和特征向量在一定条件下是复数，即系统各阶模态频率和模态振型都是复数。

将式（4）代入到式（3）中得：

式（5）中 KS=K－μKC。方程（5）为复变量 S 的特征方程，对其进行求解可以得到复特征值和特征向量。

第i阶的复特征值可以表示为：

式（6）中，σi表示第 i阶模态的阻尼系数，ωi表示第i阶模态的模态频率。因此，σi和ωi分别表示阻尼正弦曲线运动中的阻尼系数和自然频率。

第i阶的特征向量可表示为：

定义阻尼比为－σ/（π ω ），当阻尼比为正时，系统是一个典型的衰减振动系统，即一个稳定系统；当阻尼比为负时，系统是一个发散的振动系统，系统随着时间推移而放大振动，即一个不稳定系统。图2所示为有限元模型分析得出的复域特征向量分布示意图，可知当阻尼比为负时，该阶对应非稳定模态很容易引起制动噪声。因此，利用负阻尼比来预测制动器产生噪声的趋势[7，8]。

2.3 制动低鸣噪声控制方法

因制动低鸣噪声与后桥、悬架等底盘零件以及连接硬点的刚度有很大关系，而目前还没有合适的制动噪声台架试验方法可正确复现制动低鸣噪声，所以主要通过整车制动噪声试验来识别制动低鸣噪声，然后在台架上复现整车试验工况。根据有限元技术和整车、台架试验技术结合的方式制定的用于识别、分析和控制制动低鸣噪声的流程如下：

a. 根据不同温度、压力、速度、减速度等试验工况进行整车试验，得到不同状况的制动低鸣噪声。

b. 基于整车试验结果，在台架上复现制动低鸣，通过测量制动零件的工作变形（ODS）而诊断制动低鸣噪声。

c. 对制动零件进行模态分析，利用试验模态和计算模态进行对比分析，调整有限元模型，控制计算误差，提高计算模型精度。

d.基于有限元方法计算系统的复特征值以判断系统的稳定性，并与噪声试验结果相比。其中负阻尼比预测系统出现制动噪声的趋势，非稳定模态阵型来识别造成模态耦合的部件。

e. 基于非稳定模态振型和ODS分析，提出控制制动低鸣噪声发生的优化措施。

3 制动低鸣噪声解决实例

对某一款乘用车进行制动噪声主观评估，发现在低速、轻制动时出现制动低鸣噪声。这严重影响了整车NVH性能，会降低消费者对产品的满意度。

3.1 制动低鸣噪声整车试验

针对该制动低鸣噪声问题，分别采集制动低鸣噪声信号以及制动器与周边零件的振动信号，以确定噪声频率及与之特征频率相吻合的耦合共振部件，测点如图3所示。在后盘式制动器及周边零件布置3向传感器，测量其振动信号，同时采集驾驶员右耳噪声水平。根据经验，制动噪声有时只发生在某一特定工况，有时会在多种工况下发生。因此，试验采用不同的工况状态，分别以制动方向（前进、倒退）、制动初速度和减速度作为影响因子，将其进行各种组合，全面识别制动噪声发生的工况，具体工况见表1。

表1 制动噪声试验工况

通过不同驾驶工况的试验，确定车辆在低速、轻制动（车速＜5 km/h，减速度为0.05 g和0.1 g）倒车时容易出现制动低鸣噪声。试验测得低鸣噪声的特征频率为403 Hz，如图4所示。

振动测量结果如图5所示。制动卡钳、制动底板、后桥支架及后桥均在403 Hz附近存在明显振动峰值。试验结果显示，制动卡钳钳体和支架及制动底板振动最大，后桥支架次之，从而表明制动摩擦产生自激振动，该振动是通过卡钳、后桥等底盘零件传递而辐射的一种制动低频噪声。因此，针对制动低鸣噪声问题，需要同时考虑制动器和后桥周边的零件，对其进行固有频率匹配，避免出现耦合的非稳定模态，进而避免产生制动低鸣噪声。

3.2 部件试验模态和仿真结果对比

在建立制动系统有限元模型前，对比零部件有限元模态和试验模态结果，控制计算误差，提高子零件有限元模型的精确性。制动器子系统和后桥部件如图6所示。制动盘通过轴承外法兰与车轮连接；轴承内法兰将制动底板、后桥支架固定，其中后桥支架焊接在后桥摆臂上；制动卡钳通过螺栓固定在制动底板上。利用Abaqus软件对盘式制动器子零件的有限元模型在无约束条件下进行模态分析，得到各零件在自由状态下的固有振动频率和模态。同时基于试验模态分析方法，用锤击法采用单点敲击和多点测量的方式测量和识别子零件的固有振动频率和模态。

有限元计算结果与试验模态分析测量结果如表2所示。可知，除钳体的2阶模态，制动底板的1阶、3阶模态和后桥1阶模态与试验值的相对误差较大外，零件各阶模态的误差都小于3%。同时，各零件对应的固有频率比较高，对低频动力学特性影响较小。这充分说明子零件的有限元模型可准确地预测模态分布。

表2 零部件试验模态分析和有限元计算结果比较

3.3 后盘式制动器有限元复特征值分析

利用Abaqus软件中的接触摩擦耦合分析功能,综合建立盘式制动器的接触摩擦耦合有限元模型，如图7所示。有限元模型包含后盘式制动器、半个后轴、螺旋弹簧、减振器等零件，其中橡胶衬套用弹簧单元模拟。约束减振器上衬套及拖曳臂衬套的车身侧连接点的6个自由度，并在后轴中心面分别定义对称约束和反对称约束。

分别计算不同摩擦系数对应的后盘式制动器复特征值，如图8所示。当摩擦系数为0.4和0.5时，频率在450 Hz附近出现不稳定模态；当摩擦系数为0.6时，412 Hz附近出现不稳定模态。随着摩擦系数的增大，图8显示系统中不稳定模态的负阻尼比越来越大。系统中更大的负阻尼比更容易出现发散振动，进而辐射出制动噪声。因此制动低鸣噪声的产生趋势随着摩擦系数的增大而增强，同时后盘式制动器的不稳定耦合模态频率也会发生改变。

根据整车制动噪声出现的条件在制动噪声惯量试验台上复现制动低鸣噪声。利用激光测振仪测量制动卡钳在发生制动低鸣噪声的ODS振型，振型如图9所示。可知，ODS和410 Hz非稳定模态的振型具有很高的一致性，则该模型能够有效预测制动低鸣噪声的产生，并可以用于控制制动低鸣的出现。

3.4 后盘式制动器结构优化及结果

比较制动卡钳的ODS及有限元振型模型，显示制动卡钳绕制动盘的轴向做刚体运动，同时连接制动卡钳的制动底板2个安装孔位置出现反相位的振动，如图10所示。分析得出制动底板的刚度影响制动卡钳的刚体运动。因此，通过加强制动底板的刚度有助于抑制非稳定模态和噪声的产生。优化时将制动底板的厚度从5 mm提高到8 mm。

基于有限元计算得到改进后的后盘式制动器有限元复特征值，如图11所示。可知，摩擦系数为0.4、0.5、0.6对应的500 Hz内的非稳定模态完全消除。因此，将其作为消除制动低鸣的改进措施，并用于样车验证。

将厚度8 mm制动底板安装在样车上，经过验证，不同驾驶工况下均未重现制动低鸣噪声。试验时采集的噪声数据频谱分析如图12所示，可见，该方案有效消除了原车存在的制动低鸣噪声。

4 结束语

基于试验和仿真相结合的方法，研究和优化扭杆梁后桥车型中的制动低鸣问题。根据制动系统的非稳定模态准确预测了制动低鸣噪声的趋势，同时根据零部件ODS和非稳定模态振型，确定产生制动低鸣噪声较大的零件。通过优化改进部件，避免制动器和后周边零件出现耦合非稳定模态，并基于样车验证，改进措施有效消除了制动低鸣噪声出现。可见，基于整车试验、台架试验与有限元仿真计算相结合的方法，是解决制动低鸣问题的有效途径。该方法提供了比较完整的制动低鸣问题分析和控制方法，为提高制动NVH性能具有工程指导价值。

1 余卓平,孟德建,张立军.基于道路和台架的制动器振动噪声试验方法研究.汽车技术,2009（6）:1～7.

2 PAPINNIEMI A,LAI J CS,ZHAO J,etal.Brake Squeal:a Literature Review.Applied Acoustics,2002,63 （3）:391～400.

3 GUGINO A,JANEVICJ,FECSKEL.Brakemoan simulation using flexible methods in multibody dynamics.SAE,2000－01－2769.

4 WANG A,ZHANG LX,JABER N,etal.On Brake Moan Mechanism from the ModelingPerspective.SAE,2003－01－0681.

5 KIM CJ,LEE BH,LEE CY,etal.Analysis of the Induced Brake Moan Noise in the Coupled Torsional Beam Axle Suspension Module.SAE,2005－01－3920.

6 RIEFE M,THOMPSON J,ROGUS M,etal.SAE Low－Frequency Brake Noise Test Procedure.SAE,2010－01－1696.

7 LIU P,ZHENG H,CAI C,etal.Analysis of disc brake squeal using the complex eigenvalue method.Applied acoustics， 2007,68:603～612.

8 张光荣,谢敏松,黎军,等.摩擦片偏磨引起的汽车制动低鸣噪声.机械工程学报,2013,49（9）:81～86.