汽车制动抖动机理及改善研究

2018-02-20谢常云陆小华胡浩炬邱俊杰邓小强

噪声与振动控制 2018年6期

谢常云，陆小华，胡浩炬，邱俊杰，邓小强

（广州汽车集团股份有限公司汽车工程研究院，广州 511434）

制动力矩波动和悬架特性对制动抖动有显著影响，制动盘厚薄差(Disc Thickness Variation，DTV)是影响制动力矩波动的重要因素，而衬套的刚度对悬架特性有重要影响[1-6]。

文献[7-10]指出，DTV是制动抖动的主要原因，制动抖动频率与车轮转速有关，车轮转动一圈，制动盘、片激励一至二次，制动抖动能量主要集中在1阶和2阶频带。文献中考虑的DTV，是指测试制动盘圆周方向厚度的最大变化量，而在最大变化量较小的情况下，同样存在制动抖动问题，另外，DTV最大变化量难以解释制动抖动的阶次特征。本文对测试的DTV曲线进行频谱分析，研究了DTV曲线的频次成分与制动抖动的关系。

文献[11-12]通过试验和仿真方法分析了制动抖动和悬架系统的模态特征的关系，指出衬套刚度对制动抖动有较高的灵敏度。基于此，本文利用多体动力学方法计算了悬架系统的模态，论述了下控制臂衬套刚度对制动抖动的影响，在此基础上，通过提高后点衬套刚度，有效改善了制动抖动问题。

1 制动抖动整车道路试验

1.1 试验设置

制动抖动整车道路试验在平直的沥青路面上进行，关键测点信息见表1。测点方向以整车坐标系为参考，即行驶方向向后为+X，驾驶员右侧为+Y，向上为+Z，文中使用到的方向都以该坐标系为参考。

1.2 试验数据分析

对制动抖动特征和规律进行时域和频域分析，图1给出了车速、制动管路压力、摩擦片温度、前悬卡钳支架X向振动加速度幅值和总值的时域曲线。

图1 制动抖动时域曲线

由图可知，时域振动加速度幅值表现为小-大-小的规律，在120 km/h～100 km/h速度区间振动加速度幅值最大，实际上该速度区间也正是主观感受制动抖动的区间；制动管路压力波动峰-峰值间距由密到疏，即波动频率随车速降低而降低，整个制动过程中压力波动范围约为1.8 Bar，与不抖动车辆压力波动水平相当，制动压力波动主要源于盘、片间的不平度，压力波动幅值变化并不大，说明激励源盘、片的振动激励比较稳定，之所以出现制动抖动，可能是由于传递路径上的振动放大导致，另外，也可说明文中制动踏板的抖动主要原因不是制动压力波动；制动过程中，摩擦片的温度升高约15℃，温升正常，文中制动抖动程度与温度关系不大，究其原因是分析的抖动问题属于冷抖动问题，主要取决于制动盘表面的不平度。图2给出了卡钳支架X向振动加速度的colormap云图和峰值保持谱，由图可知，制动抖动频率随车速降低而降低，具有明显阶次特征，振动能量主要集中在1阶和2阶频带上，该现象表明制动盘转动一圈，盘、片激励一至二次；在时间轴10 s附近振动最强，对应车速为100 km/h，峰值频率为14 Hz，该峰值频率分布在1阶频带上，记作fmax。

制动抖动频率与车轮转速和车速关系见式（1），图2中峰值频率为14 Hz，n=1，r=307 mm，计算可得车速为97.2 km/h，与试验测试振动峰值车速一致。

式中：fmax为峰值频率；n为阶次；N为车轮转速；v为车速；r为轮胎滚动半径。

综上，为了客观描述制动抖动现象，后文采用overall加速度峰值（Ao）、峰值频率（fmax）和峰值频率对应加速度幅值（Af）来描述制动抖动现象。

图2 制动抖动频域图

制动过程中X向和Y向阶次振动特征明显，Z向不明显，且X向抖动较Y向强，即文中制动抖动现象主要表现为前后方向的纵向抖动。表2给出了各个测点X向和Y向加速度overall峰值Ao、峰值频率fmax及对应的加速度幅值Af。由表2可知，座椅导轨、踏板支座和方向盘三个响应点的加速度overall峰值均出现在车速97.2 km/h附近，峰值频率都为14 Hz，与振动激励源处卡钳支架共振车速和频率吻合一致，可推断各测点的振动属于同一类型，即响应点的振动源于制动盘、片激励；座椅导轨和踏板支座的振动水平相当，是因为这两个测点的振动主要都由车身传递而来，与车身一起表现为纵向的窜动，而制动压力波动对踏板抖动的贡献作用较小；方向盘的振动较座椅导轨和踏板支座要大，原因是方向盘的振动传递路径有两个，一个是制动系统-悬架系统-车身-转向管柱-方向盘，另一个是制动系统-转向节-转向拉杆-齿轮齿条-转向管柱-方向盘；方向盘的Y向振动也较大，是因为左右轮的制动力矩波动是随机的，存在一定的相位差，通过左、右转向拉杆传递后引起方向盘的摆振，即方向盘12点位置的Y向振动。

表2 各测点X向和Y向加速度信息统计表

2 DTV对制动抖动的影响分析

制动盘厚度不均匀是制动抖动的主要激励源，在整车开发过程中，为了有效控制制动抖动现象，通常要求完成耐久试验的车辆制动盘DTV曲线的最大变化值小于20 um[7]。然而在制动抖动道路试验过程中，发现部分左、右制动盘的DTV最大变化值并没有超过目标值，但仍然不能接受制动抖动程度，说明仅仅对DTV的最大变化值进行控制，对充分有效控制制动抖动是不够的。如前文所述，制动抖动具有明显的阶次特征，车轮转动一圈，盘、片激励一至二次，基于此，本小节对测试的制动盘DTV曲线进行了频次分析，得到DTV的频次特征，进一步探讨DTV频次成分与制动抖动的关系。

对3台制动抖动程度不同的车辆DTV进行测量，图3给出了3台车DTV最大变化值大的一侧制动盘的测试曲线和频次曲线，统计1至6次DTV幅值见表3。

表3 3台试验车DTV统计表/μm

频域下的DTV峰值主要以一次DTV（DTV-1）和二次DTV（DTV-2）为主，这里DTV-1代表车轮转动1圈，盘、片激励1次的DTV正弦波曲线幅值，这与制动抖动能量主要集中在1阶和2阶频带上的现象吻合一致。说明降低频次DTV幅值有助于制动抖动的改善，在整车开发和制动盘DTV生成台架试验过程中，合理设置频次DTV目标值很有必要。

图3 3台试验车DTV测试曲线和频次曲线

为了验证频次DTV幅值与制动抖动程度的关系，将2#和3#车制动盘换装到1#号车进行制动抖动道路试验和主观评价，为了区分，编号I、II、III，显然，三次试验的唯一变量为制动盘的DTV。因为文中制动抖动主要表现为纵向振动，整理3次试验X向Ao、Af和fmax及主观评价见表4。

表4 不同水平DTV的制动抖动主客观统计表

三次试验的共振频率基本一致，I号试验峰值频率为15 Hz，究其原因是由数据采集频率分辨率及数据分析的数值误差导致；I号试验振动加速度最大，II号试验次之，III号试验最差，制动抖动程度依次由强到弱，由表3可知，三次试验的最大频次DTV值也由大到小，说明频次DTV幅值与制动抖动程度呈正相关关系，频次DTV幅值越大，制动抖动程度越强，降低频次DTV幅值对控制制动抖动的振源激励有重要作用。

3 衬套刚度对制动抖动的影响分析

制动过程中的盘、片激励类似扫频激励，当制动激励频率与悬架系统特征频率一致时，将激发悬架共振，从而放大制动振动，产生制动抖动现象。而衬套刚度对悬架系统特征频率又有重要影响，为了研究衬套刚度对悬架系统特征频率及制动抖动的影响规律，利用多体动力学分析软件建立了如图4所示的整车模型。

整个模型包括麦弗逊式前悬、齿轮齿条转向机总成、方向盘、扭力梁后悬架、轮胎模型及简化为质量球的动力总成和车身。

图4 多体动力学模型

3.1 仿真结果的分析

对建立的仿真分析模型进行模态分析，衬套刚度为设计刚度值，其中，前下摆臂前点衬套（H点）X向刚度为11 000 N/mm，Y向刚度为11 000 N/mm，Z向刚度为1 100 N/mm，后点衬套（R点）X向刚度为1 400 N/mm，Y向刚度为460 N/mm，Z向刚度为166 N/mm，H点衬套称作操稳衬套，R点衬套称作平顺性衬套，平顺性衬套刚度相较操稳衬套要低很多。计算得到同相位的前悬纵向模态振型如图5所示。

图5 前悬架系统纵向模态振型描述

对应特征频率为14.2 Hz，与试验测试的1阶峰值频率14 Hz很接近。该阶模态振型表现为车轮的前后运动、下控制臂绕H点衬套的旋转运动及R点衬套的侧向平移运动。当制动力矩波动作用到车轮时，路面会给车轮以前后方向的振动激励，很容易激发前悬纵向模态。另由图5模态振型可知，下摆臂R点侧向（Y向）振幅较大，也即衬套侧向刚度对制动抖动有较高灵敏度，提高R点衬套侧向刚度对悬架纵向模态的振型有一定抑制作用。将R点衬套侧向刚度提升后进行同样的仿真分析，结果表明将R点衬套侧向刚度提高，纵向模态特征频率也提高，说明增大R点衬套刚度有助于提高悬架的纵向模态特征频率，进而提高产生共振的车速，使得共振车速远离正常使用车速范围。

3.2 试验验证

为了验证R点衬套刚度提升对制动抖动的影响，制作了一套侧向刚度提升的R点衬套，衬套刚度测试结果见图6。原状态R点衬套侧向刚度为466 N/mm，刚度提升后为652 N/mm。

图6 衬套侧向刚度测试曲线

对侧向刚度提升的R点衬套样件进行制动抖动整车道路试验。试验结果见图7至图8，R点衬套刚度提高后，响应点卡钳支架、制动踏板支座和方向盘处的加速度Ao和Af都降低，即抖动程度变轻；R点刚度提高后，fmax变高，即R点衬套侧向刚度越高，纵向模态特征频率也越高，试验与仿真分析结果一致。本文通过提高R点衬套侧向刚度，有效地改善了制动抖动现象。