基于道路試驗的制動器蠕動顫振客觀測量與主觀評價

2017-05-17 02:35:45張立軍孟德建張頻捷

振動與沖擊 2017年9期

關鍵詞：振動評價

張立軍, 黃健, 孟德建, 張頻捷

(1.同濟大學汽車學院，上海 201804; 2. 同濟大學智能型新能源汽車協同創新中心，上海 201804)

基于道路試驗的制動器蠕動顫振客觀測量與主觀評價

張立軍1,2, 黃健1,2, 孟德建1,2, 張頻捷1,2

(1.同濟大學汽車學院，上海 201804; 2. 同濟大學智能型新能源汽車協同創新中心，上海 201804)

蠕動顫振是一種典型汽車制動器摩擦振動和噪聲問題，業界尚未建立公認的試驗規范與主客觀評價方法。綜合考慮驅動轉矩、懸架變形和制動停車強度影響因素，在7個工況下開展3種車型的蠕動顫振道路試驗，并進行主觀評價與客觀測量。以主觀評價結果為依據，通過系統對比不同試驗車輛和不同工況下蠕動顫振的差異，剖析了停車制動強度、懸架變形和驅動轉矩大小的影響方式與程度。建立了車型靈敏度高、工況靈敏度高和函數靈敏度高三個準則，并基于該準則逐步從40個基于振動加速度的客觀評價指標中篩選出與主觀評價具有最佳映射關系的指標，并擬合建立了其與主觀評價的函數關系。

汽車制動器；蠕動顫振；主觀評價；客觀測量；道路試驗

制動顫振是一種完全不同于低頻制動抖動和高頻制動尖叫的制動器摩擦振動和噪聲問題，具有顯著的沖擊特點[1-3]。近年來，隨著汽車保有量的劇增，城市交通擁堵日益加劇，汽車低速爬行工況愈加頻繁，制動顫振，尤其是蠕動顫振與異響問題日趨嚴重，成為工業界與學術界的關注熱點問題[4-5]。

目前，業界尚未建立制動器蠕動顫振的試驗規范或測試標準[6]，不同研究者按照各自研究目的建立了不同的試驗方法與相應的測試平臺。例如， Bettella等[7]通過對制動鉗振動和近場噪聲與駕駛室內的噪聲進行測量和相干分析，確定了制動顫振的主要結構聲傳遞路徑， Crowther等[8]則通過整車道路試驗發現了制動顫振的瞬時脈沖性和長時穩態性雙重特征，Abdelhamid等[9]開展制動顫振的轉鼓臺架試驗，采用心理聲學指標表征制動顫振的強度，以反映主觀評價結果。綜合來看，目前研究雖然對蠕動顫振的發生工況和基本特征有了較為全面的認識[10-12]，但對其發生機理和關鍵影響因素仍然缺乏深刻認識，尚未建立切實有效的控制措施。其中的關鍵原因之一就是目前的試驗分析與評價以主觀評價為主，不僅耗時較長，重復性較差，而且由于沒有建立主觀評價結果與客觀測量指標之間的映射關系，嚴重影響了關鍵影響因素的診斷和有效控制措施的開發。

在此背景下，本文設計了由7個工況組成的制動蠕動顫振整車道路試驗方法，同步開展主觀評價與客觀測量。以主觀評價結果為依據，在深入剖析制動蠕動顫振關鍵影響因素和關鍵特征的基礎上，通過統計分析方法優選能夠反映主觀評價結果的客觀評價指標，并建立主客觀評價結果的等效關系。研究結果不僅可以定量客觀描述制動蠕動顫振的強度，而且可以對其進行簡明的主觀定量評價，具有重要的工程應用價值。

1 整車道路試驗方法

1.1 實驗對象設置

試驗對象為3輛裝備自動變速裝置的緊湊型轎車。車輛的基本配置和特性參數如表1所示。

表1 試驗車輛基本配置與特性參數

試驗車輛保養良好，試驗時輪胎氣壓根據使用說明嚴格調整，試驗載荷狀態按照《汽車道路試驗方法通則》[13]調整。

1.2 主觀評價設置

為了保證主觀評價試驗工況的一致性，采用駕駛席與副駕駛席2個評價人員同時評價的方法。評價人員為汽車企業的資深專業試車員。評價人員對發生制動蠕動顫振的振動與噪聲的惱人程度做出獨立評價，并根據10分制的評價體系評分[14]。詳細的評分標準如附錄1所示[15]。

1.3 客觀測量信號設置

前期研究表明，前輪制動器蠕動顫振對車內噪聲的貢獻最大，且左右制動器蠕動顫振的基本特征類似[16]。因此，試驗中僅在左前輪制動器的制動鉗活塞側端面處布置1個3向加速度傳感器，并在制動鉗附近布置1個傳聲器測量其近場噪聲。詳細的測點布置位置如圖1所示。所有信號的采樣頻率為10.24 kHz。

圖1 傳感器布置位置示意圖

1.4 試驗工況設置

制動蠕動顫振存在各種復雜的影響因素，包括溫度、濕度、路面坡度、起步驅動力矩大小[17]以及懸架系統的變形等[18]。為了嚴格區分不同的影響因素，通過各個工況之間的相互對比，揭示各個影響因素對制動顫振的作用方式和影響程度，為制動顫振的控制措施提供明確的方向，本文設計了由7種工況組成的系列試驗工況，各個工況的操作要求以及工況目的如表2所述。其中，緩停起步工況作為基準工況，因為它排除了大部分影響因素，起步時只受到發動機驅動力的作用。坡道工況的坡度值為5°。

2 主觀評價結果分析

為了提高試驗結果的可靠性，每個工況重復試驗三次，評價人員根據三次試驗的綜合感受給出主觀評分，結果如表3所示。

表3中的主觀評價結果表明：兩個評價人員的評分相近，基本趨勢相同，因此可以采用平均化處理的評價結果分析不同車型不同工況之間的區別。

圖2所示為三種車型在7種工況下的主觀評分的平均化處理結果。由圖2分析可知：

(1) 不同車型評分的差別：在大部分試驗工況下，A車型的評分稍高于C車型或與之持平，而B車型則明顯低A、C兩個車型。坡道起步工況(N檔和D檔)下三輛車的評分相近。

(2) 三種車型在7種工況下的評分優劣呈基本相同的趨勢，具體表現為：① 低溫起步工況與緩停起步工況差別很小，說明發動機、制動系統的低溫狀態對蠕動顫振強度影響不大；② 急停起步工況相比緩停起步工況顯著變差，說明緊急制動時懸架壓縮變形產生的內力的影響很大；③ 帶油門起步、坡道起步相比緩停起步明顯變差，而且坡道起步工況(無論是N檔還是D檔)是所有工況中最差的，說明坡道重力分量遠大于發動機驅動力，驅動力越大，蠕動顫振問題越嚴重。

因此，不同工況的優劣排序為：緩停起步工況最好，低溫起步與停車起步稍差，急停起步、帶油門起步與坡道起步工況顯著變差，其中坡道起步工況最差。

表2 蠕動顫振整車道路試驗工況表

表3 主觀評價評分結果

圖2 3種車型7種工況下的主觀評分柱狀圖

3 客觀測量結果分析

由于客觀測量信號可以充分體現制動蠕動顫振的基本特征，所以本節基于采集獲得的振動和噪聲信號，分析顫振的基本特征，并與主觀評價結果進行關聯分析，為建立與主觀評價結果一致的客觀評價指標奠定基礎。

初步分析發現，由于制動鉗距離發動機很近，顫振異響和發動機噪聲存在頻率重疊，因此制動鉗近場噪聲不適合用于客觀評價，予以舍棄。

附錄2所示為7種試驗工況下三種車型的制動鉗三向振動加速度時域曲線。通過細致分析，發現顫振振動具有以下特征：

(1) 信號總體特征：在大部分的試驗工況下，蠕動顫振信號都以多次間歇性沖擊瞬態信號為主，但在少部分工況下也出現了持續性的準穩態信號。

(2) 不同方向的加速度存在一定的差異性。例如，各車型蠕動顫振時的制動鉗振動加速度幅值最大方向并不相同，A車型與B車型X方向(制動盤切向)和Y方向(制動盤徑向)的振動幅值都較大，而C車型X方向的振動幅值遠大于其他方向。

(3) 不同車型的顫振振動加速度信號幅值大小與主觀評價結果基本相符。B車型在各工況下的幅值均大于A車型與C車型，A車型與C車型之間的差別較小。坡道起步工況(D檔和N檔)下三個車型加速度信號幅值差別不大。

(4) 不同試驗工況下顫振振動加速度信號幅值對比情況也與主觀評價結果基本一致，具體表現為：① 各個車型低溫起步工況下的振動幅值比緩停起步工況稍大；② 急停起步工況(見附圖4)的振動幅值相對緩停起步工況(見附圖3)顯著增大；③ 帶油門起步工況(見附圖5)、坡道起步(見附圖6和附圖7)與緩停起步(見附圖3)相比，振動幅值增大顯著。

4 客觀評價與主觀評價關系建立

4.1 客觀評價指標建立準則

通常，客觀評價指標建立重點考慮如何描述蠕動顫振的特征和強度。然而，面向建立客觀評價和主觀評價間關系的目標，在建立和選擇客觀評價指標時，必須充分反映主觀評價的結果及趨勢，否則就難以建立客觀評價結果與主觀評價結果之間的映射關系。本文按照三個準則予以保證：

(1) 工況靈敏度高準則，盡可能反映同一車型在不同試驗工況下的主觀評價結果的差異，顯著區分主要影響因素的貢獻；

(2) 車型靈敏度高準則，盡可能反映不同車型蠕動顫振的主觀評價結果的優劣；

(3) 函數靈敏度高準則，主客觀指標之間的擬合函數具有盡可能好的線性度與盡可能高的靈敏度。

4.2 客觀評價指標初建

文獻[19]根據道路試驗結果提出的客觀評價指標具有很好的指導意義。本文參考該文獻，初步建立五個客觀評價指標，用于后續遴選。

為此，需要定義蠕動顫振的持續時間T。它是指制動鉗X方向振動加速度的幅值超過車輛怠速靜止狀態下信號有效值3倍的時段。分別針對顫振時段T內的振動加速度信號，建立5個客觀指標為

(1) 加速度峰峰值Q1

Q1=amax-amin

(1)

式中，amax為時段T內信號最大峰值,amin為時段T內信號最小峰值。

(2) 加速度均方值Q2

(2)

(3) 加速度的二階矩Q3

(3)

(4) 顫振的持續時長Q4

Q4=T

(4)

(5) 加速度最大脈沖的四階矩根值Q5

(5)

式中,Timpulse為時段T內幅值最大脈沖的持續時段。

為了使后續的指標建立盡可能完備，還需考慮以下因素：

(1) 時域分析已經表明，蠕動顫振時制動鉗振動加速度三個方向的幅值分布情況在不同車型上存在較大的差別，而且不同方向的振動加速度到車內噪聲的傳遞特性也可能不同。因此，在后續分析中，將三個方向的振動加速度，以及由它們合成的綜合加速度都作為客觀評價指標計算的基礎數據。合成方向綜合加速度是指將直接測量得到的三向加速度信號計算其空間幅值(見式(6))，用以代表空間振動的強弱。

(6)

(2) 前期有關振動和噪聲主觀評價研究發現，人對于振動或噪聲的量化感受在對數坐標下可能會具有更好的線性度[20]。因此，后續分析將分別在線性與對數坐標下分析主客觀評價結果之間的關系。

綜合以上分析，為了便于表達和分析，以Qijk表示所要利用的客觀評價指標。其中，下標i為不同評價指標的序號，i=1,2,3,4,5，對應式(1)～式(5)；下標j為不同振動加速度方向，j=1,2,3,4，分別表示X、Y、Z和合成方向；下標k為不同坐標系，k=1,2，分別表示線性坐標和對數坐標。

按照式(1)～式(5)計算所有客觀評價指標Qijk，為了與主觀評價結果(見圖2)直觀比較，附錄2以Q1評價指標為例，用柱狀圖的形式表達不同方向加速度在線性坐標下的計算結果，對數坐標下的結果只存在坐標換算關系。需要說明的是Q1指標有方向性，故在計算合成方向評價指標時首先單獨計算三個方向的Q1指標，最后根據式(6)關系直接合成為綜合方向Q1指標。Q4指標與方向無關，各方向均相同。

4.3 客觀評價指標篩選

4.3.1 按照工況靈敏度準則篩選

利用相關系數評價同一車型在不同工況下的客觀評價指標趨勢與主觀評分趨勢的一致性。計算相關系數時首先提取某一車型在七個工況下的主觀評分，構成一個向量，相應地選取該車型在評價指標Qijk下對應七個工況的客觀指標數據構成另一向量，計算兩個向量之間的相關系數。哪個客觀評價指標的相關系數絕對值越接近1，說明這個客觀評價指標越符合工況靈敏度高準則。

考慮到B車型的蠕動顫振最嚴重，主觀評價最差，首選B車型進行計算和分析。計算得到的不同工況下不同客觀指標變化趨勢與主觀評分趨勢的相關系數結果如表4所示。由表4可以明顯看出：基于制動鉗X方向的振動加速度計算得到的客觀評價指標最符合工況靈敏度高準則。這從一定程度上也可以說明，不同方向的蠕動顫振到車內噪聲的傳遞特性確實存在差異，X方向振動的影響較大。

細致分析發現A車型與C車型的規律與B車型相似。因此，后續為了簡化分析，只選擇X方向的振動加速度相關指標進行遴選。

分別計算三個車型在不同工況下各種客觀評價指標變化趨勢與主觀評分趨勢的相關系數，結果如表5所示。規定對于三個車型相關系數均超過0.9的評價指標符合工況靈敏度準則，從表5中篩選出符合要求的6個評價指標依次為：Q111、Q112、Q212、Q312、Q511、Q512。

表4 B車型不同工況主客觀評價指標趨勢的相關系數

表5 三個車型不同工況的主客觀評價指標趨勢的相關系數(X方向振動加速度)

Fig.5 Correlation coefficient of subjective and objective evaluation of different working conditions for three vehicles(Xdirection acceleration)

評價指標(Qijk)A車型B車型C車型線性(k=1)對數(k=2)線性(k=1)對數(k=2)線性(k=1)對數(k=2)Q110.940.940.930.940.910.90Q210.790.900.940.910.830.96Q310.850.950.800.930.860.96Q410.640.810.810.870.460.60Q510.930.940.920.930.910.90

4.3.2 按照車型靈敏度高準則篩選

不同車型比較時采用用戶使用過程中的典型工況。根據用戶反饋的結果，停車起步工況(工況Ⅱ)與坡道D檔起步工況(工況Ⅶ)出現的頻率較高，產生蠕動顫振噪聲的概率最大。按照發生頻率，給定停車起步工況的權系數為3，坡道D檔起步工況權系數為1。

同樣采用相關系數評價三個車型的客觀評價指標變化趨勢與主觀評分變化趨勢的一致性。首先提取一個車型對應工況Ⅱ與工況Ⅶ的主觀評分，按照權系數計算出平均主觀評分；相應地選取該車型在評價指標Qijk下對應工況Ⅱ與工況Ⅶ的客觀指標數據并按照權系數計算平均客觀指標；三個車型對應的平均主觀評分與平均客觀評價指標各組成兩個向量，計算兩個向量間的相關系數。哪個客觀評價指標的相關系數絕對值越接近1，說明這個客觀評價指標越符合車型靈敏度高準則。

分別計算上述符合工況靈敏度準則的6個評價指標對應的表征車型靈敏度的相關系數，結果如表6所示。

表6 不同車型主客觀評價指標變化趨勢的相關系數

Fig.6 Correlation coefficient of the change trend of subjective and objective evaluation for different vehicles

評價指標(Qijk)車型靈敏度相關系數Q1110.99Q1120.57Q2120.89Q3120.90Q5110.99Q5120.90

規定相關系數超過0.9的評價指標符合車型靈敏度準則，從表6中篩選出符合要求的4個評價指標依次為：Q111、Q312、Q511、Q512。

4.3.3 按照函數靈敏度高準則篩選

在篩選出符合前兩個準則的評價指標后，繪制主觀評分與客觀評價指標散點圖，對主客觀評價結果進行線性擬合，通過擬合直線的線性度與靈敏度以及判定系數R2篩選出最佳評價指標。判定系數表征回歸模型的擬合程度，判定系數越接近1，主觀評分與客觀評價指標之間的線性函數關系越顯著。

圖3為4個客觀評價指標與主觀評分之間的散點以及擬合曲線對比圖，表7為各擬合直線的擬合系數和判定系數。由表7可知，Q3評價指標在對數化處理后與主觀評分之間有較好的線性度與靈敏度，判定系數最大；同時，由圖3(b)也可以看出，各數據點分布在擬合直線兩側，擬合效果最好。

(a) Q111評價指標

(b) Q312評價指標

(d) Q512評價指標

觀察圖3還可以發現，當主觀評分較高時，所有客觀評價指標與主觀評分間存在一定誤差，具體表現為A車型與C車型對應于工況Ⅰ(方塊符)與工況Ⅲ(叉

表7 各評價指標擬合系數及判定系數

字符)的主觀評分相同，但工況Ⅰ的客觀評價指標數值大于工況Ⅲ。對比工況Ⅰ與工況Ⅲ的時域曲線(見附圖1與附圖3)，可以明顯看出，A車型與C車型在工況Ⅰ下的制動鉗振動加速度幅值稍大于工況Ⅲ。這一結果表明，當制動鉗振動加速度幅值小于一定閾值后，人無法覺察出細微的差異，主觀感受非常接近甚至相同。

綜上所述，針對本文所研究的三臺試驗車輛，Q3評價指標在對數坐標下既可以反映主觀評價結果的基本差異，又可以量化描述蠕動顫振強度。客觀評價指標與主觀評分間有明確的映射關系，可以代替主觀評價用于制動器蠕動顫振性能的檢測與評價。必須要說明的是，由于不同車型制動器、懸架結構形式的差異，不同車輛對應的最佳客觀評價指標、振動加速度方向以及使用坐標系必然會存在一定的差異。

5 結論

本文設計了由7個工況組成的制動器蠕動顫振整車道路試驗，開展了主觀評價、客觀測量評價以及二者關系的研究。主要得到如下結論：

(1) 通過合理設置試驗工況，主觀評價和客觀評價相結合，不僅可以比較不同車型的顫振性能優劣，而且可以發現作用力矩大小、懸架變形量以及制動強度等關鍵因素對蠕動顫振的作用方式和影響程度，為顫振控制指明方向。

(2) 試驗中同步測量獲得的制動鉗振動加速度信號可以定性反映主觀評價的結果，對比不同車型、不同工況下振動加速度時間歷程的差異，可以發現蠕動顫振的總體特征以及不同車型之間的振動差異。

(3) 可以按照工況靈敏度高、車型靈敏度高和函數靈敏度高三個準則遴選最優的蠕動顫振客觀評價指標，與主觀評價形成非常好的映射關系，為以客觀測量代替主觀評價，加快關鍵影響因素診斷和控制措施開發提供重要基礎。

[1] CANTONI C, CESARINI R, MASTINU G, et al. Brake comfort-a review[J]. Vehicle System Dynamics, 2009, 47(8): 901-947.

[2] GOUYA M, NISHIWAKI M. Study on disc brake groan[C]//SAE Paper 900007. United States: SAE International, 1990.

[3] 孟憲皆, 王歡, 吳光強. 汽車制動顫振的研究綜述[J]. 公路交通科技, 2009, 26(2): 124-128.

MENG Xianjie, WANG Huan, WU Guangqiang.Review of research on brake groan[J]. Journal of Highway and Transportation Research and Development, 2009, 26(2): 124-128.

[4] YOON K W, LEE J C, CHO S S. The study of vehicle structural characteristics for creep groan noise[C]//SAE Paper, 2011-01-2363. United States: SAE Inter-national, 2011.

[5] WU Guangqiang, JIN Shuyi. Combination of test with simulation analysis of brake groan phenomenon[C]//SAE Paper,2014-01-0869. United States: SAE Inter-national, 2014.

[6] RIEFE M, THOMPSON J, ROGUS M, et al. SAE low-frequency brake noise test procedure[C]//SAE Paper, 2010-01-1696. United States: SAE International,2010.

[7] BETTELLA M, HARRISON M F, SHARP R S. Investigation of automotive creep groan noise with a distributed-source excitation technique[J]. Journal of Sound & Vibration, 2002, 255(3):531-547.

[8] CROWTHER A R, YOON J, SINGH R. An explanation for brake groan based on coupled brake-driveline system analysis[C]//SAE Paper, 2007-01-2260. United States: SAE Inter-national,2007.

[9] ABDELHAMID M K, BRAY W.Braking systems creep groan noise: detection and evaluation[C]//SAE Paper,2009-01-2103. United States: SAE International, 2009.

[10] DONLEY M, RIESLAND D. Brake groan simulation for a McPherson strut type suspension[C]//SAE Paper, 2003-01-1627. United States: SAE International, 2003.

[11] CROWTHER A R, SINGN R. Analytical investigation of stick-slip motions in coupled brake-driveline systems[J]. Nonlinear Dynamics, 2007, 50(3): 463-481.

[12] VADARI V, JACKSON M. An experimental investigation of disk brake creep-groan in vehicles and brake dynamometer correlation[C]//SAE Paper, 1999-01-3408. United States: SAE International,1999.

[13] 汽車道路試驗方法通則:GB/T 12534—1990[S].北京: 中國標準出版社, 1990.

[14] LUCIANO M A, MADRUGA O, COSTA C A. A method for mesuaring creep groan based on brake inertial dinamometer[C]∥SAE Paper， 2005-01-4126. United States: SAE international, 2005.

[15] 海森英,布蘭德爾.汽車行駛動力學性能的主觀評價[M]. 北京:人民交通出版社, 2010.

[16] WOO J H, KIM J, KIM K Y, et al. A study on the transfer path analysis of brake creep groan noise[C]//SAE Paper, 2014-01-25100. United States: SAE International, 2014.

[17] JOO K H, JEON H C, SUNG W. Transfer path analysis of brake creep noise[C]//SAE Paper 2013-01-20360. United States: SAE International, 2013.

[18] LIU W, PFEIFER J L. Introduction to brake noise & vibration[R]. Honeywell Friction Materials, 2003.

[19] CROWTHER A R, SINGH R. Identification and quantification of stick-slip induced brake groan events using experimental and analytical investigations[J]. Noise Control Engineering Journal, 2008, 56(4): 235-255.

[20] 龐劍,諶剛,何華.汽車噪聲與振動:理論與應用[M].北京:北京理工大學出版社, 2006.

附錄1：主觀評價評分準則

表1 主觀評價評分準則

附錄2：三種車型各試驗工況下的制動鉗三向振動加速度時域曲線

(a) A車型

(b) B車型

(a) A車型

(b) B車型

(a) A車型

(b) B車型

(a) A車型

(b) B車型

(a) A車型

(b) B車型

(a) A車型

(b) B車型

附錄3：線性坐標下Q1評價指標柱狀圖

Objective measurement and subjective evaluation forbrake creep groan based on road tests

ZHANG Lijun1,2， HUANG Jian1,2， MENG Dejian1,2， ZHANG Pinjie1,2

(1. School of Automotive Engineering，Tongji University, Shanghai 201804, China;2. Collaborative Innovation Center for Intelligent New Energy Vehicle, Tongji University, Shanghai 201804, China)

Creep groan is a typical automotive brake friction vibration and noise problem. Till now, there are no well-known test regulations, objective measurement and subjective evaluation methods in the circle of automotive industry. Here, total vehicle road tests of three types of passenger cars were carried out under seven combined test conditions, considering effects of driving torque, suspension deformation and braking deceleration. During the road tests, subjective evaluation was done and vibration signals were sampled. On the basis of subjective evaluation results of three cars under seven conditions, the influence modes and levels of braking deceleration, driving torque and suspension deformations on creep groan were investigated. Three criteria for higher sensitivities to vehicle type variation, operation variation and amplitude variation were established and used to choose the index with the optimal mapping relation to subjective evaluation from 40 objective evaluation indexes based on vibration acceleration, the function relationship between this index and subjective evaluation was built with fitting technique.

automotive brake; creep groan; subjective evaluation; objective measurement; road tests