某車型中高速工況熱制動車身抖動分析與控制

岳川元,張 軍,楊 朝,,沈 蜜,萬 鑫,,楊 誠

（1.重慶大學 汽車工程學院,重慶400044；2.重慶長安汽車股份有限公司歐尚研究院，重慶400023；3.吉利汽車研究院，杭州310000）

近年來，汽車越來越多地進入尋常百姓家，隨之也帶來了很多問題和挑戰。而汽車振動噪聲（NVH）問題就是其中之一，它不僅影響乘員的舒適性并且會對行車安全造成嚴重影響。制動舒適性及制動安全性是汽車NVH性能的重要體現方面，已成為汽車領域的重要研究課題。近幾年來，制動抖動問題越來越多的受到關注。通常在制動過程中摩擦片與制動盤相接觸產生熱量，引起制動盤熱變形進而引發制動力矩波動（BTV）和制動壓力波動（BPV）。制動壓力波動通過液壓管路傳遞到制動踏板的過程中經放大產生踏板波動。制動力矩波動則會激勵懸架系統引起轉向系統和車身振動易被駕駛員感知并引起不舒適性。目前，國內外對制動抖動問題的研究較多。Jacobsson.H.等[1-2]對制動器相關零部件、懸架系統結構等對制動抖動的影響進行了分析研究。同時，也有許多學者采用有限元分析、臺架實驗方法對制動盤熱變形的影響進行了研究[3-6]。Kang,J.等[7-8]對制動系統激勵源進行了研究，結果表明制動盤厚薄差（DTV）是引起制動力矩波動的主要原因。同時，也有許多學者[9-13]研究了傳遞路徑對制動抖動的影響，并通過優化路徑減輕抖動現象。Robert.M.等[14]采用特制工裝夾具模擬制動力矩變化來探究其對整車抖動及方向盤擺振的影響。華南理工大學楊翠麗等[15]，采用滾下法測試下擺臂的固有頻率發現其與制動盤激勵頻率有高度重疊區間。合肥工業大學李芳龍[16]等采用ADAMS模型分析了懸架系統剛度和阻尼對制動抖動的影響。Gassmann S.等[17]通過對不同懸架特性參數的同類型車輛進行試驗，結果表明懸架特性參數對制動抖動的影響差異很大。目前，對于制動抖動研究較多但大多集中在有限元仿真分析與制動盤臺架實驗而對整車狀態下懸架系統縱向方向固有頻率耦合問題研究較少。

通過對該車型制動抖動問題進行排查分析發現，由于制動盤DTV增長所引起制動力矩波動激勵頻率與懸架系統縱向固有頻率及方向盤旋轉固有頻率耦合產生共振引起抖動現象。優化制動盤通風結構并改變懸架系統剛度特性后問題得以解決，結合實驗驗證了方案的有效性，該車型制動抖動問題的研究成果，對后續車型開發過程中制動抖動問題的規避與控制都有重要的指導意義。

1 整車道路試驗方案

某前驅車型在進行整車NVH 性能評價時，以0.3 g的減速度從120 km/h制動到60 km/h的過程中可以明顯感受到方向盤擺振以及地板抖動情況，并在制動末期伴隨出現輕微“咕咕”聲，主觀感受該異響聲音來自于前輪附近。采用專業振動噪聲測試設備進行振動噪聲客觀數據采集分析，分別在制動卡鉗、地板、方向盤等部位布置振動加速度計，如圖1所示。

圖1 整車制動抖動測點布置圖

測試車輛均在專業汽車試驗場的制動試驗道進行試驗，以盡量減小路面不平等其他干擾因素。另外，在試驗開始之前需要對車輛進行車輪動平衡、四輪定位檢查等前期準備以排除干擾因素。在前期準備完成后，還需對試驗車輛進行約30次輕度磨合制動并待制動盤溫度再次冷卻至室溫時方可進行制動抖動測試。再進行3 次制動預熱，待制動盤溫度上升后進行各個測點振動數據采集，整車道路試驗各測點振動測試結果如圖2所示。

圖2 整車道路試驗各測點振動測試數據

整車道路試驗振動測試數據表明，左、右卡鉗在不同車速區間以1 階、2 階激勵為主。在車速約110 km/h時，以1階14 Hz激勵最為明顯并且在各個響應點振動也最為明顯，根據激勵頻率與車速關系

其中：

v——車速，km/h；

r——車輪半徑，m；

n——激勵次數，1或2；

當車速在120 km/h～60 km/h時，車輪1階、2階激勵頻率分別為14 Hz～7 Hz及28 Hz～14 Hz，與實車測試結果相符。

2 制動抖動影響因素

制動抖動現象是周期性受迫振動，制動盤本身的厚薄差（DTV）、表面端跳（SRO）等以及在制動過程中引起的制動壓力波動（BPV）和制動力矩波動（BTV）通過下擺臂、副車架、轉向拉桿等傳遞放大到車身和方向盤引起抖動，其抖動激勵源與傳遞路徑如圖3所示。

圖3 抖動傳遞路徑

2.1 制動盤厚薄差因素

制動盤厚薄差（DTV）是指制動盤厚度沿著圓周方向有變化，DTV會導致在制動過程中接觸壓力不均以及制動力矩等效半徑發生變化等問題。同時，DTV 也會引起制動活塞軸向移動產生制動壓力波動導致制動踏板出現上、下跳動現象。初始狀態DTV值、制動盤成分、機械加工精度、不均勻腐蝕以及長時間連續制動等都會對DTV產生影響[18-19]。另外，制動過程中熱翹曲現象也會引起DTV增長。

2.2 制動盤端面跳動因素

制動盤端面跳動（SRO）是指制動盤面沿著圓周有軸向的高低變化。存在端面跳動時，當制動盤旋轉到不同角度，內外摩擦塊之間會形成微小的間距同樣會導致接觸壓力分布不均，引起制動力矩和制動壓力波動。制動盤加工精度、安裝誤差、輪轂軸承間隙、外力作用、動不平衡等因素均會引起端面跳動。此外，當制動力施加到制動盤時也會引起制動盤產生微小扭曲增加端面跳動。

2.3 摩擦片因素

在制動過程中，隨著制動溫度、接觸壓力等發生變化摩擦片特性也會跟著發生改變。在摩擦片選型過程中超過20項屬性需要被考慮，如密度、熔點、強度等等。其中摩擦系數、壓縮剛度、熱導率、熱膨脹系數對制動抖動影響較為突出。另外，摩擦片長度也會引起摩擦片上制動壓力分布變化對制動抖動也會產生影響。

2.4 懸架和轉向子系統因素

制動力矩波動引起的振動作為激勵源必然也會對其他相關結構產生影響，當激勵頻率與子系統固有頻率重合或者比較接近時將產生共振現象，振動將被放大引起系統出現明顯振動問題。大量試驗結果表明，制動力矩波動多為制動盤1階或2階擾動引起，在車速120 km/h至60 km/h范圍內，制動盤1階、2 階激勵頻率通常分別在18 Hz～9 Hz 和36 Hz-～18 Hz 之間。Jacobsson.H[20]通過試驗得出，在非制動狀態下懸架系統前后方向固有頻率為18 Hz，而在制動狀態下為13.8 Hz。另外，轉向系統的自激振動固有頻率也處于10 Hz～20 Hz范圍內容易產生耦合共振問題。Robert.M等[14]通過試驗也發現方向盤旋轉擺振模態頻率為13.7 Hz。從激勵源到接受體傳遞路徑之間會經過懸架和轉向子系統，因此不同的子系統特性將會對制動抖動產生明顯的差異，這也就解釋了為什么相同DTV 值制動盤在不同的車型上所表現出的制動抖動差異大不相同。

2.5 其它因素

當車輛行駛在較差的路面時，由于路面顛簸引起制動盤端面跳動增加也會加劇制動抖動。此外，不同的駕駛員、不同的駕駛風格對制動抖動也會存在一定影響。

3 整車模態試驗結果與分析

3.1 整車狀態下懸架系統模態測試

在對車輛進行狀態檢查、胎壓檢查等前期檢查后，在整車模態實驗室內進行懸架系統模態測試。考慮到在制動過程中車輪主要以X方向運動為主并帶動下擺臂及轉向拉桿等部件產生運動。因此考慮在車輪輪轂、主銷、下擺臂、轉向拉桿、方向盤等部位布置加速度振動傳感器并采用激振器激勵輪轂軸頭位置作為激勵源，測點布置及激勵點布置如圖4所示，具體測點類型及通道數如表1所示。

圖4 模態測試測點布置圖

將車輛水平放置、熄火、空擋、啟動手剎，并在安裝完所有測點傳感器以及激振器且檢查無誤后方可進行試驗，如圖5所示。

表1 測點類型及安裝布置表

圖5 整車模態測試現場圖

建立幾何模型并檢查所有測點插點無誤，激振器采用Burst Random 激勵信號進行激勵，采集并記錄試驗數據，如頻響函數、相關性、自譜、互譜等。根據頻響函數進行模態參數識別，其中2 階（13.8 Hz）模態振型如圖6所示。

圖6 2階（13.8 Hz）懸架系統模態振型圖

從振型圖可以看出，下擺臂和轉向拉桿主要以X方向前后跳動為主而車輪則出現上下翻轉運動。

3.2 整車狀態下方向盤旋轉模態測試

由于方向盤在制動過程中出現明顯擺振現象，因此有必要對方向盤旋轉模態進行測試。分別在方向盤周向均布4 個加速度傳感器，測點布置如圖7所示。

采用力錘激勵方向盤3點鐘輻條位置，如圖7紅色箭頭所示。根據頻率函數進行模態參數識別，其中1階（11.89 Hz）方向旋轉模態振型如圖8所示。

圖7 方向盤旋轉模態測試測點布置圖

圖8 方向盤旋轉模態（11.89 Hz）振型圖

4 控制措施及驗證

對于懸架系統來說與制動抖動相關的設計變量主要有下擺臂襯套剛度、副車架安裝點剛度、輪胎剛度等，如表2所示。

表2 制動抖動相關部件設計變量表

由于下擺臂B 襯套比A 襯套更軟，當懸架系統發生前后運動時B襯套將以A襯套為中心發生旋轉運動，如圖9所示。

圖9 下擺臂旋轉運動示意圖

為了限制前后運動，通常需要增加A襯套剛度。此外，制動抖動對下擺臂B 襯套剛度同樣很敏感。通常情況下，下擺臂B 襯套橫向剛度減小會引起懸架系統縱向振動頻率和振動等級減小，但是卻會引起懸架系統繞A襯套旋轉振動頻率增加。由于B襯套是影響制動抖動和行駛舒適性的重要影響因素，因此需要根據整車設計要求選擇合理的襯套剛度。對于副車架，增加襯套剛度則有利于降低靈敏度，由于副車架襯套剛度不是制動抖動的主要影響因素，其襯套剛度對實車制動抖動影響較小。

從整車制動抖動測試以及整車懸架系統模態測試結果中可以發現，懸架系統下擺臂2 階模態（13.8 Hz）振型以X方向前后跳動為主與制動時制動盤1階激勵頻率(14 Hz～7 Hz)非常接近容易產生共振現象，同時方向盤周向旋轉模態頻率（11.89 Hz)也處于制動盤1 階激勵頻率范圍內易產生共振耦合現象。因此考慮對下擺臂襯套剛度、阻尼特性進行調整。在原襯套的基礎上通過調整橡膠配方增加剛度。此外，制動盤熱變形所引起的DTV增加也是一項重要影響因素，由于原車狀態下采用內通風結構制動盤不利于散熱，因此考慮更改為相同初始DTV值的外通風結構制動盤增加冷卻效能以減小激勵。換裝新樣件后再次進行整車試驗，試驗樣件如圖10所示。

圖10 調整剛度特性下擺臂和外通風制動盤樣件

試驗測點布置與圖1保持一致再次進行試驗，主觀感受制動抖動現象完全消失已達到可接受范圍。各測點振動測試數據如圖11所示，測試結果也表明激勵源及響應點振幅相比較于原車狀態均大幅度降低與主觀評價結果相一致，換裝新樣件前、后各測點在1階14 Hz處振動幅值變化如表3所示。

圖11 新樣件組合客觀測試結果

表3 換裝新樣件前、后振動幅值變化表

5 結語

（1）通過對整車狀態下制動抖動測試，結果表明激勵源主要以車輪1 階、2 階旋轉激勵為主，并通過懸架、轉向系統傳遞至地板和方向盤引起抖動。

（2）在整車狀態下進行懸架系統模態試驗，結果表明懸架系統下擺臂2 階X方向前后跳動模態頻率與制動盤1 階激勵頻率非常接近易產生共振現象。同時，方向盤周向旋轉模態頻率與處于制動盤1階激勵范圍內，易產生共振耦合現象。

（3）通過調整下擺臂B 襯套剛度特性以改變懸架系統前后跳動模態特性，同時更換外通風結構制動盤增加冷卻效能減少激勵，有效抑制了制動抖動現象。