調諧阻尼器抑制制動低鳴噪聲的研究

劉擁軍 Liu Yongjun

調諧阻尼器抑制制動低鳴噪聲的研究

劉擁軍 Liu Yongjun

（泛亞汽車技術中心有限公司 項目管理部，上海 201201）

介紹了制動低鳴噪聲的特性與產生機理，探索阻尼器在抑制制動低鳴噪聲的應用。深入分析了調諧阻尼器抑制低鳴噪聲的原理，建立阻尼器抑制制動低鳴噪聲的整車試驗方法，提出阻尼器匹配開發的關鍵技術特性，通過六西格瑪設計方法選出最優阻尼器。研究結果表明調諧阻尼器可以在整車開發過程中快速解決制動低鳴噪聲。

調諧阻尼器；制動低鳴噪聲；六西格瑪設計

制動低鳴噪聲是在低制動壓力和低車速下出現的一種低鳴噪聲。低鳴噪聲的固有頻率通常在200～600 Hz范圍內，具有強特征的固定頻率。當車輛以低于10 km/h的速度行駛時，施加輕微的制動壓力，通常更容易出現低鳴噪聲。

制動低鳴噪聲具有與高頻噪聲相似的特性，制動低鳴和制動尖叫都是典型的自激振動。該自激振動是由制動盤和摩擦片之間的摩擦力引起，對摩擦系數和接觸面的接觸剛度、接觸狀態非常敏感。一般來說制動尖叫是由基礎制動部件的模態耦合產生的噪聲；制動低鳴噪聲，則通過底盤部件（包括制動部件）的模態耦合產生噪聲，制動器、懸架和車輛傳動軸之間的振動相互作用。正是由于這個原因，一般來說，制動低鳴噪聲的頻率低于制動尖叫。

為了預防低鳴噪聲，當前業界普遍采用摩擦片預選和有限復特征值分析方法，但是很多案例表明，兩種方法都不能完全解決問題。所以在開發匹配制動系統過程中，需要提前做降噪阻尼減振器的設計保護。

研究的最終目標是基于制動低鳴噪聲特性，探索阻尼器在抑制制動低鳴噪聲方面的應用，研究阻尼器抑制低鳴噪聲的工作原理和阻尼器的關鍵特性要求，通過六西格瑪設計方法優化選配阻尼器，從而在有低鳴噪聲的車輛上快速解決問題。

1 低鳴噪聲機理及解決措施探索

制動低鳴噪聲近年來在學術界和工程界受到普遍關注，越來越多的人探索其發生機理和穩健的解決措施。

文獻[1]認為制動低鳴噪聲是由摩擦片和制動盤之間的相互作用而引起的，這種現象稱為粘滑。制動時，摩擦片和制動盤之間產生粘滑，導致摩擦片振動，通過制動鉗及周邊懸架系統傳播引起噪聲；介紹了采用貢獻分析法來提取懸架系統中對傳遞低鳴噪聲有很大貢獻的部分，通過優化懸架模塊的支架改善低鳴噪聲。

文獻[2]提出了一種分析建模方法來處理制動低鳴噪聲，建立了摩擦片預選流程，旨在通過識別摩擦系數從靜態到動態變化很小的摩擦材料來解決低鳴噪聲。從推導和案例研究中可以看出，摩擦系數的變化是引起低鳴噪聲的誘因，然而摩擦系數與制動鉗狀態、車輛的行駛狀態以及工作環境有非常大的關系，同時也意識到基于摩擦片動靜態摩擦系數變化的設計不足以防止低鳴噪聲的發生。低鳴噪聲涉及多學科零部件設計工作，制動系統、懸架系統、車輪/輪胎、車軸總成的設計對于防止低鳴噪聲非常必要。

文獻[3]詳細論述了摩擦片切向偏磨是引起制動低鳴噪聲的主要原因。隨著摩擦片偏磨程度增大，系統的負阻尼比增大，產生噪聲的趨勢增大。在制動系統開發初期，需要加強制動卡鉗的剛度分析，同時對摩擦片磨損進行預測，優化制動鉗設計，減少摩擦片出現偏磨；在磨損或者偏磨情況下，對制動低鳴噪聲進行計算和試驗，使得制動系統噪聲性能在生命周期內表現更加穩健，不容易發生制動噪聲。

文獻[4]通過模態分析技術，可以在試驗和操作上確認哪一個零件的固有頻率是引起低鳴噪聲的原因。對包含制動器的后懸架模型進行計算分析，其優化方案降低了結構的頻率響應，從而消除低鳴噪聲。

綜上所述，低鳴噪聲是由摩擦片的摩擦系數變化誘發，因制動器及懸架相關部件的固有頻率匹配不當，出現頻率耦合，從而引起系統不穩定，產生噪聲。低鳴噪聲的產生與摩擦片和制動盤以及制動鉗與摩擦片的壓力分布有關，當制動器和懸架系統之間處于耦合鎖死狀態時，低鳴噪聲會持續發生，即使不再輸入制動壓力也會發生。

當前制動低鳴噪聲還不能完全通過前期的摩擦片預選和有限元分析進行預防，在產品設計開發過程中需要做抑制噪聲的阻尼器設計保護。當發生低鳴噪聲時，可以更改懸架系統或者制動器，但其變動影響大，解決方案的設計開發和驗證周期長，實施比較困難，通常采用調諧阻尼器來抑制低鳴噪聲更快速、更具有經濟可行性。

2 調諧阻尼器解決低鳴噪聲的原理

阻尼器消聲原理是基于理想的機械裝置，利用阻尼來吸能減振，耗減振動能量，從而使能量從原始結構消失。該原理不是使能量真正消失，更應該看作是一種能量轉換。

阻尼器一般安裝在噪聲激勵源，針對低鳴噪聲來說，阻尼器主要安裝在制動器上。

2.1 橡膠減振器原理

橡膠減振器以阻止振動和沖擊的傳遞，起緩沖作用為目的，利用振動時橡膠聚合物分子鏈內摩擦，將動能轉化為熱能，達到減振目的。橡膠的阻尼性能對減振器的減振效果有著重要的影響。為了提高調諧減振器的減振效果，制動調諧減振器選擇具有高阻尼特性的硅膠作為減振材料。硅膠等高分子聚合物，具有獨特的結構，常被用來制成粘彈性材料，其分子和分子之間依靠化學鍵或者物理鍵相互連接，構成三維分子網，高分子聚合物的分子之間很容易產生相對運動；另外，這類材料分子內部的化學單元也能自由旋轉；因此，受到外力時，曲折狀的分子鏈會產生拉伸、扭曲等變形，分子間的鏈段也會產生相對的滑移和扭轉；當外力除去后，變形的分子鏈要恢復原位，分子之間的相對運動會部分復原，釋放外力做的功。通過硅膠的高阻尼特性，減小激勵的幅值，抑制激勵的傳遞以降低強迫振動的強度。

減振用阻尼材料不僅要求損耗系數較高，而且要求具有一定的撕裂強度和拉伸強度。由于制動鉗在工作過程中會產生熱量，因此在開發過程中需要考慮硅膠的熱穩定性。

2.2 調諧阻尼器的結構

制動調諧阻尼器主要由前外殼、后外殼、硅膠、芯軸及輔助零件（前后防塵罩和緊固螺栓）組成，如圖1所示。

圖1 阻尼器結構圖

硅膠和芯軸是調諧阻尼器的核心部件，主要通過調整硅膠和芯軸的形狀、尺寸和材料來調節阻尼器的阻尼和不同方向的固有頻率。

制動器周邊零件眾多，阻尼器殼體的尺寸大小影響零件的布置，同時考慮到增加的阻尼器重量對制動器性能的影響，其重量也有選配要求。制動器位于底盤，阻尼器的殼體需要具有耐腐蝕性、耐疲勞強度和制造可行性的特征，一般選擇鋁合金材料作為阻尼器的殼體。阻尼器重量根據應用環境進行系列化設計。調整不同的芯軸和尺寸設計，阻尼器在軸向和徑向上呈現不同的固有頻率。

3 調諧阻尼器的應用

以某整車出現的373 Hz低鳴噪聲為例，詳細描述如何通過調整阻尼器參數，設計和選擇適當的產品，使低鳴噪聲得到改善。

3.1 失效工況標準化探測

目前，低鳴噪聲的采集和測試主要通過整車道路試驗進行。從眾多失效數據及失效零件分析中，歸納出低鳴噪聲的出現主要與制動鉗狀態、整車行駛狀態和工作環境有關。標準化失效工況測試有利于更準確地復現制動噪聲。根據車輛的車速（3 km/h或5 km/h）、制動方向（前進或后退）、是否轉向（是或否）、制動減速度（0.05或0.1）、工作環境（潮濕或干燥）、摩擦片磨損情況（0.5 mm偏磨或1 mm偏磨）共6個維度，制成了64種測試工況，見表1。通過水淋試驗復現潮濕工況，并且對水淋后的試驗次數進行了限制，盡量保證試驗工況的一致性。對失效車輛在64種工況下測試，選擇出現噪聲最明顯的工況進行復現，并作為抑制噪聲的標準考核工況。64個復現噪聲測試結果顯示該車型在潮濕工況、車速3 km/h、制動減速度為0.05、倒車轉向時低鳴噪聲最大。

表1 64種測試工況

3.2 噪聲數據采集

低鳴噪聲不僅與制動模塊（制動鉗、制動盤、摩擦片）有關，與懸架系統也有關系。針對該低鳴噪聲，分別采集制動器噪聲信號以及制動器與懸架系統的振動信號，確定影響低鳴噪聲的固有頻率。振動信號的測點布置如圖2所示，分別布置在制動鉗殼體、制動鉗支架、制動底板和后橋兩端。

圖2 振動加速度測點布置

圖3為沒有低鳴噪聲時各零部件的振動信號，圖4為出現了低鳴噪聲時各零部件的振動信號。從圖中可以看出，出現低鳴噪聲時，制動鉗殼體在整車坐標軸的向和向上振動加速度增大。振動加速度的幅值和振動頻率決定了阻尼器的選擇。

圖3 沒有低鳴噪聲的振動信號

圖4 有低鳴噪聲的振動信號

3.3 調諧阻尼器選擇

阻尼器選擇有4個重要參數，重量、阻尼、軸向和徑向固有頻率，以這4個參數作為六西格瑪設計優化的控制因子。

由于制造系列化的原因，阻尼器重量選擇2個水平，阻尼系數和固有頻率各自選擇3個水平，見表2。

表2 控制因子和控制因子水平

阻尼器的應用應該保證整車的整個生命周期。在車輛生命周期內，摩擦片的偏磨對制動鉗性能影響很大，一般當摩擦片的偏磨大于1 mm時，應該更換摩擦片。選擇摩擦片的偏磨作為噪聲因子，選擇0.5 mm、1 mm作為噪聲因子水平。

圖5顯示了該優化項目的信號、噪聲因子、控制因子和響應等參數的相互關系。

用L18陣列測得的振動幅值結果見表3，其中E、F、G、H為其他部件，不需要考慮不同的水平，計算出的各參數水平的信噪比和噪聲平均值見表4、表5。

圖5 參數圖

表3 L18陣列測試結果

表4 信噪比 dB

表5 噪聲平均值 m/s2

信噪比是指由噪聲信號引起的系統變化，換言之，通過最大化信噪比值，系統可以實現更一致的功能，從而在有噪聲的情況下，輸出變化更小。所提出的魯棒優化設計目標是減小激勵源的振幅，用“越小越好”的響應計算信噪比。

優化目標選擇最小化平均值，同時實現更大的信噪比。主要目標是減小振幅，同時兼顧到成本的影響，從圖3測量數據可以看出，振幅小于0.1 m/s2，系統不出現低鳴噪聲。從L18陣列測試結果可以看出，阻尼器的阻尼是最重要的影響因素，阻尼器不同方向的固有頻率也會產生影響。按照測試結果選擇出最優設計方案A2B3C3D2。

根據確定的優化方案A2B3C3D2和L18陣列測試結果，將預測值與試驗值進行比較，并在表6中計算優化收益，優化后的設計使低鳴噪聲有較大的改善。預測值和試驗值的平均偏差由增加系統阻尼引起，通過信噪比的增益數值可以確認A2B3C3D2設計方案的參數選擇合理。

表6 優化收益確認

4 結 論

通過標準化的整車試驗工況，采集低鳴噪聲和振動信號，并應用六西格瑪設計方法進行優化方案選擇，運用調諧阻尼器快速解決制動低鳴噪聲問題。但是在實際應用過程中發現存在問題，調諧阻尼器布置在制動器上，改變了制動器的運動形態，如果選擇的位置不對，有增加摩擦片偏磨的可能。目前阻尼器的成本比較高，需要深入研究如何提升低鳴噪聲的早期探測手段，從制動器早期開發過程中消除低鳴噪聲發生的隱患。

[1]KIM C, LEE B, LEE C, et al. Analysis of the Induced Brake Moan Noise in the Coupled Torsional Beam Axle Suspension Module[J]. SAE Technical Paper,2005-01-3920, 2005. https://doi.org/10.4271/2005-01- 3920.

[2]WANG A, ZHANG L, JABER N, et al. On Brake Moan Mechanism from the Modeling Perspective[J]. SAE Technical Paper, 2003-01-0681, 2003. https://doi.org/10.4271/2003-01-0681.

[3]張光榮，謝敏松，黎軍，等. 摩擦片偏磨引起的汽車制動低鳴噪聲[J]. 機械工程學報，2013，49（9）：81-86

[4]KLéPERON A, ABREU R, BITENCOURT R, et al. Brake Moan Noise Study through Experimental and Operational Modal Analysis Techniques in a Passenger Car[J]. SAE Technical Paper, 2017-36-0015, 2017. https:// doi.org/10.4271/2017-36-0015.

1002-4581（2020）01-0018-05

U463.33+5.1

A

10.14175/j.issn.1002-4581.2020.01.006