汽車制動低頻尖叫影響因素分析及NVH優化

張璐　王燦

摘要：針對車用盤式制動器常見制動噪音產生機理、影響因素及其常規解決措施進行介紹，并以低頻制動尖叫特征為例，結合CAE及臺架復現等噪音測量技術探究了噪音故障特征，通過建立復模態有限元模型并基于噪音機理對各零部件進行了噪音敏感度分析并提出相應NVH優化方案，最后針對噪音驗證程序對優化方案進行了試驗驗證，這種臺架軟夾與硬夾相結合試驗方式證明了CAE分析改進方法的有效性。

關鍵詞：盤制動器;制動噪聲;有限元;NVH優化;臺架試驗

0? 引言

作為汽車客戶高感知系統，制動噪音是汽車行業比較關注的行駛品質問題，同時制動NVH開發也是行業內的重難點課題[1]。由于制動系統本身是一個時變、非線性的系統，又具有單一性激勵和系統性的激勵的特征，同時又受大量外部不確定因素的影響，前期研究結果表明，制動摩擦材料、制動器結構、相關周邊件的設計及不確定的外部環境都是影響制動噪音的關鍵因素[2]，正因為制動噪音的產生十分復雜，從制動系統穩健性設計優化的角度出發，尋找一套切實有效的制動噪音控制措施具有一定必要性。

以某車型低頻制動尖叫（LF Squeal）特征為研究對象，基于CAE及噪音臺架試驗進行故障再現并完成該特征噪音機理分析，研究制動及周邊零部件特征對該噪音敏感性并梳理出設計優化方案，對抑制制動低頻尖叫的盤式制動器NVH開發具有一定的指導意義。

1? 噪聲機理

1.1 典型噪聲特征

一般來說，常規制動噪音的主頻比較單一，目前根據噪音頻率分為低頻噪音（<1000Hz）和高頻噪音（>1000Hz），低頻噪音主要涉及制動抖動、Groan及Moan，而高頻噪音又分為低頻尖叫（LF Squeal）和高頻尖叫（HF Squeal），如表1，將這些典型制動NVH進行分類。

1.2 影響因素分析

制動噪音是通過摩擦副激勵作用，兩個或兩個以上零部件共振，并通過制動角，懸架及車身傳遞到駕駛員耳部，因此從噪音激勵源與傳遞路徑角度，理論存在降低或者預防噪音的發生的可能。較為常見的是由制動系統自激勵導致的制動尖叫，低頻制動尖叫通常由卡鉗支架與轉向節的振動引起，同時制動盤與摩擦片，摩擦片與卡鉗支架之間的壓力分布也會影響到低頻制動尖叫。因此從制動NVH開發層面可將制動噪音影響因素分為可控與不可控因素。

通過調整制動各零部件材質、結構剛度及相互配合方式等，進行抱怨噪音的抑制和預防，將此類因素作為噪音可控因素，如表2所示。可通過對特征噪音的分析確定摩擦材質、摩擦片設計、卡鉗、制動盤及轉向節結構變化對噪音敏感性，同時結合方案實施其他影響因素（如零部件配合與其他性能等）確定NVH優化方案。而不可控因素則主要涉及到以下幾個方面：① 制動零部件磨損與老化，摩擦片與制動盤磨損所引起的壓力分布與模態特征的變化，或消音片老化益膠失效等;②外部自然氣候與氣候的影響，涉及到環境溫度、濕度、大氣鹽度等腐蝕相關的因素等，環境變化的交互可能會導致總成性能特征的變化，如高濕狀態的摩擦系數會提升;③不良使用導致制動零部件物理特征的變化，如長期高溫高壓超過零部件設計范圍會導致摩擦片表面形成釉面層，摩擦系數不穩定，同時其中起著隔振作用的樹脂逐漸消耗，也不利于制動噪音的抑制。

2? 特征低頻尖叫問題

2.1 噪音描述

以某車型低頻尖叫為例，當車速處于50km/h，初始制動盤溫度處于150℃以上時，輕中制動時前制動角會產生制動尖叫，針對該現象進行故障再現，通過噪音工具進行特征分析，如圖1所示，該制動噪音頻率較為單一集中，為2.3kHz，處于低頻制動尖叫，且最大聲壓達到了65dB。因此將進一步進行噪音臺架復現，并針對卡鉗、制動盤以及轉向節等零部件進行模態分析，進一步鎖定噪音耦合的主要貢獻點。

2.2 模態分析

通過實模態分析對當前制動系統的動態特征進行研究，鎖定噪音影響因子，為NVH優化方向提供依據。根據各部件頻率分布范圍進行1～8階次模態分析，如圖2所示為制動及相關零部件的結構模態振型，根據此動力學特征顯示，與抱怨特征頻率2.3kHz相關的零部件有轉向節與卡鉗支架，在轉向節一階模態及卡鉗支架二階固有頻率與抱怨噪音存在耦合，而固有頻率往往由其剛度、質量與阻尼決定，因此從結構設計方面可根據此特征確定后續對抑制2.3kHz低頻尖叫的方向，同時根據對噪音機理分析結果，也可通過調整盤片間壓力分布來改善該噪音，也作為后續對該噪音NVH優化方向。

2.3 噪音臺架試驗

制動噪音臺架測量技術能夠排除天氣、路面及人為因素影響，同時進行相應制動工況與測試條件的設置，一般來說慣量試驗臺在臺架布置與工況設置方面較為靈活，且試驗結果具有較好的一致性，因此其應用較為廣泛。其中制動器夾具和周邊件的設置則試驗結果影響較大，如圖3所示分別搭建硬夾與軟夾周邊環境，具有以下特點，硬夾具除連接制動器外，對軸承與轉向節進行了剛性鏈接，更傾向于高頻噪音捕捉;軟件具模擬整車前懸，通過轉向節連接了制動角、前懸架與轉向拉桿，相對硬夾更易于探測頻率較低的制動尖叫。

在臺架上進行測試結果表面，兩種夾具周邊件類型均能穩定抓取到熱態2.3kHz低頻Squeal噪音，制動器溫度均高于100℃，從復現頻度上來看該噪音的可重復性較高，同時軟夾試驗對2.3kHz的復現穩定性更強，從這也驗證也上一節所所闡述的該類型噪音產生機理。

3? NVH優化敏感性分析

3.1 有限元復特征計算

汽車制動系統運動方程可表示為[3][4]：

式中，m為系統平衡方程中的質量矩陣，c與k分別為阻尼矩陣和剛度矩陣，且、及分別表示系統在平衡位置附近的擾動加速度、速度及位移，？駐F為擾動外力。

式（1）系統平衡方程對應特征方程的通解則為：

式中，t為時間，而？滓i為第i階模態的阻尼系數，？棕i為第i階模態的模態頻率，即分別表示阻尼系數及固有頻率。同時阻尼比的定義為如下：

若阻尼比結果為正數，即該系統為典型的衰減振動系統，則為一個穩定的振動系統;反之，若該阻尼比結果為負數，系統則為一個發散的振動系統，系統表現為不穩定，因此根據系統阻尼比來預測該制動低頻尖叫的發生趨勢。根據上一節所研究的結果，建立制動卡鉗、摩擦片、制動盤、轉向節、減震器及轉向橫拉桿的三維模型并進行網格劃分，如圖5所示，建立包含制動角與前懸系統的有限元模型。

利用有限元復特征值分析方法計算原始制動角及周邊配置下動態約束參數，如圖6所示為系統不穩定頻率與負阻尼比的關系，據經驗當阻尼比小于0.01時的不穩定模態不易觸發，可以看作是一個穩定的模態[5]，系統在頻率為2.3kHz附近時的負阻尼比較大，最高達到了2.37，此時為一個不穩定模態，系統在工況下零部件出現了模態耦合，產生噪聲的概率增加。

3.2 NVH優化方案

根據2.2節分析結果，該低頻尖叫優化方向為轉向節與卡鉗結構的調整，以及摩擦片包角調整以改善制動盤與摩擦片的壓力分布。如圖7所示為系統主要零部件的應變能量分布，可以得出轉向節為該熱態2.3kHz噪音的最主要貢獻零部件，達到27.6%，其次為卡鉗支架占比24.7%。結合以上研究結果，將優化方向確定為：①轉向節結構優化;②卡鉗結構優化;③摩擦片包角設計調整。

3.2.1 轉向節結構設計

如上文模態分析結果顯示，轉向節在轉向拉臂處剛度存在提升空間，因此如圖8所示，將轉向節轉向拉臂處分別增加1mm與3mm，標記為方案1與方案2，調整后的轉向節質量分別增加12g與30g。

3.2.2 卡鉗支架結構設計

在2.3kHz不穩定頻率附近，通過模態分析卡鉗支架橫梁的振幅較大，因此將支架橫梁進行加固以提升剛度，如圖9所示，橫梁橫截面處增加0.5mm，此時卡鉗質量相應增加3.5g，將此方案標記為方案3。

3.2.3 摩擦片包角設計

如圖10所示，摩擦片包角設計方案包括a-d四種，a為baseline基礎狀態，b與c分別為平行倒角與扇形倒角方案，d為單側平行倒角方案，信噪比是衡量信號質量優劣的指標，即為S/N在特定頻段內信號功率與噪聲功率的比值，因此S/N值越大表示噪音抑制傾向性越好，因此方案c作為摩擦片包角設計的主推方案，作為后續仿真及試驗驗證輸入。

3.3 方案敏感性分析

將方案1-方案4分別進行模型建立與設置，進行復特征值計算，并于原始狀態進行對比，如圖11所示為各方案的復特征值計算結果與原始狀態的對比，可以得出，方案1-方案4的平均阻尼比均較原始狀態相比，均有一定程度降低，具體來說將不同方案系統的阻尼比值進行加權，通過不穩定系數進行各方案的NVH評價，如圖12所示，相比于原始狀態，方案2的不穩定因子下降了近41%，方案1與方案4表現相當，不穩定因子下降了37%，而方案3相對原始狀態的不穩定性也均有一定的效果，其不穩定因子下降了近19%。

當然，這四種方案也需要考慮系統其他性能，如摩擦片包角設計變更也會影響卡鉗拖滯、偏磨等其他性能，這里不做詳細探究。

4? 基于優化方案的臺架試驗

對方案1-方案4進行進一步臺架試驗驗證，考慮到方案1與方案2均為轉向節轉向拉臂加固，且通過CAE計算結果方案1對2.3kHz噪音抑制性更強，因此將方案1作為第一個臺架驗證方案，另外，方案3對卡鉗支架結構影響較大，且噪音穩定性表現相對一般，因此舍棄方案3，最后將方案4可操作性較強且噪音穩定性高，作為第二個臺架驗證方案。如表3所示為四種優化方案可行性研究結果，將選取方案2與方案4進行噪音軟夾臺架驗證。

通過臺架試驗進行確認，并與原始狀態進行確認，如圖13所示為方案2轉向節結構調整后的系統噪音試驗結果，結果表面，2.3kHz熱態低頻尖叫僅出現1次，相對原始狀態噪音出現概率降低了99%，但與此同時，其他制動工況與范圍頻率新增了一部分高頻噪音，這是因為系統穩定性發生變化，從噪音發生的頻次來說，相對原始工況方案2的整體噪音表現提升了66%，同時聲壓級也進一步降低。但對于最終NVH方案需要通過客戶傾向度及抱怨工況復現難易程度進行平衡。

如圖14所示為方案4摩擦片包角設計調整的系統噪音試驗結果，結果顯示，抱怨噪音2.3kHz得到了復現，但出現頻次則大幅降低，相對于原始狀態的噪音出現概率降低了80%，該工況的頻段噪音得到有效抑制，但是相對方案2，其他頻段系統更為穩定，但對于抱怨噪音2.3kHz的抑制程度則相對較弱。同時在平衡方案2與方案4的同時，也需引入制動系統其他性能評估因子，綜合評估后選擇更有利的方案。

5? 結語

本文通過從噪音產生機理分析探究了制動系統噪音影響因素，并結針對典型噪音抱怨介紹了常規解決措施，以某車型低頻制動尖叫為例，基于現有噪音測量技術CAE及臺架試驗進行故障復現及特征分析，并通過建立系統有限元模型進行了復特征仿真計算，得到系統各零部件的系統不穩定性因子，確定了抱怨噪音優化方向，該方法引入的系統不穩定性因子進行后續優化方向的把控，為制動系統特征噪音優化提供了思路。

基于噪音優化方案的傾向性研究及四種優化方案的復模態計算，最終鎖定兩種NVH方案并進行了臺架試驗驗證，結果表面抱怨低頻尖叫發生頻次降低了80%以上，證明了該CAE優化方案的有效性。在提升整車舒適性的同時也提高了盤式制動器NVH開發效率。

參考文獻：

[1]張立軍，刁坤，孟德建，等.摩擦引起的振動和噪聲的研究現狀與展望[J].同濟大學學報（自然科學版），2013（5）：765-772.

[2]CHEN F，TONG H，CHEN S E，et a1.On Automotive Disc Brake Squeal Part IV：Reduction and Prevention[C].SAE Paper 2003—0l-3345.

[3]陳家瑞.汽車構造[M].人民交通出版社，2006：305-307.

[4]LOUA G，WUA T W：BAI Z.Disk brake squeal prediction using the ABLE algorithm[J].Journal of Sound and Vibration，2004，272（3·5）：731-748.

[5]踏面制動尖叫噪聲的有限元分析[J].機械工程學報.

[6]摩擦片偏磨引起的汽車制動低鳴噪聲[J].機械工程學報.

[7]摩擦襯片包角對盤式制動器尖叫影響的仿真分析.

[8]廖鴻.盤式制動器制動噪音研究[D].

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作者簡介：張璐（1983-），男，上海人，中級工程師，碩士，主要研究方向為底盤制動系統設計與開發、汽車動力學。