基于某纯电动车的低频制动噪声优化研究

祝丹晖，杨乐，Charles Zhang

（比亚迪汽车工业有限公司，深圳518118）

前言

整车制动系统的振动噪声性能在燃油车型NVH（noise，vibration and harshness）性能开发中是重要的一环［1］，其振动噪声机理主要涉及以摩擦学为主的多学科领域［2］，制动系统出现的NVH问题对乘客主观感受和车辆行驶安全都会产生明显的负面影响，为改善这种情况，业内用于制动NVH相关的研发投入也较多［3］。而对于电动汽车来说，电驱动系统的引入使整车加速性能显著提升；同时，由于电池包自身质量，整车整备质量也显著增加，因此对整车制动系统各方面要求也显著提升，如制动压力和散热量等，尤其对于高驱动转矩、高驱动转速、长续航的SUV车型来说要求更高。在这种情况下，制动系统的NVH特性相比于燃油车也会呈现新的特点。

本文中以某纯电动车型为例，对通风盘式制动系统在制动过程出现的持续性低频噪声问题进行深入研究，尝试剖析此类问题的产生机理，并通过对关联机理的核心参数进行优化，由此给出制动系统NVH设计的关键要素和原则，为包括纯电动在内的电动汽车制动系统NVH设计奠定基础。

1 盘式制动器结构与传统车型制动NVH问题

1.1 盘式制动器的基本结构和工作原理

盘式制动器是目前上市车型中使用较多的制动器之一，其结构如图1所示，盘式制动器的固定摩擦元件是两块带有摩擦材料的摩擦片，摩擦片安装在制动卡钳内，摩擦片之间装有作为旋转摩擦的制动盘，制动盘通过螺栓固定在轮毂上。

图1 盘式制动器结构

当驾驶员踩下制动踏板时，制动液从主缸进入钳体，推动活塞移动，达到一定压力，内侧摩擦片与制动盘接触，并对制动盘产生正压力，当缸内压力足够大时，内外两摩擦片总成夹紧制动盘，实现制动。盘式制动器工作原理如图2所示［4］。

图2 盘式制动盘工作原理

制动盘通常有两种类型，通风盘和实心盘，如图3和图4所示。实心盘结构的内部是均匀等厚盘面，而通风盘结构由两侧盘面通过中间散热筋连接。汽车高速制动使摩擦片和制动盘之间由于摩擦迅速升温，导致制动盘产生热变形，影响车辆制动能力［5］，而采用通风盘结构可大幅提升制动盘的散热性能。对于加速较快的纯电动车而言，由于加速快和自身质量大，需要更大制动力，对散热需求更高，因此更多的车辆使用通风盘结构。

图3 实心盘式制动盘的结构剖面示意图

图4 通风盘式制动盘的结构剖面示意图

1.2 传统车型基本NVH问题分类

对于制动系统的噪声，根据其对应频率大致可分为低频噪声和中高频噪声。通常1 000 Hz以下称为低频噪声，1 000 Hz以上称为中高频噪声，中高频噪声常被叫做Squeak或Squeal。业内关于低频制动噪声的研究工作主要集中在低速制动压力变化导致黏-滑摩擦激励所引发的制动噪声［6］；中高频的研究工作主要集中在高频尖叫摩擦噪声的研究［7-11］；而从中高车速持续到低车速的低频制动噪声尚未见报道。

2 纯电动车低频制动噪声问题与产生机理研究

2.1 问题分析

本文中研究的纯电动车在踩制动滑行工况时，车内有明显且主观不可接受的低频噪声，并且制动踏板越深，车内噪声越明显。为使问题稳定复现且测试数据可对比，制定了标准测试工况，即车速从90 km∕h开始踩制动踏板直至车辆停止，制动踏板深度为60%，后文中的测试均为此工况。

测试得到的车内噪声三维时频彩图（后文统称时频图）如图5所示，其中左纵轴表达的转速为传动轴转速（本文中提到的转速均为传动轴转速）。

图5 车内噪声时频图

通过对图5所示的车内噪声进行声音回放和滤波分析，首先确定了车内感受的制动噪声从车速90至25 km∕h均存在；其次，噪声是由以传动半轴转速为基础的25阶噪声所造成，对应问题频率约为60-300 Hz（传动轴25阶的阶次声压级随转速切片图如图6所示）。因此，本文研究的问题属于从高速到低速均能清晰被感知的低频制动噪声。

图6 车内噪声传动轴25阶切片

在此基础上，经过对整车行驶系统和动力传动系统的路径分析，可发现后轮左右转向节位置的振动阶次特征与车内噪声一致，均为传动轴25阶，如图7所示。通过分析得知，左右转向节位置25阶振动量级明显大于传递路径上的其它位置，故该问题与转向节附近的系统高度相关，但因转向节自身并不产生激励，且不具备产生25阶的结构基础，由此可推断，制动低频噪声很可能与转向节相连的制动盘有关。

图7 左后和右后转向节振动时频图

2.2 通风盘结构分析与问题产生的机理假设

如前文所述，通风盘结构一般由两侧盘面通过中间散热筋连接，本文所研究的通风盘内部有3圈散热筋（如图8所示），每圈散热筋有25个，恰好与前述问题的传动轴25阶吻合。因此有可能是通风盘结构振动导致了转向节出现传动轴25阶振动，从而引起车内制动噪声问题。

图8 通风盘剖面结构示意图

根据通常情况下旋转阶次的特征，同时基于制动盘受力特点和制动盘结构的综合分析，可假设是由于盘面刚度变化导致了盘面位移波动，从而引起盘面振动。

为验证假设的合理性，本文也通过主观评价和客观测试对比了装有通风盘和实心盘的车辆，主客观评价结果均表明装有实心盘车辆的车内噪声和转向节振动无问题阶次，如图9和图10所示，而其中实心盘恰好无散热筋结构，根据本文假设，这意味着沿盘面周向方向也应无刚度变化，其盘面应该无位移波动，也就无盘面振动，这从侧面反映了本文假设的合理性。

图9 通风盘与实心盘状态的车内噪声和右后转向节振动时频图对比

图10 通风盘与实心盘状态的车内噪声和右后转向节振动阶次切片对比

3 低频制动问题机理假设的验证

3.1 基于假设的制动盘有限元数值模型

为验证以上假设的正确性，本节尝试通过构建原理性的有限元数值模型来模拟制动盘结构。本文中使用了HyperWorks软件对制动盘做四面体网格划分；同时，在不影响验证结论的前提下，对制动盘上的部分工艺结构（如倒角等）进行了适当简化；模型中使用的制动盘材料参数如表1所示。

表1 制动盘材料参数

模型中制动盘通过螺栓和转向节连接，无相对位移，因此可完全约束制动盘和转向的连接部分。

对于模型中的载荷施加，由于制动时车速（或轮速）较高，制动盘转速快，在极短时间内，可近似认为整个制动盘面受到均匀压力且与时间无关，即可将时变振动问题转化为盘面静态受载时的变形和位移问题来考察盘面的变形和位移量。

仿真模型中的载荷施加如图11所示，即将制动器总成制动压力等效为面压力施加到制动盘面紫红色区域。

图11 制动盘载荷施加形式

3.2 机理假设的仿真论证

通过数值仿真，通风盘和实心盘盘面变形仿真云图如图12和图13所示。可看到，通风盘变形在圆周方向呈周期变化，波动周期为25，且其变形较大位置恰好为无散热筋加强的位置，与刚度沿盘周向面变化的假设非常吻合；而实心盘则在圆周方向变形均匀，与其实心结构特征对应。

图12 通风盘变形云图

图13 实心盘变形云图

分别提取通风盘和实心盘产生最大变形的一圈圆周节点，并观察其法向位移量（以下简称位移量），可看到通风盘盘面位移量在3.00×10-3～6.75×10-3mm之间波动，实心盘位移量则为恒定值3.70×10-3mm。

本文将盘面位移峰值减去谷值定义为制动盘盘面位移波动量，由此计算得到的通风盘和实心盘盘面圆周方向最大位移波动量结果分别为3.75×10-3mm和0，即通风盘在受载时会产生明显的位移波动现象，且波动周期随周相变化与散热筋的数量相同，而实心盘则没有位移波动。进一步分析可知，正是由于盘面散热筋的存在，导致了盘面刚度随周向位置变化，所以通风盘的盘面位移量在盘周向呈周期性变化，而当压力位置旋转变化时，盘面位移随之产生周期波动，对应的旋转阶次与散热筋数量相同。

因此，可得通风盘盘面位移波动量产生的结构振动是导致车内出现问题的直接原因，而位移波动量是由一定量的制动压力作用于刚度随周向位置变化的通风盘盘面而产生的。

4 制动盘关键结构参数对位移波动量的影响

上一节分析得到了通风盘振动的根本原因，而掌握通风盘关键参数及其对通风盘振动的影响则是抑制通风盘振动的前提条件，本节将着重于这些因素的分析。

影响通风盘振动的关键参数主要是受力和结构等效刚度，根据通风盘截面的简化结构受力图（图14）可知，制动盘面压力p、盘面厚度T、散热筋高度H和散热筋跨距L是最核心的影响因素，因此本节将利用已经验证的数值模型着重分析以上几个因素对位移波动量的影响。

图14 通风盘结构及受力示意图

4.1 制动压力对位移波动量的影响

如前文所述，主观评价制动深度越大，车内制动噪声越大，说明制动压力p对制动盘波动量有直接的影响。

本文选取了轻度、中度和重度制动3种工况为代表进行了分析。轻度、中度和重度的制动深度分别为30%、50%和100%，其制动压力分别为3、5和10 MPa。计算得到的盘面圆周方向最大位移波动量在3种工况下分别为1.10×10-3、1.87×10-3和3.75×10-3mm，表明制动压力与波动量正相关，即减小通风盘制动力分配、车质量和制动加速度等因素均会使位移波动量减小。

4.2 盘面厚度对位移波动量的影响

为考虑最恶劣工况，后3个影响因素均选取重度制动工况。此小节将分析盘面厚度T对盘面位移波动量的影响，原状态制动盘盘面厚度T为7 mm，本文中对比了盘面厚度为8、9和10 mm的盘面位移波动量，其中最大波动量汇总结果如表2所示。结果表明，随着盘面厚度增加，制动盘盘面位移波动量虽轻微下降，但盘面质量却显著增加。

表2 不同盘面厚度对应的制动盘质量和最大位移波动量汇总表

4.3 散热筋高度对位移波动量的影响

原状态制动盘盘面厚度H为16 mm，此处分析了不同散热筋高度对应的制动盘盘面位移波动量。制动盘质量及其最大波动量结果如表3所示，可看到散热筋高度大幅降低时，制动盘盘面波动量降低极小，即散热筋高度对于波动量的影响有限。

表3 不同散热筋高度对应的制动盘质量和最大位移波动量汇总表

4.4 散热筋跨距对位移波动量的影响

原状态圆周方向散热筋之间的跨距L均为31 mm，在圆周方向均匀布置了25个散热筋。对比不同跨距情况下制动盘盘面的位移波动量，其质量及最大波动量汇总结果如表4所示。结果表明，散热筋跨距减小，散热筋个数增多，制动盘盘面波动量显著下降，同时制动盘质量变化不大。

表4 不同跨距对应的制动盘质量和最大位移波动量汇总表

4.5 小结

通过以上对影响制动盘位移波动量的几个关键影响因素的分析可知：散热筋高度在常用范围内变化对制动盘位移波动量影响很小，可忽略；盘面厚度的增加虽能减小位移波动，但质量增加太多，较难作为量产方案；制动压力与位移波动量正相关且可调，但属于整车优化范畴，通常需整车软硬件共同匹配；而散热筋跨距对位移波动量有非常显著影响，且仅涉及制动盘自身结构优化，同时质量增加很少，应为设计中最重要的优化方向。

另外，根据图10中实心盘和通风盘的车内对比结果和本节得到的基本结论，可得到盘面最大位移波动量的经验值约为小于5.00×10-4mm。

5 优化方案与验证

5.1 优化方案介绍

基于上一节提出的优化散热筋跨距的基本方向和最大位移波动量经验值，并结合制动盘样件的加工工艺，给出了制动盘优化方案，其结构如图15所示，其中制动盘盘面厚度7.5 mm，散热筋高度13.5 mm，散热筋跨距16.5 mm，散热筋45个。

图15 优化状态制动盘结构图

5.2 优化方案的仿真验证

通过对优化状态与原状态仿真验证可知，优化状态的位移波动量为1.70×10-4mm，相比于原状态的3.75×10-3mm显著降低至约1∕22，也满足上节提出的5.00×10-4mm经验值。

5.3 优化方案的验证

将优化状态制动盘安装在有制动噪声问题的车上，经主观评价，制动噪声问题完全消失；客观测试结果如图16和图17所示，车内改善10-20 dB（A）左右，转向节本体振动改善10-30 dB。

图16 优化状态与原状态车内噪声和右后转向节振动时频图对比

图17 优化状态与原状态车内噪声和右后转向节振动阶次切片对比

鉴于本文提出的优化思路和优化关键点的有效性，该方法已应用于2021年上市的纯电动车NVH设计开发中，同时也已推广并应用于带有通风盘式制动器的混合动力车型。

6 结论

本文研究的全速段低频制动噪声是纯电动车型NVH开发中遇到的一类新问题。针对新问题，本文确认了制动噪声产生机理是通风盘在制动压力下，盘面结构刚度分布不均产生了盘面振动位移波动量，从而导致通风盘振动并引起车内噪声问题。同时，通过分析通风盘关键参数对位移波动量的影响，确定了此问题最主要影响因素为散热筋跨度，即散热筋跨度越小则位移波动量越小，文中也给出了盘面最大位移波动量的经验值。

针对此结论对通风盘结构进行了优化和样件制作，整车主客观结果均表明优化方案可完全解决车内制动噪声问题，此研究成果不仅已应用于上市的纯电动车型，也已在带有通风盘式制动系统的混合动力车型上应用；同时本文提出的优化方法可为通风盘式制动系统NVH设计奠定基础。

在本文研究的基础之上，未来可通过多参数优化方法深入研究关键因素和位移波动量之间的理论关系，为具有大散热量通风盘的设计开发提供更精细量化的要求和指标。