某SUV盘式制动器低频颤鸣测试分析与工程实践

张 军，吴良桢，许华政，屈亚堃，余 靖，薛生龙

（吉利汽车研究院（宁波）有限公司,浙江 宁波 315336）

随着中国乘用车市场的快速发展，市场用户对汽车制动的舒适性要求也越来越高，而汽车制动噪声问题作为车辆驾乘舒适性的重要因素，一直是汽车业界关注的重点技术领域。其中，制动高频噪声和低频制动抖动问题已经在国内外被较全面地研究，而对于制动低频噪声问题，通常是在低速轻制动力工况下产生，频率范围在1 000 赫兹以下，这涉及到驱动系统与悬架系统等部件，其影响因素与机理也较复杂，因此在汽车行业内研究得较少。

Abdelhamid 等[1]研究表明制动副粘滑摩擦振动是引起制动颤振的关键；Dunlap 等[2]测试分析发现制动颤振发生时，制动钳壳体及支撑处发生了扭曲变形；Donley等[3]通过多体动力学仿真分析工具，建立麦弗逊前悬架的刚柔耦合模型，提出转向节和前支柱等都可能对制动颤振有影响；常庆斌等[4]通过采用活塞偏心布置及加强卡钳支架的方式，改善摩擦片偏磨导致的制动低鸣噪声问题，但是对制动低频噪声问题的解决还没有系统性工程措施与方案。

本文介绍了某盘式制动器SUV 车型的蠕行颤鸣问题排查与测试分析过程，系统地阐述了制动低频颤鸣产生原理和具体的工程措施方案，通过制动盘安装连接方式的优化，实车验证了改进方案的有效性，这对于提升制动系统NVH性能开发有着较重要的工程指导意义。

1 蠕行低频振动噪声的测试与分析

某配置单缸活塞前制动器的2.0T发动机横置前驱SUV 车型，在低速起步前进或倒退时，轻度制动情况下，车内/外都存在明显的持续中低频率“共鸣声”，前轮近场位置的声压级超过80 dB（A），容易引起驾乘人员的抱怨。尤其是在低温高湿环境下，制动盘表面生成薄红锈情况之后，该制动噪声更加明显，发生机率显著增加，但经多次制动工况，清除制动盘表面锈蚀之后，该噪声也随之消除。此外，更换转向节、下摆臂、轴承、卡钳和制动盘等底盘制动部件，制动噪声无明显变化，而通过更换不同规格类型的轮辋总成，该制动颤鸣声现象有明显变化。

根据此制动噪声现象发生在车速较低、制动压力较小和制动盘温度较低的条件下，以及中低频率的噪声特征，推测可能是典型的制动蠕行颤振问题。由于制动蠕行噪声的机理比较复杂，影响因素也较多，因此该问题排查与工程解决的难度也较大。

1.1 蠕行制动噪声的整车测试分析

经主观评价，此蠕行制动噪声只发生在前制动器附近，为了分析此制动噪声特征与潜在的传递路径，分别在制动盘表面、摩擦片、卡簧、卡钳支架、轮辋、转向节、下摆臂等零部件上布置振动加速度传感器，并在轮胎总成附近布置麦克风，通过CAN 总线采集发动机转速信息，进行振动与噪声信号的同步采集，测试系统示意图与坐标系如图1所示。

图1 整车测试的传感器布置

其中，为了更加直接地监测制动盘振动与蠕行噪声的关联性，在低速转动中的制动盘外侧表面上布置了法向的振动传感器，如图1(b)所示。根据振动与噪声时频域特征测试分析结果，如图2所示。该制动蠕行噪声在时间域内存在间歇性瞬态冲击特征与噪声演变过程，而在频率域内主要表现为86 Hz倍频的制动颤振噪声，以及603 Hz 倍频的制动噪声。经对声振数据的音频回放及现场主观评价识别，该车型蠕行工况下最严重或可能引起市场用户明显抱怨的是603 Hz倍频的制动颤鸣噪声，其主要的噪声频率带分布于1 200 Hz、1 800 Hz 和2 400 Hz，这些人耳听觉的高敏感区域，且此类型噪声持续时间较长，不易衰减，车外声压级超过80 dB（A）；同时，还存在2 阶～4 阶边频的调制现象，其可能原因与制动系统内/外摩擦蹄片与沟槽设计的数量相关。

图2 制动盘振动与近场噪声的时频测试分析

据图3和图4所示，通过制动器与悬架各位置振动测试时频特征的对比分析得出；

图3 制动盘、卡簧、摩擦片、卡钳支架振动的时域测试

图4 制动钳、轮辋、转向节、下摆臂振动的时域测试

（1）制动系统的制动盘、卡簧和卡钳支架的颤鸣阶次振动特征最为明显，而摩擦片、钳体、转向节和下控制臂的振动特征幅值明显降低；

（2）轮辋的颤鸣阶次振动特征微弱。

1.2 基于振动源与传递路径的扰动试验

根据以上整车级路径振动传递特征的测试分析结果，考虑通过对制动和底盘结构的试验扰动法，隔离或改变零部件的质量、刚度和阻尼特性，实车验证是否有效抑制蠕行颤鸣噪声问题，如去掉制动卡簧和在部件上吸附一定重量的磁铁块等。经多次实验论证，只要有在制动盘上附加质量块就可以消除蠕行颤鸣声。

而对其它制动与悬架部件进行质量和刚度的扰动试验，包括在导向销位置螺接特定频率动态吸振器方案[5]，经整车验证蠕行颤鸣都无变化，这说明制动系统之间摩擦运动激发起制动盘振动与声辐射，并通过制动卡钳传递到转向节和悬架系统。在此振动传递过程中，部分零部件会增大或减小特定频率范围的振动幅值。此外，通过更换摩擦片的材料，降低摩擦系数，也可以降低蠕行制动颤鸣的发生频次，但这会引发整车制动系统的重新匹配开发设计，并导致相应的试验验证工作，将推迟整车开发交付的时间。

2 基于方案验证的频响与模态测试

为了分析制动盘与卡钳、轮辋等悬架系统的结构耦合因素，进行了基于整车静置下的频响特征测试分析，避免出现耦合的非稳定模态．进而避免产生制动低鸣噪声。

2.1 基于整车制动工况的制动盘模态测试

在整车静置情况下，发动机以怠速转速运转，通过反复踩踏制动踏板施加一定的制动活塞压力，同时采用力锤多点激励制动盘与卡钳，根据多点频率函数进行模态参数识别，结果如图5所示。这其中可发现存在594 Hz的模态阶次，数值上与颤鸣振动谐阶次频率603 Hz比较接近，模态振型如图6所示。以制动盘的绕整车前后方向的摇晃振动为主，同时存在一定的径向运动。

图5 基于整车制动工况的制动盘频响测试合成曲线

2.2 制动盘连接方式验证与原点频响传函测试

根据图6的关键阶次模态振型特征，可以得出该阶模态不仅与制动系统相关，还可能与制动盘安装的边界状态密切关联。考虑到该车型制动系统的总体匹配开发已基本完成，制动钳与摩擦片的设计变更将涉及开发周期延长和成本问题。所以，研究如何通过优化制动盘的装配边界条件，从而改变制动系统的关键模态特征就显得十分有意义了。

图6 制动盘关键阶次模态振型（564.87 Hz，阻尼比3.07%）

如图7所示，利用力锤Y向激励与加速度传感器拾振，可以测试出制动盘原点频响特性。通过更换某不同样式轮辋和增加3 mm厚度钢制轮毂垫片，结合整车蠕行制动颤鸣现象的差异，开展对比研究各方案的原点频响传函变化趋势。试验结果如图8所示。更换轮辋之后整车蠕行制动颤鸣现象消失，而制动盘原点传函测试曲线在500 Hz 也以后发生了明显变化，600 Hz左右原点传递函数幅值显著降低；在另外一侧的前制动盘与轮辋法兰面之间增加垫片之后，整车制动颤鸣现象发生不同步情况，主观评价时能够明显察觉左轮与右轮的颤鸣频率不一致，而制动盘原点频响在所关注的594 Hz 峰值发生了偏移。综合以上的对比测试研究结果，说明轮辋法兰与制动盘的连接方式直接影响着整车的蠕行制动颤鸣噪声。

图7 基于整车的制动盘原点频响传函测试与方案验证

图8 更换轮辋总成与垫片的制动盘原点频响传函测试对比

3 简化的制动盘多体动力学系统模型

为了建立蠕行颤鸣现象的简化制动系统多体动力学模型，假设制动钳及导向机构、摩擦片、制动盘等为集中惯量[6]。其中，卡钳系统通过转向节硬连接到前悬架角总成，制动盘系统通过特定约束刚度KDX与KDZ连接到转向节，简化模型如图9所示。

图9 简化的制动盘动力学模型

根据前文整车工况制动盘关键模态振型的测试结果，仅仅考虑制动盘的X向和Z向的惯量特性IDX与IDZ。制动过程中，假设活塞推动摩擦片，分别在制动盘内侧位置Pi(xj,yi,zi)和外侧位置P0(x0,y0,z0)上施加法向压力zi与z0，如果制动盘与摩擦片之间摩擦系数为μ，那么产生的摩擦力分别为Fi与F0。基于简化的制动盘动力学模型，可得到如下的微分方程式（1）和式（2）：

其中：γ与R分别表示制动盘系统质心到Pi和P0位置的距离，通过微分方程矩阵化之后，可得到如下方程（3）：

式中：M、Ψ、T和K分别表示为如下：

考虑到摩擦系数μ的非线性特性和刚度矩阵的非对称性，该制动系统的特征根和特征向量在一定条件下可能是复数，也就是各阶模态频率和模态振型都是复数，这将导致不稳定的发散振动系统，从而引起潜在的制动噪声问题[7－9]。

4 低频颤鸣问题的解决思路与措施

通常认为，在车辆低速蠕行下的轻度制动过程中，摩擦片与制动盘之间的非稳定摩擦激励，引起制动系统及相关底盘部件的结构耦合振动，是诱发制动盘颤鸣声现象的最主要原因。因此，特定条件下的制动副摩擦特性、制动与底盘系统的动态特性参数、驱动力与制动力标定匹配等是制动颤鸣的重要影响因素。根据以上机理的综合分析，从工程开发与方案措施上，可从以下3个方面进行优化：

（1）降低制动副的激励，优化与匹配摩擦特性：包括摩擦片材料配方与选型、动/静摩擦系数、摩擦接触区域与面压分布、制动盘表面锈蚀处理、制动盘结构设计与表面不平度等；

（2）优化制动副与悬架系统的动力学耦合特性：包括制动盘与轮毂的装配结构设计，减小制动盘的约束不均匀性、控制车轮螺栓预紧力、制动与悬架系统部件的模态避频等；

（3）在噪声传递关键路径上增加动态吸振器，如图10所示，安装在制动浮钳导向销位置[5]。

图10 制动系统的动态吸振器结构图

5 工程优化措施与验证

由于对制动摩擦副重新匹配周期较长和成本问题，本车型项目开发只能从底盘结构与总装工艺上进行优化，具体的工程化措施方案有两项：增加轮辋法兰面的接触面积，提升制动盘安装刚度，降低由于车轮螺栓扭紧过程导致的制动盘翘曲或端面跳动量，如图11 所示；提高对车轮螺栓和轮辋安装孔的形位公差精度，严格控制车轮螺栓拧紧力矩与总装工艺，提升车轮螺栓预紧力的均匀性，进一步提升制动盘安装约束刚度的均匀性。

图11 基于整车的制动盘原点频响传函测试与方案验证

经整车主观驾评与测试的对比分析，整车蠕行制动工况的低频颤鸣噪声显著降低，且制动盘法向的阶次振动特征也明显降低，如图12所示。

图12 优化前后的制动盘时频振动测试结果对比

6 结语

由于制动系统的蠕行低频噪声问题的机理复杂，其影响因素也较多，在产品开发的前期难以发现与规避，而在后期的研发阶段，只能应用有限的措施方案。本文以某盘式制动器SUV 车型的蠕行颤鸣问题为背景，系统地开展了基于整车工况的制动噪声识别与相关性排查分析，结合简化的制动盘动力学模型，阐述了制动低频颤鸣的原理，重点论证了制动盘约束刚度的影响，同时提出了具体的工程措施与解决思路。并且，通过轮辋法兰接合面与车轮螺栓装配的优化，实车验证了改进方案的有效性，为行业内解决类似的制动低频噪声问题，提供了极有指导价值的工程实践范例。