摘 要：某前驅(qū)車型在高速、熱車工況進(jìn)行中度制動時(shí)出現(xiàn)方向盤擺振及車身抖動問題。經(jīng)制動抖動整車道路試驗(yàn)與整車懸架系統(tǒng)、方向盤模態(tài)測試分析，最終確定是由于制動盤熱變形導(dǎo)致制動盤厚薄差（DTV）增長，引起的激勵(lì)頻率與懸架系統(tǒng)縱向固有頻率、方向盤旋轉(zhuǎn)模態(tài)頻率相重合產(chǎn)生共振。通過更改制動盤通風(fēng)結(jié)構(gòu)增加冷卻效能，以及調(diào)整懸架系統(tǒng)剛度特性改變縱向固有頻率的方法有效解決了該車型制動抖動問題。

近年來，汽車越來越多地進(jìn)入尋常百姓家，隨之也帶來了很多問題和挑戰(zhàn)。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(yán)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(xiàn)方面，已成為汽車領(lǐng)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(guān)注。通常在制動過程中摩擦片與制動盤相接觸產(chǎn)生熱量，引起制動盤熱變形進(jìn)而引發(fā)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(jīng)放大產(chǎn)生踏板波動。制動力矩波動則會激勵(lì)懸架系統(tǒng)引起轉(zhuǎn)向系統(tǒng)和車身振動易被駕駛員感知并引起不舒適性。目前，國內(nèi)外對制動抖動問題的研究較多。Jacobsson.H.等[1-2]對制動器相關(guān)零部件、懸架系統(tǒng)結(jié)構(gòu)等對制動抖動的影響進(jìn)行了分析研究。同時(shí)，也有許多學(xué)者采用有限元分析、臺架實(shí)驗(yàn)方法對制動盤熱變形的影響進(jìn)行了研究[3-6]。Kang,J.等[7-8]對制動系統(tǒng)激勵(lì)源進(jìn)行了研究，結(jié)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(shí)，也有許多學(xué)者[9-13]研究了傳遞路徑對制動抖動的影響，并通過優(yōu)化路徑減輕抖動現(xiàn)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(xué)楊翠麗等[15]，采用滾下法測試下擺臂的固有頻率發(fā)現(xiàn)其與制動盤激勵(lì)頻率有高度重疊區(qū)間。合肥工業(yè)大學(xué)李芳龍[16]等采用ADAMS模型分析了懸架系統(tǒng)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(shù)的同類型車輛進(jìn)行試驗(yàn)，結(jié)果表明懸架特性參數(shù)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(shí)驗(yàn)而對整車狀態(tài)下懸架系統(tǒng)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(jìn)行排查分析發(fā)現(xiàn)，由于制動盤DTV增長所引起制動力矩波動激勵(lì)頻率與懸架系統(tǒng)縱向固有頻率及方向盤旋轉(zhuǎn)固有頻率耦合產(chǎn)生共振引起抖動現(xiàn)象。優(yōu)化制動盤通風(fēng)結(jié)構(gòu)并改變懸架系統(tǒng)剛度特性后問題得以解決，結(jié)合實(shí)驗(yàn)驗(yàn)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(xù)車型開發(fā)過程中制動抖動問題的規(guī)避與控制都有重要的指導(dǎo)意義。

1 整車道路試驗(yàn)方案

某前驅(qū)車型在進(jìn)行整車NVH 性能評價(jià)時(shí)，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(xiàn)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(yè)振動噪聲測試設(shè)備進(jìn)行振動噪聲客觀數(shù)據(jù)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(jì)，如圖1所示。


圖1 整車制動抖動測點(diǎn)布置圖
（a）制動卡鉗；（b）下擺臂；（c）轉(zhuǎn)向拉桿；（d）副車架；（e）主駕座椅滑軌；（f）方向盤

測試車輛均在專業(yè)汽車試驗(yàn)場的制動試驗(yàn)道進(jìn)行試驗(yàn)，以盡量減小路面不平等其他干擾因素。另外，在試驗(yàn)開始之前需要對車輛進(jìn)行車輪動平衡、四輪定位檢查等前期準(zhǔn)備以排除干擾因素。在前期準(zhǔn)備完成后，還需對試驗(yàn)車輛進(jìn)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(shí)方可進(jìn)行制動抖動測試。再進(jìn)行3 次制動預(yù)熱，待制動盤溫度上升后進(jìn)行各個(gè)測點(diǎn)振動數(shù)據(jù)采集，整車道路試驗(yàn)各測點(diǎn)振動測試結(jié)果如圖2所示。


圖2 整車道路試驗(yàn)各測點(diǎn)振動測試數(shù)據(jù)
(a)左側(cè)卡鉗；(b)右側(cè)卡鉗；(c)下擺臂；(d)轉(zhuǎn)向拉桿；(e)副車架；(f)轉(zhuǎn)向柱；(g)主駕地板；(h)方向盤

整車道路試驗(yàn)振動測試數(shù)據(jù)表明，左、右卡鉗在不同車速區(qū)間以1 階、2 階激勵(lì)為主。在車速約110 km/h時(shí)，以1階14 Hz激勵(lì)最為明顯并且在各個(gè)響應(yīng)點(diǎn)振動也最為明顯，根據(jù)激勵(lì)頻率與車速關(guān)系


其中：

v——車速，km/h；

r——車輪半徑，m；

n——激勵(lì)次數(shù)，1或2；

當(dāng)車速在120 km/h～60 km/h時(shí)，車輪1階、2階激勵(lì)頻率分別為14 Hz～7 Hz及28 Hz～14 Hz，與實(shí)車測試結(jié)果相符。

2 制動抖動影響因素

制動抖動現(xiàn)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(zhuǎn)向拉桿等傳遞放大到車身和方向盤引起抖動，其抖動激勵(lì)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(dǎo)致在制動過程中接觸壓力不均以及制動力矩等效半徑發(fā)生變化等問題。同時(shí)，DTV 也會引起制動活塞軸向移動產(chǎn)生制動壓力波動導(dǎo)致制動踏板出現(xiàn)上、下跳動現(xiàn)象。初始狀態(tài)DTV值、制動盤成分、機(jī)械加工精度、不均勻腐蝕以及長時(shí)間連續(xù)制動等都會對DTV產(chǎn)生影響[18-19]。另外，制動過程中熱翹曲現(xiàn)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(shí)，當(dāng)制動盤旋轉(zhuǎn)到不同角度，內(nèi)外摩擦塊之間會形成微小的間距同樣會導(dǎo)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(dāng)制動力施加到制動盤時(shí)也會引起制動盤產(chǎn)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(fā)生變化摩擦片特性也會跟著發(fā)生改變。在摩擦片選型過程中超過20項(xiàng)屬性需要被考慮，如密度、熔點(diǎn)、強(qiáng)度等等。其中摩擦系數(shù)、壓縮剛度、熱導(dǎo)率、熱膨脹系數(shù)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(chǎn)生影響。

2.4 懸架和轉(zhuǎn)向子系統(tǒng)因素

制動力矩波動引起的振動作為激勵(lì)源必然也會對其他相關(guān)結(jié)構(gòu)產(chǎn)生影響，當(dāng)激勵(lì)頻率與子系統(tǒng)固有頻率重合或者比較接近時(shí)將產(chǎn)生共振現(xiàn)象，振動將被放大引起系統(tǒng)出現(xiàn)明顯振動問題。大量試驗(yàn)結(jié)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(nèi)，制動盤1階、2 階激勵(lì)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(yàn)得出，在非制動狀態(tài)下懸架系統(tǒng)前后方向固有頻率為18 Hz，而在制動狀態(tài)下為13.8 Hz。另外，轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的自激振動固有頻率也處于10 Hz～20 Hz范圍內(nèi)容易產(chǎn)生耦合共振問題。Robert.M等[14]通過試驗(yàn)也發(fā)現(xiàn)方向盤旋轉(zhuǎn)擺振模態(tài)頻率為13.7 Hz。從激勵(lì)源到接受體傳遞路徑之間會經(jīng)過懸架和轉(zhuǎn)向子系統(tǒng)，因此不同的子系統(tǒng)特性將會對制動抖動產(chǎn)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(xiàn)出的制動抖動差異大不相同。

2.5 其它因素

當(dāng)車輛行駛在較差的路面時(shí)，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(fēng)格對制動抖動也會存在一定影響。

3 整車模態(tài)試驗(yàn)結(jié)果與分析

3.1 整車狀態(tài)下懸架系統(tǒng)模態(tài)測試

在對車輛進(jìn)行狀態(tài)檢查、胎壓檢查等前期檢查后，在整車模態(tài)實(shí)驗(yàn)室內(nèi)進(jìn)行懸架系統(tǒng)模態(tài)測試?？紤]到在制動過程中車輪主要以X方向運(yùn)動為主并帶動下擺臂及轉(zhuǎn)向拉桿等部件產(chǎn)生運(yùn)動。因此考慮在車輪輪轂、主銷、下擺臂、轉(zhuǎn)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(lì)輪轂軸頭位置作為激勵(lì)源，測點(diǎn)布置及激勵(lì)點(diǎn)布置如圖4所示，具體測點(diǎn)類型及通道數(shù)如表1所示。


圖4 模態(tài)測試測點(diǎn)布置圖
(a)車輪輪轂和激振器；(b)下擺臂；(c)轉(zhuǎn)向拉桿；(d)主銷；(e)方向盤

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

表1 測點(diǎn)類型及安裝布置表



圖5 整車模態(tài)測試現(xiàn)場圖

建立幾何模型并檢查所有測點(diǎn)插點(diǎn)無誤，激振器采用Burst Random 激勵(lì)信號進(jìn)行激勵(lì)，采集并記錄試驗(yàn)數(shù)據(jù)，如頻響函數(shù)、相關(guān)性、自譜、互譜等。根據(jù)頻響函數(shù)進(jìn)行模態(tài)參數(shù)識別，其中2 階（13.8 Hz）模態(tài)振型如圖6所示。


圖6 2階（13.8 Hz）懸架系統(tǒng)模態(tài)振型圖

從振型圖可以看出，下擺臂和轉(zhuǎn)向拉桿主要以X方向前后跳動為主而車輪則出現(xiàn)上下翻轉(zhuǎn)運(yùn)動。

3.2 整車狀態(tài)下方向盤旋轉(zhuǎn)模態(tài)測試

由于方向盤在制動過程中出現(xiàn)明顯擺振現(xiàn)象，因此有必要對方向盤旋轉(zhuǎn)模態(tài)進(jìn)行測試。分別在方向盤周向均布4 個(gè)加速度傳感器，測點(diǎn)布置如圖7所示。
采用力錘激勵(lì)方向盤3點(diǎn)鐘輻條位置，如圖7紅色箭頭所示。根據(jù)頻率函數(shù)進(jìn)行模態(tài)參數(shù)識別，其中1階（11.89 Hz）方向旋轉(zhuǎn)模態(tài)振型如圖8所示。


圖7 方向盤旋轉(zhuǎn)模態(tài)測試測點(diǎn)布置圖


圖8 方向盤旋轉(zhuǎn)模態(tài)（11.89 Hz）振型圖

4 控制措施及驗(yàn)證

對于懸架系統(tǒng)來說與制動抖動相關(guān)的設(shè)計(jì)變量主要有下擺臂襯套剛度、副車架安裝點(diǎn)剛度、輪胎剛度等，如表2所示。

表2 制動抖動相關(guān)部件設(shè)計(jì)變量表


由于下擺臂B 襯套比A 襯套更軟，當(dāng)懸架系統(tǒng)發(fā)生前后運(yùn)動時(shí)B襯套將以A襯套為中心發(fā)生旋轉(zhuǎn)運(yùn)動，如圖9所示。


圖9 下擺臂旋轉(zhuǎn)運(yùn)動示意圖

為了限制前后運(yùn)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(tǒng)縱向振動頻率和振動等級減小，但是卻會引起懸架系統(tǒng)繞A襯套旋轉(zhuǎn)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(jù)整車設(shè)計(jì)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(shí)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(tǒng)模態(tài)測試結(jié)果中可以發(fā)現(xiàn)，懸架系統(tǒng)下擺臂2 階模態(tài)（13.8 Hz）振型以X 方向前后跳動為主與制動時(shí)制動盤1階激勵(lì)頻率(14 Hz～7 Hz)非常接近容易產(chǎn)生共振現(xiàn)象，同時(shí)方向盤周向旋轉(zhuǎn)模態(tài)頻率（11.89 Hz)也處于制動盤1 階激勵(lì)頻率范圍內(nèi)易產(chǎn)生共振耦合現(xiàn)象。因此考慮對下擺臂襯套剛度、阻尼特性進(jìn)行調(diào)整。在原襯套的基礎(chǔ)上通過調(diào)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(xiàng)重要影響因素，由于原車狀態(tài)下采用內(nèi)通風(fēng)結(jié)構(gòu)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(fēng)結(jié)構(gòu)制動盤增加冷卻效能以減小激勵(lì)。換裝新樣件后再次進(jìn)行整車試驗(yàn)，試驗(yàn)樣件如圖10所示。


圖10 調(diào)整剛度特性下擺臂和外通風(fēng)制動盤樣件

試驗(yàn)測點(diǎn)布置與圖1保持一致再次進(jìn)行試驗(yàn)，主觀感受制動抖動現(xiàn)象完全消失已達(dá)到可接受范圍。各測點(diǎn)振動測試數(shù)據(jù)如圖11所示，測試結(jié)果也表明激勵(lì)源及響應(yīng)點(diǎn)振幅相比較于原車狀態(tài)均大幅度降低與主觀評價(jià)結(jié)果相一致，換裝新樣件前、后各測點(diǎn)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(jié)果
(a)左側(cè)卡鉗；(b)右側(cè)卡鉗；(c)下擺臂；(d)轉(zhuǎn)向拉桿；(e)副車架；(f)轉(zhuǎn)向柱；(g)主駕地板；(h)方向盤

表3 換裝新樣件前、后振動幅值變化表


5 結(jié)語

（1）通過對整車狀態(tài)下制動抖動測試，結(jié)果表明激勵(lì)源主要以車輪1 階、2 階旋轉(zhuǎn)激勵(lì)為主，并通過懸架、轉(zhuǎn)向系統(tǒng)傳遞至地板和方向盤引起抖動。

（2）在整車狀態(tài)下進(jìn)行懸架系統(tǒng)模態(tài)試驗(yàn)，結(jié)果表明懸架系統(tǒng)下擺臂2 階X方向前后跳動模態(tài)頻率與制動盤1 階激勵(lì)頻率非常接近易產(chǎn)生共振現(xiàn)象。同時(shí)，方向盤周向旋轉(zhuǎn)模態(tài)頻率與處于制動盤1階激勵(lì)范圍內(nèi)，易產(chǎn)生共振耦合現(xiàn)象。

（3）通過調(diào)整下擺臂B 襯套剛度特性以改變懸架系統(tǒng)前后跳動模態(tài)特性，同時(shí)更換外通風(fēng)結(jié)構(gòu)制動盤增加冷卻效能減少激勵(lì)，有效抑制了制動抖動現(xiàn)象。


作者：岳川元1,張 軍3,楊 朝1,2,沈 蜜2,萬 鑫1,2,楊 誠1
1.重慶大學(xué) 汽車工程學(xué)院
2.重慶長安汽車股份有限公司歐尚研究院
3.吉利汽車研究院