日本无码免费高清在线|成人日本在线观看高清|A级片免费视频操逼欧美|全裸美女搞黄色大片网站|免费成人a片视频|久久无码福利成人激情久久|国产视频一二国产在线v|av女主播在线观看|五月激情影音先锋|亚洲一区天堂av

  • 手機(jī)站
  • 小程序

    汽車測試網(wǎng)

  • 公眾號

    • 汽車測試網(wǎng)

    • 在線課堂

    • 電車測試

面向乘用車制動噪聲工程控制的開發(fā)流程研究

2021-12-07 19:56:10·  來源：北京汽車期刊  
　
作者 | 洪慶良，王慶輝來源 | 北京汽車期刊摘要：通過對制動噪聲的分類、產(chǎn)生機(jī)理及抑制方法的研究，結(jié)合乘用車工程開發(fā)的應(yīng)用需求，提出以仿真分析、臺架測試、
作者 | 洪慶良，王慶輝
來源 | 北京汽車期刊
摘 要：通過對制動噪聲的分類、產(chǎn)生機(jī)理及抑制方法的研究，結(jié)合乘用車工程開發(fā)的應(yīng)用需求，提出以仿真分析、臺架測試、整車測試為基礎(chǔ)的抑制乘用車制動噪聲的工程開發(fā)流程。
關(guān)鍵詞：制動噪聲；模態(tài)耦合；開發(fā)流程
根據(jù)IQS（Initial Quality Study，新車質(zhì)量滿意度調(diào)研）和TQS（Tracking Quality Survey，先行質(zhì)量滿意度調(diào)研）數(shù)據(jù)統(tǒng)計結(jié)果，制動噪聲被列為汽車舒適性市場抱怨的前十大問題之一；部分車輛在制動過程中產(chǎn)生的噪聲聲壓級甚至超過110 dB（A），對人們的聽覺刺激非常明顯，已成為城市生活環(huán)境的重要噪聲污染源之一。降低制動噪聲涉及摩擦學(xué)、聲學(xué)、熱力學(xué)、振動、材料等多學(xué)科知識。一般認(rèn)為，制動器系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)因素引起自激振動從而產(chǎn)生制動噪聲，通常將整個制動器看做一個整體，通過改變制動器部件的質(zhì)量、剛度、阻尼或動態(tài)特性、耦合關(guān)系來消除制動器系統(tǒng)的異響模態(tài)頻率[1]?；谀B(tài)耦合理論的復(fù)模態(tài)分析方法和SAE J2521 標(biāo)準(zhǔn)的制動噪聲試驗具有較好的一致性，在制動噪聲的抑制研究中已得到廣泛應(yīng)用和充分認(rèn)可[2-4]。基于以上理論進(jìn)行制動噪聲抑制方法的研究，構(gòu)建乘用車制動噪聲工程控制的開發(fā)流程。
1 制動噪聲理論分析
1.1 制動噪聲分類
制動噪聲是制動過程中摩擦片與制動盤摩擦產(chǎn)生的令人厭煩的雜聲，是汽車NVH（Noise、Vibration、Harshness，噪聲、振動與聲振粗糙度）品質(zhì)的重要衡量因素之一，由聲音的頻率、聲壓級和品質(zhì)所決定。根據(jù)振動頻率的頻段不同，制動噪聲通?？煞譃镸oan、Groan、Judder等低頻振動噪聲和Squeal、Creak、Wire-brush等中高頻振動噪聲兩大類，Squeak頻段較寬，涵蓋200～8 000 Hz低中高范圍，如圖1所示[5]。

圖1 典型噪聲及頻率分布圖
低頻振動噪聲的頻率一般低于1 000 Hz，其產(chǎn)生的主要原因是制動盤與摩擦材料表面的粘滑運(yùn)動引起制動器和底盤部件振動。如自動擋車型起步時常見的Groan噪聲，也稱咕隆聲，是駕駛員制動控制過程中制動盤與摩擦片間從靜摩擦到動摩擦轉(zhuǎn)換時的粘滑運(yùn)動引起的制動系統(tǒng)及底盤部件振動噪聲；當(dāng)該粘滑運(yùn)動無法消除時即表現(xiàn)為一連串有節(jié)奏的噪聲，稱為Creep Groan噪聲，也稱蠕動噪聲，其頻率通常低于800 Hz。
另一種常見的低頻振動噪聲為Moan聲，也稱哞哞聲，其通常與制動系統(tǒng)、連接部件及懸架系統(tǒng)的剛性相關(guān)，是以制動盤和摩擦片的摩擦作為激勵源引起制動系統(tǒng)與其環(huán)境件共振，一般發(fā)生在車速較低、輪邊壓力很小或沒有壓力、制動或非制動轉(zhuǎn)向時，在輕踩或不踩制動踏板的前進(jìn)、倒退和轉(zhuǎn)向低速行駛工況，當(dāng)初始制動為冷態(tài)或濕態(tài)時更易出現(xiàn)，頻率通常低于400 Hz。
中高頻制動噪聲頻率通常在1 000 Hz以上，如常見的Squeal噪聲，又稱制動尖叫聲，對人耳刺激較大，不易被人接受。根據(jù)頻率范圍，1 000～3 000 Hz稱為LF-Squeal噪聲，3 000 Hz以上稱為HF-Squeal噪聲。該類噪聲主要由摩擦片的彈性振動引發(fā)自激振，或與制動部件模態(tài)耦合引發(fā)共振，最易與卡鉗和轉(zhuǎn)向節(jié)的連接件鉗支架發(fā)生模態(tài)耦合引發(fā)共振。
1.2 制動噪聲機(jī)理
車輛的制動過程是摩擦片與制動盤摩擦將動能轉(zhuǎn)化為熱能的過程，對與其連接的部件產(chǎn)生激勵，當(dāng)某一部件的固有頻率與激勵頻率接近時，會出現(xiàn)頻率耦合共振產(chǎn)生噪聲，涉及到制動及懸架系統(tǒng)的各個零部件；就單個關(guān)聯(lián)部件而言，比如摩擦片，會涉及其材料、結(jié)構(gòu)、物性、剛性等因素。
在不同理論分析和試驗研究的基礎(chǔ)上，形成了多種制動噪聲理論，一般認(rèn)為，動摩擦系數(shù)隨著相對滑動速度的增大而減小是制動噪聲產(chǎn)生的根本原因，形成了粘滑機(jī)理和摩擦力-相對滑動速度關(guān)系的負(fù)斜率機(jī)理。普遍認(rèn)同的制動噪聲研究包括Sprag-Slip理論、摩擦力-相對滑動速度關(guān)系的負(fù)斜率機(jī)理、模態(tài)耦合理論和摩擦學(xué)理論[6–7]，不作贅述。
1.3 制動噪聲影響因素及特點(diǎn)
影響制動噪聲的因素大致分為4類：摩擦副特性、制動器結(jié)構(gòu)、環(huán)境因素和制動工況。大量試驗表明，制動噪聲的發(fā)生存在如下規(guī)律：（1）低速制動及臨近停車時易發(fā)生；（2）摩擦界面溫度升高后，摩擦膜已經(jīng)形成，摩擦系數(shù)穩(wěn)定時易發(fā)生；（3）噪聲頻率隨制動壓力升高而變化；（4）摩擦系數(shù)相同的摩擦材料在產(chǎn)生噪聲傾向上有很大差別，同一摩擦片安裝于某一制動器上可能無噪聲，安裝于另一制動器上則有可能產(chǎn)生噪聲。
進(jìn)一步分析發(fā)現(xiàn)，制動噪聲發(fā)生具有以下特點(diǎn)：（1）受環(huán)境因素影響較大；（2）重復(fù)性較差；（3）具有隨機(jī)性。這給制動噪聲抑制帶來了較大困難。
1.4 制動噪聲基本抑制方法
研究制動噪聲的目的是在產(chǎn)品初步選型基礎(chǔ)上，通過預(yù)測、分析、控制等手段來抑制噪聲產(chǎn)生，通過對制動器及其環(huán)境件的有限元分析，提出結(jié)構(gòu)參數(shù)、材料參數(shù)、性能參數(shù)等優(yōu)化方法以減小制動噪聲發(fā)生幾率。
試驗表明，制動噪聲的特征頻率幾乎不變，進(jìn)一步說明制動噪聲與制動器結(jié)構(gòu)有關(guān)，其中摩擦片結(jié)構(gòu)的隨機(jī)性較大，相比卡鉗和支架，摩擦片結(jié)構(gòu)改變更易實現(xiàn)；因此，在抑制制動噪聲時，可嘗試改變摩擦片的結(jié)構(gòu)和物性，沒有得到理想效果時，再對制動器其他部件進(jìn)行優(yōu)化改進(jìn)，這既是工程上常用的方法，也是技術(shù)風(fēng)險和成本、周期最易控制的途徑。
對于低頻噪聲，采用摩擦系數(shù)對接觸面相對滑動速度不敏感的材料，并修改零部件的結(jié)構(gòu)參數(shù)，達(dá)到降低或消除噪聲的目的；對于高頻噪聲，改變摩擦片的形狀和接觸面壓，增加制動盤剛度，改變制動盤材料及制動鉗的結(jié)構(gòu)參數(shù)以減小或消除噪聲。
2 制動噪聲工程開發(fā)流程
在車型項目工程開發(fā)中，為抑制車輛制動噪聲，需進(jìn)行系統(tǒng)的分析和驗證。基于制動噪聲的產(chǎn)生機(jī)理和基本抑制方法，提出工程開發(fā)流程：仿真分析、臺架匹配和道路測試。
2.1 仿真分析
在工程上較多采用以下2種方法。
1）基于模態(tài)耦合理論的仿真分析。
在多自由度系統(tǒng)中，摩擦力會使整個系統(tǒng)出現(xiàn)不對稱的剛度矩陣，依據(jù)穩(wěn)定性理論對整個系統(tǒng)運(yùn)動穩(wěn)定性及模態(tài)耦合情況進(jìn)行分析[8]，如圖2所示，對制動器發(fā)出的噪聲趨勢進(jìn)行判斷與優(yōu)化改進(jìn)。圖中A和B為相對滑動的兩摩擦表面，F(xiàn)i和Fj分別為A和B表面摩擦力，KF為摩擦耦合剛度。

圖2 摩擦耦合關(guān)系簡圖
對耦合作用下的制動器進(jìn)行有限元建模，提取復(fù)特征值和系統(tǒng)模態(tài)，分析系統(tǒng)的穩(wěn)定性。其中，振型和固有頻率是結(jié)構(gòu)振動特性中最基本的2個方面，通過模態(tài)分析可直觀地計算出零件或組合體的振型和固有頻率，利用這一特性避免共振或跳過某一特定振動頻率是工程開發(fā)中最常用的方法。文獻(xiàn)[9]利用有限元分析復(fù)模態(tài)發(fā)現(xiàn)制動鉗支架、制動盤、制動塊之間發(fā)生了模態(tài)耦合，對支架邊梁結(jié)構(gòu)進(jìn)行剛性加強(qiáng)以規(guī)避此情況，降低異響概率。
2）基于摩擦力-相對滑動速度關(guān)系的負(fù)斜率的仿真分析。
在制動壓力相同的前提下，制動盤與摩擦片之間的摩擦力并不是一個常數(shù)，其大小與制動盤的轉(zhuǎn)速有關(guān)；轉(zhuǎn)速越大，摩擦力可能增大也可能減小，如圖3所示，這樣易使運(yùn)動部件出現(xiàn)自激振動產(chǎn)生噪聲[10]。圖中m為摩擦片質(zhì)量，K為彈簧剛度，P為摩擦片上的正壓力，C為結(jié)構(gòu)阻尼，X為摩擦片滑動速度，V0為制動盤穩(wěn)定滑動速度。

圖3 盤式制動器單自由度振動簡化模型
2.2 臺架匹配
結(jié)構(gòu)設(shè)計及仿真分析完成后進(jìn)入臺架匹配測試階段，通過臺架模擬車輛使用工況，對可能產(chǎn)生的制動噪聲進(jìn)行搜索識別。
1）試驗樣件。
制動系統(tǒng)零部件通過仿真分析對耦合模態(tài)進(jìn)行了理論上規(guī)避；摩擦材料完成初步選型，其效能和物性滿足要求；摩擦片鋼背材料及厚度進(jìn)行選擇確保不因剛性弱對低頻制動噪聲不利；懸架系統(tǒng)與制動系統(tǒng)連接最緊密，是制動噪聲傳遞路徑件及放大器，其需要完成關(guān)鍵部件的性能調(diào)校，尤其是彈性元件硬度、彈簧剛度、轉(zhuǎn)向節(jié)及穩(wěn)定桿等零部件模態(tài)需完成固化；受條件的限制，通常采用1/4懸架系統(tǒng)配合制動系統(tǒng)進(jìn)行試驗。
2）試驗設(shè)備。
目前常用的試驗設(shè)備是link 3900制動噪聲試驗倉，在滿足SAE J2521試驗要求的基礎(chǔ)上進(jìn)行。
3）試驗方法。
通常參照SAE J2521要求進(jìn)行試驗，包括標(biāo)準(zhǔn)試驗、冷態(tài)試驗及衰減試驗3部分，涵蓋制動初速度、制動終速度、制動初溫、制動減速度、制動壓力、制動次數(shù)、環(huán)境濕度等幾百個試驗參數(shù)，較大程度上模擬實車環(huán)境噪聲的發(fā)生工況。
4）判定標(biāo)準(zhǔn)。
臺架噪聲判定標(biāo)準(zhǔn)通常由主機(jī)廠自主設(shè)定，行業(yè)內(nèi)沒有統(tǒng)一的標(biāo)準(zhǔn)要求。摩擦面的溫度不同、摩擦片的磨損程度不同，制動噪聲的發(fā)生率也不同，以某車型為例，其制動噪聲發(fā)生率臺架試驗要求見表1。
表1 制動噪聲發(fā)生率臺架試驗要求

注：新片為全新摩擦片；半片為摩擦片厚度為新摩擦片2/3狀態(tài)；熱態(tài)為摩擦面溫度大于50℃；冷態(tài)為摩擦面溫度小于等于50℃。
2.3 道路測試
整車道路測試是近些年主機(jī)廠為應(yīng)對用戶對制動NVH要求提升而開展的測試，是對仿真與臺架結(jié)果的實車驗證，包括城市工況和山路工況。城市工況試驗主要在上海、重慶等地開展，山路工況試驗主要在安徽黃山、北京密云、河北狼牙山等地開展，以黃山綜合道路試驗為例進(jìn)行闡述。
1）道路試驗環(huán)境。
道路環(huán)境應(yīng)符合GB 12534—1990《汽車道路試驗方法通則》中相關(guān)規(guī)定；道路工況涵蓋城市工況、鄉(xiāng)村工況、山路工況和高速工況，并且山路工況不少于總里程的60%；試驗溫度應(yīng)包含低溫（0～5 ℃及以下）、常溫和高溫（制動升溫至300 ℃以上），其中低溫在條件不允許的情況下，可在環(huán)境艙中進(jìn)行；試驗濕度應(yīng)包含低濕度（30%RH及以下）、通常濕度（30%～90%RH）和高濕度（90%RH及以上）。
2）道路試驗設(shè)備。
隨車安裝噪聲測試設(shè)備，如圖4所示，其中主機(jī)固定在副駕座椅上，顯示器固定在儀表板上便于觀察的位置，主麥克風(fēng)安裝在駕駛員右耳旁，副麥克風(fēng)安裝在副駕位置附近，熱電偶安裝在摩擦片或制動盤貼合面上。通過上述設(shè)備記錄噪聲相關(guān)的各技術(shù)參數(shù)，包括車速、踏板力、制動次數(shù)、管路壓力、制動減速度、制動時間、制動盤/片溫度、環(huán)境溫度及濕度、噪聲聲壓級、頻率等。

圖4 整車制動噪聲道路試驗圖
通常設(shè)置試驗總里程為16 000 km，包括初期試驗2 000 km，主要驗證新摩擦片的狀態(tài)；中期試驗6 000 km，主要驗證摩擦片使用至半磨損狀態(tài)；末期試驗8 000 km，主要驗證摩擦片半磨損后使用狀態(tài)。具體試驗方法參照T/CAAMTB 17—2019《乘用車制動噪聲及抖動整車道路試驗方法及評價》[11]執(zhí)行，包含綜合道路試驗及專項道路試驗2部分。其中，綜合試驗以黃山200 km循環(huán)道路試驗為例，共進(jìn)行80個循環(huán)（16 000 km），沿途設(shè)置10個評價點(diǎn)分別進(jìn)行起步、勻速、減速、停車制動試驗，試驗工況包括冷車、100 ℃以下、100～250 ℃、250～300 ℃、300 ℃以上及恢復(fù)，平地、5%～20%坡道，前進(jìn)、倒車、轉(zhuǎn)向和不同初速度、制動壓力、減速度；專項試驗針對Moan、Creep Groan、Squeal、Wire-brush、Judder等典型制動噪聲進(jìn)行S路、紅綠燈、擁堵跟車、水膜、大坡道、極寒、全磨損及對標(biāo)等試驗。

3）試驗標(biāo)準(zhǔn)。
根據(jù)試驗設(shè)備記錄的制動次數(shù)N、制動噪聲次數(shù)ni和噪聲分貝值及其對應(yīng)的強(qiáng)度因素IF（Intensity Factor，強(qiáng)度因素）（見表2），按照式（1）計算ONI（Objective Noise Index，客觀噪聲指數(shù)），對照表3評價車輛制動噪聲表現(xiàn)。

式中：ni為某噪聲強(qiáng)度的制動噪聲發(fā)生次數(shù)；IFi為某噪聲強(qiáng)度的強(qiáng)度因素，對應(yīng)數(shù)值見表2；N為試驗過程中總制動次數(shù)。
表2 噪聲強(qiáng)度與IF對應(yīng)表



表3 ONI評價標(biāo)準(zhǔn)

根據(jù)試驗設(shè)備記錄的制動次數(shù)N、制動噪聲次數(shù)ni和評價人員對制動噪聲的主觀評價分值及其對應(yīng)的VER（Vehicle evaluation Rate，車輛評價級數(shù)）（見表4），按照式（2）計算SNI（Subjective Noise Index，主觀噪聲指數(shù)），對照表5評價車輛制動噪聲表現(xiàn)。


式中：VERi為某制動噪聲的主觀評價分值所對應(yīng)的車輛評價級數(shù)，見表4。其中，主觀評價分值為1～10分，7分為95%用戶群體可接受的合格基準(zhǔn)分，其分值越高則車輛噪聲表現(xiàn)越好。
表4 主觀評價分值與VER對應(yīng)表

表5 SNI評價標(biāo)準(zhǔn)


ONI是通過對客觀數(shù)據(jù)的加權(quán)來評價制動噪聲優(yōu)劣性的指標(biāo)要素，SNI是通過對主觀打分的加權(quán)來評價制動噪聲優(yōu)劣性的指標(biāo)要素，通過對兩者的綜合評判來確定整車制動噪聲的可接受程度，當(dāng)其中一項指標(biāo)不合格時，應(yīng)分析具體原因進(jìn)行改善。

3 開發(fā)流程的實踐應(yīng)用
某車型的開發(fā)周期中，在前期數(shù)據(jù)設(shè)計階段，利用ABAQUS軟件對制動器總成產(chǎn)品模型進(jìn)行有限元計算，得出其各階模態(tài)、特征值和振型，發(fā)現(xiàn)制動鉗支架與制動器連接板出現(xiàn)模態(tài)耦合，通過增加連接板局部厚度，改變其剛性和模態(tài)，避免了模態(tài)耦合，消除可能出現(xiàn)的低頻噪聲。
在樣件試制階段，搭建1/4懸架制動噪聲試驗臺，經(jīng)測試發(fā)現(xiàn)，熱態(tài)、70 dB（A）以上、3 000～4 000 Hz中頻噪聲發(fā)生率較高，經(jīng)過多次匹配，對消音片進(jìn)行優(yōu)選，在摩擦片上增加兩側(cè)J型倒角和中間雙直槽，經(jīng)過改善后，噪聲發(fā)生率從6.05%降為1.19%，滿足試驗標(biāo)準(zhǔn)要求。
工程樣車階段，在安徽黃山進(jìn)行試驗樣車的道路測試，全程記錄制動噪聲表現(xiàn)和車輛狀態(tài)，根據(jù)客觀試驗數(shù)據(jù)和主觀評價分值，依據(jù)式（1）和式（2）計算得客觀噪聲指數(shù)ONI值為0.012、主觀噪聲指數(shù)SNI值為0.65，噪聲表現(xiàn)均達(dá)到評價標(biāo)準(zhǔn)的優(yōu)秀要求，滿足了用戶對駕乘舒適性的要求。
4 結(jié)束語
制動噪聲作為影響汽車舒適性的重要指標(biāo)，其嚴(yán)重干擾用戶的駕駛體驗和城市生活，汽車環(huán)境工況復(fù)雜多變，制動噪聲的發(fā)生存在諸多不確定性、隨機(jī)性與復(fù)雜性，徹底抑制制動噪聲存在一定難度。從制動噪聲發(fā)生機(jī)理出發(fā)，遵循科學(xué)規(guī)范的開發(fā)流程，進(jìn)行充分的理論分析、臺架匹配、道路驗證，可以在較大程度上降低噪聲發(fā)生率，滿足用戶需求。
參考文獻(xiàn)
[1]張立軍，繆維佳，余卓平.汽車盤式制動器摩擦-振動耦合特性試驗研究[J]. 摩擦學(xué)學(xué)報，2008（5）：480-484.
[2]盛勇生，馬力，過學(xué)迅，等. 面向制動噪聲的盤式制動器零部件實模態(tài)分析[J]. 汽車科技，2007（3）：21-23.
[3]侯俊，過學(xué)迅. 基于有限元方法的盤式制動器制動噪聲研究[J]. 機(jī)械設(shè)計，2008，25（8）：50-52.
[4]呂輝，于德介，謝展，等. 基于響應(yīng)面法的汽車盤式制動器穩(wěn)定性優(yōu)化設(shè)計[J]. 機(jī)械工程學(xué)報，2013，49（9）：55-59.
[5]董良. CAE分析在客車盤式制動器NVH領(lǐng)域的應(yīng)用[J].客車技術(shù)，2012（4）：7-11.
[6]NISHIWAKI M，HARADA H，OKAMURA H， et al. Study on Disc Brake Squeal[C] // SAE International Congress and Exposition. SAE Paper 890864，1989.
[7]HULTéN J. Some Drum Brake Squeal Mechanism[C]// SAE Noise and Vibration Conference and Exposition. SAE Paper 951280, 1995.
[8]NACK W V.Brake Squeal Analysis by Finite Element[J].Interna- tional Journal of Vehicle Design，2000，23（3/4）：263-275.
[9]吳帥，張曉艷，王德宸，等. 復(fù)模態(tài)分析在盤式制動器制動異響抑制上的應(yīng)用[J]. 噪聲與振動控制，2017（1）：40-43.
[10]HOFFIMAN C T. Damper Design and Development for Use on Disc Brake Shoe and Lining Assemblies[C]// SAE International Con- gress & Exposition. SAE Paper 88025,1988.
[11]中國汽車工業(yè)協(xié)會. 乘用車制動噪聲及抖動整車道路試驗方法及評價：T/CAAMTB 17—2019[S] . 2019. 
分享到：
 
反對 0 舉報 0 收藏 0 評論 0
滬ICP備11026917號-25