制動(dòng)抖動(dòng)問題作為汽車最常見的NVH問題之一，對(duì)汽車的駕乘舒適性有較大影響，過于嚴(yán)重的制動(dòng)抖動(dòng)還會(huì)影響駕駛者對(duì)車輛的操控，為駕駛安全帶來隱患。傳遞路徑分析方法作為汽車NVH領(lǐng)域的重要技術(shù)手段，能夠有效評(píng)估各子系統(tǒng)對(duì)整車NVH性能的作用，幫助工程師在問題診斷和方案驗(yàn)證時(shí)更加高效快捷。本文針對(duì)純電商用車在制動(dòng)時(shí)駕駛室和制動(dòng)踏板異常抖動(dòng)的問題，采用傳遞路徑分析方法確定問題根源，通過對(duì)制動(dòng)缸壓力波動(dòng)調(diào)節(jié)、車架結(jié)構(gòu)優(yōu)化等措施，使制動(dòng)抖動(dòng)問題得到明顯改進(jìn)。

試驗(yàn)樣車在空載和滿載態(tài)下，當(dāng)車速處于60km/h～80km/h區(qū)間時(shí)，半踩制動(dòng)踏板，駕駛室存在明顯的制動(dòng)抖動(dòng)現(xiàn)象，嚴(yán)重影響駕駛舒適性和安全性。針對(duì)該問題，基于“激勵(lì)源-傳遞路徑-響應(yīng)”的分析思路，對(duì)駕駛室座椅導(dǎo)軌、輪轂軸頭、車架進(jìn)行振動(dòng)測試。測試工況為90km/h制動(dòng)到9km/h，數(shù)據(jù)結(jié)果colormap如下圖1所示。

圖1 測試結(jié)果colormap

從主駕座椅振動(dòng)的colormap上可以看到， 90-50km/h制動(dòng)過程中振動(dòng)頻率從20Hz下降到12Hz，隨車速變化。同時(shí)由此時(shí)的車速計(jì)算出此時(shí)的輪速，制動(dòng)時(shí)駕駛室抖動(dòng)表現(xiàn)與輪胎轉(zhuǎn)速的2階對(duì)應(yīng)。同時(shí)車輪輪轂軸頭和車架都存在14Hz、18Hz附近的共振帶，傳遞到駕駛室的振動(dòng)經(jīng)過共振頻帶區(qū)域后，使得駕駛室的振動(dòng)更加劇烈。

通過上面測試數(shù)據(jù)的初步排查，經(jīng)過“激勵(lì)源—路徑—響應(yīng)”模型分析后，駕駛室座椅抖動(dòng)是由于制動(dòng)時(shí)制動(dòng)鼓產(chǎn)生的抖動(dòng)，由輪系經(jīng)懸架、車架、駕駛室懸置傳遞至駕駛室座椅，從而駕駛員感受到異常抖動(dòng)。

圖2 “激勵(lì)源—路徑—響應(yīng)”模型

對(duì)本次制動(dòng)抖動(dòng)問題的源頭即制動(dòng)鼓抖動(dòng)問題進(jìn)行分析，引起抖動(dòng)的主要原因有制動(dòng)液壓力波動(dòng)、制動(dòng)鼓的圓柱度、制動(dòng)缸內(nèi)表面徑向跳動(dòng)量、輪轂安裝平面度，以及輪轂徑向跳動(dòng)量等。通過測試排查發(fā)現(xiàn)制動(dòng)液壓力波動(dòng)影響最大。此外，激勵(lì)頻率與車架模態(tài)耦合、駕駛室懸置隔振率不足也是引起制動(dòng)抖動(dòng)問題的重要因素。

2.1 制動(dòng)缸液壓力波動(dòng)分析

制動(dòng)鼓的制動(dòng)原理示意圖如圖3所示。

圖3制動(dòng)鼓制動(dòng)原理圖

當(dāng)駕駛員踩下制動(dòng)踏板時(shí)，通過一系列的機(jī)械和液壓傳動(dòng)，最終使得制動(dòng)鼓內(nèi)的制動(dòng)蹄與隨車輪旋轉(zhuǎn)的制動(dòng)鼓內(nèi)壁發(fā)生摩擦，從而產(chǎn)生制動(dòng)力，使車輛減速或停止。當(dāng)制動(dòng)鼓圓柱度、徑向跳動(dòng)量超出合理范圍時(shí)，制動(dòng)鼓就會(huì)出現(xiàn)一定頻率的跳動(dòng)，從而反向帶動(dòng)制動(dòng)輪缸以及制動(dòng)踏板和駕駛室地板抖動(dòng)。對(duì)車輛左前、左后、右前、右后四個(gè)制動(dòng)缸進(jìn)行壓力波動(dòng)測試。圖4為左前制動(dòng)缸壓力波動(dòng)結(jié)果。80km/h、70km/h、50km/h的壓力波動(dòng)測試數(shù)據(jù)如表1所示。

圖4 左前制動(dòng)缸壓力波動(dòng)

表1 不同車速下制動(dòng)鼓壓力波動(dòng)

實(shí)車道路測試在90km/h減速至10km/h中度制動(dòng)過程中，制動(dòng)缸的壓力波動(dòng)明顯，波動(dòng)頻率對(duì)應(yīng)輪胎轉(zhuǎn)頻的2階，從20Hz逐漸下降到12Hz，與駕駛室抖動(dòng)問題頻率對(duì)應(yīng)，壓力波動(dòng)幅值最小在18.7%，最大達(dá)到50%，波動(dòng)劇烈，由于波動(dòng)頻率與車速相關(guān)且制動(dòng)踏板抖動(dòng)，說明制動(dòng)鼓及輪系是引起制動(dòng)液壓力波動(dòng)的直接原因。

2.2 車架模態(tài)分析

采用激振器法對(duì)車架模態(tài)測試分析，得到車架一階彎曲模態(tài)頻率為14.6Hz，一階扭轉(zhuǎn)模態(tài)頻率為18.2Hz。

圖5 模態(tài)測試及振型結(jié)果

車架彎曲和扭轉(zhuǎn)模態(tài)與制動(dòng)過程中車速80-70km/h和60-50km/h對(duì)應(yīng)的輪速2階激勵(lì)頻率耦合，放大振動(dòng)，使得駕駛室抖動(dòng)問題加劇。

3.1 制動(dòng)缸液壓力波動(dòng)優(yōu)化方案

經(jīng)過測試對(duì)比分析，發(fā)現(xiàn)對(duì)制動(dòng)鼓的圓柱度，徑向跳動(dòng)量進(jìn)行參數(shù)控制，以及輪轂安裝平面度，輪轂徑向跳動(dòng)進(jìn)行參數(shù)控制，對(duì)制動(dòng)鼓壓力波動(dòng)有改善作用。新舊制動(dòng)鼓的壓力波動(dòng)如表2所示。新制動(dòng)鼓換裝后，制動(dòng)缸的壓力波動(dòng)幅度降低，尤其左側(cè)70km/h和50km/h時(shí)制動(dòng)壓力波動(dòng)降低幅度達(dá)到20%，制動(dòng)鼓參數(shù)的控制水平會(huì)影響制動(dòng)缸壓力波動(dòng)的程度。后續(xù)測試分析發(fā)現(xiàn)制動(dòng)鼓及輪轂控制參數(shù)中制動(dòng)鼓徑向跳動(dòng)量對(duì)制動(dòng)壓力波動(dòng)幅度影響最明顯，需對(duì)制動(dòng)鼓供應(yīng)商產(chǎn)品參數(shù)進(jìn)行嚴(yán)格監(jiān)控。

表2 新舊制動(dòng)鼓壓力波動(dòng)對(duì)比

3.2 車架局部模態(tài)優(yōu)化方案

結(jié)合車架空間布置的可行性，對(duì)前車架吊耳處上下焊接質(zhì)量塊進(jìn)行局部模態(tài)加強(qiáng)驗(yàn)證，將整車一階模態(tài)彎曲模態(tài)仿真結(jié)果提升至23.4Hz，實(shí)測頻響峰值頻率為22.04Hz。

圖6 加強(qiáng)塊焊接位置示意圖

此時(shí)駕駛室座椅振動(dòng)測試值由原狀態(tài)的1.22m/s^2下降到0.85m/s^2，制動(dòng)抖動(dòng)問題得到一定程度改善。

3.3 整改效果

針對(duì)激勵(lì)源和傳遞路徑一共做了3組優(yōu)化方案。方案1，僅在前車架吊耳處上下加強(qiáng)；方案2，在方案1基礎(chǔ)上將駕駛室懸置剛度加強(qiáng)到600N/mm；方案3，在方案2的基礎(chǔ)上對(duì)制動(dòng)鼓徑向跳動(dòng)0.8mm精控，制動(dòng)抖動(dòng)測試結(jié)果和主觀評(píng)價(jià)如下表3所示。

表3 制動(dòng)抖動(dòng)優(yōu)化效果

通過對(duì)車架模態(tài)避頻、駕駛室懸置剛度選型、制動(dòng)系相關(guān)參數(shù)優(yōu)化，整車制動(dòng)時(shí)座椅振動(dòng)加速度由原狀態(tài)1.22m/s2下降到0.58m/s2，下降了52.4%，主觀評(píng)價(jià)得分從5.5分上升到6.5分，優(yōu)化效果明顯，主觀感受可以接受。企業(yè)在產(chǎn)品開發(fā)前期，應(yīng)針對(duì)制動(dòng)系、車身車架等關(guān)鍵部件進(jìn)行目標(biāo)管控，防止產(chǎn)品投放市場后因制動(dòng)抖動(dòng)問題引起客戶投訴與抱怨。