特定工況固定頻率制動噪音解決方案研究

代立宏 李虎本 黃巨成 朱亞偉

一、前言

制動噪音指的是制動過程中，由物體的振動所造成的，由彈性界質以聲波的方式將能量傳送，產生的人耳朵能感知的（頻率范圍為：20Hz-20000Hz）的噪音。一般認為，盤式制動器的制動噪音產生的機理是通過摩擦片和制動盤這對摩擦副之間的摩擦產生，并通過一定的路徑傳遞的。制動噪音按照頻率劃分可分為3類：低頻噪聲（10Hz-1kHz）、低頻嘯叫（1kHz-5kHz）和高頻嘯叫（>5kHz）。進一步可以細分為常見的十種表現形式：LF-Squeal（低頻尖叫）、HF-SquCal（高頻尖叫）、Judder（抖動）、Groan（嘎吱聲）、Moan（牛叫聲）、Rattle（咔嗒聲）、Clonk（敲擊聲）、wir8 bush（刷盤聲）、Chrip（啁啾聲）和Creak（嘎吱聲）。低頻噪聲主要是摩擦片和制動盤的相互作用，整車懸架系統的傳遞導致。低頻嘯叫主要是制動系統零部件之間模態耦合造成，高頻嘯叫主要是制動盤的周向共振導致。

本文通過對某款SUV車型出現的特定工況下固定頻率的制動噪音（屬于典型的LF-Squsal）從產生機理著手進行理論分析。探討了導致某型SUV車型特定工況下固定頻率制動噪音的解決思路和方法。

二、問題現象

此款SUV車型裝配了液壓式前盤式制動器和后盤式制動器。故障產生的對象為前盤式制動器如圖l所示，主要技術參數如下：卡鉗缸徑為60.33mm，制動盤厚度為28mm，制動有效半徑為135mm。

該車型在制動噪音路過程中，整車冷啟動，前幾次制動出現分貝70dB左右噪音，制動盤溫度達到50℃左右噪音消失。故障出現的條件滿足以下幾點：（1）車輛停置一夜;（2）空氣濕度在70%以上;（3）起步輕踩制動減速度保持在0.1g以下。滿足以上條件，所有車輛100%出現規律性固定頻率的制動噪音。

三、問題機理及措施實現

1、機理分析

針對出現的噪音利用檢測設備對噪音頻率進行了檢測，如圖2所示。

通過設備檢測發現，此噪音的頻率為1.54kHz，分貝值為75dB，屬于典型的低頻嘯叫類噪音。此噪音類型行業內又稱為Me噪音（晨起噪音）主要原因為：潮濕導致的制動摩擦系數的劇烈變化，3個步驟如下：

（1）水分可暫時提高摩擦片相對摩擦面積，摩擦面積上升導致摩擦系數（效能）上升，如圖3所示。

（2）制動盤和摩擦片之間的灰塵（Wear debris）的細微氧化鐵（銹）導致摩擦片和制動盤之間的粘貼傾向增大，導致摩擦系數上升，如圖4所示。

（3）摩擦表面潮濕狀態時摩擦系數低，制動后溫度上升，摩擦表面干燥后摩擦系數急劇上升，如圖5所示。

在以上1到3步驟不斷的變化過程中，制動效能的急劇波動和不穩定，最終導致振動和噪音的產生。

不均勻的摩擦力是產生振動的主要原因，而摩擦塊與制動盤之間Stick-S11p是摩擦力變化的原因，Stick-S11p產生的原因則非常之多與制動盤材質均勻性、DTV、摩擦塊材質均勻性、壓縮量、熱膨脹量、摩擦系數穩定性和卡鉗支架剛度等諸多因素有關。摩擦片一支架的粘彈性單自由度模型，如圖6所示。

根據單自由度系統的振動特性：摩擦片一支架的粘彈性單自由度振動方程為：

其中m為重量、x為位移、c為系統阻尼、k為系統剛度。f（t）作為系統振動的能量，也是噪音產生的源頭。最理想的狀態是f（t）為零，可以通過增加質量;改變頻率削弱振動、增加阻尼;吸收振動、增加剛度;減小變形來實施。根據此機理和開發經驗初步準備以下方案：

內側制動塊增加Shim-cover潤滑劑，改善摩擦系統粘滑剛度和阻尼;實車驗證方案無效，方案如圖7所示;

消音片牌號選用專門的冷態消音片，實車驗證無效;

制動盤開漸開線孔快速除去摩擦表面灰塵，穩定摩擦系數，方案驗證初始有效;一個星期后方案失效，故也排除此方案，開漸開線孔方案如圖8所示。

根據以上排查過程和方案驗證，可以確定摩擦表面摩擦系數的劇烈變化是此噪音的誘發因素（100%消除表面的這種變化幾乎不可能）。進一步分析基本可以鎖定摩擦系數的變化導致振動和某零部件固有頻率重合導共振，最終導致噪音產生。確定過程如下：

對故障車卡鉗支架增加多種方案配重塊，改變零部件頻率如圖9所示，此噪音消失，但是配重塊采用的是強磁性材料吸附，和實際鑄造一體有差異，故需進一步確認

采用Link3802S對實車進行加速度傳感器布置，進行制動角總成振動采集，進一步證實振動源來自卡鉗支架，振動頻率為1.5kHz，如圖10所示。

從故障現象的機理分析以及臨時方案的驗證到最終實車采集數據。可以確定故障原因為卡鉗支架振動模態不合理導致。

2、措施實現

對故障件的制動盤、卡鉗體和卡鉗支架進行了固有頻率和振動模態的檢測，如表1-表4所示。

從以上測試結果分析得知制動盤面內面外以及卡鉗體在1.5kHz附近無固有頻率重合;卡鉗支架在2階處存在1.487Hz、1.495Hz的固有頻率與1.54kHz頻率接近，由此進一步確定制動鉗支架的該階振動模態是導致此噪音的原因。

由于卡鉗支架在2階處存在1.5kHz附近的頻率，由此改變卡鉗支架模態是最有效的方案。物體的固有頻率和其質量和剛度有關，通過卡鉗支架上增加重量可以快速改變其模態，方案如表5所示。

卡鉗支架理論做了6種方案，其中方案5理論和實際測試頻率最佳，卡鉗支架改變前、后頻率分析和實測試結果見表6所示。

從理論和實際測試結構分析得知CAE理論分析結果和實際差約5%左右;方案5支架第10階次到第lO階次的固有頻率和1.5kHz最小的間隔為9.8%左右。將改進后的支架裝配的前制動器按照歐美通行的SAEJ2521標準進行了臺架測試，1.5kHz噪音規避成功，如圖11所示。

隨后將改進后的支架進行裝車驗證，實車測試;原1.5kHz噪音消失。驗證了改進措施的有效性，徹底解決了該車型的特定工況下固定頻率的低頻制動噪音。

四、結論

通過對本噪音產生的原理循序漸進進行剖析。制定了：

制動塊增加Shim-cover方案;

冷態消音片方案;

制動盤開漸開線孔方案;

配重塊驗證方案。

最終鎖定原因為卡鉗支架在1.5kHz附近頻率耦合。通過改變卡鉗支架的頻率，進行解耦，消除了原來1.5kHz的噪音。

通過此過程總結針對特殊問題的解決思路為：首先從基本原理方面著手分析解決方案，制定解決措施和方案;再進一步驗證和借助檢測工具尋找根本原因，最后針對根本原因制定措施。希望通過本文的改進思路給從業者一定的指導作用。